单级斜齿轮带式运输机传动装置课程设计

1、淮海工学院 机械设计基础课程设计计算说明书 题 目： 单级斜齿轮带式运输机传动装置 班 级： 111 班 学 号： 2010121231 姓 名： 刘冰 专 业： 过程装备与控制工程 指导教师： 刘伟 2014 年 6 月 22 日 目 录 设计任务书设计任务书.1 第一章第一章 电动机的选择电动机的选择.2 1.1 电动机的选择.2 1.2 计算电机的容量.2 1.3 确定电机转速.2 第二章第二章 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算.4 2.1 总传动比.4 2.2 分配传动比.4 2.3 各轴转速.4 2.4 各轴功率.4 2.5 各轴转矩.5 第三章第三章 传动零件的设计计算

2、传动零件的设计计算.6 3.1 带轮结构设计.6 3.2 确定计算功率.6 3.3 选择带型.6 3.4 验算带速.6 3.5 确定 v 带基准直径.6 3.6 确定带的基准长度和实际中心距.7 3.7 验算小带轮包角.7 3.8 求 v 带根数 z.7 3.9 求作用在带轮轴上的压力.8 3.10 确定带轮的结构尺寸.8 第四章第四章 斜齿圆柱齿轮的设计斜齿圆柱齿轮的设计.9 4.1 选齿轮的材料、精度和确定许用应力.9 4.2 齿面接触疲劳强度计算.9 4.3 齿数 z 和齿宽系数 .9 4.4 许用接触应力.9 4.5 主要尺寸计算.10 4.6 按齿根疲劳强度校核.10 4.7 验算齿

3、轮的圆周速度.11 第五章第五章 轴的设计计算轴的设计计算.13 5.1 选择轴材料.13 5.2 估算输入轴的最小直径.13 5.3 输入轴的结构设计.13 5.4 验算轴的疲劳强度.15 5.5 输出轴的结构设计.17 5.6 估算输出轴的最小直径.18 5.7 确定轴各段直径和长度.18 5.8 轴上零件的轴向尺寸及其位置.18 5.9 验算轴的疲劳强度.19 第六章第六章 轴承的设计轴承的设计.22 6.1 计算输入轴承.22 6.2 绘制出计算简图.22 6.3 计算当量动载荷.22 6.4 计算轴承所需的径向基本额定动载荷值.23 6.5 计算输出轴承.23 6.6 绘制计算简图.

4、24 6.7 计算当量动载荷.24 6.8 计算轴承所需的径向基本额定动载荷值.25 第七章第七章 键联接的选择及计算键联接的选择及计算.26 7.1 输入轴与带轮联接.26 7.2 输出轴与联轴器联接.26 7.3 输入轴与小齿轮联接.26 7.4 输出轴与大齿轮联接.27 第八章第八章 润滑方式的确定润滑方式的确定.28 8.1 输入轴承.28 8.2 输出轴承.28 第九章第九章 滚动轴承的密封滚动轴承的密封.29 参考文献参考文献.29 小小 结结.29 设计任务书 专业 班级 学号 姓名 设计题目名称: 单级斜齿圆柱齿轮减速器。 运动简图: 工作条件: 运输机双班制工作，连续单向运转

5、，工作有轻微振动，允许传送带速度误差为 5%； 原始数据: （1） 输送带牵引力: f=3200 n (2)输送带线速度: v=1.6m/s (3)滚轮直径 : d=300 mm (4).使用寿命：10 年（其中带，轴承寿命为 3 年以上） ； (5).动力来源：电力，三相交流，电压 380/220v； (6).卷筒效率：0.96（包括卷筒与轴承的效率损失） ； 第一章 电机的选择 计算及说明结果 1.1 电动机的选择 按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭 式结构，电压为 380v，y 型。 1.2 计算电机的容量 电机至工作机之间的传动装置的总效率： a 867.0 96.0

6、99.097.099.096.0 2 543 2 21 a 式中： 带传动效率：0.96； 滚子轴承传动效率：0.99 1 2 闭式齿的传动效率：0.97；弹性带轮的传动效率：0.99 3 4 卷筒的传动效率：0.96 5 已知运输带的速度 v=1.6m/s： kw a w d p p kw fv w wp 1000 所以： kw fv a dp 91.5 867.01000 6.13200 1000 从指导书附表 3-1 中可选额定功率为 7.5kw 的电动机。 1.3 确定电机转速 卷筒的转速为： min/ 9 . 101 30014 . 3 6 . 1100060100060 r d v

7、 n 867 . 0 a 5.91kw pd 101.9r/minn 按指导书附表 2-3 推荐的传动比合理范围，取 v 带传动比 单级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到卷42 1i 63 2 i 轴筒的总传动比合理范围为：故电动机转速可选的范围246i 为： min/ 6 . 24454 .611 9 . 101)246( r ni nd 符合这一范围的转速有： 750r/min、1000r/min、1500r/min；综合考虑电动机和传动装置 的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第 1 种方案比 较合适，因此选用电动机型号为 y132m-4. 其主要参数如下：其主要参数如下： 型号

8、功率（kw）满载转速（r/min） y132m-4 7.51440 =1400r/min nd 第二章 运动参数及动力参数计算 计算及说明结果 2.1 总传动比 13.14 9.101 1440n n i 卷筒 总 2.2 分配传动比 取一级斜齿圆柱齿轮的传动比，则一齿轮减速器的8.2 1 i 传动比： 0 . 5 8 . 2 13.14 0 i 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴，依次为电机与轴 0，轴 0 与轴 1，轴 1 与 23120100 轴 2，轴 2 与轴 3 之间的传动效率。 2.3 各轴转速 0 轴（电动机）： min/1440 0 rn 1

9、轴（高速轴）： min/28.514 8 . 2 1440 1 1 r i n n m 2 轴（低速轴）： min/86.102 0 . 5 28.514 2 1 2 r i n n 3 轴（卷筒轴）：min/86.102 23 r nn 2.4 各轴功率 1 轴： kwpp6736.596.091.5 101 2 轴： kwppp45 . 5 97 . 0 99 . 0 6736. 5 3211212 卷筒轴： kw ppp 34. 599 . 0 99 . 0 45 . 5 42 3 34 23 2.5 各轴转矩 =14.13 i总 5.0 i0 =1440r/min 0 n =514.2

10、8r/min 1 n =102.86r/min 2 n =102.86r/min n3 =5.6736kw 1 p =5.45kw 2 p =5.34kw 3 p 电动机的转矩： mn n p t*19.39 1440 19 . 5 95509550 0 0 0 1 轴转矩： mn n p t*36.105 28.514 6736 . 5 95509550 1 1 1 2 轴转矩: mn n p t*00.506 86.102 45 . 5 95509550 2 2 2 卷筒轴转矩：mn n p t*79.495 86.102 34 . 5 95509550 3 3 3 运动和动力参数计算结果

11、如下表：运动和动力参数计算结果如下表： 轴名轴名 功率功率 p p （kw） 转矩转矩 t t （n*m） 转速转速 （r/min） 传动比传动比效率效率 0 0 轴轴 （电动机轴）（电动机轴） 5.915.9139.1939.1914401440 2.82.80.960.96 1 1 轴轴 （高速轴）（高速轴） 5.67365.6736105.36105.36514.28514.28 5.05.00.960.96 2 2 轴轴 （低速轴）（低速轴） 5.455.45506.00506.00102.86102.86 3 3 轴轴 （滚筒轴）（滚筒轴） 5.345.34495.79495.791

12、02.86102.86 1 10.980.98 =39.19nmm 0 t =105.36nmm 1 t =506.00nmm 2 t =495.79nmm 3 t 第三章 传动件的设计 计算及说明结果 3.1 带轮结构设计 3.2 确定计算功率 ka=1.1 pc=kap=1.17.5=8.25kw 3.3 选择带型 根据=8.25kw =1440r/min,由设计基础课本图 6-7 选择 c p 0 n a 型 v 带，取 mmdd112 1 3.4 验算带速 smsm nd v d /25/44.8 60000 144011214.3 100060 11 带速合适。 3.5 确定 v 带

13、基准直径 根据： mmd n n d dd 6.313112 514.28 1440 1 2 1 2 由课本表 6-2 大带轮基准直径为 315mm 则实际传动比 i，从动轮的实际转速分别为： min/512 8125.2 1440 8125.2 112 315 1 2 1 2 r i n n d d i d d pc=8.25kw mm dd 112 1 v=sm/44 . 8 =315mm 2d d i=2.8125 =512r/min 2 n 从动轮的转速误差率为：100%=0.44%在5% 28.514 51228.514 内，为允许值。 3.6 确定带的基准长度和实际中心距 初定中心

14、距：0.7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2) 知 0.7（112+315）a02(112+315) 298.9 a0854 取 a0=500mm 由 2 2100 )( 2 14 . 3 2 dd ddal =2500+ 5004 112315 2 )315112(14 . 3 2 =1000+670.39+20.6045=1690.99mm 由课本 63 表选取基准长度=1600mm.实际中心距为：ld a+ 0 a mm lld 505.454495.45500 2 99.16901600 500 2 0 mma ll a d 455 2 0 0 考虑安装，调整和补偿张尽力的需要，

15、中心距应有一定的调 节范围。中心距 a 的变动过范围为： =a-0.015=455-0.0151600=431mm min a d l =a+0.03=510+0.031600=462mm min a d l 3.7 验算小带轮包角 1204.1543.57 455 112315 180 3.57180 12 1 a dd dd 所以合适。 3.8 求 v 带根数 z kkpp p l c )( 00 根据查课本表 6-5，单根 v 带,112min,/1440 11 mmr dn d 额定功率=1.61kw. 0 p a0=500mm a=455mm 由课本表 6-6 查的功率增量为=0.1

16、68kw. 0 p 由课本表 6-3 查得，99 . 0 l k 由课本表 6-7 查得包角系数.928.0 k 由此 v 带的根数为： 05.5 99.0928.0)168.061.1( 25.8 )( 00 l c kkpp p 取 z=5 根。 3.9 求作用在带轮轴上的压力 查课本表得 q=0.10kg/m，故得单根 v 带的初拉力： n qv kzv p f c q 70.172 44 . 8 10 . 0 ) 1 928 . 0 5 . 2 ( 44 . 8 5 25 . 8 500 ) 1 5 . 2 ( 500 2 2 3.10 确定带轮的结构尺寸 绘制带轮工作图小带轮基准直径

17、 dd1=112mm 采用实心式结构。 大带轮基准直径 dd2=315mm，采用腹板式结构，基准图见零件工 作图（见课本图） 。 z=5 =172.70n fq 第四章 斜齿圆柱齿轮的设计 计算及说明结果 4.1 选齿轮的材料、精度和确定许用应力 因传递功率不大，转速不高，小齿轮用 45 钢正火，齿面硬度 ，大齿轮用 45 钢调质，齿面硬度，hbs250220hbs210170 因为是普通减速器，由课本 7-7 表选择 9 级精度，要求齿面粗糙 度.mmra3 . 62 . 3 4.2 齿面接触疲劳强度计算 因两齿轮为钢质齿轮，可求出小齿轮分度圆直径.转矩 1 d mm n p t 56 1

18、6 1 1005. 1 28.514 6736 . 5 1055. 91055 . 9 载荷系数 k 及材料的弹性系数. e z 查课本表 7-10 取 k=1.1，查表 7-11 取 =189.8. e z mpa 4.3 齿数 z 和齿宽系数 初选螺旋角.取小齿轮.则大齿轮.1425 1 z125 2 z 因单级齿轮传动为对称布局。轮齿面又为软齿面，故由课本表 7- 14.选取=1.d 4.4 许用接触应力 由课本图 7-25 查得， mpa560 1lim mpa530 2lim nnjlhn 9 1 1028. 1)2855210(128.5146060 n i n n 8 9 1 2

19、 1056 . 2 5 1028. 1 由课本表 7-9 查得.由课本图 7-24 查得=1. 1 h s 1n z .06 . 1 2 n z 由课本表 7-15 可得 mpa s z h hn h 560 1lim1 1 =105000nmm 1 t 25 1 z 125 2 z =n 1 n 9 1028.1 = 2 nn 8 1056.2 mpa s z h hn h 56253006. 1 2lim2 2 故： 3 3 2 1 1 560 82.18917.3 51 1505.11.1 1.31 h e z du ukt d =53.00606mm 取. .mmd54 1 4.5 尺

20、寸计算 096 . 2 25 1454cos 1 1 cos z d mn 由课本表 7-2 取标准模数.5 . 2 n m 中心距 a 为： .24.193 14cos2 125255 . 2 mma 取 a=194mm。 确定螺旋角： . 8735.14 1942 125255 . 2 arccos 2 arccos 21 a zzmn 分度圆直径：mm zm d n 67.64 8735.14cos 255 . 2 cos 1 1 mm zm d n 33.323 8735.14cos 1255 . 2 cos 2 2 齿轮宽度： mmdb d 67.6467.641 1 经圆整后取 m

21、mb65 2 mmbb705 21 4.6 按齿根疲劳强度校核 由课本式 7-32 求出，如,则校验合格。 f ff 确定有关系数：齿形系数：查课本表 7-11 得 。 ,65. 2 1 yf 17 . 2 2 yf mmd54 1 =2.5 n m a=194mm = 8735.14 =64.67mm 1 d =323.33mm 2 d b=64.67mm =70mm 1 b =65mm 2 b 应力修正系数：由表 7-13 得： . ,59. 1 1 ys 81. 1 2 ys 许用弯曲，mpa f 205 1lim mpa f 190 2lim 由课本表 7-16 得： mpa s y

22、f fn f 5 . 266 3 . 1 2051 1lim1 1 mpa s y f fn f 15.146 3 . 1 1901 2lim2 2 169.27mpa= 255 . 267.64 59. 165 . 2 8735.14cos1005 . 1 6 . 1 cos6 . 1 5 21 1 2 1 1 ff n f yy zbm kt 169.27mpa1=266.5mpa. f 故齿轮弯曲疲劳强度校核合格。 4.7 验算齿轮的圆周速度 sm nd v/453 . 1 60000 28.5145414 . 3 100060 11 故选 9 级制造精度是合适的。 名称代号单位小齿轮大

23、齿轮 中心距 amm194 传动比 i5 模数 n m mm2.5 螺旋角 () 0 14 齿数 z25125 分度圆直 径 dmm64.67323.33 = 169.27mpa 1f v=1.453m/s 第五章 轴的设计计算 计算及说明结果 5.1 选择轴材料 选用 45 号钢调质处理，正火，查表 11-1 取 , ,a=115.mpa55 1 5.2 估算输入轴的最小直径 .mm n p ad 3 . 25 28.514 6736 . 5 115 33 由课本表 6-4（指导书）可知：e=15.1mm.带轮长为 b2=6e=615.1=90.6mm.带轮内径为 mm b d 3 . 45

24、 25 . 1 2 0 考虑有键槽，将直径增大 5%，则mm d 33.43 %105 3 .45 6 取其标准内孔直径选 d=44mm. 5.3 输入轴的结构设计 如上图所示，齿轮由轴环，套筒固定，左端轴承采用端盖和 套筒固定，右端轴承采用轴肩和端盖固定。齿轮和右端轴承从左 侧装拆，右端轴承从右侧装拆。因为右端轴承与齿轮距离较远， 所以轴环布置在齿轮的右侧，以免套筒过长。 5.3.1 确定轴各段直径和长度 与带轮相连的轴段是最小直径，取.带轮定位轴肩mm d 44 6 =45.3mm 0 d d=44mm =44mm 6 d 的高度是 mmdh52 . 3 4408. 0) 1 . 007

25、. 0 ( 6 则，选 7211ac 型轴承，mmd04.51 5 则.mmd55 1 右端轴承定位轴肩高度取 .mmdh4 . 45508 . 0 ) 1 . 007 . 0 ( 5 mmd6.69 4 与齿轮配合的轴段直径: .mmd57 2 齿轮的定位轴肩高度: h=4.56mm. 则 mmd12.66 3 5.3.2 轴上零件的轴向尺寸及其位置 轴承宽度 b=21mm.齿轮宽度，带轮宽度mmb70 1 ，轴承端盖宽为 20mm.mmb 6 . 90 2 箱体内侧与轴承端面间隙取.mm2 1 齿轮与箱体内侧的距离如图所示，分别为 ，mm5 .17 2 mm 5 . 19 3 带轮与箱体之

26、间的间隙 .mm50 4 与之对应的轴各段长度分别是 ， mm l 45220221 1 mml68 2 轴环取: .mmhl384. 64 . 1 3 ，.mml616.13 4 mml21 5 mml70 6 mml 6 . 88 7 轴承的支撑跨度为： mmlllll135 5 . 102270202 5 . 10 4321 5.4 验算轴的疲劳强度 h=3.52mm =51.04mm 5 d =55mm 1 d h=4.4mm =69.6mm 4 d =57mm 2 d h=4.56mm =66.12mm 3 d b=21mm =70mm 1 b =90.6mm 2 b mm2 1 =

27、17.5mm 2 =19.5mm 3 mm50 4 =45mm 1 l mml68 2 =6.384mm 3 l =13.616mm 4 l =21mm 5 l =70mm 6 l =88.6mm 7 l 5.4.1 画出轴的受力简图，如图（）所示 图 5-4 5.4.2 画水平平面的弯矩图，如图（）所示 通过列水平平面的受力平衡方程： n d t ft 27.3831 55 1053602 2 1 1 n fftr 8 . 1442 8735.14cos 20tan 27.3831 cos tan n ffta 46.13948735.14cos3831.27cos n f ff t bha

28、h 635.1915 2 27.3831 2 则： =135mml =3831.27n ft =1442.8n fr =1394.46n fa =1915.635n ah f =1915.635n bh f mmn fm ahch 36.129305 1915.6355.67 5.67 5.4.3 画出竖直平面的弯矩图，如图（）所示 通过列竖直平面的受力平衡方程: 0 rbvavq ffff 0 2 5 .67)1358 .125(135 4 d fff arq bvf n fav 58.4545 n fbv 3 . 4304 则 mmnfm avcv 65.30682658.4545 5 .

29、 67 5 . 67 1 mmnfm bvcv 6233284832129129 2 5.4.4 画合弯矩图（如图 d） mmn mmmcvch c 16.332960 65.30682636.129305 22 1 22 1 mmn mmm cvchc 96.318014 25.29054036.129305 22 2 2 2 2 5.4.5 画扭矩图（如图 e） mmn n p 58.14511939 514.28 5.6736 1055 . 9 1055 . 9 6 6 5.4.6 画当量弯矩图（如图 f） ch m =129305.36nmm =4545.58n fav =4304.3

30、n fbv mcv1 =306826.6nmm mcv 2 =623328nmm mc1 =332960.16nmm mc2 =318014.96nmm 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =.，截面 c 处 的当量弯矩： mmn 08.6321458.145119396 . 0 mmnmm cec 79.338907 2 2 11 mmnmm cec 85.324236 2 2 22 由当量弯矩图可知，c 截面为危险截面，当量弯矩最大值为 881246.0nmm. 5.4.7 校核危险截面 c 的强度 mmd mec 5 . 39 551 . 0 338907.79 1 . 0 3 3 1

31、2 因为截面的设计有一键槽，所以需将直径加大，则 39.5105%=41.475mm 而截面的设计直径为 44所以强度足够。 5.5 输出轴的结构设计 如上图所示，齿轮由轴环，套筒固定，左端轴承采用端盖和 套筒固定，右端轴承采用轴肩和端盖固定。齿轮和右端轴承从左 侧装拆，右端轴承从右侧装拆。因为右端轴承与齿轮距离较远， 所以轴环布置在齿轮的右侧，以免套筒过长。 5.6 估算输出轴的最小直径 . mm n p ad19.43 86.102 45 . 5 115 33 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=43.19(1+5%)=45.35 mm t=14511939.58 nmm =63214.

32、08nmm 1ec m =338907.79nmm 2ec m =324236.85nmm d=41.475mm 选凸缘联轴器，yl10 型号，取其标准内孔直径 d=48mm. 5.7 确定轴各段直径和长度 与联轴器相连的轴段是最小直径，取.联轴器定位mm d 48 6 轴肩的高度是 .mmdh84 . 3 4808 . 0 ) 1 . 007 . 0 ( 6 则 .mmd68.55 5 选 7212ac 型轴承，则.mmd60 1 右端轴承定位轴肩高度取 mm dh 8 . 4 6008 . 0 ) 1 . 007. 0( 5 与齿轮配合的轴段直径.齿轮的定位轴肩mmd6 .69 4 mmd

33、63 2 高度 h=5.04mm.则mmd08.73 3 5.8 轴上零件的轴向尺寸及其位置 轴承宽度 b=22mm. 齿轮宽度 ，mmb65 1 联轴器宽度 ，轴承端盖宽为 20mm.mmb112 2 箱体内侧与轴承端面间隙取 .mm2 1 齿轮与箱体内侧的距离如图所示，分别为 ，.mm22 2 mm24 3 联轴器与箱体之间的间隙 .mm50 4 与之对应的轴各段长度分别是 ，.mm l 48222222 1 mml63 2 轴环取 .，mmhl24 . 5 4 . 1 3 mml76.18 4 d=48mm =48mm d6 h=3.84mm =55.68mm 5 d =60mm 1 d

34、 h=4.8mm =69.6mm 4 d =63mm 2 d h=5.04mm =73.08mm 3 d b=22mm =65mm 1 b =112mm 2 b mm2 1 =22mm 2 =24mm 3 mm50 4 =48mm l1 .，.mml22 5 mml70 6 mml110 7 轴承的支撑跨度为： mmlllll135112463222211 4321 5.9 验算轴的疲劳强度 5.9.1 画出轴的受力简图，如 5.9 图（）所示 图 5.9 5.9.2 画水平平面的弯矩图，如图（）所示 通过列水平平面的受力平衡方程： n d t ft 7 . 168866 60 1050622

35、 3 1 1 n fftr 8 . 6351 8735.14cos tan 7 . 16866 cos tan 20 0 mml63 2 =5.24mm l3 =18.76mm l4 =21mm l5 =70mm l6 =88.6mm l7 =135mm l n ffta 0 . 61398735.14cos 7 . 16866cos 0 bhahty ffff 0 5 . 64129 tahb ffm n fah 35.8433 n fbh 35.8433 则：mmnfm ahch 125.56925135.8433 5 . 675 .67 5.9.3 画出竖直平面的弯矩图，如图（）所示 通

36、过列竖直平面的受力平衡方程， rbv av ff f 0 2 5 . 64129 4 d ff ar avf n fav 8 . 1519 n fbv 4832 则 mmnfav cvm 5 .107554 8 . 1519 5 . 675 .67 1 mmnfbv cvm 6423844832135135 2 5.9.4 画合弯矩图（如图 d） mmn mmmcvchc 06.121688 5 .107554125.569251 22 2 1 2 1 mmn mmmcvchc 858314 642384125.569251 22 2 2 2 2 5.9.5 画扭矩图（如图 e） =16866

37、.7n ft =6351.8n fr =6139.0n fa =8433.35n ah f =8433.35n bh f ch m =569251.125nmm =1519.8n fav =4832n fbv mcv1 =107554.5nmm mcv 2 =642384nmm mc1 =121688.06nmm mmn n p 3 .506003 86.102 45. 5 1055 . 9 1055 . 9 66 5.9.6 画当量弯矩图（如图 f） 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =.，截面 c 处 的当量弯矩： mmn 98.303601 3 . 5060036 . 0 mmnmm

38、cec 25.327081 2 2 11 mmnmm cec 48.910427 2 2 22 由当量弯矩图可知，c 截面为危险截面，当量弯矩最大值为 881246.0nmm. 5.9.7 校核危险截面 c 的强度 mmd mec 95.54 551 . 0 910427.48 1 . 0 3 3 1 2 因为截面的设计有一键槽，所以需将直径加大，则 54.95105%=57.697mm.而截面的设计直径为 60所 以强度足够。 mc2 =858314nmm t=506003nmm =303601.98nmm 1ec m =327081.25nmm 2ec m =910427.48nmm d=

39、57.697mm 第六章 轴承设计 计算及说明结果 6.1 计算输入轴承 已知=506r/min ,试选 7212ac 型角接触球轴承 n2 nfav ahrff 74.493258.4545635.1915 22 1 nfbv bhrff 33.4711 3 . 4304635.1915 22 2 ncos fa 47.47678735.1474.4932 n ffrs 26.335474.493268 . 0 68 . 0 11 n ffrs 7 . 320333.471168 . 0 68. 0 22 6.2 绘制出计算简图 因为 nfn s asff 26.335417.7971 47

40、.4767 7 . 3203 1 2 所以 1 被压紧 2 被放松，两轴的轴向力分别是 n ff ss aaff 91.4616 26.3354 7 . 320347.4767 12 1 nfs af 7 . 3203 2 2 6.3 计算当量动载荷 由课本表 12-12 查得 e=0.68. 68 . 0 94 . 0 74.4932 91.4616 1 1 e fr fa e fr fa 68 . 0 33.4711 7 . 3203 2 2 查课本表 12-12 得： ;0; 1;87.0;41.0 2221 yxxx =4932.74n fr1 =4711.33n fr2 =4767.

41、47n fa =3354.26n fs1 =3203.7n fs2 =4616.91n fa1 =3203.7n fa2 由课本表 12-12 可得,则轴承的当量动载荷为：1 . 1 t f n fyfxfp arp 05.6643 )91.461687 . 0 74.493241 . 0 (1 . 1 )( 11111 n fyfxfp arp 46.5182 ) 7 . 3203033.47111 (1 . 1 )( 22222 6.4 计算轴承所需的径向基本额定动载荷值 故取 p=6643.05n，角接触球轴承 =3 取 pp21 ，1 f t 1 . 1 f p hh p cf n l

42、 t h 1200007.14237 05.6643 505001 28.14560 10 60 10 3 6 6 故角接触球轴承 7212ac 型合适。 6.5 计算输出轴承 已知=114.5r/min ,试选 7212ac 型角接触球轴承 n2 nfav ahrff 56.8582 4 . 151935.8433 22 1 nfbv bhrff 17.9683 4 . 475835.8433 22 2 ncos fa 7 . 93588735.1417.9683 n ffrs 14.583656.858268 . 0 68 . 0 11 n ffrs 56.658417.968368 .

43、0 68 . 0 22 6.6 绘制计算简图 =6643.05n 1 p =5182.46n 2 p =8582.56n fr1 =9683.17n fr2 =9358.7n fa =5836.14n fs1 =6584.56n fs2 因为 nfn s asff 14.583626.15943 7 .935856.6584 1 2 所以 1 被压紧 2 被放松，两轴的轴向力分别是 n ffff ssaa 12.10107 14.583656.6584 7 . 9358 121 nfs af 56.6584 2 2 6.7 计算当量动载荷 由课本表 12-12 查得 e=0.68. 68 .

44、0 18 . 1 56.8582 12.10107 1 1 e f f r a e f f r a 68 . 0 17.9683 56.6584 2 2 查课本表 12-12 得： ;0; 1;41.0;41.0 2221 yxxx 由课本表 12-12 可得,则轴承的当量动载荷为：1 . 1 t f n fyfxfp arp 25.13543 )12.1010787 . 0 56.858241. 0(1 . 1 )( 11111 n fyfxfp arp 49.10651 )56.6584017.96831 (1 . 1 )( 22222 =10107.12n fa1 =6584.56n f

45、a2 =13543.25n 1 p =10651.49n 2 p 6.8 计算轴承所需的径向基本额定动载荷值 故取 p=13543.25n，角接触球轴承 =3 取 pp21 ，1 f t 1 . 1 f p hh p cf n l t h 1200067.12855 25.13543 582001 102.8660 10 60 10 3 6 6 故角接触球轴承 7212ac 型合适。 第七章 键联接的选择及计算 计算及说明结果 7.1 输入轴与带轮联接 7.1.1 采用平键联接，键的截面尺寸由课本表 10-7 查得: 宽度 b=12mm 高度 h=8mm 键槽宽度 b=12 深度轴 t=5.0

46、mm 毂 t=3.3mm 半径 0.250.40mm 查手册得，选用 a 型平键，得： 键 a 12880 gb/t1096-2003 7.1.2 键校核,取 mml80mm d 44 6 mn t *36.105 1 h=8mm 得: mpapmpa dhl t p4097.14 80844 10536044 故键合适。 7.2 输出轴与联轴器联接 7.2.1 采用平键联接，键的截面尺寸由课本表 10-7 查得: 宽度 b=14mm 高度 h=9mm 键槽宽度 b=14 深度轴 t=5.5mm 毂 t=3.8mm 半径 0.250.40mm 查手册得，选用 a 型平键，得： 键 149125 gb/t1096-2003 7.2.2 键校核,取 轴径 mml125mm d 48 6 h=9mmmn t *506 1 得: mpapmpa dhl t p4048.37 125948 50600044 故键合适。 7.3 输入轴与小齿轮联接 7.