机械设计课程设计说明书--带式运输机用单级直齿圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计说明书目录第一节课程设计任务书错误！未定义书签。第二节拟定传动方案2第三节电动机的选择23.1 电动机类型的选择23.2 计算传动装置总效率23.3 选择电动机参数23.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比33.5 传动装置运动及动力参数计算3第四节V带传动计算4第五节减速器齿轮传动设计85.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数85.2 按齿面接触疲劳强度设计95.3 确定传动尺寸H5.4 校核齿根弯曲疲劳强度115.5 计算齿轮传动其它几何尺寸135.6 齿轮参数总结14第六节轴的设计计算156.1 高速轴设计计算156.2 低速轴设计计算20第七节轴承寿命计算257.1 高速轴轴承257.2 低速轴轴承26第八节键的计算278.1 大带轮键连接计算校核278.2 大齿轮键连接计算校核278.3 联轴器键连接计算校核27第九节联轴器选型289.1低速轴伸出端联轴器28第十节减速器的密封与润滑2810.1 减速器的密封2810.2 齿轮的润滑2929第十一节减速器相关附件2911.1 杆式油标2911.2 通气器3011.3 放油塞3111.4 窥视孔盖3211.5 定位销3311.6 起盖螺钉3411.7 起吊装置35第十二节减速器箱体主要结构尺寸36第十三节设计心得37第十四节参考文献38机械设计课程设计任务书一、课程设计的题目带式运输机用单级直齿圆柱齿轮减速器。二、设计内容根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计单级斜齿圆柱齿轮传动（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。传动图如图1所示。图1传动图三、原始数据运输带拉力F=4550(N)运输带速度V=1.25(ms)滚筒直径D=270(mm)四、设计条件1）工作条件：载荷有轻微冲击，单向旋转；齿轮使用寿命为10年（每年工作300天），两班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时2）运输带速度误差：±5%四、设计成果要求设计成果要求如表所示。序号内容要求提交作品1装配图1张Al图纸电子版和打印版2零件图2张A3图纸3设计计算说明书1份电子版第二节拟定传动方案(1)传动方案根据设计任务书，传动方案为：前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。1)该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机第三节电动机的选择3.1 电动机类型的选择按照动力源和工作条件，选用Y系列全封闭自扇冷式结构三相异步电动机，其额定电压为380V。3.2 计算传动装置总效率2r11a=211311V11W=099×0.992X0.98X0.96X0.94=0.858为联轴器的效率099,n_2为滚动轴承的效率099,n_3为闭式圆柱齿轮的效率0.98,_v为V带的效率0.96,11W为工作机的效率o.943.3 选择电动机参数工作机所需功率为=5.69kWFV4550X1.25=100O=100O电动机所需额定功率:5.690.858=6.63kW工作机轴转速:60×1000V60×1000×1.25/nw=88.42rZminDX270根据课程设计手册查表用推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24,一级圆柱齿轮传动比范围为：35,则理论上合适的总传动比范围为：620。电动机转速的可选范围为nd=ia×nw=(6-20)×88.42=531-1768rmin0进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为:Y160M-6的三相异步电动机，额定功率Pe11=7.5kW,满载转速为nm=970rmin,同步转速为n=1000rmino方案型号额定功率ZkW同步转速(rmin)满载转速(Mmin)1YE3-Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014403.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比nm v/uL = = = 10.97a nw 88.42由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速11w,可以计算出传动装置总传动比为:(2)分配传动比3.66取普通V带的传动比：iv=3减速器传动比为3.5 传动装置运动及动力参数计算(1)计算各轴转速一、I11m970/IWJ速轴：n1=323.33r/minIV 3.rt.,.,n1323.33/低速轴：n2=or-=88.34r/min13.66工作机轴：的=助=88.34rmin(2)计算各轴输入功率高速轴：PI=PdnV=6.63X0.96=6.36kW低速轴：P2=PiQ2n3=6.36X0.99X0.98=6.17kW工作机轴：P3=P2n211Rw=6.17X0.99X0.99X0.94=5.68kW(3)计算各轴输入转矩,.Pd6.63电机轴：Td=9550000×=9550000X-=65274.74N-mm11m970高速轴：T1=Tdiv11v=65274.74×3×0.96=187991.25N-mm低速轴：T2=T1i1n3n2=187991.25X3.66X0.98×0.99=667544.15N-mm工作机轴：T3=T211111w112=667544.15X0.99X0.94X0.99=615004.42N-mm各轴转速、功率和转矩列于下表轴名电机轴高速轴低速轴工作机轴输入功率ZkW6.636.366.175.68输出功率ZkW6.636.36.115.34输入转矩/Nmm65274.74187991.25667544.15615004.42输出转矩/Nmm65274.7418611134660868.71615004.42转速n(rmin)970323.3388.3488.34传动比i3.661效率n0.960.98第四节V带传动计算(1)确定计算功率Pca由机械设计表88查得工作情况系数KA=I.2,故Pca=KaP=1.2×6.63=7.96kW(2)选择V带的带型根据Pea、111由机械设计图8-11选用A型带。(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速V1)初选小带轮的基准直径山1。由表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径dt11=125mm02)验算带速V。按式(8-13)验算带的速度ddlnX125X970/V =6.35ms60X100060×1000带速在520ms范围内，合适。3)计算大带轮的基准直径。根据式(8J5a),计算大带轮的基准直径dd2=iddl=3X125=375mm根据表8-9,取标准值为d<2=355mm0(4)确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式(8-20)»初定中心距ao=72Omm0由式(8-22)计算带所需的基准长度/、(dd2-ddl)2z、(355-125)2Ldo=2ao+-(ddl+dd2)+d2=2×720+(125÷355)+-24a024×720X2212mm由表选带的基准长度Ld=2200mmo按式(8-23)计算实际中心距a。a oX 714mmLd-LlI02200-2212CU=720+按式(8-24),中心距的变化范围为681-78Omm。(5)验算小带轮的包角5730573°Qi、180°-(dd2-ddl)X80°-(355-125)×.x=161.54°>120°a714(6)计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率件。由d<=125mm和n=970rmin,查表8-4得PO=I.39kW0根据n=970rmin,i=3和A型带，查表85得4Po=O.l13kW0查表8-6得K,=0.953,表8-2得KL=LO6,于是Pr=(P0+P0)XKQKL=(1.39+0.113)X0.953X1.06=1.518kW2)计算带的根数Z5.24Pca7.96z=Pr1.518取6根。(7)计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kgm,所以25-Ka)XPCa(2.5-0.953)X7.967F0 = 500 X-L+qv2=500×+0.105X6.352KaZV0.953×6×6.35=173.81N(8)计算压轴力Fp/161.54°Fp=2zF0sin1-1=2×6×173.81sin(-1=2058.71N1)带轮结构设计1)小带轮的结构设计轴孔直径d=42mm分度圆直径d<n=125结构选择为腹板式。尺寸计算如下：d1=2.0d=2.0×42=84mmda=dj+2ha=125+2×2.75=130.5mmB=(z-l)×e+2f=(6-l)×15+2×9=93mm腹板内径dr=d2-2×(hf+)=125-2×(8.7+6)=96mmC=0.25B=0.25×93=23.25mmL=2.0d=2.0×42=84mm图5-1小带轮结构示意图2）大带轮的结构设计轴孔直径d=32mm分度圆直径dd2=355mm结构选择为轮辐式。尺寸计算如下：d1=2.0d=2.0×32=64mmda=dd+2ha=355÷2×2.75=360.5mmB=(Z-I)Xe+2f=(6-1)X15+2X9=93mmh1 = 290 ×43.09mmh2=0.8h1=34.47mmb1=0.4h1=17.24mmb2=0.8b1=13.79mmf1=0.2h1=8.62mmf2=0.2h2=6.89mmL=2.0d=2.0×32=64mm图5-2大带轮结构示意图2）设计结论采用A型V带6根，基准长度2200mmo带轮基准直径d<=125mm,d<i2=355mm,中心距控制在a=68178Omm。单根带初拉力F0=173.81No带型A中心距714mm小带轮基准直径ddl125mm包角161.54°大带轮基准直径dd2355mm带长2200mm带的根数Z6初拉力173.81N带速V6.35ms压轴力2058.71N第五节减速器齿轮传动设计5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°。（2）参考表10-6选用7级精度。（3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮45（调质），硬度为240HBS(4)选小齿轮齿数zl=38,则大齿轮齿数Z2=ZXi=38X3.66=13905.2 按齿面接触疲劳强度设计ZH ZE Z°h(1)由式(I(Ml)试算小齿轮分度圆直径，即dtD确定公式中的各参数值试选KHt=I.3计算小齿轮传递的扭矩:T=187991.25Nmm由表10-7选取齿宽系数6d=l由图10-20查得区域系数Zh=2.49由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa<)由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Z£。(z1cosQ/38×cos20°ai=arccos=arccos=26.784°V1+2han*)38+2×lJ(z2cos/139×cos20°a2=arccos=arccos=22.125Vz2+2ha；)V139÷2×1)z1(tanal-tan,)÷z2(tana2-tan,)2_38×(tan26.784o-tan20o)+139×(tan22.125o-tan20o)_1.792计算接触疲劳许用应力。h由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为°HIimi=600MPa,OHIim2=550MPa由式(IO-15)计算应力循环次数：NLl=60njLh=60×323.33×1×16×300×10=9.312×IO8Nl2_Nli_9.312XIO8u3.66=2.544×IO8由图10-23查取接触疲劳系数KHNl=°97,Khn2=0.97取失效概率为1%,安全系数S=I,得Hl°HlimlKHNl600X0.97SH=582MPaOH21=Hlim2KhN2550×0.97SH=533.5MPa取。Hl和。H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即h=533.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径32KHtTu+1(ZHZEZ13932×1.3×187991.2538+1/2.49×189.8×0.858=1139(533.5、38(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度VJrdltn×71.106X323.33/V=1.204mZs60×100O60×100O齿宽bb=ddlt=1×71.106=71.106mm2)计算实际载荷系数Kh。由表10-2查得使用系数Ka=1.25根据v=1.204mS7级精度，由图10-8查得动载系数KV=Lo23齿轮的圆周力。=71.106mmTFt=2×-=2×187991.2571.106=5287.634NKa×Ftb=1.25×5287.634/71.106=93Nmm<100Nmm查表10-3得齿间载荷分配系数K11u=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KHB=1.316由此，得到实际载荷系数Kh=KaKvKhKHB=125X1.023X1.2X1.316=2.0193)由式(IO-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径332.019d1=dltU=71.106X=82.345mmQKHtyL34）确定模数Z m = 3mm。d182.345m=2.17mmz1385.3 确定传动尺寸(1)计算中心距(z1+z2)×m乜，a=265.5mm,圆整为266mm(2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=38X3=114mmd2=z2m=139×3=417mm(3)计算齿宽b=dd1=114mm取Bl=I20mmB2=115mm5.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KFTYFaYsaYr1WH24。F1)T、m和d同前齿宽b=b2=115齿形系数YFa和应力修正系数Ysa：由图10-17查得齿形系数YFal=2.42,YFa2=1.98由图10-18查得应力修正系数YSal=166,Ysa2=2.11试选KFt=L3由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数丫0.750.75Ye=0.25+=0.25+y-=0.6682)圆周速度JIdlnX114X323.33/V=1.93ms60X100060X10003)宽高比b/hh=(2ha*+c*)×m=(2×l+0.25)×3=6.75mmb115r=17.037h6.75根据V=I.93ms,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=Lo37查表10-3得齿间载荷分配系数KFU=I.2由表10-4查得KHB=L328,结合Wh=I15/6.75=17.037查图10-13,得KFB=Lo63。则载荷系数为KF=KKvKfuKfp=1.25×1.037X1.2X1.063=1.653由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。Fliml=500MPa、OFIim2=380MPa由图1022查取弯曲疲劳系数KFNl=098,Kfnz=0.98取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(IO-14)得r_1FlimlKFNl500×0.98。FJ=-§=125=392MPar10Flirn2Kfn2380X0.98。F2=；=-=297.92MPa齿根弯曲疲劳强度校核2 Kf T YFai Ysal Y 0 F1 =",d m3 z12<d12×1.653×187991.25×2.42×1.66×0.668=42.777MPa1×33×3822KFT¥Fa2Ysa2Y£2×1.653×187991.25×1.98×2.11×0.668。F2=44.487MPadm3z121×33×382<°f2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4）齿轮的圆周速度d1nX114X323.33/V=1.93ms60X100060X1000选用7级精度是合适的主要设计结论齿数z=38,Z2=139,模数m=3mm,压力角=20°,中心距a=266mm,齿宽B=120mm、B2=I155.5计算齿轮传动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=mhan*=3×1=3mmhf=m(han*+cn*)=3×(1+0.25)=3.75mmh=ha÷hf=m2han*+crl*)=6.75mm2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal=d1+2ha=114+2×3=120mmda2=d2+2ha=417+2×3=423mm3)计算小、大齿轮的齿根圆直径d=d1-2hf=114-2X3.75=106.5mmdf2=d2-2hf=417-2×3.75=409.5mm*注：han=1.0,cn=0.255.6齿轮参数总结名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a266266齿数Z38139模数m33齿宽B120115螺旋角B左旋0°0,0n右旋0°0,0n齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数C*0.250.25齿顶高ham×ha*33齿根高hfmX(ha*+c*)3.753.75全齿高hha+hf6.756.75分度圆直径d114417齿顶圆直径dad+2×ha120423齿根圆直径dfd-2×hf106.5409.5第六节轴的设计计算6.1 高速轴设计计算(1)高速轴上的功率P、转速n和转矩TP=6.36kW;n=323.33rmin;T=187991.25Nmm(2)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr(调质)，齿面硬度241286HBS,许用弯曲应力为。=70MPa由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=II2o-=112 X °Jn、6.36CCCCC=30.23mm323.33由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=(1+0.05)X30.23=31.74mm查表可知标准轴孔直径为32mm故取dmi11=32图7/高速轴示意图为了满足大带轮的轴向定位要求，I-U轴段右端需制出一轴肩，故取U-IH段的直径d23=37mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=42mm。大带轮轮毂宽度L=64mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-H段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取l2=62mm01）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=37mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208,其尺寸为dXDXB=40X80X18mm,故d34=d78=40mm,取挡油环的宽度为12,则134=178=18+12=3Ommo轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm,因此,取d45=d67=45mmo取挡油环宽度为12,则134=»8=B+Si=18+12=30mm2）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以156=120mm,d56=120mm3）根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离,取123=67mm.4）取小齿轮距箱体内壁之距离A=IOmm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,ZS=IOmm,则I45=L=s+-Sl=IO+10-12=8mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径323740451204540长度6267308120830已知小齿轮的分度圆直径为:dl=114mm,则:T187991.25%=2X丁=2X=3298.09Ntld1114Frl=FtltanQ=3298.09×tan20o=1200.41N根据6208深沟球查手册得压力中心a=9mm齿轮轮毂宽度B=120mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:L162I1=+L2+a=+67+9=107mm轴承压力中心到齿轮支点距离：B120I2=L3+L4+5a=30+8d-9=89mm4L齿轮中点到轴承压力中心距离：h=12=89mm计算轴的支反力高速轴上外传动件压轴力Fq=2058.71水平支反力FtI33298.09X8912 +13初k二64905NFtI23298.09X89Fnh2=l÷=1649.05NN"'I2÷1389+89垂直支反力=3896.45NFrI3+Fq(l1+12+I3)1200.41X89+2058.71X(107+89+89)89+89=-637.33NFrI2-FqI11200.41×89-2058.71×10789+89计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩MHl=FnhiI2=1649.05×89=146765.45Nmm截面B处的水平弯矩Mbv=FqI1=2058.71×107=220281.97Nmm截面C处的垂直弯矩Mvi=FnviI2-Fq(l1+12)=3896.45×89-2058.71×(107+89)=-56723.11NmmMv2=Mvi=-56723.11Nmm分别作水平面的弯矩图(图b)和垂直面弯矩图(图C)Mb=JMBH2+Mbv2=02+220281.972=220281.97Nmm截面C处的合成弯矩M1=JMHI2+Mv=146765.452+56723.112=157345.51NmmM2=mhi2+Mv22=146765.452+56723.112=157345.51Nmm作合成弯矩图（图d）T=187991.25Nmm作转矩图（图e）计算当量弯矩，作当量弯矩图。取Q=0.6z、2+(0.6X187991.25)=112794.75Nmm220281.972+(0.6×187991.25)2=247480.91NmmCZ、2157345.512+(0.6X187991.25)=193598.21Nmm图7-2高速轴受力及弯矩图5)弯扭强度校核因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面其抗弯截面系数为d3×403QW=-=6280mm33232抗扭截面系数为d3×403QWT=Y,-=12560mm31616最大弯曲应力为M220281.97°=W=6280=35°8MPa剪切应力为T187991.25=-”,C-=14.97MPaWt12560按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6,则当量应力为ca=2÷4(Y=,35.082+4(0.6×14.97)2=39.41MPa查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限oB=735MPa,则轴的许用弯曲应力。-lb=60MPa,ca<-1b,所以强度满足要求。6.2 低速轴设计计算(1)低速轴上的功率P、转速n和转矩TP=6.17kW;n=88.34rmin;T=667544.15Nmm(2)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45(调质)，齿面硬度217255HBS,许用弯曲应力为。=60MPa由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=I12o3IP36.17dA0-=112×=46.12mm0JnJ88.34由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=（1+0.07）×46.12=49.35mm查表可知标准轴孔直径为50mm故取dmi11=50图7-3低速轴示意图为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-IIl段的直径d23=55mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm0半联轴器与轴配合的轮毂长度L=I12mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些,现取h2=112mm.1）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=55mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6212,其尺寸为dXDXB=60X110X22mm,故d34=d67=60mmo取挡油环宽度S1为22.5,则134=B÷s1÷2=22÷22.5+2=46.5mm2）取安装齿轮处的轴段的直径d45=63mm;齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B=I15mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取145=113mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由轴径d45=63mm故取h=5.5mm,则轴环处的直径d56=74mm0轴环宽度b2L4h,取I56=8mn3）根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离,取123=63mmo4)取大齿轮距箱体内壁之距离A2=12.5mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,¢(S=IOmm,已知滚动轴承的宽度B=22mm,则取右侧挡油环宽度s_2为14.5,则I67=B÷S2=22+14.5=36.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径505560637460长度1126346.5113836.5已知大齿轮的分度圆直径为：d2=417mm,贝J:T667544.15Ft2=2×=2×=3201.65NFr2=Ft2tanQ=3201.65×tan20o=1165.31N根据6212深沟球查手册得压力中心a=llmm因齿轮倒角为2齿轮轮毂宽度B=I15mm轴承压力中心到第一段轴支点距离:L1112I1=÷L2+a=F63÷11=130mm122齿轮中点到轴承压力中心距离：B1151?=Tr+L3-2-a=F46.5-2-11=91mm22I3 = = 91mm轴承压力中心到齿轮支点距离：计算轴的支反力水平支反力FtI33201.65×91齐西一二160083NFtI23201.65×91Fnh2=l÷=-=-=1600.83NhhzI2+I391+91垂直支反力=582.66N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩Mhi=FNHl12=1600.83×91=145675.53Nmm截面C处的垂直弯矩Mvi=FNVlk=582.66×91=53022.06Nmm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图C）截面C处的合成弯矩M1=JMHl2+Mvi2=145675.532+53022.062=155024.83N,mm作合成弯矩图（图d）T=667544.15Nmm作转矩图(图e)计算当量弯矩，作当量弯矩图。取=0.6MeA=Jm2+(T)2=Jo2+(0.6×667544.15)2=400526.49NmmMe=Jmb2+(T)2=J2+(0.6×667544.15)2=400526.49NmmMel=JM12+(aT)2=J155024.832+(0.6X667544.15)2=429481.28NmmFr图7-4低速轴受力及弯矩图5)弯扭强度校核因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面其抗弯截面系数为d3×633QW=-=24535.86mm33232抗扭截面系数为d3X633.1616Wt='最大弯曲应力为M155024.83=6.32MPaW24535.86剪切应力为T667544.15=13.6MPa按弯扭合成强度进行校核计算, =0.6,则当量应力为Wt49071.72对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数°Ca=J。2+4(QT)2=J6.322+4(0.6X13.6)2=17.5MPa查表得45(调质)处理，抗拉强度极限。B=640MPa,则轴的许用弯曲应力。-lb=60MPa,。ca<-lb,所以强度满足要求。第七节轴承寿命计算7.1高速轴轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)620840801829.518根据载荷及速度情况，选择轴承为深沟球轴承。选择的轴承型号为：6208,其基本参数查表得额定动载荷Cr=29.5kN,额定静载荷Cor18kN0由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Frl=JFnhi2+Fnvi2=1649.052+3896.452=4231.04NFr2=Jfnh22+V22=1649.052+(-637.33)2=1767.92N查表得X=l,Y=O,X2=LY2=O因为不受轴向力，所以Fal=Fa2=0Prl=XiFrl÷Y1Fal=1×4231.04÷0×0=4231.04NPr2=X2Fr2+丫2Fa2=1X1767.92+0×0=1767.92N根据工况，查得载荷系数fp=1.2温度系数(轴承温度小于120度)fi=l因PUePr2,故只需验算1轴承。轴承预期寿命为48000小时1()6/fC3=51425h>48000h轴承具有足够寿命。7.2低速轴轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)6212601102247.832.8根据载荷及速度情况，选择轴承为深沟球轴承。选择的轴承型号为：6212,其基本参数查表得额定动载荷Cr=47.8kN,额定静载荷Co彳32.8kN0由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Frl = JFNHl2 + Fnvi2 = 1600.832 + 582.662 =Fr2 = Jfnh22 + FNV22 = 1600.832 + 582.662 =查表得 X=l, Y=0, X2=L Y2=O因为不受轴向力，所以Fal=Fa2=0Prl = Xi Frl + Y1 Fal = 1 × 1703.57 + 0 X 0 =Pr2 = X2 Fr2 + Y2 Fa2 = 1 × 1703.57 + 0 X 0 =根据工况，查得载荷系数fp=1.2=1703.57N=1703.57N=1703.57N=1703.57N温度系数(轴承温度小于120度)fi=l因PrlPr2,故只需验算1轴承。轴承预期寿命为48000小时=121 但 Y一而=2411856h > 48000h轴承具有足够寿命。第八节键的计算8.1大带轮键连接计算校核选择的型号为A型键10X8(GB/T1096-2003)键的工作长度I=L-b=50-10=40mm轮毂键槽的接触高度为为k=h2=4mm根据大带轮材料为铸铁，载荷轻微冲击，查得op=60MPa,则其挤压强度为4TOD=r-7=42MPa<O1=60MPaphidljp满足强度要求8.2大齿轮键连接计算校核选择的