二级圆柱齿轮减速器(机械设计设计).pdf

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1、 整理为 word 格式 二级圆柱齿轮减速器 计算说明书 学院：专业：班级：姓名：整理为 word 格式 目 录 目 录.2 一、设计数据及要求.2 二、确定各轴功率、转矩及电机型号.3 1.工作机有效功率.3 2.查各零件传动效率值.4 3.电动机输出功率.4 4.工作机转速.4 5.选择电动机.4 6.理论总传动比.4 7.传动比分配.5 8.各轴转速.5 9.各轴输入功率：.5 10.电机输出转矩：.5 11.各轴的转矩.5 12.误差.6 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级.6 四、齿轮传动设计与校核计算.6（二）、低速级.16 五、初算轴径.17 六、校核轴的强度和轴承寿命：.1

2、8（一）、中间轴.18（二）、输入轴.23（三）、输出轴.27 七、滚动轴承的校核计算.32 八、平键联接的选用和计算.37 九、选择联轴器.39 十、润滑方式.39 十一、设计总结.40 十二、参考文献.41 整理为 word 格式 一、设计数据及要求 1.设计题目 设计一链板式输送机传动装置，两班制工作，连续单向运转，轻微振动，使用年限 5 年，单件生产，输送带允许误差为%5。2.原始数据 链条曳引力 F=5200N 链条速度 v=0.3m/s 链条节距 t=125mm 链轮齿数 Z=6 3.方案图 整理为 word 格式 二、确定各轴功率、转矩及电机型号 1.工作机有效功率 KwvFPw

3、56.13.05200 2.查各零件传动效率值 联轴器（弹性）99.01，轴承 99.02，齿轮 97.03 链轮 96.04 故：8166.096.097.099.099.03524335221 3.电动机输出功率 KwPPd91.18166.056.1 4.工作机转速 链轮转速 min/2461253.0100060100060rZtvnw 电动机转速的可选范围：min/2880576)12024(24rinnwd 5.选择电动机 选电动机型号为 Y112M6，同步转速 940r/min，满载转速 1000r/min，额定功率 2.2Kw 电动机外形尺寸 整理为 word 格式 中 心高

4、H 外形尺寸 hbbL)2/(121 底 脚 安 装尺寸 BA 底脚螺栓直径 K 轴 伸尺寸 D E 建联接部分尺寸 FCD 132 315)2102/135(475 216140 12 38 80 108 6.理论总传动比 17.3924940总i 7.传动比分配 3IIIi取开式齿轮传动比，又ii4.1总iiiiIII 故 28.4i，05.3i 8.各轴转速 min/940rind min/63.21928.4940rinn min/01.7205.363.219rinn min/24301.72IIIIIIrinn链 9.各轴输入功率：KwPPd83.197.099.091.11 整理

5、为 word 格式 KwPP76.197.099.083.132 KwPP69.197.099.076.132 KwPP52.197.069.11 KwPP51.199.052.11链 10.电机输出转矩：mNnPTddd40.1994091.11055.91055.936 11.各轴的转矩 mNTTd63.1897.099.040.191 mNiTT60.7628.497.099.063.1832mNiTT32.22405.397.099.060.7632mNTT08.22299.032.2241 mNTT26.21399.097.008.22234链 12.误差 带式传动装置的运动和动力参

6、数 轴 名 功率 P/Kw 转矩 T/N.m 转速 n/r/min 传动比 i 效率/%电 机 轴 1.91 19.40 940 1 99 轴 1.83 18.63 940 4.28 96 轴 1.76 76.60 219.63 3.05 96 轴 1.69 224.32 72.01 整理为 word 格式 轴 1.52 222.08 72.01 3 98 整理为 word 格式 链轮轴 1.51 213.26 24 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用 45#钢，表面淬火，齿面硬度为 4055HRC，齿轮均为硬齿面。选用 8 级精度。四、齿轮传动设

7、计与校核计算 4.1 高速级齿轮传动的设计计算 1.齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 40Cr 渗碳淬火，齿面硬度为 55HRC，接触疲劳强度极限 MPaH1200lim，弯曲疲劳强度极限MPaFE720 高速级大齿轮选用45钢正火,表面淬火，齿面硬度为 55HRC,接触疲劳强度极限 MPaH1140lim，弯曲疲劳强度极限MPaFE700。取小齿齿数1Z=19 则 Z2=iZ1=4.2819=81.32 取 Z2=82。齿轮精度 按 GB/T100951998，选择 8 级，齿根喷丸强

8、化。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2131)(12HEHdttZZuuTKd 确定各参数的值:试选tK=1.6 查机械设计表 10-6 选取区域系数 ZH=2.5 由图 10-26 查得 71.01 84.02 整理为 word 格式 则55.184.071.0 由公式 10-13 计算应力值环数 9111002.1103008219406060j=n=N 8921037.228.41002.1N 查图 10-19 得：9.01HNK,95.02HNK 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式 10-12 得:MPaSKHHNH108011200

9、9.01lim11 MPaSKHHNH10831114095.02lim22 许用接触应力 MPaHHH5.10812)10831080(2)(21 由表 10-6 得：EZ=189.8MPa 由表 10-7 得:d=1 3.设计计算 小齿轮的分度圆直径 dt 1 mmZZuuTKdHEHdtt31.28)5.10815.28.189(09.4109.455.111063.186.12)(123233211 计算圆周速度 10006011ndtsm/40.010006094031.2814.3 计算齿宽 b 和模数ntm 计算齿宽 b b=tdd1=48.39mm 计算摸数 mn 初选螺旋角=

10、14 整理为 word 格式 ntm=mmZdt86.11914cos39.48cos11 计算齿宽与高之比hb 齿高 h=2.25 ntm=2.251.86=4.176mm 96.11176.439.48hb 计算纵向重合度=0.3181d506.114tan191318.0tan 计算载荷系数 K 使用系数AK=1 根据smv/91.0,8 级精度,查机械设计图 10-8 得 动载系数 KV=1.08,查表 10-4 得 KH=1.45 查图 10-13 得:KF=1.38 查表 10-3 得:KH=FK=1.4 故19.245.14.108.11HHvAKKKKK 按实际载荷系数校正所算

11、得的分度圆直径 mmKKddtt36.506.119.239.483311 计算模数nm mmZdmn06.21914cos36.50cos11 4.齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 31221)(cos2FSFadnYYZYKTm 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩mNT63.181 计算当量齿数 80.2014cos19cos3311zzv 整理为 word 格式 39.8514cos68cos3322zvz 初选齿宽系数d 按对称布置，由表查得d1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数 K 09.238.14.108.11FFvAKKKKK 查取齿形系数FY和应力校正系数

12、SY 查机械设计表 10-5 得:齿形系数1FY2.85 1SY2.24 应力校正系数1FY1.54 2SY1.77 重合度系数Y 根据506.1，从图 10-28 查得Y=0.88 计算大小齿轮的 FSFFY 查图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:K1FN=0.9 K2FN=0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25 F1=MPaSKFFFN4.51825.17209.011 F2=MPaSKFFFN53225.170095.022 0085.04.51854.185.2111FSFFY 0076.04.51877.124.2222FSFFY 比较结果 小齿轮的数值大，所以对小齿轮进行计算。

13、设计计算 计算模数 整理为 word 格式 mmmmmn72.155.11910085.014cos88.01063.1809.222233 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 mn=2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=40.36mm来计算应有的齿数.于是由:58.1914cos36.501nmz 取 z1=19 那么 z2=3.5519=67.45 取整为 68 几何尺寸计算 计算中心距 cos2)(21nmzzamm33.9814cos22)8

14、219(将中心距圆整为 100mm。按圆整后的中心距修正螺旋角 12 41410022)6819(arccos2)(arccos21nm 因值改变不多,故参数,k,hZ等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径 mmmzdn40cos11 mmmzdn160cos22 计算齿轮宽度 mmmmdbd18.3918.3911 圆整的 402B 451B 4.2 低速级齿轮传动的设计计算 1.齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 40Cr 渗碳淬火，齿面硬度为 55HRC，接触疲劳强度极限 MPaH1

15、200lim，弯曲疲劳强度极限MPaFE720 高速级大齿轮选用45钢正火,表面淬火，齿面硬度为 55HRC,接触疲劳强度极限 整理为 word 格式 MPaH1140lim，弯曲疲劳强度极限MPaFE700。取小齿齿数3Z=23 则 Z4=iZ3=2.5423=58.42 取 Z4=59。齿轮精度 按 GB/T100951998，选择 8 级，齿根喷丸强化。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2233)(12HEHdttZZuuTKd 确定各参数的值:试选tK=1.6 查机械设计表 10-6 选取区域系数 ZH=2.5 由图 10-26 查得 77.01 86.02 则63.

16、186.077.0 由公式 10-13 计算应力值环数 9211033.61030082163.2196060=）（j=n=N 8921007.205.31033.6N 查图 10-19 得：9.03HNK,95.04HNK 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式 10-12 得:MPaSKHHNH1080112009.01lim33 MPaSKHHNH10831114095.02lim44 许用接触应力 MPaHHH5.10812)10831080(2)(43 由表 10-6 得：EZ=189.8MPa 由表 10-7 得:d=1 整理为 word 格式 3.设计

17、计算 小齿轮的分度圆直径td3 mmZZuuTKdHEHdtt40.37)5.10815.28.189(23.3123.363.111060.766.12)(123233223 计算圆周速度 10006023ndtsm/06.010006063.21940.3714.3 计算齿宽 b 和模数ntm 计算齿宽 b b=tdd3=37.40mm 计算摸数 mn 初选螺旋角=14 ntm=mmZdt43.22314cos40.37cos33 计算齿宽与高之比hb 齿高 h=2.25 ntm=2.252.43=5.47mm 53.1047.560.57hb 计算纵向重合度=0.3181d824.114

18、tan231318.0tan 计算载荷系数 K 使用系数AK=1 根据smv/35.0,8 级精度,查机械设计图 10-8 得 动载系数 KV=1.02,查表 10-4 得 KH=1.454 查图 10-13 得:KF=.42 查表 10-3 得:KH=FK=1.4 故08.2454.14.102.11HHvAKKKKK 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddtt86.626.108.280.3423333 计算模数nm mmZdmn65.22714cos86.62cos33 4.齿根弯曲疲劳强度设计 整理为 word 格式 由弯曲强度的设计公式 33222)(cos2FSFadn

19、YYZYKTm 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩mNT60.762 计算当量齿数 18.2514cos27cos3333zzv 44.7414cos68cos3344zvz 初选齿宽系数d 按对称布置，由表查得d1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数 K 03.242.14.102.11FFvAKKKKK 查取齿形系数FY和应力校正系数SY 查机械设计表 10-5 得:齿形系数3FY2.60 3SY2.24 应力校正系数4FY1.59 4SY1.77 重合度系数Y 根据824.1，从图 10-28 查得Y=0.88 计算大小齿轮的 FSFFY 查图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:K

20、3FN=0.9 K4FN=0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25 F3=MPaSKFFFN4.51825.17209.033 整理为 word 格式 F4=MPaSKFFFN53225.170095.044 008.04.51859.160.2333FSFFY 0076.04.51877.124.2444FSFFY 比较结果 小齿轮的数值大，所以对小齿轮进行计算。设计计算 计算模数 mmmmmn27.263.12310085.014cos88.01060.7609.222233 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-

21、1987 圆整为标准模数,取 mn=3mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=62.86mm来计算应有的齿数.于是由:33.2014cos86.623nmz 取 z1=20 那么 z2=2.9220=58.4 取整为 59 几何尺寸计算 计算中心距 cos2)(21nmzzamm06.11814cos23)5923(将中心距圆整为 122mm。按圆整后的中心距修正螺旋角 27451312223)5923(arccos2)(arccos21nm 因值改变不多,故参数,k,hZ等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径 mmmzdn53.66cos33 mmmzdn

22、6.199cos44 计算齿轮宽度 mmmmdbd77.6177.6113 圆整的 654B 703B 整理为 word 格式 4.3 齿轮校核（一）高速轴 校核齿面接触疲劳强度 由参考文献1 P135 公式 8.7 uubdKTZZZZHEH121 式中各参数：（1）齿数比55.3iu。（2）由参考文献1 P136 表 8.5 查得弹性系数MPaZE8.189。（3）由参考文献1 P136 图 8.14 查得节点区域系数38.2HZ。（4）由参考文献1 P136 图 8.15 查得重合度系数8.0Z （5）由参考文献1P142 图 8.24 查得螺旋角系数97.0Z （5）由参考文献1 P1

23、45 公式 8.26HHNHSZlim计算许用接触应力 式中：limH接触疲劳极限，由参考文献1 P146 图 8.28（）分别查得MPaH11001lim，MPaH11002lim；NZ 寿命系数，由参考文献1 P147 图 8.29 查得 11NZ，12NZ；HS安全系数，由参考文献1 P147 表 8.7 查得0.1HS。故 2111000.111000.1HHMPa 1211187.69255.3155.3402051.4074.1297.08.038.28.18912HHEHMauubdKTZZZZ 满足齿面接触疲劳强度。整理为 word 格式（二）、低速级 校核齿面接触疲劳强度 由

24、参考文献1 P135 公式 8.7 uubdKTZZZZHEH123 式中各参数：（1）齿数比54.2iu。（2）由参考文献1 P136 表 8.5 查得弹性系数MPaZE8.189。（3）由参考文献1 P136 图 8.14 查得节点区域系数44.2HZ。（4）由参考文献1 P136 图 8.15 查得重合度系数815.0Z （5）由参考文献1P142 图 8.24 查得螺旋角系数984.0Z （5）由参考文献1 P145 公式 8.26HHNHSZlim计算许用接触应力 式中：limH接触疲劳极限，由参考文献1 P146 图 8.28（）分别查得MPaH11001lim，MPaH11002

25、lim；NZ 寿命系数，由参考文献1 P147 图 8.29 查得 13NZ，14NZ；HS安全系数，由参考文献1 P147 表 8.7 查得0.1HS。故 4311000.111000.1HHMPa 123185.64854.2154.27795.35010.1387077.12984.0815.044.28.18912HHEHMauubdKTZZZZ 满足齿面接触疲劳强度。整理为 word 格式 五、初算轴径 由参考文献1P193 公式 10.2 可得：齿轮轴的最小直径：mmnPCd15.1794091.110633。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取mmd25。中间轴的最

26、小直径：mmnPCd82.2563.21983.110633。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取mmd35 输出轴的最小直径：mmnPCd78.3401.7210633。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取mmd35。式中：C由许用扭转应力确定的系数，由参考文献1P193 表 10.2，取106C 六、校核轴及键的强度和轴承寿命：（一）、中间轴 1.齿轮 2（高速级从动轮）的受力计算：由参考文献1P140 公式 8.16 可知 NdTFt5.9571016060.7622322 NFFttr49.534015417cos20tan5.957tan222 NFFra12

27、.171015417tan49.534tan22 式中：2tF齿轮所受的圆周力，N；2rF齿轮所受的径向力，N；整理为 word 格式 2aF齿轮所受的轴向力，N；2.齿轮 3（低速级主动轮）的受力计算：由参考文献1P140 公式 8.16 可知 NdTFt51.4151233 NFFttr91.1254129213cos20tan51.4151tan333 NFFra03.301129213tan91.1254tan233 式中：3tF齿轮所受的圆周力，N；3rF齿轮所受的径向力，N；3aF齿轮所受的轴向力，N；3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：mmNdFMaH756.1455321

28、6012.1712222 整理为 word 格式 mmNdFMaH093.10680253.6603.3012333 4.轴向外部轴向力合力为：NFFFaaA91.12912.17103.30123 5.计算轴承支反力：竖直方向，轴承 1NFFRttv09.25076.1163.333.73231 轴承 2NFFRttv21.22446.1163.833.43232 水平方向，轴承 1 NMMFFRHHaaH04.766.1163.333.7323231，与所设方向相反。轴承 2NMMFFRHHaaH95.2056.1163.433.8323322，与所设方向相反。轴承 1 的总支撑反力：NR

29、RRVH24.250809.250704.762221211 轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH46.225321.224495.2052222222 6.计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向mmNRMVVa997.1095563.4309.25073.431 水平方向mmNRMHHa532.32923.4304.763.431 b-b 剖面右侧，竖直方向mmNRMVVb193.747323.3321.22443.332 水平方向mmNRMHHb135.68583.3395.2053.3321 a-a 剖面右侧合成弯矩为 mmNMMMMHaHVaa79.109805)532.3292

30、093.10680(997.109556)(22232 b-b 剖面左侧合成弯矩为 mmNMMMMHHbVbb38.75127)532.3292135.6858(193.74732)(22222 故 a-a 剖面右侧为危险截面。7.计算应力 整理为 word 格式 初定齿轮 2 的轴径为2d=38mm，轴毂长度为 10mm，连接键由参考文献2P135 表11.28选择hb=108，t=5mm,2l=25mm。齿轮 3 轴径为3d=40mm，连接键由 P135 表 11.28 选择hb=128，t=5mm,3l=32mm，毂槽深度1t=3.3mm。由 mmtmdd32.83.3129213cos

31、/325.12/)40957.70(cos/)25.01(2/)(12233 mmmmm32.871.7129213cos/35.2cos/5.222，故齿轮 3 可与轴分离。又 a-a 剖面右侧（齿轮 3 处）危险，故：抗弯剖面模量 75.6373402)540(512401.02)()(1.0/23323333dtdbtdmmW 抗扭剖面模量 75.12773402)540(512402.02)()(2.0/23323333dtdbtdmmWT 弯曲应力MPaWMab23.1775.637379.109805 0,23.17cbaMPa 扭剪应力MPaWTTT31.975.1277377.

32、1154182 MPaTma66.4231.92 8.计算安全系数 对调质处理的 45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知:抗拉强度极限B=650MPa 弯曲疲劳极限1=300MPa 扭转疲劳极限1=155MPa 由表 10.1 注查得材料等效系数：1.0,2.0 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92.0 整理为 word 格式 绝对尺寸系数由附图 10.1 查得：78.0,82.0 键槽应力集中系数由附表 10.4 查得：625.1,825.1KK（插值法）由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数 197.702.023.178

33、2.092.0825.13001maKS 067.1466.41.066.478.092.0625.11551maKS 4.6067.14197.7067.14197.72222SSSSS 查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8，显然 SS，故危险截面是安全的 9校核键连接的强度 齿轮 2 处键连接的挤压应力MPablhdTP3.104)1025(838766004)(4222 齿轮 3 处键连接的挤压应力MPblhdTP343.74)1232(84077.1154184)(43323 由于键，轴，齿轮的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得MPaP150120，显然键连接

34、的强度足够！10.计算轴承寿命 由参考文献2P138 表 12.2 查 7207C 轴承得轴承基本额定动负荷rC=23.5KN，基本额定静负荷0C=17.5KN 轴承 1 的内部轴向力为：NRS3.100324.25084.04.011 轴承 2 的内部轴向力为：NRS456.90164.22534.04.022 整理为 word 格式 故轴承 1 的轴向力NSF3.100311，轴承 2 的轴向力NFSFA2.11339.1293.100312 由065.0175002.1133,057.0175003.10030201CFCF 由参考文献1P220 表 11.12 可查得：43.021 e

35、e 又eRFeRFVV503.064.22532.1133,4.024.25083.10032211 取3.1,44.0;0,12211YXYX 故NFYRXPNRP6.24642.11333.124.225344.0,24.25082222211 取1PP 根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数0.1Tf，载荷系数0.1Pf，寿命系数3。由 P218 公式 11.1c 得轴承 1 的寿命 hPfCfnLPTh6086824.25080.1235000.139.212601060103626 已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24

36、000530028 hhLL，故轴承寿命满足要求（二）、输入轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴 1 所受的力与齿轮 2 所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力NFa12.1711，径向力NFr49.5341，圆周力NFt58.13981 2.平移轴向力所产生的弯矩为：整理为 word 格式 mmNdFMaH844.341324012.1712111 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承 1NFRtv87.3971163358.13981163311 轴承 2NFRtv71.10001168358.13981168312 水平方向，轴承 1 NMFRHrH62.12

37、6116844.34133349.53411633111，轴承 2NRFRHrH87.41162.12649.534112，轴承 1 的总支撑反力：NRRRVH53.41787.39762.1262221211 轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH15.108271.100087.4112222222 4.计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向mmNRMVV4.33017838.3978311 水平方向mmNRMHH46.105098362.1268311 其合成弯矩为 整理为 word 格式 mmNMMMHV46.3464946.105094.330172221211 a-a 剖面右侧

38、，竖直方向mmNMMVV4.3301712 水平方向mmNMMMHHH616.709584.341346.10509112 其合成弯矩为mmNMMMHV2.33771616.70954.330172222222 危险截面在 a-a 剖面左侧。5.计算截面应力 由参考文献1P205 附表 10.1 知：抗弯剖面模量12.6352109.3910/3313dmmW 抗扭剖面模量24.1270459.395/3313dmmWT 弯曲应力MPaWMb45.512.635264.346491 0,45.5cbaMPa 扭剪应力MPaWTTT28.224.1270478.26590 MPaTma14.12

39、28.22 6计算安全系数 对调质处理的 45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知:抗拉强度极限B=650MPa 弯曲疲劳极限1=300MPa 扭转疲劳极限1=155MPa 由表 10.1 注查得材料等效系数：1.0,2.0 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92.0 整理为 word 格式 绝对尺寸系数由附图 10.1 查得：8.0,84.0 由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数 54.4202.045.584.092.0130011maS 2.9314.11.014.18.092.0115511maS 3.392.9354.

40、422.9354.422222SSSSS 查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8，显然 SS，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择hb=87，t=4mm,l=40mm。轴径为d=25mm 联轴器处键连接的挤压应力MPabldhTP68.20)840(72551.404)(4 由于键，轴的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得MPaP150120，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由参考文献2P138 表 12.2 查 7206C 轴承得轴承基本额定动负荷rC=17.8KN，基本额定静负荷0C=12.8KN

41、轴承 1 的内部轴向力为：NRS01.16753.4174.04.011 轴承 2 的内部轴向力为：NRS86.43215.10824.04.022 由于21111.3381.17101.167SNFSa 整理为 word 格式 故轴承 1 的轴向力NFSFa76.2611.17186.432121，轴承 2 的轴向力NSF86.43222 由034.01280086.432,02.01280011.3380201CFCF 由参考文献1P220表11.12可查得：40.0,38.021ee 又2221114.015.108286.432,63.053.41776.261eRFeRFVV 取0,

42、1;47.1,44.02211YXYX 故NFYRXPNRP5.56876.26147.153.41744.0,15.10821111122 取2PP 根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数0.1Tf，载荷系数0.1Pf，寿命系数3。由 P218 公式 11.1c 得轴承 2 的寿命 hPfCfnLPTh7726315.10820.1178000.1720601060103616 已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028 hhLL，故轴承寿命满足要求。（三）、输出轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系

43、可得，齿轮 4 所受的力与齿轮 3 所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力NFa03.3014，径向力NFr91.12544，圆周力NFt72.33524 整理为 word 格式 2.平移轴向力所产生的弯矩为：mmNdFMaH26.3296926.19903.3012444 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承 1NFRtv9.21091167372.33521167341 轴承 2NFFRVtv82.12429.210972.3352142 水平方向，轴承 1 NMFRHrH65.107311626.329697391.125411673441，轴承 2NRFRHrH26.18165.107

44、391.1254442，轴承 1 的总支撑反力：NRRRVH36.236765.10739.21092221211 轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH97.125526.18182.12422222222 4.计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向mmNRMVV7.90725439.21094311 水平方向mmNRMHH95.461664365.10734311 整理为 word 格式 其合成弯矩为mmNMMMHV56.10179695.461667.907252221211 a-a 剖面右侧，竖直方向mmNMMVV7.9072512 水平方向mmNRMHH98.132317326.

45、1817322 其合成弯矩为mmNMMMHV54.9168598.132317.907252222222 危险截面在 a-a 剖面左侧。5.计算截面应力 初定齿轮 4 的轴径为4d=44mm，连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择hb=128，t=5mm,2l=28mm。由参考文献1P205 附表 10.1 知：抗弯剖面模量 35.7481442)544(512441.02)()(1.0/23424343dtdbtdmmW 抗扭剖面模量 75.15999442)544(512442.02)()(2.0/23424343dtdbtdmmWT 弯曲应力MPaWMb61.1335.7481

46、56.1017961 0,61.13cbaMPa 扭剪应力MPaWTTT81.2175.1599937.3580023 MPaTma9.10281.212 6计算安全系数 对调质处理的 45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知:抗拉强度极限B=650MPa 弯曲疲劳极限1=300MPa 扭转疲劳极限1=155MPa 整理为 word 格式 由表 10.1 注查得材料等效系数：1.0,2.0 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92.0 绝对尺寸系数由附图 10.1 查得：78.0,82.0 键槽应力集中系数由附表 10.4 查得：2.3,6.3KK（插值

47、法）由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数 49.602.09.1082.092.02.33001maKS 12.39.101.09.1078.092.02.31551maKS 8.212.349.612.349.62222SSSSS 查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8，显然 SS，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择hb=108，t=5mm,l=70mm。轴径为d=35mm 联轴器处键连接的挤压应力MPabldhTP08.83)1070(83537.3580024)(43 齿轮选用双键

48、连接，180 度对称分布。齿轮处键连接的挤压应力MPabldhTP92.123)1228(844237.3580024)(243 由于键，轴的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得MPaP150120，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由参考文献2P138 表 12.2 查 7208C 轴承得轴承基本额定动负荷rC=26.8KN，基本额定静负荷0C=20.5KN 整理为 word 格式 轴承 1 的内部轴向力为：NRS94.94636.23674.04.011 轴承 2 的内部轴向力为：NRS36.50297.12554.04.022 由于14239.80303.30136.502SNF

49、Sa 轴承 1 的轴向力NSF94.94611 故轴承 2 的轴向力NFSFa91.64503.30194.946412 由0314.02050091.645,046.02050094.9460201CFCF 由参考文献1P220 表 11.12 可查得：40.0,43.021ee 又222111512.097.125591.645,4.036.236794.946eRFeRFVV 取4.1,44.0;0,12211YXYX 故NFYRXPNRP9.145691.6454.197.125544.0,86.23672222211 取1PP 根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11

50、.9，11.10 得温度系数0.1Tf，载荷系数0.1Pf，寿命系数3。由 P218 公式 11.1c 得轴承 2 的寿命 hPfCfnLPTh53636103.386.23670.1268000.168.6560106010 已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028 hhLL，故轴承寿命满足要求 整理为 word 格式 七、滚动轴承的校核计算(一)高速轴的滚动轴承校核计算：选用的轴承型号为代号为 33007,由资料1表 9-16 查出C=63200N 0C=46800N 由工作条件知轴承的预期寿命为hL=283005=34000h，由轴的设计可知作用在齿轮上