二級齒輪減速器設計說明書

1、課程設計課程名稱機械設計題目名稱一帶式運輸機傳動裝置_學生學院工程技術學院專業(yè)班級 機制一班學 號 2008171107學生姓名指導教師2010年12月25日word文檔 可自由復制編輯目錄機械設計基礎課程設計任務書 .1一、傳動方案的擬定及說明 .3二、電動機的選擇 .3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .4四、傳動件的設計計算 .6五、軸的設計計算 .15六、滾動軸承的選擇及計算 .25七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 .28八、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇29九、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇 .30十、參考資料目錄.30題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院工程技術學院專業(yè)班級機

2、械設計制造及其自動化姓名學號2008171107一、課程設計的內(nèi)容設計一帶式運輸機傳動裝置（見圖1）。設計內(nèi)容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。D* v動力及傳動裝置圖1帶式運輸機傳動裝置word文檔 可自由復制編輯二、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件：1 .運輸帶工作拉力：2 .運輸帶工作速度：3 .卷筒直徑：4 .使用壽命：5 .工作情況：兩班制,F = 2 kN;v = 1.0 m/s；D = 360 mm;8年；連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn);6.制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小

3、批量。三、課程設計應完成的工作1.減速器裝配圖1張;2零件工作圖2 張（軸、齒輪各1 張） ；3設計說明書1 份。四、應收集的資料及主要參考文獻1 孫桓 , 陳作模 . 機械原理 M. 北京：高等教育出版社， 2001.2 濮良貴 , 紀名剛 . 機械設計 M. 北京：高等教育出版社， 2001.3 吳宗澤，羅圣國機械設計課程設計手冊 M. 北京：高等教育出版社， 2006.4 機械制圖、機械設計手冊等書籍。設計計算及說明結 果一、傳動方殺的擬定及說明傳動方案給止為二級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動 減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案

4、，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速nw ,即60 M 1000v匚nW = 53.08 r/minD一般常選用同步轉速為3000r/min的電動機作為原動機，因此傳 動裝置總傳動比約為16-23。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務書 所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓錐斜齒輪傳動二、電動機選擇1 .電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用三項異步電動機。它為曲卜式封閉結構2 .電動機容量1）卷筒*由的輸出功率P w Pw =-Fv= Z = 2kW 1000 10002）電動機輸出功率P dPd= +傳動裝置的總效率刈=，2，"； 黨月4 2式中，、箱2為從電動機至卷筒*由之間

5、的各傳動機構和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：彈性聯(lián)軸器”1 =0.99 ；滾子軸承7 =0.98;圓柱齒輪傳動”3=0.98;卷筒*由滑動軸承”4=0.96; V帶傳動 =0.96則力=0.99 0.984 0.982 0.96 0.96 比 0.808nW = 50.93r/minPw = 2kW”之 0.808設計計算及說明結 果設計計算及說明結 果故Pd =pL = _2_ = 2.48kW刈 0.8083 .電動機額定功率匕由1表20-1選取電動機額定功率 曦=3kW4 .電動機的轉速為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍i h8 4

6、0 ,則電動機轉速可選范圍為nd'=nW i'2 =424.642132.2r/min選定電動機的型號為Y100L2-4。主要性能如卜表：Pd = 2.48kWiy=26.9i2=3.9is =3電機型號額定功率滿載轉速起運轉矩最大轉矩Y100L2-43 KW1430r/mi n2.22.35、計算傳動裝置的總傳動比ig并分配傳動比1）、總傳動比 火片26.9 （符合24<ig<34）2）、分配傳動比 假設V帶傳動分配的傳動比八=2.3 ,則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比i 不。=反=12.23i1二級減速器中：高速級齒輪傳動比i2 =3.9低速級齒輪傳動比i3

7、= 3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1 .各軸轉速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：I軸、II軸、田軸。各軸轉速為：word文檔可自由復制編輯1 4 3 0r / m in1430 . 6 2 2r /m ininIII =甘=in2 .各軸輸入功率按電動機所需功率Pd計算各軸輸入功率，即電動機的輸入功率,P0 =Pd =2.48kW第一根軸的功率,P = Pd 5 = 2.48 0.96 =2.38kW第二根軸的功率,P =P 2 3 =2.38 0.99 0.98 = 2.31kW第三根軸的功率,P- = P 2 3 = 2.31 0.99 0.98 = 2.24kW3 .各

8、軸輸入轉矩T(N?m)n0 = 1430r / mil n 二 622r / min n = 159r / min n = 53r/minP0 = 2.48kWP = 2.38kWP =2.31kWP =2.24kWT0=116561(4N mmT3.656 1(4N mm_ _5T =1.3835 105N r_ _5T = 4.0269 105NmmT0 =9.55 1(6 P =9550 2.48 =1656<N mm A 1430=% n5i1 =1656<0962.3=3656<N mmT =T-2 3i2 =36.56 0.99 0.98 3.9 -138.35K

9、N mm 八22 3 2將計算結果匯T =T - 2 3i3 =138.35 0.99 0.98 3 =402.69KN mm總列表備用。項目電動機高速軸I中間軸R低速軸mN轉速(r/min)143062215953P功率(kW2.482.382.312.24轉矩T(N?m)16.5636.56138.35402.69i傳動比2.33.93效率。0.960.990.98四、傳動件的設計計算1.設計帶傳動的主要參數(shù)設計計算及說明結 果 已知帶傳動的工作條件：兩班制(共16h),連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率 p=2.48kw小帶輪轉速n1=1430r/m大帶輪轉速n2 =622r/m

10、,傳動比i1 =2.3。設計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力口壓軸力等等(因為之前已經(jīng)按1選擇了 V帶傳動，所以帶的設計按V帶傳動設計方法進行)1)、計算功率 pa pa=KA P =1.2x2.48kw = 2.976kw2)、選擇V市型 根據(jù)pa、n1選才? A型帶(d1=112 140mm3)、確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑dd ,由表8-6表8-8,取小帶輪基準直徑dd =80mm1(2)、驗算帶速vd 41 n 冗父80M1430, 小，v =1=m/s =6.01m/s60 M100060 M1

11、000因為5m/s<6.01m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍(3)、計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)式8-15dd =i 1dd =2父80mm = 160mm , u2u 1"(4)、確定V帶的中心距a和基準長度Lda、0.7 (dd1 +dd2)<a0<2(dd1 +dd2)168 <a <480初定中心距a0 =400mmb 、由式8-22計算帶所需的基準長度.。&1 -dd2 fl0=2a0+&1 +dd2 )+，24a0=2X400+tt X0.5 X (80+160) + ( 160-80) (160-80) /4 XV=

12、6.01m/sdd2=160mma =400mm設計計算及說明結 果400ld =1120mm=1181mm由表8-2先帶的基準長度ld=1120mmc.計算實際中心距a=a0+(ld - lo)/2 =400+ (1120-1181) /2 = 370mm中心距滿足變化范圍：168 480mm(5) .驗算小帶輪包角5 = 167.6% = 180° - ( dd2- dd1)/a X57.3 °= 167.6° >90°包角滿足條件(6) .計算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達的功率根據(jù) r =1430r/min 和 dd1=160mm|fe 8-4a

13、用插值法求得p0 =0.81kw單根v帶的傳遞功率的增量 A p0已知A型v帶，小帶輪轉速n1 =1430r/min轉動比 i=" =dd/dd2=2.3n2查表 8-4b 得 A p0=0.17kw計算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù) Q=0.975,表8-2得帶長修正系數(shù)kL=1.08Pr=( p0+A P0)X 3 kL =(0.81+0.17) X 0.975 X 0.96=0.92KWV帶取4根.Z= 匹=2.48/0.92=3.23 故取 4 根.(7)、計算單根V帶的初拉力和最小值F0min =500* (2.5-ka)-p +qVV=99.11N ZVk.(8).計

14、算帶傳動的壓軸力FpFomin =99.11NFP=2ZF0sin( : 1/2)=788.24N(9).帶輪的設計結構A.帶輪的材料為：HT200FP=788.24NB.V帶輪的結構形式為：腹板式.C .結構圖(略)2、齒輪傳動設計選擇斜齒輪圓柱齒輪先設計高速級齒輪傳動1)、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(HB<=350HBS),8 級精度，查表 10-1 得小齒輪 40Cr調(diào)質處理HB i=280HBS大齒輪 45 鋼調(diào)質處理HB 2=240HBS2)、按齒面接觸強度計算：取小齒輪 乙=20,貝U Z2 =i2 Zi , Z2 =20x3.9=

15、78 ,取 Z2 =78 并初步選定B =14°確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) Zh=2.433c.由圖10-26查得&&=0.76, 七=0.82，則名d =名不+名校=1.58d.計算小齒輪的轉矩：T1 =3.511m104N mm。確定需用接觸應力=1.58e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效，故先按齒面接觸強度 設計公式確定傳動的尺寸，然后驗算輪齒的彎曲強度，查表9-5得齒輪接觸應力

16、Lmi L600Mp以齒輪的為 Wm2 =550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N1 =60n1jLh =60 622 1 (8 2 8 300)=1.43 109word文檔可自由復制編輯N2_ 91.43 103.9-3.67 108i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1=0.90 Khn2=0.95!;h I = Khni ：im1 l/S=540Mpa4HL= Khn2 S-lim2 /s=522.5 Mpa1H 1=( !入 1+Lh 2 )/2=531.25 Mpa3)、計算(1)計算圓周速度：V=d1t jin1/60000=1.34m/s(2)計算齒寬B及模數(shù)m

17、nt_9Ni -1.43 109N2=3.67 108bH11= 540Mp L H2L 528MPa)aV=1.34m/s：=1.586K=1.75B=(|)d d1t =1X41.27mm=41.27mm mnt =d1t cos B / z1=2mmH=2.25 mnt =4.51mmB/H=41.27/4.51=9.15(3)、計算縱向重合度 鄧郎=0.318 小 d Zi tan 0 =1.586(4)、計算載荷系數(shù)由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分別查得：Ka =1,Kv =1.05KH : =1.417% =1.32 KH: = KF： =1.2故載荷系數(shù)K=Ka

18、 Kv Kh：. d 1.05 1.417 1.2=1.75(5)、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，設計計算及說明結 果由式 1010a 得d1=d1t 3 =43.65mm Kt(6)、計算模數(shù)mntmnt=d1 Cos 0/Z1=2.12mm4)、按齒根彎曲強度設計由式10-17、2 KT1YF 1Ysa1 cos2 Pmn1 ±32-t1 V(u +1)乙 Lfi (1)、計算載荷系數(shù):K =Ka KV KFa KFp = 1M1.05M1.2父1.32 = 1.66(2)、根據(jù)縱向重合度 耶=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yp = 0.88(3)、計算當量

19、齒數(shù)齒形系數(shù)Zvi -3 。-289, Z2 -3 0-85.39cos 14cos 14(4)、由1圖 10-5 查得YF1 =2.756, YF 2 =2.211由表 10-5 查得 YS1 =1.569, YS2 =1.775 aa由圖 10-20C但得 bFE1 】=500 MPa 卜FE2 =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限KFN1=0.85, Kfn2=0.88計算彎曲疲勞應力：取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得：卜1 =Kfni 噎/S=303.57 MPabF2 =KFN2 kFE2 1/S=238.86 MPa(5)、計算大小齒輪的鏟葉，并比較匕F1& =

20、43.65mn1 = 2.12mmword文檔 可自由復制編輯設計計算及說明結 果word文檔可自由復制編輯YfYi2.72 1.57匕1 1 - 303.57= 0.01424YF2Ysa2 _ 2.268 1.794匕21=238.86= 0.01643YF2Ysa2YF1Ysa1媒1廣以21,故應將YF%2.代入1式(11-15)計算。-F2 J(6)、計算法向模數(shù)mn1_ 2,3 2 1.66 36.56 0.88 cos 14一 1 1.58 202對比計算結果，為同時滿足接觸疲勞強度0.01643 =1.38,則需按分度圓直徑d1=43.65mm來計算應有的數(shù)，于是有:取 mn1

21、=2mmi、則二43、21®故取91.M Z2 = i2 Zi=81.9 ,取 Z2 =82(8)、計算中心距_ mn(Z1 - Z2)1 2cos :2 (21 82): 106mm2 cos14a二106mm取 a1=106mm(9)、確定螺旋角mn- 1 = arccos 一(Zi Z2 )2a2(2182 )=arccos13 39'50''2 106(10)、計算大小齒輪分度圓直徑=Zm = 43.22mm cos13.66d2 = -Z2mn飛=168.78mm2 cos13.66(11)、確定齒寬13 39'50''d1=

22、43.22mmb2 = ad1 =1 43.22 = 43.22mm取 B2 =45mm, B =50mm5）、結構設計。（略）配合后面軸的設計而定低速軸的齒輪計算1）、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同） 級精度，查表10-1得小齒輪 40Cr調(diào)質處理 HB大齒輪 45 鋼調(diào)質處理HB2）、取小齒輪 z3=20, Mz4n3 z3=3m20=60(HB<=350HBS),81=280HBS2=240HBS取4=60,初步d2 =168.78mmB2 = 45mm, B1 = 50mm選定B =143）、按齒面接觸強度計算：確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合

23、選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zH =2.433c.由圖 10-26 查得 =0.76,% =0.87, 12則二=工,二2 =1.63d.計算小齒輪的轉矩：T2 =1.33m105N mm確定需用接觸應力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效，故先按齒面接觸強度 設計公式確定傳動的尺寸，然后驗算輪齒的彎曲強度，查表9-5得 齒輪接觸應力 ，m1 L600Mp以齒輪的為 Lm2 =550MPa h.由式10-13計算應力循環(huán)系數(shù)Ni =60n1jLh =60 159.42 1 (8

24、 2 8 365) =3.67 108N23.67 1083= 1.22 108i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96 KHN2=0.97t h 1 = Khn1 上g1 l/S=576Mpa!h L= Khn2 !lim2 /s=533.5 Mpat H 1=( !=H 1+ bH 2)/2=554.8 Mpa4)、計算、圓周速度：V=d1t ji n1/60000=0.53m/sV=0.53m/s(2)、計算齒寬b及模數(shù)mntB=(|)dd1t =1X63.07=63.07mmmnt =d1t cos B / z1 =3.06mmH=2.25mnt =6.88mmb/h=9

25、.17、計算縱向重合度 鄧 叩=0.318 小 dZ1tan 0 =1.586a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分別查得:Ka =1,Kv =1.03,Kh ： =1.422,* =1.33,Kh： = Kh ： =1.2故 載荷系數(shù) K=1*1.03*1.2*1.422=1.7610-10a 得K=1.76(4)、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式d1 = d1t 3.-=66.15mmi Kt(5)計算模數(shù)mnt mnt =d1 cos p / z3 =3.21mm設計計算及說明結 果 5）、按齒根彎曲強度設計由式10-17y|2KTiYFiYsaiC0S2Pmni

26、>3 丁r1Va（U+1）Z2kFi】a 上式中 K=KA KV KF（xKFp=lMl.03M1.2父1.33 = 1.64b根據(jù)縱向重合度 鄧=1.586，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) YB =0.88c計算當量齒數(shù)齒形系數(shù)Zv1=_20_ = 21.89, z2=60-= 65.68 cos 14cos 14由1圖 10-5 查得 7M =2.756,工2 =2.241由圖 10-20C但得 ®fe1 】=500 MPa tfe2 1=380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限Kfn1=0.85, Kfn2=0.88d計算彎曲疲勞應力：取安全系數(shù)S=1.4,由10-1

27、2得：J LG 噎】/S=303.57 MPa異2 =Kfn2 FE2 /S=238.36 MPa = 2669 = 0.01424小廿卜303.57e比較YF 2Ya22.241 m 1.742-F-av = 0.01634kF 2】238.36Yl'Y “YlcY cYlcY c一且呼勺WYfYaf，故應將YfYaH弋入1式（11-15）計算。匕F1匕F2匕F2f法向模數(shù) >12燈1丫d1 cos"為一丫匕“+1）乙&1二_5_ _2。.21.641.3810 父 0.88 父 cos 14 C門320.01643 -2.161父1.63 M 202對比計算

28、結果，為同時滿足接觸疲勞強度，則需按分度圓宜徑d1=66.15mm來計算應后的數(shù)，于是有：設計計算及說明結 果 取 mn1 =2.5mm z3 = 26.貝 z4 = 78 ng中心距a mn(zL1Z2)=2x(26178)=i34mmJ*1凸,Q2cos P2 x cos14取 ai=138mmh確定螺旋角mmn(z1 +z2)P =arccos2a2 M(26 +78)=arccos=14 2 52M134i計算大小齒輪分度圓宜徑：d3 = _53m_:. = 67 mmcos14.03'd4 = -Z4mn 丁 = 201mmcos14.03 一J 齒寬B4 =中ad3 &qu

29、ot;67 = 67mm取 B4 =70mm, B3 =75mm4)、齒輪結構設計，(略)配合后面軸的設計而定五、軸的設計計算為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為mm = 2.5mmz3 =26 z4 = 78a=134mmP =14 25'd3 =67mmd4 =201mmB4 = 70mm,B3 = 75mmword文檔 可自由復制編輯設計計算及說明結 果首先確定個段直徑A段：d1=20mm有最小直徑算出）B段：d2=25mm根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為 25mnm勺C段：d3=30mm與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內(nèi)

30、徑D段：d4=36mm設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mmE段：d5=43.22mm將高速級小齒輪設計為齒輪軸G段，d7=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承 30206）配合，取軸承內(nèi)徑F段：d6=36mm,設計非定位軸肩取軸肩高度 h=3mm第二、確定各段軸的長度A段：L1=1.6*40=64mm,圓整取 L1 =60mmB段：L2=50mm軸承端蓋總寬度為20mm取端蓋的外端面與帶輪右端面的距離為30mmC段：L3=39.25mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，加上軸承距箱體內(nèi)壁的距離，再加上距下一軸肩的距離L3=17.25+8+14=39.25mmG段：L7 =29mm，同 c 段L=

31、330.5mmF 段：L6 =8mmE段：L5=50mm,齒輪的齒寬B=50mmD段：L4=92mm,考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度后圓整得 L4 =92mm軸總長L=330.5mm2、軸R的設計計算dmin =30mm1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr, 調(diào)質處理，查表15-31,取A0=1092）初算軸的最小直徑dm.3 p =109 3' 2.31 = 26.46mmn . 159.42因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大 6% dmin =29.63mm根據(jù)減速器的結構，軸R的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選圓錐滾子軸

32、承30206,故取dmin=30mm軸II的設計圖如下：首先，確定各段的直徑A段：d1=30mmf軸承（圓錐滾子軸承 30206）配合E段：d5=30mm與軸承（圓錐滾子軸承 30206）配合B段：d2 =34mm,非定位軸肩，與齒輪配合C段：d3=40mm,定位軸肩D段：d4 =36mm,非定位軸肩然后確定各段距離：A段：L=43.25mm,考慮軸承（圓錐滾子軸承 30206）配合，加上軸承距箱體內(nèi)壁的距離，再加上齒輪與箱體內(nèi)壁的距離B段：L2=71mm與齒輪配合，比齒輪輪轂短 4mmC段：L3 =20,根據(jù)箱體內(nèi)部尺寸E段：L5=45.25mm,考慮軸承（圓錐滾子軸承 30206）配合，加

33、上軸承距箱體內(nèi)壁的距離，再加上齒輪與箱體內(nèi)壁的距離D段：L4=41mm,與齒輪配合，比齒輪輪轂短 4mm3、軸田的設計計算dmin =45mm軸的材料選用40Cr （調(diào)質），可由表15-3查得人=112所以軸白直徑：dmin _ A03 P=38.98mm因為軸上有兩個鍵槽, n故最小直徑加大12% dmin =43.66mm選聯(lián)軸器型號為L78軸孔的直徑d1 =45mrm£度L=84mm首先，確定各軸段直徑A段：d1=45mm,聯(lián)軸器的孔徑B段：d2 =50mm,根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為 50mmC段：d3=55qmm,考慮軸承（圓錐滾子軸承30211）配合D段：d4=60mm

34、,非定位軸肩，h=3 mmE段：d5=72mm,定位軸肩F段：d6 =59mm定位軸肩G段：d7=45mm,與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合然后、確定各段軸的長度A段：L =82mm為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端word文檔可自由復制編輯設計計算及說明結 果 面上故應比轂孔長度略短B段：L2=50mm軸承端蓋總范度為20mm取端蓋的外端面與帶輪右端面的距離為30mmC段:L3=46.75mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，加上軸承距箱體內(nèi)壁的跑離，再加上聽下一軸肩的跑離D段：L4=58mm大齒輪輪毅長度加上圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離E段：L5=10mm,定位軸肩寬度F

35、段：L6=66mm,與齒輪配合，比齒輪輪載為 4mmG 段：L7 =50.75mm軸的校核計算，第一根軸：求軸上載荷已知：Ft =1692N,Fr=634N,Fa =411N,Fp =788.24N設該齒輪軸齒向是右旋受力圖如下圖word文檔 可自由復制編輯設計計算及說明結 果Fnhi = 422.52NFnh2 = 1249.48N1X XtIMM.IIIiilllllll II llki.1rr, TMi".nlllllH,llIIIIIIlllllllllllll刪制iii尿word文檔可自由復制編輯Mh =63036N mmL1 =93.8mm,L2 = 142.45 mmL

36、3 = 50.45mm由材料力學知識可求得二 ca=28.06MPa ca水平支反力：Fnhi =422.52NFNH2 =1249.48NMh =63036N mm垂直支反力：' ._ _ _ _ _ .F NV1 = Fa =411N,Ma =5137.5N mm,Fnvi =1363.98N,Fnv2 =58.26NMV1= 73937 N mm, MV2 =8077N mmMV3 = 2940 N mm合成彎矩M1 =73937N mm,M2 =63551.36N mm,M3 =63104.52N mm由圖可知，危險截面在C右邊W=0.1d3=2700mm-=Mca/W=28.

37、06MPa<70MPa ca ca軸材料選用40Cr查手冊k】 = 70MPa符合強度條件！第二根軸求軸上載荷已知：Ft =1692N,Fr =634NFa =411NFt =4130N,F r =1549NF a =1032Nm,Fnh1 -2398.5N, Fnh2 =39.5N M H1 = 155782 N m M H2 = 2545N mm設該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如下圖:r-L1''LnJi r'=-F“血mill 1IIIIH1IIIlli lllllriiiih1廣!.HllllllllllllllllFllIihniir.,.掘MM IIh

38、rAII Hl IIL1 = 64.95 mm, L2 = 88.5mm L3 = 64.45mm由材料力學知識可求得 水平支反力：FNH1 =2398.5N, Fnh2 =39.5N Mh1 =155782.58N mm, MH2 =2545N mm 垂直支反力：Ma -39486N mm, Fnvi =1118.42N,Fnv2 -1064.58NMV1 =72641 .38N mm, MV2 =111341 .38N mm MV3 =73235 .93N mm, MV4 =68612.18N mm 合成彎矩M1 =171886.54N mm, M2 =191481.37N mm M3 -

39、73280.14N mm, M4 = 68659.36N mm 由圖可知，危險截面在B右邊W=0.1d3=3930.4mmLa =M ca /W=60.1MPa<70MPa ca ca軸材料選用40Cr查手冊k】=70MPa 符合強度條件！第三根軸： 求軸上載荷 已知：Ft =4130N,Fr=1549N, Fa =1032N設該齒輪齒向是右旋，受力如圖M1 =171886 .54NM2M3m,= 191481 .37 N= 73280 .14N m=68659 .36 N m% =60.1MPa cam,L1 = 62.75 mm, L2 -126.75mm由材料力學知識可求得水平支反

40、力：Fnhi =2762.4NFNH2 =1367.6NMh =173341.5N mm垂直支反力：Fnv1 -1226.68N,Fnv2 -322.32NMv1 =76974.13N mm, MV2 -40854 .13N mmFnh1 =2762.4NFnh2 =1367.6NMh =173341.5N設計計算及說明結 果 合成彎矩 Mi =189663.63N mm,口M2 =178090.13N mm由圖可知，危險截面在B右邊算得 W=0.1d3=20537.9mmaca =Mca /W=9.65MPa<70MPa軸材料選用40Cr查手冊k】 = 70MPa符合強度條件！六、滾動

41、軸承的選擇及計算1. I軸軸承 型號為30206的圓錐滾子軸承1)計算軸承的徑向載荷：Fr1 = jFr2Hl +FrNv1 = J442.52 +1363.982 =1434NFr2 = Jf.Nh 2 + Fr2v2 = 1249.482 + 58.262 = 1251N2)計算軸承的軸向載30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷 Cor=50.5KW e=0.37 , Y=1.6兩軸承派生軸向力為：Fd1 =Fr1=448N,Fd2 =F=391N 2Y2Y因為 Fd1 +Fa =448N +411N =859N > Fd2軸右移，左端軸承放松，右端

42、軸承壓緊Fa1 =Fd1 = 448N、Fa2 =859N2)計算軸承1、2的當量載荷，取載荷系數(shù)fp=1.5因為0.31 < e - 0.37 X1 - 1, Y1 一 0Fr1 1434P =fp(XFn +YFaJ = 2151N因為 Fa2 一 56_一0.69 >e x2 -0.4,Y2-1.6Fr21139P2 =fp(XF.2 +YFa2 )=2812.2NM 1 =189663 .63 N mrM 2 =178090 .13 N m仃 ca =9.65MPa caFr1=1434NFr2=1251N設計計算及說明結 果 所以取 P = P2 =2812.2N3）校核

43、軸承壽命 ._6 _. _6. _3Lh :竺-*）/0一（43.2-10 產(chǎn)h =241463h60n P60x6222812.2年300個工作日，每天2班制.壽命50故所選軸承適用。2. II軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：Fr1 = q'Fr2Hl +FrNV1 ='2398.52 十1118.422 =2646.44NFr2 = JfrNh2 十 Fr2v2 = <39.52 十 1064.582 =1065.31N2）計算軸承的軸向載荷（查指導書p125） 30206圓錐滾子軸 承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW e=0.37

44、, Y=1.6兩軸承派生軸向力為：Fd1 =F1 = 827.01N,Fd2 =F=332.91N2Y2Y,F a =1032 -411 =621N因為 Fd1 + F a =827.01N +621N =144801N > Fd2軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊F =f =827.01N、Fa2 =1448.01N a idia22）計算軸承1、2的當量載荷，取載荷系數(shù)fp=1.5因為 FL= 827.01 =0.31 <e=0.37 X 1 = 1,Y1 =0Fr1 2646.44p = fp（XF.1 +YFa1 ）=3969.66N內(nèi)小 Fa2 1448.01 cc-d

45、7C/V da因為0.9>e, X2 -0.4,Y2 -1.6Fr2 1065.31p2 = fp（XFr2 +YFa2 ）=4438.41N N所以取 P = P =4438.41N 23）校核軸承壽命P = F2 = 2812.2 NLh = 241463 hFr1 = 2646 .44 NFr2 = 1065 .31 NFa2 =1448.01N a 2Fa1 = Fd1 =827.01Nword文檔 可自由復制編輯設計計算及說明結 果Lh=10 (C)；h=10(43.2 10 )130h =205823h60n P 60 159.42 4438.41按一年300個工作日，每天2

46、班制.壽命43故所選軸承適用。2.田軸軸承1)計算軸承的徑向載荷：P =4438.41NFr1 二行2Hl FrNV1 - <2762.42 1226.682 -30222.5NFr2 = , FrNh2 Fr2V 2 = x 1367.62 322.32 = 1405.07NLh = 205823h2)計算軸承的軸向載荷(查指導書p125) 30211圓錐滾子軸 承的基本額定動載荷 Cr=90.8KN,基本額定靜載荷 Cor=114KW e=0.4, Y=1.5兩軸承派生軸向力為：Fd1 = Fr1 =1007.51N,Fd2 = Fr2 =468.36NFr1 = 3022 .52

47、NF2 二 1405 .07 N2Y2Y因為 FdFa =468.36N 1032N =1500.36NFd1軸左移，左端壓緊，右端放松Fa, = 1500.36N、 Fa2 = 468.36N aa 22）計算軸承1、2的當量載荷，取載荷系數(shù)fp=1.5 pFa1 =1500.36NFa2 = 468.36N因為 EaL = 1500.36 =0.5 =0.37 x 1 = 0 . 4 , Y1 =1.5 Fr1 3022.52R = fp XT YFa1 =5189.32N因為厘二=0.33<e, X2=1,Y2=0Fr2 1405.07P2 = fp XFr2 YFa2 A2107.61N所以取 P = P =5189.32N 13）校核軸承壽命Lh106 C -L) h =60n P10660 53.1490.8 1035189.323)h =4361928hword文檔可自由復制編輯P = R =5189.32N按一年300個工作日，每天2班制.壽命909所選軸承適用Lh = 4361928h七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算4T 1；p =_ bp Jdhlword文檔 可自由復制編輯bp = «1251507080鑄鐵二 P =11.04二 P = 53.4M