二级圆锥柱齿轮减速器

1、华南农业大学机械设计课程设计计算说明书设计题目：两级圆锥一圆柱齿轮减速器班级：02交通（1班）设计者：黄松旺学 号：2002355106指导教师：汪刘一2005 年 j 月 19 日华南农业大学工程学院i一，题目及总体分析如图为减速器传动减图，滚筒直径是 240mm,皮带带动的力为2200n,皮带 速度为1.1m/s。由电机驱动，工作寿命为十年，每天工作8小时，三年一大修， 连续单向运转，载荷平稳，在室内工作，有粉尘污染。具批量十台，在中等规 模机械厂加工，可加工精度为78级。（电机可选三相交流电机380v或220v,速度误差为节 ）u1丁 u e 厂1为电动机，2和6为联轴器，3为减速器，4

2、为高速级锥齿轮传动，5为低速级圆柱 齿轮传动，7为输送机滚筒。二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮局速级做成直齿， 低速级做成直齿轴承可同时承受径向和单向轴向载荷，常用于锥齿轮轴圆锥滚子轴承联轴器弹性联轴器三.选择电动机目的过程分析结论选用y系列回根据一般带式输送机选用的电动机选择（ip44 ）封闭 式二相异步电 动机功率(1)工作机输出的功率 p = -f上=22001.1 =2 42kw电动机额定功转速10001000率为选择查机械设计课程设计手册表1-5,得:pm=8000w圆锥齿轮传动（7级精度）效率为：y 1= 0.97;同步转速为圆柱齿轮传动（7级精度）效率为：刀2=

3、 0.98;圆锥滚子轴承传动效率（4对）为：y 3= 0.984；运输卷筒效率：y 4=0.96弹性联轴器传动效率（2对）为：5 =0.99 2电动机输出有效功率 pd为：pd=2.93kw ;n n n n n 1 2 3 4 5由于运输带速度误差不超过+5%,所以pd误差不超过5%故：pd 范围为（2.7835 kw 4.395kw ）（2）选取电动机额定功率 pm：使pm= （11.3） pd =（2.933.809）kw查机械设计手册（软件版）y系列（ip44）封闭式三相异步电动机相关数据，选 y132m1-6三相电动机1000 r/min查表12-1 y132m1-6型封闭式三相异步

4、电动机参数如下：y132m1-6 型额定功率pe=4 kw封闭式二相异t速 n=960 r/min满载时效率”=84%满载时电动机输出有效功率p0=pmn =4000父84%=3.36kw 4.395po略小于pd允许范围，步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配 传动 比(1) 计算传动系统的总传动比i(2) 滚筒转速 nw=60*1100/3.14*240= 87.5r/min传动系统的总传动比 i = nm =960/87.5= 10.97nw(3) 分配各级传动比：查机械设计手册表1-6,为避免圆锥齿轮尺寸过大、制造困难，取高速级圆锥齿轮传动比 ii=0.25i ,最好使 ii3,

5、ii=0.25i=10.97 父0.25=2.743 ,取 ii=2.74由式i=i ii2得，低速级圆柱齿轮传动比12=10.97/2.74=4.00iii=10.97 ii=2.74 i2=4.五.传动系统的运动和动力参数计算轴号电动机两级圆锥一圆柱减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速 n(r/min)no=960 r/minn1=nmni =960 r/minn2=n1/i1 n2=350r/minn 3=87.5r/minn 4 = 87.5r/min输入功率p(kw)po=pm =3.36kwpi= p0 打 0i =3.33kwp2= pi 打 12= 3.23kwp3= p2 打

6、 23= 3.16kwp4= p3 打 34 =3.13kw输入转矩t(n m)to=33.43ti=tor0i=33.1t2=t1 y 12 ii=87.97t3=344.85t4=341.41两轴联接联轴器圆锥齿轮圆柱齿轮联轴器传动比ii0i=1ii2=2.74i23=4.00i34=1传动效率yt 01=0.99r 12=0.97y 23=0.98y 34=0.9917六.设计高速级圆锥齿轮hi过程分析结论设计(1)高速级圆(2)锥齿 轮(3)大齿轮hbs选用直齿圆锥齿轮传，选用7级精度材料选择。小齿轮材料为4 0 c r （调质），硬度为2 8 0 h b s ,材料为4 5钢（调质）

7、，硬度为2 4 0 hbs,二者材料硬度差为4 0 选小齿轮齿数z 1 = 24,大齿轮齿数z 2=uz 1nlz 1= 2.74x24=662.按齿面接触强度设计按式(1026)试算，即, nzezhl24ktd 1t 31 飞t x2-13h l帜(10br2u1)确定公式内的各计算数值(1)查表11-3试选k=1.33(2)小齿轮传递的转矩 t1=39.39 n m=39.39m10 n mm(3)查表11-6取齿宽系数*r=1/3(4)标准齿轮 zh=2.5(5)由表11-4查得材料的弹性影响系数 ze=189.8mpa(6)由图11-1查得小齿轮的 仃hlm1=600 mpa；大齿轮

8、的 仃hlm2 =550 mpa；(7)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为s=1,仃h i =%m1 = 600mpa =600mpas二h2 - , hlim2 =550mpa =550mpa s2)计算(1)试算小齿轮大端分度圆直径d1t，代入口h】中较小的值d1t不2zezhl4ktt12、2189.8*2.5、4*1.339.39x103ri，、=jh d %(1-0.5a)u 311 550 厂1 ( 11” 八i 1-0.5- l 父2.743 、3)=62.176mm(2)计算齿宽b和大端的模数mt.u 1b= rre= r d1t=30.225mm2mt =

9、d1t /zi=2.591mm(3)计算齿宽高比 b/h齿高 h=2.25 mt =5.843mmb/h=32.855/5.843=5.829(4)齿轮的大端模数 m = d1/z1=62.176/24=2.59mm3.按齿根弯曲强度设计4ktyfaysa按式(1026)试算，即m _ 3,2 - r 1 -0.5 r z；u2 11)确定公式内的各计算数值(1) 由表 11-1 查得仃 fe1 =500mpa,bfe2 =380mpa(2) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,得- fe1 500；、1：fe1 =357.14mpas 1.4二 fe2 380；=f2 ：_f

10、e2 = 271.43mpas 1.4(3) 查表11-3的载荷系数k=1.586(4) 查取齿形系数锥顶角小齿轮：1 = arctan1/u =18.435大齿轮：90-18.435= 71.565zv1=z1/co s3 & 1=24/cos18.435=28.11zv2=z2/cos3 2=72/cos71.565=227.85由图 11-8 得 yfa1 =2.65,yfa2 =2.23(5) 查取应力校正系数由图 11-9 查得 ys1 =1.58,ysa2 =1.754saisa2(6)计算大小齿轮的yfaysa二 fyfaysa11yfa2ysa2r2.65 1.580.0117

11、357.142.23 0.0144271.43由于大齿轮的值大于小齿轮的故选大齿轮2)计算34 1.586 39.39 1021 ,1 22i 1 -0.5- 父242 ”2.742 +130.0144 =2.099mm取由弯曲强度算彳#的大端模数2.099并就近圆整为标准值 m=2.5mm,按接触强度算得的大端分度圆直径 d1 =62.176 mm算出小齿轮齿数 z1 = d1 = 25 m大齿轮齿数z2 =uz1 =683）计算大端分度圆处的圆周速度二 d/i二 62.5 960v =60 100060 1000棍棍的方法3.12m/s查表11-2选才i 7级精度是合适的4.几何尺寸计算u

12、2 1(1)锥距 r=d1 -90.677mm2(2)、节圆锥角锥顶角小齿轮：、i = arctan1/u =18.435、1 = 18.425 = 18,266大齿轮：90-18.435=71.565、2 =71.565 =713354”(3)计算分度圆直径小齿轮：大端分度圆直径 d1 = m* z1 = 62.5mm ,平均分度圆直径dm1 56.25mm ?大齿轮：大端分度圆直径 d2 = z2*m=170mm ,平均分度圆直径dm2 -168.75mm ?(4)、大端齿顶圆直径da1 =d1 =42mcos鸟=69+2m3xcos18266 = 74.692mm 错da1=d1+2mc

13、osq=62.5+2*2.5*cos=67.244mm对da2 =d2 =+2mcosd = 207+ 2父 3父 cos713354 = 208.897mm 错da2=d2+2 m cosq=170+2*2.5*cos.=171.58mm 对(4) 齿宽 b=or*r=30.225mm 取 b1=b2=30mm七.设计低速级圆柱齿轮1 .选定齿轮类型，精度，材料及齿数(1)选用斜齿圆柱齿轮传(2)初选b=15度(2)选用7级精度大齿轮材料hbs。(3)材料选择。小齿轮材料为4 0 c r (调质) ，硬度为2 8 0 hbs为4 5钢(调质)，硬度为2 4 0 hbs,二者材料硬度差为4 0

14、(4)选小齿轮齿数z 1=24,大齿轮齿数z 2= i 2 z 1=4x24=962 .按齿面接触强度设计由式10-9a进行试算，即2kt2 u _1 zzhzbf包, u、卜h】1)确定公式内的各计算数值(1)试选 kt =1.32、zb= v/cosb=v/cos15=0.9828(4)由表11-4查得材料的弹性影响系数 ze=189.8mpa(5)由表11-1查得小齿轮的0hlim1=600 mpa；大齿轮的0hlim2=550 mpa(6)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1 %,安全系数为 s=1 ,得：2h 1 =2m1=600mpa =600mpa sth 2 =%m = 55

15、0mpa =550mpa s2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入th】中较小的值12，2,y2ktt2 u1 zezhzbd1t 3 7rl=63.611mm 对 *du bh j j(2 )计算分度圆处的圆周速度叼/2冗 乂 63.61” 350 一，v = 1.17m/ s60x100060x1000(3)计算齿宽b和端面模数mtb=% *d1t = 50.889mmmt =dt/z1 = 2.650mm3.按齿根弯曲强度设计由式11-6得弯曲强度的设计公式为m 32kt2 5卢0sb2 vdzi2mf1)确定公式内的计算数值(1)小齿轮传递的转矩 t2=88.133 m103n

16、mm对(2)由表11-6查得外=0.8(3)由查表11-1得小齿轮的弯曲疲劳强度极限仃fe1 =500mpa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限仃fe2 =380mpa(4)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1 %,安全系数为 s=1.4 ,得3.i7父 0.01143mm =1.785 取 m=2v0.8 x 242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.21,并就近圆整为标准值m= 2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d=72.42mm算出小齿轮齿数 乙=d1 / m = 32大齿轮齿数z2 =i2z1 =4父32 = 1274.

17、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 =z1m=32m2=64mmd2 =z2m =127m2=254mm(2)计算齿根圆直径d门=m(z1 -2.5) =2(32-2.5) = 59mmdf2 =m(z2 -2.5) =2父(127-2.5) = 249mm(3)计算中心距a = (d1 +d2)/2 =(59 + 249)/2 = 154mm(4)计算齿宽b = dd1 =0.8 父 59 = 47.2mm 取 b2 = 50mm b1 =55mm5.验算齿轮圆周速度v= mn1 j_4268-473.33 =1.062 m/错 公式对60x100060x1000/s=3.14*59*35

18、0/60/1000=1.08m/s 对查表11-2选7级精度合适三、数据整理1 .圆锥齿轮齿轮类型：斜齿圆锥齿轮（齿形角a =20。，齿顶高系数ha*=1 ,顶隙系数c* =0.2 ,螺旋角pm =0,不变位）。精度7级，小齿轮材40cr （调质），大齿轮材料45刚（调质）， 硬度分另i为280hbs和240hbs。大端分度圆直径：小齿轮 d1=62.5mm,大齿轮d2=170mm节锥顶距：r=90.677mm节圆锥角：q =18.425 =l8266 , 62 =71.565 =713354”大端齿顶圆直径：da1=67.244mm, da2=171.58mm齿宽：b1=b2=30mm齿数：

19、z1=25, z2=68模数m=2.52 .圆柱齿轮齿轮类型：斜齿圆柱齿轮精度7级，小齿轮材40cr （调质），大齿轮材料45刚（调质）， 硬度分另i为280hbs和240hbs。分度圆直径：d1=64mm, d2=254mm中心距：a=154mm齿宽：b1=55mm, b2=50mm齿数：z1=32, z2=127模数：m=2mm齿根圆直径： df1=59mm df2=249mm计算及说明结果八.减速器轴及轴承装置、键的设计181,输入轴及其轴承装置、键的设计1 .输入轴上的功率 pi=3.96kw ,转速n1=960 r/min转矩 ti=39.39 103 n *mm2 .求作用在车轮上

20、的力b dmi = 1 - 0.5=1 -0.537“p 69 = 57.29mm109=(1-0.5*30/90.677)*62.5=52.161mmft1= 1.51 103 n2t1 _ 2 39.39 103 dm1 -52.161fr1 = ft1 *tan : *cos 1= 521.5nfa1 = ft “an： *sin 1 -173.8n3 .初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表 14-2,取c =110 ,于是由式14-2初步估算轴 的最小直径dmin =c3. p/n1 =1103.3.96/960 = 17.6mm这是安装联轴器处轴的最小直径d1_2,

21、由于此处开键槽，校正值d口 =17.6父（1 +5%） = 18.5mm,联轴器的计算转矩 tca = kat1 ,查表1 4-1 ,取ka=1.5,则tca =kat1 =1.5 39.39 103 = 59.1 103 n mmdi =19d2 = 23d3 工=25d4 30查机械设计手册(软件版)，选用hl 1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000nl m mo半联轴器的孔径 d1 =19mm,故取d1/ =19mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度li= 27 m m4 .轴的结构设计1 )拟定轴上零件的装配方案(见前图)2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1 )为满足半联轴

22、器的轴向定位要求，1 2轴段右端需制处一轴肩，故取2 3段的直径d2 o =23mm,左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径d= 30mm。11 2比li d5 = 252 _3| 55 6=19略短，取i1n =25mm(2)轴承端盖总宽度为 20mm端盖和半连轴器右端距离30mm则l - = 50mm,l- = 2523i2(3)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，选用单列圆锥滚子轴l 2 3 = 50承。根据d2 o =23mm ,选用标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305,其尺寸为 3 3心=18.25d父d父丁 二 25mm父62mm父18.25mm ,故d3 4

23、= d5_6 = 25mm ，右端用轴肩定位，取 33 .45 -6-25d4 =30mm, l3=心=18.25mm(4)取d6=19mm,则小锥齿轮的轮毂长l =1.1 md =1.1父19 = 20.9mm ,右端用轴|5 =18.25查得，平键尺寸为,由表6-1查得，平键尺端挡圈定位，取二=19mm(5 )锥齿与轴的连接用圆头平键，由表 6-1 bhml =6mmm6mmm 14mm；联轴器与轴的联接用圆头平键 寸为 b h l =6mm 6mm 20mm5 .求轴上的载荷并校核l6 7跨度为：l1 = 6 a =9.5 13 =22.5mm 2l6 7一 一 一一l26l5 0 l4

24、4 l3 乂 -a =9.5 18.25 25 18.25 -13 = 58mm2载荷水平面h垂直面v35支反力ffnh1 = -543.1nfnh2 =1943.1nfnv1 = -187.6nfnv2 =671.2n弯矩mm h =31499.9n，mmmv1 = -10880.9n mmmv2 =4500n ,mm总弯矩mi =33326.2n mmm2 =31819.7n，mm扭矩t = 39390 n mm4 500f imvlf w君-11pz|1013a0.9if,p 1 i r一j*1- 7j /1f/1气卜12.尸mh6)按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，取 ot = 0

25、.6 ,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即轴承b的截面,轴的计算应力：mi2 (： t2)233326.22 (0.6 39390)0.1 253材料为45钢，调质处理，由机械设计此二 ca :二！二二1安全。 ca2,中间轴及其轴承装置、键的设计1)2)3)i、n轴上的功率r =3.96kw,p2 =3.76kw,，转速和转矩n1 =960r/min ,n2 =320n/min ,求作用在齿轮上的力(1)求作用在低速级小齿轮上的力圆周力:径向力:轴向力:ft3fr3fa32t2d12二26.15mpa前已选定轴的-表15-1 ,查得e = 60mpa ,因工=39.39 103 n

26、mmt2 =112.21 103n mm2 112.21 1033m3.1 10 n-ft3 tan - n(2)求作用在高速级大齿轮上的力。72.5= 3100 tan20=1128.3n因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。 圆周力：ft2 =fti =1400n径向力:fr2 = fti，tan ;，cos 2 = 161n轴向力:fa2 = ft1 tan： sin、2 = 483.6n初步确定轴的最小直径先按式d之ao ,在初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处 nil理。根据机械设计-表15-3 ,取a0 =112,于是得:p2n n2=11

27、2 x3,1，3 = 25.5mm320n轴的最小直径显然是轴承处轴的直径d 1rt和d长芯d 二- =d y 2 25.5mm4)轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案111vi viiviiiix(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(a)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，根据d-=dy2 25.5mm,选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 d x d 黑丁 =30mmm55mmm17mm ,32006型，其尺寸为得:32006 型轴承的定位轴肩高度取安装齿轮处的轴段d v、=dvvn = 50mm,lvii -

28、viii=1.1dvii _viiih = 2.5mmd-二=dviu二二35mmm - w ,即-皿的直径，d -v = de 二二40mmd7 = 40mm,二 45mm , l川v=80mm , lg=lv_vn=12mm48mm, ln_n=23mm，1vh_汉=25mm(3)轴上零件的周向定位齿轮米用平键联接，按 d 口 = dv口*口 = 40mm,查机械设计-表6-1得平键截面bh =12mmx8mm ,联接圆柱齿轮的平键长度为63mm联接圆锥齿轮的平键长度为36mm.5)求轴上的载荷对于32006型圆锥滚子轴承 a =12mm ,dii= 25.5dii _lii二35diii

29、 _iv=40d iv _v=50dv _vi=40dvi _vn=50dvii _vii=40dviii _jx=35dix _x= 25.511 _ii=171 iiii=231 iiiv=801vi-v 二=121v-vi 二=481vi -vii=121vii -viii=451viii -ix=251 ix /=17x计得：l1=73mm , l2 =170mm, l3 = 84mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示载荷水平囿垂直向支反力ffnh1 =2230.5nfnh2 =2269.5nfnvi =732.3nfnv2 =557n弯矩mmh1 =162245n m

30、mm h2 =109421.3n mmmv1 =547010n mmm v2 =102313.5n mm总弯矩m1 =mh12 +mv12 =57056.4n mm22mz=jmh2 +mv2 =47372n mm扭矩tt2 =112210n mm6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，取值=0.6 ,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即圆柱齿轮的截面, 轴的计算应力：-ca ca22m1(： t2)2,57056.42 (0.6 112210)23.14 253 12 4 (25-4)2= 45.1mpa前已选定轴的材料322 25为45钢，调质处理，由机械设计-表15-1 ,查得

31、j】=60mpa ,因此g ca a p初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。n根据机械设计-表15-3,取a0 =112,于是得：d ao 3ip3. =112x3.- 3.62 = 41.69mm ,n3 70.18出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径注口。为了使所选的轴直径dvn_v 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩tca =ka 丁3,取 ka =1.3。tca =ka t3 =1.3 492600 = 640380n mm按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计师手册(软件版)选用tl8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为71

32、0n.m。半联轴器的孔径为 45mm故取dvn-vn= 45mm；半联轴器长度为l = 112mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度 l1 = 84mm。4)轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案1ji 11 111 vj ixv vi vii v1u(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(a)为了满足半联轴器的轴向定位的要求，vn-vni轴段左 端需制出轴肩，故取v i -vn段的直径dv_vn = 50mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故vn-vni段的长度应比l1略短一些，现取 lvnvh=80mm。(b)初步选择

33、滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆 锥滚子轴承。根据 dv 3n = 50mm,查机械设计师手册(软件版)选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32011,其尺寸为 d x d 父丁 = 55mm 父90mmm 23mm ,故 dv ) = d 乱=55mm ,而d=55du=60d iii _iv=65d iv jx=77d ix jv=60dv jvi=55dvi jvii=50dvii ni =45l i _ii二:231 ii _l=301 iii _vi=701 vi _ix=12l ix v二 1661v-vi 二=231 vi -vii= 10

34、01 vii -viii=80lv * i = l jij = 23mm ,滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度h =2.5mm ,因此，取 d：-6 60mm.（c）取安装齿轮处的轴的直径dm = 65mm ;齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l = 70mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d ,取 h = 6,则 dvi_汉=77mm, d ,区v =60mm。因n、出两轴在箱体内的长度大致相等，取l_n=30mm, 1vl汉=12mm。1vvn = 100mm。1 型=166mm。3）

35、轴上零件的周向定位查机械设计-表6-1 ,联接联轴器的平键截面 bxhml =14mmx 9mmm 63mm；联接圆柱齿轮的平键截面 bhml = 18mm父11mm父56mm4）求轴上的载荷对于32011型圆锥滚子轴承 a =19mm,计得：l1 =80mm, l2 = 235mm,根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示。载荷水平囿垂直向支反力ffnh1 =1900.3nfnh2 =1085.2nfnvi =823nfnv2 =263.6n弯矩mm h =154231n mmmv =63254n mm总弯矩m = jm h2 + mv2 =166698n mm扭矩tt3 =492

36、600n mm5）按弯扭合成应力校核轴的强度,m2(二 t3)21666982 (0.6 492600)2= 11.5mpa进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即安装齿轮处，取 口 =0.6 ,轴的计算应力：323.14 653 18 5.5 (65-5.5)2322 65前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由机械设计 -表15-1 ,查得 卜4】=60mpa,因此rcab口,安全。九、滚动轴承及键的校和计算寿命1,输入轴的轴承(1 ) 选择的圆锥滚子轴承型号为 30305 , 尺寸为 dxdxt = 25mm 父 62mmm 18.25mm ,基本额定动载荷 c = 199

37、00n。(2)当量动载荷、，一 一 fnh1 = -543.1n _前面已求得 nh1, fnv1 = 187.6n , fnv2 =671.2n , fa =160nfnh2 =1943.1n轴承 1、2受到的径向载荷为：fr1 =fnh12 fnv12 = .543.12187.62 = 574.6nfr2 = fnh22 fnv22 = , 1943.12 671.22 =2055.8n轴承 1、2受到的轴向载荷为：查简明机械工程师手册-表7.7-39得y = 1.7fd1fr1483.52y2 1.7=94.0nfd2fr21612y2 1.7= 68.7nfa1= fd1 =94nf

38、a2 =fafd2 =85.1 68.7 -153.8n轴承的当量动载荷为：p = fp(x fr y fa)按机械设计-表13-6查得fp =1.2p1 =fp(x1 fr1 y fa1)=1.2 (0.4 319.5 1.7 94)=345.12np2 = fp(x2 fr2 y2 fa2) =1.2 (0.4 1342.1 1.7 153.8) =1623n(3)验算轴承寿命因为pi f2,所以按轴承2的受力验算。对于滚子轴承，名=10/3。106c10619900 10/3,lh(一)()=50196.6h60nl p260 9601623减速器的预定寿命 lh=10 365 8 =2

39、9200hlh lh ,合适。输入轴的键1）选择键联接的类型和尺寸联轴器处选用单圆头平键，尺寸为bhl = 6 mm父6mmm 20mm圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为bhl = 6mm黑6mmm 14mm。2）校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计-表6-2查得键联接的许用挤压力为bp 】 = 120mpa。键的工作长度 11 =l b =209=17mm, l2=l=18mm222t1103k i1 d2 39390=39mpa b p口适p22t1 103k 12 d2 393900.5 6 18 25= 32.3mpa ：j-p 1,合适0.5 6 17 252,c =3400

40、0n o基本额定动载荷(2)当量动载荷前面已求得fnv2 -557nfd1fm1054上310 nfd22y 2 1.7fr2 1632= 480nfa1fa22y 2 1.7=fa fd1 =340.4 310 = 650.4n=fd2 =480n中间轴的轴承(1)选择的圆锥滚子轴承型号为32006,尺寸为dxdxt = 30mm x 55mm x 17mm ,fnh1 =2230.5n , fnh2 =2269.5n , fnv1 = 732.3n , ,fa =340.4n轴承 1、2受到的径向载荷为：fr1 - fnh12 fnv12 = 2230.52 732.32 = 1054nf

41、r2 = fnh22 fnv22 ；2269.52 5572 = 1632n轴承 1、2受到的轴向载荷为：查简明机械工程师手册-表7.7-39得y = 1.7轴承的当量动载荷为：p = fp(x fr y fa)按机械设计-表13-6查得fp =1.2pi= fp(x1 fr1 丫 fa1) =1.2 (0.4 1054 1.7 650.4) -1832.7np2=fp(x2 fr2 y2 fa2)=1.2 (0.4 1632 1.7 480)=1425n(3)验算轴承寿命因为p1 l；,合适。中间轴的键1)选择键联接的类型和尺寸联接圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为b x h = 12mm m 8mmm 36mm联接圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为b m h =12mmx 8mmm 36mm。2)校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计-表6-2查得键联接的许用挤压力为ep 】 = 120mpa。键的工作长度 li =l b=6312 = 51mm, l2=l=36mmpi2t2 103k 11d2 1122100.5 8 51 36= 32.2mpa tp 1,合适；一 p22t2 103k l2 d2 112