單級(jí)圓柱斜齒減速器說明書

1、單級(jí)斜齒圓柱斜齒減速器說明書一、傳動(dòng)方案擬定題目：設(shè)計(jì)單級(jí)圓柱齒輪減速器和一級(jí)帶傳動(dòng)（1）       工作條件：長期連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，使用年限8年，每天工作12小時(shí)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境要求清潔。（2）       原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=1500N；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=500mm。二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇： Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)（工作要求：連續(xù)工作機(jī)器）2、電動(dòng)機(jī)功率選擇：（1）傳動(dòng)裝置的總功率：（查指導(dǎo)書附表2.2）總=帶×2齒輪軸承×

2、齒輪×聯(lián)軸器×滾筒軸承×滾筒       =0.96×0.992×0.97×0.99×0.98×0.96=0.850(2) 電機(jī)所需的工作功率：P d =FV/1000總=1500×2.0/1000×0.850=3.53KW3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.0/×500=76.39r/min   按指導(dǎo)書P7表2.1推薦的傳動(dòng)

3、比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍Ia=36。取V帶傳動(dòng)比I1=24，則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為Ia=624。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ia×n筒=（624）×76.39=458.341833.36r/min，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由指導(dǎo)書附表10查出有三種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)，其技術(shù)參數(shù)及傳動(dòng)比的比較情況見下表：表2.1 傳動(dòng)比方案傳動(dòng)比方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（KW）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比V帶傳動(dòng)減速器1Y160M1-847507209.422

4、.3642Y132M1-64100096012.572.5153Y112M-441500144018.853.775 4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量以及帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比，可知方案3比較合適（在滿足傳動(dòng)比范圍的條件下，有利于提高齒輪轉(zhuǎn)速，便于箱體潤滑設(shè)計(jì)）。因此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4，額定功率為Ped =4KW，滿載轉(zhuǎn)速n電動(dòng)=1440r/min。三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n筒=1440/76.39=18.852、分配各級(jí)傳動(dòng)比（1）       據(jù)指導(dǎo)

5、書P7表2.1，取齒輪i齒輪=5（單級(jí)減速器i=36之間取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，為減少系統(tǒng)誤差，取整數(shù)為宜）（2）       i總=i齒輪×i帶i帶=i總/i齒輪=18.85/5=3.77四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=n電動(dòng)/ i帶=1440/3.77=381.96r/minnII=nI/ i齒輪=381.96/5=76.39r/minnIII=nII =76.39r/min2、        計(jì)

6、算各軸的功率（KW）PI=Pd×帶=3.53×0.96=3.39KWPII=PI×齒輪軸承×齒輪=3.39×0.99×0.97=3.26KWPIII=PII×齒輪軸承×聯(lián)軸器=3.26×0.99×0.99 =3.19KW3計(jì)算各軸扭矩（N·mm）Td = 9550×Pd / n電動(dòng)= 9550×3.53/1440 =23.41 N·mm TI=9550×PI/nI=9550×3.39/381.96=84.76N·mmTII=9

7、550×PII/nII=9550×3.26/76.39 =407.55N·mmTIII=9550×PIII/nIII=9550×3.19/76.39 =398.80N·mm五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇普通V選帶截型由課本P104表8-4得：kA=1.2PC=KAP=1.2×4=4.8KW由課本P104圖8-11得：選用A型V帶（2）確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速由課本P104表8-5和表8-6得，取dd1=125mm>dmin=75   dd2=n1/n2·dd1

8、=1440/381.96×125=471.25mm由課本P104表8-6，取dd2=450mm    實(shí)際從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n2=n1dd1/dd2=1440×125/450=400r/min轉(zhuǎn)速誤差為：n2-n2/n2=381.96-400/381.96 =-0.047<-0.05(允許)帶速V：V=dd1n1/60×1000=×125×1440/60×1000 =9.42m/s。在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（3）確定帶長和中心矩根據(jù)課本P105式（8-12）得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+

9、dd2)0.7(125+450)a02(125+450)   所以有：402.5mma01150mm，取a0=600mm   由課本P105式（8-13）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2 /4a0 =2×600+1.57(125450)+(450125)2/4×600 =2147mm根據(jù)課本P100表8-2取Ld=2000mm根據(jù)課本P105式（8-14）得：aa0+Ld-L0/2=60020002147/2 =60073.5 =562mm(4)驗(yàn)算小帶輪包角1=1800（dd2dd1）/a

10、5;57.30 =180033.10 =146.90>1200（適用）（5）確定帶的根數(shù)根據(jù)課本P1=1.91KW   P1=0.17KW   K=0.91    KL=1.03得Z= PC/(P1+P1)KKL =4.8/(1.91+0.17) ×0.91×1.03 =2.46 取Z=3(6)計(jì)算軸上壓力由課本表8-1  查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K1）+qV2=500×4.8/3×9.42×(2.5/0.91

11、-1)+0.1×9.422N  =157.24N則作用在軸承的壓力FQ，F(xiàn)Q=2ZF0sin1/2=2×3×157.24sin146.9/2=904.35N2、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇齒輪材料及精度等級(jí)和齒數(shù)   考慮減速器傳遞功率不大，按課本P142表10-8及10-9選，以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr鋼，表面淬火，齒面硬度為55HRC。大齒輪選用40Cr鋼，表面淬火，齒面硬度50HRC；一般齒輪傳動(dòng)，選用8級(jí)精度。齒面精糙度Ra1.63.2m。取小齒輪齒數(shù)Z1=29。則大齒輪齒數(shù)：Z2= i齒Z1=5×29=1

12、45（2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)  由課本P163式（10-57）mn12.4 (kT1/dZ12 ×YFS/ FP) 1/3 確定有關(guān)參數(shù)如下：載荷系數(shù)k 由課本P144   取k=1.4初選螺旋角=13°  小齒輪傳遞扭矩T1  T1=9550×P1/n1=9550×3.39/400 =80.94N·m  由表10-12   取齒寬系數(shù)d=0.9  齒根彎曲疲勞極限Flim，由課本P150圖10-34查得：Flim1=377Mpa  

13、;   Flim2=367Mpa  許用彎曲應(yīng)力FPFP1=1.4Flim1=527.8Mpa   FP2=1.4Flim2=513.8Mpa  計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv   Zv1=Z1/cos3=31.35    Zv2=Z2/cos3=156.75  復(fù)合齒形系數(shù)YFS 由P149圖10-32得：，YFS1=4.07， YFS2=3.92  YFS1/ FP1=4.07/527.8=0.0077     YFS2/ FP2=3.

14、92/513.8=0.0076計(jì)算法面模數(shù)得：mn12.4 (kT1/dZ12 ×YFS/ FP) 1/3 =12.4 (1.4×80.94/0.9 ×292 ×0.0077) 1/3mm1.30mm按課本P130表10-2，取mn=1.5mm（3）確定齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)及幾何尺寸計(jì)算中心距：a=mt（Z1Z2）/ 2= mn（Z1Z2）/ 2 cos=133.93mm圓整a=135mm精確計(jì)算螺旋角   =arccos mn（Z1Z2）/2a= arccos 1.5（29145）/2×135=14.8351°計(jì)算分

15、度圓直徑d1=mtZ1= mn Z1 /  cos=1.5×29/cos14.8351°=45mm          d2= mtZ2= mn Z2 /  cos=1.5×145/cos14.8351°=225mm計(jì)算齒寬        b2=b=d×d1=0.9×45=41mm      

16、0;     b1=b2+（510）mm=45mm驗(yàn)算齒輪圓周速度  V齒=d1n1/60×1000=3.14×45×400/60×1000=0.94m/s由表10-7選齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)8級(jí)合宜(4)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度  由課本P162式（10-53）得  H=20.8×103E kT1/bd12×（i齒1/ i齒）1/2HP確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)傳動(dòng)尺寸影響系數(shù)E        

17、0;    查P147表10-11  E=1齒輪接觸疲勞極限Hlim   由課本P150圖10-33查得：Hlim1=1240Mpa  Hlim2 =1170Mpa許用接觸應(yīng)力HP HP1= 0.9Hlim1 =1116Mpa  HP2= 0.9Hlim2 =1053Mpa 校核計(jì)算  H=20.8×103E kT1/bd12×（i齒1/ i齒）1/2=20.8×103×1×1.4×80.94/36×452×（51/

18、5）1/2=898.33Mpa 六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由于設(shè)計(jì)的是單級(jí)減速器的輸入軸，旋轉(zhuǎn)方向假設(shè)左旋，屬于一般軸的設(shè)計(jì)問題，選用45#正火鋼，硬度170217HBS，抗拉強(qiáng)度b=590Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度-1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算軸的基本直徑根據(jù)課本P225式13-1，并查表13-3，取A=110dA (PI/ n1)1/3=110 (3.39/400)1/3mm=22.4mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d1=22.4×(1+5%)mm=23.5mm由課本P214表13-4選d1=24mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)&#

19、160;（1）軸上零件的定位，固定和裝配  單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實(shí)現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向固定。 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=24mm   長度取決于帶輪輪轂結(jié)構(gòu)和安裝位置，暫定L1=70mmh=（23）c    查指導(dǎo)書附表2.5取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=24+2×（23）

20、×1.5=3033mmd2=30mm初選用7306C型角接觸球軸承，內(nèi)徑為30mm,寬度為19mm。（轉(zhuǎn)入輸入軸軸承選擇計(jì)算）  考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直徑d3=d2+2h=30+2×（23）×1.5=3639mm 取d3=36mm L3=b1-2=502=48mm段直徑d4= d3=d2+2h=

21、36+2×（23）×1.5=4245mm  取d4=42mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm考慮此段滾動(dòng)軸承左面的定位軸肩，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由附表6.3得安裝尺寸da=37mm，該段直徑應(yīng)?。篸5=37mm。因此將段設(shè)計(jì)成階梯形，右段直徑為37mm。段直徑d6=30mm.  長度L6=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=19205020=109mm  (3)按彎矩復(fù)合進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算求分度圓直徑：已知d1=45mm求轉(zhuǎn)矩：已知T1=80940N·mm求圓周力：FtFt=2000T1/d1=2000×8

22、0.94/45=3597.33N求徑向力Fr，徑向力FXFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1354.47N              FX=Fttg=3597.33×tg14.8351°=952.81 N 因?yàn)樵撦S兩軸承對(duì)稱，所以：LA=LB=54.5mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2繪制水平面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：RHA= RHB = Ft/2

23、=1798.67N由兩邊對(duì)稱，知截面C的彎矩也對(duì)稱。截面C在水平面彎矩為MHC= RHA L/2=1798.67×54.5=98027.52N·mm(3)繪制垂直面彎矩圖（如圖c）(左旋)RVA= Fr/2FXd1/2 L=1354.47/2952.81×45/2×109=873.92NRVB = Fr/2FXd1/2L=1354.47/2952.81×45/2×109=480.55N截面C左側(cè)的彎矩為MVC1= RVA L/2=873.92×54.5=47628.64·mm截面C右側(cè)的彎矩為MVC2= RVB L

24、/2=480.55×54.5=26190.20N·mm(4)繪制合成彎矩圖（如圖d）截面C左側(cè)的合成彎矩為MC1=(MHC2+MVC12)1/2=(98027.522+47628.642)1/2=108985.7N·mm截面C右側(cè)的合成彎矩為MC2=(MHC2+MVC22)1/2=(98027.522+26190.202)1/2=101465.86N·mm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P1/n1）×106=80940N·mm(6)按彎扭合成進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算由課本P219式13-3 按脈動(dòng)循環(huán)：=0.

25、6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（108985.72(0.6×80940) 2）1/2/551/3=27.89mmd3=36mmd該軸強(qiáng)度足夠。（7）進(jìn)行疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核   齒輪軸中間截面由鍵槽引起應(yīng)力集中，所受載荷較大，應(yīng)對(duì)其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核。   截面有關(guān)系數(shù)： =0.1（屬中碳鋼）  =1（鍵槽中段處）  =1.523（由表13-13，用插值法求得）  =1.069（由表13-15，用插值法求得） =0.88  =0.81（由表13-14查得） 

26、 K=2.906  K =2.145（由表13-10，按配合H7/r6查得）  W=d3/32=4580.44mm3   WT=2W=9160.88mm3  S=1.8(由表13-9查得)  S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.906×108985.7/4580.44)20.75(2.1450.1) 80940/9160.88 21/2=3.73SS,軸的強(qiáng)度滿足要求。 2）輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由于設(shè)計(jì)的是單級(jí)減速器的輸入軸，屬于一般軸的設(shè)計(jì)問題，

27、選用45#正火鋼，硬度170217HBS，抗拉強(qiáng)度b=590Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度-1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算軸的基本直徑根據(jù)課本P225式13-1，并查表13-3，取A=105dA (P/ n)1/3=105 (3.26/80)1/3mm=36.13mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d1=22.4×(1+5%)mm=37.9mm由課本P214表13-4選d1=38mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）軸上零件的定位，固定和裝配  單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定。兩軸

28、承分別以軸肩和大筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實(shí)現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向固定。 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=38mm   長度取決于聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)和安裝位置，根據(jù)聯(lián)軸器計(jì)算選擇，選取YL10型Y型凸緣聯(lián)軸器L1=112mm。h=（23）c    查指導(dǎo)書附表2.5取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=38+2×（23）×1.5=4447mmd2=45mm初選用7209C型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為45mm,寬度為19mm。（轉(zhuǎn)入輸出軸軸承選擇計(jì)算）

29、  考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。而且兩對(duì)軸承箱體內(nèi)壁距離一致，（L軸1=L軸2）取套筒長為25.5mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+25.5+19+55）=101.5mmIII段直徑d3=d2+2h=45+2×（23）×1.5=5154mm 取d3=53mm L3=b2-2=41-2=39mm段直徑d4= d3=d2+2h=53+2×（23）×1.5=5962mm 

30、 取d4=60mm長度與右面的套筒相同，即L4=25.5mm考慮此段滾動(dòng)軸承右面的定位軸肩，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由附表6.2得安裝尺寸da=52mm，該段直徑應(yīng)?。篸5=52mm。因此將段設(shè)計(jì)成階梯形，左段直徑為52mm。段直徑d6=45mm.  長度L6=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=1925.53925.5=109mm  (3)按彎矩復(fù)合進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算求分度圓直徑：已知d2=225mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2=9550×P/ n=389.16N·m=389162.5 N·mm求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×38

31、9162.5/225=3459.22N求徑向力FrFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1302.47N              FX=Fttg=3459.22×tg14.8351°=916.23 N 因?yàn)樵撦S兩軸承對(duì)稱，所以：LA=LB=54.5mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2繪制水平面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：RHA= RHB = Ft/2=17

32、29.61N由兩邊對(duì)稱，知截面C的彎矩也對(duì)稱。截面C在水平面彎矩為MHC= RHA L/2=1729.61×54.5=94263.75N·mm(3)繪制垂直面彎矩圖（如圖c）(左旋)RVA= Fr/2FXd1/2 L=1302.47/2916.23×225/2×109=1596.89NRVB = Fr/2FXd1/2L=1302.47/2916.23×225/2×109=294.42N截面C左側(cè)的彎矩為MVC1= RVA L/2=1596.89×54.5=87030.51N·mm截面C右側(cè)的彎矩為MVC2= RVB

33、 L/2=294.42×54.5=16045.63N·mm(4)繪制合成彎矩圖（如圖d）截面C左側(cè)的合成彎矩為MC1=(MHC2+MVC12)1/2=(94263.752+87030.512)1/2=128296.39N·mm截面C右側(cè)的合成彎矩為MC2=(MHC2+MVC22)1/2=(94263.752+（16045.63）21/2=95619.65N·mm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P1/n1）×106=389162.5 N·mm (6)按彎扭合成進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算由課本P219式13-3 按

34、脈動(dòng)循環(huán)：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（128296.392(0.6×389162.5) 2）1/2/551/3=36.45mmd3=53mmd該軸強(qiáng)度足夠。（7）進(jìn)行疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核   齒輪軸中間截面由鍵槽引起應(yīng)力集中，所受載荷較大，應(yīng)對(duì)其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核。   截面有關(guān)系數(shù)： =0.1（屬中碳鋼）  =1（鍵槽中段處）  =1.523（由表13-13，用插值法求得）  K=2.906  K =2.145（由表13-10，按配合H7/r6查得）

35、60; W=d3/32=14615.97mm3   WT=2W=29231.93mm3  S=1.8(由表13-9查得)  S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.906×124026.97/14615.97)20.75(2.1450.1) 389162.5 /29231.93 21/2=7.13SS =1.8,軸的強(qiáng)度滿足要求。 七、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命L=8×365×12=35040小時(shí)1、計(jì)算輸入軸承1.求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2由題目工作

36、條件查課本P253表15-5和15-6選擇載荷系數(shù)fP=1.2，溫度系數(shù)ft=1。已知軸頸d2=30mm，轉(zhuǎn)速n1=400 r/min，初選7306C型角接觸球軸承，基本額定動(dòng)載荷Cr=26.2 kN，基本額定靜載荷Cor=19.8kN，假設(shè)軸承僅受徑向載荷R1和R2，由斜齒齒輪受力分析公式P161式10-49和10-50及10-51可得：Ft=2000T1/d1=2000×80.94/45=3597.33NFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1354.47N    

37、          FX=Fttg=3597.33×tg14.8351°=952.81 N 1）求兩軸承的徑向載荷R1、R2因軸承對(duì)稱齒輪分布，故R1=R2=Fr/2=677.24N2）求兩軸承的軸向載荷A1、A2兩軸承反向排列且滿足FxS2S1，由課本P256公式15-8得A1= FxS2                

38、60;  S2= e0×R2A2= S2估算：假設(shè)e0=0.47，由課本表15-4得A/Cor=0.12，計(jì)算A1= FxS2=1271.11 N， A2= S2=318.3 N     A1/Cor=1271.11/19800=0.064，A2/Cor=318.3 /19800=0.016逼近： 用插值法求當(dāng)A1/Cor=0.064時(shí)對(duì)應(yīng)的e=0.439，取e0=0.439 A/Cor=0.064           A1/Cor=1

39、250.12/19800=0.0630.064  A2/Cor=297.31/19800=0.015故取       e1=0.439同理插值取 e2=0.38  A/Cor=0.015得A2/Cor=257.35 /19800=0.0130.0253）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2A1/R1=1250.12/677.24=1.85e1=0.439，由表15-4插值得X1=0.44，Y1=1.28P1=fP（X1 R1Y1 A1）=1.2（0.44×677.241.28×1250.12）=227

40、7.77NA2/R2=257.35/677.24=0.38=e2=0.38  由表15-4得X2=1，Y2=0P2=fP（X2 R2Y2 A2）=1.2×1×677.24=812.69NP1P2 取P= P1=2277.77N4）計(jì)算軸承壽命Lh  由式15-4b取=3（球軸承）得   Lh = 16667 /n（ftCr/P）3=16667 /400（1×26200/2277.77）3=63412hL=35040 h  2、計(jì)算輸出軸承1.求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2由題目工作條件查課本P253表15-5和15-

41、6選擇載荷系數(shù)fP=1.2，溫度系數(shù)ft=1。已知軸頸d2=30mm，轉(zhuǎn)速n1=400 r/min，初選7209C型角接觸球軸承，基本額定動(dòng)載荷Cr=29.8kN，基本額定靜載荷Cor=23.8kN，假設(shè)軸承僅受徑向載荷R1和R2，由斜齒齒輪受力分析公式P161式10-49和10-50及10-51可得：Ft=2000T1/d1=2000×389.16/225=3459.22NFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1302.47N       

42、;       FX=Fttg=3459.22×tg14.8351°=916.23 N 1）求兩軸承的徑向載荷R1、R2因軸承對(duì)稱齒輪分布，故R1=R2=Fr/2=651.24N2）求兩軸承的軸向載荷A1、A2兩軸承反向排列且滿足FxS2S1，由課本P256公式15-8得A1= FxS2                   S2= e0&

43、#215;R2A2= S2估算：假設(shè)e0=0.47，由課本表15-4得A/Cor=0.12，計(jì)算A1= FxS2=1222.31N， A2= S2=306.08 N     A1/Cor=1222.31/23800=0.051，A2/Cor=306.08/23800=0.013逼近： 用插值法求當(dāng)A1/Cor=0.051時(shí)對(duì)應(yīng)的e=0.423，取e0=0.423  A/Cor=0.051           A1/Cor=1197.7/23800

44、=0.0500.051  A2/Cor=275.47/23800=0.012故取       e1=0.423同理插值取 e2=0.376  A/Cor=0.012得A2/Cor=244.68/23800=0.0110.0123）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2A1/R1=1191.7/651.24=1.83e1=0.423，由表15-4插值得X1=0.44，Y1=1.324P1=fP（X1 R1Y1 A1）=1.2（0.44×651.241.324×1191.7）=2237.23NA2/R2=2

45、44.68/651.24=0.376=e2=0.376  由表15-4得X2=1，Y2=0P2=fP（X2 R2Y2 A2）=1.2×1×651.24=781.49NP1P2 取P= P1=2237.23N4）計(jì)算軸承壽命Lh  由式15-4b取=3（球軸承）得   Lh = 16667 /n（ftCr/P）3=16667 /80（1×29800/2237.23）3=492361hL=35040 h結(jié)  果  F=1500NV=2.0m/sD=500mm   

46、60; n滾筒=76.39r/min總=0.850Pd=3.53KW               電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y112M-4Ped=4KWn電動(dòng)=1440r/min     i總=18.85i齒輪=5i帶=3.77 nI=381.96r/minnII=76.39r/minnIII=76.39r/min PI=3.39KWPII=3.26KWPIII=3.19KW

47、0; Td=23.41NmmTI=84.76N·mmTII=407.55N·mmTIII=398.80N·mm   選用A型V帶 dd1=125mmdd2=450mmi帶實(shí)=450/125=3.6  V=9.42m/s需反復(fù)調(diào)整dd1值使系統(tǒng)誤差小于±5%，另外如果齒輪傳動(dòng)比不是整數(shù)，系統(tǒng)誤差校驗(yàn)需在調(diào)整齒輪誤差后進(jìn)行。      Ld=2000mm a562mm 1=146.90 查表須用插值法

48、 Z=3  F0=157.24N  FQ=904.35N   i齒=5Z1=29Z2=145  k=1.4=13°T1=80.94N·md=0.8  FP1= 527.8MpaFP2= 513.8Mpa YFS1=4.07， YFS2=3.92YFS1/ FP1YFS2/ FP2 mn1.30mm  mn=1.5mm a=135mm  =14.8351° d1= 45mmd2=

49、 225mmb2=41mmb1=50mmV齒=0.94m/s    E=1  HP=HP2= 1053Mpa H=898.33MpaHP安全       b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpa  d1=24mm             d1=24mmL1=70mm d2=30mm

50、0; 轉(zhuǎn)入軸承選擇計(jì)算 L2=96mmd3=36mm（d3d1= 45mm。故可以設(shè)計(jì)成分開式結(jié)構(gòu)）L3=48mmd4=42mmL4=20mmd5=36mmd6=30mmL6=19mmL=109mmd1=45mmT1=80940N·mm Ft=3597.33N Fr=1354.47NFX=952.81 NLA=LB=54.5mm               MHC=98027.52N·m

51、m    MVC1=47628.64N·mmMVC2=26190.2N·mm   MC1=108985.7N·mmMC2=101465.86N·mm  T=80940N·mm   d27.89mmd3=36mmd該軸強(qiáng)度足夠         S=3.73S =1.8軸的強(qiáng)度滿足要求     

52、; b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpa d1=38mm               轉(zhuǎn)入聯(lián)軸器計(jì)算環(huán)節(jié)L1=112mm  d2=45mm   L2=101.5mmd3=53mmL3=39mmd4=60mmL4=25.5mm d5=52mm  L=104mm d2=225mmT2=389162.5 N·mmFt=3

53、459.22N Fr=1302.47NFX=916.23 NLA=LB=54.5mm               MHC=94263.75N·mm  RVA=1596.89NRVB =294.42N MVC1=87030.51N·mm MVC2=16045.63N·mm  MC1=128296.397N·mm MC2=95619

54、.65N·mm    d36.45mmd3=53mmd該軸強(qiáng)度足夠        SS,軸的強(qiáng)度滿足要求       fP=1.2ft=1 Ft=3597.33NFr=1354.47NFX=952.81 N R1=R2=677.24N         e1=0.439  A1=1

55、250.12 Ne2=0.380  A2=257.35 N     P=2277.77 NLh =63412hL=35040h選軸承型號(hào)為7306C型   fP=1.2ft=1  Ft=3459.22NFr=1302.47NFX=916.23 N          e1=0.423  A1=1191.7 Ne2=0.376  A2=244.68N  

56、;   P=2237.23 NLh =492361hL=35040h選軸承型號(hào)為7209C型  八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算由于齒輪和軸材料均為鋼和合金鋼，故取P=100Mpa1、輸入軸與大帶輪輪轂聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d1=24mm,L1=70mm查課本P91表7-9得，選用C型平鍵，得：b=8mm，h=7mm，鍵長范圍L=1890mm。鍵長取L=L1（510）=60mm。鍵的工作長度l=Lb=52mm。強(qiáng)度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=4×80940/24×7×52 =37.06Mpa<P(1

57、00Mpa)所選鍵為：鍵C8×60GB10962、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=36mm,L3=43mm查課本P91表7-9得，選用A型平鍵，得：b=10mm，h=8mm，鍵長范圍L=22110mm。鍵長取L=L（510）=35mm。鍵的工作長度l=Lb=25mm。強(qiáng)度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=4×80940/36×8×25=44.97Mpa<P(100Mpa)所選鍵為：鍵10×35GB10963、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=53mm,L3=39mm查課本P91表7-9得，選用A型平鍵，得：b=16m

58、m，h=10mm，鍵長范圍L=45180mm。鍵長取L=L3（510）=36mm。鍵的工作長度l=Lb=30mm。強(qiáng)度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4×389162.5 /53×10×30=97.9Mpa<P(100Mpa)所選鍵為：鍵16×32GB10963、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d1=38mm,L1=112mm查課本P91表7-9得，選用A型平鍵，得：b=12mm，h=8mm，鍵長范圍L=28140mm。鍵長取L=L1（510）=100mm。鍵的工作長度l=Lb=88mm。強(qiáng)度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4×389162.5 /38×8×88 =58.19Mpa<P(100Mpa)所選鍵為：鍵C12×100GB1096九、聯(lián)軸器的選擇已知輸出軸軸徑d1=38mm，P=3.26kw，n=80 r/min。因?yàn)槭菧p速器低速軸和工作機(jī)軸相連的聯(lián)軸器，轉(zhuǎn)速低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，根據(jù)傳動(dòng)裝置的工作條件擬選用剛性固定式凸緣聯(lián)軸器，根據(jù)輸出軸軸徑，擬選YL7型凸緣聯(lián)軸器，由指導(dǎo)書P63公式計(jì)算扭矩為：KT=1.5×