二圆锥齿轮减速器实施方案说明书

个人收集整理 仅供参考 1 25 计算内容计算结果 一对圆锥滚子轴承地效率 3 0 98 一对球轴承地效率 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 所需电动机地输出功率 Pr Pw 2 4 0 808 3kw 3 选择电动机地型号 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 1Y100L2 4 31500142022 294 2Y132S 6 3100096015 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 动和动力参数地计算 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 各轴地转速 各轴地标号均已在图 1 1 中标出 0 808 Pr 3kw 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 个人收集整理 仅供参考 2 25 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 各轴地功率 3 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 各轴地转矩 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 传动零件地设计计算 1 闭式直齿轮圆锥齿轮传动地设计计算 a 选材 小齿轮材料选用 45 号钢 调质处理 HB 217 255 HP1 580 Mpa Fmin1 220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢 正火处理 HB 162 217 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 10 9 N2 N1 i2 1 267 10 3 2 522 10 8 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 H 1 HP1ZLVRZWZX1ZN1 SHmin 580 0 92 533 6 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 个人收集整理 仅供参考 3 25 Mpa H 2 HP2ZN2ZX2ZWZLVR SHmin 560 1 12 0 92 577 Mpa H 1 H 2 计算取 H H 2 533 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 2965 72 16 35 1 17 7035 17 42 12 则小 o o o o 圆锥齿轮地当量齿数 zm1 z1 cos 1 21 cos17 7035 23 zm2 z2 cos 2 79 cos72 2965 2 o o 59 79 Mpa H 533 6Mp a 圆锥齿轮参数 Z1 21 Z2 79 1 17 42 12 o 2 72 16 o 35 4 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 cos20 sin20 2 5 o o 由 2 表 11 5 有 ZE 189 8 取 Kt Z 1 1 2 t 由 2 取 K 1 4 又 T1 28 381 N m u 3 762 R 0 3 圆锥齿轮参数 个人收集整理 仅供参考 4 25 由 2 式 5 56 计算小齿轮大端模数 m 4KT1YFaYsa RZ F 1 0 5 R 2 u2 2 1 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 2965 238 827 o 齿根圆直径 df1 d1 2 4mcos 1 63 7 2cos17 7035 o 56 142 df2 d2 2 4mcos 2 237 7 2 cos72 2965 231 808 o 齿轮锥距 R d1 d2 2 122 615 大端圆周速度 v d1n1 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 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 个人收集整理 仅供参考 5 25 H ZHZE 2KT1 u 1 bd u 1 0 5 R 2 代入各 2 1 值得 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 1 81 59 300 Mpa F2 F1 YFa2Ysa2 YFa1Ysa1 181 59 1 81 2 23 2 8 1 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地设计计算 a 选材 小齿轮材料选用 45 号钢 调质处理 HB 217 255 H 533 6 Mpa F 300 Mpa HP1 580 Mpa Fmin1 220 Mpa HP2 560 Mpa Fmin2 210 Mpa 个人收集整理 仅供参考 6 25 HP1 580 Mpa Fmin1 220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢 正火处理 HB 162 217 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 10 9 N2 N1 i23 1 267 10 3 2 522 10 8 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 H 1 HP1ZLVRZWZX1ZN1 SHmin 580 1 05 0 92 5 60 28MPa 6 计算内容计算结果 H 2 HP2ZN2ZX2ZWZLVR SHmin 560 1 16 0 92 5 97 63 MPa H 1 H 2 计算取 H H 2 560 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 Z 1 1 2 t 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 5 60 28 147 61 H 560 28 Mpa 圆柱齿轮参数 个人收集整理 仅供参考 7 25 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 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 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 Comment s1 页 8 个人收集整理 仅供参考 8 25 又 a1 arccosdb1 da1 arccos 60 14 68 28 0268 28 1 36 o o a2 arccosdb2 da2 arccos 2240 56 260 22 0061 22 0 17 o o 重合度 a z tan a1 tan z tan a1 tan 2 32 tan28 0268 tan20 o 128 tan22 0061 tan20 1 773 o 即 Z 4 a 3 0 862 且 ZE 189 8 ZH 2 5 H ZHZEZ 2KT1 u 1 bd2 1u 2 5 189 8 0 862 2 1 397 83510 5 80 65 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 314 29 Mpa F2 300 Mpa 个人收集整理 仅供参考 9 25 F1 Fmin1YFa1Ysa1YST Sfmin 220 2 0 1 4 314 29 Mpa F2 Fmin2YFa2Ysa2YST Sfmin 210 2 0 1 4 300 Mpa 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 65 0 673 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 轴地设计计算 4 减速器高速轴 I 地设计 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 11 0 16 d1 16 23 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 因为电机地轴伸直径为 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 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 个人收集整理 仅供参考 10 25 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 求垂直面内地支撑反力 MB 0 Rcy Ft1 L2 L3 L2 915 52 74 55 74 1595 97 97 N Y 0 RBY Ft1 Rcy 915 52 1595 97 680 45 N Fa1 101 33 N Rcy 1595 97N RBY 680 45 N 9 计算内容计算结果 垂直面内 D 点弯矩 Mdy 0 M Rcy L3 1 dy RBY L2 L3 1595 97 55 680 45 129 3662 14 N 3 662 N m f 水平面内地支撑反力 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 M RCzL3 1 Dz RBz L3 L2 419 07 55 101 63 129 7 095N m g 合成弯矩 MD M M 0 N m 2 Dz 2 Dy M M M 7 98 N m 1 D 12 Dy 12 Dz h 作轴地扭矩图如图 1 2c 所示 Mdy 0 M 3 662 1 dy N m RCz 419 07 N RBz 101 63N MDz 0 M 1 Dz 7 095N m MD 0 N m M 7 98 1 D N m 个人收集整理 仅供参考 11 25 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 处地强度 MD M 取 M M 7 98 N m 1 D 1 D 又 抗弯截面系数 w d3 min 32 3 14 203 32 1 045 10m 6 3 M T 2 2 w 7 98 29 545 1 045 10 39 132 b 1 2 2 6 59 Mpa 故该轴满足强度要求 2 减速器低速轴 II 地设计 a 选择材料 因为直齿圆柱齿轮地小轮直径较小 齿跟圆 直径 db1 62 需制成齿轮轴结构 故与齿轮地材料 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 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 10 计算内容计算结果 1 圆周力 Ft3 2T2 dm3 2 86 955 64 10 3 2693 87N Ft3 2693 87N F r3 980 49 N 个人收集整理 仅供参考 12 25 2 径向力 Fr3 Ft2 tan 2693 87 tan200 980 49 N c 求垂直面内地支撑反力 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 M RBY L2 L3 Ft3L2 1 Cy 1690 13 133 2693 87 70 41 26 N m D 点弯矩 MDy RBY L3 1690 13 63 92 96N m M Ray L1 L2 Ft2 L2 1 Dy 1919 26 120 915 52 70 92 96 N m d 水平面内地支撑反力 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 RAy 1919 26 N RBY 1690 13 N MCy 41 26 N m M 1 Cy 41 26N m MDy 92 96 N m M 92 96 1 Dy N m RAz 750 70 N RBz 547 23N MCz 23 65 N m M1 Cz 10 55N m 个人收集整理 仅供参考 13 25 547 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 M M 47 56N m 2 Cz 2 Cy M M M 42 59 N m 1 C 12 Cy 12 Cy MDz 30 10 N m M1 Dz 29 92N m MC 47 56N m M 42 59 1 C N m 11 计算内容计算结果 MD M M 97 71 N m M M M 2 Dz 2 Dy 1 D 12 Dy 12 Dz 97 66N m f 作轴地扭矩图如图 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 处地强度 MD M 取 M M 97 71 N m 1 D 1 D 抗弯截面系数 w d3 min 32 3 14 303 32 2 65 10 6m3 M2 T2 w 97 712 86 9552 2 65 10 3 44 27 b 1 59 Mpa MD 97 71 N m M 97 66N m 1 D T 86 955N m M 47 56 N m 个人收集整理 仅供参考 14 25 2 由于 C 点轴径较小故也应进行校核 MC M 取 M M 47 56 N m 1 C 1 C 抗扭截面系数 w d3 min 32 3 14 303 32 2 65 10 6m3 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 地设计 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 求垂直面内地支撑反力 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 M RBY L2 1157 52 125 84 50 1 Dy N m d 水平面内地支撑反力 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 M 84 50 1 Dy N m 12 计算内容计算结果 MC 0 RBz Fr4 L1 L1 L2 980 49 70 196RBz 421 31N 个人收集整理 仅供参考 15 25 421 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 M RBzL2 421 31 125 30 76 N m 1 Dz e 合成弯矩 MD M M 90 20 N m 2 Dz 2 Dy M M M 89 92 N m 1 D 12 Dy 12 Dz f 作轴地扭矩图如图 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 处地强度 MD M 取 M MD 90 20 N m 1 D 又 抗弯截面系数 w d3 min 32 3 14 423 32 7 27 10 6m3 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 滚动轴承地选择与寿命计算 1 减速器高速 I 轴滚动轴承地选择与寿命计算 a 高速轴地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 RCz 559 18N MDz 30 75 N m M 30 76 1 Dz N m MD 90 20 N m M 89 92 1 D N m T 393 197N m M 90 20 N m 选用圆锥滚子轴 承 30208 GB T297 94 Comment s2 页 16 个人收集整理 仅供参考 16 25 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 地受力 图 1 5 1 支反力 RB R R 36 252 269 272 2 BY 2 Bz 271 70 N RC R R 1184 792 2 cy 2 Cz 353 692 1236 46 N 2 附加轴向力 对滚子轴承 S Fr 2Y RB 271 70 N RC 1236 46 N 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 各轴承地实际轴向力 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 6 310 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 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 Comment s3 页 17 个人收集整理 仅供参考 17 25 9 4 得 ft 1 0 L10h 106 ftC P 60n1 106 59800 2225 63 10 3 60 960 0 12 106h 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 轴滚动轴承地选择与寿命计算 a 高速轴地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 地受力 图 1 6 1 支反力 RB R R 1919 262 547 232 2 BY 2 Bz 1995 75 N 选用圆锥滚子轴 承 30207 GB T297 94 RB 1995 75 N 14 计算内容计算结果 RA R R 750 702 353 692 2 Ay 2 Az 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 各轴承地实际轴向力 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 RA 922 23 N SB 623 67 N SA 288 20 N FA 101 33 N AB 623 67 N AA 522 34 N 个人收集整理 仅供参考 18 25 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 PB fd fm X RB YAB 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 106h 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 轴滚动轴承地选择与寿命计算 a 高速轴地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 地受力 图 1 5 支反力 RB R R 1157 522 421 312 2 BY 2 Bz 1231 81 N RC R R 1536 352 559 182 2 cy 2 Cz 1634 95 N c 轴向外载荷 FA 0 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 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 个人收集整理 仅供参考 19 25 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 106h 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 键联接地选择和验算 1 联轴器与高速轴轴伸地键联接 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 地地键联接 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 地地键联接 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 16 个人收集整理 仅供参考 20 25 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 地地键联接 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 197N 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 与输出联轴器地键联接 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 381 527N m 由轻微冲击 查 2 表 2 10 得 P 100 Mpa P 4T dhL1 4 381 527 42 8 60 75 70 P 100 Mpa 故此键联接强度足够 八 联轴器地选择 L 44 d 50 h 9 L1 30 T2 86 955 N m L 54 d 60 h 11 L1 36 T3 393 197 N m L 72 d 42 h 8 L1 60 T4 381 527 N m 个人收集整理 仅供参考 21 25 1 输入端联轴器地选择 根据工作情况地要求 决定高速轴与电动机轴之间选用 17 计算内容计算结果 弹性柱销联轴器 按参考文献 3 计算转矩为 Tc KAT 由载荷平稳 冲击较小查 2 表 6 6 有 KA 1 15 又 T 29 844 N m Tc 1 15 29 844 34 32 N m 根据 Tc 34 32 N m 小于 Tpmax n n0 960r min 小 于许用最高转速及电动机轴伸直径 d0 38 mm 高速轴 轴伸直径 d 30 mm 查 1 表 4 7 1 选用 HL3 型其公称转矩 Tpmax 630 N m 许用最高转 速 n 5000r min 轴孔直径范围 d 30 48 mm 孔长 L1 82 mm L2 60mm 满足联接要求 标记为 联轴器 HL4 型 Y38 82 30 60 GB5014 85 2 输出端联轴器地选择 根据工作情况地要求 决定低速轴与卷筒轴之间也选 用柱弹性销联轴器 按参考文献 3 计算转矩为 Tc KAT 由载荷不均匀 冲击较小查 2 表 6 6 有 KA 1 2 又 T 81 527 N m Tc 1 2 81 527 97 83 N m 根据 Tc 97 83 N m 小于 Tpmax n n0 960r min 小 于许用最高转速及输出轴轴伸直径 d0 42 mm 卷筒轴 轴伸直径 d 56 mm 查 1 表 4 7 1 选用 HL4 型其公称转矩 Tpmax 1250 N m 许用最高 Tc 34 32 N m 选用联轴器 HL4 型 Y38 82 30 60 GB5014 85 Tc 97 83 N m 选用联轴器 HL4 型 Y42 84 56 个人收集整理 仅供参考 22 25 转速 n 4000r min 轴孔直径范围 d 40 56 mm 孔长 L1 112 mm L2 84mm 满足联接要求 标记为 联轴器 HL4 型 Y42 84 56 112 GB5014 85 八 润滑油地选择与热平衡计算 1 减速器地热平衡计算 一般情况下 连续工作时减速器地齿轮传动由摩擦损耗 地 112 GB5014 85 18 计算内容计算结果 功率为 Pf P 1 kw 且减速器传动地总效率 1 3 3 4 5 6 0 96 0 983 0 99 0 95 0 97 0 824 则由 2 可知产生地热流量为 H1 1000P0 1 1000 3 0 176 528 W 以自然冷却方式 能丛箱体外壁散逸到周围空气中地热 流量为 箱体散热系数取 Kd 16W 且经计 算箱体散热总面积为 A 1 06 所以 由 2 6 21 有 t t0 1000P0 1 KdA 20 528 16 1 06 51 13 2 润滑油地选择 由于是中低速一般闭式齿轮传动且齿面应力小于 500 Mpa 又 v 1 113 5