最新版本书的二级展开式圆柱齿轮减速器

1、二级展开式圆柱齿轮减速器1、 运输带工作拉力F = 2600N；2、 运输带工作速度v = 1.1m/s；3、 卷筒直径D = 220mm；上面是我的设计条件，下面是我的设计说明书，这个也可以作为模板的，只需要你改F、v成为你自己需要的。我传的是WORD文档，而且文中所有参数均按最新版本的机械设计书选择，仅供参考、可互相交流。1 引言 机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，也是学生第一次较全面的设计能力训练，其基本目的是：（1）培养理论联系实际的设计思想 通过课程设计，训练综合运用机械设计课程和有关先修课程设计的理论和实际知识，结合生

2、产实际培养分析和解决实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想；（2）培养机械设计能力 学会从及其功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定执行结构方案和传动机构方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定它的尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，进行结构设计，达到了解和掌握机械设计方案、机械零件、机械传动装置的设计过程和方法；（3）进行设计基本技能的训练 通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及使用计算机、经验数据，进行经验估算和处理数据的能力，培

3、养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上基本要求，但是由目前发展趋势应尽量采用计算机绘图。2传动装置的总体设计在二级展开式圆柱齿轮减速器设计的整个过程中，必须遵循以下原则：（1）满足使用要求（2）满足工艺要求（3）满足经济要求2.1 电动机的选择2.1.1 电动机类型的选择选用Y系列三相异步电动机。 2.1.2 电动机功率的确定电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或 变化很小的载荷长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必教研发热和启动力矩。所需电动机功率为：式中，Pd为工作机实际需要的电动机输出功率

4、，kW；Pw为工作机需要的输出功率，kW；为电动机至工作机之间传动装置的总效率。工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，如图1所示带式运输机传动装置：图1式中，F为工作阻力，N；v为工作机的线速度，m/s，w为工作机的效率。传动装置总效率按下式计算： 参照机械设计课程设计手册表1-5可知，联轴器1放置于高速级，故选用有弹性元件的挠性联轴器，联轴器1为0.993,；联轴器2放置于低速级，故选用滑块联轴器，联轴器2为0.98；由于本带式运输机传动装置设计中采用展开式二级齿轮减速器，第一级减速采用斜齿轮减速，第二级采用直齿轮传动，则轴承1和轴承2选用角接触球轴承，轴承3选用深沟球轴承，

5、轴承1=轴承2=轴承3=0.99；齿轮1和齿轮2均采用7级精度的一般齿轮传动（油润滑），齿轮1=齿轮2=0.98。则，所需电动机功率为：查机械设计课程设计手册表12-1可知，共有Y112M-2、Y112M-4、Y132M1-6和Y160M1-8可供选择。2.1.2 电动机转速的选择式中i1、i2均为二级展开式减速器中2级齿轮估计的传动比，查机械设计课程设计手册中表14-2可知齿轮传动的圆柱形齿轮传动传动比在3-5之间最为适宜，所以两级传动中的两个传动比均取中间值为4。最终选取型号为Y112M-4的电动机。查表12-1可知其同步转速为1500r/min，额定功率为4kW，满载转速为1440r/m

6、in。查表12-4可知其总长为400mm，直径为240mm，轴升尺寸为60mm,中心高为112mm，键连接尺寸长*宽为60*8，地脚中有4个凸缘孔数，孔直径为12mm，孔间距为190mm和140mm。2.2总传动比的计算及分配各级传动比传动装置的总传动比要求应为式中，nm为电动机满载转速，r/min，nw为执行机构转速,r/min。故c中，总传动比为其中，i1为第一级减速传动比，i2为第二级减速传动比，由于，在展开式二级齿轮减速器传动中，i1=（1.3-1.5）i2。故去i1为4.59，i2为3.28。2.3传动装置的运动和动力参数的计算此展开式二级齿轮减速器从电动机到工作机有三轴，依次为、轴

7、，参见图1，则（1）各轴转速式中，nm为电动机满载转速，r/min；n、n、n分别为、轴的转速，r/min；轴为高速轴，轴为低速轴，i、i依次为、轴与、轴之间的传动比。（2）各轴功率式中，pd为电动机轴输出功率，kW；p、p、p分别为、轴输入功率，kW；d1、齿轮1轴承1、齿轮2轴承2依次为电动机轴与轴，轴、轴，轴、轴间的传动效率。（3） 各轴转矩式中，Td为电动机轴的输出转矩，N*m；T，T，T分别为、轴的输入转矩，N*m将运动和运动参数的计算值整理为表1，以备查看。表1 轴与轴之间的数据表符号总传动比i一级传动比i1二级传动比i2参数值15.084.593.28符号轴转速n轴转速n轴转速n

8、参数值1440r/min313.72r/min95.65r/min符号轴输入功率P1轴输入功率P轴输入功率P参数值3.118kW3.025kW2.935kW符号轴输入转矩T1轴输入转矩T轴输入转矩T参数值20.679N*m92.088 N*m293.047 N*m3 传动零件的设计计算 本设计采用展开式二级齿轮减速器传动，其中第一级传动，即高速级采用斜齿圆柱齿轮传动，第二级传动，即低速级采用直齿圆柱齿轮传动。3.1第一级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）据本设计，选择斜齿圆柱齿轮传动，初选螺旋角为14度，压力角为20度。（2）该减速器属于通用减速器，参考机械设计教材表1

9、0-6，选用7级精度。（3）材料选择。由机械设计教材表10-1所示，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2= i1* Z1=4.59*24=110.16,取Z2=111。按齿面接触疲劳强度设计（1）由下式计算小齿轮分度圆直径，即1）确定式中个参数值。试选载荷系数KHt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。由机械设计教材表10-7选取齿宽系数d =1。由机械设计教材图10-20查取区域系数ZH=2.433。由机械设计教材表10-5查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa1/2。由下式计

10、算接触疲劳强度用重合度系数Z。 计算接触疲劳许用应力H。由机械设计教材图10-23查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa, Hlim1=550MPa。由下式计算应力循环次数：由机械设计教材图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.87,KHN2=0.94。取失效率为1%，安全系数S=1，由下式可得取H1与H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳应力，即由下式可得螺旋角系数Z。2）试算小齿轮分度圆直径将小齿轮分度圆直径放大为30.549。（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备圆周速度v。齿宽b。2）计算实际载荷系数KH.由机械设计教材表10-2查得使用系数K

11、A=1。根据v=2.303m/s、7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数Kv=1.09。齿轮的圆周力查机械教材表10-3的齿间载荷分布系数KH=1.4。由机械教材表10-4用比例法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417。则载荷系数为3）由下式，可得按实际载荷系数算法得的分度圆直径及相应的齿轮模数按齿跟弯曲疲劳强度设计由下式试算齿轮模数，即1)确定公式中各参数值。试选载荷系数KFt=1.3。由下式，可计算弯曲疲劳强度的重合度计算Y。由下式，可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。计算。由当量齿数查机械设计教材图10-17，得齿形系数YFa1= 2.58,YFa2=2.18。

12、查机械设计教材图10-18，得应力修正系数为YSa1= 1.6,YSa2=1.81。查机械设计教材图10-24c，得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa, Flim2=380MPa。查机械设计教材图10-22，得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88, KFN1=0.93.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算齿轮模数（3）调整齿轮模数1）计算实际载荷前的数据准备。圆周速度v齿宽b齿高h及宽高比b/h2）计算实际载荷系数KF.根据v=1.675m/s，7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数Kv=1.06。由查得机械设计教材表1

13、0-3得齿间载荷分配系数KF=1.4。查机械设计教材表10-4用比例法，得KH=1.417。结合b/h=10.991查机械设计教材图10-13，得KF=1.35,则载荷系数为3)由下式可得按实际载荷系数算的的齿轮模数对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=1.5mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=36.194mm来计算小齿轮齿数，即Z1=d1cos/mn=36.194*cos14o/1.5=23.412。取Z1=26，则Z2=4.59*26=119.34，取Z2=121。

14、Z1与Z2互为质数。几何尺寸计算（4）计算中心距考虑到模数从1.124mm增大圆整为1.5mm，为此将中心距增大圆整为115mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算小、大齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度取b2=41mm, b1=46mm。圆整中心距的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）齿面接触疲劳强度校核由下式对接触疲劳强度进行校核，即1)确定式中个参数值。计算小齿轮传递的转矩。由机械设计教材表10-7选取齿宽系数d =1。由机械设计教材图10-20查取区域系数ZH=2.47。由机械设计教材表10-5查

15、得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa1/2。由下式计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 计算实际载荷系数KH.由机械设计教材表10-2查得使用系数KA=1。圆周速度v。根据v=3.067m/s、7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数Kv=1.09。齿轮的圆周力查机械教材表10-3的齿间载荷分布系数KH=1.4。由机械教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417。则载荷系数为计算接触疲劳许用应力H。由机械设计教材图10-23查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa, Hlim1=550MPa。由下式计算应力循环次数：由机械设计教材

16、图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.87,KHN2=0.94。取失效率为1%，安全系数S=1，由下式可得取H1与H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳应力，即将以上结果代入下式满足齿面接触疲劳强度。（5）齿跟弯曲疲劳强度的校核由下式对齿跟弯曲疲劳强度进行校核，即 1)确定公式中各参数值。由下式，可计算弯曲疲劳强度的重合度计算Y。由下式，可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。计算。由当量齿数查机械设计教材图10-17，得齿形系数YFa1= 2.43,YFa2=2.155。查机械设计教材图10-18，得应力修正系数为YSa1= 1.67,YSa2=1.83。计算实际载荷系数KF.圆周速度v根据v

17、=3.067m/s，7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数Kv=1.09。由S查得机械设计教材表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4。查机械设计教材表10-4用比例法，得KH=1.417。齿高h及宽高比b/h结合b/h=17.778查机械设计教材图10-13，得KF=1.42,则载荷系数为查机械设计教材图10-24c，得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa, Flim2=380MPa。查机械设计教材图10-22，得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88, KFN1=0.93.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式得故齿跟弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳

18、强度的能力大于大齿轮。主要设计结论齿数Z1=26，Z2=121，模数m=1.5mm，压力角为20o,螺旋角=16.525o，变为系数X1=X2=0，中心距a=115mm，d1=40.680,d2=189.320齿宽b1=41mm，b2=46mm.小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，小于500mm，故以选用腹板式结构为宜，小齿轮与轴做为一体。3.2 低速级，直齿圆柱齿轮传动设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数据本设计，选择直齿圆柱齿轮传动，压力角为20度。该减速器属于通用减速器，参考机械设计教材表10

19、-6，选用7级精度。材料选择。由机械设计教材表10-1所示，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。选小齿轮齿数Z3=24，大齿轮齿数Z4= i2* Z3=3.28*24=78.72,取Z4=79。（2）按齿面接触疲劳强度设计由下式计算小齿轮分度圆直径，即1）确定式中个参数值。试选载荷系数KHt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。由机械设计教材表10-7选取齿宽系数d =1。由机械设计教材图10-20查取区域系数ZH=2.5。由机械设计教材表10-5查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa1/2。由下式计算接触疲劳强度用重合度

20、系数Z。计算接触疲劳许用应力H。由机械设计教材图10-23查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa, Hlim1=550MPa。由下式计算应力循环次数：由机械设计教材图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN3=0.94,KHN4=0.96。取失效率为1%，安全系数S=1，由下式可得取H1与H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳应力，即2）试算小齿轮分度圆直径（3）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备圆周速度v。齿宽b。2）计算实际载荷系数KH.由机械设计教材表10-2查得使用系数KA=1。根据v=0.948m/s、7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数Kv=

21、1.04。齿轮的圆周力查机械教材表10-3的齿间载荷分布系数KH=1.4。由机械教材表10-4用比例法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.421。则载荷系数为3）由下式，可得按实际载荷系数算法得的分度圆直径及相应的齿轮模数（4） 按齿跟弯曲疲劳强度设计由下式试算齿轮模数，即1)确定公式中各参数值。试选载荷系数KFt=1.3。由下式，可计算弯曲疲劳强度的重合度计算Y。计算。查机械设计教材图10-17，得齿形系数YFa3= 2.65,YFa4=2.26。查机械设计教材图10-18，得应力修正系数为YSa3= 1.58,YSa4=1.77。查机械设计教材图10-24c，得小齿轮和大齿

22、轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为Flim3=500MPa, Flim4=380MPa。查机械设计教材图10-22，得弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.88, KFN4=0.93.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算齿轮模数（5）调整齿轮模数1）计算实际载荷前的数据准备。圆周速度v齿宽b齿高h及宽高比b/h2）计算实际载荷系数KF.根据v=0.652m/s，7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数Kv=1.03。由查得机械设计教材表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.0。查机械设计教材表10-4用比例法，得KH=1.421。结合b/h=10.667查机械设计教

23、材图10-13，得KF=1.35,则载荷系数为3)由下式可得按实际载荷系数算的的齿轮模数对比计算结果，又齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=67.304mm来计算小齿轮齿数，即Z3=d3 /mn=67.304/2=33.652。取Z3=35，则Z4=（3.2）*35=112，取Z4=112。Z3与Z4互为质数。（6）几何尺寸计算计算中心距计算小、大齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度取b2=70mm, b1=75mm。（7）主要设计结论齿数Z3=35，

24、Z4=112，模数m=2mm，压力角为20o,变为系数X3=X4=0，中心距a=147mm，d3=70mm,d4=224mm,齿宽b3=70mm，b4=75mm.小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。将各齿轮参数的计算值整理为表2，以备查看表2 齿轮之间的数据表符号1齿轮齿数Z12齿轮齿数Z23齿轮齿数Z34齿轮齿数Z4参数值2612135112符号一级斜齿轮模数m1二级直齿轮模数m2斜、直齿轮压力角一级斜齿轮螺旋角参数值1.5220o16.525o符号变为系数（X、Y）一

25、级斜齿轮中心距二级直齿轮中心距参数值0115mm147mm符号1齿轮分度圆直径d12齿轮分度圆直径d23齿轮分度圆直径d34齿轮分度圆直径d4参数值40.680mm189.320mm70mm224mm符号1齿轮齿宽b12齿轮齿宽b23齿轮齿宽b34齿轮齿宽b4参数值46mm41mm75mm70mm符号小斜、直齿轮选用材料大斜、直齿轮选用材料参数值40Cr（调质）45钢（调质）4 箱体尺寸设计名称符号具体参数箱座壁厚8mm箱盖壁厚18mm箱盖凸缘厚度b112mm箱座凸缘厚度b12mm箱座底凸缘厚度b220mm地脚螺钉直径df16mm地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d112mm盖与座连接螺栓直径

26、d28mm连接螺栓d2的间距l180mm轴承端盖螺钉直径d36mm(小盖)、8mm（大盖）视孔盖螺钉直径d47mm定位销直径d6mmdf、d1、d2至外箱壁的距离C1(C1min+2mm)24mm、20mm、16mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C2(C2min+2mm)22mm、18mm、14mm轴承旁凸缘半径R118mm凸台高度h根据低速级轴承座外径确定外箱壁至轴承底端面距离l143mm铸造过渡尺寸x、y9.6mm、86.4mm大齿轮顶圆与内箱壁距离112mm齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖、箱座肋厚m1、m7mm、7mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3;D-轴承外径轴承旁连接螺栓距

27、离ss约等于D25装配草图的设计5.1初估直径与初选联轴器（1） 高速轴选取高速轴的材料为40Cr（调质）。由机械设计教材15-3取A0为110mm。适当考虑安装键等其他因素，将该最小轴径放大7%，则：输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（机械教材图15-26）。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩：考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩和电机轴直径为28mm、轴伸尺寸为60mm的条件，选用LM2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为50N.m，半联轴器的孔径为20mm，则取轴直径为20mm，半联轴器长度为52m

28、m，与轴孔配合长度为50mm。标记为LM2型联轴器（2） 中间轴选取高速轴的材料为45钢（调质）。由机械设计教材15-3取A0为110mm。故可取中间轴直径为30mm。（3） 低速轴选取高速轴的材料为45钢（调质）。由机械设计教材15-3取A0为110mm。适当考虑安装键等其他因素，将该最小轴径放大7%，则：输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（机械教材图15-26）。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩：考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，选用WH6型滑块轴器，其公称转矩为500N.m，半联轴

29、器的孔径为40mm，则取轴直径为40mm，半联轴器长度为82mm，半联轴器与轴孔配合的毂孔长度为60mm。型号为WH6联轴器5.2 初选轴承（1）高速轴轴承第一级齿轮传动是斜齿轮传动，高速轴同时承受径向力和轴向力作用，故采用角接触球轴承，由于 ，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴径放大两次，轴径本为20mm，第一次为d=25mm,第二次为d=30mm,查机械设计课程设计手册6-6初选0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7206AC，基本尺寸为D*B=62mm*16mm 。（2）中间轴轴承 中间轴也采用角接触球轴承，安装轴承时，并不需将轴放大，轴径为30mm，查机械设计课程设计手册6-6初选

30、0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7206AC型，基本尺寸为D*B=62mm*16mm 。（3）低速轴轴承第二级齿轮传动是直齿轮传动，低速轴只受径向载荷，故采用深沟球轴承，由于 ，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴径放大两次，轴径本为40mm，第一次为d=45mm，第二次为d=50mm，查机械设计课程设计手册表6-1，初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6210型，基本尺寸为D*B=90mm*20mm 。5.3润滑及密封轴承采用油润滑；齿轮采用油池润滑；在伸出与轴承端盖之间采用毡圈油封。6 轴的设计计算与校核6.1高速轴的设计计算(1)计算齿轮受力第一级小斜齿轮受力分析（ ，）周向力

31、 径向力 轴向力 以靠近电机的轴端为原点，经简化后，共两段，分别为两轴承中心到齿轮中心，长度分别为L1=139.5mm，L2=55.5mm.其受力图如下垂直方向受力图受力图 水平方向受力图受力图 总受力图 水平方向： 解得 垂直方向： 解得 扭矩6.2中间轴的设计计算及校核中间轴的受力情况如图垂直方向受力图受力图 水平方向受力图受力图 总受力图 第一级大斜齿轮受力分析（ ，）周向力径向力轴向力第二级小直齿轮受力分析（）周向力 径向力 以靠近电机的轴端为原点，经简化后各段长度分别为L1=70.908mm，L2=68mm,L3=53.908mm。水平方向： 解得: 垂直方向： 解得 水平弯矩：垂直

32、弯矩：合成弯矩：查机械设计教材表15-1 40Cr（调质）钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为=70Mpa,根据教材式15-5及上表中数据，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）符合要求。6.3低速轴的设计计算及校核低速轴受力情况如下计算齿轮受力大直齿轮周向力： 径向力：以靠近电动机的轴端为原点，经简化后各段的长度分别为L1=72mm，L2=128mm水平方向： 解得 垂直方向： 解得 水平弯矩：垂直弯矩：合成弯矩：查表15-1 45钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为=60Mpa,根据教材式15-5及上表中数据，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）7 滚动轴承的

33、选择和计算7.1高速轴轴承的计算以靠近电机的轴端设定为左端，另一端为右端。查机械设计课程设计手册表6-6可知角接触球轴轴承7206AC的基本额定动载荷C=22KN。轴承工作时间=2*8*365*8=46720h。（1）求两轴承受到的径向载荷和由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为 左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷（2）求两端轴承的计算轴向力和对于70000AC型轴承，由机械设计教材表13-7查得派生轴向力因为，由机械设计教材式13-12又 由机械设计教材表13-5有：x=0.41 y=0.87。对于右端轴承故，x=1 y=0又由机械设计教材表13-6，取，则当量动载荷为：（3）计算轴承寿命（

34、式中）符合要求，轴承寿命大于8年。7.2中间轴轴承的计算查机械设计课程设计手册表6-6可知角接触球轴轴承7206AC的基本额定动载荷C=22KN。轴承工作时间=2*8*365*4=23360h。（1）求两轴承受到的径向载荷和由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为 左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷（2）求两端轴承的计算轴向力和对于70000AC型轴承，由机械设计教材表13-7查得派生轴向力因为，由机械设计教材式13-12又 所以，取 x=1 y=0而对于右端轴承由机械设计教材表13-5有：x=0.41 y=0.87又由机械设计教材表13-6，取，则当量动载荷为：因为 所以按轴承1来计算寿命（3

35、）计算轴承寿命（式中）符合要求，轴承寿命大于4年。7.3低速轴轴承的计算查机械设计课程设计手册表6-6可知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=35.0kN。Lh3=2*8*365*8=46720h（1）求两轴承受到的径向载荷和 由于低速轴不受轴向载荷，且由机械设计教材表13-5知：深沟球轴承最小e值为0.22，即所以，取 x=1 y=0因为 所以按轴承1来计算寿命（2）计算轴承寿命（式中）符合要求，轴承寿命大于8年。8 键的连接与选择8.1高速轴与联轴器键联接的选择和计算键将轴端与联轴器连接起来，选用半圆头平键，轴径=20mm，查机械设计课程设计手册表4-1应选用键的截面尺寸为b*h=6mm

36、*6mm的键，此段轴长50mm，取键长为L=36mm。由机械设计教材式6-1得：式中k=0.5h=3mm，l=L-b=36-3=33mm又由机械设计教材表6-2查得许用应力，该键强度满足要求。8.2中间轴与小直齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径d=36mm, 查手册表4-1应选键的截面尺寸为，此段轴长为72mm,键长取L=56mm，由教材式6-1有：式中k=0.5h=4mm，l=L-b=56-10=46mm又由教材表6-2查得许用应力，该键强度满足要求。8.3中间轴与大齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径d=36mm, 查手册表4-1应选键的截面尺寸为，此段轴长为38mm,键长取L=25mm，由教材式6-1有：式中k=0.5h=4mm，l=L-b=25-10=15mm又由教材表6-2查得许用应力，该键强度满足要求。8.4低速轴与齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径d=53mm，查手册表4-1应选键的截面尺寸为，此段轴长为67mm,取键长L=50mm，由教材式6-1有：式中k=0.5h=5mm，l=L-b=50-16=34mm8.5低速轴与联轴器键联接的选择和计算键将轴端与联轴器连接起来，选用半圆