二級圓柱斜齒輪減速器計算說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計計算說明書設(shè)計題目: 帶式運輸機傳動裝置班 級: 設(shè) 計 者: 指導(dǎo)教師: 完成日期: 目錄課程任務(wù)說明書3一、電動機的選擇41.1電動機類型選擇41.2電動機容量選擇41.3確定電動機的轉(zhuǎn)速41.4傳動比的分配41.5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4二、齒輪設(shè)計42.1高速級52.2低速級10三、軸的設(shè)計143.1高速軸143.2中速軸163.3低速軸17四、中速軸的校核184.1齒輪受力分析184.2中速軸的各參數(shù)194.3繪制受力簡圖194.4水平面H受力分析 194.5鉛錘面V的受力分析 204.6中速軸所受的扭矩圖214.7合成彎矩224.8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強

2、度 22五、滾動軸承的選擇及其基本額定壽命的計算225.1求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2225.2求兩軸承計算軸向力Fa1和Fa2225.3求兩軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2235.4驗算軸承的壽命23六、鍵的選擇和鍵的連接強度計算246.1鍵的選擇246.2鍵連接強度的校核24七、聯(lián)軸器的選擇247.1高速軸聯(lián)軸器242.1低速軸聯(lián)軸器24八、齒輪及軸承潤滑方法、潤滑劑牌號及裝油量248.1齒輪潤滑248.2軸承潤滑25九、密封方式的選擇259.1減速器的密封259.2密封類型的選擇25十、密封方式的選擇2510.1疾速器的機體結(jié)構(gòu)尺寸2510.2減速器附件26參考文獻27【機械設(shè)計】課程

3、設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目帶式輸送機傳動裝置設(shè)計者專業(yè): 姓名： 題目數(shù)據(jù)工作機輸入功率(kW)2.3工作機輸入轉(zhuǎn)速(rpm)631 電動機 2 聯(lián)軸器 3 減速器 4 帶式輸送機(工作機)工作條件1、連續(xù)單向運轉(zhuǎn)；2、載荷較平穩(wěn)；3、兩班制；4、結(jié)構(gòu)緊湊；5、工作壽命5年。設(shè)計內(nèi)容1、 減速器裝配圖1張(0號圖)；2、零件圖23張；3、設(shè)計計算說明書1份。設(shè)計期限答辯日期指導(dǎo)教師設(shè)計成績（表x.x如表9.1來自參考文獻1、表x-x、式（x-x）、式x-x、圖x-x如表10-1來自參考文獻2）一、電動機的選擇1.1電動機類型選擇： Y系列三廂籠型異步電動機（全封自扇冷式）。1.2 電動機容量選擇：電動

4、機所需工作功率Pd=P式中P為工作機的輸入功率，為組成傳動裝置和工作機的各部分運動副或傳動副的效率乘積。設(shè)1、2、3分別為聯(lián)軸器、滾動軸承、齒輪傳動的傳動效率。查表9.1得：1=0.99、2=0.99、3=0.97。=0.9920.9930.972=0.895則： Pd=P=2.30.895kw=2.57kw選取電動機額定功率為3kw。1.3確定電動機轉(zhuǎn)速：工作機輸入轉(zhuǎn)速為已n=63r/min,展開式減速器的傳動比為840，即電動機的實際轉(zhuǎn)速為nd=5042520r/min。綜合考慮傳動裝置的機構(gòu)緊湊，選同步轉(zhuǎn)速為750r/min的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，查表14.1選定型號為Y1

5、32SM-8。其主要性能如下：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132SM-837102.02.01.4傳動比的分配： 總傳動比i=nmn=71063=11.27，考慮潤滑條件、為使兩級大齒輪直徑相近i1= 1.4i2。故：i1=1.4i=1.411.27=3.97i2=ii1=11.273.97=2.841.5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：各州轉(zhuǎn)速：1軸：n1=nm=710r/min2軸：n2=n1i1=7103.97r/min=178.84r/min3軸：n3=n2i2=178.842.84r/min=62.97r/min各軸的輸入功率：1軸

6、：P1=Pd1=2.570.99kw=2.544kw2軸：P2=P123=2.5440.990.97kw= 2.44kw3軸：P3=P223=2.440.990.97kw=2.34kw卷筒軸：P4=P31=2.340.99kw=2.32kw各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機的輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9.55106Pdnm=9.551062.57710N.mm=34568.31N.mm1軸：T1=Td1=34568.310.99N.mm=34222.63N.mm2軸：T2=T123i1=34222.630.990.973.97N.mm=N.mm3軸：T3=T223i2=0.990.972.84N.mm=.66N.m

7、m卷筒軸：T4=T31=.660.99N.mm=N.mm整理列表軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(N.mm)轉(zhuǎn)速/(N.mm)傳動比i效率電機軸2.573.4610471010.991軸2.5443.421047103.970.96032軸2.441.3105178.842.840.96033軸2.343.5610562.9710.99卷筒軸2.323.5210562.97二、齒輪設(shè)計21高速級：選精度等級、材料及齒數(shù)1)依照傳動方案，本設(shè)計選用二級斜齒輪傳動。標準結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角n=20,齒頂高系數(shù)ha*=1,頂隙系數(shù)c*=0.25。2)運輸機為一般工作機器，運動轉(zhuǎn)速不高，查表16.1選用8級精度。3

8、)由表10-1，小齒輪選用40cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。4)初選小齒輪齒數(shù)Z1=19，大齒輪Z2=i1Z1=3.97 19=75.43,取Z2=76，Z1與Z2互質(zhì)。5)初選螺旋角=14按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑：dt32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2a. 確定公式中的各參數(shù)值：i試選載荷系數(shù)KHt=1.3ii.由圖10-20差得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433，表10-5查得材料彈性影響系數(shù)Z=189.6Mpa12,表10-7取d=1。iii由式10-21計算接觸疲勞強度重合系數(shù)Z。t=arc

9、tantann/cos=arctan(tan20/cos14)=20.562at1=arccosZ1cost/(Z1+2ha*cos=arccos19cos20.562/(19+21cos14)=31.840at2=arccosZ2cost/(Z2+2ha*cos=arccos76cos20.562/(76+21cos14)=24.079=Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant/2=19tan31.840-tan20.562+76(tan24.079-tan20.562)/2=1.611=dZ1tan=119tan14/=1.508Z=4-3(1-)+=4-1.61131-1.

10、508+1.5081.611=0.729iv由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14=0.985v.計算接觸疲勞需用應(yīng)力H由圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa, Hlim2=550Mpa由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=607101283005=1.022109N2=N1u=1.022109/(76/19)=2.556108由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90、KHN2=0.93,取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得：H1=KHN1Hlim1S=0.906001Mpa=540MpaH

11、2=KHN2Hlim2S=0.935501Mpa=511.5Mpa取H1和H2中的較小者為該齒輪的接觸疲勞強度許用應(yīng)力，即H=H2=511.5Mpab. 試算小齒輪分度圓直徑：d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=321.33.4210417619+176192.433189.80.7290.52mm=36.014mm2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑a.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備：i圓周速度VV=d1tn1601000=36.014710601000m/s=1.339m/sii.齒寬bb=dd1t=136.014mm=36.014mmb計算實載荷系數(shù)KAi.由表10-2查得使用系數(shù)KA=1

12、。ii.根據(jù)V=1.339m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.07。iii.齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=23.42104/36.014N=1.899103N,KAFt1/b=11.899103/36.014N/mm=52.736N/mm100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4。iii.由表10-4用插值法得KH=1.445,結(jié)合b/h=8.7037，查圖10-13，得KF=1.31。則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=11.021.41.31=1.871c. 由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.28731.

13、92571.3mm=1.453mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=1.5mm，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=42.686mm 來計算小齒輪的齒數(shù)，即Z1=d1cos/mn=42.686cos14/1.5=27.6。取Z1=28，則Z2=uZ1=3.9728=111.16,取Z2=111，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。(4)幾何尺寸計算1)計算中心矩a=Z1mn2cos=28+1111.52cos14mm=107.44mm將中心矩圓整為108mm2)按圓整后的中心矩修正螺旋角

14、=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(28+111)1.52108=15.1423)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=281.5cos15.142mm=43.511mmd2=Z2mncos=1111.5cos15.142mm=172.488mm4)計算齒輪寬度b=dd1=143.511mm=43.511mm 取b1=50mm、b2=44mm。(5)主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=28,Z2=111,模數(shù)m=1.5mm，壓力角=20，螺旋角=15.142，變位系數(shù)x1=x2=0,中心矩a=108mm,齒寬b1=50mm、b2=44mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45

15、鋼（調(diào)質(zhì)）。按8級精度設(shè)計。22低速級：選精度等級、材料及齒數(shù)1)依照傳動方案，本設(shè)計選用二級斜齒輪傳動。標準結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角n=20,齒頂高系數(shù)ha*=1,頂隙系數(shù)c*=0.25。2)運輸機為一般工作機器，運動轉(zhuǎn)速不高，查表16.1選用8級精度。3)由表10-1，小齒輪選用40cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。4)初選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪Z2=i2Z1=2.84 24=68.16,取Z2=69，Z1與Z2互質(zhì)。5)初選螺旋角=14按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑：dt32KHtT2du+1u(ZHZEZ

16、ZH)2c. 確定公式中的各參數(shù)值：i試選載荷系數(shù)KHt=1.3ii.由圖10-20差得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433，表10-5查得材料彈性影響系數(shù)Z=189.6Mpa12,表10-7取d=1。iii由式10-21計算接觸疲勞強度重合系數(shù)Z。t=arctantann/cos=arctan(tan20/cos14)=20.562at1=arccosZ1cost/(Z1+2ha*cos=arccos24cos20.562/(24+21cos14)=29.974at2=arccosZ2cost/(Z2+2ha*cos=arccos69cos20.562/(69+21cos14)=24.400=Z1tan

17、at1-tant+Z2tanat2-tant/2=24tan29.974-tan20.562+69(tan24.400-tan20.562)/2=1.632=dZ1tan=124tan14/=1.905Z=4-3(1-)+=4-1.63231-1.905+1.9051.632=0.673iv由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14=0.985v.計算接觸疲勞需用應(yīng)力H由圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa, Hlim2=550Mpa由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n2jLh=60178.841283005=2.57108N2=N

18、1u=2.57108/(69/24)=8.939107由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.93、KHN2=0.95,取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得：H1=KHN1Hlim1S=0.936001Mpa=558MpaH2=KHN2Hlim2S=0.955501Mpa=522.2Mpa取H1和H2中的較小者為該齒輪的接觸疲勞強度許用應(yīng)力，即H=H2=522.2Mpad. 試算小齒輪分度圓直徑：d1t32KHtT2du+1uZHZEZZH2=321.310512.84+12.842.433189.80.6730.6122mm=53.95mm2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑a

19、.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備：i圓周速度VV=d1tn2601000=53.95178.84601000m/s=0.505m/sii.齒寬bb=dd1t=153.95mm=53.95mmb計算實載荷系數(shù)KAi.由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。ii.根據(jù)V=0.505m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.03。iii.齒輪的圓周力Ft1=2T2/d1t=21.3105/53.95N=4819.277N,KAFt1/b=14819.277/53.95N/mm=89.33N/mm100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4。iii.由表10-4用插值法得KH=1.45

20、0,結(jié)合b/h=10.993，查圖10-13，得KF=1.36。則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=111.41.36=1.904f. 由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt3KFKFt=1.616831.9041.3mm=1.8361mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=2mm，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=63.2717mm 來計算小齒輪的齒數(shù)，即Z1=d1cos/mn=63.2717cos14/2=30.696。取Z1=31，則Z2=

21、uZ1=2.8431=88.04,取Z2=88，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。(4)幾何尺寸計算1)計算中心矩a=Z1mn2cos=31+8822cos14mm=122.643mm將中心矩圓整為122mm2)按圓整后的中心矩修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(31+88)22122=12.7323)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=312cos12.732mm=63.562mmd2=Z2mncos=882cos12.732mm=180.436mm4)計算齒輪寬度b=dd1=163.562mm=63.562mm 取b1=70mm、b2=64mm。(5)主要設(shè)計結(jié)論齒

22、數(shù)Z1=31,Z2=88,模數(shù)m=2mm，壓力角=20，螺旋角=12.732，變位系數(shù)x1=x2=0,中心矩a=122 mm，b1=70mm、b2=64mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。按8級精度設(shè)計。齒輪的主要參數(shù)高速級低速級齒數(shù)281113188中心距108122法面模數(shù)1.52.0螺旋角15.14212.732法面壓力角2020齒寬b50447064分度圓直徑43.511172.48863.562180.436齒頂圓直徑46.511175.48867.562184.436齒根圓直徑39.761168.73858.562175.436三、軸的設(shè)計3.1高速軸(1)

23、材料選擇查表15-1，選用45鋼（調(diào)質(zhì)）(2)確定最小直徑dmindminA03P1n1查表15-3，A0=112，由上面結(jié)論P1=2.544kw,n1=710r/min,dmin11232.mm=17.138mm考慮該軸有一鍵槽，將計算結(jié)果加5%，dmin=17.1381+5%mm=17.65mm(3)選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選用LH型彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KATd,查表14-1取KA=1.5，由Td=3.46104N.mm,得Tca=1.53.46104N.mm=5.19104N.mm根據(jù)Tca=5.19104N.mm=51.9N.m查表13.1選定LH3型聯(lián)

24、軸器，其T=630N.mTca,軸孔直徑d(30-42)mm可滿足電動機的軸徑要求(取半聯(lián)軸器的孔徑為d=30mm)。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）確定減速器高速軸外伸處直徑(與聯(lián)軸器配合處)dmin=30mm取d1-2=30mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm2）為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度比L1略短一些，現(xiàn)取l1-2=58mm。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，查表15-2得R=1.2mm,則軸間高h=23R=(2.43.6)mm，且為滿足氈圈裝配需求，取h=2.5mm,故2-3段直徑d2-3=35mm。3）初步選擇滾動軸承根據(jù)d2-3=35mm，且

25、軸承能承受一定的軸向力，選擇7207C號軸承，其dDB=35mm72mm17mm,(da)min=42mm。確定d6-7=35mm,l6-7=17mm。4）根據(jù)軸承旁連接螺栓d1，與地腳螺釘df的c1=26mm、c2=20mm，以及壁厚=8mm得內(nèi)機壁至軸承座斷面距離l2=c1+c2+58mm=26+20+8+58mm=5962mm,取l2=60mm。5）.軸承端蓋與調(diào)整墊片厚度e=10mm,根據(jù)軸承端蓋便于拆裝的要求，取2-3段軸肩距軸承端蓋x2=10mm, 軸承旁擋油板寬度3=10mm，則l2-3=l2-3+x2=60-10+10+10mm=70mm6）取d3-4=45mm(滿足安裝軸承與

26、氈圈要求)。7）小齒輪矩齒內(nèi)機壁距離2=8mm,取中間軸兩齒輪軸向間距4=7mm，中速軸上兩齒輪寬度分別為b2h=44mm, b1l=70mm。得出，l3-4=3+2+b1l+4-(b1h-b2h)/2=10+8+70+7-(50-44)/2=92mm8）軸段4-5加工齒輪軸，為方便加工，取d4-5=48mm，l4-5=b1h=50mm9) 取d5-6=45mm(滿足安裝軸承與氈圈要求)。l5-6=+3=8+10mm=18mm10)整理如下：軸段1-22-33-44-55-66-7直徑d/mm303545484530長度l/mm5870925018173.2中速軸(1)材料選擇查表15-1，選

27、用45鋼（調(diào)質(zhì)）(2)確定最小直徑dmindminA03P2n2查表15-3，A0=112，由上面結(jié)論P2=2.44kw,n2=178.84r/min,dmin11232.44178.84mm=26.762mm考慮該軸有一鍵槽，將計算結(jié)果加5%，dmin=26.7621+5%mm=28.1001mm 但不應(yīng)小于高速軸安裝軸承處直徑35mm,(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)選擇7208C號軸承，其dDB=40mm80mm18mm,(da)min= 47mm。則安裝軸承處d1-2=40mm。2)軸承與高速軸大齒輪左端之間采用套筒定位。已知b2h=44mm,為了保證套筒斷面可靠地壓緊齒輪，取l1-2=B+3

28、+2+(b1h-b2h)/2+2mm=18+10+8+(50-44)/2+2mm=41mm3)取d2-3=44mm, l2-3=b2h-2mm=44-2mm=42mm。4)大齒輪右端采用軸肩定位，查表15-2得R=1.2mm,則軸間高h=23R=(2.43.6)mm，取h=2.5mm，則d3-4=49mm,取軸環(huán)寬度b=4=7mm1.5h=1.52.5mm=3.75mm，即l3-4=7mm5)由于低速級小齒輪b1l=70mm,齒頂圓dal=67.562mm。取d4-5=68mm, l4-5=70mm。6）軸承左端采用軸肩定位，且為滿足氈圈裝配要求，取d5-6=55mm,l5-6=2+3=8+1

29、0mm=18mm。7)d6-7=d=40mm,l6-7=B=18mm8)整理數(shù)據(jù)如下：軸段1-22-33-44-55-66-7直徑d/mm404449685540長度l/mm412377018183.3低速軸(1)材料選擇查表15-1，選用45鋼（調(diào)質(zhì)）(2)確定最小直徑dmindminA03P3n3查表15-3，A0=112，由上面結(jié)論P3=2.34kw,n3=63r/min,dmin11232.3463mm=37.368mm考慮該軸有一鍵槽，將計算結(jié)果加5%，dmin=37.3681+5%mm=39.2364mm(3)選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KAT3,查表14-1取KA=1.5

30、，由T3=3.56105N.mm,得Tca=1.53.56105N.mm=534N.m查表13.6選定LH3型聯(lián)軸器，其T=650N.mTca,軸孔直徑d(30-42)mm， (取半聯(lián)軸器的孔徑為d=40mm)。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）確定減速器高速軸外伸處直徑(與聯(lián)軸器配合處)dmin=40mm取d1-2=40mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm2）為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度比L1略短一些，現(xiàn)取l1-2=82mm。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，查表15-2得R=1.2mm,則軸間高h=23R=(2.43.6)mm，且為滿足氈圈裝配需求，取h

31、=2.5mm,故2-3段直徑d2-3=45mm。3）初步選擇滾動軸承根據(jù)d2-3=45mm，且軸承能承受一定的軸向力，選擇7209C號軸承，其dDB=45mm85mm19mm,(da)min=52mm。l2-3=x2+e+l2-3=10+10+60-10mm=70mm4）5-6軸段安裝軸承，則d5-6=45mm,軸承左端與大齒輪右端通過套筒定位，又低速級大齒輪b2l=64mm, 為了保證套筒斷面可靠地壓緊齒輪,得l5-6=B+3+(b1l-b2l)/2+2+2=10+19+(70-64)/2+8+2=42mm5)取d4-5=49mm低速級大齒輪b2l=64mm,則l4-5=b2l-2mm=64

32、-2mm=62mm 6) 大齒輪左端采用軸肩定位，查表15-2得R=1.2mm,則軸間高h=23R=(2.43.6)mm，取h=3mm，則d3-4=55mm,取軸環(huán)寬度b=4+(b1l-b2l)/2+b2h+(b1h-b2h)/2+2+3=7+(70-64)/2+44+(50-44)/2+8+10mm=75mm1.5h=1.52.5mm=3.75mm，即l3-4=75mm 7)整理數(shù)據(jù)如下：軸段1-22-33-44-55-6直徑d/mm4045554945長度l/mm8270756242四、中速軸的校核4.1齒輪受力分析 4.2中速軸的各參數(shù)： T2=1.3105N.mm,n2=178.84r

33、/min,P2=2.44kw。4.3中速軸上各力： 大齒輪d2=172.488mm,=15.142t2=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos15.142)=20.6595Ft2=2T2/d2=21.3105/172.488N=1507.NFr2=Ft2tant2=1507.tan20.6595N=568.363NFa2=Ft2tan=1507.tan15.142N=407.9002N 小齒輪d3=63.562mm,=12.732t3=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos12.732)=20.4628Ft3=2T2/d3=21.3105

34、/63.562N=4090.4943NFr3=Ft3tant3=4090.4943tan20.4628N=1526.347NFa3=Ft3tan=4090.493tan12.732N=924.233N4.3繪制受力簡圖軸承采用正裝方式，查表12.2得軸承受力的作用點偏離中心位置a-B/2=17-18/2mm=8mm。4.4水平面H的受力分析MA=Ft2lAB+Ft3lAC+FNH2lAD=0即，1507.35144+4090.494108+FNH2162=0得，F(xiàn)NH2=-3136.400NFy=Ft2+Ft3+FNH1+FNH2=0即，1507.651+4090.494-3136.400+F

35、NH1=0得，F(xiàn)NH1=-2461.445N由以上數(shù)據(jù)計算可得剪力圖與彎矩圖：4.5鉛垂面V的受力分析M1=Fa2d22=407.9002172.488210-3=35.179N.mM2=Fa3d32=924.23363.562210-3=29.373N.mMA=-Fr2lAB+M1+M2+Fr3lAC+FNV2lAD=0即，-568.3634410-3+35.179+29.373+1526.34710810-3+FNV216210-3=0得，F(xiàn)NV2=-1261.663NFy=FNV1-Fr2+Fr3+FNV2=0即，F(xiàn)NV1-568.636+1526.347-1261.663=0得，F(xiàn)NV

36、1=303.679N由以上數(shù)據(jù)計算可得剪力圖與彎矩圖：4.6中速軸所受扭矩圖： 4.7合成彎矩：M1=MH12+MV12=108.3032+13.3612N.m=109.124N.mM2=MH12+MV22=108.3032+21.8182N.m=110.4784N.mM3=MH22+MV32=169.3652+38.7192N.m=173.734N.mM4=MH22+MV42=169.3652+68.30922N.m=182.540N.m4.8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度通過以上數(shù)據(jù)判斷C為危險截面，根據(jù)式(15-5)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力：c

37、a=M42+(T2)2W=+(0.61.3105)2403/32Mpa=31.017Mpa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得-1=60Mpa,因此caFd2，所以Fa1=Fd1=922.0428NFa2=Fd1+Fae=992.0428+516.33N=1508.373N查表12.2得C=36.8KN,C0=25.8KN。因此，F(xiàn)a1C0=922.=0.，F(xiàn)a2C0=1508.=0.。由表13-5用插值法計算得，e1=0.,e2=0.43048再計算:Fd1=e1Fr1=0.2480.107N=1009.447N Fd2=e2Fr2=0.430483380.595N=1455

38、.279NFa1=Fd1=1009.447N; Fa2=Fd1+Fae=1009.447+516.33N=1525.777NFa1C0=1009.=0.，F(xiàn)a2C0=1525.=0.兩次計算的FaC0值相差不大，因此確定e1=0.,e2=0.43048，F(xiàn)a1=1009.447N，F(xiàn)a2=1525.777N。5.3求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2因為，F(xiàn)a1Fr1=1009.107=0.e2由表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為： X1=1,Y1=0, X2=0.44,Y2=1. 運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊，查表13-6,fd=(1.01.2)得fd=1.1。則P1=fdX1Fr1

39、+Y1Fa1=1.112480.107+01009.447N=2728.1177NP2=fdX2Fr2+Y2Fa2=1.10.443380.595+1.1525.777N=3822.N5.4驗算軸承的壽命因為P15年所以所選軸承滿足工作要求，具體參數(shù)如下：軸承型號系列基本尺寸安裝尺寸d/mmD/mmB/mmda/mm7207C357217427208C408018477209C45851952六、鍵的選擇和鍵的連接強度計算6.1鍵的選擇鍵是標準件，通常用于聯(lián)接軸和軸上的零件，起到周向固定的作用并傳遞轉(zhuǎn)矩。有些類型的鍵還可以實現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向移動。根據(jù)所設(shè)計的要求。此次設(shè)計采用普通A型

40、平鍵聯(lián)接。查表11.27得具體參數(shù)如下：鍵名bhL18750212836312856414970 6.2鍵連接強度的校核 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵的強度條件為：P=2000Tkld=4000ThldP現(xiàn)取中間軸的鍵(2號鍵進行校核)：鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h =4mm,鍵的工作長度l=L-b=20mm，查表6-2，由于鍵承受輕微沖擊，得許用擠壓應(yīng)力p=100120Mpa,取中間值p=110Mpa，p=2000T2kld=20001.310510-342044Mpa=61.5525MpaP 故，鍵強度滿足工作要求。七、聯(lián)軸器選擇為了減小起動轉(zhuǎn)矩，應(yīng)具有較小的轉(zhuǎn)動慣量和良好的減震性能，采用有彈性原件的撓性聯(lián)軸器，本次設(shè)計采用彈性柱銷聯(lián)軸器。7.1高速軸聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KATd,查表14-1取KA=1.5，由Td=3.46104N.mm,得Tca=1.53.46104N.mm=5.19104N.mm，查表13.1選定LH3型聯(lián)軸器，其T=630N.mTca,軸孔直徑d(30-42)mm可滿足電動機的軸徑要求(取半聯(lián)軸器的孔徑為d=30mm)。7.2低速軸聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KAT3,查表14-1取KA=1.5，由T3=3.56105N.mm,得Tca=1.53.56105N.mm=534N.m查表13.6選定LH3型聯(lián)軸器，其T=6