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 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 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 - 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

2、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

3、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。 - 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

4、 四 完成减速器装配图 : 教 1-201 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：

5、 2008 年 6 月 23 日指导教师签名 ： 计划完成日期：2008 年 7 月 11 日基层教学单位责任人签章： 主管院长签章： - 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 W n，即 min07.28 32014.3 47.0100060100060 r D v nW 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

6、动机容量 1) 卷筒的输出力 F=3200N 卷筒轴的输出功率kW Fv PW504.1 1000 47.03200 1000 2) 电动机输出功率 d W d p P 传动装置的总效率 54 2 3 3 2 2 1 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99.0 1 ；滚子轴承99.0 2 ；圆柱齿轮传动97.0 3 ；卷 筒轴滑动轴承96.0 4 ；V带传动 5=0.96 则825.096.099.097.099.096.0 23 故 kW p P W d 823.1 825.0 504.1 3电动机额定功率 ed P

7、 - 4 - 设计计算及说明结果 由1 表 20-1 选取电动机额定功率kWP ed 2.2 4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=9 i i 1 二级减速器中： 高速级齿轮传动比55.39*4. 1i*4. 1i 2 。 低速级齿轮传动比54.2 55.3 9 i i i 2 3

8、 。 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/02.28 54.2 18.71 min/18.71 55.3 69.252 min/69.252 72.3 940 i min/940 3 2 1 0 r i n n r i n n r n n rnn m m 2各轴输入功率 按电动机所需功率 d P计算各轴输入功率，即 - 5 - 设计计算及说明结果 kWPP kWPP kWPP kWPP d d 89.197.096. 003.2 03. 297.099. 0112. 2 112.296.02. 2 2.

9、 2 32 32 5 0 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) mmN n P T mmNmmN n P T 54.79819 1 1055.9 06.22351 940 2 .2 1055. 91055. 9 1 6 6 0 06 0 mmN n P T mmN n P T 88.644164 3 3 1055. 9 81.272358 2 2 1055. 9 6 6 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

10、率 （kW ） 2.2 2.112 2.03 1.89 转矩 T(N ?m) 22351.0 6 79819.5 4 272358. 81 644164. 88 i 传动比3.72 3.552.54 效率0.96 0.99 0.97 - 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

11、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 a p a p=kwkwPK A 32.2112.21 .1 2)、选择 V 带型根据 a p、 1 n由图 8-10机械设计 p157 选择 A 型带 （d1=112140mm ） 3） 、确定带轮的基准直径 d d并验算带速 v (1) 、初选小带轮的基准直径 d d，由（ 机械设计 p155 表 8-6 和 p157 表 8-8，取小带轮基准直径mm130d 1 d （2） 、验算带速 v smsm nd v d /39.6/ 100060 940130 100060 1 1 因

12、为 5m/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 1 n=940r/min 和 1d d=130mm 表 8-4a 用插值法求得 0 p=2.04kw 单根 v 带的传递功率的增量 0 p 已知 A型 v 带，小带轮转速 1 n=940r/min 查表 8-4b 得 0 p=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 L k=0.99 r p=( 0 p+ 0 p) k L k=(2.04+0.35) 0.96 0.99=2.27KW Z= Pr pc =2.32/2.27=1.022 故取 2

13、根. （7） 、计算单根 V带的初拉力和最小值 - 8 - 设计计算及说明结果 min0 F500* ZVk pk c )32.2( +qVV=190.0N 对于新安装的 V带, 初拉力为 :1.5 min0F=285N 对于运转后的 V带, 初拉力为 :1.3 min0 F=247N （8） 计算带传动的压轴力 P F P F=2Z 0 Fsin( 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

14、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钢调质处理 HB2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算 : 取小齿轮 1 z=25，则 2 z= 2 i 1 z， 2 z=25 3.55=88.75 ，取 2 z=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76.0 1 , 84.0 2 , 则60.1 21 d. 计算小齿轮的转矩

15、:mm54.79819 1 NT。确定需用接触应力 9 - 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 8 11 1028.7)3002810(1252.696060 h jLnN 8 8 2 1005.2 55.3 1028.7 N i. 由图 10

16、-19 取接触疲劳寿命系数 1HN K=0.90 2HN K=0.96 1H =1HNK1lim/S=540 Mpa 2H = 2HN K 2lim /S=528 Mpa H =( 1H + 2H )/2=543 Mpa 3） 、计算 （1) 计算齿宽 B及模数 nt m B=d t d1=1X51.9mm=51.9mm nt m= t d1cos/ 1 z=2.038mm H=2.25 nt m=5.19mm B/H=51.9/5.19=10 （3） 、计算纵向重合度 =0.318d 1 ztan =1.704 （4） 、计算载荷系数 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得

17、: 2. 1,35.1,45. 1,15. 1, 1 FHFHVA KKKKKK 故载荷系数 - 10 - 设计计算及说明结果 001.22 .145.115.11 HHVA KKKKK （5） 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式 1010a 得 1 d= t d1 3 Kt k =44.89mm （6） 、计算模数 ntm nt m= 1 d Cos/Z1=1.99mm 4） 、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17 3 1 2 1 2 111 1 )1( cos2 Fa saF n zu YYKT m (1) 、计算载荷系数 : 863.135.12.115.11 FFVA KK

18、KKK (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 48.26 11cos 25 3v1 z，95 11cos 90 3v2 z （4） 、由1 图 10-5 查得21.272.2 21 aaFF YY， 由表 10-5 查得776.157.1 21 aSS YY a ， 由图 10-20C但得 1FE =500 MPa 2FE =380 MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳极限 1FN K=0.85, 2FN K=0.88 计算弯曲疲劳应力 : 取安全系数 S=1.4, 由 10-12 得: 1F = 1F

19、N K 1FE /S=303.57 MPa 2F = 2FN K 2FE /S=238.86 MPa - 11 - 设计计算及说明结果 （5） 、计算大小齿轮的 1 11 F saF YY ，并比较 01704. 0 84.238 794.1268. 2 0147.0 57.303 57. 172.2 2 22 1 11 F saF F saF YY YY 且 2 22 1 11 F saF F saF YYYY ，故应将 2 22 F saF YY 代入1 式（11-15）计算。 （6） 、计算法向模数 48. 101704.0 206.11 15cos85.010189.4863.12 )

20、1( cos2 3 2 24 3 1 2 1 2 111 1 Fa saF n zu YYKT m 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 1 d=46.89mm 来计算应有的数 , 于是有 : 取 1n m2mm ； （7） 、则64.22 2 15cos89.46cos1 1 n m d z，故取 1 z=23 . 则 2 z= 2 i 1 z=81.65，取82 2 z （8） 、计算中心距 mm97.106 11cos2 )8223(2 cos2 )( 21 1 zzm a n 取 a1=108mm （9） 、确定螺旋角 47.11 1082 )82(232 ar

21、ccos 2 )( arccos 21 1 a zzm n （10） 、计算大小齿轮分度圆直径: 1 d=mm mZ n 86.46 47.11cos 1 - 12 - 设计计算及说明结果 2 d=mm mZ n 34.167 47.11cos 2 （11） 、确定齿宽 mm89.4686.461 12 db a 取mm52mm46 12 BB， 5） 、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定 - 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=280HB

22、S 大齿轮 45钢调质处理 HB2=240HBS 2） 、取小齿轮 3 z=35，则 4 z= 3 i3554.2 3 z=88.9 取 4 z=90，初步选定 11 3） 、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=1.6 b. 由图 10-30 选取区域系数425.2 H z c. 由图 10-26 查得,85.0,76.0 21 则61.1 21 d. 计算小齿轮的转矩 : mm81.272358 2 NT 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

23、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 8 11 1005.2)3008210(118.716060 h jLnN 7 8 2 1081.0 54.2 1005.2 N - 14 - 设计计算及说明结果 i.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 1HN K=0.96 2HN K=0.97 1H = 1HN K 1lim /S=576Mpa 2H = 2HN K 2lim /S=5

24、33.5 Mpa H =( 1H + 2H )/2=554.8 Mpa 4） 、计算 （1） 、计算齿宽 b 及模数 nt m B=d t d1=1X65.87=65.87mm nt m= t d1cos/ 1 z =1.75mm H=2.25 nt m=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, 1 HHFHVA KKKKKK 故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （ 4） 、 按 实 际 的 载 荷 系数

25、校 正 所 得 分 度 圆 直 径由 式10-10a得 1 d= t d1 3 Kt k =75.58mm （5）计算模数 nt m nt m= 1 d cos / 3 z=1.985mm 5） 、按齿根弯曲强度设计由式 10-17 3 1 2 1 2 111 1 )1( cos2 Fa saF n zu YYKT m a 上式中829.136.12 .112.11 FFVA KKKKK b 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 - 15 - 设计计算及说明结果 c 计算当量齿数 齿形系数 08.37 11cos 35 3 v1 z，24.95 11c

26、os 90 3 v2 z 由1 图 10-5 查得292.272.2 21FF YY， 由图 10-20C但得 1FE =500 MPa 2FE =380 MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳极限 1FN K=0.86, 2FN K=0.89 d 计算弯曲疲劳应力 : 取安全系数 S=1.4, 由 10-12 得: 1F = 1FN K 1FE /S=307.14 MPa 2F = 2FN K 2FE /S=241.57 MPa e 比较 01623. 0 57.241 772.1212. 2 01363.0 14.307 571.1715.2 2 22 1 11 F saF F saF YY

27、 YY 且 2 22 1 11 F saF F saF YYYY ，故应将 2 22 F saF YY 代入1 式（11-15）计算。 f 法向模数 263.20165.0 2061. 11 15cos85. 01056.1829. 12 ) 1( cos2 3 2 25 3 1 2 1 2 111 1 Fa saF n zu YYKT m 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 1 d=75.58mm 来计算应有的数 , 于是有 : 取 nt m= 1 d cos / 3 z=1.985mm=2mm 3z37. 则95z4 g 中心距 mm47.134 11cos2 )

28、9537(2 cos2 )( 21 1 zzm a n 取 a1=135mm - 16 - 设计计算及说明结果 h 确定螺旋角 12.12 1352 )95(372 arccos 2 )( arccos 21 1 a zzmn i 计算大小齿轮分度圆直径 : 3 d=mm mZ n 68.75 12.12cos 3 4 d=mm mZ n 34.194 12.12cos 4 J 齿宽75 34 dB a 取mm80mm75 34 BB， 4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定 L=290mm S=174mm min d=30m m - 17 - 设计计算及说明结果 五、轴的设计计算 为

29、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100 0 A 2）初算轴的最小直径 mm17.20 69.252 112.2 100d 33 0min n p A 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% ， min d=21.38mm 。故取 min d=28mm 高速轴工作简图如图 (a) 所示 首先确定个段直径 A段： 1 d=28mm 有最小直径算出） B段： 2 d=32mm ， C段： 3

30、 d=35mm 与轴承配合，取轴承内径 D段： 4 d=38mm ， E段: 5 d=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， 7 d=35mm, 与轴承配合，取轴承内径 第二、确定各段轴的长度 A段： 1 L=1.6*26=43.6mm,圆整取 1 L=44mm - 18 - 设计计算及说明结果 B段： 2 L=40mm ，考 C段： 3 L=25mm, D 段：mm70 4 L， E段： 5 L=10mm, F 段： 6 L=52mm ，根据齿轮宽度确定 G段： 7 L=40mm, 轴总长 L=290mm 2、轴的设计计算 1）轴的

31、材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表 15-31， 取100 0A 2）初算轴的最小直径 mm32.30 71.18 03.2 100d 33 0min n p A 因为轴上有键槽，故最小直径加大6% ， min d=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 min d=40mm 轴的设计图如下： 首先，确定各段的直径 A段: 1 d=40mm, 与轴承配合 E段： 5d=40mm ，与轴承配合 - 19 - 设计计算及说明结果 B段： 2 d=44mm ，与小齿轮配合 C段： 3 d=55mm, 定位轴肩， h=5.5

32、mm D段： 4 d=44mm, 与小齿轮配合 确定各段距离： A段： 1 L=30mm, 考虑轴承宽度 B段： 2 L=52mm, 齿轮厚度 C段： 3 L=10mm D段： 4 L=58mm, 齿轮厚度 E段： 5 L=30mm, 考虑轴承宽度 3、轴的设计计算 输入功率 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 0 A=105 所以轴的直径 : min d 3 0 n P A=38.65mm 。因为轴上有两个键槽，故最小直 径加大 12% ， min d=43.048mm 。 由表 13.

33、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 7 d=45mm 长度 L=84mm 轴设计图如下： 首先，确定各轴段直径 A段: 1 d=45mm, 外申端轴颈 - 20 - 设计计算及说明结果 B段: 2 d=50mm, 与轴承配合 C段: 3 d=55mm, 非定位轴肩，取 h=2.5mm D段: 4 d=66mm, 定位轴肩， h=5.5mm E段: 5 d=55mm, 与齿轮配合 F 段: 6 d=50mm, 与轴承配合 然后、确定各段轴的长度 A段: 1 L=84mm, 根据联轴器确定 B段: 2 L=45mm ，根据轴承宽度确定 C段: 3 L=50mm, D段：

34、 4 L=10mm E段: 5 L=58mm, F 段: 6 L=45mm, 根据轴承宽度确定 - 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： NFNF NFNF pa t 754,496 ,693,1839 r 设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图： mm25.48L mm25.132 mm75.81 3 2 1 L L， 由材料力学知识可求得 水平支反力 : mm65013 1136 703 2 1 NM NF NF H NH NH 垂直支反力 : NFNF mmNMNFF NVNV a NV 87,1360 ,11304,496 21 a 1 mm10

35、6917 1182261640 3 21 NM mmNMmmNM V VV ， 合成弯矩 mmNMmmNMNM125132,134918mm,61640 321 由图可知 , 危险截面在 C右边 W=0.1 3 d=9469 ca=ca M/W=14.49MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册 a70 1 MP 符合强度条件 ! - 22 - 设计计算及说明结果 轴1 - 23 - 设计计算及说明结果 第二根轴 求轴上载荷 已知： NF NFNF NF NFNF a t 1134 1675,4461 496 693,1839 a r t r 设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图： m

36、m25.48L mm5.69 mm75.60 3 2 1 L L， 由材料力学知识可求得 水平支反力 : mm8552 mm,148595 176 ,2446 2 1 2 1 NM NM NF NF H H NH NH 垂直支反力 : NFNF mmNM NVNV a 65,917 ,39486 21 mm8664M mm,42513 95194 55708 V4 3 2 1 N NM mmNM mmNM V V V ， 合成弯矩 mmNM mmNM mmNM NM 12174 43365 176472 mm,15894 4 3 2 1 ， 由图可知 , 危险截面在 B右边 W=0.1 3 d

37、=33774 ca=ca M/W=5.98MPa70MPa - 24 - 设计计算及说明结果 轴材料选用 40Cr 查手册a70 1 MP 符合强度条件 ! - 25 - 设计计算及说明结果 第三根轴 : 求轴上载荷 已知： NF NFNF a t 1134 ,1675,4461 r 设该齿轮齿向是右旋，受力如图： mm25.121 mm25.62 2 1 L L， 由材料力学知识可求得 水平支反力 : mm186490 1513 2948 2 1 NM NF NF H NH NH 垂直支反力 : NFNF mmNM NVNV a 568,1107 ,117000 21 mmNM mmNM V

38、 V 185902 68897 2 1 ， 合成弯矩 mmNM NM 263321 mm,199810 2 1 由图可知 , 危险截面在 B右边 算得 W=19300 ca=ca M/W=19.77MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册 a70 1 MP 符合强度条件 ! b MP9.28 T MP45.0 - 26 - 设计计算及说明结果 b MP00.10 T MP353.3 7.21K - 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： NFFF NFFF rNVrNHr NVrNHr 1139872

39、1136 15311360703 222 2 2 22 222 1r 2 11 2）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： N Y F FN Y F F rr 356 2 ,478 2 2 2d 1 1d 因为NFNNNFF dda 356852356496 12 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松 NFFF daa 852 21 、NFF da 356 12 2）计算轴承 1、2 的当量载荷 , 取载荷系数5. 1 p f 因为37.056.0 531 852 1

40、 1 e F F r a 6.1,4.0 11 YX 2963 111arp YFXFfp 因为e F F r a 312.0 1139 356 2 2 ，0,1 22 YX 1709 222arp YFXFfp 所以取NPP2963 2 3）校核轴承寿命 hhh P C n Lh87700) 2963 103 .43 ( 145060 10 )( 60 10 3 366 按一年 300 个工作日 , 每天 2 班制. 寿命 18年. 故所选轴承适用。 2轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2.2K .8 84.9 95.17 ca S S S - 28 - 设计计算及说明结果 NFFF NFF

41、F rNVrNHr NVrNHr 18865176 26129172446 222 2 2 22 222 1r 2 11 2） 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=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为： N Y F FN Y F F rr 59 2 ,816 2 2 2d 1 1d 因为NFFNNNFF d 11931312496816 2 a a1d 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 NFFFdaa131212、NFFda5921 2）计算轴承 1、2 的当量载荷 , 取载荷系数5.

42、1 p f 因为37.0026.0 2612 59 1 1 e F F r a 0,1 11 YX NYFXFfp arp 3918 111 因为e F F r a 98.6 188 1312 2 2 ，6.1,4.0 22 YX 3262 222arp YFXFfpN 所以取NPP3918 1 3）校核轴承寿命 hhh P C n Lh142356) 3918 103.43 ( 35260 10 )( 60 103 366 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： NFFF NFFF rNVrNHr NVrNHr

43、16162681513 314911072948 22 2 2 22 222 1r 2 11 2） 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： - 29 - 设计计算及说明结果 N Y F FN Y F F rr 539 2 ,1050 2 2 2d 1 1d 因为NFNNNFF d 539218410501134 2a1d 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 NFF da 1050 12 、NFFFa2184 1da2 2）计算轴承 1、2 的当

44、量载荷 , 取载荷系数5. 1 p f 因为37.03334.0 3149 1050 1 1 e F F r a 0,1 11 YX NYFXFfp arp 4724 111 因为e F F r a 35.1 1616 2184 2 2 ，5.1,4.0 22 YX NYFXFfp arp 5885 222 所以取NPP5885 2 3）校核轴承寿命 hhh P C n Lh128066) 5885 108.90 ( 11960 10 )( 60 10 3 366 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

45、键的校核 键 A1028，bhL=6620 单键 键联接的组成零件均为钢， P =125MPa 38.36 20620 10183.244 4 PP dhl T P =125MPa 满足设计要求 钢 铸铁 8070 150125 4 P PP dhl T - 30 - 设计计算及说明结果 2轴上大齿轮处键 键 A1225，bhL=10836 单键 键联接的组成零件均为钢， P =125MPa MPaMpa dhl T pP 12500.60 36838 10642.144 5 满足设计要求 3轴上 ）联轴器处 采用键 A，A1225，bhL=10836 单键 键联接的组成零件均为钢， P =1

46、25MPa MPaMpa dhl T pP 12500.60 36838 10642.144 5 2）联接齿轮处 采用 A型键 A 561118Lhb单键 Mpa dhl T PP 42.66 561145 10603. 444 5 P 125Mpa 满足设计要求 八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下： （1）判断危险截面 在 A-B轴段内只受到扭矩的作用， 又因为 e2m 高速轴是齿轮轴， 轴的最 小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B 内均无需疲劳强度 校核。 从应力集中疲劳强度的影响来看， E段左截面和 E段右截面为齿轮轴啮合 - 31 - 设计计算及说明结果 区域，引起

47、的应力集中最为严重，截面E 左端面上的应力最大。但是由 于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E 段 左右截面即可。 （2）. 截面右侧： 抗弯截面系数 333 6 .4665361 .01 .0mmdw 抗扭截面系数 333 93312362 .02.0mmdWt 左截面上的扭矩 T3为mmNT41970 3 截面上的弯曲应力 ab MP W M 9.28 6 .4665 134918 截面上的扭转应力 a T T MP W T 45.0 93312 41970 3 轴 的 材 料 为40Cr,调 质 处 理 。 由表15-1查得 ： aaaB MPMPMP185;335

48、;685 11 截 面 上 理 论 应 力 系 数及按 附 表3-2查 取 。 因 389.1 36 50 ;043.0 31 0.2 d D d r 经查之为：80.1;25.2； 又由附图 3-1 可查取轴的材料敏性系数81.0;83.0qq； 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为： 65. 1)18. 1(81.01)1(1 04. 2) 125. 2(83.01)1(1 qK qK 皱眉经过表面硬化处理，即1 q ，则按式（ 3-12）及（ 3-12a）得到综 合系数为： 92.21 92.0 1 72.0 04.2 1 1k K； 有附图 3-2 的尺寸系数72.0 由附图 3-3

49、 的扭转尺寸系数为85.0 r 轴按磨削加工，由附图3-4 得表面质量系数为：92.0； - 32 - 设计计算及说明结果 03.21 92.0 1 85.0 65.1 1 1k K 又由3-1及3-2得到40Cr的特性系数 05.01.005.0; 1.02.01 .0取，取 则界面安全系数： 5 .144 32.89 4.6843.57 4 .68 9.1005. 09.1003.2 1851 43.57 01 .071.180. 2 335 22 1 SS SS S k S K S ca m ma 故可知道其右端面安全； 同理可知： E段左端面校核为： 抗弯截面系数 333 12500501