二级三轴减速箱设计计算(共22页).docx

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1、二级三轴减速箱设计(shjji)计算一、减速(jidn sO)传动装置总体设计计算*输入(shdrtj)数据 *计算结果 *(一)电动机选择(xudnz)1 .初选电动机Y系列三相异步电动机 同步转速 n = 1500.00 r/min 运输带主动鼓轮直径 D 鼓=400.00 mm 鼓轮圆周速度 v 鼓= 0.65 m/s 鼓轮转矩鼓=500000.00 N mm2 .初步确定总传动比鼓轮转速n鼓=31.0352 r/min 初计总传动比i初总=48.3322 根据i初总确定传动方案(1) V带传动(2)二级减速箱(3)链传动3 .所需电动机功率P电 各级传动效率n 带=0.95n 齿=0.

2、94n 链= 0.96n 承=0.94n 联=0.99减速传动总效率。总=0.5796鼓轮轴输入端功率P鼓=1.6249 KW需电动机功率P电=2.8032 KW4 .选电动机型号及尺寸电动机型号为：Y100L2-4额定功率P= 3.00 kw满载转速 n= 1430.00 r/min伸出端直径D= 28.00 mm伸出端长度E= 60.00 mm(二)确定实际传动比1 .实际总传动比i 实总=46.07672 .据i实总确定各传动装置传动比i 链=2.50点 M5 = 0.000 N*mm4.各点扭矩a T应力（yingli）修正系数a = 0.5862扭矩 aT= 19215.174N*m

3、m点 aT1 = 19215.174 N*mm点 aT2= 19215.174 N*mm点左端面(duGnmiAn) q T41= 19215.174 N*mm点右端面(dudnmi&n) a T42= 0.000 N*mm点 a T5= 0.000 N*mm5.各点当量（dangli&ng）弯矩Me点 Me1 = 19215.174 N*mm点 Me2 = 70384.957 N*mm点左端面 Me41= 75765.966 N*mm点右端面 Me42= 75933.847 N*mm点 Me5 = 0.000 N*mm6.求各点直径d点 d1 = 15.5605 mm点 d2 = 23.98

4、67 mm点左端面d41 = 24.5830 mm点右端面d42 = 24.6011 mm点 d5 = 0.0000 mm7.轴的结构化（草图） 各轴段结构化尺寸点（装大带轮）d1 = 28.00 mm点（装左轴承）d2 = 35.00 mm点（装右轴承）d5 = 35.00 mm（四）普通平键选择轴径 d = 28.00 mm键长计算值L0 = 45.0000 mm转矩 T = 32778.826 N*mm键吃型式：A键高 h = 7.00 mm键宽 b = 8.00 mm键长 L = 56.00 mm轴槽深度t = 4.00 mm许用挤压应力op= 100.0000 MPa计算挤压（jl

5、y可应力op= 13.9366 MPa 键强度（qiangdO）满足要求五、中间轴设计（sh期）计算*输入（shwU）数据* * * * * * *计算结果* * * *（一）选择轴的材料钢的牌号为：45强度极限。B = 560.0000 MPa脉动循环许用弯曲应力o 0 b= 87.0000 MPa对称循环许用弯曲应力o -1 b = 51.0000 MPa（二）轴上的载荷扭矩 T= 102400.980 N*mm齿轮2分度圆直径d2= 149.5579 mm齿轮3分度圆直径d3= 64.0625 mm齿轮2螺旋角B = 8.2771 齿轮3螺旋角B = 12.6804 齿轮2圆周力Ft2=

6、 1369.382 N齿轮2径向力Fr2= 503.661 N齿轮2轴向力Fa2= 199.213 N齿轮3圆周力Ft3= 3196.909 N齿轮3径向力Fr3= 1192.669 N齿轮3轴向力Fa3= 719.304 N中间轴轴向力FA= 520.091 N指向右为正，指向左为负（三）按许用弯曲应力计算1 .水平面H内（1）轴的受力简图Rh1 Fr3- Fa2 Rh2I tI Fr2 IFa3一I L1 | L2 | L3 |70.00 mm 69.00 mm 56.50 mm点水平面支反力Rh1 = 426.015 N点水平面支反力Rh2 = 262.993 N(2)各点水平面弯矩Mh

7、点 Mh2 = 0.000 N*mm点左端面(dudnm论n) Mh31 = -29821.060 N*mm点右端面(duanmian) Mh32 = -52861.280 N*mm点左端面(dudnmi&n) Mh41= 37.840 N*mm点右端面(dudnmian) Mh42= -14859.104 N*mm点 Mh5 = 0.000 N*mm2 .垂直面V内(1)轴的受力简图Rv1 Ft3Ft2 Rv2I L1 | L2 | L3 |70.00 mm 69.00 mm 56.50 mm点垂直面支反力Rv1= 2447.991 N点垂直面支反力Rv2= 2118.301 N点合成支反力

8、R1 = 2484.783 N点合成支反力R2 = 2134.564 N(2)各点垂直面弯矩Mv点 Mv2 = 0.000 N*mm点 Mv3= -171359.335 N*mm点 Mv4 = -119683.984 N*mm点 Mv5 = 0.000 N*mm3 .各点合成弯矩M点 M2 = 0.000 N*mm点左端面 M31 = 173934.808 N*mm点右端面 M32 = 179327.457 N*mm点左端面 M41=119683.990 N*mm点右端面 M42= 120602.857 N*mm点 M5 = 0.000 N*mm4 .各点扭矩a T应力修正系数a = 0.58

9、62扭矩 a T = 60028.161 N*mm点 aT2= 0.000 N*mm点左端面a T31 = 0.000 N*mm点右端面 a T32 = 60028.161 N*mm点左端面 a T41= 60028.161 N*mm点右端面Q T42= 0.000 N*mm点 a T5 = 0.000 N*mm5 .各点当量弯矩Me点 Me2 = 0.000 N*mm点左端面(dudnmi&n) Me31 = 173934.808 N*mm点右端面(dudnmi&n) Me32 = 189107.686 N*mm点左端面(dudnmi&n) Me41= 133894.128 N*mm点右端面

10、(duanmi&n) Me42= 120602.857 N*mm点 Me5= 0.000 N*mm6.各点直径d点d2 =点左端面点右端面 点左端面 点右端面点d5 =0.0000 mmd31 = 32.4294 mm d32= 33.3462 mmd41= 29.7210 mmd42= 28.7031 mm0.0000 mm 7.轴的结构化（草图）各轴段结构化尺寸点（装左轴承）d2 = 35.00 mm点（装齿轮3） d3 = 40.00 mm点（装齿轮2） d4 = 40.00 mm点（装右轴承）d5 = 35.00 mm（四）普通平键选择1 .齿轮3处的键轴径 d = 40.00 mm键

11、长计算值L0 = 65.0000 mm转矩 T= 102400.980 N*mm键的型式：A键高 h = 8.00 mm键宽 b= 10.00 mm键长 L = 63.00 mm轴槽深度t = 5.00 mm许用挤压应力op= 100.0000 MPa 计算挤压应力op = 24.1512 MPa 键强度满足要求2 .齿轮2处的键轴径 d = 40.00 mm键长计算值L0 = 38.0000 mm擀T= 102400.980 N*mm键的型式：A键高 h = 8.00 mm键宽 b= 10.00 mm键长 L = 63.00 mm轴槽深度(shendCi) t = 5.00 mm许用挤压(j

12、i yd)应力ap= 100.0000MPa 计算挤压(jl y可应力。p = 24.1512 MPa 键强度(qi&ngdCi)满足要求六、低速轴设计计算* * * *输入数据* * * *计算结果* * * *(一)选择轴的材料钢的牌号为：45强度极限。B = 560.0000 MPa脉动循环许用弯曲应力o 0 b= 87.0000MPa对称循环许用弯曲应力。-1 b = 51.0000 MPa(二)轴上的载荷扭矩 T = 255920.345 N*mm齿轮4分度圆直径d4= 181.9375 mm齿轮4螺旋角B = 12.6804 0齿轮4圆周力Ft4= 2813.278 N齿轮4径向力

13、Fr4= 1049.548 N齿轮4轴向力Fa4 = 632.987 N低速轴轴向力FA= -632.987 N指向右为正，指向左为负(三)按许用弯曲应力计算1.水平面H内(1)轴的受力简图Rh1一 Fa4 IR4Rh2I L1 | L2 | L3 |70.00 mm 125.50 mm点水平面支反力Rh1 = 968.288 N 点水平面支反力Rh2 = 81.260 N (2)各点水平面弯矩Mh点 Mh2 = 0.000 N*mm点左端面(dudnm谊n) Mh31 = 67780.178 N*mm点右端面(dudnmi&n) Mh32 = 10198.100 N*mm点 Mh5 = 0.

14、000 N*mm点 Mh6 = 0.000 N*mm2.垂直面V内(1)轴的受力简图Rv1Ft4t1Rv2 t 1 L1 | L2| L3 |_I-fiII70.00 mmI -I125.50 mm点垂直面支反力Rv1= 1805.966 N点垂直面支反力Rv2= 1007.312 N点合成(h6chsng)支反力R1 = 2049.169 N点合成(McMng)支反力R2= 1010.584 N(2)各点垂直面弯矩Mv点 Mv2 = 0.000 N*mm点 Mv3 = 126417.614 N*mm点 Mv5 = 0.000 N*mm点 Mv6 = 0.000 N*mm3.各点合成弯矩M点

15、M2 = 0.000 N*mm点左端面 M31 = 143441.855 N*mm点右端面 M32 = 126828.287 N*mm点 M5 = 0.000 N*mm点 M6= 0.000 N*mm4.各点扭矩a T应力修正系数a =0.5862扭矩 aT= 150022.271 N*mm点 aT2= 0.000 N*mm点左端面a T31 = 0.000 N*mm点右端面 a T32 = 150022.271 N*mm点 aT5= 150022.271 N*mm点 aT6= 150022.271 N*mm5.各点当量弯矩Me点 Me2 = 0.000 N*mm点左端面 Me31 =1434

16、41.855 N*mm点右端面 Me32 = 196448.712 N*mm点 Me5 = 150022.271 N*mm点 Me6 = 150022.271 N*mm6各点直径(zh巾ng)d点 d2 = 0.0000 mm点左端面(dudnmi台n) d31 = 30.4113 mm点右端面(dudnmi&n) d32 = 33.7722 mm点 d5 = 30.8694 mm点 d6= 30.8694 mm7.轴的结构化(草图(cdotU) 各轴段结构化尺寸 点（装左轴承）d2 = 45.00 mm 点（装齿轮4） d3 = 50.00 mm 点（装右轴承）d5 = 45.00 mm 点

17、（装联轴器）d6 = 38.00 mm轴环直径d7 = 55.00 mm轴环处圆角半径r = 2.00 mm（四）联轴器选择工作情况系数KA = 1.2500计算转矩 Tc = 319900.431 N*mm 弹性柱销联轴器型号：HL3公称转矩 Tn = 630000.000 N*mm许用转速n = 5000.00 r/min轴孔直径d = 38.00 mm轴孔长度L = 82.00 mm低速轴L3跨度值=104.50 mm（五）普通平键选择1 .装联轴器处的键轴径 d = 38.00 mm键长计算值L0 = 77.0000 mm转矩 T = 255920.345 N*mm键的型式：A键高 h

18、 = 10.00 mm键宽 b= 16.00 mm键长 L = 63.00 mm轴槽深度t = 6.00 mm许用挤压应力op= 100.0000MPa计算挤压应力op = 57.3170 MPa 键强度满足要求2 .装齿轮（chilUn） 4处的键轴径 d = 50.00 mm键长计算。suan） L0 = 60.0000 mm转矩 T = 255920.345 N*mm键的型式（xhng shi）: A键高 h = 9.00 mm键宽 b= 14.00 mm键长 L = 63.00 mm轴槽深度（shGndU） t= 5.50 mm许用挤压应力op= 100.0000 MPa 计算挤压应力

19、。p = 46.4255 MPa 键强度满足要求（六）危（wei）险剖面疲劳强度安全系数校核：1.确定危（wci）险剖面危（wei）险剖面点号：3 .计算 o a, o m, xa, t mo-1 =250.0000 MPat-1 =150.0000 MPa中。=0.0000e t = 0.0000弯曲应力幅（对称循环）o a= 13.3471 MPa平均弯曲应力（对称循环）0 m = 0.0000 MPa扭剪应力幅（脉动循环）t a= 5.5589 MPa平均扭剪应力（脉动循环）t m = 5.5589 MPa4 .各系数k。,k t, B , 。， 1的确定有效应力集中系数k。=1.888

20、0k t =1.3900表面状态系数3 = 0.9300尺寸系数 o =0.8100 t =0.7600ko/（B* o ） = 2.5063k t/（P * e t ） = 1.9666配合处公差代号：k6配合处综合系数（k o ）D = 2.4240（k t）D = 1.85444校核按 maxk o /(f3 * e o),(k。)D计算按 maxk t/(3 * e o ),(k t)D计算(对称循环)弯矩作用下安全系数S。= 7.4734(脉动(mWddng)循环)扭矩作用下安全系数S t= 13.7209综合(zongh安全系数S = 6.5630许用安全系数(dnquGn xis

21、hu) S = 1.5-1.8SS,轴安全系数(dnquGn xishCi)满足要求 七、滚动轴承选择计算高速轴滚动轴承*输入数据*一*计算结果*(一)主要性能参数选可角接触球轴承，型号：36207轴承内径d= 35.00 mm基本额定动载荷Cr = 25400.00 N额定静载荷C0r= 19600.00 N极限转速 nlim = 8000.00 r/min(二)寿命计算1 .轴承内部轴向力S轴向载荷FA= 224.709 N FA指向右左端支反力Fr1 = 1069.292 N右端支反力Fr2= 1343.962 NFr1Fr2I O S1 FA S2 O |I OO |S1 = 267.

22、323 NS2= 335.990 N2 .轴承轴向力FaFa1 = 267.323 NFa2 = 492.031 N3 .轴承当量动载荷Pr滚动体列数i = 1轴承1Fa1/Fr1 = 0.2500e 值=0.3800径向系数X1 = 1.0000轴向系数Y1 = 0.0000轴承2Fa2/Fr2 = 0.3661e 值=0.3900径向（jlng xi台ng）系数 X2 = 1.0000轴向系数（xishU） Y2 = 0.0000载荷（z台ih）系数fp = 1.1000轴承1当量（dang伯ng）动载荷Pr1 = 1176.221 N轴承 2 Pr2= 1478.358 N选择maxPr

23、1,Pr2作Pr计算 当量动载荷Pr= 1478.358 N4 .验算预期寿命为：10000.00 h轴承转速 n= 775.8810 r/min基本额定寿命Lh10 = 108968.9354 h寿命足够（三）静载荷验算静径向系数X0 = 0.5000静轴向系数Y0 = 0.4600当量静载荷P0r1 = 1069.292 NP0r2= 1343.962 Nc0r/p0r1 = 18.3299c0r/p0r2 = 14.5837 安全系数SO = 1.0000 静载荷验算安全（四）极限转速验算载荷系数f11 = 1.0000载荷系数f12= 1.0000载荷分布系数f21 = 1.0000载

24、荷分布系数f22 = 1.0000左端轴承极限工作转速nliml = 8000.0000 r/min 右端轴承极限工作转速nlim2 = 8000.0000 r/min 两轴承工作转速n = 775.8810 r/min工作转速满足要求中间轴滚动轴承* * * *输入数据* * * *一*计算结果* * * *（一）主要性能参数选用角接触球轴承，型号:36207轴承内径d= 35.00 mm基本额定动载荷Cr = 25400.00 N额定静载荷COr= 19600.00 N极限转速 nlim = 8000.00 r/min（二）寿命计算1 .轴承内部轴向力S轴向载荷FA= 520.091 N

25、FA指向左i 减=10.00i 带=1.84313.二级减速（jidn sCj）箱传动比分配i 低=2.8284i 高=3.5355（三）各轴功率P、转矩T及转速（zhu&n su）n 1.减速器高速麻。sCi）轴输入(shCi)功率 P= 2.6631 kw 输入转速 n= 775.8810 r/min 输入转矩 T= 32778.826 N*mm2.减速器中间轴输入功率P= 2.3531 kw输入转速 n= 219.4523 r/min输入转矩 T= 102400.980 N*mm3.减速器低速轴输入功率P= 2.0792 kw输入转速 n= 77.5881 r/min输入转矩 T= 25

26、5920.345 N*mm4.小链轮轴输入功率P= 1.9349 kw输入转速 n= 77.5881 r/min输入转矩 T= 238159.473 N*mm5.大链轮轴输入功率P= 1.7461 kw 输入转速 n= 31.0352 r/min输入转矩 T= 537287.771 N*mm6.运输带鼓轮轴输入功率P= 1.6249 kw输入转速 n= 31.0352 r/min输入转矩 T= 500000.000 N*mm二、普通V带传动设计计算* * * *输入数据* * * * * * *计算结果* * * *（一）确定V带型号和带轮直径电动机转速n1 = 1430.00 r/min工作

27、机转速 n2= 775.8810 r/min滑动率 e = 0.0200工作情况系数KA = 1.2000计算传递功率Pc = 3.3639 kw所选V带型号为A型小带轮基准直径dd1 = 100.00 mm带速 v = 7.4875 m/s大带轮基准直径dd2 = 315.00 mm左端支反力Fr1 = 2484.783 N右端支反力Fr2= 2134.564 NFr1Fr2I O S1 FA S2 O |I OO |1 iS1 = 621.196 NS2 = 533.641 N2 .轴承(zh6uch6ng)轴向力FaFa1 = 621.196 NFa2= 1141.287 N3 .轴承当

28、量(dang昭ng)动载荷Pr滚动(gunddng)体列薮i = 1轴承(zh6uchCng)1Fa1/Fr1 = 0.2500e 值=0.4200径向系数X1 = 1.0000轴向系数Y1 = 0.0000轴承2Fa2/Fr2 = 0.5347e 值=0.4300径向系数X2 = 0.4400轴向系数Y2 = 1.3000载荷系数fp = 1.1000轴承1当量动载荷Pr1 = 2733.261 N轴承 2 Pr2= 2665.169 N选择maxPid,Pr2作Pr计算当量动载荷Pr = 2733.261 N4 .验算预期寿命为：10000.00 h轴承转速 n = 219.4523 r/

29、min基本额定寿命Lh10 = 60961.1564 h寿命足够(三)静载荷验算静径向系数X0 = 0.5000静轴向系数Y0 = 0.4600当量静载荷P0r1 = 2484.783 NP0r2= 2134.564 NcOr/pOr1 = 7.8880c0r/p0r2 = 9.1822安全系数SO = 1.0000静载荷验算安全（四）极限转速（zhuGn SCO验算载荷（省 哨系数（11 = 0.9620载荷亿而伯）系数f12 = 0.9650载荷分布俾nbCi）系数=1.0000载荷分布系数f22 = 1.0000左端轴承极限工作转速nliml = 7696.0000 r/min 右端轴承

30、极限工作转速nlim2 = 7720.0000 r/min 两轴承工作转速n = 219.4523 r/min工作转速满足要求低速轴滚动轴承一*输入数据*一*计算结果*（一）主要性能参数选用角接触球轴承，型号：36209轴承内径d= 45.00 mm基本额定动载荷Cr = 32300.00 N额定静载荷COr = 25600.00 N极限转速 nlim = 6700.00 r/min（二）寿命计算1 .轴承内部轴向力S轴向载荷FA= -632.987 N FA指向右左端支反力Fr1 = 2049.169 N右端支反力Fr2= 1010.584 NFr1Fr2I O S1 FA S2 O |I

31、OO |S1 = 512.292 NS2= 252.646 N2 .轴承轴向力FaFa1 = 885.633 NFa2= 252.646 N3 .轴承当量动载荷Pr滚动体列数i = 1轴承1Fa1/Fr1 = 0.4322e 值=0.4150径向系数X1 = 0.4400轴向系数Y1 = 1.3600轴承2Fa2/Fr2 = 0.2500e 值=0.3800径向(jlng xi&ng)系数 X2 = 1.0000轴向系数(xish。) Y2 = 0.0000载荷(z3系数fp= 1.1000轴承(zh6uch6ng) 1 当量动载荷 Pr1 = 2316.706 N轴承 2 Pr2= 1111

32、.642N选择maxPr1,Pr2作Pr计算当量动载荷Pr= 2316.706 N4 .验算预期寿命为：10000.00 h轴承转速 n = 77.5881 r/min基本额定寿命Lh10 = 582284.8654 h寿命足够（三）静载荷验算静径向系数X0 = 0.5000静轴向系数Y0 = 0.4600当量静载荷P0r1 = 2049.169 NP0r2= 1010.584 Nc0r/p0r1 = 12.4929 c0r/p0r2 = 25.3319 安全系数SO = 1.0000 静载荷验算安全（四）极限转速验算载荷系数f11 = 1.0000载荷系数f12= 1.0000载荷分布系数f

33、21 =1.0000载荷分布系数f22 = 1.0000左端轴承极限工作转速nliml = 6700.0000 r/min右端轴承极限工作转速nlim2 = 6700.0000 r/min两轴承工作转速n = 77.5881 r/min工作转速满足要求内容摘要实际（sh巾）从动轮转速n2 n2 = 444.8889 r/min实际（shiji）传动比i = 3.2143（二）V带基准长度（changdO） Ld和中心距a 初取中心（zhcngxin）距 aO = 550.0000 mm/n 带计算长度LdO = 1772.8918 mm基准长度Ld= 1800 mm中心距 a = 563.55

34、41 mm（三）小轮包角a 1包角 a 1 =158.1396 120（四）V带根数Z包角系数K a = 0.940000长度系数KL= 1.010000弯曲影响系数Kb = 0.001030传动比系数Ki = 1.120000单根V带传递功率P0= 1.3101 kw传递功率增量ZiPu 0.1578 kw带根数计算值Z = 2.41 带的根数Z=3（五）轴上载荷QV带每米长度质量q= 0.10 kg/m张紧力 F0 = 129.873 N轴上载荷Q = 765.099 N大带轮宽度B = 50.00 mm大带轮草图B = 50.00 mmdd2=315.00 mm | _I,11三、圆柱齿

35、轮传动(chuGnddng)设计计算高速级齿轮(chilUn)传动(主动轮为Z1,从动轮为Z2)* * * *输入(shnrO)数据* * * *计算结果* * * *(一)齿面接触(jiechO)疲劳强度设计计算1 .主动轮齿数Z = 21从动轮齿数Z = 74齿数比U = 3.52382 .载荷系数K使用系数KA = 1.2500动载系数Kv= 1.0349齿宽系数4d = 1.0000齿间载荷分配系数K a = 1.2422齿向载分布系数KB= 1.0891载荷系数K= 1.7502功率 P = 2.6631 kw主动轮转数n = 775.8810 r/min3 .主动轮转矩TT =32

36、778.826 N*mm4 .弹性系数ZEZE = 189.8000 (MPa)A0.55 .节点区域系数ZHZH = 2.46946 .重合度系数Z Z = 0.77777 .螺旋角系数ZBZP= 0.99088 .许用接触应力。坦接触疲劳极限0 Hlim主动轮。hlim = 618.5000 MPa从动轮。hlim = 582.5000 MPa接触安全系数SH= 1.0000总工作时间th = 48000.00 h应力(yingli)循环次数N主动轮 N =2234537288.44从动轮(ddngUn) N =634125446.72接触(jiochti)寿命系数ZN主动轮ZN = 1.

37、0000从动轮(ddngICin) ZN = 1.0000许用接触应力。H主动轮oH= 618.5000 MPa从动轮。H = 582.5000 MPa9 .主动轮分度圆直径d主动轮 d = 38.3965 mm10 .验算圆周速度v = 1.5599 m/s11 .修正主动轮分度圆直径修正后Kv = 1.0355修正后分度圆直径d= 38.4036 mm修正后K= 1.751112 .确定传动尺寸中心距计算值a0 = 96.7781 mm标准模数Mn = 2.00 mm实际中心距a = 96.0000 mm螺旋角B = 8.2771 真实主，从动轮分度圆直径d主动轮 d = 42.4421

38、mm从动轮 d = 149.5579 mm齿宽b主动轮b = 48.00 mm从动轮b = 43.00 mm从动轮齿顶圆直径dada = 153.5579 mm(二)齿根弯曲疲劳强度验算1 .齿形系数YFa主动轮当量齿数Zv = 21.6702从动轮当量齿数Zv = 76.3615主动轮 YFa = 2.7585从动轮 YFa = 2.22592 .应力修正系数YSa主动轮 YSa = 1.5643从动轮 YSa = 1.76073 .重合度系数Y Y = 0.70364 .螺旋角系数YBYB =0.91045 .许用弯曲应力。尸弯曲(wdnqu)疲劳极限o Flim主动轮 oFlim= 41

39、9.5000 MPa从动轮(ddngldn)。Flim = 407.5000 MPa弯曲(wdnqd)安全系数SF SF = 1.0000尺寸(chi cun)系数 Yx Yx = 1.0000弯曲寿命系数YN主动轮YN = 1.0000从动轮YN = 1.0000许用弯曲应力。尸主动轮oF= 419.5000 MPa从动轮oF= 407.5000 MPa6 .验算计算弯曲应力主动轮 o F= 86.9368 MPa 从动轮。F = 78.9571 MPa 主，从动轮弯曲疲劳强度足够低速级齿轮传动（主动轮为Z3,从动轮为Z4）* * * *输入数据* * *一*计算结果*（一）齿面接触疲劳强度

40、设计计算1 .主动轮齿数Z = 25从动轮齿数Z = 71齿数比U = 2.84002 .载荷系数K使用系数KA = 1.2500动载系数Kv= 1.0320齿宽系数d = 1.0000齿间载荷分配系数K a = 1.2538齿向载分布系数KB= 1.0891载荷系数K= 1.7615功率 P = 2.3531 kw主动轮转数n = 219.4523 r/min3 .主动轮转矩TT= 102400.980 N*mm4 .弹性系数ZEZE = 189.8000 （MPa）A0.55 .节点区域系数ZHZH = 2.45416 .重合度系数Z eZ = 0.77547 .螺旋角系数ZBZ B =

41、0.98718 .许用接触应力。/ 接触疲劳极限。Hlim 主动轮。hlim = 609.5000 MPa从动轮(ddnglOn)。hlim = 573.5000 MPa接触!(jiochCi)安全系数 SH = 1.0000总工作(gcngzu6时间 th = 48000.00 h 应力循环(xUnhuGn)次数N主动轮 N =632022587.79从动轮 N=222543164.71接触寿命系数ZN主动轮ZN = 1.0000从动轮ZN = 1.0000许用接触应力。H主动轮。H = 609.5000 MPa从动轮aH= 573.5000 MPa9 .主动轮分度圆直径d主动轮 d = 5

42、7.3358 mm10 .验算圆周速度v = 0.6588 m/s11 .修正主动轮分度圆直径修正后Kv = 1.0281修正后分度圆直径d= 57.2639 mm修正后K= 1.754912 .确定传动尺寸中心距计算值a0 = 123.1565 mm标准模数Mn = 2.50 mm实际中心距a = 123.0000 mm螺旋角 P = 12.6804 3真实主，从动轮分度圆直径d主动轮 d = 64.0625 mm从动轮 d = 181.9375 mm齿宽b主动轮b = 70.00 mm从动轮b = 65.00 mm从动轮齿顶圆直径dada = 186.9375 mm(二)齿根弯曲疲劳强度验

43、算1 .齿形系数YFa主动轮当量齿数Zv = 26.9223从动轮当量齿数Zv = 76.4592主动轮 YFa = 2.6193从动轮 YFa = 2.22572 .应力修正系数YSa主动轮 YSa = 1.5972从动轮 YSa = 1.76093 .重合度系数Y Y = 0.70094 .螺旋(ludxuGn)角系数Y BYB = 0.80595 .许用弯曲应力。尸弯曲(wanqu)疲为极限。Flim主动轮 oFlim= 416.5000 MPa从动轮(d6ngicin)。Flim = 404.5000 MPa弯曲(wdnqu)安全系数SF SF = 1.0000尺寸系数Yx Yx = 1.0000弯曲寿命系数YN主动轮YN = 1.0000从动轮YN = 1.0000许用弯曲应力。尸主动轮oF= 416.5000 MPa从动轮aF= 404.5000 MPa6 .验算计算弯曲应力主动轮 oF= 81.5864 MPa从动轮 oF= 76.4323 MPa 主，从动轮弯曲疲劳强度足够四、高速轴设计计算* * * *输入数据*一*计算结果* * * *(一)选择轴的材料钢的牌号为：45强度极限。B = 560.0000 MPa脉动循环许用弯曲应力o 0 b