2022年二级减速器设计. .pdf

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1、课 程 设 计课程名称机械设计基础题目名称二级减速器传动装置学生学院专业班级学号学生姓名指导教师200 年月日名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 37 页 - - - - - - - - - 目录机械设计基础课程设计任务书.1 一、传动方案的拟定及说明.3 二、电动机的选择.3 三、计算传动装置的运动和动力参数.4 四、传动件的设计计算.6 五、轴的设计计算.15 六、滚动轴承的选择及计算.23 七、键联接的选择及校核计算.26 八、高速轴的疲劳强度校核.27

2、 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.30 十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 .31 参考资料目录名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 1 - 题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓名学号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图 1） 。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图 2 为参考

3、传动方案。二、课程设计的要求与数据已知条件：1运输带需要拉力：F= 3200N；2运输带工作速度：v = 0.47m/s；3滚筒直径： D=320mm 4工作情况：两班制，连续单向运转，载荷有较小冲击；工作年限10年，大修期 3 年；每年按 300天计 ；室内工作， 有粉尘；运输带允许误差为 5%；5制造条件及生产批量：在中小型机械厂批量生产。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1 张；2零件工作图2 张（轴、齿轮各 1 张） ；3设计说明书1 份。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - -

4、- - - 第 3 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 2 - 四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备 : 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教 1-201 第 18 周一二传动装置的总体设计 : 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算 : 带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教 1-201 第 18 周一至第 18 周二三减速器装配草图设计 : 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计教 1-201 第 18 周二至第 19 周一四完成减速器装配图 : 教 1-201

5、 第 19 周二至第 20 周一五零件工作图设计教 1-201 第 20 周周二六整理和编写设计计算说明书教 1-201 第 20 周周三至周四七课程设计答辩工字 2-617 第 20 周五五、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓 , 陈作模 . 机械原理 M. 北京：高等教育出版社，2001. 2 濮良贵 , 纪名刚 . 机械设计 M. 北京：高等教育出版社，2001. 3 王昆 , 何小柏 , 汪信远 . 机械设计 /机械设计基础课程设计M. 北京：高等教育出版社， 1995. 4 机械制图、机械设计手册等书籍。发出任务书日期： 2008 年 6 月 23 日指导教师签名 ：计划完成日期：2

6、008 年 7 月 11 日基层教学单位责任人签章：主管院长签章：名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 3 - 设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含开式齿轮减速和两级圆柱齿轮传动减速） ，说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速Wn，即min07.2832014.347.0100060100060rDvn

7、W二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1) 卷筒的输出力 F=3200N 卷筒轴的输出功率kWFvPW504.1100047.0320010002) 电动机输出功率dWdpP传动装置的总效率54233221式中，.21为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书 1 表 2-4 查得：弹性联轴器99.01；滚子轴承99.02；圆柱齿轮传动97.03；卷筒轴滑动轴承96.04；V带传动5=0.96 则825.096.099.097.099.096.023故kWpPWd823.1825.0504.13电动机

8、额定功率edP名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 5 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 4 - 设计计算及说明结果由1 表 20-1 选取电动机额定功率kWPed2.24电动机的转速选定电动机的型号为Y112M-6 。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速H DXE Y112M-6 2.2KW 940r/min 112 28X60 5、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1） 、总传动比i=n0/nw=33.49 2)、分配传动比假设 V带传动分

9、配的传动比72.3i1，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比。i=9ii1二级减速器中：高速级齿轮传动比55.39*4. 1i*4. 1i2。低速级齿轮传动比54.255.39iii23。三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：min/02.2854.218.71min/18.7155.369.252min/69.25272.3940imin/9403210rinnrinnrnnrnnmm2各轴输入功率按电动机所需功率dP计算各轴输入功率，即名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - -

10、 - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 5 - 设计计算及说明结果kWPPkWPPkWPPkWPPdd89.197.096. 003.203. 297.099. 0112. 2112.296.02. 22. 2323250第三根轴的功率，第二根轴的功率，第一根轴的功率，电动机的输入功率，3各轴输入转矩 T(N?m) mmNnPTmmNmmNnPT54.7981911055.906.223519402 .21055. 91055. 91660060mmNnPTmmNnPT88.64416433105

11、5. 981.272358221055. 966将计算结果汇总列表备用。项目电动机高 速 轴中 间 轴低 速 轴N 转 速（ r/min）940 252.69 71.18 28.02 P 功 率（kW ）2.2 2.112 2.03 1.89 转矩 T(N?m) 22351.06 79819.54 272358.81 644164.88 i 传动比3.72 3.552.54效率0.96 0.99 0.97 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 7 页，共 37 页 - -

12、- - - - - - - - 6 - 设计计算及说明结果三、传动件的设计计算1设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：单班制（共8h） ，连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.112kw 小带轮转速mr /940n1大带轮转速mr /69.252n2，传动比72.3i1。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按5选择了 V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1） 、计算功率apap=kwkwPKA32.2112.21 .12)、选择 V 带型根据ap、1n由图 8-10机械设计 p157

13、选择 A 型带（d1=112140mm ）3） 、确定带轮的基准直径dd并验算带速 v (1) 、初选小带轮的基准直径dd，由（ 机械设计 p155 表 8-6 和 p157表 8-8，取小带轮基准直径mm130d1d（2） 、验算带速 v smsmndvd/39.6/10006094013010006011因为 5m/s6.39m/s90包角满足条件（6）. 计算带的根数单根 V带所能传达的功率根据1n=940r/min 和1dd=130mm 表 8-4a 用插值法求得0p=2.04kw 单根 v 带的传递功率的增量0p已知 A型 v 带，小带轮转速1n=940r/min 查表 8-4b 得

14、 0p=0.35kw 计算 v 带的根数查表 8-5 得包角修正系数k=0.96, 表 8-2 得带长修正系数Lk=0.99 rp=(0p+0p) kLk=(2.04+0.35) 0.96 0.99=2.27KW Z= Prpc=2.32/2.27=1.022 故取 2 根. （7） 、计算单根 V带的初拉力和最小值名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 8 - 设计计算及说明结果min0F500*ZVkpkc)3

15、2.2(+qVV=190.0N 对于新安装的 V带, 初拉力为 :1.5min0F=285N 对于运转后的 V带, 初拉力为 :1.3min0F=247N （8） 计算带传动的压轴力PFPF=2Z0Fsin(1/2)=726.79N （9）. 带轮的设计结构A.带轮的材料为 :HT200 B.V 带轮的结构形式为 : 腹板式 . C 结构图 （略）四、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1） 、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB=350HBS),8级精度, 查表 10-1 得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢

16、调质处理 HB2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算 : 取小齿轮1z=25，则2z=2i1z，2z=25 3.55=88.75 ，取2z=90 并初步选定11确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b. 由图 10-30 选取区域系数 Zh=2.425 c. 由图 10-26 查得76.01, 84.02, 则60.121d. 计算小齿轮的转矩 :mm54.798191NT。确定需用接触应力9 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - -

17、 第 10 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 9 - 设计计算及说明结果e. 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f. 由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效, 故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸 , 然后验算轮齿的弯曲强度, 查表 9-5 得齿轮接触应力1lim=600MPa 大齿轮的为2lim=550MPa h. 由式 10-13 计算应力循环次数8111028.7)3002810(1252.696060hjLnN8821005.255.31028.7Ni. 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数1H

18、NK=0.90 2HNK=0.96 1H =1HNK1lim/S=540 Mpa 2H= 2HNK2lim/S=528 Mpa H=(1H+2H)/2=543 Mpa 3） 、计算（1) 计算齿宽 B及模数ntmB=dtd1=1X51.9mm=51.9mm ntm=td1cos/1z=2.038mm H=2.25ntm=5.19mm B/H=51.9/5.19=10 （3） 、计算纵向重合度=0.318d1ztan =1.704 （4） 、计算载荷系数由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得 : 2. 1,35.1,45. 1,15. 1, 1FHFHVAKKKKKK故载荷系数名

19、师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 11 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 10 - 设计计算及说明结果001.22 .145.115.11HHVAKKKKK（5） 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 1010a 得1d=td13Ktk=44.89mm （6） 、计算模数ntmntm=1d Cos/Z1=1.99mm 4） 、按齿根弯曲强度设计由式 10-17 312121111)1(cos2FasaFnzuYYKTm(1) 、计算载荷系数

20、 : 863.135.12.115.11FFVAKKKKK(2) 、根据纵向重合度=1.704, 从 图 10-28 查 得螺旋角影响系 数85.0Y(3) 、计算当量齿数齿形系数48.2611cos253v1z，9511cos903v2z（4） 、由1 图 10-5 查得21.272.221aaFFYY，由表 10-5 查得776.157.121aSSYYa，由图 10-20C但得1FE=500 MPa 2FE=380 MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳极限1FNK=0.85,2FNK=0.88 计算弯曲疲劳应力 : 取安全系数 S=1.4, 由 10-12 得: 1F=1FNK1FE/S

21、=303.57 MPa 2F=2FNK2FE/S=238.86 MPa 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 11 - 设计计算及说明结果（5） 、计算大小齿轮的111FsaFYY，并比较01704. 084.238794.1268. 20147.057.30357. 172.2222111FsaFFsaFYYYY且222111FsaFFsaFYYYY，故应将222FsaFYY代入1 式（11-15）计算。（6

22、） 、计算法向模数48. 101704.0206.1115cos85.010189.4863.12)1(cos23224312121111FasaFnzuYYKTm对比计算结果 , 为同时满足接触疲劳强度, 则需按分度圆直径1d=46.89mm来计算应有的数 , 于是有 : 取1nm2mm ；（7） 、则64.22215cos89.46cos11nmdz，故取1z=23 . 则2z=2i1z=81.65，取822z（8） 、计算中心距mm97.10611cos2)8223(2cos2)(211zzman取 a1=108mm （9） 、确定螺旋角47.111082)82(232arccos2)(

23、arccos211azzmn（10） 、计算大小齿轮分度圆直径: 1d=mmmZn86.4647.11cos1名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 12 - 设计计算及说明结果2d=mmmZn34.16747.11cos2（11） 、确定齿宽mm89.4686.46112dba取mm52mm4612BB，5） 、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - -

24、 - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 14 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 13 - 设计计算及说明结果低速轴的齿轮计算1） 、选择材料热处理方式 （与前一对齿轮相同） (HB=350HBS),8级精度,查表 10-1 得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢调质处理 HB2=240HBS 2） 、取小齿轮3z=35，则4z=3i3554.23z=88.9 取4z=90，初步选定113） 、按齿面接触强度计算 : 确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt

25、=1.6 b. 由图 10-30 选取区域系数425.2Hzc. 由图 10-26 查得,85.0,76.021则61.121d. 计算小齿轮的转矩 : mm81.2723582NT确定需用接触应力e. 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f. 由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效, 故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸 , 然后验算轮齿的弯曲强度, 查表 9-5 得齿轮接触应力1lim=600MPa 大齿轮的为2lim=550MPa h. 由式 10-13 计算应力循环系数8111005.2)3008210(118.7160

26、60hjLnN7821081.054.21005.2N名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 14 - 设计计算及说明结果 i.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数1HNK=0.96 2HNK=0.97 1H =1HNK1lim/S=576Mpa 2H= 2HNK2lim/S=533.5 Mpa H=(1H+2H)/2=554.8 Mpa 4） 、计算（1） 、计算齿宽 b 及模数ntmB=dtd1=1X65.8

27、7=65.87mm ntm=td1cos/ 1z =1.75mm H=2.25ntm=3.93mm b/h=16.76 (3) 、计算纵向重合度=0.318dZ1tan=1.704 a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得 : 2.1,36.1,458.1,12.1, 1HHFHVAKKKKKK故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （ 4） 、 按 实 际 的 载 荷 系数 校 正 所 得 分 度 圆 直 径由 式10-10a得1d=td13Ktk=75.58mm （5）计算模数ntmntm=1d cos /3z=1.985mm 5） 、按齿根弯曲强

28、度设计由式 10-17 312121111)1(cos2FasaFnzuYYKTma 上式中829.136.12 .112.11FFVAKKKKKb 根据纵向重合度=1.704, 从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y=0.85 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 16 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 15 - 设计计算及说明结果c 计算当量齿数齿形系数08.3711cos353v1z，24.9511cos903v2z由1 图 10-5 查得29

29、2.272.221FFYY，由图 10-20C但得1FE=500 MPa 2FE=380 MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳极限1FNK=0.86,2FNK=0.89 d 计算弯曲疲劳应力 : 取安全系数 S=1.4, 由 10-12 得: 1F=1FNK1FE/S=307.14 MPa 2F=2FNK2FE/S=241.57 MPa e 比较01623. 057.241772.1212. 201363.014.307571.1715.2222111FsaFFsaFYYYY且222111FsaFFsaFYYYY，故应将222FsaFYY代入1 式（11-15）计算。f 法向模数263.201

30、65.02061. 1115cos85. 01056.1829. 12) 1(cos23225312121111FasaFnzuYYKTm对比计算结果 , 为同时满足接触疲劳强度, 则需按分度圆直径1d=75.58mm来计算应有的数 , 于是有 : 取ntm=1d cos /3z=1.985mm=2mm 3z37. 则95z4g 中心距mm47.13411cos2)9537(2cos2)(211zzman取 a1=135mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，

31、共 37 页 - - - - - - - - - - 16 - 设计计算及说明结果h 确定螺旋角12.121352)95(372arccos2)(arccos211azzmni 计算大小齿轮分度圆直径 : 3d=mmmZn68.7512.12cos34d=mmmZn34.19412.12cos4J 齿宽7534dBa取mm80mm7534BB，4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定L=290mm S=174mm mind=30mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - -

32、第 18 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 17 - 设计计算及说明结果五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表 15-31，取1000A2）初算轴的最小直径mm17.2069.252112.2100d330minnpA高速轴为输入轴，最小直径处跟V 带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6% ，mind=21.38mm 。故取mind=28mm 高速轴工作简图如图 (a) 所示首先确定个段直径A段：1d=28m

33、m 有最小直径算出）B段：2d=32mm ，C段：3d=35mm 与轴承配合，取轴承内径D段：4d=38mm ，E段: 5d=45mm ，定位轴肩，轴肩高度为h=3.5mm F 段: 6d=38mm. 与小齿轮配合，G段，7d=35mm, 与轴承配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：1L=1.6*26=43.6mm,圆整取1L=44mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 19 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 18 - 设计计算及说明结果B

34、段：2L=40mm ，考C段：3L=25mm, D 段：mm704L，E段：5L=10mm, F 段：6L=52mm ，根据齿轮宽度确定G段：7L=40mm, 轴总长 L=290mm 2、轴的设计计算1）轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表 15-31，取1000A2）初算轴的最小直径mm32.3071.1803.2100d330minnpA因为轴上有键槽，故最小直径加大6% ，mind=38mm 。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选 7208C ， 故取mind=40mm 轴的设计图如下：首先，确定各段的直径A段:1d=40mm, 与轴承配合E

35、段：5d=40mm ，与轴承配合名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 20 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 19 - 设计计算及说明结果B段：2d=44mm ，与小齿轮配合C段：3d=55mm, 定位轴肩， h=5.5mm D段：4d=44mm, 与小齿轮配合确定各段距离：A段：1L=30mm, 考虑轴承宽度B段：2L=52mm, 齿轮厚度C段：3L=10mm D段：4L=58mm, 齿轮厚度E段：5L=30mm, 考虑轴承宽度3、轴的设计计算输入

36、功率 P=1.89KW, 转速 n =28.02r/min,T=644164.88Nmm 轴的材料选用 40Cr（调质） ，可由表 15-3 查得0A=105 所以轴的直径 : mind30nPA=38.65mm 。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大 12% ，mind=43.048mm 。由表 13.1( 机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为GL6 轴孔的直径7d=45mm 长度 L=84mm 轴设计图如下：首先，确定各轴段直径A段: 1d=45mm, 外申端轴颈名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理

37、- - - - - - - 第 21 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 20 - 设计计算及说明结果B段: 2d=50mm, 与轴承配合C段: 3d=55mm, 非定位轴肩，取 h=2.5mm D段: 4d=66mm, 定位轴肩， h=5.5mm E段: 5d=55mm, 与齿轮配合F 段: 6d=50mm, 与轴承配合然后、确定各段轴的长度A段: 1L=84mm, 根据联轴器确定B段: 2L=45mm ，根据轴承宽度确定C段: 3L=50mm, D段：4L=10mm E段: 5L=58mm, F 段: 6L=45mm, 根据轴承宽度确定名师资料总结 - - -精品资料

38、欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 22 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 21 - 设计计算及说明结果轴的校核计算 , 第一根轴 : 求轴上载荷已知：NFNFNFNFpat754,496,693,1839r设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：mm25.48Lmm25.132mm75.81321LL，由材料力学知识可求得水平支反力 : mm65013113670321NMNFNFHNHNH垂直支反力 : NFNFmmNMNFFNVNVaNV87,1360,11304,49621a1

39、mm1069171182261640321NMmmNMmmNMVVV，合成弯矩mmNMmmNMNM125132,134918mm,61640321由图可知 , 危险截面在 C右边W=0.13d=9469 ca=caM/W=14.49MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册a701MP符合强度条件 ! 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 23 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 22 - 设计计算及说明结果轴1名师资料总结 - - -精品资料欢迎

40、下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 24 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 23 - 设计计算及说明结果第二根轴求轴上载荷已知：NFNFNFNFNFNFat11341675,4461496693,1839artr设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：mm25.48Lmm5.69mm75.60321LL，由材料力学知识可求得水平支反力 : mm8552mm,148595176,24462121NMNMNFNFHHNHNH垂直支反力 : NFNFmmNMNVNVa65,917,3948

41、621mm8664Mmm,425139519455708V4321NNMmmNMmmNMVVV，合成弯矩mmNMmmNMmmNMNM1217443365176472mm,158944321，由图可知 , 危险截面在 B右边W=0.13d=33774 ca=caM/W=5.98MPa70MPa 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 25 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 24 - 设计计算及说明结果轴材料选用 40Cr 查手册a701MP符合强度条件

42、! 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 26 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 25 - 设计计算及说明结果第三根轴 : 求轴上载荷已知：NFNFNFat1134,1675,4461r设该齿轮齿向是右旋，受力如图：mm25.121mm25.6221LL，由材料力学知识可求得水平支反力 : mm1864901513294821NMNFNFHNHNH垂直支反力 : NFNFmmNMNVNVa568,1107,11700021mmNMmmNMVV1859

43、026889721，合成弯矩mmNMNM263321mm,19981021由图可知 , 危险截面在 B右边算得 W=19300 ca=caM/W=19.77MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册a701MP符合强度条件 ! bMP9.28TMP45.0名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 27 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 26 - 设计计算及说明结果bMP00.10TMP353.37.21K名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 -

44、- - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 28 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 27 - 设计计算及说明结果六、滚动轴承的选择及计算1. 轴轴承型号为 7209C的角接触球轴承1）计算轴承的径向载荷：NFFFNFFFrNVrNHrNVrNHr113987211361531136070322222222221r2112）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW ，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为：NYFFNYFF

45、rr3562,478222d11d因为NFNNNFFdda35685235649612轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松NFFFdaa85221、NFFda356122）计算轴承 1、2 的当量载荷 , 取载荷系数5. 1pf因为37.056.053185211eFFra6.1,4.011YX2963111arpYFXFfp因为eFFra312.0113935622，0,122YX1709222arpYFXFfp所以取NPP296323）校核轴承寿命hhhPCnLh87700)2963103 .43(14506010)(60103366按一年 300 个工作日 , 每天 2 班制. 寿命 18

46、年. 故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2.2K.884.995.17caSSS名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 29 页，共 37 页 - - - - - - - - - - 28 - 设计计算及说明结果NFFFNFFFrNVrNHrNVrNHr188651762612917244622222222221r2112） 计算轴承的轴向载荷 ( 查指导书 p125)角接触球轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW ，e=0

47、.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为：NYFFNYFFrr592,816222d11d因为NFFNNNFFd119313124968162aa1d轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧NFFFdaa131212、NFFda59212）计算轴承 1、2 的当量载荷 , 取载荷系数5. 1pf因为37.0026.026125911eFFra0,111YXNYFXFfparp3918111因为eFFra98.6188131222，6.1,4.022YX3262222arpYFXFfpN 所以取NPP391813）校核轴承寿命hhhPCnLh142356)3918103.43(3526010)(6010

48、3366按一年 300 个工作日 , 每天 2 班制. 寿命 29 年. 故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：NFFFNFFFrNVrNHrNVrNHr161626815133149110729482222222221r2112） 计算轴承的轴向载荷 ( 查指导书 p125) 角接触球轴承 7212C的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW ，e=0.4，Y=1.5 两轴承派生轴向力为：名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 30 页

49、，共 37 页 - - - - - - - - - - 29 - 设计计算及说明结果NYFFNYFFrr5392,1050222d11d因为NFNNNFFd5392184105011342a1d轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧NFFda105012、NFFFa21841da22）计算轴承 1、2 的当量载荷 , 取载荷系数5. 1pf因为37.03334.03149105011eFFra0,111YXNYFXFfparp4724111因为eFFra35.11616218422，5.1,4.022YXNYFXFfparp5885222所以取NPP588523）校核轴承寿命hhhPCnLh128

50、066)5885108.90(1196010)(60103366按一年 300 个工作日 , 每天 2 班制. 寿命 26 年. 故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算1轴上与带轮相联处键的校核键 A1028，bhL=6620 单键键联接的组成零件均为钢，P=125MPa 38.362062010183.2444PPdhlTP=125MPa 满足设计要求钢铸铁80701501254PPPdhlT名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 31 页，共 37 页 - - - -