二级斜齿减速器课程设计1384.2%1%375%191%247
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计1384.2%1%375%191%247,减速器课程设计
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1 湖南工业大学机械工程学院 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 设计题目 : 带式输送机传动 系统 的设计 专业班级 : 机械设计 092 姓 名 : 吴浪 学 号 : 09405700523 指导老师 : 李力坚 完成日期 : 2011-12-27 nts 2 目录 机械设计 课程设计任务书 . 3 电动机的选择 . 5 传动参数的计算 . 6 高速齿轮 副 3 的设计 . 7 低速齿轮 副 的设计 . 11 高速轴的设计 . 16 中间轴的设计 . 19 低速轴的设计 . 22 高速轴轴承的校核 . 25 中间轴轴承的校核 . 26 低速轴轴承的校核 . 28 各轴上键的校核 . 29 润滑和密封 . 错误 !未定义书签。 设计小结 . 31 nts 3 一 、 机械设计课程设计任务书 1.设计任务 设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有两级圆柱 齿轮减速器。 2传动系统总体方案（见图 1） 带式输送机由电动机驱动。电动机 1通过联轴器 2将动力传入两级圆柱齿轮减 速器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带 6工作。 图 1 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 两级圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 3原始数据（见表 1） 设输送带最大有效拉力为 F（ N），输送带工作速度为 v（ m/s），输送机滚筒直径为 D（ mm），其具体数据见表 1。 nts 4 表 1 设计的原始数据 分组号 1 2 3 4 5 6 7 F（ N） 4000 4500 3000 4000 3000 3200 4200 v（ m/s） 0.8 1.0 1.2 1.0 1.4 1.3 1.0 D（ mm） 315 355 400 400 355 300 375 4工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度 v 的允许误差为 5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 2 3 年，大批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 5. 设计工作量 1.传动方案运 动简图 12 张（ A4 附在说明书里）。 2.减速器装配草图 1 张（ A1）。 3.完成减速器二维装配图一张（计算机绘图， A1）。 4.完成二维主要零件图两张（计算机绘图， A3）。 5.设计说明书 1 份（ 20 页 25 页）。 个人设计数据 输送带最大有效拉力为 4200 F（ N）， 输送带工作速度为 1.0 v（ m/s）， 输送机滚筒直径为 375 D（ mm） nts 5 二、 电动机的选择 1、 选定 Y 系列电动机。 Y 系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声小 、振动小的优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。 2、 确定功率 （ 1）、工作机所需功率 )( 1 0 0 0/Ww WW VF取W=0.96 KWKNW 375.496.01000/s/m.12.4 ）（）（(2)、电动机至工作机的总效率 取圆柱齿轮传动效率 98.01 取滚 动轴承传动效率 98.02 取联轴器传动效率 99.03 故 87.099.098.098.0 242234221 （ 3）、所需电动机的功率 WWd 03.587.0/3 7 5.4/ (4)、按电动机的额定功率选用电动机 查 Y 系列（ IP44）三相异步电动机的技术数据 选定型号为 Y160L-6 的电动机 其额定功率为 KWKW 03.511dm 满载转速 min/r970n m 3、 传动比的分配 工作机输送带滚筒转 m in/r510 . 3 7 5 m3 . 1 46 0 s ) /( 1 . m / s/vnw ）（D总传动比 02.1951/970n/niwm 取高速级传动比 6.4i1 低速级传动比 4.3i2 nts 6 三、 传动参数的计算 1、 各轴的转速 n （ r/min） 高速轴 的转速 m in/r97 0nn m1 中间轴的转速 m in/r9.210i/nn 112 低速轴的转速 m in/r.62ii/ni/nn21m223 ）（滚筒轴的转速 min/r62nn34 2、 各轴的输入功率 P (KW) 高速轴的输入功率 KWKWPP 89.1099.0113m1 中间轴的输入功率 KWPP 46.1098.098.089.102112 低速轴的输入功率 KWPP 05.1098.098.046.102123 滚筒轴的输入功率 KWPP 75.998.099.005.102334 3、 各轴的输入转矩 T (N*m ) 高速轴的输入转矩 m*22.107970/89.109550n/9550 111 NPT 中间轴的输入转矩 m*17.47 19.21 0/46.1095 50n/95 50 222 NPT 低速轴的输入转矩 m*02.1 5 4 862/05.109 5 5 0n/9 5 5 0333 NPT 滚筒轴的输入转矩 m*81.15 0162/75.995 50n/95 50 444 NPT 电机轴 轴 轴 轴 滚筒轴 功率 P/KW 11KW 10.89KW 10.46KW 10.05KW 9.75KW 转矩T/(N*m) 107.22 107.22 471.17 1548.02 1501.81 转速 n/（ r/min） 970 970 210.9 62 62 传动比 i 1 4.6 3.4 1 效率； 0.99 0.98 0.98 0.99 nts 7 四、 高速级齿轮的设计 1、 设计参数：输入功率 KW89.101 ,小齿的转速 min/r970n 1 传动比 6.4i1 工作寿命 8 年（设每年工作 300 天） 两班制，工作平稳 2、 选定齿轮类型、精 度等级、材料及齿数 （ 1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动 （ 2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB 10095 88） （ 3）材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 4）选小齿轮齿数 241 ，大齿轮齿数 4.11 0246.42 取齿数为 1102 Z （ 5）初选螺旋升角 o14 3、按齿面接触强度设计 按公式试算，即 32d1tt1 u1u2dHEH ZZTK （ 1） 确定公式内的各计算数值 试选 6.1t K齿宽系数 1d 小齿轮传递转矩 m*22.1071 NT 选取区域系数 433.2HZ 端面重合度系数 C O SZZ )11(2.388.121 67.114)110/124/1(2.388.1 oC O S 材料的弹性影响系数 218.189aE MPZ 小齿轮的接触疲劳强度极限aH MP6001lim 大齿轮的接触疲劳强度极限aH MP5502lim 应力循环次数 nts 8 9h11 10794.21030082197060jn60 ）（LN 8112 10073.6i NN 取接触疲劳寿命系数 90.01 HNK95.02 HNK取失效概率为 1%，安全系数 S=1 aaHHNH MPMPSK 5406009.0 1l i m11 aaHHNH MPMPSK 5.52255095.0 2l i m22 许用接触应力aHHH MP25.5312/)5.522540(2 21 （ 2）代入参数数值并计算 试算小齿轮分度圆直径 mmmmd t 08.68)25.531 8.189433.2(6.4 6.567.11 10072.16.123 251 计算圆周速度 smndv t /458.310006097008.6810006011 计算齿宽 b 及模数ntmmmmmdb td 08.6808.6811 mmC O SZdm otnt 75.2241408.68c o s11 mmmh nt 1875.675.225.225.2 00.11/ hb 计算纵向重合度 903.114t a n241318.0t a n318.01 od Z 计算载荷系数 K 使用系数 1AK 根据 v=3.458m/s 7 精度 得动载系数 12.1VK42.1HK 35.1FK 2.1 FH KK nts 9 91.142.12.112.11 HHVA KKKKK按实际载荷系数校正分度圆直径 mmmmKKddtt 22.726.191.108.68 3311 计算模数 mmZdm on 92.22414c o s22.72c o s11 4、按齿根弯曲强度设计 3 211c os2FYYdZYKTm SaFan (1)确定计算参数 814.135.12.112.11 FFVA KKKKK根据纵向重合度 903.1查 得螺旋影响系数 88.0Y计算当量齿数 27.2614c os24c os 3311 oVZZ41.12014c os110c os 3322 oVZZ查小齿轮弯曲疲劳强度极限a1 500 MPFE 查大齿轮弯曲疲劳强度极限aFE MP3802 查大小齿轮的疲劳寿命系数 85.01 FNK88.02 FNK计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=1.4 aaFEFNF MPMPSK 57.3034.1 50085.0 111 aFEFNF MPSK 86.2384.1 38088.0 222 查取齿形系数 592.21 FaY 164.22FaY 查取应力校正系数 nts 10 596.11 SaY 806.12SaY 计算大小齿轮的 F SaFaYY值，并比较 小齿轮： 013 63.057.303596.1592.2 111 FSaFa YY大齿轮： 016 36.086.238806.1164.2 222 FSaFa YY大齿轮的数值比较大 （ 2）代入参数数值并设计计算 mmmmm on 69.10 1 6 3 6.0903.1241 )14( c o s88.010072.1814.123 2 25 取 2nm按 08.681 d 计算齿数 03.33214c o s08.68c o s11 onmdZ 取 331 Z 则 8.1516.433112 ZiZ 取 1522 Z 5、几何尺寸 计算 （ 1）计算中心距 mmmZZon 66.19014c o s22)15233(c o s2 )(a 21 将中心距圆整为 mma 191 （ 2）按中心距修正螺旋角 21 5723141912 2)15233(a r c c o s2 )(a r c c o s ona mZZ 因为值改变不多，故参数KHZ 等不必修正 （ 3） 大小齿轮分度圆 mmmZon 14.68572314c o s233c o sd11 取整 mm68d 1 mmmZdon 86.313572314c o s2152c o s22 取整 mm314d 2 nts 11 （ 4）齿轮宽度 mmdbd 681 取整后取 mmB 682 mmB 731 五、 低速齿轮的设计 1、 设计参数：输入功率 KW35.102 ,小齿的转速 min/r9.210n 1 传动比 4.3i1 工作寿命 8 年（设每年工作 300 天） 2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动 （ 2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB 10095 88） （ 3）材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 4）选小齿轮齿数 243 ，大齿轮齿数 6.81244.34 取齿数为 824 Z （ 5）初选螺旋升角 o16 3、按齿面接触强度设计 按公式试算，即 32d2tt3 u1u2dHEH ZZTK （ 2） 确定公式内的各计算数值 试选 4.1t K齿宽系数 1d 小齿轮传递转矩 m*17.4712 NT 选取区域系数 4.2HZ 端面重合度系数 C O SZZ )11(2.388.143 64.116)82/124/1(2.388.1 oC O S nts 12 材料的弹性影响系数 218.189aE MPZ 小齿轮的接触疲劳强度极限aH MP6003lim 大齿轮的接触疲劳强度极限aH MP5504lim 应力循环次数 8h23 10074.6103008219.21060jn60 ）（LN 8234 10786.1i NN取接 触疲劳寿命系数 93.03 HNK98.04 HNK取失效概率为 1%，安全系数 S=1 aaHHNH MPMPSK 55860093.0 3l i m33 aaHHNH MPMPSK 53955098.0 4l i m44 许用接触应力aHHH MP5.5482/)539558(2 43 （ 2）代入参数数值并计算 试算小齿轮分度圆直径 mmmmd t 6.105)5.548 8.1894.2(4.3 4.464.11 107117.44.123 253 计算圆周速度 smndv t /166.11000609.2106.105100060 23 计算齿宽 b 及模 数ntmmmmmdbtd 6.1056.10513 mmC O SZdm otnt 23.424166.105c o s33 mmmhnt 5 1 7 5.923.425.225.2 10.11/ hb nts 13 计算纵向重合度 188.216t a n241318.0t a n318.03 od Z 计算载荷系数 K 使用系数 1AK 根据 v=1.166m/s 7 精度 得动载系数 05.1VK324.1HK 35.1FK 2.1 FH KK 62.1324.12.102.11 HHVA KKKKK 按实际载荷系数校正分度圆直径 mmmmKKddtt 86.1104.162.16.105 3333 计算模数 mmZdm on 44.42416c o s86.1 1 0c o s33 4、按齿根弯曲强度设计 3 232c os2FYYdZYKTm SaFan (1)确定计算参数 6524.135.12.102.11 FFVA KKKKK根据纵向重合度 188.2查得螺旋影响系数 87.0Y计算当量齿数 02.2716c os24c os 3333 oVZZ32.9216c os82c os 3344 oVZZ查小齿轮弯曲疲劳强度极限a3 500 MPFE 查大齿轮弯曲疲劳强度极限aFE MP3804 查大小齿轮的疲劳寿命系数 9.03 FNK95.04 FNK计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=1.4 aaFEFNF MPMPSK 43.3214.1 5009.0 333 nts 14 aFEFNF MPSK 86.2574.1 38095.0 444 查取齿形系数 570.23 FaY 195.24FaY 查取应力校正系数 60.13 SaY 782.14SaY 计算大小齿轮的 F SaFaYY值，并比较 小齿轮： 01279.043.3216.157.2 3 33 FSaFa YY 大齿轮： 015 17.086.257782.1195.2 4 44 FSaFa YY 大齿轮的数值比较大 （ 2）代入参数数值并设计计算 mmmmm on 47.20 1 5 1 7.0188.2241)16( c o s87.0107 1 1 7.46 5 2 4.123225 取 3nm按 86.1103 d计算齿数 5.35316c o s86.110c o s33 onmdZ 取 361 Z 则 4.1224.336112 ZiZ 取 1222 Z 5、几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 mmmZZon 55.2 4 616c o s2 3)1 2 236(c o s2 )(a 43 将中心距圆整为 mma 247 （ 2）按中心距修正螺旋角 43 33211624723)12236(a r c c o s2)(a r c c o s onamZZ 因为值改变不多，故参数KHZ 等不必修正 （ 3）大小齿轮分度圆 nts 15 mmmZon 56.112332116c o s336c o sd33 取整 mm113d 3 mmmZdon 44.3 8 1332116c o s31 2 2c o s44 取整 mm3814d （ 4）齿轮宽度 mmdbd 1133 取整后取 mmB 1134 mmB 1183 nts 16 六、 高速轴的设计 1、 高速轴的主要设计参数 轴的输入功率 KWP 89.101 转速 min/r970n 1 转矩 m*22.1071 NT 572314 o on 20 2、齿轮上的作用力 小齿轮的分度圆直径 mm68d 1 圆周力 NTF 5.3153681072202d211t 径向力 NFFoont 118557231420t a n5.3153c ost a nr 轴向力 NFF ota 6.809572314t a n5.3153t a n 3、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取 1150 AmmnPA 75.2597089.10115d 33110m i n 选择联轴器 计算联轴器的转矩3ca TKT A, 取 3.1AK 则 mmNTKTAca *1 3 9 3 8 61 0 7 2 2 03.13 查标准（ GB/T 5843-1986），选用 YL7 型凸缘联轴器4428 60301 BJJ，其公称转矩为 160000N*mm。半联轴器的孔径 mmd 281 ，故取 轴第一段 mm28d 21 半联轴器长度 L=92mm，半联轴器与轴配合的轴径长度 mm441 L 4、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案，如下图 nts 17 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-3 段的直径为 mmd 3532 ；左端用挡圈定位，取挡圈直径为 D=37mm。 1-2 轴段的长度应比轴径长度略短一些，故取 mml 4221 初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列 圆锥滚子轴承。 初步选取 0 基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 33208，其尺寸为 d*D*T=40mm*80mm*32mm,故 mmdd 408743 ， mmll 328743 mmdd 457654 mml 5032 mml 16754 mml 7365 mml 4076 （ 3）轴上零件的周向定位 齿轮采用齿轮轴，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。采用平键为8mm*7mm*32mm,半联轴器与轴的配合为6k7H。滚动轴承与轴的周向定位是 由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角 o452 各轴肩处取圆角半径为 2mm nts 18 5、求轴上的载荷 做出弯矩图和扭矩图如下 从轴的结构图以及弯矩扭矩图可以看出齿轮轴的中间截面是危险截面。 将此截面的数值列于下表 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=860N,FNH2=2293.5N FNV1=423.3N,FNV2=761.7N 弯矩 M MH=172000N*mm Mv1=84660N*mm，Mv2=57127.5N*mm 总弯矩 M1=191706.3N*mm, M2=181238.9N*mm 扭矩 T T1=107220N*mm nts 19 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 轴的计算应力为 a3222121 08.8631.0)1 0 7 2 2 06.0(3.1 9 1 7 0 6)( MPWTMca 而查出aMP60 1 ，因此 1 ca，故 轴的设计满足 弯扭强度要求。 七、 中间轴的设计 1、中间轴的主要设计参数 轴的输入功率 KWP 46.102 转速 m in/9.2 1 0n 2 r mmNT *4 7 1 1 7 02 332116 o on 20 2、齿轮上的作用力 小齿轮的分度圆直径 mm113d3 圆周力 NTF 3.83391134711702d232t1 径向力 NFFoont 3.316333211620t a n3.8339c ost a n1r1 轴向力 NFF ota 9.2 4 4 7332116t a n3.8 3 3 9t a n 11 大齿轮的分度圆直径 mm314d 2 圆周力 NFF 5.3153tt2 径向力 NFF r 1 18 5r2 轴向力 NFF aa 6.8092 3、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取 1100 A mmnPA 42.409.21046.10110d 33220m i n 该轴上有两个键槽，故最小轴径增大 11%，则 mm87.44d m i n 轴的最小直径是装在滚动轴承上的， 故初选滚动轴承。轴承同时受到径向和轴nts 20 向的作用力，故选用单列圆锥滚子轴承，选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32309，其尺寸为 d*D*T=45mm*100mm*38.25mm 故取轴的第一段 mm45d 21 4、轴的结构设计 （ 1）拟定在轴上的装配方案 ，如下图 （ 2）根据轴向定位及高速轴位置的要求确定轴的各段直径和长度 数值如下表： (单位： mm) 轴径 d 轴长 l 1-2段 2-3段 3-4段 4-5段 5-6段 6-7段 7-8段 1-2段 2-3段 3-4段 4-5段 5-6段 6-7段 7-8段 45 55 65 60 55 50 45 32 19 12 116 88 45 32 （ 3）轴上零件的定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。 选小齿轮的平键为 18mm*11mm*100mm, 选大齿轮的平键为 16mm*10mm*50mm 选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过 渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 轴端倒角为 2*45，各轴肩处的圆角半径为 2mm 轴的结构图如下： nts 21 5、求轴上的载荷 做出弯矩图和扭矩图如下： nts 22 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=4872N,FNH2=358.8N FNV1=2373.9N,FNV2=-395.6N 弯矩 M MH1=433608N*mm MH2=27448.2N*mm Mv1=211277.1N*mm， Mv1=72970.7N*mm Mv2=30263.4N*mm 总弯矩 M1=482342.1N*mm, M1=439705.2N*mm M2=40856.8N*mm 扭矩 T T2=471170N*mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 由弯矩扭矩图可知，小齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度 M1 取大值。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 轴的计算应力为 a3222221 88.25601.0)4 7 1 1 7 06.0(1.4 8 2 3 4 2)( MPWTMca 而查出aMP60 1 ，因此 1 ca，故 轴的设计满足 弯扭强度要求。 八 、 低速轴的设计 1、低速轴的主要设计参数 轴的输入功率 KWP 05.103 转速 min/62n3 rmmNT *1 5 4 8 0 2 03 332116 o on 20 2、齿轮上的作用力 齿轮的分度圆直径 mm381d3 圆周力 NFFt 3.8 3 3 9t1 径向力 NFF r 3.3163r1 轴向力 NFF a 9.2 4 4 71a 3、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取 1100 AmmnPA 98.5962 05.10110d 33330m i n 低速轴 端 上 有一 个键槽，故 轴径增大 6%，则 mm57.63d m i n nts 23 选择联轴器 计算联轴器的转矩3ca TKT A, 取 3.1AK 则 mmNTKTAca *201242615480203.13 查标准（ GB/T 5843-1986），选用 HL6 型弹性柱销联轴器10765 107651 BJJB，其公称转矩为 3150000N*mm。半联轴器的孔径 mmd 651 ，故取轴第的最后一段的直径为 65mm 半联轴器与轴配合的轴径长度 mm1071 L 4、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案，如下图 （ 2）根据轴向定位及中间轴位置的要求确定轴的各段直径和长度 数值如下表： (单 位： mm) 轴径 d 轴长 l 1-2段 2-3段 3-4段 4-5段 5-6段 6-7段 7-8段 1-2段 2-3段 3-4段 4-5段 5-6段 6-7段 7-8段 70 75 80 90 75 70 65 35 32.5 111 12 124.5 70 105 （ 3）轴上零件的定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。 选齿轮的平键为 22mm*14mm*90mm 联轴器的键为 18mm*11mm*90mm 选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处 选轴的直径尺寸公差为 m6。 轴端倒角为 2*45，各轴肩处的圆角半径为 2mm nts 24 轴的结构图如下： 5、求轴上的载荷 做出弯矩图和扭矩图如下： nts 25 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=5688.6N,FNH2=2650.7N FNV1=2651.8N,FNV2=511.5N 弯矩 M MH=506285.4N*mm Mv1=236010.2N*mm，Mv2=97696.5N*mm 总弯矩 M1=558592.6N*mm, M2=515625.4N*mm 扭矩 T T3=1548020N*mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 由弯矩扭矩图可知，齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度 根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 轴的计算应力为 a3222321 17.21801.0)1 5 4 8 0 206.0(6.558592)( MPWTMca 而查出aMP60 1 ，因此 1 ca，故轴的设计满足弯扭强度要求。 九、 高速轴轴承的校核 1、设计参数 轴上齿轮受切向力 NF 5.3153t ，径向力 NF r 1185 , 轴向力 NFa 6.809齿轮分度圆 mm68d 1 转速 min/9701 rn 预期寿命 hL h 38400283008 初选两个轴承型号均为 33208 2、求两轴承受到的径向载荷 NdFFF arV 7482802686.8092001185280220011r NFFF VrrVr 437748118512 NFF tHr 5.2 25 22 802 001 NFFF HrtHr 90112 NFFF HrVr 4.237321211r NFFF Hrvrr 4.10 0122222 3、求两轴承的计算轴向力 对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力YFF r2d 查表得， Y=1.7 e=0.36 nts 26 NYFF r 1.6987.124.23732 11d NYFF rd 5.29 47.124.10 012 22 NFFFda 1.110421a NFFda 1.69812 36.0465.04.23731.110411 eFFra 36.0688.04.1 0 011.69822 eFFra 故两轴承计算系数均为 X=0.4 Y=1.7 轴承运转只有轻微振动，故取 1.1f p则 NYFXFfParp 96.3108)1.11047.14.23734.0(1.1)( 111 NYFXFfParp 1746)1.6987.14.10014.0(1.1)( 222 4、验算轴承寿命 因为 21 PP ,所以按轴承 1 的受力大小验算 hLhPCnL626h 661885)96.3108105000(9706010)(6010 故该轴承满足寿命要求 ，为了避免浪费，可选为 30208，经检验，仍符合要求 十、 中间轴轴承的校核 1、设计参数 轴上齿轮受切向力 NF 3.8339t1 ， NF 5.31532t 径向力 NF r 3.31631 , NF r 11852 轴向力 NFa 9.24471 NFa 6.8092 齿轮分度圆 mm113d 1 mmd 3812 转速 min/9.2102 rn 预期寿命 hL h 38400283008 初选两个轴承型号均为 32309 2、求两轴承受到的径向载荷 NdFdFFFF arrV 9.1736280225.7619122a11211r nts 27 NFFFFVrrVr 4.24111859.17363.31632r112 NFFF ttHr 4827280 5.76191 211 NFFFF tHrtHr 8.3 5 82112 NFFF HrVr 7.512921211r NFFF Hrvrr 4.43 222222 3、求两轴承的计算轴向力 对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力YFF r2d 查表得， Y=1.7 e=0.35 NYFF r 7.1 50 87.12 7.5 12 92 11d NYFF rd 2.1277.12 4.4322 22 NNFFFFda 5.17 652.12 76.80 99.24 4722a11a NFF da 7.1 5 0 812 35.03 4 4.07.5 1 2 95.1 7 6 511 eFFra 36.0489.34.4327.1 5 0822 eFFra 故两轴承计算系数为 X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=1.7 轴承运转只有轻微振动，故取 1.1f p则 NFYFXfParp 6.5 6 4 2)5.1 7 6 506.5 1 2 91(1.1)( 11111 NFYFXfParp 35.3011)7.15087.14.4324.0(1.1)( 22222 4、验算轴承寿命 因为 21 PP ,所以按轴承 1 的受力大小验算 hLhPCnL3626h 1 3 4 1 0 2 9)6.5 6 4 21 4 5 0 0 0(9.2106010)(6010 故该轴承满足寿命要求 ，为了避免浪费，可选为 30309，经检验，仍符合要求 nts 28 十一、 低速轴轴承的校核 1、设计参数 轴上齿轮受切向力 NF 3.8339t ，径向力 NF r 3.3163 , 轴向力 NFa 9.2447齿轮分度圆 mm381d 1 转速 min/623 rn 预期寿命 hL h 38400283008 初选两个轴承型号均为 30314 2、求两轴承受到的径向载荷 NdFFF arV 9.4052280 23819.24471923.8339280219211r NFFF VrrVr 4.42869.40533.833912 NFF tHr 1.2 1 6 92 8 01 9 21 NFFF HrtHr 2.9 9 412 NFFF HrVr 8.459621211r NFFF Hrvrr 2.440 022222 3、求两轴承的计算轴向力 对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力YFF r2d 查表得， Y=1.7 e=0.35 NYFF r 1 3 5 27.12 8.4 5 9 62 11d NYFF rd 2.12947.12 2.44002 22 NFFFda 1.3 7 4 221a NFFda 135212 36.0814.08.4 5 961.3 7 4211 eFFra 36.0307.02.4400135222 eFFra故两轴承计算系数为 X1=0.4 Y1=1.7 X2=1 Y2=0 轴承运转只有轻微振动，故取 1.1f p则 NFYFXfParp 3.8200)1.37427.18.45964.0(1.1)( 11111 NFYFXfParp 2.4840)135202.44001(1.1)( 22222 4、验算轴承寿命 因为 21 PP ,所以按轴承 1 的受力大小验算 nts 29 hLhPCnL3626h 5 0 5 0 5 3 4)3.8 2 0 02 1 8 0 0 0(626010)(6010 故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为 30214，经检验，仍符合要求 十二、 各轴上键的校核 1、 高速轴上联轴器的键为 8mm*7mm*32mm 转矩 m*22.1071 NT aMPk l dT 17.9128)832(75.0 100022.1072102 31p 由于ap MP1 5 01 2 0p 故此键满足挤压强度要求 2、中间轴上键为 18mm*11mm*100mm 和 16mm*10mm*50m
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