机械课程设计(一级圆柱齿轮减速器)教材

1、South China University of Technology机械设计基础课程设计计算说明书题目：一级圆柱齿轮减速器设计目录一、设计任务书 1.1 机械课程设计的目的 1.2设计题目1.3设计要求1.4原始数据1.5设计内容二、传动装置的总体设计 2.1传动方案2.2电动机选择类型、功率与转速 2.3确定传动装置总传动比及其分配 2.4计算传动装置各级传动功率、转速与转矩三、传动零件的设计计算 3.1 V带传动设计 3.1.1计算功率3.1.2带型选择3.1.3带轮设计3.1.4验算带速3.1.5确定 V带的传动中心距和基准长度 3.1.6包角及其验算3.1.7带根数3.1.8预紧力

2、计算3.1.9压轴力计算 3.1.10带轮的结构3.2齿轮传动设计3.2.1选择齿轮类型、材料、精度及参数 3.2.2按齿面接触疲劳强度或齿根弯曲疲劳强度设计 3.2.3按齿根弯曲疲劳强度或齿面接触疲劳强度校核 3.2.4齿轮传动的几何尺寸计算 四、铸造减速器箱体的主要结构尺寸 五、轴的设计5.1高速轴设计5.1.1选择轴的材料5.1.2初步估算轴的最小直径 5.1.3轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸 5.2低速轴设计5.2.1选择轴的材料5.2.2初步估算轴的最小直径 5.2.3轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸 5.3校核轴的强度5.3.1按弯扭合成校核高速轴的强度 5.3.2按弯扭合成校核

3、低速轴的强度 六、滚动轴承的选择和计算 6.1高速轴上的滚动轴承设计-6.1.1 轴上径向、轴向载荷分析 6.1.2轴承选型与校核 6.2 低速轴上的滚动轴承设计 6.2.1 轴上径向、轴向载荷分析6.2.2 轴承选型与校核 七、联轴器的选择和计算7.1 联轴器的计算转矩 7.2 许用转速 7.3 配合轴径 7.4 配合长度 八、键连接的选择和强度校核8.1 高速轴 V 带轮用键连接 8.1.1 选用键类型 8.1.2键的强度校核 8.2 低速轴与齿轮用键连接 8.2.1 选用键类型 8.2.2 键的强度校核 8.3 低速轴与联轴器用键连接 8.3.1 选用键类型 8.3.2 键的强度校核 九

4、、减速器的润滑9.1 齿轮传动的圆周速度 9.2 齿轮的润滑方式与润滑油选择9.3 轴承的润滑方式与润滑剂选择 十、绘制装配图及零件工作图 十一、设计小结 十二、参考文献 设计任务书1.1机械课程设计的目的课程设计是机械设计基础课程中的最后一个教学环节，也是第一次对学生进行较全面的 机械设计训练。其目的是：1. 通过课程设计，综合运用机械设计基础课程和其他先修课程的理论和实际知识，来解决工程实际中的具体设计问题。通过设计实践，掌握机械设计的一般规律，培养分析和解 决实际问题的能力。2. 培养机械设计的能力，通过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节

5、，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设计构思设计技能等方面得到相应的锻炼。1.2设计题目设计运送原料的带式运输机用的一级圆柱齿轮减速器。1.3设计要求根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计v带传动、设计一级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴 器。滚筒及输送带效率（含滚动轴承）=0.96。工作时，载荷有轻微冲击，产品生产批量为成批生产，允许总传动比误差 4%，要求齿轮使用寿命为 10年，二班工作制，轴承使用寿 命不小于15000小时。1.4原始数据表1原始数据输送带拉力F （N）输送带速度v （m/s）输送带滚

6、筒直径D （m）37501.250.3151.5设计内容1.5.1 绘制传动装置中一级圆柱齿轮减速器装配图一张（ A1 ）。1.5.2 绘制低速轴、大齿轮零件图二张（建议 A3 ）。1.5.3 编写设计计算说明书一份。传动装置设计2.1传动方案根据本课程设计要求，采用一般的单级圆柱齿轮（斜齿）传动方案，其传动简图如下:图1传动装置简图2.2电动机选择类型、功率与转速（1 ）功率计算运输机主轴上所需要的功率：Fv10003750 1.251000= 4.6875kW（2）选择电动机选择电动机类型按工作条件和要求，选用Y系列三相异步电动机选择电动机功率：Pd二巴传动装置的总效率:n1, V带传动的

7、效率1=0.95n 2, 闭式圆柱斜齿轮的效率,n 2= 0.97n 3,深沟球轴承的效率（精度等级8）,3= i-.8n4, 十字滑块联轴器的效率,v.i-0.98n w, 工作机效率,所以-，“ ，：,：&】 0.98 0.96=0.8326电动机所需功率： R二卫=5.630kwd n查附表K.1，选取电动机额定功率 Fe 7.5 kw选择电动机转速根据输送机主轴转速，查附表K.1，现选用同步转速 1500r/min，满载转速1440r/min的电动机，查附表 K.2，得其型号和主要数据如下：表2 电动机主要参数型号额定功率同步转速满载转速堵转转矩/额 定转矩最大转矩/额 定转矩Y132

8、M-27.5kw1500 r/mini440r/min2.22.2表3电动机安装及有关尺寸主要参数中心高外形尺寸L( AC/2+AD) 乂HD底脚安装尺寸A汨地脚螺栓直径K轴伸尺寸D汉E键公称尺寸FS132515mm x 345mm x315mm216mm x278mm12mm38mm x80mm10mm x8mm2.3确定传动装置总传动比及其分配取电动机转速为1440r/min,按表5.2，V可知，普通V带传动的传动比24，单 级圆柱齿轮减速器的传动比为 36因此，可计算得到电动机转速的总传动比为：v 汉6010001.25汉 60 心000.nw75.59 r/min兀D3.14 汉315

9、电动机转速范围：n d 二 nwi)2 =75.59 (24) (3 6) = 433051814.16r/mi n选择电动机同步转速为1440r/min合适。传动装置得总传动比：匚=匹二！440 19.05nw 75.59取单级圆柱齿轮减速器传动比：i2 =5i 19 05则V带传动比：h二丄二竺5 =3.81i252.4计算传动装置各级传动功率、转速与转矩各轴输入功率：电动机轴输出功率：Pd =5.630kw轴I (减速器高速轴)输入功率：R =只=0.95汉5.630= 5.35kw轴II （减速器低速轴）输入功率：P2 = 2 3P1 =0.97 0.98 5.35 =5.09kw各轴

10、转速：电动机轴转速：nm =144 0/mi n轴 I 转速：山 4 =1440 =377.95 r/minii 3.81轴 II 转速：= 377J5 = 75.59 r/mini25各轴转矩：电动机轴转矩：Td =9550旦=9550 竺3 =37.34 N mnm1440轴 I 转矩：Ti=9550 -=9550 135.18N mni377.95轴 II 转矩：T2=9550 p=9550 643.07N mn275.59表4各级传动功率、转速与转矩参数输入功率（kW）转速n （rpm）输入转矩T（ N m）传动比i效率H电动机轴P 5.630144037.343.810.95轴15.

11、35377.95135.18轴II5.0975.59643.0750.96三、传动零件的设计计算3.1 V带传动设计3.1.1 计算功率Pc根据V带传动工作条件，查表8.3,可得工作情况系数 Ka =1.2，所以:巳=KAPd =1.2 5.630 =6.756kw3.1.2 带型选择根据Pc及n1，由图8.11,选用B型V带3.1.3 带轮设计dd1、dd2由表8.4选dd1 =140 mm，根据式（8.10），从动轮的基准直径为：dd2 = dcM = 3.81 1 4 0 5 3 31mm3.1.4 验算带速v二ddi nm60 10003.14 140 144060 1000=10.5

12、 5 0 4n/s初选传动中心距范围为：0.5(dd1 dd2)- a _ 2(dd 1dd2)在5m/s25m/s之间。故带的速度合适。3.1.5 确定V带的传动中心距a和基准长度Ld即 335 乞 a0 岂1340，初定 a0=500mmV带的基准长度：兀(dd2ddj23.143902Lq =2a(dd1 dd2) 咚 巴 2 500(140 530)2127.95mm24ao24 500选取带的基准直径长度。Ld = 2240mm按式（12-20）计算实际中心距：L0 - Lda = a0556.025mm23.1.6 包角及其验算M由式(8.4)得：0 dd? dd10 530140

13、000=180 咚 史 57.3 =18057.3 =139.811 20a556.025故主动轮上的包角合适。3.1.7 带根数Z由 nm =1440r/min，dd1 =140mm，查表(8.2)得 KL =1.00,查表(8.5)，得 PQ =1.00kw，查表（8.6）得 ：P0=0.17kw，查表（8.7）得 K ：. =0.89，所以由式（8.21）得:PC6.756z6.49(PoPQ)K -Kl(1.00 0.17) 0.89 1.00取z=7根。3.1.8 预紧力计算Fq查表8.1得q=0.19kg/m，所以由式（8.22）得:500Pc.5-1) qvaFoFK500 6.

14、7561)0.19 10.5504 103.89 N7 10.5504 0.893.1.9 压轴力计算Fq由式（8.23）得：ct1139.81Fq =2zF0Si 2 =2 7 103.89Sin1365.92N2 23.1.10带轮的结构表5带轮结构尺寸(mm)小带轮 外径da1大带轮外径da2基准 宽度bd基准线槽深 hamin基准线下 槽深hamax槽间距e槽边 距 fmin最小轮 缘厚酩in带轮宽B槽 型147537143.510.81911.57.5137BV带轮采用HT200制造，允许最大圆周速度为25m/s。图2V带大带轮结构简图3.2齿轮传动设计3.2.1 选择齿轮类型、材料

15、、精度及参数选用斜齿圆柱齿轮传动(外啮合)选择齿轮材料(考虑到齿轮使用寿命较长)小齿轮材料取为45号钢，调质，HBS1=250 ( GB699-1988)大齿轮材料取为45号钢，正火，HBS2=200 (GB699-1988) 选取齿轮为8级的精度 (GB10095-1998) 初选螺旋角1=14 选小齿轮齿数z1 =24；大齿轮的齿数z2 = 24 5=1203.2.2 按齿面接触疲劳强度或齿根弯曲疲劳强度设计I 中心距a(u 1)3(30狀V &H普aU式中：-雹m:t H l=540MPa由表7.4,选用K=1.1许用接触应力：由图7.26查得：小齿轮：！齐J=580MPa 大齿轮： X

16、 2=540MPa 选用K,载荷系数，因载荷比较平稳，齿轮相对轴承对称布置, 弓a，齿宽系数，轻型减速器宇a =0.3U,齿数比，U=5大齿轮齿宽（大齿轮）b2=70mma _ (5 1)3(345)21.1 135.18 10000.3 域 5=192.59 mm 计算模数mn2aCos：2 192.59Cos142.60 Z z224 120取标准值mn=3.0mm,按-=14估算中心距mn(Z1 Z2)2Cos :3 (24 120)=222.16 mm圆整中心距，取a = 225mm 修正螺旋角R口(乙匕2)3x(24+120)-=arcCos - - arcCos16.2602a2汉

17、195 验算模数2aCosPmn3.00Z1 Z2又因为2 -16.260在820之间，合适。 计算两齿轮分度圆直径mnz3 24小齿轮 d1:75mmCosP Cos16.260m-Z23 120大齿轮 d?3 7 mmCosE Cos16.2 6 0 计算齿宽b - a =0.3 225=67.5mm小齿轮齿宽（齿轮轴）b|=75mm323 按齿根弯曲疲劳强度或齿面接触疲劳强度校核-1.6KTYfCosB二Fbmn Z| t J其中L f型Sf当量齿数:ZiCos3 :324 =27.13Cos316.260Zv2Z2120Cos _Cos316.26= 135.63安全系数由表7.5取S

18、f -1.3 ,齿形系数：查图 7.23 得Yfi=2.65，Yf2=2.21弯曲疲劳强度极限:cFlim1 =200MPa,匚Fiim2 =180MPa则:-Fl1.6KT1Cos-Zbm；Yfi-=6 135180Cos16.2602.65MPa 二.37.365 MPa75 32 24；F2=6.68MPa 4F21Yfs均满足弯曲疲劳强度要求。3.2.4 齿轮传动的几何尺寸计算表6齿轮几何尺寸名称代号计算公式与结果法向模数mn设计和校核得出。3端面模数mtg = mn / CosP3.12螺旋角一般为8 2016.260法向压力角叫标准值20 端面压力角tat =arcta n(ta

19、na*/cos P) =20.73分度圆直径di、d2d = m, Z75.00mm375.00mm齿顶咼haha = mn3mm齿根高hfhf =1.25mn3.75mm全齿高hh = ha +hf6.75mm顶隙c0.75mm齿顶圆直径dal、da2da =d +2mn81mm 381mm齿根圆直径dfl、df2df =d 2.5mn67.5mm367.5mm中心距aa =(乙 +Z2)m“/2Cos0225mm传动比i = z2lz =5压力角Otn标准值20=齿数z1、z225125齿宽m、b275mm 70mm螺旋方向左旋 右旋325齿轮结构设计齿顶圆直径与轴径接近，把小齿轮做成齿轮

20、轴。齿顶圆直径da三500mm,用锻造齿轮。小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式大齿轮。大齿轮尺寸:代号计算公式结果ds65D31.6 ds104D2（0.250.35）（ Do- D3）60Di（D0 + D3）12222da380df318.75d375b70Doda- （ioi4） mn340c0.20.3b14四、铸造减速器箱体的主要结构尺寸表7铸造减速器箱体主要结构尺寸计算结果名称代号尺寸（mm）底座壁厚68箱盖壁厚&8座上部凸缘厚度ho12底座下部凸缘厚度h120轴承座连接螺栓凸缘厚度h212底座加强肋厚度e8箱底加强肋厚度e17地脚螺栓直径d16地脚螺栓数目n6轴承座连接螺栓直

21、径d212底座与箱盖连接螺栓直径d38轴承盖固定螺钉直径d48视孔盖固定螺钉直径d56轴承盖螺钉分布直径D1110 150轴承座凸缘端面直径D2130170螺栓孔凸缘的配置尺寸、C2、D 0222030地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸c1、c2、D 0282445箱体内壁与齿顶圆的距离12箱体内壁与齿轮端面的距离A112底座深度H195底座咼度H1215木目高度H2185外箱壁至轴承座端面距离I13224箱底内壁横向宽度L1468其他圆角R0、r1、r 2163 12五、轴的设计5.1高速轴设计5.1.1 选择轴的材料选取45号钢，调质，HBS=2305.1.2 初步估算轴的最小直径根据表（10.2）

22、，取C=110,得：d _C3 Pl =1103 5.35 = 26.61mmY 口 377.955.1.3 轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸因为与V带联接处有一键槽，所以直径应增大 5%,考虑带轮的机构要求和 轴的刚度，取装带轮出轴径dmin =30mm,根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴 径为 d=40mm。1) 两轴承致电见的距离：= B 2 计 2：2 B，式中：耳,小齿轮齿宽，B1 =75mm冷，箱体内壁与小齿轮端面的间隙， M=12mm厶2，箱体内壁与轴承端面的距离，2=10mmB，轴承宽度，选取 6308深沟球轴承，B=23mm由此，解得，L1=75+24+20+23=142mm

23、2) 带轮对称线到轴承支点的距离：L2l2 l3 k 邑2 2式中：l2，轴承盖高度 12 =、 C c 5 t - 2 - B =8+22+20+5+10-10-23=32mm t，轴承盖凸缘厚度，t=1.2d4=9.6mm，取10mmI3，螺栓头端面至带轮端面的距离，b=15mmk，轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得k=5.3B3，带轮宽度 B3=2f (n- 1)e = 80mmBB3 2380解得，L2l2 l3 k 332 15 5.3103.8mm2222取 L2=104mm.5.2低速轴设计5.2.1 选择轴的材料选择45号钢，正火，HBS=2305.2.2 初步估算轴的最小直径根

24、据教材公式，取C=110,得：d J止=110卯 5.09 = 44.75mm丫门2V 68.57523轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸初定轴径及轴向尺寸：考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，所以直径应增大 5%，取装联轴器处轴 dmin =50mm。联轴器LX4处轴径取50mm。安装长度L=112mm。按轴的结构和 强度要求选取轴承处的轴径d=60mm,初选轴承型号为6312深沟球轴承。D=130,B=31.考虑到要求箱体内壁平整，根据高速轴尺寸计算低速轴尺寸为：L4 =70 14.5 2 10 2 3 150mm联轴器配合对称线至轴承支点的距离L3 = B l2 l3 k L2 2式中：12，

25、轴承盖的凸缘厚度，12 二 c2 5 t - 2 - B=8 22 205 10 -10 -31 =24mmI3，螺栓头端面至带轮端面的距离，15mmk，轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得k=5.3L,联轴器配合长度，L=112mmBL 31112L3l2 l3 k24 15 5.3115.8mm2222取 L3 = 116mm图3两轴在减速箱中的装配简图5.3校核轴的强度531 按弯扭合成校核高速轴的强度 小齿轮受力分析圆周力：2T12 灯 35180Tt113 6 0.&Nd175径向力：Ft1 ta nr 3604.8ta n20F r11366.70 NCosCo 16.260轴向力：F

26、a1=Ft1tan ： =3604.8 tan16.260 “051.39N(1 )水平平面支反力Rah =Rbh 工甩=1802.4N2(2 )垂直平面支反力ZMb =0Rav 142-Fr1 71-Fa1 4,2-0(104 142) =0得：Rav =3327.32NQ,传送带作用在轴上的压力，Q=1365.92NZF =0Rbv 二 Rav 一 Q 一 Fr1 = 594.70N(3) 水平平面弯矩Mch 二-Rbh 142/2 =-127970.4(N mm)(4) 垂直平面弯矩Mav104 = -142055.68(N mm)MCV1 = -Q(104 142/2) Rav 142

27、/2=2796.28(N mm)McV2 - -Rbv 142/2 - -4 2 2 27?N mm)(5 )合成弯矩M A = M AV = T42055.68(N mm)M C1 = . M CH M CV1=127970.42 2796.282 =128000.95(N mm)22M C2 =. M CH M CV2h127970.42 42223.72 =134756.31(N mm)(6)扭矩扭转矩=135180 N mm(7 )计算弯矩当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 :=0.6，贝U：M eDmD (： T1)2=.02(0.6 135180)2 =81108(N mm)Me

28、A=142055.682 (0.6 135180)2 =163579.72(N mm)M eC1=151534.65(N mm)M eC27C2 +(5)2= 134756.31(N mm)(8 )绘制弯矩、扭矩图轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 匚b=650MPa，对称循环应变力时的许 用应力 L 4 b=60MPa。由弯矩图可以知道，A剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为:-caA皿；，.二 163579.72 : 25.56MPa 二 60MPa (安全)W0.1dA0.1 403二 caDM caD M caD 81108st =D剖面的轴径最小，该处的计算应力为:33 狂

29、 30.04MPa &斗=60MPa (安全)W0.1dD 0.1 30lllllllllilllHIIIIIIIIIIIUI图4高速轴的受力、弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图532按弯扭合成校核低速轴的强度圆周力:Ft2d2375径向力:Fr2Ft2 tan： nCos：3429.71 tan20Cos16.260=130Q32N轴向力：Fa2 二Ft2tan =3429.7 tan16.260 = 1000.32N(1 )水平平面支反力Rah 二 Rbh 二压=3429.71 =1714.86N2 2(2 )垂直平面支反力1MB =0Rav 150-Fr2 150/2-Fa2 d2/2=o

30、得：RAv 二-883.57NiF =0Rbv = Rav - Fr2 - -2183.89N(3 )水平平面弯矩。Mch 二-Rbh 150/2 =-128614.5(N mm)(4)垂直平面弯矩M AV =0M CV1 = Rav 1 4 02-66267 .75( N mm)McV2 - -Rbv 150/2 =163791.75(N mm)(5 )合成弯矩M A = M AV =0M C1 = . M CH M CV1二 128614.52 66267.752 =144682.77(N mm)CH M CV2=12861452 163791.752 =208253.28(N mm)(6

31、)扭矩扭转矩 T2 = 643070N mm(7 )计算弯矩M eD = JM； +(口)2=.02(0.6 643070)2 = 385842 ( N mm)=.02 (0.6 643070 )2 =385842 (N mm)Med = JMC1 +(呵1)2=412076.63(N mm)MeC2 二 JmC?CT2=208253.28(N mm)(8 )绘制弯矩、扭矩图轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限；b =650MPa，对称循环应变力时的许用应力-b =60MPa。由弯矩图可以知道，C剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为:M c a C ftWM c a C0.1dC412

32、076.630.1 703：12.01M P a：二 60M P a (安全)D剖面的轴径最小，该处的计算应力为:(Qi f WWWM c a D0.1dD38584230.1 7011.25M P a：二 b =60M Pa仗)蚤百唱的蔻力和直矩!3图5低速轴的受力、弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图六、滚动轴承的选择和计算6.1高速轴上的滚动轴承设计6.1.1 轴上径向、轴向载荷分析轴承A的径向载荷：Ra =J（Rah ）2 （Rav）2 1802.423327.322 =3784.1N轴承B的径向载荷：Rb 二（Rbh ）2 （Rbv）2 二 1802.42 594.72 =1897.98

33、N6.1.2 轴承选型与校核（1）轴承选型与安装方式初步选取的轴承：6308深沟球轴承（高速轴上安装一对）查附表 H.2 得 Cr=40.8kN,Co=24.0kN安装方式：加热配合；通过加热轴承或轴承座，利用热膨胀将紧配合转变为松配合的安装方法。是一种常用和省力的安装方法。此法适于过盈量较大的轴承的安装，热装前把轴承或可分离型轴承的圈套放入油箱中均匀加热80-100 C ，然后从油中取出尽快装到轴上，为防止冷却后内圈断面和轴肩贴合不紧，轴承冷却后可以再进行轴向紧固。轴承外圈与轻金属制的轴承座配合时，采用加热轴承座的热装方法，可以避免配合面收到擦伤。用油箱加热轴承时，在距箱底一定距离处应有一网

34、栅，或者用钩子吊着轴承，轴承不能放到箱底上，以防止杂质进入轴承内或不均匀的加热，油箱中必须有温度计，严格控制油温不得超过100C，以防止发生回火效应，使套圈的硬度降低（2）轴承内部轴向力与轴承载荷计算由5.1.4知轴向力大小为：Fa -1051.39N而且该力指向轴承 A方向，所以轴承A的实际轴向载荷 A= Fa =1051.39N，轴承B的 轴向力为0.（3）轴承当量载荷对于轴承 A，A/Co =0.0438,查表 12.11 得 e=0.26且 A/Ra= 0.262 e,所以 x=0.56，Y=1.71Pa 二 XRa YA = 0.56 3784.14 1.71 1051.39 = 3

35、917.00NPb -Rb -1897.98N（4）轴承寿命校核因两端选择同样尺寸的轴承，选轴承A的径向当量动载荷 F （ F =PA ）为计算依据。工作温度正常，查表12.8得fr -1，按中等冲击载荷，查表12.9得fF =1.2，按设计要求,轴承的寿命为Lh = 15000hhr106 (fTCr)360n(_fFF)106(40800 )360 377.95(1.2 3917.00)=28839hLhr - Lh选取的轴承合适。6.2低速轴上的滚动轴承设计6.2.1 轴上径向、轴向载荷分析轴承A的径向载荷：Ra = ,（Rah ）2 （Rav）2 二.1714.862 883.572

36、=1929.10N轴承B的径向载荷：Rb （捡）2 （Rbv）2 二 1714.862 2183.892 =2776.71N6.2.2 轴承选型与校核（1）轴承选型与安装方式初步选取的轴承：6312深沟球轴承（低速轴上安装一对）查附表 H.2 得 Cr=81.8kN，Co=51.8kN安装方式：加热配合；通过加热轴承或轴承座，利用热膨胀将紧配合转变为松配合的安装方法。是一种常用和省力的安装方法。此法适于过盈量较大的轴承的安装，热装前把轴承或可分离型轴承的圈套放入油箱中均匀加热80-100 C ，然后从油中取出尽快装到轴上，为防止冷却后内圈断面和轴肩贴合不紧，轴承冷却后可以再进行轴向紧固。轴承外

37、圈与轻金属制的轴承座配合时，采用加热轴承座的热装方法，可以避免配合面收到擦伤。用油箱加热轴承时，在距箱底一定距离处应有一网栅，或者用钩子吊着轴承，轴承不能放到箱底上，以防止杂质进入轴承内或不均匀的加热，油箱中必须有温度计，严格控制油温不得超过100C，以防止发生回火效应，使套圈的硬度降低。（2）轴承内部轴向力与轴承载荷计算由5.2.4知轴向力大小为：Fa2 N000.32N而且该力指向轴承B方向，所以轴承 B的实际轴向载荷A二Fa2 -1000.32N，轴承A的轴向力为0.（3）轴承当量载荷对于轴承 B，A/Co =0.019，查表 12.11 得 e=0.19A/ RB =0.36 e ,所

38、以 X=0.56，Y=203PA =Ra =1929.10NPb =XRb YA = 0.56 2776.71 2.30 1000.32 = 3855.69N(4) 轴承寿命校核因两端选择同样尺寸的轴承，选轴承A的径向当量动载荷 F ( F = Pb )为计算依据。工作温度正常，查表12.8得仃，按中等冲击载荷，查表12.9得1.2，按设计 要求，轴承的寿命为 Lh =15000hLhr106(2)360n ( fF F )106(81800 )1218412.23h60 75.59 1.2 3855.69Lhr - Lh选取的轴承合适。表8滚动轴承参数参数轴承型号基本额定动载荷(N )高速轴

39、轴承630840800低速轴轴承631281800七、联轴器的选择和计算7.1联轴器的计算转矩查表16.1取工作情况系数Kca =1.5，因前面计算得到的低速轴转速在计算 电动机功率时考虑功率备用系数K=1.2，故计算转矩为：Tea 二 KcaT2/K 5 643.07/1.2 =803.84(N m)7.2许用转速根据工作条件，选用弹性柱销联轴器LX4，查表J.3,得十字滑块联轴器许用转矩T2500N m，许用转速3870r/min。7.3配合轴径配合轴径d=50mm7.4配合长度配合长度 L=112mm表9联轴器参数联轴器型号许用转矩许用转速配合轴径配合长度LX42500387050112八、键连接的选择和强度校核8.1高速轴V带轮用键连接8.1.1 选用键类型选用圆头普通平键(A型键)，轴径 d=5mm,轮觳长 B=45mm,查表 14.1 选键 A8 70 (GB/T1096-2003)8.1.2 键的强度校核键的材料选为45号钢。因v25m/s； V带轮材料为铸铁HT150。载荷轻微 冲击，键联接的许用应力b L =5060MPa。键的工乍长度占一：86mm，挤压应力cb二满足强度要求。4T, 1000hld4 138.80 10007 66 30=40.06 MPa ： L_- b8.2低速轴齿轮用键连接8.2.1 选用键类型选用圆头普通