1、目錄第一章 設計任務書3.1.1 設計題目.3.1.2設計步驟.3.第二章 傳動裝置總體設計方案.4.2.1 傳動方案.4.2.2 該方案的優缺點4.第三章 電動機的選擇4.3.1 選擇電動機類型4.3.2 確定傳動裝置的效率.4.3.3 選擇電動機的容量.5.3.4 確定電動機參數5.3.5 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6.第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數7.4.1 電動機輸出參數4.2高速軸I的參數7.4.3低速軸n的參數7.第五章 普通 V 帶設計計算8.第六章 減速器圓錐齒輪傳動設計計算1.26.1 選精度等級、材料及齒數1.26.2按齒面接觸疲勞強度設計1.36. 3確

2、定傳動尺寸1.5.6.4 校核齒根彎曲疲勞強度1.56.5計算錐齒輪傳動其它幾何參數1.7第七章 軸的設計1.8.7.1 高速軸設計計算1.8.7.2低速軸設計計算2.5.第八章 滾動軸承壽命校核.3.28.1 高速軸上的軸承校核.3.28.2 低速軸上的軸承校核.3.4第九章 鍵聯接設計計算3.5.9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核.3.59.2 高速軸與小錐齒輪鍵連接校核3.59.3低速軸與大錐齒輪鍵連接校核3.69.4低速軸與聯軸器鍵連接校核.3.6第十章 聯軸器的選擇3.6.10.1 低速軸上聯軸器3.6.第十一章 減速器的密封與潤滑.3.711.1 減速器的密封3.7.11.2 齒輪的潤

3、滑3.7.11.3 軸承的潤滑3.7.第十二章 減速器附件設計.3.812.1 油面指示器3.8.12.2 通氣器.3.8.12.3 放油孔及放油螺塞.3.812.4 窺視孔和視孔蓋3.9.12.5 定位銷.3.9.12.6 啟蓋螺釘.3.9.12.7 螺栓及螺釘4.0.第十三章 減速器箱體主要結構尺寸.4.0第十四章 設計小結4.1.第十五章 參考文獻4.2.章 設計任務書1.1 設計題目一級圓錐減速器，工作機所需功率Pw=3.2kW,轉速nw=110r/min，每天工作小時數： 16 小時，工作年限（壽命） ：10 年，每年工作天數： 300 天，配備有 三相交流電源，電壓 380/220

4、V。1.2 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 普通 V 帶設計計算6. 減速器內部傳動設計計算7. 傳動軸的設計8. 滾動軸承校核9. 鍵聯接設計10.聯軸器設計11.潤滑密封設計12.箱體結構設計章 傳動裝置總體設計方案2.1 傳動方案傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為一級圓錐齒輪減速 器。2.2 該方案的優缺點由于 V 帶有緩沖吸振能力，采用 V 帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該 工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V 帶這種簡單的結構，并且價格 便宜，標準化程度高，大

5、幅降低了成本。一級圓錐齒輪減速機承載能力強，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直 角布置的機械傳動中。原動機部分為 Y 系列三相交流異步電動機第三章 電動機的選擇3.1 選擇電動機類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V， Y 型3.2 確定傳動裝置的效率查表得：聯軸器的效率：n 1=0.99一對滾動軸承的效率：n2=0.98閉式圓錐齒輪的傳動效率：n 3=0.97普通V帶的傳動效率：n4=0.96工作機效率：n w=0.97故傳動裝置的總效率?= ? ? = 0.8423.3選擇電動機的容量工作機所需功率為?= 3.2?3.4確定電動機參數電動機所需最小名義功率：?=

6、3 2歸=3.800?電動機所需額定功率：?=1.25X 3.800 = 4.75?工作轉速:?= ?= 110?經查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2-4 一級圓錐齒輪減 速器傳動比范圍為：2-8因此理論傳動比范圍為：4-32。可選擇的電動機轉速范 圍為nd=iaX nw=(4-32)x 110=440-3520r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：丫132M2-6的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW,滿載轉速為nm=960r/min，同步轉速為nt=1000r/min。方案電動機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min )滿載轉速(r/min

7、 )1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900電機主要外形尺寸:I:IL1中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLX HDAXBKDXEFXG132515X 315216X 1781238 X 8010X 333.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw,可以計算出傳動裝置總傳動比為:?960?=帀=8.727取普通V帶的傳動比：iv=2.5減速器傳動比為?=莎 3.49第四章 計算傳動裝置運動學和動

8、力學參數4.1電動機輸出參數功率：?= ?= 4.75?轉速：? = ? = 960?4 75扭矩：?= 9.55 X106 X-0= 9.55 X106 X- = 47252.6?960功率：？= ? X?= 4.75 X0.96 = 4.56?960=384?2.564.56X = 9.55 X 106 X= 113406.25?384轉速：？嗨扭矩：？= 9.55 X106?1?4.3低速軸n的參數功率：？= ? X ? X?= 4.56 X0.98 X0.97 = 4.33?轉速：？=?=更4 = 110.03?3.49?4 33扭矩：？= 9.55 X106 X 一= 9.55 X1

9、06 X.=375820.23?2?110.03運動和動力參數計算結果整理于下表：軸名功率P(kW)轉矩 T(N?mm)轉速(r/mi n)輸入輸出輸入輸出電動機4.7547252.6960軸I軸4.564.47113406.111138.38425125n軸4.334.24375820.368303.110.03238254工作機3.993.91346310.339366.110.03軸154傳動比i效率n2.50.963.490.9510.96第五章普通V帶設計計算1.已知條件和設計內容設計普通V帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=4.75kW;小帶輪轉速n1=960r/min

10、;大帶輪轉速n2和帶傳動傳動比i=2.5;設計的內容是：帶的型號、長度、根數，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。2.設計計算步驟(1)確定計算功率Pea由表查得工作情況系數KA=1.1,故?尸? x?= 1.1 X 4.75 = 5.225?根據Pea n1由圖選用A型。(2)選擇V帶的帶型3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V1)初選小帶輪的基準直徑dd1。取小帶輪的基準直徑dd1=106mm。2)驗算帶速V。按式驗算帶的速度60 X1000?s= ?X?1 X?=?X106 X960 = 523?60 X 100060 X 1000?因為5m/sv VV

11、 30m/s，故帶速合適。取帶的滑動率£ =0.02(3)計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑唸2= ?X?1 X(1 - ?= 2.5 X106 X(1 - 0.02) = 259.7?根據表，取標準值為dd2=250mm。(4)確定V帶的中心距a和基準長Ld度根據式，初定中心距a0=280mm。由式計算帶所需的基準長度?(?2 - ?1)2?0 = 2 X ?+ 2 X (?1 + ?2)+4 X?0?(250 - 106)2=2 X280 + - X(106 + 250) + 1137?24 X 280由表選帶的基準長度 Ld=1100mm。按式計算實際中心距a。262?

12、- ?01100 - 1137?？+= 280 + 按式,中心距的變化范圍為 246-295mm。(5)驗算小帶輪的包角a a? - 180 ° - (?2- ?1) X57?180 ° - (250 - 106) X262(6)計算帶的根數z=148.51 ° > 120 °1)計算單根V帶的額定功率Pro由 dd1=106mm 和 n1=960r/min,查表得 P0=1.16kWO根據 n1=960r/min , i=2.5 和 A 型帶，查表得 P0=0.112kWO查表的Ka =0.917,表得KL=0.91,于是?= (?+ ?) X

13、?X ?= (1.16 + 0.112) X0.917 X0.91 = 1.061?2) 計算帶的根數z? 5.225?=4 92? 1.061取5根。(6)計算單根V帶的初拉力F0由表得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以(2.5 - ?) X ?2?= 500 X + ?X?0? X ?x ?(2.5 - 0.917) X 5.2252=500 X + 0.105 X5.332 = 172.21?0.917 X 5 X 5.33(7)計算壓軸力Fp?= 2 X?x? Xsin(?) = 2 X5 X 172.21 X sin (篤51 ) = 1657.48?帶型A中心距262

14、mm小帶輪基準直徑106mm包角148.51 °大帶輪基準直徑250mm-H-h / 帶長1100mm帶的根數5初拉力172.21N帶速5.33m/s壓軸力1657.48N4.帶輪結構設計小帶輪的軸孔直徑d=38mm(1)小帶輪的結構設計因為小帶輪dd1=106v300mm 因此小帶輪結構選擇為腹板式。因此小帶輪尺寸如下:?= 2.0 x?= 2.0 X 38 = 76?= ?i+ 2 X ?= 106 + 2 X 2.75= 112?= (? 1) X ? 2 X?= 77?= 0.25 X ?= 0.25 X77 = 19.25?= 2.0 X ?= 2.0 X38 = 76?o

15、LOO ”6(2)大帶輪的結構設計大帶輪的軸孔直徑d=28mm 因為大帶輪dd2=250mm 因此大帶輪結構選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下:?= 2.0 X?= 2.0 X 28 = 56?= ?i+ 2 X ?= 250 + 2 X 2.75= 256?= (? 1) X ? 2 X?= 77?= 0.25 X ?= 0.25 X77 = 19.25?= 2.0 X ?= 2.0 X28 = 56?t遂o第六章減速器圓錐齒輪傳動設計計算6.1選精度等級、材料及齒數（1）由選擇小齒輪45（調質），硬度為240HBS大齒輪45（正火（常化），硬度為 190HBS(2)選小齒輪齒數 Z1=30,

16、則大齒輪齒數 Z2=Z1X i=30X 3.49=106。實際傳動比i=3.533(3)壓力角a =20°。6.2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行試算，即?> V4 X?%?X?X(?f?X(1 - 0.5?d2 X? ' ?)(1)確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數KHt=1.32)查教材圖標選取區域系數ZH=2.5?4.56?= 9550000 X?= 9550000 X= 113406.25?4)選齒寬系數© R=0.3由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為:?= 600?2 550?6)查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8 MP a

17、0.57) 計算應力循環次數?1= 60 X ?x ?< ? = 60 X384 X1 X16 X300 x 10 x 1 = 1.106 X1093.49?2=警二 1.106 I10 = 3.169 X108 ?8) 由圖查取接觸疲勞系數:?1 = 0.874 , ?2 = 0.9489) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,得?1?A4 X ?X ? X (? X?X(1 - 0.5?>2 X? ' ?) X ?=1 O.874 X600 = 524? ?1 2 =?2X?2 0.948 X550 = 521?X?1 X? ?X73.5 X384 =

18、 1.48?=60 X 100060 X 1000取(T H1和(T H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即?羽=521?(2)計算1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入tH中較小的值3) 計算當量齒寬系數© d?= ? X ? XV ?+ 1=0.3 X86.47 X 2"3.49 + 1 = 47.089?47.089?=鬲=古=0.644) 計算載荷系數查表得使用系數KA=1查圖得動載系數KV=1.08查表得齒間載荷分配系數：KHa =1查表得齒向載荷分布系數：KHP =1.312實際載荷系數為?= ? X? X ?X ?= 1 X 1.08 X 1 X1.31

19、2 = 1.417 5）按實際載荷系數算得的分度圓直徑? = ?X V? = 86.47 X= 88.99?1.36）計算模數?= ?= 8899 = 2.97?取?= 3? ?306.3確定傳動尺寸(1)實際傳動比?= ?= 106 = 3.533?30大端分度圓直徑?= ? x?= 30 X 3 =90?= ? x?= 106 X 3 =318?齒寬中點分度圓直徑?彳?1 = ? X (1 - 0.5 X ?=90 X (1 -0.5 X0.3) = 76.5?2 = ? X(1 - 0.5 X?=318 X(1 -0.5 X 0.3) = 270.3?錐頂距為?=? 90-xS+X-小.

20、5332 + 1 = 165.23?齒寬為?= ? X?= 0.3 X 165.23 = 49.569?取 b=50mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為?x?=2 x? X(1 - 0.5?引2 X 113406.2590 X(1 - 0.5 X 0.3) = 2846?齒形系數YFa和應力修正系數YSa當量齒數為:?= 0.85 X?x ?X(1 - 0.5?) X?X?戶?1)K、b、m和© R同前 2)圓周力為小齒輪當量齒數：?1?30cos(?)° = 31 21?15.8025大齒輪當量齒數:?2= cos兩)?74.1975 383.95查表得:

21、?1= 2.478， ?2= 2.105 ?-= 1.635， ?2= 1.882查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為?9=1 500? ?7=2 380?由圖查取彎曲疲勞系數:?= 0.788, ?2= 0.874取彎曲疲勞安全系數S=1.4,得許用彎曲應力?1 X ?1 0.788 X 500?1 二 =281?CC1.4腳 2 = ?勿?2X?=2 0.874 X380 = 237?1.4?X ?1= 0.85 X?7X?X(1- 0.5?勿 X?1X?涵?尸 1.69?1 = 281?2= ?1 X?2X?2= 1.652? ?2 = 237?1X ?1故彎曲強度足夠。6.5計算

22、錐齒輪傳動其它幾何參數(1)計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚3?= ? X ? ?= 3?= ? X (?+ ? = 3.75?= (?+ ?> = ? x(2?9?+ ?) = 6.75?2 二 = 4 71?2計算齒頂圓直徑?1= ?+ 2 X?= ? X(?1?+ 2?> = 96?2= ?+ 2 X?= ? X(?+ 2?= 324?計算齒根圓直徑2 X?= ? X(?- 2?- 2?) = 82.5?2 = ?-2 X?= ?X(?- 2?- 2?) = 310.5?注：?=1.0, ?= 0.25計算齒頂角(5)(6)0 a1= 0 a2=atan(ha/R)=1計算齒

23、根角0 f1= 0 f2=atan(hf/R)=1計算齒頂錐角2'24"18'0"S a1=S 1+0 a1=16° 50'33"S a2=S 2+0 a2=75° 14'15"S f1= S 1- 0 f1=14 ° 30'8"S f2= S 2- 0 f2=72 ° 53'50"第七章軸的設計7.1高速軸設計計算(1) 已經確定的運動學和動力學參數轉速 n=384r/min ;功率 P=4.56kW 軸所傳遞的轉矩 T=113406.25N?m

24、m(2) 軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45,調質處理，硬度為217S255HBS許用彎曲應力為c=60MPa(3) 按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小,故取A0=112。?> ?0X V?=112 X 竺?38425.55?由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%?= (1 + 0.05) X 25.55 = 26.83?(4) 軸的結構設計 a軸的結構分析高速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸， 軸伸出 端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，b X h=8X 7mm(GB/T 1096-2003),長L=40mm

25、；定位軸肩直徑為33mm；聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定 位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長度軸段123456直徑(mm)283335403530長度(mm)544417971778第6 段:（與主動錐齒輪內孔配合），L6=78mmd6=30mm（6）彎曲-扭轉組合強度校核La第1段:第2 段:第3 段:第4 段:第5 段:Tf / 7 / J：F / 77d1=28mm, L1=54mmd2=33mmd3=35mmd4=40mmd5=35mm（軸肩），L2=44mmLb（與軸承內徑配合）,L3=17mm（軸肩），L4=97mm（與軸承內徑配合）,L5=17mma

26、.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）114小錐齒輪所受的圓周力?1= 2 X = 2965?小錐齒輪所受的徑向力?1= ?1 X ?:?11121?小錐齒輪所受的軸向力?1 = ?1 X ?X?961?帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Fp =1657.48N第一段軸中點到軸承中點距離 La=79.5mm,軸承中點到齒輪中點距離 Lb=114mm,齒輪中點到軸承中點距離 Lc=61mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。 作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂

27、 寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的 類型和布置方式有關外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1657.48NC.計算作用在軸上的支座反力軸承A在水平面內的支反力?1?湖 X寧-?1 X ?- ?X(? ?=?76 53961 X- 1121 X61 - 1657.48 X(79.5 + 114) -2084.17?軸承B在水平面內的支反力?= ?1- ?- ?= 1121 - -2084.17 - 1657.48 = 1547.69?軸承A在垂直面內的支反力?= ?:?1X ?= 2965 X；61 = 1586.54?1 ?114軸承B在垂直面內的支反力?=

28、- (?外什？?？= - (2965 + 1586.54) = -4551.54?軸承A的總支承反力為:?= V?+ ?= V-2084.17 2 + 1586.542 = 2619.33?軸承B的總支承反力為:?= V?+ ?1?= V1547.692 + -4551.54 2 = 4807.48?d. 繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內彎矩?= ?x ?= 1657.48X 79.5= 131769.66?截面B在水平面內彎矩?1?= -?1 X?+ ?1 X= -112176.5X61 + 3961 X= 83127.25?2截面C在水平面內彎矩?= ?1X? = 3961276.5X=

29、151508.25?2截面D在水平面內彎矩?=0?e. 繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內彎矩截面B在垂直面內彎矩?= ?x ?= 1586.54 X114 = 180865.56?截面C在垂直面內彎矩?= 0? ?截面D在垂直面內彎矩?= 0? ?f. 繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩?= "1?+ 嗎亍 V(31769.66)2 + (0)2 = 131769.66?截面B處合成彎矩?= V?+ ?= 2(3127.25)2 + (180865.56 )2 = 199053.99?截面C處合成彎矩?= "?+ ?= V(151508.25)2 + (0)2 = 151508

30、.25?截面D處合成彎矩?= "?+ ?= V(p)2 + (0)2 = 0? ?g繪制扭矩圖?= 111138.12?h.計算當量彎矩圖截面A處當量彎矩?= "%+ (?= VI31769.66 2 + (0.6 X 111138.12)2=147681.58?截面B處當量彎矩?= S?+ (? = VI99053.99 2 + (0.6 X 111138.12 )2=209926.41?截面C處當量彎矩?= V?+ (?= “51508.25 2 + (0.6 X 111138.12)2=165533.55?截面C處當量彎矩?= V?+ (?= v02 + (0.6 X

31、111138.12)2 = 66682.87?C（小吿輪）QRAHRBHKrl打FtlRAVRBV«飭承）LbB（tt 童）LcD（外傳動件）LaUCHUAHIn,MCH平面彎矩囹平面彎矩囲合欣彎矩圖扭矩圖UVBUVAHVP 丁 rIT當s玄拒圖i.校核軸的強度其抗彎截面系數為?x ?=''二 4207.11?32抗扭截面系數為?X ?2?=廿=8414.22?孚最大彎曲應力為?= = 49.9?剪切應力為?=13.48?按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數a =0.6,則當量應力為?= V>? + 4 X (?X 7

32、? = 52.46?查表得45,調質處理，抗拉強度極限cB=640MPa,貝峙由的許用彎曲應力c- 1b=60MPa,c e<c-1b，所以強度滿足要求。7.2低速軸設計計算(1) 已經確定的運動學和動力學參數轉速 n=110.03r/min ;功率 P=4.33kW;軸所傳遞的轉矩 T=375820.237mm(2) 軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45,調質處理，硬度為217S255HBS許用彎曲應力為c=60MPa(3) 按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。?> ?0X V?= 112 xV 4.33 = 38.1?

33、110.03由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%?= (1 + 0.07) X38.1 = 40.77?查表可知標準軸孔直徑為 42mm故取dmin=42（4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 a軸的結構分析低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸， 而另 一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b X h=16X 10mm（GB/T 1096-2003）,長L=80mm；定位軸肩直徑為47mm;聯接以平鍵作過渡配合固定, 兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。%le忙右* *亠i 疔'i6- ,一廠第

34、1段:第2 段:第3 段:第4 段:Lad1=42mm, L1=110mmd2=47mmd3=50mmd4=55mm（軸肩），L2=55mm （軸肩突出軸承端蓋20mm左右）（與軸承內徑配合），L3=40mm （軸承寬度）（軸肩），L4=154mm （根據齒輪寬度確定）第5段：d5=52mm （與大錐齒輪內孔配合），L5=94mm（比配合的齒輪長度略短, 以保證齒輪軸向定位可靠） 第6段：d6=50mm （與軸承內徑配合），L6=42mm （由軸承寬度和大錐齒輪端面與箱體內壁距離確定）軸段123456直徑(mm)424750555250長度(mm)11055401549442（5）彎曲-扭轉組

35、合強度校核 a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力?2= 2 X?= 2781?2大錐齒輪所受的徑向力?2= ?2X ?X7?3715?大錐齒輪所受的軸向力?2= ?2X ?X7?rD51?c.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到齒輪中點距離 La=79mm,齒輪中點到軸承中點距離 Lb=231mm,軸承中點到第一段軸中點距離 Lc=140mm d.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力 RAH和RBH?270 3?X ?+ ?X 21121 X79 + 3961 X79 + 231?= = = 1405?+?= ?- ?

36、= -1121 - (1405)= 2310?軸承A和軸承B在垂直面上的支反力 RAV和 RBV?79?"?X?7= 2965 X79= 709?= ?gX? = 2965 X = 2072?+ ?79 + 231軸承A的總支承反力為:?= V?+ ?= V(1405)2 + (709)2 = 1573.76?軸承B的總支承反力為:?= V?+ ?= V(2310)2 + (2072)2 = 3103.11?e.畫彎矩圖彎矩圖如圖所示:在水平面上,軸截面A處所受彎矩:?= 0? ?= 0? ?在水平面上,軸截面B處所受彎矩:?= 0? ?在水平面上，大錐齒輪所在軸截面 C處所受彎矩:

37、?= ?X?= 2310 X 79= 182490? 在水平面上,軸截面D處所受彎矩:?= 0? ?在垂直面上,軸截面A處所受彎矩:在垂直面上,軸截面B處所受彎矩:?= 0?在垂直面上，軸截面C右側所受彎矩:?右=?X?= 709 X79 = 56011?:右?. 在垂直面上，軸截面C左側所受彎矩:270.3X= 21645?2=0? ?左 = ?X ?- ? X 2 = 2072 X 79 - 3961在垂直面上，軸截面D處所受彎矩:?= 0? ?f.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩:?= v?+ ?= V(0)2 + (0)2截面B處合成彎矩:?= 0? ?截面C左側合成彎矩:?%左=2

38、?+ ?2?左 = 2(82490)2 + (21645)2 = 183769?截面C右側合成彎矩:?%右= "?+ ?2?右 = 2(182490)2 + (56011 )2 = 190892?截面D處合成彎矩:?= 0? ?g繪制扭矩圖?= 368303.83?h.繪制當量彎矩圖截面A處當量彎矩:?= "?+(? = v0+ (0.6 X368303.83)2 = 220982?截面B處當量彎矩:?= ?= 0?截面C左側當量彎矩:?§?左=?9左=183769? ? ?截面C右側當量彎矩:?右=V?2右 +(? = V(190892)2 + (0.6 X 3

39、68303.83 )2 = 292015?截面D處當量彎矩:?= V?+ (?= VO+ (0.6 X 368303.83 )2 = 220982?h.校核軸的強度因大錐齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數為?x ?=寸=仮25.55?3抗扭截面系數為?X?a?=“ = 32651.09?316最大彎曲應力為?= = 17 89? ?剪切應力為?z = 11 51? 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故 取折合系數a =0.6,則當量應力為?= V? + 4 X(?X?2 = 22.6?查表得45,調質處理，抗拉強度

40、極限CB=640MPa,貝峙由的許用彎曲應力c- 1b=60MPa,c evc-1b，所以強度滿足要求。第八章滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020735721754.2根據前面的計算，選用30207軸承，內徑d=35mm,外徑D=72mm,寬度B=17mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當 Fa/Frw e 時，Pr=F;當 Fa/Fr>e, Pr=0.4X Fr+YX Fa軸承基本額定動載荷Cr=54.2kN,軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000d 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則

41、可以計算得到合成支反力:?1= V?+ ?= "2084.17 )2 + (1586.54)2 = 2619.33?2= V?+ ?= V(1547.69)2 + (-4551.54 )2 = 4807.48?1?1= 2?= 818.54?2茹 1502.34?1 = ?+ ?2 = 5463.34?2= ?2= 1502.34?1-?-= 2.086 > ?1?2-=0.31 < ?2查表得 X1=0.4, 丫1=1.6, X2=1, Y2=0查表可知ft=1 , fp=1因此兩軸承的當量動載荷如下:?1= ? X?1+ ? X?1= 0.4 X 2619.33 +

42、1.6 X 5463.34 = 9789.08?2= ? X?2+ ? X?2= 1 X 4807.48 + 0 X 1502.34 = 4807.48?取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式10雪X嚴?T? X ( J = 80293.3? > 48000?60? Wx?由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3021050902073.2根據前面的計算，選用30210軸承，內徑d=50mm,外徑D=90mm,寬度B=20mm 查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為 e=0.42。當 Fa/Frw e 時，

43、Pr=F;當 Fa/Fr>e, Pr=0.4X F葉Yx Fa軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN,軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000d 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力:?1= "?+ ?尸 V(1405)2 + (709)2 = 1573.76?2= ?i?+ ?%?尸 V(2310)2 + (2072)2 = 3103.11?1?1= 2?= 562.06?2?2= 2?= 1108.25?1= ?+ ?2= 2159.25?2= ?2= 1108.25?1?-1= 1.372 > ?1?J-2?-= 0.36 < ?2查

44、表得 X1=0.4, 丫1=1.4, X2=1, Y2=0查表可知ft=1 , fp=1因此兩軸承的當量動載荷如下:?1= ? X?1+ ? X?1= 0.4 X 1573.76 + 1.4 X 2159.25 = 3652.45?2= ? X?2+ ? X?2= 1 X3103.11 + 0 X 1108.25 = 3103.11?取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式10106?X ? h?=麗?X(T = 3312025? > 48000?由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章鍵聯接設計計算9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用 A型鍵，查表得 bX h=8mmX 7mm (GB/

45、T 1096-2003)，鍵長 40mm。鍵的工作長度l=L-b=32mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應力c p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應力4 X?= = 20? ?= 60? X ?< ? 9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核選用 A型鍵，查表得 bX h=12mmX 8mm (GB/T 1096-2003，鍵長 80mm。鍵的工作長度l=L-b=68mm小錐齒輪材料為45,可求得鍵連接的許用擠壓應力c p =120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力?= ?«?= 21? ?= 120?9.3低速軸與大錐齒輪鍵連接校核選用 A型鍵，查表得 bx h=16mmx 10mm (GB/T 1096-2003),鍵長 80mm。鍵的工作長度l=L-b=64mm大錐齒輪材料為45,可求得鍵連接的許用擠壓應力(T p =120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力4 X?