(整理)带式输送机设计说明书0001

1、（机械设计课程设计）设计说明书（带式输送机）起止日期：2010年 12月20 日至 2011 年 1月8 日学 生 姓 名班级学号成绩指导教师（签字）机械工程学院2011年1月8日目录机械设计基础课程设计任务书 .1一、传动方案的拟定及说明 .3二、电动机的选择 .3三、计算传动装置的运动和动力参数 .4四、传动件的设计计算 .6五、轴的设计计算 .15六、滚动轴承的选择及计算 .23七、键联接的选择及校核计算 .26八、高速轴的疲劳强度校核.27九、 铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 .31 十一 .心得体会 . . .32 十二 .参考资料

2、目录 . . 33XX大学课程设计任务书20102011学年第 1学期学院（系、部）专业班级课程名称：机械设计课程设计设计题目：带式传动输送机完成期限：自2010年 12月20 日至2011年 1月 8_日共 3_周内 容 及 任 务一、设计的主要技术参数1:输送带最大有效拉力：F-700N2:带速：V-2.5m/s3:滚筒直径：D-320mm二、设计任务三、设计工作量1：机械装置总体方案设计，传动零部件设计2机械装置主要零部件装配图3机械设计说明书进度安排起止日期工作内容2010年12月20日方案拟疋，电机选择2010年12月22日设计计算2010年12月30日装配图零件图2010年1月8日

3、修改于装订主要参考资料1孙桓，陈作模机械原理M.北京：高等教育出版社，2001.22濮良贵,纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2001.3王昆，何小柏,汪信远.机械设计/机械设计基础课程设计M.北京：咼等教育出版社，1995.4机械制图、机械设计手册等书籍。指导教师（签字）： 年 月日系（教研室）主任（签字）： 年月日题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓名学号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。课程设计的要求

4、与数据已知条件：1.运输带工作拉力：F =700kN ;2.运输带工作速度：v =2.5m/s;3.卷筒直径：D =:320mm;4.使用寿命：8年；5.工作情况：两班制，连续单向运转,载荷较平稳;6 .制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1. 减速器装配图1张；2. 零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）;3.设计说明书1份设计计算及说明结果一、传动方案的拟疋及说明传动方案给疋为二级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw，即60 1000V

5、60 1000 2.5“ nw 149.28 r. minD320初步选定同步转速为1500r/min , 1000r/min的电动机，根据任务书得传动比为9-25二、电动机选择1 电动机类型和结构型式2.电动机容量1）卷筒轴的输出功率P W P Fv 700 2.51.75kW1000 1000由表12-1可知，对额定功率为4kw的电动机型号分为 Y100L1-4或Y112M-6nW 119.4 r/minPw5.2kW0.784Pd 6.63kW万案号同步转速满载转速额定功率外伸轴径轴外伸长1150014302.2 :28：60210009402.228601430 cu。11 9.581

6、49.2894012 6.30149.28通过对上述两钟方案的比较可以看出：方案1选用的电动机转速高，总传动比为9.58满足任务书的要求。故方案1比较合理。2）电动机输出功率P dR 卫也传动装置的总效率12 3 ； 4 5式中，12为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：设计计算及说明结 果弹性联轴器i 0.99 ；闭式圆柱齿轮传动效率g 0.97 ； 一对滚动轴承效率b 0.98输送机滚动效率cy 0.96估算传动系统的总效率为：01122334 4w式子中：01 =c=0.9901 =bg0.970.980.950612bg0.970.980.950634

7、bc0.980.990.97024wbcy0.980.990.9504所以：0.99 0.9506 0.9506 0.9702 0.9504 =0.8204i =24.29故pdPW1.752.13kW0.82043. 电动机额定功率Ped由1表20-1选取电动机额定功率 Rd 2.2kW4. 电动机的转速电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y100L1-42.21KW1430r/min2.22.3选定电动机的型号为丫132S2-2。主要性能如下表:i 2=4.12 i3=2.95为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中 推荐减速装置传动比范围i925，贝U5、计算传

8、动装置的总传动比i并分配传动比1） 、因为总传动比为9.58 （符合24i 34）2）、分配传动比1430级减速器中:高速级齿轮传动比i21.3* i。1.3*9.583.53i低速级齿轮传动比i3 L2 燮 2.72i23.53三、计算传动装置的运动和动力参数1 各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：1轴、U轴、川轴 各轴转速为：nonm1430r / minnmnm1430r /mini1n1430n405.214r / mini23.53n405.214n149.25r /mini32.722.各轴输入功率电动机的输入功率,F0巳2.2kW第一根轴的功率，PF0 012.

9、2 0.99 2.178kW第二根轴的功率，PP 122.178 0.9506 2.0704kW第三根轴的功率，PP 232.0704 0.9506 1.9681kW3各轴输入转矩T(N?m)按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即T。9.55103F09.551032.2 MN m14.69N m1430T9.55103Pl9.551032.178“N m14.5454N mn11430T9.55103P29.551032.0704 KlN im 48.794N m1430T9.551039.551032.1.9681 KlNm 125.93N m将计算结果汇总列表备用n02900r / m

10、inn 1450r / mnn 352r /min n 119r / mnP06.63 kWP 6.36kWP 6.05kWP 5.75kWT0 2.183 1dNmmi T 4.191 1(1 N mmT 1.642 105N mmT 4.603 105N mm项目电动机高速轴I中间轴n低速轴N转速(r/min21149.25P功率(kW2.22.1782.07041.9681转矩T(N?m)14.6914.545448.794125.93i传动比13.532.722、齿轮传动设计选择斜齿圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1) 、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知

11、减速器采用闭式软齿面 计算说明(HB=350HBS),8级精度,查表 10-1 得小齿轮 40Cr调质处理 HB i=280HBS大齿轮 45 钢调质处理 HB 2=240HBS2) 、按齿面接触强度计算：V=19.0m/sdd2 =250mm取小齿轮 zi=24,则 z2 =i 2 z!， z2 =24 3.529=84.7，取 z2 =84 并初步选定14LEPE确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系数 Zh=2.433c. 由图 10-26 查得 a1 =0.78,2 0.86,贝U12 1.64d. 计算小齿轮的转

12、矩：1.45 104 N mm。确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa设计计算及说明结果f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿轮接触应力ao=500mmiimi =600MP软齿轮的为 Hm2 =550MPah.由式10-13计算应力循环次数N160n 1jLh 60 1430 1 (8 2 14 365) 7.015 109“4.065 1099N2 1.987103.53i.由图10-19 取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.82ld

13、 =1600mmK hn2 =0.87H 1 = KHN1lim1 /S=492MPaH 2 = K HN 2 lim 2 /S=487.5 MpaH =( H 1+ H 2 )/2=485.25 Mpa,2 1.6 1.45 104 4.53 2.433 189.8 2d1t 3=32.04A CC 0V1 1.643.53485.251 1663)、计算(1)计算圆周速度：V=d1t ji n1/60000=2.40m/s(2)计算齿宽B及模数口玳B= dd1t =1X32.04mm=32.04mmmnt = d1t cos B / z1 =1.29mmH=2.25 mnt =2.905m

14、mB/H=32.04/2.905=11.029(3)、计算纵向重合度=0.318 dz1tan B =1.904设计计算及说明结果(4)、计算载荷系数由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka 1, Kv1.09, Kh 1.422, Kf 1.36, Kh Kf 1.1故载荷系数K Ka Kv Kh Kh 1 1.09 1.1 1.4221.705V带取2根.(5)、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，1 k由式 10 10a 得d1 = d1t 补丄=32.726 KtFomin =190.0N(6)、计算模数mntmnt =d1 Cos B /Z仁 1.32mm4)、

15、按齿根弯曲强度设计由式10-17m2KT1Yf1Ysh1COS2Fp=754Nn1Va(U 1)zfF1(1)、计算载荷系数：K Ka Kv Kf Kf 1 1.09 1.1 1.361.631、根据纵向重 合度 =1.904,从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.88(3)、计算当里齿数齿形系数z2426 27 z84Zv1326.27 , Zv2391. 95cos314cos314(4)、由1图 10-5 查得 YFa12.65, 丫尸玄22.21由表 10-5 查得 YSa11.596, Y&21.774由图 10-20C 但得 fe1 =500 MPa fe2 =380 MPa由图

16、10-18取弯曲疲劳极限Kfn1=0.81, Kfn2=0.84计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得：设计计算及说明结 果F1 =KfN1 FE1 /S=289.29 MPaF2 = KfN2 fE2 /S=300 MPa1.60(5)、计算大小齿轮的YF1Ysa1，并比较F1YF1Ysa12.65* 1.596F1YF2Ysa2289.290.0146F22.21 1.7743000.0131且 YF1Ysa1YF 2Ysa2F1，故应将F2YF2丫sa2代入1式(11-15)计算。F2(6)、计算法向模数mn125丫尸1绻1 cos2a(U1)Z；F14232 仙 1.4

17、55 10 88 cos 14 0.0146 0.901 1.64 242N1N24.0659.866109108对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径d1=32.726mm来计算应有的数，于是有:取 mn1 1.25mm(7)、则 Z1d1 cos32.726 cos14H1mn1.2525.40，故取 Z1=25540M pa528MPa88mn(Z1Z2)2 cos(25_88)116.46mm2 cos14V=3.26m/s取 a1=116mm(9) 、确定螺旋角Z2)2a2(2588 ) 一 心arccos13 .062 1161 arccos m n (Z1135

18、24=1.704（10）、计算大小齿轮分度圆直径：K=2.001di= Zimn32.08mmcos13.06Z2mnd2=2 n 112.93mmd1=46.22cos13.06(11) 、确定齿宽b2ad1 1 32.08 32.08mm取 B2 35mm， B1 40mmmn1 2mm5)、结构设计。(略)配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）（HB=350HBS）,7级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr调质处理HB 1=280HBS大齿轮 45 钢调质处理 HB 2=240HBS2） 、取小齿轮 Z3=24,则 Z4 = i3*Z2 =24*

19、2.72= 65. 28 取乙=66,初步选定3 = 143）、按齿面接触强度计算：确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系zh =2.433.c. 由图 10-26 查得 10.78,20.87,则1.651 2d. 计算小齿轮的转矩：T2 4.88 105 N mm确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaf. 由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿轮接触应力Iim1

20、 =600MPa大 齿轮的为 讪2 =550MPa h.由式10-13计算应力循环系数N160n1jLh 60 405.21 1 (14 2 8 365) 1.99 109N291.99 102.727.31 108i. 由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.88 Khn2=0.92H 1 = KHN1 lim1 /S=0.88*600=528MpaH 2= KHN2 iim2 /S=0.92*550=506Mpa h =( h 1+ h 2)/2=517 Mpa4) 、计算a1=116mm1,试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得设计计算及说明结果H=2.25mnt =3.85m

21、mb/h=42.26/3.85=10.98(3)、计算纵向重合度=0.318 dZItan B =1.903根据纵向重合度1.903，从图10-28查的螺旋角影响系数 Y 0.88a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka 1,Kv 1.08,Kh0 1.423, Kf 1.36, Kh k/a 1.2故 载荷系数 K=1*1.08*1.2*1.36=1.76(4八按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得d1 = d1t 3! =43.98mm1 1t N Kt(5)计算模数mntmnt = d1 cos B / z3=1.78mm5)、按齿根弯曲强度设计由式

22、10-17一2灯*礼2mn1 3/八 2a(U 1)Z1 F1a 上式中 K Ka Kv Kf Kf 1 1.08 1.2 1.361.763b根据纵向重合度=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数 YB =0.875c计算当里齿数齿形系数24“ “66Zv1326.26 , zv2372.21cos 14cos 14由1表 10-5 查得 Yf1 2.585, Yf2 2.224由图 10-20C 但得 FE1 =500 MPa FE2 =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限Kfn1=0.86, Kfn2=0.89d计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得：115

23、5 24”d1 =45.58mmd2 =186.42mmB245mm,B1 50mm设计计算及说明结果F1 = K FN1fe1 /S=307.14 MPaF2 = K FN 2fE2 /S=241.57 MPa由表 10-5 查的 ysa1 1.597; ysa2 1.754YF1Ysa12.585 1.5970 01344e 比较F1307.14YF2Ysa22.224 1.754F2 sa2nF2241.57且YF1Ysa1丫F2Ysa2，故应将 YF2Ysa2 代入1式（11-15）计算。F1F2F2f法向模数Mn f521.763 1.2593 1 05 0.88 COS14 2 0

24、.0165 =1.85mm1 242 1.65对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径d1=43.98mm来计算应有的数，于是有：取 mm 2.0mm z 21.则57.12 取值为 57g中心距m a1n(乙勺)2 (21 57) 80.412mm2cos2 cos14V=1.21m/s取 a1=81mmh确定螺旋角mn(Z1 Z2)1 arccos2a2arccos-(2157)15.1415 1536“2 85i计算大小齿轮分度圆直径：dZ3mn43.52mmd 3 一cos15.14.乙mn118.13mmd4 =cos15.14设计计算及说明结 果K=1.960J 齿宽

25、B4ad3 1 43.52 43.52mm取 B4 45mm, b350 mm4）、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定将齿轮计算数据进行总结如图所示：齿轮分度圆直径宽度齿数模数螺旋角中心距132.0840251.2513.0691162112.933588343.525021215.14814118.134557五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力有公式：Ft 2【1d1F R tan an ,1 rCOSFa Ft tan第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为42T 2 1.455 10894Nd132.56Ft1 tg n894 tg20o336NCOS 1

26、cos13.06Ft1tg 1894 tg13.06208N2T2244.879 10865Nd2112.93Ft2 tg n865 tg20)324Ncos 2cos13.06OFr1Fa1Ft2Fr2Fa2 Ft2tg 2865 tg13.06201NFt3玉 2 处79 1042242Nd343.53Fr3甩92242 tg20。846N2cos15.14cosFa3Ft4Ft4Ft3tg2Ld4Ft4 tg n 2132 tg20。804N cos 2cos15.14oFt4tg 22132 tg15.14o 577N22242 tg15.14607N52 1.259 10 2132N

27、118.131高速轴I设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取A 1072）初算轴的最小直径d minA03107 3i2.71813.254mmn1430高速轴I为输入轴，因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大10%dmin=14.5794mm由机械设计手册表 22-1-17查得带轮轴孔有20,22, 24, 25，28 等规格，故取 dmin =20mm高速轴工作简图如图（a）所示d=33首先确定个段直径A段：d1=20mm有最小直径算出）B段：d2=25mm根据油圭寸标准，选择毡圈孔径为 25mm的C段：d3=30mm与轴承（圆锥滚子轴承

28、 30206）配合，取轴承内径mn1 2.5mmZ327z480a1=138mm114 136“d3 =69.64mmd4 =206.36mmB4 70mm，B375mm设计计算及说明结果D段：d4=32mm 设计非定位轴肩取轴肩咼度 h=3mmE段：d5=32.08mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴， 全高为34.58取35mm1G段，d7=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径F段：de=33mm,设计非定位轴肩取轴肩咼度 h=3mm第二、确定各段轴的长度A段：L1=1.6*20=32mm圆整取 L1=30mmB段：L2=54mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mmC

29、段：La=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）L3=B+ 3+2=16+10+2=28mmG段：L7 =30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度F 段：L6 8mm , L6 = 2-2=10-2=8mmE段：L5 40mm，齿轮的齿宽B1 40mmD段：L4=52mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已疋长度后圆整得 L4=52mmdmin =20mm轴总长L=244mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=128mm2、轴U的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与咼速级小齿轮材料相同，40Cr，

30、调质处理，查表15-31，取A 1002）初算轴的最小直径dminJP 100 引 2.0717.22mmn 405.21因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 5% dmin =18.084mm根据减速器的结构，考虑相同的轴承减少安装难度，并且后面轴径要求较大以及与设计计算及说明结 果相配合轴承内径故取dmin=30mm 初选角接触球轴承7206C轴U的设计图如下:血30A00d=435J7B53T7Vcl=d=soE首先，确定各段的直径A段：di=30mm与轴承（角接触球轴承7206C）配合F段：d6=30mm与轴承（角接触球轴承 7206。配合E段：d5=35mm非定位轴肩B段：d2=37m

31、m,非定位轴肩，与齿轮配合C段：d3=43.53mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：d4=37mm,定位轴肩然后确定各段距离：A段：Li=30mm,考虑轴承（角接触球轴承7206C）宽度与挡油盘的长度B段：L2=8mm根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：La =50mm根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：L5=33mm,根据高速级大齿轮齿宽减去 2mm（为了安装固定）F段：L6=31mm考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离L=290mmS=174mmD段：L4=8mm由轴I得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=128m减去已知长度得出3、轴川的设计计算输入功率 P=1.9681KW转速 n =1

32、49.258r/min,T=125.93N*m轴的材料选用40Cr （调质），可由表4-2查得C=90所以轴的直径：dmin C#n=21.26mm因为轴上有两个键槽，故最小直径加大 10% dmin =23.386mm由表16-4（机械设计课程设计指导书）选联轴器型号为HL2轴孔的直径d!=25mn长度L=62mm 轴川设计图如下:首先,d min =30mm确定各轴段直径d!=30mm,与轴承（角接触球轴承7206C配合B段：d2=35mm非定位轴肩,h取5mmC段：d3=40mm定位轴肩。D段：d4=37mm,非定位轴肩。E段：d5=30mm,与轴承（角接触球轴承7206。配合F段：d6

33、 =25mm按照齿轮的安装尺寸确定G段：d7 =24mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：Li =32m m由轴承长度， 3, 2,挡油盘尺寸B段：L2=43mm齿轮齿宽减去2mm便于安装C段：L3=8mm,轴环宽度，取圆整值根据轴承（角接触球轴承7206。宽度需要D段：L4=55m m由两轴承间距减去已知长度确定E段：L5=22mm,由轴承长度， 3， 2,挡油盘尺寸F段：Le=32mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7 =52mm联轴器孔长度轴的校核计算, 第一根轴： 求轴上载荷 已知：dmin =45mmFt 894N, Fr 336N,Fa 208N设该齿轮轴齿向是右

34、旋，受力如右图：Li 92mm，L2 94mmL3 42mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnhi 247.03NFNH2 646.97NM H 23220.82N mm垂直支反力：Fnvi 92.84N,Fnv2 243.16 NMV1 8740.12N mm, MV2 10211.04N mmMV3 1470.92N mm合成弯矩My 8740.12N mm,Mz 23220.82 N mm, M324811.21 N mm由图可知,危险截面在齿轮处w 3232W 33d32.08求轴上的转矩：T 14550n?mmT2229n?mm轴材料选用40Cr查手册s 540MPa对于轴的计算取

35、安全系数 S=2.5，贝U =216MPa按第三强度理论进行校核，则有公式的:卫HU 攻8112 14552 &89MPaWW所以选轴符合要求!第二根轴 求轴上载荷已知:Ft2Fa2Ft3Fa3865N,Fr2 324N201N2242N, Fr3 846N607N设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图:L1 49mm,L249.5mmL331.5mm由材料力学知识可求得支座反力：Fnh1 703NFnh2 1136NMh 65013NmmFnhi 1099N, Fnh2 2008N F1 13.54F2533.54求相应弯矩转矩合成弯矩ca =14.49MPa+My方向弯矩L1:M1 F1

36、L1634.5 N mm,L2：M1 F1L| L21320.75N mmM2FA2d211349.465Nmm2A22M 3Fr2L216038N mmd3L3: M1 Fa3 113211.355 N mm,2M Z方向求矩L1: M1 FnH1 L151653N mm,L2: M1 Fnh 1 L1 L290015.3N mm求扭矩：T2f t3Ft2 亚 48841.225 N.mm 2d344.095N.mm2所以得危险截面在C处M.MZ2 My232 3 M T212.8MPad3246MPa符合强度条件!第三根轴:F NH 1FNH 2M H12446 N,176N148595N

37、 mm,8552N m轴上L2MZ Arh粪2 B F1JKJ XFNHgFaFr载已知:Ft 2132N,Fr 804N,Fa 577N设该齿轮齿向是右旋，受力如图:M1M 2M 3M 4ca15894 N mm,176472 N mm43365 N mm12174 N mm=5.98MPaFnh1 2948NFnh2 1513NM H 186490N mmM !199810 N mm,M 2263321 N mmca=19.77MPaFr1 1531NFr2 1139NL1 68mm,L292.5mmL3 37.5mm由材料力学知识可求得求支座反力F1215Fnhi 614.4NF2589

38、Fnh2 1517.6N由图可知，危险截面在C右边求特定弯矩：MZ FNH1 92.5 56832N mmMy F1 92.5 19887.5N mmM Z FNH1 92.5 56832N mmMy F1 92.5 19887.5mM M y2 Mz260.21N mT=122.18N m32 3 . M 2 T20.79MPa?d3轴材料选用40Cr与上两次轴选材相同所以也符合强度要求六、滚动轴承的选择及计算1. I轴轴承型号为7206C的角接触球轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1,.FrNH1 F1292.842 247.032 263.90NFr2 FNh2 F22243.162 64

39、6.972 691.169N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p151） 7206C的角接触球轴承的基本额定动载荷Cr=17.8KN,基本额定静载荷Cor=12.8KW,因为Fa/C00.012所以取值 e=0.38 , Y=1.47设计计算及说明结果两轴承派生轴向力为：FdeFrFdi eFn 0.38 263.9 100.3N,Fd2 eFr20.38 691.169 262.64N因为 Fa Fd1 205N100.3N305.3N Fd2 262.64N所以左端轴承被放松，只受其派生轴向力Fdi即Fai = FdiFa2 FaFdi 305.3N、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系

40、数fp 1.5因为电 100.30.38 e X110P F22963NFM263.90p1fp XFr1 YFa1395.85N因为305.30.442 e，X2 0.44,Y21.47Fr2 691.169Lh 87706p2 fp XFr2 YFa2725.9N所以取P P2725.9N3）校核轴承寿命Fr1 2612 N46亠4亠64亠4亠3Fr2 188 N_10 zC1017.8 10 x3, “.Lh( ) h() h 171847h60n P60 1430725.9按一年360个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适用。2.U轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1 jFrN

41、H1 FrNV1 功3.542 109921099NFr2JfNh2 氐2 &33.542 20082 2078N2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p151） 7206C的角接触球轴承的基本额定动载荷Cr=17.8KN,基本额定静载荷Cor=12.8KW,因为Fa2 1312NFa/C00.012所以取值 e=0.38 , Y=1.47Fa1Fd2 59 N设计计算及说明结 果3918NFa1因为FM1195.6410991.08e 0.38X10.44“1.47Lh142356P1fp XFMYFa13362NFa2因为Fr2X2789.6420780.38P21,Y20fp XFr2YFa2

42、3117NN3149 NFr21616 NFdeFrF d1eFr10.38 1099417.62NFd2eFr20.38 2078789.64N因为F d2Fa2Fa1789.64 N607N201N1195.64N Fd1 417.62N左端轴承压紧，右端轴承放松Fa1Fa Fd 2 1195.64 NFa2Fd2789.64 N2)计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp 1.5所以取P R 3362N3)校核轴承寿命Lh10660nh 60104。5、33623(17.8 10 )3h 6107.46h按一年360个工作日,每天2班制.寿命1.06年.故所选轴承不适用。 所以从新选择相

43、配合的轴承初选30206圆锥滚子轴承Fr1*FrNH1FrNV1Fr2X FrNH 2FrNV、13.542 109921099N533.542 200822078NFa21050N因为查表得Y=1.47Fd2YFa22184NF d11099373.812 1.47F d22078706.82 1.47F d2Fa2F a1706.8N607 N 201N1112.8N Fd1 373.83N所以一轴被压紧二轴放松，Fa1 =1112.8N , Fa2 =706.8N对E取值为0.37,Fa1Fr1Fa1Fr111128 1.011099706-80.342078P P，5885NLh128

44、066hP 36.38R 0.4Fr 1.6Fa 2220.08NF2 Fr 2078N所以取 F=F1=2220.08N校核轴承寿命：,10610641.2 103 .uLh () h () h 263014h60n F 60 405 2220.08两班工作制，一年 360工作日，则轴承寿命为 15.6年足以满足寿命要求2. 川轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1丁爲1 FrNv1.2152 614.42 651NFr2FNh2 FrNv2589? 15172 1628N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p151） 7206C的角接触球轴承的基本额定动载荷Cr=17.8KN,基本额定静载荷C

45、or=12.8KW,因为Fa/C00.012所以取值 e=0.38 , Y=1.47两轴承派生轴向力为：Fd1 Fr1 e 247.38 N, Fd2 Fr2 e 618.64 N因为 Fd1 Fa 247.38N577N824.38N Fd2 618.64NP 60.00Mpa所以，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa1 Fd1 247.38N,Fa2 Fa Fd1 824.38N2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp 1.5因为Fa1F r1247.380.38e 0.37, X11,Y0651P1fp XFMYFa1976.5N因为Fa2Fr2824.380.51e,X20.4,丫21.47 ,1628P2 1fp XFr2YFa22795NP 64.94Mpa所以取P P22795NP 66.42Mpa3) 校核轴承寿命106 C10617.8 T kid根据所选电动机特点确定键的大小，K=0.5*H=4mmL=40mmD=24mm键 A10 X 28, bX hX L=4 X40X 24 单键键联接的组成零件均为钢，p取值为40MPA 厂 2T 厂 2 1.469 10P P 7.65 P =40MPadhl4 40 24满足设计要求1轴上联轴器处键的