二級直齒輪減速器設(shè)計范本

#機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：設(shè)計一二級直齒圓柱齒輪減速器。設(shè)計條件:設(shè)計條件:F—4500—卷筒圓周力（N）；D—350—卷筒直徑（mm）；n—65一卷筒轉(zhuǎn)速（r/min）.允許卷筒轉(zhuǎn)速誤差±5%。減速器使用年限10年，每年工作250天，雙班制，輕度振動，單向運轉(zhuǎn)。應(yīng)完成的工作:.減速器裝配圖1張（0號或1號圖紙）;.零件圖2?3張（齒輪、軸、機座或機蓋）;.設(shè)計計算說明書1份。緒論………………4.電動機選擇……………………5確定電機功率………………5確定電動機轉(zhuǎn)速……………6.傳動比分配……………………6總傳動比……………………6分配傳動裝置各級傳動比…………………6.運動和動力參數(shù)計算………6各軸轉(zhuǎn)速……………………6各軸功率……………………6各軸轉(zhuǎn)矩……………………7.傳動零件的設(shè)計計算………7第一級（高速級）齒輪傳動設(shè)計計算 7第二級（低速級）齒輪傳動設(shè)計計算 11.裝配零件設(shè)計…………………14軸最小直徑初步估計………14聯(lián)軸器初步選擇……………14軸承初步選擇………………14鍵的選擇……………………15潤滑方式選擇………………15TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument".減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 16\o"CurrentDocument".軸的受力分析和強度校核 17高速軸受力分析及強度校核………………17中間軸受力分析及強度校核………………19低速軸受力分析及強度校核………………21\o"CurrentDocument".軸承壽命計算 24高速軸壽命計算……………24中間軸壽命計算……………25低速軸壽命計算……………26.鍵連接強度計算……………27高速軸上鍵連接強度計算…………………27中間軸鍵強度計算………28低速軸鏈接鍵強度計算…………………29.設(shè)計總結(jié)…………………29參考文獻…………………30緒論機械設(shè)計綜合課程設(shè)計在機械工程學科中占有重要地位，它是理論應(yīng)用于實際的重要實踐環(huán)節(jié)。本課程設(shè)計培養(yǎng)了我們機械設(shè)計中的總體設(shè)計能力，將機械設(shè)計系列課程設(shè)計中所學的有關(guān)機構(gòu)原理方案設(shè)計、運動和動力學分析、機械零部件設(shè)計理論、方法、結(jié)構(gòu)及工藝設(shè)計等內(nèi)容有機地結(jié)合進行綜合設(shè)計實踐訓練，使課程設(shè)計與機械設(shè)計實際的聯(lián)系更為緊密。此外，它還培養(yǎng)了我們機械系統(tǒng)創(chuàng)新設(shè)計的能力，增強了機械構(gòu)思設(shè)計和創(chuàng)新設(shè)計。本課程設(shè)計的設(shè)計任務(wù)是二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計。減速器是一種將由電動機輸出的高轉(zhuǎn)速降至要求的轉(zhuǎn)速比較典型的機械裝置，可以廣泛地應(yīng)用于礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制藥、造船、機械、環(huán)保及食品輕工等領(lǐng)域。本次設(shè)計綜合運用機械設(shè)計及其他先修課的知識，進行機械設(shè)計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設(shè)計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設(shè)計資料（手冊、圖冊）進行經(jīng)驗估算及考慮技術(shù)決策等機械設(shè)計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖（AutoCAD）PROE的機會。

計算內(nèi)容和設(shè)計步驟：計算及說明結(jié)果二—1不I3二F00要0.Pddh1__11±送，受輕振沖擊，所以選擇Y系98=0.893.8kwP=3.4kww期三不pn99.電動機選擇電動機是標準部件。因為工作工列一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠自確定電機功率n=0.95工作機所需功率P(kw)為 P=-w w10按《機械課程設(shè)計手冊》表1-7確定齒輪采用8級精度的一般齒輪傳動軸承采用球軸承(稀油潤滑)高速級用彈性聯(lián)軸器低速級用滑塊聯(lián)軸器總效率n=n2n3nn=0.972x電動機所需工作功率P(kw)為 「d 1用于1相異-=3.V丁分5n1=0n2=n3=n4=3x(p—w—n 1-貨物的運:電動機＜4kw效率).97二0.990.9920.98).992X0.(3.4/0.89=

1.2確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速 n=65r/min二級圓柱齒輪減速器傳動比 3Vi1<5 3Vi2V5電機轉(zhuǎn)速 n=(3?5)X(3?5)n=558.9r/min?1552.5r/min取n=1000r/min所以，由《機械課程設(shè)計手冊》表12-1得電動機型號為Y132M1-6額定功率p=4kw,滿載轉(zhuǎn)速n=960r/min由表12-3得軸伸尺寸直徑38mm長度80mm.傳動比分配總傳動比?n960i=—m= =14.77n65w分配傳動裝置各級傳動比對展開式圓柱二級傳動齒輪i1=(1.3?1.5)i2, i=i1i2計算可得i=4.66i=3.33.運動和動力參數(shù)計算各軸轉(zhuǎn)速高速軸n1=n=960r/min中間軸 n2=n1/i1=960/4.66=206.0r/min低速軸 n3=n2/i2=n\i2=960/14.77=65.0r/min各軸功率高速軸 p1=pj3=3.8X0.992=3.77kw中間軸 p2=p1n1n2=3.77X0.97X0.99=3.62kw低速軸 p3=p2n1n2=3.62X0.97X0.99=3.48kw各軸轉(zhuǎn)矩n=0.89pd=3.8kwn=65r/minn=1000r/min電動機型號為Y132M1-6額定功率p=4kw,滿載轉(zhuǎn)速n=960r/minp=4kwn=960r/mini=14.77i1=4.66i2=3.33n=960r/minn=206.0r/2minn=65.0r/min

高速軸 T1=9550p=37.5N?M1中間軸 T2=9550p=167.8N?M2低速軸 T3=9550p=536.9N?M34.傳動零件的設(shè)計計算第一級（高速級）齒輪傳動設(shè)計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）高速級選用直齒圓柱齒輪傳動；（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；（3）材料選擇選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS；（4）初選小齒輪齒數(shù)4=24,大齒輪齒數(shù)Z=i義Z=4.66X24=111.84,取；Z0=1122 1 1 24.1.2按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算/KT[KTu+1Zd=2.23x,t1 （—e-）21t 、6u[o]Vd H（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3。2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 '=9.55X1062=37500N?m13）際材表10-7選取齒寬系數(shù)市d=1。14）也材表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)鍛鋼ZE=189.8MPa25）時材圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。lim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞極限。lim2=550MPa。p1=3.77kwp=3.62kwp=3.48kwT1=37.5NmT2=167.8NmT3=536.9Nm類型：直齒圓柱齒輪，7級精度材料：小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)）280HBs大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBST1=37500N6）由教材公式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60X960X1X300X2X8X8=2.2X109ha,N 2.2x109N=—1= =4.7X108h2i4.6617）由教材圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.9K=1.05HN1 HN28）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則「rKO[0]=—HN1―lim1=540MPaH1SrrKO -rL[0]=—HN2lim2=577.5MPaH2S⑵計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得1.3x375004.66+1189.8、d=2.23x3' xx（ ）2=41.883mm1t3 1 4.66 5402）計算圓周速度兀dn兀x41.883x960,v= 1t-^—= =2.105m/s60x1000 60x10003）計算齒寬bb=。d=1X41.883=41.883mmd114）計算齒寬與齒高比b/hd 41.8831模數(shù)：m=--= =1.745mm11Z241齒高：h=2.25m=1.745X2.25=3.926mm11b/h=10.675）計算載荷系數(shù)K。由教材表10-2查得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)v=2.105m/s,7級精度，由教材圖10-8[。]=540MPa[。H]2=577.5MPad=41.8831tmmv=2.105m/sb=41.883mmm=1.745m11m查得,動載系數(shù)KV=1.1;h=3.926mm直齒輪K=K=1Ha Fa由教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K=1.417HP.b -，.，.，一 ，一由—=10.67K =1.417查教材圖10-13得K=1.38；h HP FP故載荷系數(shù)K=KKKK=1X1.1X1X1.417=1.5587AVHaHP6）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，有!K '15587d=d'——=41.883x3 =44.495mm1 113K 31.3tt7）計算模數(shù)mnK=1.5587d 44.4951。一m=—= =1.854mm1z 2414.1.3按齒根彎曲強度設(shè)計d1=44.495m按教材式（10-7）試算，即m、i'2KTYY、m3。1 1(FaSa)\。Z”?！竏d1 F(1)確定計算參數(shù)m=1.854mm1）由教材圖10-20。查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限GFE1=500MPa；大齒輪的疲勞強度極限。FE2=380MPa；2）由教材圖10-25取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88；3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,則有「 1Ko 0.85x500—[o]=—FN-fe1= =303.75MPaf1 S 1.4r、Ko 0.88x380-ccc-[o]=—FN2―fe2= 238.86MPaf2 S 1.44）計算載荷系數(shù)[o]=303F1YYFa1Sa1[OYYFa1Sa1[O]F12.65x1.58303.57=0.01379Fa2Sa2[OF]2.16x1.81238.86=0.011973.75MPa[o]=238.8F26MPaK=1.518K=KKKK=1X1.1X1X1.38=1.518AVFaFP5)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由機械設(shè)計手冊，用插值法查得YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.81 Y Y 6)計算大、小齒輪的并加以比較。2]F小齒輪的數(shù)值大。⑵設(shè)計計算、.2、.2x1.518x30560>3' 3 1x242x0.01379=1.31mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的m大于由齒根彎曲疲勞強度的計算值，而齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，取m1=1.5mm,已可滿足彎曲強度。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對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的m大于由齒根彎曲疲勞強度的計算值，而齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，取m1=1.5mm,已可滿足彎曲強度。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=44.495mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由7d 44.495,Z-―^= =29.61m1.51取Z1=30,則Z2=i1Z1=4.66X30=139.8,取140。4.1.4幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑d=Zm=30X1.5=45mm1 1 1d=Zm=140X1.5=210mm2 2 1(2)計算中心距a1=(d1+d2)/2=127.5mm⑶計算齒輪寬度m1=1.31mmm1=1.5mmz=30z：=140d=45mmd2=210mmb=。d=1X45=45mma=127.5mmda=127.5mm圓整后取B2=45mm,B1=50mm4.2第二級（低速級）齒輪傳動設(shè)計計算（參照高速級設(shè)計）B=50mmB=50mmB2=45mm低速級轉(zhuǎn)速低、傳遞轉(zhuǎn)矩大，故選用直齒圓柱齒輪傳動；精度仍選為7級;為了減少材料品種和工藝要求，小齒輪材料仍選用硬度為280HBS的40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪為硬度240HBS的45（調(diào)質(zhì)40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪為硬度240HBS的45（調(diào)質(zhì)）;仍初選小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=3.33X24=79.92,取804.2.2按齒面接觸強度設(shè)計試算公式:KTT2d=2.323-11 3。i+1Z-2 ?(-E-)2io2 H⑴確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3；小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T=9.55X106p2=167820N?m類型：直齒圓柱齒輪材料：小齒輪280HBS40Cr（調(diào)質(zhì)）大齒輪240HBS45鋼（調(diào)質(zhì)）Z1=24Z2=801①d=1；ZE=189.8MPa2；應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60njL=60義206義2義8義8義300=4.7X108h入7N 4.7x108N=—1= =1.4X108h2i3.332小齒輪的接觸疲勞強度極限。川.=600MPa；Hlim大齒輪0Hlim=550MPa；接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN1T.05,KHN2=1.12.取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,計算得接觸疲勞許用應(yīng)力[o]=y.1

H1S上05；600=630Mpar r K O rs、,―――,[o]=—hn2_iim2=1.12X550=616MPaH2 S⑵計算1)小齒輪分度圓直徑,ccc|'1.3義167820 3.33+1/89.8、 「八。。，d=2.32*3 義 義( )2=50.334mm1t 3i 1 3.33 6162)圓周速度ndn 兀x50.334x206…,v= 1t-^—= =0.54m/s60x1000 60x10003)齒寬 b=。d=1X50.334=50.334mmd11土昔w d 50.334c[八模數(shù) m=—l== =2.10mmtz 241齒高 h=2.25Xmt=2.25X2.10=4.73mm寬高比b=10.66h4)載荷系數(shù)。K=1.01；直齒輪K=K=1.0；K=1;K=1.423, K=1.39；v Ha Fa A HP FP則K=KKKK=1.5653AVHaHP5)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：KKd=d1——=55.2mm1 113Kt16)計算模數(shù) m=—==m^mm=2.3mmz2414.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計設(shè)計公式：|2KTYYm>1 2-(FaSa)\0dZ12[OF](1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值[o]=630H1Mpa[o]=616H2MPad=50.33411mmv=0.54m/sb=50.334mmm=2.10mmh=4.73mmK=1.5653d1=55.2mmm=2.3mm

小齒輪的彎曲疲勞強度極限飛尸500MPa;FE1大齒輪的疲勞強度極限咋F2=380MPa；FE2彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.88，KFN2=0.9；載荷系數(shù)K=KKKK=1.529；AVFaFPYFa1=2.65,YFa2=2-21；YSa1=1.58,YSa2=1-78；S，4；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：T丁Ko 0.88X500[o]=_fn1_fe1= =314.2MPaf1 S 1.4「 1Ko 0.9x380「[o]=—FN2—fe2= =244.29MpaF2 S 1.4 ymil YY 2.65x1.58八?”=貝U: Fa1Sa1= =0.01332[o] 314.2F1YY2.21x1.78nn_inFa2Sa2= =0.01610[o] 244.29F2大齒輪數(shù)值較大(2)設(shè)計計算i'2x1.529x167820 「℃m=3i x0.0161=2.33mm\ 1x242取m2=2.5,則小齒輪齒數(shù)z=d1=552=22.08取Z=231m2.5 1大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=3.33X23=76.59取Z2=774.2.4幾何尺寸計算(1)分度圓直徑d=zm=23X2.5=57.5mm3 1d=zm=77x2.5=192.5mm4 2力由p京 d+d57.5+192.5(2)中心是且 a=t 4= =125mm2 2 2[o]=314.F12MPa[o]=244.F229Mpam=2.33mmm2=2.5mmZ=231Z=772(3)齒輪寬度 b=。d=1X57.5=57.5mmd1取B4=60mm,B3=65mm。5裝配零件設(shè)計5.1軸最小直徑初步估計5.1.1高速軸材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,由教材表15-3取A0=105,4Ps廠,1377d>A3-j=105x3 1 0T,n 9601 15.1.2中間軸=16.57mm 取22mm材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度280HBS，由教材表15-3取A0=110下,1362 -d>A& =110x3 =27.14mm取30mm03'n 32061 25.1.3低速軸材料45鋼調(diào)質(zhì)，硬度250HBS，由教材表15-3取A0=110P .,3.48 -d>Aa■—=110x3 =41.58mm取40mmn361.935.2聯(lián)軸器初步選擇由教材表14—1查得工作情況系數(shù)K=1.5計算轉(zhuǎn)矩 T=KT=1.5X37.5=56.25N?MC1 1T=KT=1.5X536.9=805.35N?MC3 3高速軸選梅花形彈性聯(lián)軸器，由設(shè)計手冊表8-8得聯(lián)軸器型號為?JB38x60LM4—YB22x52低速軸選滑塊聯(lián)軸器，根據(jù)設(shè)計手冊表8-9得聯(lián)軸器型號為WH7分空J40x841第一次放大第二次放大高速軸26mm30mm5.3軸承初步選擇d=57.5mm3d=192.5mm4a2=125mmB=65mm3B4=60mmd=22mmd=30mmd=40mmT =56.25c1N?mT=805.35C3N?m中間軸33mm35中間軸33mm35mm低速軸46mm50mmd=30mmd=35mmd=50mm高速軸7006c中間軸7007c低速軸6010高速軸輸入聯(lián)軸器連接鍵：6X6X32中間軸大齒輪連接鍵：12X8X32低速軸大齒輪連接鍵：16X10X50輸出聯(lián)軸器連接鍵：12X8X70材料都為Q275A名稱符號尺寸關(guān)系結(jié)果（mm）箱座壁厚30.025a+3=8.287288箱蓋壁厚%0.02a+3=7.23288箱蓋凸緣厚度b11.53112箱座凸緣厚度b1.5312箱座底凸緣厚度b22.5320根據(jù)以上數(shù)據(jù)，高速軸用角接觸球軸承，查手冊表6-6得軸承代號為7006C；中間軸用角接觸球軸承，查手冊表6-6得軸承代號為7007C；低速軸用深溝球軸承，查手冊表6-1得軸承代號為6010。鍵的選擇高速軸： 輸入聯(lián)軸器連接鍵：6X6X32中間軸： 大齒輪連接鍵：12X8X32低速軸： 大齒輪連接鍵：16X10X50輸出聯(lián)軸器連接鍵：12X8X70材料都為Q275A。潤滑方式選擇軸承潤滑方式選擇高速軸dn=22800mm?r/min，中間軸6884.5mm”min,低速軸dn=2625mmrmin。都小于160000。所以選用脂潤滑。潤滑劑由手冊表7-2查得用通用鋰基潤滑脂ZL-1。齒輪潤滑方式選擇齒輪采用浸油潤滑。圓柱齒輪浸入油的深度最低約一個齒高，但不少于10mm，最高不超過三分之一分度圓半徑，大齒輪的齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x230mm。6.減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸

地腳螺釘直徑df0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目naW250,n=4；a>250?500,n=6,a>500時，n=84軸承旁聯(lián)接螺栓直徑di0.75df16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.5?0.6)df10連接螺栓d2的間距L150?200150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4?0.5)df8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3?0.4)df8定位銷直徑d(0.7?0.8)d28d1d2df至外箱壁距離Ci表11-2C1f=26C11=22C12=16dfd2凸緣邊遠距離C2表11-2c2f=24C21=20C22=14軸承旁凸臺半徑RiC2120凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作42外箱壁至軸承座端面距離LiC1+C2+(5?10)47鑄造過渡尺寸x,y表1-38x=3y=15大齒輪頂圓與△1>1.2310內(nèi)壁距離齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△2〉310箱蓋箱座肋厚m1mm產(chǎn)0.8531, m'0.863m1=7m=7軸承端蓋外徑D2D+(5?5.5)d3D21=95D22=102D23T20軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，Md1和Md2互不干涉為準，一般取s^D2S1=95S2=102S3=1207軸的受力分析和強度校核（高速軸）7.1高速軸受力分析及強度校核如圖小齒輪受力:2T

——1

di2T

——1

di2x30.56x10345=1358.2NF=Ftana=1358.2xtan20。=494.4Nr1 11F=1358.211NF=494.4Nr1受力分析:由軸的結(jié)構(gòu)圖得：L1=134mm L2=51.5mm水平面：由F(L+L)=FLNH11 2 r12F冊=137.3NF；=357.1NMH=8390.7F冊=137.3NF；=357.1NMH=8390.7N?mmNH21 2 r11得：Fnh1=137.3N FNH2=357.1N彎矩M=FL=18390.7N?mmH NH11鉛垂面：由F(L+L)=FLNV11 2 112Fnv=377.1NFNV1=981.14nNV2MFnv=377.1NFNV1=981.14nNV2MV=50526.NV21 2 111得： Fnv1=377.1NFnV2=981.14N彎矩M=FL=50526.7N?mmVNV117N?mm二53770之前已選軸材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，查教材表15-1得［。］=70MPa7.2中間軸受力分析及強度校核oca＜［o］，故安全。-1總彎矩M=、M2+M2=53770N?mm1 1H V按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，計算取a=0.6扭矩T］=30560N?mmM2+(aT)2一1一--1—=21MPaw如圖大齒輪受力:2T——2d22X"工3"103=1300,4N220.5=Ftana=1300.4xtan20。=473.3N12小齒輪受力:2T

——2

d32X皿"103=4096,3N70=Ftana=4096.3xtan20。=1490.9N.13受力分析:由軸的結(jié)構(gòu)圖得:L1=64.5mm,L?=70mm,匕3=52mm.F=1300.412NF=473.3Nr2F=4096.313NF=1490.9r3N水平面：F(L+L+L)+F(L+L)=FLNH1 1 2 3 r3 1 2 r23F (L+L+L)+FL=F(L+L)NH2 1 2 3 r3 1 r2 12得： FNH1=-843.3N FNH2=174.3N彎矩M=FL=-54393N?mmH1 NH11M=F.L9+Fmm1(L1+LJ=—102987.6N?mmH2r32NH1,12,鉛垂面：F(L+L+L)=F(L+L)+FLNV1 1 2 3 13 2 3 12 3F(L+L+L)=F(L+L)+FLNV2 1 2 3 12 1 2 13 1得：FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N彎矩M-FNV1L1=196222N?mmM=F.L0—Fntv1(L1+LJ=—122434N?mmV2 t32 NV11 2總彎矩M.二七M2+M2=203621N?mm21 、H1 V1M=JM2+m2=159989N?mm22丫H2 V2扭矩T2=143370N?mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，計算取a=0.6Jm2+(aT)2o二__21——-__2—=51.6MPaca w之前已選軸材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，查教材表15-1得[o]=70MPa-1o<[o]，故安全。ca -17.3低速軸受力分析及強度校核Fnh=-843.3nnh1FNH2=174.3NF=3042.2nnv1F=2354.5nNV2M21.=203621N?mmM』二159989N?mmo=51.6MPcaa安全如圖所示，齒輪受力為：口2T 2x515880F“=一= =3931Nt4d 262.54Fr4=Ft4tana=3931Xtan20。=1431N由軸的結(jié)構(gòu)圖得：L1=62.5mm L2=123mm受力分析水平面：F(L+L)=FLNH11 2 r42F(L+L)=FLNH21 2 r41得：FNH1=933.8N FNH2=497.2N彎矩 M=FNH1L1=61164N?mm垂直面：F(L+L)=FLNV11 2 142F(L+L)=FLNV21 2 141得：Fnv1=2565N Fnv2T366N彎矩 MV=Fnv1L1=168008N?mm總彎矩：M丁M2+M2=178795n?mm3 H V扭矩 T3=515880N?mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，計算取a=0.6Jm2+(aT)2o=y 3—=21.5MPaca w此軸材料為45,調(diào)質(zhì)處理，地材表15-1查得[o]=60MPa-1o<[o],故安全。ca -1Ft4=393lNFr4=143lNFnh=933.例F；：=497.2NF=2565NF：2=1366NM3=178795N?mmo=21.5MPcaa校核安全低速軸8軸承壽命計算8.1高速軸壽命計算高速軸軸承為7006C。由機械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷：C=15.2kN軸承受到的徑向載荷:F=F =981.1Nr2 NV2F=F =981.1Nr2 NV2F=377.1Nr1r1 NV1派生軸向力為：取e=0.4Fdi=Fdi=eFri=150.8NFd2==Fr2=392.4NF=981.1Nr2兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。因為Fae+Fd2>Fd1,所以左端軸承1被壓緊，右端軸承2放松。所以軸向力：Fa1=Fae+Fd2=392.4NFa2=Fd2=392.4N7006c軸承判斷系數(shù)e=0.4。F八，F(xiàn)八，-^2-=0.4Fr21=1.04>eFr1

由教材表13-5得動載荷系數(shù)：X1=0.44,Y1=1.40 X2=1,Y2=0由教材表13-6取fp=1.1當量動載荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2N因為P1Vp2,所以以軸承2作為壽命計算軸承。球軸承￡=3106CL= (一)3=48507hh60nP1 2L=一L——=10.1年＞8年y2x8x300P=786.8N1P=1079.2N2P=786.8N1P=1079.2N2高速軸軸承為7006CL=10.1年y合格F=3042.2F=3042.2r1NF=2354.5r2中間軸壽命計算中間軸軸承為7007C。由機械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷：C=19.5kN軸承受到的徑向載荷：F=F =3042.2N F=F =2354.5Nr1 NV1 r2 NV2派生軸向力為：取e=0.4Fd1=eFr1=1216.9N Fd2=eFr2=941.8N

兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。因為Fae+Fd2<Fd1，所以左端軸承1放松，右端軸承2壓緊。所以軸向力：Fa1=Fd1=1216.9NFa2=Fd1-Fae=1216.9N7007c軸承判斷系數(shù)e=0.4。FF八，—a1=0.4Fr1F—a2>eFr2由教材表13-5得動載荷系數(shù):X1=1,Y1=0X2=0.44,Y2=1.40由教材表13-6取fp=1.1當量動載荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3346.4NP2=fp(X2F2+Y2Fa2)=3013.6N因為P/P2，所以以軸承1作為壽命計算軸承。球軸承￡=3106CL= (—)3=16765hh60nP2 1L…?一L= h =3.5年<8年Y2X8X300所以壽命不滿足使用要求。換6007深溝球軸承P=3346.4N1P=3013.6N2L=3.5年Y不合格換6007深溝球軸承低速軸壽命計算低速軸軸承為6010。由機械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷：C=22kN軸承受到的徑向載荷：F=F =2565N F=F =1366Nr1 NV1 r2 NV2派生軸向力為：取e=0.37Fdi=eFr1=949N Fd2=eFr2=505.4N兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。因為Fae+Fd2<Fd1，所以左端軸承1放松，右端軸承2壓緊。所以軸向力：Fa1=Fd1=949NFa2=Fd1—Fae=949N6010軸承判斷系數(shù)e=0.37。尸八八 F=0.37 -^2- >eF Fr1 r2際材表13-5得動載荷系數(shù)：X1=1,Y1=0 X2=0.56,Y2=1.2際材表13-6取fp=1.1當量動載荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=2821.5NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=2094.1N因為P/P2,所以以軸承1作為壽命計算軸承。球軸承￡=3106CL= (—)3=150493hh60nP2 1L=一L——=25.8年>8年y2x8x300所以壽命滿足使用要求。9鍵連接強度計算9.1高速軸上鍵連接強度計算F=2565