(整理)带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器说明书含CAD全套图纸0001

1、带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器初始数据 F=2800 V=1.5 D=340CAD图在后面双击可以打开网上售价100元 这里只要20金币原版设计盗版必究楚客生提供目 录第一部分设计任务3第二部分传动方案分析3第三部 分 电动机的选择计算 - 4第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算（包括分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩）7第五部分传动零件的设计计算 8第六部分 轴的设计计算1 7第七部分键连接的选择及计算20第八部分滚动轴承的选择及计算22第九部分联轴器的选择24第十部分润滑与密封第十一部分箱体及附件的结构设计和选择设计小结25参考文献25第二部分传动方案分析1.

2、组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：图一:传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。选择二级圆柱斜齿轮 减速器（展开式）计算传动装置的总效率a：0.983X 0.972x 0.99X 0.96=0.84a=1为轴承的效率，2为齿轮啮合传动的效率，3为联轴器的效率，4为滚筒的效率(包括滚筒和对应轴承的效率)。第三部分电动机的选择计算皮带速度V：v=1.5m/s工作机的功率pw：FX V 2800 X 1.5pw=硕=100

3、0= 42 KWpw4.2pd= na =両=5 KW电动机所需工作功率为执行机构的曲柄转速为84.3 r/min60 X 1000V60 X 1000 X 1.5n =nX DnX 340经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=840,电动机转速的可选范围为 nd = iaX n = (8X 40)X 84.3 = 674.43372r/min。综合考 虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为 5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速 1000r/min。第四部分传动装置的运动和动力参数的选

4、择和计算1总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=960/84.3=11.42分配传动装置传动比：取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：ii2 =1.4ia = , 1.4X 11.4 = 3.99则低速级的传动比为：ia 11.4i23 = i12 = 3.99 = 2.863各轴转速：ni = nm = 960 = 960 r/minnil = ni/i12 = 960/3.99 = 240.6 r/minniii = nii/i23 = 240.6/2.86 = 84.1 r/minniv = n iii = 84.1 r/min4

5、各轴输入功率：Pi = PdX=5X 0.99 = 4.95 KWPii :=Pi X=:4.95X 0.98X 0.97 =:4.71 KWPiii:=Pii X:=4.71 X 0.98X 0.97 :=4.48 KWPiv =Piii X=4.48X 0.98X 0.99 :=4.71 KW则各轴的输出功率:Pi = Pi X 0.98 = 4.85 KWPII:=PII X 0.98 =:4.62 KWPIII:=Piii X 0.98 :=4.39 KWPiv:=Piv X 0.98 :=4.62 KW5各轴输入转矩：TI = Td X电动机轴的输出转矩：Td= 9550X 巴5=9

6、550X 960 = 49.7 Nm所以各轴输入转矩Ti = TdX= 49.7X 0.99 = 49.2 NmTii = Tix ii2XTiii = Tii X i23XTiv = Tiii X所以各轴输出转矩为:=49.2X 3.99X 0.98 X 0.97 = 186.6 Nm=186.6X 2.86X 0.98X 0.97 = 507.3 Nm=507.3X 0.98X 0.99 = 492.2 NmTi=TiX 0.98 =:48.2 NmTii=Tii X 0.98 =:182.9 Nm1T iii =Tiii X 0.98 :=497.2 Nm1T iv =Tiv X 0.9

7、8 :=482.4 Nm第五部分传动零件的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料、热处理及精度:考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜 齿轮。1 )材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBWV高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBWV取小齿齿数：Zi = 24,则:Z2 = ii2 x Zi = 3.99X 24 = 95.76 取：Z2 = 962 )初选螺旋角：=1502初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计:d1t确定各参数的值:1) 试选 Kt = 2.52) T1 = 49.2 Nm

8、3) 选取齿宽系数d = 14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8 MPa5) 由图8-15查得节点区域系数Zh = 2.426) 由式8-3得:=1.88-3.2 x(1/Z1+1/Z2) x cos=1.88-3.2 x (1/24+1/96) x cos15 = 1.6557) 由式8-4得:=0.318 dZ1tan = 0.318x 1 x 24x tan15 = 2.048) 由式8-19得:11.655 = 0.7779) 由式8-21得：Z = cosB = , cos15 = 0.9810) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hiim1 = 650 MPa,大

9、齿轮的接触疲劳强度极限：Hiim2 = 530 MPa。11)计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60X 960X 1 X 10X 300X 2X 8 = 2.76X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76X 109/3.99 = 6.93X 10812)由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn1 = 0.87,Khn2 = 0.8913)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:h1 =KHN1SHlim1 = 0.87X 650 = 565.5 MPaH2 =HN2 Hlim2 = 0.89X 530 =

10、471.7 MPa许用接触应力:H=(h1+ h2)/2 = (565.5+471.7)/2 = 518.6 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径：d1t:d1t=52.6 mm3 l2X 2.5X 49.2X 1000 3.99+12.42X 189.8 271 X 1.655 XX 518.64修正计算结果:1) 确定模数:dtCosB mn = _Z152.6X cos5=24=2.12 mm取为标准值：2.5 mm2) 中心距:Z1+Z2 叫a =2cosB(24+96) X 2.52X cos15=155.3 mm3) 螺旋角:=arccosZ1+Z2 叫2a=arccos(24+9

11、6) X 2.52X 155.3=1504) 计算齿轮参数:Z1mn24X 2.5d1 = cos?=碍=62 mmZ2mn96 X 2.5d2 = = 248 mmcos?cos15b = dX d1 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mmn dnv =60 X 10005) 计算圆周速度v:=3.11 m/s_ 3.14X 62 X 960=60X1000由表8-8选取齿轮精度等级为9级6) 同前，Ze = 189.8 MPa。由图8-15查得节点区域系数为：Zh = 2.42。由式8-3得:=1.88-3.2 X (1/Z1+1/Z2) X cos=1.88-3.2 X (1/

12、24+1/96) X cos15 = 1.655由式8-4得:7)8)9)10)11)12)13)14)15)16)17)=0.318 dZ1tan = 0.318X 1 X 24X tan15 = 2.04:1.655=0.777Z = cosB= Jcos15 = 0.98由表8-2查得系数：Ka = 1,由图8-6查得系数：Kv = 1.1Ft =2T1d12X 49.2X 1000= 62=1587.1 NAFt1 X 1587.162=25.6 52.9所以齿面接触疲劳强度足够。5校核齿根弯曲疲劳强度: (1)确定公式内各计算数值:1) 当量齿数:Zv1 = Z1/cos3 = 24

13、/cos 150 = 26.6330ZV2 = Z2/cos3 = 96/coY150 = 106.52)v = 1.88-3.2 X (1/Zw+1/Zv2)cos=1.88-3.2 X (1/26.6+1/106.5) X cos15 = 1.6713) 由式8-25得重合度系数：Y = 0.25+0.75co b/ v = 0.674) 由图8-26和 =2.04查得螺旋角系数Y = 0.875)YYa 3.6951.655X 0.67=3.33前已求得：Kh = 1.763.33,故取：Kf = 1.766)=11.0262(2 X 1+0.25) X 2.5且前已求得：Kh = 1.

14、37,由图8-12查得：Kf = 1.347) K = KaKvKf Kf = 1X 1.1 X 1.76X 1.34 = 2.598) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数：YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17应力校正系数：Ysa1 = 1.62 Ysa2 = 1.839) 由图8-22C按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:Flim1 = 500 MPa Flim2 = 380 MPa10) 同例 8-2 :小齿轮应力循环次数：N1 = 2.76X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 6.93X 10811) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：Kfn

15、1 = 0.83 Kfn2 = 0.8512) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式8-15 得:KFN1 Flim1F1 = S0.83X 5001.3=319.2F2 =KFN2 c Flim2S0.85X 380=1.3=248.5丫Fa1YSa1 = 2.58X 1.62319.2=0.01309丫Fa2丫Sa22.17X 1.83=248.5= 0.01598(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:=1.51 mm0大齿轮数值大选用。1.51 W 2.5所以强度足够 (3) 各齿轮参数如下: 大小齿轮分度圆直径:d1 = 62 mmd2 = 248 mmb = dX d1 =

16、 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 67 mm b2 = 62 mm中心距：a = 155 mm,模数：m = 2.5 mm(二)低速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜 齿轮。1 )材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HB。 高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HB。取小齿齿数：Z3 = 28,则:Z4 = i23 X Z3 = 2.86X 28 = 80.08 取：Z4 = 802 )初选螺旋角：=13。2初步设计齿轮传

17、动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d3t确定各参数的值：1) 试选 Kt = 2.52) T2 = 186.6 Nm3) 选取齿宽系数d = 14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8 . MPa5) 由图8-15查得节点区域系数Zh = 2.456) 由式8-3得：=1.88-3.2 X (1/Z3+1/Z4) X cos=1.88-3.2 X (1/28+1/80) X cos13 = 1.6557) 由式8-4得：=0.318 dZ3tan = 0.318X 1 X 28X tan13 = 2.058) 由式8-19得：Z9) 由式8-21得：Z =cosB= cos1

18、3 = 0.9910) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hiimi = 650 MPa,大齿轮的接触疲劳 强度极限：Hiim2 = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60X 240.6X 1 X 10X 300X 2X 8 = 6.93X 108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 6.93X 108/2.86 = 2.42X 10812) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn3 = 0.89,Khn4 = 0.9113) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:KHN3 Hlim3h3 =S=

19、0.89X 650 = 578.5 MPaH4 =KHN4 Hlim4S=0.91 X 530 = 482.3 MPa1)确定模数:许用接触应力:h = ( h3+ h4)/2 = (578.5+482.3)/2 = 530.4 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径：d3t:d3t3 2X 25X 1866X 1000X 2.86+1X 245X 189.8 21 X 1.6552.86530.4=83.6 mm4修正计算结果:取为标准值：3 mm。2)中心距：Z+Za m34 n(28+80) X 3一 166.3 mm2X cos1302cosB3)螺旋角：Z3+Z4 mn(28+80)

20、X 310=arccos 2X 166.3= 13.1=arccos-2a4)计算齿轮参数：dgtcos Bmn =-Z383.6X COS130 = 28=2.91 mmZ3mn28 x 3d3 = = 86 mmcosBCOS13.10Z4mn80x3d4 =r = 246 mmCOsBcos13.10b = dx d3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mmn dgn?v =60x10005) 计算圆周速度v:=1.08 m/s_ 3.14X 86X 240.6=60X1000由表8-8选取齿轮精度等级为9级6) 同前，Ze = 189.8,MPa。由图8-15查得节点区域系数

21、为：Zh = 2.44。7) 由式8-3得：=1.88-3.2 X (1/Z3+1/Z4) X cos=1.88-3.2 X (1/28+1/80) X cos13.1 = 1.6818) 由式8-4得:9)10)11)12)13)14)15)16)17)18)19)=0.318 dZ3tan = 0.318X 1X 28x tan 13.1 = 2.07Z = cosB =cos13.1 = 0.99由表8-2查得系数：Ka = 1,由图8-6查得系数：Kv = 1.1Ft = 2T22X 186.6X 100086=4339.5 NKAFt1 X 4339.586=50.5 84.3所以齿

22、面接触疲劳强度足够。5校核齿根弯曲疲劳强度： (1)确定公式内各计算数值：1) 当量齿数：ZV3 = Z3/cos3 = 28/cos313.10 = 30.3ZV4 = Z4/cos3 = 80/cos?13.1 = 86.62)v = 1.88-3.2 X (1/Zv3+1/Zv4)cos=1.88-3.2 X (1/30.3+1/86.6) X cos13.1 = 1.6922) 由式8-25得重合度系数：Y = 0.25+0.75COJ2 b/ v = 0.683) 由图8-26和=2.07查得螺旋角系数Y = 0.885)丄=3.751= 32871.681 X 0.68aY &前已

23、求得：Kh = 1.7542.53X 1.64=326.9= 0.012692.23X 1.79=254.3= 0.0157大齿轮数值大选用(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:=2.i2 mm2.12W 3所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 86 mmd4 = 246 mmb = dX d3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 166 mm,模数：m = 3 mm第六部分轴的设计计算I轴的设计1输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti：Pi = 4.95 KW ni

24、= 960 r/mi n Ti = 49.2 Nm2求作用在齿轮上的力：已知高速级小齿轮的分度圆直径为：di = 62 mmFt =2T12X 49.2X 1000d162=1587.1 Ntan aFr = Ft XcosB=1587.1 X0 tan200 cos15=598 NFa = Fttan = 1587.1 X tan 15 = 425 N3初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112,得:输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩：Tca = KaT1

25、，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取：Ka = 1.2,则：Tea = KaT 1 = 1.2X 49.2 = 59 Nm由于键槽将轴径增大4%选取联轴器型号为：LT4型，其尺寸为：内孔直径20 mm，轴孔长度38 mm,贝U: d12 = 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：I12 = 36 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 30 mm， 左端用轴肩定位，故取11-111段轴直径为：d23 = 23 mm。右端距箱体壁距离为20，取：123 = 35 mm。4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴

26、端III-IV 、VII-VIII上安装轴承, 其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 25 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dx D X T = 25X 52X 16.25 mm,轴承右端采用挡油环定位，取:134 = 16.25 mm。右端轴承采用 挡油环定位，由轴承样本查得30205。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm,故取: d45 = d67 = 31 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于：diw 2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以：156 = 67 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套

27、筒定位，则：167 = s+a = 10+8 = 18 mm145 = b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 mmII轴的设计 1求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 4.71 KW n2 = 240.6 r/mi n T2 = 186.6 Nm2求作用在齿轮上的力：已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2 = 248 mm则：F 212Ft =d22X 186.6X 1000248=1504.8 Ntan aFr = Ft XcosB0tan 20=1504.8X0= 567 Ncos15Fa = Fttan = 1504.8X tan 15 = 403 N已知低

28、速级小齿轮的分度圆直径为d3 = 86 mm2T2 Ft =-d32X 186 1000 = 4339.5 N86tan a nFr = Ft X 硏0tan 20=4339.5X0 = 1621.6 Ncos13.1Fa = Ftta n=4339.5X tan 13.10 = 1009.3 N3确定轴的各段直径和长度：选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径=107X 3得 :先初步估算轴的最小直径。4.71240.6 = 288 mmdl2和d67,选定轴承型号为:30206型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dx D X T = 30X 62X 17.

29、25 mm,贝U: di2 =d67 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm,由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，贝U： 123 = 60 mm,轴肩高度：h = 0.07d = 0.07X 35 = 2.45 mm,轴肩宽度：b 1.4h = 1.4X 2.45 = 3.43 mm,所以：d34 = d56 = 40 mm, |34 = 14.5mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 86 mm, 145 = 91 mm,贝 U：112 = T2+s+a+2.5+2 = 39.75 mml56 = 1

30、0-3 = 7 mm|67 = T2+s+a-l56 = 17.25+8+10-7 = 28.25 mmIII轴的设计1求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 4.48 KW n3 = 84.1 r/min T3 = 507.3 Nm2求作用在齿轮上的力：已知低速级大齿轮的分度圆直径为：d4 = 246 mm2T3 Ft =-d42X 5073X 1000 = 4124.4 N246tan a nFr = Ft X 硏0tan 20=4124.4X0 = 1541.2 Ncos13.1Fa = Ftta n=4124.4X tan 13.10 = 959.3 N初步确定轴的最小直径

31、：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112,得:3dmin = A0 Xn3P = 112X 34.4884.1=他1 mm输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩：Tea = KAT3，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取：Ka = 1.2,则:Tea = KaT3 = 1.2X 507.3 = 608.8 Nm由于键槽将轴径增大4%选取联轴器型号为：LT8型，其尺寸为：内孔直径45 mm,轴孔长度84 mm,贝U: di2 = 45 mm,为保证联轴器定位可

32、靠取：I12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 55 mm, 左端用轴肩定位，故取11-111 段轴直径为：d23 = 48 mm。4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV 、VII-VIII上安装轴承， 其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 50 mm；因轴既受径载荷又受轴向载 荷作用，查轴承样本选用:30210型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dx D x T = 50mm x 90mmx 21.75mm。由轴承样本查得30210型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：

33、d45 = 57 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与 半联轴器右端面的距离为：I = 20 mm，123 = 35 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 57mm，所以：d67 = 57 mm，为使齿轮定位可靠取：I67 = 84 mm，齿轮右端采用轴 肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07X 57 = 3.99 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4 x 3.99 = 5.59 mm,所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采 用套筒定位，贝U:I34 = T3 = 21.75 mmI45

34、= B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 62+10+8+5+12+2.5-10 = 89.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 21.75+8+10+2.5+2 = 44.25 mm第七部分键连接的选择及计算1输入轴键计算：校核大带轮处的键连接:该处选用普通平键尺寸为：bx hx l = 6mmx6mmx 32mm,接触长度:l= 32-6 = 26 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld f = 0.25x 6x 26x 20x 120/1000 = 93.6 NmT Ti，故键满足强度要求。2中间轴键计算：校核高速大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：

35、bx hx l = 10mm x 8mmx 50mm,接触长度：=50-10 = 40 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld f = 0.25 x 8x 40x 35x 120/1000 = 336 NmT T2，故键满足强度要求。3输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bx hx l = 16mm x 10mmx 80mm,接触长度:l=80-16 = 64 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld f = 0.25x 10x 64x 57x 120/1000 = 1094.4 NmT T3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴

36、器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bx hx l = 14mmx9mmx70mm,接触长度：=70-14 = 56 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld f = 0.25x 9x 56x 45x 120/1000 = 680.4 NmT T3，故键满足强度要求。第八部分滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命:Lh = 10 X 2X 8X 300 = 48000 h1输入轴的轴承设计计算：(1)初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数丫分别为：X = 1，丫 = 0所以：P = XFr+YF a = 1X

37、 598+0 X 425 = 598 N10/3=598 X(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为: 60X 960X 48000 = 6460 N106查课本表11-5，选择:30205轴承，Cr = 32.2 KN，由课本式11-3有:Lh =吓/360 n10632.2X 1000 10/37 ,60X 960598= 1.01 X 10Lh所以轴承预期寿命足够。2中间轴的轴承设计计算：(1)初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数丫分别为：X = 1，丫 = 0所以：P = XFr+YFa = 1X 1621.6+0X 10

38、09.3 = 1621.6 N(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:10/3=1621.6X6X 響.6% 48000 = 11561 N106查课本表11-5，选择:30206轴承，G = 43.2 KN，由课本式11-3有:Lh =106 C 10/3P60n=3.87X 106 Lh10643.2X 1000 1 0/360 X 240.61621.6所以轴承预期寿命足够。3输出轴的轴承设计计算：(1)初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数丫分别为：X = 1，丫 = 0所以：P = XFr+YFa = 1X 1541.2

39、+0X 959.3 = 1541.2 N(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:10/3=1541.2X60X 84.1X 48000 = 8014 N106查课本表11-5，选择:30210轴承，Cr = 73.2 KN，由课本式11-3有:Lh =進 C10/3)60 n=7.59X 107 Lh1073.2 X 1000 10/36QX 84.11541.2所以轴承预期寿命足够。第九部分联轴器的选择第六部分已经有论述 联轴器选择型号为：LT8型，其尺寸为：内孔直径45 mm, 轴孔长度84 mm第十部分润滑与密封对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度 远远小于150-200 m/mi n,所以采用脂润滑，箱体内选用 CKC150润滑