二级直齿圆锥齿轮减速器设计【P=3kw，i=15.027】【3张CAD图纸+说明书】
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二级直齿圆锥齿轮
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二级直齿圆锥齿轮减速器
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-
二级直齿圆锥齿轮减速器设计【P=3kw,i=15.027】
19页 6700字数+论文说明书+4张CAD图纸【详情如下】
二级直齿圆锥齿轮减速器装配图.dwg
二级直齿圆锥齿轮减速器设计说明书【P=3kw,i=15.027】.doc
低速轴.dwg
封面.doc
目录.doc
轴.dwg
齿轮.dwg
目录
一? 设计任务2
二? 电机的选择计算
三? 运动和动力参数的计算
1.分配传动比3
2.各轴的转速3
3.各轴的功率4
4. 各轴的转矩4
四? 传动零件的设计计算
1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算4
2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算6
五? 轴的设计计算
4.减速器高速轴I的设计9
5. 减速器低速轴II的设计11
3. 减速器低速轴III的设计14
六? 滚动轴承的选择与寿命计算
1.减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算16
2.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算17
3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算18
七? 键联接的选择和验算
1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接
2. 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接
3.大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接
八? 润滑油的选择与热平衡计算
1. 减速器的热平衡计算
2. 润滑油的选择
九? 参考文献2
参考文献：
[1] 巩云鹏、田万禄等主编. 机械设计课程设计 .
沈阳：东北大学出版社 2000
[2] 孙志礼，冷兴聚，魏严刚等主编. 机械设计.
沈阳：东北大学出版社 2000
[3] 刘鸿文主编. 材料力学. 北京：高等教育出版社1991
[4] 哈尔滨工业大学理论力学教研组编. 理论力学.
北京：高等教育出版社 1997
[5] 大连理工大学工程画教研室编. 机械制图.
北京：高等教育出版社 1993
[6] 孙 桓，陈作模主编. 机械原理.
北京：高等教育出版社 2000
[7] 高泽远，王 金主编. 机械设计基础课程设计.
沈阳：东北工学院出版社 1987
[8] 喻子建，张磊、邵伟平、喻子建主编. 机械设计习题与解题分析.
沈阳：东北大学出版社 2000
[9] 张 玉，刘 平主编. 几何量公差与测量技术 .
沈阳：东北大学出版社 1999
[10] 成大先 主编.机械设计手册(减(变)速器.电机与电器)
化学工业出版社
- 内容简介：
-
计算内容 计算结果 一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98 一对球轴承的效率 4= 0.99 闭式直齿圆锥齿传动效率 5= 0.95 闭式直齿圆柱齿传动效率 6= 0.97 b. 总效率 = 1 2 2 3 3 4 5 6=0.96 0.992 0.983 0.99 0.95 0.97=0.808 c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/ =2.4/0.808=3kw 3. 选择电动机的型号 查 参考文献 1表 4-12.2 得 表 1.1 方案号 电机 类型 额定 功率 同步 转速 满载 转速 总传 动比 1 Y100L2-4 3 1500 1420 22.294 2 Y132S-6 3 1000 960 15.072 根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案 2 传动比小且质量价格也比较合理，所以选择 Y132S-6 型电动机。 三， 动和动力参数的计算 1. 分配传动比 （ 1） 总传动比 i=15.072 （ 2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762， 直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4 （ 3） 实际总传动比 i实 =i12i34=3.762 4=15.048, i=0.021 0.05，故传动比满足要求满足要求。 2. 各轴的转速（各轴的标号均已在图 1.1 中标出） n0=960r/min， n1=n0=960r/min， n2=n1/ i12=303.673r/min， n3= n2/ i34=63.829r/min， n4=n3=63.829r/min 3. 各轴的功率 =0.808 Pr=3 kw 选用三相异步电动机 Y132S-6 p=3 kw n=960r/min i=15.072 i12=3.762 i23=4 n0=960r/min n1=960r/min n2=303.67r/min n3=63.829r/min n4=63.829r/min 3. nts计算内容 计算结果 p0=pr=3 kw， p1= p0 2=2.970kw, p2= p1 4 3=2.965 kw, p3= p2 5 3=2.628 kw, p4=p3 2 3=2.550 kw 4. 各轴的转矩，由式： T=9.55Pi/ni 可得： T0=29.844 N m, T1=29.545 N m, T2=86.955 N m, T3=393.197 N m, T4=381.527 N m 四，传动零件的设计计算 1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 a选材： 小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理， HB=217255， HP1=580 Mpa， Fmin1 =220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理， HB=162217， HP2=560 Mpa， Fmin2 =210 Mpa b. 由参考文献 2（以下简称 2）式（ 5 33），计算应力循环次数 N： N1=60njL=60 960 1 8 11 250=1.267 109 N2=N1/i2 =1.267 10/3=2.522 108 查图 5 17 得 ZN1=1.0， ZN2=1.12，由式（ 5 29）得 ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0， ZW=1.0， ZLVR=0.92， H1= HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580 0.92=533.6 Mpa， H2= HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560 1.12 0.92=577 Mpa H1 H2，计算取 H= H2=533.6 Mpa c 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）： 取齿数 Z1=21，则 Z2=Z1 i12=3.762 32=79，取 Z2=79 实际传动比 u=Z2/Z1=79/21=3.762，且 u=tan 2=cot 1， 2=72.2965o =72o 16 35， 1=17.7035o =17o 42 12，则小圆锥齿轮的当量齿数 zm1=z1/cos 1 =21/cos17.7035o =23， zm2=z2/cos 2=79/cos72.2965o =259.79 p0= 3 kw p1= 2.970 kw p2= 2.965 kw p3=2.628 kw p4=2.550 kw T0=29.844 N m T1=29.545 N m T2=86.955 N m T3=393.197N m T=381.527N m HP1=580 Mpa， Fmin1=220 Mpa HP2=560 Mpa， Fmin2=210 Mpa H=533.6Mpa 圆锥齿轮参数 Z1=21 Z2=79 1=17o 42 12 2 =72o 16 35 4. nts计算内容 计算结果 由 2图 5-14， 5-15得 YFa=2.8， Ysa=1.55， YFa2=2.23， Ysa2=1.81 ZH= 2/cos sin = 2/cos20o sin20o =2.5 由 2 表 11-5 有 Z E =189.8 ，取 K t Z 2 t =1.1 ， 由 2 取 K=1.4 又 T1=28.381 N m ， u= 3.762， R=0.3 由 2式 5-56计算小齿轮大端模数： m 4KT1YFaYsa/ RZ2 1 F（ 1-0.5 R） 2 u2 +1 将各值代得 m 1.498 由 2表 5-9取 m=3 d齿轮参数计算： 大端分度圆直径 d1=mz1=3 21=63 ， d2=mz2=3 79=237 齿顶圆直径 da1=d1+2mcos 1=63+6cos17.7035=68.715 ， da2=d2+2mcos 2=237+6cos72.2965o =238.827 齿根圆直径 df1=d1-2.4mcos 1=63-7.2cos17.7035o =56.142 df2=d2-2.4mcos 2=237-7.2 cos72.2965o =231.808 齿轮锥距 R= d1+ d2/2=122.615 ， 大 端 圆 周 速 度 v= d 1 n 1 /60000=3.14 63 960/60000=3.165m/s， 齿宽 b=R R =0.3 122.615=36.78 由 2表 5-6，选齿轮精度为 8级 由 1表 4.10-2得 1=（ 0.1 0.2） R =（ 0.1 0.2） 305.500=30.05 60.1 取 1=10， 2=14 ,c=10 轮宽 L1=（ 0.1 0.2） d1=（ 0.1 0.2） 93=12.4 L2=（ 0.1 0.2） d2=（ 0.1 0.2） 291=39 e验算齿面接触疲劳强度： 按 2式 5-53 H= ZHZE 2KT1 u+1/bd2 1 u（ 1-0.5 R） 2 ，代入各值得 圆锥齿轮参数 m=3 d1=63 d2=237 da1= 68.715 da2=238.827 df1=56.142 df2=231.808 R=122.615 v=3.165m/s b= 36.78 1=10 2=14 c=10 L1=12.4 L2=39 nts 5. 计算内容 计算结果 H=470.899 H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件 f齿轮弯曲疲劳强度校核：按 2式 5-55 由 2图 5-19得 YN1=YN2=1.0， 由 2式 5-32及 m=2 5，得 YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0， SFmin=1.4，由 2式 5-31 计算许用弯曲应力： F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220 2.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210 2.0/1.4=300 Mpa F1 F2， F= F2=300 Mpa 由 2式 5-24 计算齿跟弯曲应力： F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（ 1-0.5 R） =2 1.4 80070 2.8 1.55/0.85 2 28.935 62=181.59 300 Mpa F2= F1 YFa2Ysa2/（ YFa1Ysa1） =181.59 1.81 2.23/（ 2.81.55） =178.28 300Mpa 两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度 2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 a选材： 小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理， HB=217255， HP1=580 Mpa， Fmin1=220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理， HB=162217， HP2=560 Mpa， Fmin2=210 Mpa b. 由参考文献 2（以下简称 2）式（ 5 33），计算应力循环次数 N： N1=60njL=60 960 1 8 11 250=1.267 109 ， N2=N1/i23=1.267 10/3=2.522 108 查图 5 17 得 ZN1=1.05， ZN2=1.16，由式（ 5 29）得 ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0， ZW=1.0， ZLVR=0.92， H1= HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580 1.05 0.92=560.28 MPa H=533.6 Mpa F=300 Mpa HP1=580 Mpa Fmin1=220 Mpa HP2=560 Mpa Fmin2=210 Mpa nts 6. 计算内容 计算结果 H2= HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560 1.16 0.92=597.63 MPa H1 H2，计算取 H= H2=560.28 Mpa c. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）： u=i34=4， a=0.4， ZH= 2/cos sin = 2/cos200 sin200 =2.5 且由 2表 11-5有 ZE=189.8，取 Kt Z2 t =1.1 2式 5-18计算中心距： a（ 1+u） KT1 （ ZE ZHZ / H） 2 /（ 2u a） =5 1.1 86955 2.5 189.8/（ 2 4 0.4 560.28）=147.61 由 1表 4.2-10 圆整 取 a=160 d齿轮参数设计： m=（ 0.007 0.02） a=180（ 0.007 0.02） =1.26 3.6 查 2表 5-7取 m=2 齿数 Z1=2a/m（ 1+u） =2 160/2（ 1+4） =32 Z2=uZ1=4 32=128 取 Z2=128 则实际传动比 i=149/31=4 分度圆直径 d1=mz1=2 32=64 ， d2=mz2=2 128=256 齿顶圆直径 da1= d1+2m=68， da2=d2+2m=260 齿基圆直径 db1= d1cos =64 cos20o =60.14 db2= d2cos =256 cos20o =240.56 齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.5 2=59 df2= d2-2.5m=256-2.5 2=251 圆周速度 v= d1n2/60 103 =3.14 256 63.829/60 103 =1.113 m/s， 中心距 a=（ d1+d2） /2=160 齿宽 b=a a =0.4 160=64 由 2表 5-6，选齿轮精度为 8 级 H=560.28 Mpa 圆柱齿轮参数 m=2 Z1=32 Z2=128 d1=64 d2=256 da1=8 da2=260 db1 =60.14 db2 =240.56 df1=59 df2= 251 v=1.113 m/s a=160 b=64 nts 7. 计算内容 计算结果 e. 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，由 2表 5-3，取 KA=1.0；由 2图 5-4 （ d ）， 按 8 级精度和 VZ/100= dn/60000/100=0.30144，得 Kv=1.03；由 2表 5-3 得 Ka=1.2；由 2图 5-7和 b/d1=72/60=1.2，得 KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.03 1.2 1.0 1.13=1.397 又 a1=arccosdb1/da1=arccos（ 60.14/68） =28.0268o =28o 1 36； a2 = arccosdb2/da2=arccos（ 2240.56/260） =22.0061o =22o 0 17 重合度 a=z（ tana1-tan） + z（ tana1-tan） /2 =32（ tan28.0268 o -tan20） +128（ tan22.0061 o -tan20） =1.773 即 Z =（ 4- a） /3=0.862，且 ZE=189.8， ZH=2.5 H =ZHZEZ 2KT1（ u+1） /bd2 1 u=2.5 189.8 0.862 2 1.397 83510 5.8065/（ 72 622 5.024）=240.63 H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件 f齿轮弯曲疲劳强度校核： 按 Z1=32， Z2=128，由 2图 5-14 得 YFa1=2.56， YFa2=2.18；由 2图 5-15得 Ysa1=1.65， Ysa2=1.84 由 2式 5-23计算 Y=0.25+0.75/ a=02.5+0.75/1.773=0.673 由 2图 5-19得 YN1=YN2=1.0， 由 2式 5-32切 m=2 5，得 YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0， Sfmin=1.4，由 2式 5-31 计算许用弯曲应力： F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220 2.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210 2.0/1.4=300 Mpa F1= 314.29 Mpa F2= 300 Mpa nts 8. 计算内容 计算结果 F1 F2， F= F2=300 Mpa 由 2式 5-24 计算齿跟弯曲应力： F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2 1.397 83510 2.56 1.650.673/（ 2 64 64） =71.233 300 Mpa F2= F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233 1.84 2.18/（ 2.56 1.65）=67.644 300 Mpa 两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度 五， 轴 的设计计算 4. 减速器高速轴 I 的设计 a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45 优质 碳素结构钢 ，调质处理， 按 2表 8-3查 得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpa b. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献 2 有 d A p/n n0=960r/min， p1=2.97 kw，且 A=0.110.16 d1 1623 取 d1=20 c. 考虑 I 轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为 dD=38 ，查 1表 4.7-1 选取联轴器规格 HL3（ Y38 82， Y30 60），根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图 1.2a 所示 d. 该轴受力计算简图如图 1.2b ， 齿轮 1 受力： （ 1）圆周力 Ft1=2T1/dm1=2 29.545/（ 64 10-3 ） =915.52 N， （ 2）径向力 Fr1= Ft1 tan cos 1 =915.52 tan200 cos17.70350 =317.44 N， （ 3）轴向力 Fa1= Ft1 tan sin 1 =915.52 tan200 sin17.70350 =101.33 N， e. 求垂直面内的支撑反力： MB=0， Rcy= F t1（ L 2 +L 3） /L 2 =915.52（ 74+55）/74=1595.97.97 N Y=0， RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N， F=300 Mpa B=637 Mpa， b-1=59 Mpa d1=20 选用柱销联轴器 HL3（ Y38 82，Y30 60） Ft1=915.52 N Fr1=317.44 N Fa1=101.33 N Rcy= 1595.97N RBY=-680.45 N nts 9. 计算内容 计算结果 垂直面内 D 点弯矩 Mdy=0， M1 dy= Rcy L3+ RBY（ L2+L3）=1595.97 55-680.45 129= 3662.14 N =3.662 N m f. 水平面内的支撑反力： MB=0， RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（ 74+55）-680.45 64/74=419.07 N， Z=0， RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N， 水平面内 D 点弯矩 MDz=0， M1 Dz= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07 55-101.63 129=-7.095N m g. 合成弯矩： MD= M2 Dz+ M2 Dy= 0 N m， M1 D = M12Dy+ M12Dz=7.98 N m h. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所示， 计算扭矩： T=T1 =29.545N m I. 校核高速轴 I：根据参考文献 3第三强度理论进行校核： 由图 1.2 可知， D 点弯矩最大，故先验算 D 处的 强度， MD M1 D ，取 M= M1 D =7.98 N m， 又抗弯截面系数： w= d3 min /32=3.14 203 /32=1.04510-6 m3 = M2 +T2 / w= 7.982 +29.5452 /1.045 10 -6 =39.132 b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求。 2. 减速器低速轴 II 的设计 a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径 db1=62 ）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为 45 优质 碳 素结构钢 ，调质处理 按 2表 8-3查 得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpa b. 该轴结构如图 1.3a，受力计算简图如图 1.3b 齿轮 2 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反）： Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N， 齿轮 3受力： Mdy=0 M1 dy= 3.662 N m RCz=419.07 N RBz= -101.63N MDz=0 M1 Dz= -7.095N m MD=0 N m， M1 D =7.98 N m T= 29.545N m M= 7.98 N m b=637 Mpa， b-1=59 Mpa Ft2=915.52N Fr2=317.44 N Fa2= 101.33 N nts 10. 计算 内容 计算结果 （ 1）圆周力 Ft3=2T2/dm3=2 86.955/（ 64 10-3 ） =2693.87N （ 2）径向力 Fr3= Ft2 tan =2693.87 tan200 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力： MB=0， RAy= Ft2（ L2+L3） + Ft3L3/（ L1+L2+L3） =915.52（ 70+63） +2693.87 63/183=1919.26 N Y=0， RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26 =1690.13 N 垂直面内 C 点弯矩： MCy = RAy L1=1919.26 21.5=41.26 N m， M1 Cy= RBY（ L2+L3） - Ft3L2 =1690.13 133-2693.87 70= 41.26 N m， D 点弯矩： MDy= RBY L3=1690.13 63= 92.96N m， M1 Dy= Ray（ L1+L2） - Ft2 L2 =1919.26 120-915.52 70=92.96 N m d. 水平面内的支撑反力： MB=0， RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（ L1+L2+L3） =317.44 133 980.49 63-101.33 238.827/2/128=750.70 N Z=0， RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N， 水平面内 C 点弯矩： MCz= RAzL1=750.70 50=23.65 N m， M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2 =547.23 133 - 980.49 70=-10.55N m， D 点弯矩： MDz = RBz L3=547.23 63=30.10 N m， M1 Dz= RAz（ L1+L2） -Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70 120 -101.33 164.9/2-317.44 70= 29.92N m e. 合成弯矩： MC= M2 Cz+ M2 Cy= 47.56N m M1 C= M12Cy+ M12Cy=42.59 N m Ft3=2693.87N F r3=980.49 N RAy=1919.26 N RBY=1690.13 N MCy=41.26 N m M1 Cy =41.26N m MDy= 92.96 N m M1 Dy= 92.96 N m RAz=750.70 N RBz=547.23N MCz=23.65 N m M1 Cz=-10.55N m MDz=30.10 N m M1 Dz=29.92N m MC=47.56N m M1 C=42.59 N m nts 11. 计算内容 计算结果 MD= M2 Dz+ M2 Dy=97.71 N m， M1 D = M12Dy+ M12Dz= 97.66N m f. 作轴的扭矩图如图 1.3c 所，计算扭矩： T=T2=86.955N m g. 校核低速轴 II 强度，由参考文献 3第三强度理论进行校核： 1. 由图 1.3 可知， D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度， MD M1 D ，取 M= M1 D =97.71 N m， 抗弯截面系数： w= d3 min /32=3.14 303 /32=2.65 10-6 m3 = M2 +T2 / w= 97.712 +86.9552 /2.65 10-3 =44.27 b-1=59 Mpa （ 2） .由于 C 点轴径较小故也应进行校核： MC M1 C ，取 M= M1 C=47.56 N m， 抗扭截面系数： w= d3 min /32=3.14 303 /32=2.65 10-6 m3 = M2 +T2 / w= 47.562 +86.9552 /2.65 10-6 =35.14 b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求 3. 减速器低速轴 III 的设计 a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45优质 碳素结构钢 ，调质处理，按 2表 8-3查 得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpa b. 该轴受力计算简图如图 1.2b 齿轮 4 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反）： 圆周力 Ft4=2693.87N，径向力 Fr4=980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力： MC=0， RBY= Ft4L1/（ L1+L2） =2693.87 71/（ 125+71）=1157.52 N Y=0， Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N， 垂直面内 D 点弯矩 MDy= RcyL1=1536.35 55=84.50 N m ， M1 Dy= RBY L2=1157.52 125=84.50 N m d. 水平面内的支撑反力： MD=97.71 N m M1 D =97.66N m T =86.955N m M= 47.56 N m B=637 Mpa b-1=59 Mpa Ft4=2693.87N Fr4=980.49 N RBY=1157.52 N Rcy=1536.35 N MDy=84.50 N m M1 Dy=84.50 N m nts 12. 计算内容 计算结果 MC=0， RBz=Fr4 L1/（ L1+L2） =980.49 70/196 =421.31N Z=0， RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N， 水平面内 D 点弯矩 MDz= RCz L1=559.18 71=30.75 N m， M1 Dz= RBz L2=421.31 125=30.76 N m e. 合成弯矩： MD= M2 Dz+ M2 Dy= 90.20 N m， M1 D = M12Dy+ M12Dz=89.92 N m f. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所，计算扭矩： T=T3=393.197N m g. 校核低速轴 III：根据参考文献 3第三强度理论校核： 由图 1.2 可知， D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度， MD M1 D ，取 M= MD =90.20 N m， 又抗弯截面系数： w= d3 min/32=3.14 423 /32 =7.27 10-6 m3 = M2 +T2 / w= 90.20 2 +393.1972 /7.27 10-6 =55.73 b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求。 六，滚动轴承的选择与寿命计算 1. 减速器高速 I 轴滚动轴承的选择与寿命计算 a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选 用圆锥滚子轴承，初取 d=40 ，由 1表 4.6-3选用型号为 30208，其主要参数为： d=40 ， D=80 ，Cr=59800 N， =0.37， Y=1.6， Y0=0.9， Cr0=42800 查 2表 9-6 当 A/R 时， X=1， Y=0； 当 A/R 时， X=0.4， Y=1.6 b. 计算轴承 D 的受力（图 1.5）， （ 1）支反力 RB= R 2 BY+ R2 Bz= 36.252 +269.272 =271.70 N， RC= R2 cy+ R2 Cz= 1184.792 +353.692 =1236.46 N （ 2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） RBz=421.31N RCz=559.18N MDz=30.75 N m M1 Dz=30.76 N m MD=90.20 N m M1 D =89.92 N m T= 393.197N m M= 90.20 N m 选用圆锥滚子轴承 30208 （ GB/T297-94） RB=271.70 N RC=1236.46 N nts 13. 计算内容 计算结果 SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N， SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N c. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 N d. 各轴承的实际轴向力 AB=max（ SB， FA -SC） = FA -SC =310.82 N， AC=（ SC， FA +SB） = SC =412.15 N e. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查 2表 9-7 fd=1.2， 又轴 I受较小力矩，取 fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144 =0.37 ， 取 X=0.4， Y=1.6， PB= fdfm（ X RB +YAB） =1.8（ 0.4 271.7+1.6310.82） =1090.79 N AC/ RC =412.15/1236.46=0.33 =0.37 ，取 X=1， Y=0， PC= fdfm（ X RC +YAC） =1.2 1.5 1 1236.46 = 2225.63N f. 计算轴承寿命 又 PB PC，故按 PC计算，查 2表 9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ ftC/P） /60n1=106 （ 59800/2225.63） 10/3 /（ 60 960） =0.12 106 h，按 每年 250 个工作日，每日一班制工作， 即 L1=60.26 L=11 年 故该轴承满足寿命要求。 2. 减速器低速 II 轴滚动轴承的选择与寿命计算 a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取 d=35 ，由 1表 4.6-3选用型号为 30207，其主要参数为： d=35 ， D=72 ，Cr=51500 N， =0.37， Y=1.6， Y0=0.9， Cr0=37200 查 2表 9-6 当 A/R 时， X=1， Y=0； 当 A/R 时， X=0.4， Y=1.6 b. 计算轴承 D 的受力（图 1.6） 1. 支反力 RB= R2 BY+R2 Bz= 1919.262 +547.232 =1995.75 N SB=90.57 N SC=412.15 N FA=101.33 N AB=310.82 N AC=412.15 N PB=1090.79 N PC=2225.63N 选用 圆锥滚子轴承 30207 （ GB/T297-94） RB=1995.75 N nts 14. 计算内容 计算结果 RA= R2 Ay + R2 Az = 750.702 +353.692 =922.23 N 2. 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N， SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N c. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 N d. 各轴承的实际轴向力 AB=max（ SB， FA +SA） = SB =623.67 N， AA=（ SA， FA-SB） = FA-SB =522.34 N e. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查 2表 9-7 fd=1.2， 又轴 I受较小力矩，取 fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312 =0.37， 取 X=1， Y=0 P B = f d f m （ X R B +YA B ） =1.2 1.5 1995.75=3592.35 N AA/ RA =522.34/922.23=0.566 =0.37，取 X=0.4， Y=1.6 PA= fd fm（ X RA +YAA） =1.8（ 0.4 922.23+1.6 522.34） =2168.34N f. 计算轴承寿命 又 PB PA，故按 PB计算，查 2表 9-4 得 ft=1.0 L10h=106 （ ftC/P） /60n2=106 （ 51500/3592.35） 10/3 /（ 60 303.673） =0.1833 106 h，按 每年 250 个工作日，每日一班制工作， 即 L1=91.65 L=11 年 故该轴承满足寿命要求。 3. 减速器低速 III 轴滚动轴承的选择与寿命计算 a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取 d=55 ，由 1表 4.6-3 选用型号为 6211，其主要参数为： d=55 ， D=100 ， Cr=33500 N， Cr0=25000 b. 计算轴承 D 的受力（图 1.5） 支反力 RB= R 2 BY+ R2 Bz= 1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC= R2 cy+ R2 Cz= 1536.352 +559.182 =1634.95 N c. 轴向外载荷 FA=0 N RA=922.23 N SB=623.67 N SA=288.20 N FA= 101.33 N AB=623.67 N AA=522.34 N PB=3592.35 N PA=2168.34N 选用深沟球轴承6211 （ GB/T276-94） RB=1231.81 N RC=1634.95 N FA=0 N nts 15. 计算内容 计算结果 d. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查 2表 9-7 fd =1.2， 又轴 I受较小力矩，取 fm =1.5 PB= fdfm RB =1.2 1.5 1231.8=2256.5 N PC= fd fm RC =1.2 1.5 1 1634.95= 2942.91N e. 计算轴承寿命 又 PB PC，故按 PC计算，查 2表 9-4 得 ft=1.0 L10h=106 （ ftC/P） /60n3=106 （ 33500 /2942.91） 10/3 /（ 60 63.829） =27.41 106 h，按 每年 250 个工作日，每日一班制工作， 即 L1=399.45 L=11 年故该轴承满足寿 命要求。 七，键联接的选择和验算 1.联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（ GB1095-79 ， GB1096-79），由 d=30，查 1表 4.5-1 得 b h=8 7，因半联轴器长为 60 ，故取键长 L=50 ， 即 d=30 ， h=7 ， L1 =L-b=42 ， T1=28.38 N m， 由轻微冲击，查 2表 2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4 29.844/（ 30 7 42） =12.87 P=100 Mpa 故此键联接强度足够。 2 小圆锥齿 轮与高速轴 I 的的键联接 采用圆头普通平键（ GB1095-79 ， GB1096-79），由 d=20，查 1表 4.5-1 得 b h=6 6，因小圆锥齿轮宽为 55，故取键长 L=42 即 d=20 ， h=6 ， L1 =L-b=36 ， T1=29.844N m， 由轻微冲击，查 2表 2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4 29.844/（ 20 6 36） =27.63 P=100 Mpa 故此键联接强度足够。 3 大圆锥齿轮与低速轴 II 的的键联接 PB=2256.5 N PC= 2942.91N L=50 d=30 h=7 L1 =42 T1=28.38 N m L=42 d=20 h=6 L1 = 36 T1=29.844N m nts 16. 计算内容 计算结果 采用圆头普通平键（ GB1095-79 ， GB1096-79），由 d=50 ，查 1表 4.5-1 得 b h=14 9，因大圆锥齿轮宽为 50 ，故取键长 L=44 即 d=50 ， h=9 ， L1 =L-b=30 ， T2=86.955 N m， 由轻微冲击，查 2表 2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4 86.955/（ 50 9 30） =25.76 P=100 Mpa 故此键联接强度足够。 4. 大圆柱齿轮与低速轴 III 的的键联接 采用圆头普通平键（ GB1095-79 ， GB1096-79），由 d=60，查 1表 4.5-1 得 b h=18 11，因大圆柱齿轮宽为 64，故取键长 L=54 ，即 d=60 ， h=11 ， L1 =L-b=36， T3=393.197 N m， 由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4 393.197 /（ 60 11 36） =66.19 P=100 Mpa 故此键联接强度足够。 5. 低速轴 III 与输出联轴器的键联接 采用圆头普通平键（ GB1095-79 ， GB1096-79），由 d=42，查 1表 4.5-1 得 b h=12 8，因半联轴器长 为 84 ，故取键长 L=72 ，即 d=42 ， h=8 ， L1 =L-b=60 ，T4=38
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