二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书

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1、机械设计课程设计说明书设计题目：汽车学院班级展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器院（系） 车辆工程专业学号设计人指导教师虞红根完成日期 2013年7月23 日一、 设计任务书（一）课程目的：1通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际 知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、 解决问题的能力 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目4.设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。设计基础数据如下：工作

2、情况载荷平稳鼓轮的扭矩T（ N?m）750鼓轮的直径（mm）350运输带速度V （m/s）0.8带速允许偏差（%）5使用期限（年）5P工作制度（班/日）2总体布置:1 电切机】2罪韩髀】耳一苗轮疋連熱4带式运約机T 5赧粘器：L旌琵设计任务（二）设计内容：1. 电动机的选择与运动参数设计计算;2. 斜齿轮传动设计计算；3. 轴的设计；4. 装配草图的绘制5. 键和联轴器的选择与校核；6. 滚动轴承的选择；7. 装配图、零件图的绘制；8. 设计计算说明书的编写。（四）设计进度：1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

3、4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟订及说明设计计算及说明结果传动方案的总体设计（一）对给疋传动方案分析论证总体布置见任务书（二：）电动机的选择1.电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 封闭结构。Y （IP44）系列三相交流异步电动机，它为卧式2.电动机容量的选择Pw3.43kw1）确定工作机所需功率巳2TV2 X750 X 0.8Pw =C3.43 kw1000D1000 X 350 X 10-32）确定传动系统总效率1322234式中，1、2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2-4查得：滚动轴承= 0.99 ;圆柱齿轮传动2

4、= 0.97 ;弹性联轴器3 = 0.99;滑动轴承4= 0.96,则3233212340.990.970.992 0.960.863）所需电动机功率Pw3.430.86Pd =一一 3.99 kwn0.864）确定电动机额定功率PedPd3.99 kw根据PedPd，由第二十章表20- 1选取电动机额定功率Ped 4kw3.电动机转速的选择1)工作机的转速nw1000 X 60 x V 1000 X 60 X 0.84kwPednw = = 43.65r/minn X Dn X 3502)电动机转速的可选范围nd = nw X （860 ） = 349.22619 r/min 取 n0 =

5、1000 r/mi n查表20-1,选电动机型号 Y132M1-6 列表记录电动机技术数据和安装尺寸（三）计算传动装置总传动比和分配1.传动装置的总传动比i nm 96021.99nw 43.652.分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，故i1 1.11.5i2，现取1.3，贝U两级齿轮减速器高速级的传动比为:电动机型号为Y132M1-6i2= i 刀 1.321.99 1.34.11则低速级齿轮传动比为i1 i21.3 4.11 1.3 5.353.各轴转速n = nm = 960 r/minn1n2 = = 179.44 r/mini1n2n3 = 43.66 r/mi n计算传动装置的

6、运动和动力参数i2各轴输出功率P1 =:PdXn3 =3.99X0.99 = 3.95 kwP2 =Rx n x耳2 =3.95 X0.99 X 0.97 =3.79 kwP3 =F2x n1 xn =3.79 X 0.99 X0.97 =3.64 kw各轴转矩9550 X =:9550X=9603.7939.29 N mn1F29550X =9550X- 201.71 N mn2179.44F33.643.95T1 =T2 =T3 = 9550 X n3 = 9550 X 43.65 = 796.20 N m项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速（r/min ）960960179.4443.66

7、功率（kw）3.993.953.793.64转矩（N m）39.6939.29201.71796.20传动比i = 21.99i1 = 5.35i2 = 4.11效率n 1 = 0.99n 2 = 0.97n 3 = 0.99将以上计算结果整理后列于下表，供设计计算时使用4.电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/mi n ）满载转速（r/min ）轴身尺寸EX D平键尺寸FX GDY132M1-64100096080 X 3810X 8三、 齿轮设计计算设计计算及说明结果()咼速级齿轮的设计1. 选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数 按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速

8、度不高，故选用 7级精度(GB10095-88) 材料及热处理：由课本表10-1选得大、小齿轮的材料均为 40Cr,并经调质 及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。 初选小齿轮齿数乙24 :大齿轮齿数z 24 5.35 128 初选取螺旋角142. 按齿面接触强度设计J2KtT1 u 1/ZhZE2d1t3( rT ) dU H 确定公式内各计算数值a) 试选 Kt 1.6。b) 由图10-30选取区域系数Zh 2.433c) 由图10-26查得10.78 ；20.8120.78 0.81.58d) 因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取d 0.81e) 由表10-6查得材料弹性影

9、响系数Ze 189.8MPa2f) 由图 10-21e 查得 Hiim1Hiim2 1100MPa ；g) 应力循环次数：9N160n 1jLh 60 960 1 (2 8 300 5)1.3824 1091.3824 10 N.8N212.5840 10i25.35h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 10. 9, K HN2 0.95i）接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10-12）H1 Khn1 Hlim1 0.9 1100 990MPaSKH2HN2 Hiim2 0.95 1100 1045MPaS许用接触应力为H1 H2990 1045hH1017.

10、5MPa计算a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得,3 2 1.6 39.29 103 5.35 1 2.433 189.8 2“ cd1t 3（） mm 28.97mm0.8 1.585.351017.5b）计算圆周速度d1tn128.97 960v1.456m/ s60 1000 60 1000c）齿宽b及模数mntd）bdd1t 0.8 28.97 23.176mmd1t cos28.97 cos14 ，一mnt1.17mmz124h 2.25 mnt 2.25 1.172.635mmb/h 23.1762.635 8.79e）计算纵向重合度0.318 dz1 tan0.318 0

11、.8 24 tan 141.522f）计算载荷系数Kh)mnd1 d1t3kKt 血97 3 1.61.9631.00mm计算模数mnd1 cos31.00 cos14Z1241.25已知使用系数Ka 1，根据v 1.456m/s , 7级精度，由图10-8得动载系数Kv 1.08 ;由表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、Kh1.284，考虑齿轮为7级，取Kh 1.294 ；由图10-13查得Kf 1.28由表10-3查得Kh Kf 1.4故载荷系数KKaKvKh Kh 1 1.08 1.4 1.2941.96g)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-

12、10a）得3.按齿根弯曲强度设计mn22KT1Y cos2 d z1YFaYsaf确定计算参数 计算载荷系数a)KaKvKf Kf 1 1.08 1.4 1.281.935b)根据纵向重合度1.522，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.88c)计算当量齿数Zv1Z13 cos24cos31426.27ZV2Z21283 coscos314140.12d）查取齿形系数：由表10-5 查得 YFa12.592,Yf32 2.148查取应力校核系数：由表10-5查得YSa1 1.596,YSa2 1.822e）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85, Kfn2 0.88f）由图1

13、0-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限fei fe2 620MPaYFalYsalfi2.592 1.596376.430.01099YFa2Ysa2F 22.148 1.822389.710.01004小齿轮的数值大 设计计算mn 320.01099；0.8 242 1.581.24mmmn1.25mmg）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（1012）得f1K FN1 FE10.85 620376.43MPaS1.4F 2K FN 2 FE20.88 620389.71MPaS1.4h）计算大、小齿轮的需，并加以比较对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿

14、根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取模数mn 1.25mm，取分度圆直径d1 31.00mm。于是由d1 cosZ1mn31.00 cos141.2524.06取乙24，则z2uz1 5.35 24 128.4，取 z2128。4.几何尺寸计算 计算中心距（乙 z2）mn（24 128） 1.25a2一n97.9mm，圆整为 98mm2cos2 cos14 按圆整后的中心距修正螺旋角Z1Z2 aarccos(ZlZ2)g2a(24 128) 1.25 arccos2 9814 12482412898mm14 1248因值改变不多，故参数 、K、ZH等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径d1

15、Zgn241.2530.95mmcoscos141248d2Z2mn1281.25165.05mmcoscos141248d130.95mmd2165.05mm 计算齿轮齿宽b dd10.8 30.9524.76mmB1 25mmB2 30mmda1 33.45mmda2 167.55mmd f1 27.825mmdf2 161.925mr圆整后取B2 25mm B1 30mmda1d12mn30.952 1.2533.45mmda2d22mn165.052 1.25167.55mmd f1d12mn(ha c)30.95 1.25 2.527.825mmd f 2d22m,n(hac)165

16、.05 1.25 2.5161.925mm 大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算 结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结 构为宜。小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。(二)低速级齿轮设计计算1. 选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数 按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88) 材料及热处理：由课本表10-1选得大、小齿轮的材料均为 40Cr,并经调质 及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。 初选小齿轮齿数乙24 :大齿轮齿数z2 24 4.11 98 初选取螺旋角142. 按齿面接触强度设计d1t2

17、KtT1 u 1/ZhZE2仁确定公式内各计算数值a)试选 Kt 1.6。b）由图10-30选取区域系数Zh 2.433c）由图10-26查得10.78 ;20.87120.78 0.871.65d）因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取d 0.81e）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze 189.8MPa2f）由图 10-21e 查得Hlim1Hlim2 1100MPag）应力循环次数：8N160n 1jLh 60 179.44 1 （2 8 300 5）2.5839 1082.5839 10N17N2 6.2869 10i24.11h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K hn

18、 10.95, Khn20.99i）接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10-12）H1Khn1- Hlim丄 0.95 1100 1045MPaSkH2HN2 Hlim2 0.99 1100 1089MPaS许用接触应力为H H1 H21045 1089 1067MPa2 2计算a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得1,3：2 1.6 201.71 103 4.11 1 ,2.433 189.8 2d1t 3；（） mm 48.47mm0.8 1.654.111067b）计算圆周速度厲口48.47 179.44v0.455m/s60 1000 60 1000g)m

19、nd1 d1t计算模数48.471.8350.69mm1.6mnd1 cos50.69 cos14Z1242.05c）齿宽b及模数mntb ddit 0.8 48.4738.776mmdit cos 48.47 cos14 “mnt 1.959mmz124h 2.25mnt 2.25 1.9594.41mmb h 38.776/4.41 8.79d）计算纵向重合度0.318 dz1 tan 0.318 0.8 24 tan 141.522e）计算载荷系数K已知使用系数Ka 1，根据v 0.455m/s, 7级精度，由图10-8得动载系数Kv 1.01 ；由表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相

20、对支承平面非对称布置、6级精度、Kh 1.2868，考虑齿轮为7级，取Kh 1.2968 ；由图10-13查得Kf1.27由表10-3查得Kh Kf 1.4故载荷系数 K KaKvKh Kh 1 1.01 1.4 1.29681.83f)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10- 10a）得3. 按齿根弯曲强度设计mn3 2KY cos2YFaYsaf确定计算参数 a）计算载荷系数KAKvKf Kf 1 1.01 1.4 1.271.795b)根据纵向重合度1.522，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.88c)计算当量齿数ZviZ13 cos24cos31426.27ZV2Z23

21、cos98cos314107.28d)查取齿形系数：由表10-5 查得 YFa1 2.592,YFa22.174查取应力校核系数：由表10-5查得YSa11.596,YSa21.796e)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.89, K FN20.91f)由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1FE2620MPag)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10 12）得F 1K FN1 FE1S0.89 6201.4394.14MPaF 2K FN 2 FE2S0.91 6201.4403MPah)计算大、小齿轮的YFaYSaFF并加以比较YFasa1F12.

22、592 1.596394.140.01049YFa2Ysa2F 22.174 1.7964030.00969小齿轮的数值大设计计算mn3322 1.795 201.71 100.88 cos 1420.010492.00mm0.8 242 1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取模数 mn 2mm。分度圆直径d1 50.69mm。dj cos50.69 cos14_ “z1124.59min2取 z125，则 z2 uz14.11 25 103。4.几何尺寸计算 计算中心距a (乙 Z2)mn(25 103) 2 131.9mm,

23、圆整为 132mm2cos2 cos14 按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(z1 z2)mn arccos(25 103) 214 828arccos arccos 14 8 282a2 132因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径zm252 一”d1 51.56mmcoscos14828z2mn1032d2丄旦212.44mmcoscos14828 计算齿轮齿宽bdd1 0.8 51.56 41.25mm圆整后取B2 45mm B1 50mm 大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算da1 d1 2mn 51.56 2 2 55.56mmda2 d2 2mn 212

24、.44 2 2 216.44mmd f1d1 2mn (ha c) 51.56 2.5 2 46.56mmdf2 d2 2mn(ha c) 212.44 2.5 2 207.44mmmn 2mm乙 25z2103a 132mm14 828d151.56mmd2212.44 mmB1 50mmB2 45mmda1 55.56mm da2 21644mm d f1 46.56mm df2 20744mm五.轴的结构设计计算（一） 高速轴的结构设计1、 求输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩TiP,3.95kWn1 960r/min339.29 10 N mm2、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的

25、分度圆直径为 di 30.95mm则 Ft 2Ti2 39.29 10 N 2538.93Nd130.95Fr Ft tan n 2538.93 一tan20N 953.28Ncoscos14 1248Fa Ftta n2538.93 tan14 1248N 643.08N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示。3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr调质处理。根据资料1表15-3，取A。112，于是得dmin A3 旦 1123严 17.95mm,n1 960轴上有一个键槽，轴径应增加 5%所以dmin 17.95 17.95 5% 18.85mm,圆整取dmin 20mm.

26、输入轴的最小直径显然是安装联轴器直径dvii-viii。为了使所选的轴直径dvii-viii与联轴器孔径相适应，故同时确定联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea KaTi，查表14-1,取Ka 1.5a 1.5 39.2958.935N m。按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5272-85,选用 选取ML3型的梅花形弹性联轴器，其公称转矩为90N m。半联轴器的孔径d1 22mm，半联轴器长度L 52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 38mm。根据要求，进行结构设计，如图I - U段用滚动轴承7305AC，B=17mm,再加上封油盘的长度，取 L 26mm， d i -

27、n = 25mm。n -川L为轴到齿轮轴的过渡段，且起轴肩的作用，齿轮轴的df1 27.825mm，故取 L 9mm， d27mm。川-W段为齿轮轴，df1 = 27.825mm， da1 = 33.45mm，L 皿-iv = 30mmIV -V根据整体设计要求，由三根轴的两对齿轮配合，取L=69m m，考虑到右端轴承处的 dV V 25mm，取 dIV V 26mm。V-段用滚动轴承7305AC，B=17mm，再加上封油盘的长度，取Lv-在27mm，dv 一 切=25mm。弋-%段为了轴承端盖的装拆方便的要求，故取Lvi vii 35mm，又因为VI-VII段还起轴肩的作用，故取d切-四=2

28、4mm。VII-VIII段为最细段，和联轴器配合，所以取 LV VIII 36mm, dV VIII 22mm。图 中未标圆角处取d 1mm。这样，即初步确定了轴的各段直径和长度。(3)键的选择根据机械设计课程设计表14-1查得 -毗处的键的代号为键 6X25GB1096-79 (6X6X25)。(二) 中间轴的设计1 已知该轴的功率P2，转速n2，转矩T2B=3.79KW， n2 =179.44r/min , T2 =201.71 103N mm ，2.求作用在齿轮上的力已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 d1165.05mmFt2T 23201.71 102444.23Nd165.05Fr匚

29、tan n 卜tcos917.72NFaFt tan619.09N该轴上小齿轮的分度圆直径为d251.56mm2T 2 201.71 103Ft 7824.28Nd51.56FrFt tan n 2936.80NcosFaFt tan1971.29N3、初步确定轴的最小直径112，于是得选取轴的材料为40Cr调质处理。根据表15-3，取Cdmin1123 3.79 179.4430.96mm加装三个键最小轴径增加 7%,为33.13mm。中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为7307C取d=35mm,尺寸外形为d D B 35mm x 80mm x 21mm,其

30、余尺寸见图。4. 轴的结构设计安装大齿轮处的键型号为键C12 22GB1096-79安装小齿轮处的键型号为键12 40GB1096-79轴上零件装配方案和尺寸如图根据要求，进行结构设计，如图。I - U轴最细处为1-11段，装滚动轴承，选取d 35mm，轴承型号7307C GB292-83轴承B 21mm。加上封油盘的长度，并使齿轮定位准确，取LI _ n = 44.5mmn -川为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L| in 24mm, d 40mm。川-W齿轮右端采用轴环定位，故取 d皿_出=45mm , Lm _出=12.5mm。IV - V为使小齿轮定位准确，取L

31、W _ v = 49mm , d W _ v = 40mmV - W右端装轴承处V-VI段同I-II段结构相似，取dV V 35mm。初步 估计齿轮到箱体内壁距离和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取LV V 42mm。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。（三）低速轴的设计1. 已知该轴的功率Pa，转速na，转矩TaP3=3.64KW， %=43.66 r/min ,T3 =796.20 xi03N?mm，2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为 d!212.44mm2T 2 796.20 103 Ft 7495.76 Nd212.44tan aFr = Ft=2813.49Ncos

32、 BFa Ft tan 1888.52N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，取C 112，于是得P3 64dmin C3112348.93mm。，n 43.65安装三个键槽增大直径7%，得dm52.35mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI_ II。为了使所选的轴直径d|_ |与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩 Tea = ?杳1表14-1,考虑到转矩变化小，故取? =1.3，则Tea = ?= 1.3 X 796.20 = 1035.06 N ?m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，采用HL4型弹性柱销联轴

33、器，其公称转矩为1250N ?m，半联轴器孔径di = 55mm，故dj = 55mm，半 联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=84mm。查机械设计课程设计表15-6,选择轴承代号为7212C的角接触球 轴承，尺寸外形为 d D B 60 110 224. 轴的结构设计安装大齿轮的键型号为键C20 36GB1096-97 安装联轴器处的键为键16 70GB1096-97轴上零件装配方案和尺寸如图心 Min 如 训S2如图。由联轴器选择所知，轴最细处为l-ll段，装半联轴器，选取 d 55mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L1略

34、短一些，现取L 82mm。为了轴承端盖的装拆方便，故取L 40mm，又因为II-III段还起轴肩的作用，故取d 58mm。初步选定滚动轴承，选取7212C，故d V dV VIII 60mm，又因为轴承 B 22mm，加上封油盘的长度，故取L V 33mm。IV-V段起左端轴承的轴肩作用，取d v v 72mm。因为要和低速级小齿轮相精确啮合，由中速轴的结构设计可确定L V V 41.5mm，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h 5mm，则轴环处的直径dv v 77mm，轴环宽度 b 1.4h，取 Lv v 10mm。VI-VII段为低速组齿轮，由之前齿轮设计所得，齿宽为 B

35、45mm，为了使套筒断 面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取Lv v 44mm，dvi-vii = 70mm。初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取Lv v 45.5mm。dvii-viii = 60mm图中未标圆角处取r 2mm。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。五.轴、轴承、键的校核（一）各轴上的载荷1. 高速轴的校核1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图：12538.93NdiFrtan n F tCOS953.28NFaFt tan643.08N水平面上受力分析L= 134.8mm载荷水平面H垂直面V支反力FFnv1 3

36、27.71NFnh1=676.18NFnh2=1862.75NFnV2625.57N弯矩MMh = 66874.202N -mmMV1 32410.52N mmMv2 22457.963N mm总弯矩M174314.20N mmM270544.44N mm扭矩TT39.29N mFNH298.9Ft1862.75N676.18NMhFNH 235.9MFa9951.66NFNV2Fr98.9LF NV1Fr35.9LM v2FNV 235.9M v1M v2MFa35.9FtL32410.52N mm66874.202N mm22457.963N mmF NH1M,MFaMFa625.57N3

37、27.71N2 2H1 MV1 74314.20NM2L M,M H 22 MV2270544.44Nmmmm将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表:2).弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取6,W 0.1d32154.30mm3轴的计算应力为3570MPa 。因此ca2 2(36.19MPaca -1 ,故安全。3）精确校核轴的疲劳强度,34.0.1d3 2964.71mm3355MPa200MPa圆角2.091.65又由附图3-1查得:轴的材料为40cr,调质处理。由 机械设计表15-1查得 确定危险截面由图可知W截面弯矩较大，仅次于III ,且W截面受扭，III截面不受

38、 扭，故确定W截面为危险截面。 W截面左侧0.2d35929.42mm398.9 1574314.20 63043.09N ?mm98.9M ,21.26MPaWWTT6.63MPa轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得:735MPardr=1, d = 0.038, d = 1.19。有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：q0.77q 0.80k 1 q (1)1.8393k 1 q (1)1.52由附图3-2, 3-3得：0.850.9轴按磨削加工，由附图3-4查得： 卩 0.91轴未经表面处理，即：Bq 1k1K-12.26k1K1 1.79又由3-1章、3-2章

39、得：0.250.13S 1 7.38KamS 1 31.42KamS SSca 7.18 S 1.5VS 2 s2因此该截面的强度是足够的。W截面右侧W 0.1d31757.6mm3W 0.2d33515.2mm3b M 35.87MPawTT 11.18MPaWT轴的材料为40Cr调质由机械设计(下同)表15-1查得：B 735MPa1 355MPai 200MPa有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：2.091.65又由附图3-1查得：q0.77q 0.8k 1 q (1)1.8393k 1 q (1)1.52由附图3-2, 3-3得：0.910.93轴按磨削加工，由附图3-4查得

40、：Ba 卩 0.91轴未经表面处理，即：Bq1k1K -1 2.12k1K一 一-1 1.73又由3-1章、3-2章得：0.250.13S1 4.67KamS 1 19.24KamS SSca4.54S 1.5Vs 2 s 2因此该截面的强度是足够的。高速轴强度足够F NH 1务眇450)39.亿 5733.38NF NH 2LFt1 49.4Ft2(49.4 50)LFNH1 49.4283228 .97N4535 .13NmmNV1LFnV 2F r149.4M a1 Fr2 99.4 M a2LM v1F NV 149.480478.53N mmM v2M V1M a129658 .68

41、N mmm1Mh12 mV12294440 .90 N mm389.96Nm2MhFr1 89.4 M a1 Fr2 39.42 2H2 Mv2 284777 .61N mmM a2 1629.12N载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =5733.38NFnv1 1629.12NFnh2=4535.13NFnV2 389.96N弯矩mM h 283228.97N mmM V1 80478.53N mmM V2 29658.68N mm总弯矩M1294440.90N mmM2284777.61N mm扭矩TT201.71N m将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表:2).弯扭合成校核

42、轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取0.6W 0.1d36400mm3轴的计算应力为caM 2( T3)249.74MPa轴的材料为40cr,调质处理。由 机械设计表15-1查得-1 70MPa 。因此ca -l，故安全。3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面由图可知III截面弯矩较大，且III面受扭，II截面不受扭，故确定 III截面为危险截面。 III截面左侧33W 0.1d36400mm3W0.2d312800mm3b46.00MPa wT15.76MPaWT轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得:B 735MPa1 355MPa1 200MPa初选H7/r6配合，由附表3-

43、8 得:3.472.776轴按磨削加工，由附图3-4查得:Ba 卩 0.91轴未经表面处理，即:Bq 1kiK -1 3.5689k1K一 1 2.8749又由3-1章、3-2章得：0.250.13S12.1624KamS18.446KamS SSca 2.09 S 1.5匚2 c 2、；ss因此该截面的强度是足够的。III截面右侧33W 0.1d9112.5mmWt 0.2d318225mm3b M 32,31MPawt 11.07MPaWt轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：b 735MPa1 355MPa1 200MParDr=2 -= 0.05，-= 1.125，有

44、轴肩形成的理论应力集中系数按附表 dd3-2查得：2.091.40又由附图3-1查得：q0.85q0.87k 1 q (1)1.9265k 1 q (1)1.348由附图3-2, 3-3得：0.770.86轴按磨削加工，由附图3-4查得： 卩 0.91轴未经表面处理，即：Bq 1k1K12.60k1K1 1.67又由3-1章、3-2章得：0.250.13S 1 4.23KamS 1 20.07KamS SSca4.14S 1.5Vs 2 s2因此该截面的强度是足够的。2.低速轴的校核1)，低速轴的弯扭组合强度的校核分析低速轴所受的力及弯扭矩受力如图：中间轴强度足够Ft1 7495.76NdiF

45、ri Ft tan n 2813.49N cosFa1 Ft tan 1888.52NL=135mmF NH 188Ft14886 .125 N LF NH 247 ft1 2609 .63 N LM hMaFnh1 47229647 .44N mm200598 .59 N ? mmF NV 1FNV 2Fr1 88Fri 47MaMa348.07N2465 .42 NM v1 FNV1 4716359.29N mmM v2 M v1 Ma 216956 .96 N mmMiM2230229 .39 N mm315924 .47N mm载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1=4886.125NF

46、nv1 348.07Nf nh2 =2609.63NFNV2 2465.42N弯矩MM H 22964744N mmMV1 16359.29N mmMV2 216956.96N mm总弯矩M1230229.39N mmM2315924.47N mm扭矩TT796.20N m将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2) .弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取6,33W 0.1d34300mm轴的计算应力为M 2( T3)2ca 16.70MPaW轴的材料为40Cr，调质处理。由 机械设计 表15-1查得J 70MPa 。因此ca -1，故安全。3) 精确校核轴的疲劳强度 确定危

47、险截面由图可知III截面弯矩较大，且III截面受扭，II截面不受扭，故确 定III截面为危险截面。 III截面左侧0.1d334300mm30.2d368600mm3M ,9.21MPa wT 11.606MPaWt轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得:735MPa 355MPa 200MPa初选H7/r6配合，由附表3-8 得:3.93.12轴按磨削加工，由附图3-4查得:Ba B 0.91轴未经表面处理，即：Bq 1kiK -1 3.9989k1K一 一-1 3.2189又由3-1章、3-2章得：0.250.13S19.64KamS110.29KamS SSca 7.03

48、5S 1.52 2pSs因此该截面的强度是足够的。III截面右侧33W 0.1d45653.3mmWt 0.2d391306.6mm3b M 6.92MPawT 8.72MPaWT轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：b 735MPa1 355MPa1 200MParDR=2，-= 0.028，d= 1.1，有轴肩形成的理论应力集中系数按附表dd3-2查得：2.131.48又由附图3-1查得：q0.84q 0.88k 1 q (1)1.9492k 1 q (1)1.4224由附图3-2, 3-3得：0.650.8轴按磨削加工，由附图3-4查得： 卩 0.91轴未经表面处理，即

49、：Bq 1k1K-1 3.10k1K1 1.877又由3-1章、3-2章得：0.250.13S 1 16.55KamS 1 22.85KamS SSca 13.40S 1.5VS 2 s2因此该截面的强度是足够的。(二)、滚动轴承所有轴承预期寿命为二年。1.高速轴的轴承轴承 1 : 7305AC轴承 2 : 7305AC根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为：Cr 21.5KN ；静载荷为： 515.8KN低速轴强度足够1求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2对于7305AC型的轴承，e=0.68,;f22F r1FriHF rIV751 -41 Nj22Fr 2jFr2HF r2V1964.99 N

50、Fd1=0.68 FM 510.96NFd2 0.68 Fr2 1336.19NFa=643.08NFa1 Fd2 Fa 1979.27NFa2 Fd2 1336.19NFa10.1253c。Fa2二 0.0845C因此轴承1载荷较大，验算轴承1的寿命。3求轴承当量动载荷R和P2因为Fa1Fr1 查表得对轴承 1： X10.41 0.87因轴承运转中有轻微冲击，按表13-6 fp 1.1P fp(X Y F/)1.1(0.41 751.410.87 1979.27)2233.05N4.验算轴承寿命106 Ch(P)= (21.5 10 )315495.21h 3.23年 2年60 960223

51、3.05故轴承使用寿命足够、合格。a.中间轴上的滚动轴承验算寿命计算高速轴上 的滚动轴 承合格轴承 1 : 7307C轴承 2 : 7307CCr 34.2KN ；根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为:静载荷为：526.8KN1求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2Fae = 1352.2N，对于7206C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力Fd eF，e为表中的判断系数，其值由Fa的大小来确定，现在e未知,故先取e=0.4,因此Co可估算;Fr 1Fr2.FMh2Fr2H2F r 1V2F r2V5960.34N4551.86NFd1 =0.4 Fr12384.136NFd 20-4Fr218

52、20.744N因此轴承Fa1Fd21被压,轴承2被放松.Fae 3172.94NFa2F d21820.744NFa1C00.12Fa2C00.0679e1 = 0.469， e2 = 0.44Fd1=0.47 FM2795.39N0.44Fr22002.81NF ae3355.01NF d22002.81NFa1C00.125两次计算的丫相差不大，因此确定e1 = 0.469，e2 = 0.44 Fa1 = 3172.94N，CoFa2 = 1820.744N3求轴承当量动载荷R和P2因为 ei = 0.469Fa1Fr 10.53 e-i查表得对轴承 1: Xi 0.44,Y1.183因轴承运转中有轻微冲击，按表13-6 fp1.1R fp