二级同轴减速器课程设计231.3%0.75%450%180
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减速器课程设计
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二级同轴减速器课程设计231.3%0.75%450%180,减速器课程设计
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机械设计课程设计 题目 名称 同轴式二级齿轮减速器设计 学生学院 机械与电子控制工程学院 专业班级 机电 0707 班 学 号 07225045 学生姓名 张雪冰 指导教师 岳建海 日 期 2010.01.04-2010.01-21 nts 目 录 机械设计基础课程设计任务书 .1 一、传动方案的拟定及说明 .1 二、电动机的选择 .1 三、 确定传动装置的总传动比和分配传动比 .2 四、 计算传动装置的运动和动力参数 .3 五 、 V 带的 设计计算 .4 六 、 齿轮 的设计计算 .5 七 、 传动 轴的设计 及校核 .11 八 、 轴承寿命的 校核计算 .23 九 、 键的选择及 校核 .26 十 、铸件减速器机体结构尺寸选择 . .26 十一、润滑油的选择 .26 参考资料目录 nts课程设计题目： 参数 ： 运输机工作轴转矩 T=1300N m， 运输机工作速度 V=0.75m/s， 卷筒直径 D=450mm 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用年限 8 年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 5% 。 要求 ： 1）完成减速器装配图 1 张（ A0 或 A1）； 2）零件工作图 1 3 张； 3）编写设计计算说明书 1份。 课程 设计进程安排 序号 设计各阶段内容 地点 起止日期 一 设计准备 机械楼 309 2010.01.042010.01.05 二 传动装置的总体设计 : 拟定传动方案；选择电动机； 计算传动装置运动和动力参数 传动零件设计计算 : 带传动、齿轮传动 和轴 主要参数的设计计算 机械楼 309 2010.01.062010.01.09 三 精确计算，绘制草图： 轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算 ;减速器箱体及附件的设计 ， 初绘减速器装配草图 ， 机械楼 309 2010.01. 102010.01.13 四 绘制减速器装配图 机械楼 309 2010.01. 142010.01.16 五 绘制零件图 机械楼 309 2010.01. 17 六 整理和编写 设计计算说明书 机械楼 309 2010.01. 182010.01.19 七 准备答辩 2010.01.20 nts- 1 - 一、传动方案的拟定及说明 传动方案 为 带轮 传动 和两级 斜齿 圆柱齿轮传动减 速。 二、电动机选择 1电动机类型和结构型式 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式 扇式结 即： 电压为 380V Y系列的三相交流电源电动机。 2电 动机容量 (1) 卷筒轴的输出功率 : = = vD2= 20.7545010;3 = 3.33rad s Pw = T1000 = 13003.331000 = 4.33Kw (2) 电动机输 出功率 ： = 传动装置的总效率 ： = 式中， ， ， ， ， 分别 为 带，轴承（滚动），齿轮，联轴器，卷筒的效率。带传动 = .；滚子轴承 = .；圆柱齿轮传动 = .； 联轴器 = .； 卷筒 = . 则 = . . . = . 故 = = . = . (3) 电动机额定功率 选取电动机额定功率 P=5.5Kw (4)电动机的转速 卷筒工作转速 = = . = . 根据指导书 P7 表推荐取 V 带传动比 i1 = 24，二级圆柱齿轮传动减速器传动比 i2 = 840，则传动比合理范围 ia = 16160，电动机转速可选范围为 nd = ia n = (16160)31.83 =509.285092.8r min 可见同步转速为 750， 1000， 1500， 3000 的电动机均符合要求。主要性能参数如下表： = . = . Pd = 5.48Kw = . nts- 2 - 方案 型号 额定 功率(Kw) 同步转速(r min ) 满载转速(r min ) 重量(Kg) 满载效率( ) 功率因数 总传动比 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 67 85.5 0.88 91.11 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 85.5 0.84 45.24 3 Y132M2-6 5.5 1000 960 85 85.3 0.78 30.16 4 Y160M2-8 5.5 750 720 97 85 0.74 22.62 综合考虑电动机尺寸、价格、重量、总传动比等方面因素，选择第二种方案，该电动机性能参数如下表： 型号 额定功率 (Kw) 满载转速 满载电流 效率（ ） 功率因数 启动转矩 重量(Kg) Y132S-4 5.5 1440(r min ) 11.6A 85.5 0.84 2.3 (N m) 68 该型号电动机的尺寸如下 表 ： (mm) 中心高 H 外形尺寸 L (AC/2+AD HD 底脚安装尺寸 A B 底脚螺栓孔直径 K 轴身尺寸D E 装键部位尺寸 F GD 132 470 345 315 216 140 12 38 80 10 41 三： 确定传动装置的总传动比和分配传动比： (1)确定总传动比： 电动机满载转数： nm = 1440r min 总传动比： ia = nmn = 144031.83 = 45.24 (2)分配带和齿轮传动比： 取 V 带传动比为： i0 = 2.8 齿轮总传动比： i = iai0= 54.242.8 = 16.16 nm = 1440r min = . i0 = 2.8 nts- 3 - (3)分配齿轮各级传动比： i1 (1.31.4)i 取 i1 = 4.6则 i2 = ii1= 16.164.6 = 3.51 四： 转动装置运动、动力参数计算： （ 1） 各轴转速的计算： 高速轴： n1 = nmi0= 14402.8 = 514.29r min 中间轴： n2 = n1i1=514.294.6 = 111.80r min 低速轴： n3 = n2i2= 111.803.51 = 31.85r min 卷筒： n4 = n3 = 31.85r min （ 2） 各轴的输入功率： 高速轴： P1 = Pd 1 = 5.50.96 = 5.28Kw 中间轴： P2 = P1 2 3 = 5.260.980.97 = 5.02Kw 低速轴： P3 = P2 3 2 = 50.980.97 = 4.77Kw 卷筒： P4 = P3 2 4 = 4.750.980.99 = 4.63Kw （ 3） 各轴的输入转矩： 电机轴的输出 转矩 ： TA = 9550 Pdnm= 9550 5.51440 = 36.48Nm 高速轴 ： T1 = TA i0 1 = 36.482.80.96 = 98.05Nm 中间轴 ： T2 = T1 i1 2 3 = 98.054.60.980.97 = 428.73Nm 低速轴 T3 = T2 i2 3 2 = 428.733.510.970.98 = 1430.52Nm 卷筒 ： = = . = . （ 4）各轴的输出转矩： 高速轴： T1 = T1 0.98 = 98.050.98 = 96.09Nm 中间轴： T2 = T2 0.98 = 428.730.98 = 420.16Nm 低速轴： T3 = T3 0.98 = 1430.520.98 = 1401.91Nm 卷筒： T4 = T4 0.98 = 1387.890.98 = 1360.13Nm 运动和动力参数如下表： 轴名称 功率 (Kw) 转矩 (N m) 转速(r min) 输入 输出 输入 输出 电动机 5.5 36.34 1440 高速轴 5.28 5.17 98.05 96.09 514.29 中间轴 5.02 4.92 428.73 420.16 111.80 低速轴 4.77 4.67 1430.52 1401.91 31.85 卷筒 4.63 4.54 1387.89 1360.13 31.85 = . = . i2 = 3.51 = . = . = . = . = . = . = . = . = . = . = . = . T1 = 95.73Nm T2 = 418.59Nm T3 = 1396.66Nm T4 = 1355.04Nm nts- 4 - 五：设计 V 带和带轮： （ 1） 根据已知的工作条件，有轻微振动，单办制工作，根据机械设计教材 P158 表 8-7 取 KA = 1.2 则 Pca = KA Pd = 1.25.5 = 6.6Kw （ 2） 确定带的类型： 根据机械设计教材 P156157图 8-11，由计算功率 Pca和带轮转速 n1选取 V 带类型为 A 型带。 （ 3） 选取基准直径 dd1和 dd2： 根据机械设计教材 P157 表 8-8 取小带轮直径 dd1 = 90mm， 则大带轮直径 dd2 = i0 dd1 = 2.890 = 252mm，查表 8-8 取dd2 = 250mm。 （ 4） 验算 V 带的速度： v = dd1 nm601000 = 90144060000 = 6.79m s 速度 v 在 525 范围内，因此 V 带效率能充分发挥。 （ 5） 确定中心距 a 和带长 Ld： dd1 +dd2 = 90+250 = 340mm 初选带的中心距要满足： 0.7(dd1 +dd2) a0 2(dd1 +dd2)，取 a0 = 1.2(dd1 +dd2) = 408mm，初定中心距为 408mm，则：Ld = 2a0 + 2(dd1 +dd2)+ (dd2;dd1)24a0= 2408 2(90+250)+ (250;90)24 = 1365.76mm。根据机械设计教材 P146 表 8-2取 Ld = 1400mm 中心距： a=a0 + Ld;Ld2 = 408+1400;1365.762 = 425.12mm amin = a0.015Ld = 425.120.0151400 = 404.12mm amax = a+0.03Ld = 425.12+0.031400 = 467.12mm 取 a=425mm。 （ 6） 验算小带轮包角： 1 = 180 (dd2 dd1)57.3a = 158.43 120 能传递有效载荷，包角合理。 （ 7） 确定 V 带根数： z = PcaPr= KA P(P0 +P0)K KLK为包角修正系数，机械设计 P155 表 8-5 取 K = 0.95； KL为长度系数，机械设计 P146 表 8-2 取 KL = 0.96； Pr为额定功率； P0为基本额定功率，由机械设计 P152-153 知P0 = 1.07Kw； P0为单根普通 V 带额定功率增量 P0 = 0.17Kw 则： z = 6.6（ 1.07:0.17） 0.950.96 = 6.18 故选取 V 带根数为 7 根。 dd1 = 90mm dd2 = 250mm v = 6.79m s Ld = 1400mm a=425mm 1 = 158.43 z=7 nts- 5 - （ 8）计算预紧力 F0： 由机械设计 P149 表 8-3 知， A 型带单位长度质量为q = 0.1Kg m 则： (F0)min = 500(2.5K)PcaKv+qv2 (F0)min = 500 (2.50.95)6.60.9576.79 +0.16.792 = 117.89N F0 (F0)min （ 9）计算工作在轴上的压轴力 FF： FF = 2zF0sin158.432 = 1621.31N 六：齿轮的设计： .高速级齿轮 按齿面疲劳强度计算 ： 1.选定齿轮类型，精度等级，材料 ， 齿数 及螺旋角 ： （ 1） 选用斜齿圆柱齿轮传动； （ 2） 运输机为一般工作机，速度不高，因此选用七级精度等 级； （ 3） 材料由机械设计 P191 表 10-1 选择小齿轮材料为 40 钢，调质处理，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，调质处 理，硬度为 240HBS，二者硬度相差 40HBS； 初选小齿轮齿数为 z1 = 20，则大齿轮齿数为 z2 = i1 z1 =4.620 = 92，取 z2 = 92。 （ 4） 初选螺旋角 = 12。 2.参数确定： （ 1） 载荷系数 Kt取 1.6，由机械设计 P217 图 10-30 取区域系数ZH = 2.43，由 P215 图 10-26 取 1 = 0.75， 2 = 0.83， = 0.75+0.83 = 1.58 （ 2） 应力循环次数： N1 = 60n1jLh = 60514.291(183008)= 5.9108 N2 = N1i = 0.13108 根据机械设计 P207 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KNH1 =0.92， KNH2 = 0.96，由 P205 表 10-7 取 d = 0.5(1+u)a， a为规定值，齿宽系数 d取 1.1 （ 3） 根据机械设计 P201 表 10-6 材料弹性影响系数 ZE = 189.8MP1 2 。 （ 4） 根据机械设计 P209 图 10-21d 按齿面硬度查小齿轮接触 疲劳强度极限 Hlim1 = 600MPa，大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2 =550MPa。 （ 5） 许用应力： 取失效概率为 1 ，安全系数 S=1 (F0)min = 117.89N FF = 1621.31N z1 = 18 z2 = 83 = 1.58 N1 = 5.9108 N2 = 0.16108 nts- 6 - H1 = KHN1Slim1S = 0.92600 = 552MPa H2 = KHN2Slim2S = 0.96550 = 528MPa H = H1 +H22 = 552+5282 = 540MPa 3.计算： （ 1）小齿轮分度圆直径 d1t： d1t 2KtT1du+1u （ ZHZEH）23d1t 21.69.611041.11.58 5.64.6（2.43189.8540 ）23=53.96mm （ 2）圆周速度 v： v = d1tn1601000 = 53.96514.2960000 = 1.45m s （ 3） 载荷系数 K： 根据机械设计 P193 表 10-2 原动机为电动机，载荷有轻微冲击，则取使用系数 KA = 1.25， P210 取七级精度，根据 P194 表 10-8取 KV = 1.09，由 P196-197 表 10-4 取 KF = 1.37，由 P198 图10-3 的 KH = KF = 1.4 载荷系数： K = KAKVKHKH = 1.251.091.41.42 = 2.71 （ 2） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径： d1 = d1t KKt3 = 53.96 2.711.63= 64.32mm （ 3） 同轴式中心距要满足： a d12 (1+i) = 64.322 (1+4.6) = 180.1mm . 低 速级齿轮 按齿面疲劳强度计算 ： 1.选定齿轮类型，精度等级，材料，齿数及螺旋角： （ 6） 选用斜齿圆柱齿轮传动； （ 7） 运输机为一般工作机，速度不高，因此选用七级精度等 级； （ 3） 材料由机械设计 P191 表 10-1 选择小齿轮材料为 40 钢，调质处理，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度为 240HBS，二者硬度相差 40HBS； 初选小齿轮齿数为 z1 = 22，则大齿轮齿数为 z2 = i2 z1 =3.5120 = 77.22，取 z2 = 77。 H1 = 552MPa H2 = 528MPa H = 540MPa v = 1.45m s K = 2.71 d1 = 64.32mm a 180.1mm nts- 7 - （ 5） 初选螺旋角 = 13。 2.参数确定： （ 1） 载荷系数 Kt取 1.6，由机械设计 P217 图 10-30 取区域系数ZH = 2.435，由 P215 图 10-26 取 1 = 0.78， 2 = 0.88， = 0.78+0.88 = 1.66 （ 2） 应力循环次数： N1 = 60n2jLh = 60111.801(183008)= 1.29108 N2 = N1i2= 3.68107 根据机械设计 P207 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KNH1 =0.97， KNH2 = 0.98，由 P205 表 10-7 取 d = 0.5(1+u)a， a为规定值，齿宽系数 d取 1 （ 8） 根据机械设 计 P201 表 10-6 材料弹性影响系数 ZE = 189.8MP1 2 。 （ 9） 根据机械设计 P209 图 10-21d 按齿面硬度查小齿轮接触 疲劳强度极限 Hlim1 = 600MPa，大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2 =550MPa。 （ 10） 许用应力： 取失效概率为 1 ，安全系数 S=1 H1 = KHN1Slim1S = 0.97600 = 582MPa H2 = KHN2Slim2S = 0.98550 = 539MPa H = H1 +H22 = 582+5392 = 560.5MPa 3.计算： （ 1）小齿轮分度圆直径 d1t： d1t 2KtT1du+1u （ ZHZEH）23d1t 21.64.2910511.66 4.513.51（2.435189.8560.5 ）23=89.60mm （ 2）圆周速度 v： v = d1tn2601000 = 89.60111.8060000 = 0.52m s （ 3） 载荷系数 K： 根据机械设计 P193 表 10-2 原动机为电动机，载荷有轻微冲击，则取使用系数 KA = 1.25， P210 取七级精度，根据 P194 表 10-8取 KV = 1.09，由 P196-197 表 10-4 取 KF = 1.34，由 P198 图N1 = 1.29108 N2 = 3.68107 H1 = 582MPa H2 = 539MPa H = 560.5MPa v = 0.52m s nts- 8 - 10-3 的 KH = KF = 1.2 载荷系数： K = KAKVKHKH = 1.251.091.21.425 = 2.33 （ 4） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径： d1 = d1t KKt3 = 89.60 2.331.63= 101.56mm （ 5） 同轴式中心距要满足： a d12 (1+i2) = 101.562 (1+3.51) = 229.02mm 要同时满足接触疲劳强度要求应满足 a 229.02mm，因此取a=230mm。 .对于高速级齿轮： 1.计算参数： mn = 2acosz1 +z2= 2230cos12112 = 4.02mm 取 mn = 4mm z1 +z2 = 2acosmn= 2230cos124 = 112.47 取 z1 +z2 = 112 z1 = z1 +z21+i = 1125.6 = 20 z2 = 11220 = 92 = cos;1（ z1 +z2） mn2230 = 13.11 重新校核，满足要求。 2按齿根弯曲强度校核： （ 1） 载荷系数： K = KAKVKHKH = 1.251.091.21.425 = 2.33 （ 2）纵向重合度 ： = 0.318dz1 tan = 0.3181.1tan13.11 22 = 1.63 根据机械设计 P217 图 10-28 取螺旋角影响系数 Y = 0.88 （ 3）当量齿数： ZV1 = z1cos3 = 20cos3 13.11 = 21.65 K = 2.33 d1 = 101.56mm a 229.02mm a=230mm = z1 = 20 z2 = 92 = . = . = 1.63 nts- 9 - ZV2 = z2cos3 = 92cos3 13.11 = 99.58 （ 3） 应力校正系数： 根据机械设计 P200 表 10-5 应力校正系数 YSa1 = 1.55， YFa1 = 1.78 （ 4） 寿命系数： 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.85， KFN2 = 0.88 （ 5） 根据机械设计 P208 图 10-20c 取小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1 = 500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2 = 380MPa （ 6） 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F1 = KFN1FE1S = 0.855001.4 = 303.57MPa F2 = KFN2FE2S = 0.883801.4 = 238.86MPa YFa1YSa1F1 =2.801.55303.57 = 0.01430 YFa2YSa2F2 =2.201.78238.86 = 0.01639 比较发现大齿轮的值较大。 mn 2KT1Y cos2 dz12 YFYSF3 mn = 0.01639 22.590.889.61104 cos2 13.111.1202 1.583MV1,MH2 MV2,因此： M = M1 = MH2 +MV12 = 173830.922 +40186.752= 178415.70Nmm 6.按弯曲扭转合成应力校核轴强度： 取 =0.6 ca = M12 +(T)2W =178415.702 +(0.698050)20.1333 =52.28MPa 轴的材料是 45 钢，调质处理 ;1 = 60MPa ca S = 1.5 因此高速轴符合安全要求。 .中间 轴和轴承： 1.转矩 T2 = 428.73Nm 2.求作用在齿轮上的力： 高速级 大 齿轮直径 d = 377.85mm Ft = 2T2d = 2428730377.85 = 2269.31N Fr = Fttanncos = 2269.31 tan20cos13.11 = 848.07N Fa = Fttan = 2269.31tan13.11 = 528.50N 低速级小齿轮直径 d = 102.22mm Ft = 2T2d = 2428730102.22 = 8388.34N Fr = Fttanncos = 8388.34 tan20cos11.97 = 3120.98N Fa = Fr tan = 3120.98tan11.97 = 1778.42N 3.初步确定轴最小直径： 根据机械设计 P378，取轴材料为 45 钢，调质处理 P370 表 15-3取 A0 = 112 S = 4.69 S = 8.71 Sca = 4.13 Ft = 2269.31N Fr = 848.07N Fa = 528.50N Ft = 8388.34N Fr = 3120.98N Fa = 1778.42N nts- 20 - dmin = A0P2n23 = 112 5.02103111.83= 39.81mm 4.轴结构： ： L=45mm， d=40mm 与轴承（ 30206 圆锥滚子轴承）和轴套配合 ： L=101mm， d=50mm 与低速级小齿轮配合 ： L=94mm， d=56mm 齿轮轴肩定位 ： L=86mm， d=50mm 与高速级 大 齿轮配合 ： L=50mm， d=40mm 与轴套和轴承配合 5.求轴上载荷： 对 30208 轴承 a16.9mm 轴受力平衡： L1=84.1mm， L2=191.5mm， L3=71.6mm FtL1 = Ft(L1+L2)+FNH2(L1+L2+L3) FNH2 = 230.53N FNH1 = Ft Ft FNH2 = 5888.54N MH1 = FNH1 L1 = 5888.5484.1 = 495226.21Nmm Ma = FaD2 =1778.42802 = 71136.8Nmm dmin = 39.81mm FNH1 = 5888.54N FNH2 = 230.53N MH1 = 495226.21Nmm nts- 21 - Ma = FaD2 = 528.5802 = 21140Nmm Ma +FrL1 = Fr(L1+L2)+FNV2(L1+L2+L3) FNV2 = 226.79N FNV1 = Fr Fr FNV2 = 2046.12N MV1 = 2046.1284.1+71136.8 = 243215.49Nmm MH1 MV1,MH2 MV2,因此： M = M1 = MH2 +MV12 = 495226.212 +243215.49= 551727.08Nmm 6.按弯曲扭转合成应力校核轴强度： 取 =0.6 ca = M12 +(T)2W =551727.082 +(0.6428730)20.1503= 48.70MPa 轴的材料是 45 钢，调质处理 ;1 = 60MPa ca S = 1.5 因此截面 左 侧符合安全要求。 （ 2）截面 右 侧： 1）抗弯截面系数： W=0.1d13 = 12500mm3 2）抗扭截面系数： WT=0.2d13 = 25000mm3 3）截面左侧弯矩： M=233549.16Nmm 4）扭矩： T1 = 428730N mm 5）弯曲应力： b = MW = 233549.1612500 = 18.68MPa 6）扭转应力： T = TWT= 42873025000 = 17.15MPa 轴材料为 45Cr，调质处理， B = 640MPa， ;1 = 275MPa， ;1 = 155MPa 根据机械设计 P43 附表 3-8 取 k= 3.36则 k= 0.8k= 2.69 轴为磨削加工由 P43 附图 3-4 得表面质量系数 = = 0.92 轴未经表面强化处理 q = 1则： K = k+ 11 = 3.45 K = k+ 11 = 2.78 根据机械设计 P40-413-1 及 3-2 得碳钢特性系数： = 0.10.2，取 0.1 = 0.050.2，取 0.05 轴向力引起的压缩应力很小，可以忽略因此 m = 0 K = 2.73 K = 2.01 S = 2.76 S = 4.49 Sca = 2.35 W= WT = 25000mm3 b = 18.68MPa T = 17.15MPa K = 3.45 K = 2.78 nts- 23 - S = ;1Ka +m= 2753.4518.68 = 4.27 S = ;1Ta +m= 1552.7817.152 +0.0517.152= 6.39 Sca = SSS2 +S2= 3.53 = 1.5 因此 中间 轴符合安全要求。 八：轴承寿命的校核： 1. 主动轴 30206 圆锥滚子轴承： 30206 轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN， e=0.37， Y=1.6 轴承径向载荷： Fr1 = FNH12 +FNV12 = 2597.02N Fr2 = FNH22 +FNV22 = 1790.76N 派生轴向力： Fd1 = Fr12Y = 2597.0221.6 = 811.57N Fd2 = Fr22Y = 1790.7621.6 = 559.61N Fa +Fd2 = 556+559.61 = 1115.61N 因此轴承左端压紧，右端放松， Fa1 = Fa +Fd2 = 1115.61N， Fa2 = 811.59N 取载荷系数 fP = 1.5 Fa1Fr1 0.37 = ，取 X1=0.4， Y1=1.6 P1= fP(X1Fa1 +Y1Fr1) = 1.5(0.42597.02+1.61115.61) =4235.68N Fa2Fr2 = 0.45 0.37 = ，取 X2=0.4， Y2=1.6 P2=fP(X2Fa2 +Y2Fr2) = 1.5(0.41790.76+1.6811.59) =3022.27N 取 P=P1=4235.68N 校核寿命： Lh = 10660n（CP）3= 10660514.29（43.31034235.69 ）3= 48387.14h 30088 = 19200h，因此所选轴承适用。 2. 中间轴 30208 圆锥滚子轴承： 30206 轴承的基本额定动载荷 Cr=63KN， e=0.37， Y=1.6 S = 4.27 S = 6.39 = . Fr1 = 2597.02N Fr2 = 1790.76N = . = . = . Fa2 = 811.59N P1=4235.68N P2=3022.27N Lh = 48387.14h nts- 24 - 轴承径向载荷： Fr1 = FNH12 +FNV12 = 6233.90N Fr2 = FNH22 +FNV22 = 323.38N 派生轴向力： Fd1 = Fr12Y = 6233.9021.6 = 1948.09N Fd2 = Fr22Y = 323.3821.6 = 101.06N Fa +Fd1 = 1928.06+528.5 = 2476.59N Fd2 +Fa = 101.06+1778.42 = 1879.48N 0.37 = ，取 X2=0.4， Y2=1.6 P2=fP(X2Fa2 +Y2Fr2) = 1.5(0.4328.39+1.62476.59) =6140.85N 取 P=P1=9350.85N 校核寿命： Lh = 10660n（CP）3= 10660111.8（631039350.85 ）3= 45590.6h 30088 = 19200h 0.44 = e，取 X2=0.4， Y2=1.4 P2= fP(X2Fa2 +Y2Fr2) = 1.5(0.44179.62+1.43293.15) = 9423.39N 取 P=P2=9423.39N 校核寿命： Lh = 10660n（CP）3= 1066031.85（138 1039423.39 ）3= 1543444.63h 30088 = 19200h 1543444.63，因此所选轴承适用。 九键的选择及校核： P = 2TKhL = 4TdhL P 建的材料为 45Cr， =125-150MPa 1. 高速轴上的键： （ 1） 与带轮相连处选键 820，单键， bhL=8720 P = 4TdhL = 49805025720 = 101.87 125MPa 满足要求。 （ 2） 与齿轮相连处 选键 1070，单键， bhL=10870 P = 4TdhL = 49805025870 125MPa 满足要求。 2. 中间轴上的键： （！） 与低速级小齿轮相连处选键 1480，单键， bhL=14980 （ 2） 与高速级大齿轮相连处选键 1463，单键， bhL=14963 因为两键处的轴直径即 d 相等，因此只需要校核低速级大齿轮处即可。 P = 4TdhL = 442873050963 = 60.49 125MPa 满足要求。 3. 低速轴上的键： （ 1）与低速级大齿轮相连处选键 2280，单键， bhL=221480 P = 4TdhL = 414305208
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