圓錐_圓柱齒輪減速器.

1、課程設計說明書設計題目：用于帶式傳輸機的圓錐-圓柱齒輪減速器機械系 機械設計制造及其自動化專業(yè)機設C135班設計者：馬駿指導教師：高寶霞2016年1月12日河北工業(yè)大學城市學院目錄第1章選擇電動機和計算運動參數(shù) 2第2章齒輪設計5第3章設計軸的尺寸并校核。1.5第4章滾動軸承的選擇及計算 20第5章鍵聯(lián)接的選擇及校核計算2.1第6章聯(lián)軸器的選擇及校核21第7章潤滑與密封22第8章設計主要尺寸及數(shù)據(jù)22第9章設計小結2.4.第10章參考文獻24機械設計課程設計任務書題目4 :帶式運輸機圓錐一圓柱齒輪減速器系統(tǒng)簡圖:1 電動機2- 聯(lián)軸器3- 二級圓柱齒輪減速器4- 卷筒5- 運輸帶原始數(shù)據(jù)：運輸

2、帶拉力F=2600N ,運輸帶速度w = 1.5嘆,滾筒直徑D=270mm 說明：1、輸送機運轉方向不變，工作在和穩(wěn)定，恐再啟動，傳動效率取為95%。2、工作壽命為8年，每年300個工作日,每日工作8小時。3、輸送帶速度允許誤差為-5%。設計工作量：設計說明書1份；減速器裝配圖，A0圖1張；零件工作圖2張（軸、大齒輪，A3）參考文獻:1、機械設計教材 2、機械設計課程設計指導書3、機械設計課程設計圖冊4、機械零件手冊5、其他相關資料設計步驟：傳動方案擬定由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為帶型運輸設備 減速器為兩級展開式圓錐 一圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用圓錐滾子軸承

3、。 聯(lián)軸器2、8選用彈性柱銷聯(lián)軸器。第1章選擇電動機和計算運動參數(shù)1.1電動機的選擇1. 計算帶式運輸機所需的功率：Pw= FwVw = 2600 1.5 =3.9kw1000 10002. 各機械傳動效率的參數(shù)選擇：1 =0.99 （彈性聯(lián)軸器），2=0.98（圓錐滾子軸承），3=0.96 （圓錐齒輪傳動），4=0.97 （圓柱齒輪傳動），5=0.95 （卷筒）.所以總傳動效率：z= 12 24 3 4 5=0.992 0.984 0.96 0.97 0.95=0.7993.計算電動機的輸出功率：P = Pwd _ z 0.7993.9kw 4.88kw4.確定電動機轉速：查表選擇二級圓錐圓

4、柱齒輪減速器傳動比合理范圍i z =1025， 工 作 機 卷 筒 的 轉 速nw60 1000Vw60 1000 1.5=106r/min ，所以電動機轉速范圍3.14 270為 n d=i Ww (1025)106 = (1060 2650)r/min。則 1 電動機同步 轉速選擇可選為 3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/min?？紤]電動機和傳動裝置的尺寸、價格、及結構緊湊和滿足錐齒輪傳 動比關系（i，0.25 且 b<3），故首先選擇1500r/mi n ，電動機選 擇如表所示表1型號額定功率/kw滿載轉速 r/min軸徑D/m m伸出長E/mm

5、啟動轉矩最大轉矩額定轉矩額定轉矩Y2-15.51440381151.42.332S-41.2計算傳動比：n 14402.總傳動比：? 10613.5873. 傳動比的分配：i 廠i- i-，i，0.25上=0.25 13.587 =3.396 <4 ,成立i zJ3-5871 1 i 3.396=41.3計算各軸的轉速：I 軸 n - nm =1440r/minn 1440U 軸 n424.03r/min11 葉 3.396"軸計汁讐=106r/min1.4計算各軸的輸入功率：I 軸 P =Pd 1 =4.88 0.99 =4.831kw軸 R-= p一 2 3 =4.831

6、0.98 0.96 =4.545kw川軸 P =P2 4=4.545 X0.98 X0.97=4.32kw卷筒軸 P卷=Pif2 1 =4.32 0.98 0.99 =4.191kw1.5各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩 Td=9.55 106 Fd =9.55 106 4.88 =3.2363 104N nm1440故 I 軸 =Td , =3.2363 0.99 104 =3.20410 4 N * mmU軸 TiL2 34 =1.02x105N川軸 T2 4i=02 0.98 0.97 4 1 05 =3.878 105N *mm卷筒軸 T卷=T2 1 =3.878 0.98 0.99

7、1 05 =3.762 105N *mm軸名效率F(KW)轉矩T(N.M)轉速n(r/min)傳動比i輸入輸出輸入輸出電動機軸48313.2363X04I軸4831454543.2363 心043.204 心0414403.47U軸4545432043.204"051.02心0424.034川軸432041911.02 匯1053.878咒105106卷筒軸419153.878H053.762X0第2章齒輪設計2.1高速錐齒輪傳動的設計（二）選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1. 按傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動2. 輸送機為一般工作機械,速度不高,故選用8級精度3.選擇小齒輪材

8、料和大齒輪材料如下：齒輪型號材料牌號熱處理方法強度極限<jb /MPa屈服極限 s/ MPa硬度（HBS）平均硬度（HBS）齒芯首部齒面部小齒輪45調質處理650360217255240大齒輪45正火處理5802901622172004. 選擇小齒輪齒數(shù) z, =24，則：zi z 3.396 24 =81.504，取 z? =82。實 際齒比 u /2=82 =3.41z,24（三）按齒面接觸疲勞強度設計dit3ZhZe 45YlX 丿 R(i_0.英 R$u1. 確定公式內的數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt =1.32）小齒輪傳遞轉矩 T =3.204 104 N *mm3）錐齒輪傳動齒寬系

9、數(shù) ?。? =0.3。4）查表得Zh =2.515）教材表10 5查得材料彈性系數(shù)Ze =189.8MPa26）計算接觸疲勞許用應力I. 1教材1025d圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限"JHIiml =6°°MPa-Hlim2 =550MPa按式（1015）計算應力循環(huán)次數(shù)9Ni =60nijLh =60 1440 18 300 8=1.66 10N1u1.66 1093.418= 4.87 10查教材1023圖接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 =0.91，Khn2=0.98取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，得tH 1= KHN1_Hlim1 =0.91 60

10、0 =546MPaSI 2 =Khn2、- Hlim2. =0.98 550 =539MPa2 S取二者中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即L bH 2 =539MPa2. 計算1）計算小齒輪分度圓直徑dit3j4KZze、2冃 r（1-0.5 r）2uH 1丿1匸3®04"04J189"2d1t -539屮0.3漢（1 0.5漢0.32 漢3.413=2.92 £=55.67mm2）調整分度圓直徑，計算圓周速度d1mt =d1t 1 -0.5 R = 47.32mm=3.57m/s八 gmtn , 3.14 47.32 144060 1000

11、600003）計算齒寬b及模數(shù)mIU2 +1，乜 412 +1b = :rR =小牡r 55.67 0.341.96mm2mntdit55B 2.32mm24當量齒輪的齒寬系數(shù)'d Od1mt41.96 =0.88747.324) 齒高 h = 2.25mnt =2.25 2.32 =5.22mmb _ 41.96 h 5.22= 8.0385）計算載荷系數(shù)K由教材102表查得：使用系數(shù)使用系數(shù)KA=1 ;根據(jù)v=3.5m/s、8級精度按第一級精度，由10 8圖查得：動載系數(shù)Kv =1.15 ；由10 4表用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒間載荷分配系 數(shù)K：=Kh“Kf“1 ；

12、（取軸承系數(shù)Kh be =1.25，）齒向載荷分布系數(shù)Kh 1=1.875所以：K =KaKvKh：.Kh2=1 1.15 1 1.875 =2.1566）按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑31 K312 156dd1t55.6771.692mmK1.37）對應齒輪模數(shù):md-7169 2.987mmz124（四）按齒根彎曲疲勞強度設計34Kf"iYFaYsa：R 1 0.5Gr 2Z12. u2 1 F 11. 確定計算參數(shù)查取齒數(shù)系數(shù)及應了校正系數(shù)1）試選 KFt=1.32）確定當量齒數(shù)u = cotr = tan、2= 3.41.、十16.35 , 、2 =73.65zv1Z1

13、cos M240.96Zv2Z2cos 2820.282= 290.78由教材 10 17 表得：YFa1 =2.61，YFa2 =2.1 ； YSa1.58 ，Ysa2 =1.903）教材10 24圖c按齒面硬度查得小齒輪的彎曲疲勞極限；FE1 =500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE2=380MPa。4）教材1022圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 ".85, Kfn2 ".88。5）計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.7KfN 1；- FE1S0.85 5001.7= 250MPa!"f 2K FN 2 J FN 2S0.88 3801.7

14、= 196.71MPaY Y6）計算大小齒輪的 丫穿 并加以比較，YFa1YSa1YFa2YSa2d 22.61 1.58250= 0.01649522.1 1.90196.71二 0.020283大齒輪的數(shù)值大，所以按大齒輪取數(shù)2. 計算（按大齒輪）mt 3；4 K FtT1YFaYSa-、：r 1 0.5Gr 2Zi2 ,u21 f0.0202833 4 1.3 3.204 10 0.3 1 -0.5 0.3 2 242、3.412 1=1.97mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的模m大于由齒根彎曲疲勞強度的模數(shù)，又 有齒輪模數(shù)m的大小要有彎曲強度覺定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定

15、的承 載能力僅與齒輪直徑有關。所以可取彎曲強度算得的模數(shù)1.97mm并就近圓整為標準 值mn =2 mm而按接觸強度算得分度圓直徑d1=71.692mm重新修正齒輪齒數(shù)Z1d171.692mn 2二 35.846取整K =36則z2 =i1z3.41 36 = 122.76為了使各個相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)，Z2與Z1 一般應互為質數(shù)。故取整Z2 =125 o則實際傳動比 iZ = = 3.47，且（3.47-3.41 ） /3.41=1.7%，在一 5% 誤差范圍 Z136內。（五）計算大小齒輪的基本幾何尺寸1. 分度圓錐角：1）小齒輪=arccotZ2 =16.53Z12) 大齒輪 、

16、.2 =90=90 -16.53 = 73.472. 分度圓直徑：1) 小齒輪 d mnz 2 36 = 72mm2) 大齒輪 d2 二 mnz2 =2 125 = 250mm3. 齒寬b - GrR.、u2 1 /2 =0.3 72 、12 1/2 = 38.9mm ,(取 整)b=38mm。則：圓整后齒寬 BB38mm表3大錐齒輪結構尺寸名稱結構尺寸及經驗公式計算值錐角66 =arcta nZ165.985 =輪緣厚度e = (3 4 mn K10mm16mm大端齒頂圓直徑da249.1mm穀空直徑D由軸設計而定50mm輪轂直徑D1D1 =1.6D80mm輪轂寬度LL = (1 1.2 D

17、取 55mm腹板最大直徑Do由結構確定188mm板孔分布圓直徑D2門D°+D12134mm板孔直徑do由結構確定24mm腹板厚度CC =(0.1 0.17 R >10mm18mm表4咼速級錐齒輪傳動尺寸名稱計算公式計算值法面模數(shù)mn2 mm錐角616216.53 =73.47 ”齒數(shù)Z1Z236125傳動比ii3.47分度圓直徑di d272mm250mm齒頂圓直徑da1 =dr +2haC0S® da2=d2 +2hacos6277mm252mm齒根圓直徑df1 =dj -2hfCOs6 df2 =d2 _2hfcos6265mm247)mm錐距130mmrmzmj

18、 2 丄 2R c 胃一八Zi +Z2 2si n。2齒寬BiB238mm40mm2.2低速級斜齒輪傳動的設計（六）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1. 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動2. 經一級減速后二級速度不高，故用8級精度。3. 齒輪材料及熱處理小齒輪選用45鋼調質，平均硬度為240HBS，大齒輪材料為45剛正火，平均硬 度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。4. 齒數(shù)選擇選小齒輪齒數(shù)z3 =24，根據(jù)傳動比i2 = 4，則大齒輪齒數(shù)乙=z3i2 = 24 4 = 96，取 z2=96 o實際傳動比U2 =45.選取螺旋角。初選螺旋角3=14 ；(二)按齒面接觸強度設計3 i&

19、#39;2KtT1 u±1ZhZe 2d.( rH E)i d；U二 h 1.確定各參數(shù)的值：1）試選載荷系數(shù)Kt =1.32）計算小齒輪傳遞的扭矩。T2 =1.02 105N mm3）查課本表10-7選取齒寬系數(shù)'d =1。4）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z o冷=20.562°:加=29.974°，： & =23.402° =1.651, ； ： =1.905°Z ； = 0.667, Z 嚴 0.985o5）查課本表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa2。6）查課本P217圖10-20選取區(qū)域系數(shù) Zh =

20、2.5。7）教材1025d圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hiim1 =600MPa ; - Hiim2 =550MPa8）按式（1015）計算應力循環(huán)次數(shù)N6Ong =60 424.03 18 300 8 =4.885 108N2Niu4.885 10848= 1.221 109）查教材1023圖接觸疲勞壽命系數(shù) 心陽=0.95, Khn2"97。10）計算接觸疲勞許用應力t J 取失效概率為1% ,安全系數(shù)為S=1 ,則屛=空仝虬=0.95x600 =567MPaS= Khn2；-Him2 =0.97 550 =536.8MPaS二 BH= 536.8MPa2.計算1)

21、試算小齒輪分度圓直徑d 1t ,由計算公式得536.82)計算圓周速度，600。14 S'12 424.°3 4“23m/s60 10003)計算齒寬b和模數(shù)mntb= dd1t=1 57.12 = 57.12mmmntd1t cos :=58.655 cos14 = 2.995mm193 ；d3t -NKh"u 1/hZeZ z .2；duJ58.955/6.74=8.74)計算載荷系數(shù)k已知表10-2使用系數(shù)Ka -1 0根據(jù)v=1.23m/s , 7級精度，查圖10-8得動載系數(shù)K/1.04；齒輪圓周力Ft2T1/d12 1.02 10=57.12mm/57.

22、12N =3.57 1052 1.3 1.02 104 1.2.42 189.8 0.667 0.985、2.i 汽X ()NKAFt1/b=1 3.57 1 03 / 57.12 = 62.5N<100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)Kg. =1.4.專業(yè).整理.查課本表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH =1.456 ,故得載荷系數(shù)K 二KAKvKH .KH1.04 1.4 1.456 =2.125)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑3d3= d3t=57.12=67.233mm6)計算模數(shù)md = 67.233 = 2.718m

23、mmn 乙 24(三)按齒根彎曲強度設計2KT1YY：cos2 ：詐卷：dZ1 - -3105.15cos - cos 141.確定計算參數(shù)1)試選K h =1.32)重合度系數(shù)Y； = 0.25 - 0.75/( ；：v/cos2 '-b)0.681螺旋角系數(shù)P14"ij20o "1.9。根據(jù)縱向重合度=1.506，查課本Pr7圖10-28得螺旋角影響系數(shù) Y ：=0.88。 12廠0.7783)小齒輪傳遞的扭矩T2 =1.01 105N mm4)5)計算當量齒數(shù)乙3 二Z3cos3 :cos31424=26.2796Zv4 =Z46)查取齒形系數(shù)YFa和應力校正

24、系數(shù)Ysa查課本表10-17和10-18得YFa3 =2.62,YFa4 = 2.256；Ysa3 "6,Ysa4 "847)計算彎曲疲勞許用應力查課本圖10-20C得齒輪彎曲疲勞強度極限 +m3 =500MPafFlim4 = 320MPa查課本圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 =0.85,Kfn4 =0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則KFN 3二 Flim 3S0.85 5001.4= 303.571MPFN4；- Flim 40.88 320201.142MPa1.4Y Y8）計算大、小齒輪的丫丫并加以比較YFa3Ysa3 _2.621.6-F 3 -

25、303.571-0.0138YFa4Ysa4 = 2.256 1.84bF 4201.142二 0.0206大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪2.設計計算3mt -2KT1YY1COS2 :'嚅乙2Yf Y“0.02062 1.3 1.021050.6810.778 cos214OV1 x 242=1.679 mm1）對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，又有齒輪模數(shù) m的大小要有彎曲強度覺定的承載能 力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以可取彎曲強度算得的模數(shù)mn =2mm，而按接觸強度算得分度圓直徑d1 =67.223

26、mm重新修正齒輪齒數(shù)dscos：67.223 cos14z332.613mn2取整z3 =33，則大齒數(shù)Z2二口乙=4 33 =1323. 幾何尺寸計算1）計算中心距a'z z4)mn J33 132) 2 mm = 170.05mm2 x cos 14將中心距圓整為170mm。2)按圓整后的中心距修正螺旋角Prccos (Z Z4)m° =arccos(33 132) 2 =14.05 2x1702a3)計算大、小齒輪的分度圓直徑d3 二 z3mncos -33 268mmcos14.05d4工cos -132 2272mmcos14.054)計算齒輪寬度b 二 ddi =

27、 1 68 二 68mm圓整后取b=68mm ,小齒輪B3 =74mm ,大齒輪70mm低速級圓柱斜齒輪傳動尺寸名稱計算公式計算值法面模數(shù)mn2mm法面壓力角20螺旋角P14.05oZc33齒數(shù)厶3Z4132傳動比i24d368mm分度圓直徑d4272mm齒頂圓直徑da3 =d3 +2hada4 = d4 +2ha74mm278mm齒根圓直徑df3 = d3 2hf d f d 4 2 h f60.5mm264.5mm中心距mn(Z3 +Z4 )a 170mm2cosP齒寬B3B474mm70mm第3章設計軸的尺寸并校核。3.1軸材料選擇和最小直徑估算軸采用材料45鋼，進行調質處理。則許用應力

28、確定的系數(shù)103空Ao空126，取高速軸 Ao! =126，中間軸A02 =120，低速軸A03 =112。按扭轉強度初定該軸 的最小直徑dmin，即：dmin蘭代(£。當軸段截面處有一個鍵槽，就將計 數(shù)值加大5%7%，當兩個鍵槽時將數(shù)值增大到10%15%。31 p3.4 831.高速軸：djmin蘭民1、一=126漢一=18.86mm，因高速軸安裝聯(lián)軸器有葉1#1440一鍵槽，貝，小伽山=10.0718.86 =20.18mm。對于連接電動機和減速器高速軸的聯(lián)軸器，為了減少啟動轉矩，其聯(lián)軸器應具有較小的轉動慣量和良好的減震性能，故采用LX型彈性柱銷聯(lián)軸器(GB/T5014 2003

29、 )。p5 51) 聯(lián)軸器傳遞的名義轉矩 T =9550=9550.= 36.47N * mn1440計算轉矩 Tc=KT=1.5 36.47 =54.705Nm (K為帶式運輸機工作系數(shù),K=1.251.5,取 K=1.5 )。2)根據(jù)步驟1、2和電機直徑d電機=38mm ,則選取LX3型聯(lián)軸器。其中：公稱轉矩Tn -1250Nm，許用轉速n)- 4750r/min ,聯(lián)軸器孔直徑d= ( 30、32、35、 38、40、42、45、48)滿足電機直徑d電機=38 mm。3)確定軸的最小直徑。根據(jù)d軸=(0.81.2)d電機，所以d1min30.4mm 。取 d1min =32mm2.中間軸

30、:d2min -3 4 545"2叫42443 =26.45mm考慮該處軸徑尺寸應大于高速級軸頸處直徑，取d2min =45mm 。3.低速軸：d 3min人;：3-12 “64 32.38.54mm?？紤]該處有一聯(lián)軸器有一個鍵槽，貝U : d3min £10.0738.54mm = 41.23mm ，取整：d3min =42mm。高速軸的結構設計1)軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從 最細處開始設計。(2) 聯(lián)軸器與軸段軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同

31、步進行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸由表查得GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為1250N mm，許用轉速4700r/min ,軸孔范圍為3048mm。考慮到di>30.4mm ,取聯(lián)軸器孔直徑 為32mm，軸孔長度 L聯(lián)=82mm，丫型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號LX333*82GB/T5014 2003，相應的軸段的直徑di=36mm。其長度略小于孔寬度， 取Li=80mm半聯(lián)軸器與軸的配合為H7。k6(3) 軸承與軸段和的設計在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位，其值最終由密封圈

32、確定該處軸的圓周速 度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表初選氈圈。考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力 的作用，選用圓錐滾子軸承，初選軸承30210，由表得軸承內徑 d=40mm，外徑 D=68mm ，寬度 B=16mm，內圈定位直徑 da=68mm ，軸上力作用點與外圈大端面 的距離故d3=40mm，聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內圈端面，則該處軸段長度應略短于 軸承內圈寬度，取L3=15mm。該減速器錐齒輪的圓周速度大于 2m/s，故軸承采用油 潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內流入軸承座中。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=40mm，其右側為齒輪1的定位 軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內圈右端面，該

33、處軸段長度應比軸承內圈寬度略短， 故取L5=15mm，軸的配合為公差為k6。(4) 由箱體結構，軸承端，裝配關系，取端蓋外端面與聯(lián)軸面間距L=30,故去L2=40mm,又根據(jù)大帶輪的軸間定位要求以及密圭寸圈標準，取d2 =36mm。(5) 齒輪與軸段的設計，軸段上安裝齒輪，小錐齒輪處的軸段采用懸臂結構，d6H 7=36mm，L6 =88mm。選用普通平鍵14 9 45mm,小錐齒輪與軸的配合為。n6(6) 因為d4為軸環(huán)段，應大于d3，所以取d4 =45mm，又因為裝配關系箱體結構確定 L4 =95mm 。列表軸段dL132mmmm236mm32mm340mm15mm445mm95mm540m

34、m13mm636mm88mm3.2軸的校核高速軸（一）軸的力學模型建立JiIII IunrnnTrr hmirrnmiMoi（二）計算軸上的作用力小錐齒輪i:圓周力Fti二 Ft1tan ： sin =1057 tan20 sin 16.53 =108N徑向力軸向力F r1=Ft1tancoSr = 1057 tan20 cos16.53 = 364N2 3.2363 1042T1Fac1-dm1 一 d1 1-0.5 >R _ 721 -0.5 0.3 - 1057NM alF ac1 dm12_=3304 N * mm（三）計算支反力1. 計算垂直面支反力（H平面）如圖由繞支點1的力

35、矩和2M0貝Fw 124-F ti 172=0Fnh2 “349.4N貝U Fnh1 = 376.6N。2. 計算水平面支反力（V平面）與上步驟相似，計算得：Fnv1 =69.63N , Fnv2 =393.06N（四）繪扭矩和彎矩圖1. 垂直面內彎矩圖如上圖。彎矩 M H1 = Fnh1 124 = 46698N.mm2. 繪水平面彎矩圖，如圖所示Mv彎矩： MNV1 =48739N.mm3. 合成彎矩圖如圖最大彎矩值：M1 = 466982 487392 =67500N.mm4. 轉矩圖TT =T2 =47570 N.mm5.彎扭合成強度校核進行校核時，根據(jù)選定軸的材料45鋼調質處理。由所

36、引起的教材15 1查得軸的許用應力4.l-60MPa應用第三強度理論c1 2 2(M +(aT)勇由軸為單向旋轉 。取口 =0.6333Wj =0.1d3 =0.1 503 =12500mm3ca 1、67500 2 ( 0.647570 )12500 U 60 MPa故強度足夠第4章滾動軸承的選擇及計算輸入軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承(GB/T297-1994 )， 其尺寸為，d D T = 40mm 68mm 16mm ( 50,80,24)Fac=144.1N，e=0.32,Y=1.9, Cr =76.8KN =76800N載荷水平面

37、H垂直面V支反力FFNH1 =376.6 NFnv1 = 69.63NFnh 2 =1349.4NFnv2 = 393.06 N貝U Fn =383N ,F2=1405.5NFri 383Fr2 1405.5Fd1100.79N , Fd2369.87N2Y 2".92Y2x1.9因為 Fd2 Fad =369.87 144.1 = 513.97N Fd1 =100.79N則軸有右移的傾向。軸承1壓緊，軸承2放松。Fa1 =Fd2 Fac1 =369.87 144.1 =513.97NFa2 =Fd2 =369.87N則 Fa1 = 513.97、Fr1 383= 1.34 e=0.

38、32，F(xiàn)a2 _ 369.87F2 一 1405.5= 0.263 ：e =0.32由表13-5得軸承1，軸承2：X1 =0.40" =1.9X2 =1,Y2 =0由表 13-6 得 fp =1.0L 1.2 取 fp =1.2fp X1Fr1 Y1Fa1 =1.20.4 383 1.9 513.97 =1355.7NP2 =1.2 1 1405.5 =1686.6因為P2 P10Lh 106(Cf106域 76800 ¥60n lP2 .丿 60 0440<1686.6 J= 3.9 106h 19200h故合格。第5章鍵聯(lián)接的選擇及校核計算輸入軸鍵計算校核聯(lián)軸器處

39、的鍵連接，該處選用普通平鍵尺寸為b h I = 10mm 8mm 50mm, 接 觸長度 I' = 50 _10 = 40mm ， k=0.5h=0.5 8 = 4mm ， d = 35mm ； 匕P |-120 150MPa則鍵聯(lián)接所受的應力為石P = 2*47570 =16.99MPa v bp】kl'd 4漢40 漢35故單鍵即可。校核小錐齒輪處的鍵連接，該處選用普通平鍵尺寸為 b h I =14mm 9mm 45mm ， 接 觸 長 度 丨=45 -14 = 31 mm ， k =0.5h =0.5 9 =4.5mm，d =40mm ； L-P 丨-120 150MPa

40、則鍵聯(lián)接所受的應力為：匚卩二紐=2 47570 =17.1MPa-1kl'd 4.5 漢 3仆 40故單鍵即可。第6章聯(lián)軸器的選擇及校核6.1在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。1. 輸入軸選LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250 N *m，h匚4750r/min ，半聯(lián)軸器的孔徑d1二35mm，故取d1 2二35mm，半聯(lián)軸器長 度L =82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為80mm。2. 輸出軸選選LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250 N *m，h4750r/min半聯(lián)軸器的孔徑d45mm半聯(lián)軸器長度L=84mm，半聯(lián)軸器 與軸配合的轂孔長度為82mm。6.2聯(lián)軸器的校核hi = 1440r / min ： h 4750r/min n3 =106r/min ： h 】 = 4750r/min.專業(yè).整理.查表 14-1 得 KA =1.5 T, =32.04N m,T2 =