电机的选择计算

1、.课程设计电机的选择计算2.1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V.2.2选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=FV/1000=(2200N×1.0m/s)/1000=2.2kw.从电动机到工作机输送带间的总效率：联轴器的传动效率1=0.99.带传动效率 2=0.96.一对圆锥滚子轴承的效率3= 0. 98.一对球轴承的效率4= 0.99.闭式直齿圆锥齿传动效率5= 0.97.闭式直齿圆柱齿传动效率6= 0.97.总效 率 = 21 2 33 4 5 6=0.99 2 × 0.96 × 0. 9

2、8 3 × 0.99 × 0.97 ×0.97=0.817.所以电动机所需工作功率为：Pd=Pw/=2.2kw/0.817=2.69kw2.3 确定电动机转速查表得二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i=8-40 ，而工作机卷筒轴的转速为：d=250mmnw=60×1000V/d=76.5r/m所以电动机转速的可选范围为：nd=i ×nw =(8-40)× 76.5=(612-3060)r/m符合这一范围的同步转速有750 r/m,1000 r/m,1500 r/m,3000 r/m四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传

3、动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/m 的电动机如表 2-1 ：表 2-1电动 机 的型额定功率 /kw满 载 转 速 /启动转矩最大转矩号（r/m ）额定转矩额定转矩Y132S-639602.02.0.电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如表2-2 ：表 2-2尺寸 /mm型号HABCDEF×GDGY132S 13221614089388010×8332.4计算传动装置的总传动比i 并分配传动比分配原则1. 各级传动的传动比不应该超过其传动比的最大值2. 使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸3. 使二级齿轮减速器中， 各级大齿轮的浸油深度大致相等，

4、以利于实现油池润滑总传动比 i 为：i =nm/ nw=960/76.5=12.549分配传动比 ：i =i 1i 2圆锥齿轮传动比一般不大于3，所以：直齿轮圆锥齿轮传动比：i 1=3直齿轮圆柱齿轮传动比 : i2=4.18因为 i=0.009<0.05,故传动比满足要求2.5计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速轴nI =nm=960r/m轴n=n / i1=960/3=320 r/mI轴n =n/ i2=320/4.18=76.6 r/m轴n =n=76.6r/m各轴的输入功率轴PI = Pd 1=2.69kw×0.99=2.663kw轴P = PI 54=2.663

5、×0.99 ×0.97=2.557kw轴P = P 63=2.557 ×0.97 ×0.98=2.43kw轴P = P 13=2.43 × 0.99 × 0.98=2.358kw各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td =9.55 ×106 ×2.69/960=2.68 × 104 N.mm.所以：轴TI =Td × 1=2.68 × 104× 0.99=2.65 × 104 N.mm轴T =TI × 5 4× i 1 =2.65 ×104

6、×0.99 ×0.97 ×3=7.63 ×104 N.mm轴T =T × 6 3× i 2=7.63 × 104 × 0.97 × 0.98 × 4.18=3.03 × 105N.mm轴T =T× 13=3.03 ×105×0.99 ×0.98=2.94 ×105 N.mm运动和动力参数计算结果整理如表2-3 ：表 2-3轴名功率 P/kw转矩 T/ (N.mm)转速 n/（r/m ） 传动比 i效率电机轴2.692.68 ×

7、10496010.99轴2.6632.65 ×104960130.98-0.99轴2.5577.63 ×1043203-4.180.98轴2.433.03 ×10576.64.180.97-0.98轴2.3582.94 ×10576.61-4.180.973 传动零件的设计计算3.1闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材七级精度小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理， HB=217286，大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理， HB=162217，按齿面接触疲劳强度设计：Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齿轮的齿面接触疲劳强度Hmin1=60

8、0 Mpa ；大齿轮的齿面接触疲劳强度Hmin2 =550 Mpab.(1) 计算应力循环次数 N:N1=60njL=60×960× 1× 8× 10×300=2.765× 109N2=N1/ i 1=2.765 × 109/3=9.216 ×108(2) 查表得疲劳寿命系数： KHN1=0.91,K HN2=0.93, 取安全系数 SHmin =1 H=Hmin× K HN / S Hmin H1=600×0.91/1=546 Mpa H2=550×0.93/1=511.5 Mpa.

9、 H1> H2 取 511.5 Mpa(3) 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数 （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计） :取齿数Z1=24 ，则 Z2=Z1×i1=24 × 3=72，取 Z2=72实际传动比 u=Z2/Z1=72/24=3，且 u=tan 2=cot 1=3 1=18.435° 2=71.565°则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1=24/cos18.435 °=25.3zm2=z2/cos2=72/cos71.565 °=227.68(4) 查表有材料弹性影响系数 ZE=189.8，取载荷系数 Kt=

10、2.0有 T1=2.65×104 T/(N.mm) ，u=3， R1=1/3.试计算小齿轮的分度圆直径为：d1t 2.92 3 (ZE H )23 KtT 1/R1(1 0.5 R1)2u =63.96mmc. 齿轮参数计算(1) 计算圆周速度v= *d1t*n I(2) 计算齿轮的动载系数 K根据 v=3.21335m/s ，查表得：Kv=1.18, 又查表得出使用系数KA=1.00取动载系数 K=1.0取轴承系数 K齿轮的载荷系数 K= Kv*KA* K*K=2.215(3) 按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式 :d1= d1t × 3 K / Kt =63.9

11、6× 3 2.221/ 2 =66.15mmm=66.15/24=2.75d按齿根弯曲疲劳强度设计：Fmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1) 小齿轮的弯曲疲劳强度 FE1=500 Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度FE2 =380 Mpam 3 4 KT1 /R(10.5 R)2 Z12u21* YFa YFs / F (2) 查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.86,K FN2=0.88.计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取 S=1.4 由 F= Fmin× K FN / S Fmin 得 F 1=FE1* KFN1/S=500*0.86/1.4=308.929

12、 Mpa F 2=FE2* KFN2/S=380*0.88/1.4=240.214 Mpa计算载荷系数K= Kv*KA* K*K=2.2151. 查取齿形数：YFa1=2.65, Y Fa2=2.2362. 应力校正系数Ysa1=1.58, Y sa2=1.7543. 计算小齿轮的 YFa * Y sa / F 并加以比较YFa1 * Y sa1 / F 1YFa2 * Y sa2/ F 2=2.236*1.754/240.214=0.01632YFa1 * Y sa1 /F 1< YFa2 * Y sa2/ F 2所以选择 Y* Ysa2/ 2=0.01632Fa2Fm 3 4 KT1

13、 /R(1 0.5 R)2 Z12u2 1* YFa YFs / F =3 4*2.215*2.65*104 /1/ 3(10.5*1/ 3) 2 *24 2321*0.0162 =2.087对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数 m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即 m=2.5。按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=66.15 得， Z1=d1/m=66.15/2.5 28,则 Z2=Z1*m=28*3=84f. 计算大小锥齿轮的基本几何尺寸模数：m=2.5

14、分度圆直径：d1=m*Z1=2.5*28=70mm； d2=m*Z2=2.5*82=210mm 齿顶圆直径：da1=d1+2m* cos1=70+2*2.5* cos18.435 ° =74.74mm da2=d2+2m* cos°=211.58mm齿根圆直径：df1= d1-2.4m* cos 1=70-2*2.5* cos18.435 °=64.31mm df2= d2-2.4m* cos °=208.11mm.齿轮锥距：R=0.5m Z12Z22 = 282842 =110mm将其圆整取 R=112mm大端圆周速度：v= *d1t*n I齿宽：b=

15、R* R =112/3=38mm所以去 b1=b2=38mm分度园平均直径：dm1=d1*(1-0.5)R =70*5/6=58mmdm2=d2*(1-0.5)R =210*5/6=175mm3.2闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算a选材七级精度小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理， HB=217286，大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理， HB=162217，按齿面接触疲劳强度设计：Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齿轮的齿面接触疲劳强度Hmin1=600 Mpa ；大齿轮的齿面接触疲劳强度Hmin2 =550 Mpab.(1) 计算应力循环次数 N:N1=60njL=60

16、15;320× 1× 8× 10×300=9.216× 108N2=N1/ i 1=91216× 108/4.18=2.204 ×108(2) 查表得疲劳寿命系数： KHN1=0.96,K HN2=0.98, 取安全系数 SHmin =1 H=Hmin× K HN / S Hmin H1=600×0.96/1=576 Mpa H2=550×0.98/1=539 Mpa H1> H2 取 539 Mpa(3) 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数 （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计） :取齿数

17、Z1=24 ，则 Z2=Z1×i1=24 × 4.18=100，取 Z2=100.实际传动比 u=Z2/Z1=100/24=4.167 ，(4) 查表有材料弹性影响系数 ZE=189.8，取载荷系数 Kt=1.5有 T1=7.63×104 T/(N.mm) ，u=3， R1=1/3.齿宽系数：d =1试计算小齿轮的分度圆直径为：d1t 2.32 3 KtT 2 / d *( u1/ u) * 3 (ZE H )2= 3 1.5*7.63*10 4 /1*(31/ 3) * 3 (189.9 539)2=60.34mmc. 齿轮参数计算(1) 计算圆周速度v= *d

18、1t*n I齿宽 b= d *d1t=1*60.34=60.34计算齿宽与齿高之比： b/h模数 mt= d1t/Z1=60.34/24=2.514h=2.25mt=5.6565b/h=60.34/5.6565=10.667(2) 计算齿轮的动载系数 K根据 v=1.0104m/s ，查表得：Kv=1.05, 又查表得出使用系数KA=1.00取动载系数 K=1.1取轴承系数 K齿轮的载荷系数 K= Kv*KA* K*K=1.6401(3) 按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式 :d1= d1t × 3 K / Kt =60.34× 3 1.6401/1.5 =62.1

19、6mm m=62.16/24=2.59d按齿根弯曲疲劳强度设计：Fmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1) 小齿轮的弯曲疲劳强度 FE1=500 Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度FE2 =380 Mpam 3 4 KT1 /R(10.5 R) 2 Z12u21* YFaYFs / F (2) 查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1=0.885,K FN2=0.905. 计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取 S=1.4 由 F= Fmin× K FN / S Fmin 得. F 1=FE1* KFN1/S=500*0.885/1.4=316.07 Mpa F 2=FE2* KFN2

20、/S=380*0.905/1.4=245.64 Mpa计算载荷系数由 b/h=10.667, k =1.42 查得 KF =1.45K= Kv*KA* K*KF1. 查取齿形数：YFa1=2.65, Y Fa2=2.282. 应力校正系数Ysa1=1.58, Y sa2=1.793. 计算小齿轮的 YFa * Y sa / F 并加以比较 YFa1 * Y sa1 / F 1Fa2 * Y sa2/ F 2YFa1 * Y sa1 / F 1 < YFa2 * Y sa2/ F 2所以选择 YFa2 * Y sa2/ F 2 =0.01661m 3 2 KT1 /Z12 * YFa YF

21、s /F =34 /1/ 3*24 2 *0.01661 =1.98对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数 m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即 m=2.5。按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=62.16 得， Z1=d1/m=62.16/2.5 26,则 Z2=Z1*m=26*4.167=108f. 计算大小锥齿轮的基本几何尺寸模数：m=2.5分度圆直径：d1=m*Z1=2.5*26=65mm； d2=m*Z2=2.5*108=270mm 齿顶圆直径：da

22、1=d1+2 ha=65+2*2.5=70mmda2=d2+2 ha=210+2*2.5=275mm齿根圆直径：df1= d1-2hf=65-2*2.5* (1+0.25)=58.75mm（ ha=h*m）df2= d2-2hf=210-2*2.5* (1+0.25)=263.75mm（ hf= （1.+0.25 ）m）齿轮中心距：.R=（ d1+d2）/2= （65+270） /2=167.5,mm齿宽：b=d1* d =65*1=65mm所以去小直齿轮 b1=65mm， 大直齿轮 b2=60mm3.3轴的设计计算减速器高速轴的设计(1) 选择材料 : 由于传递中功率小，转速不太高，故选用

23、45 号钢，调质处理查表得，B637Mpa ，b159Mpa(2) 根据 P1=2.663kW T1=2.65×104n1=960r/m3初步确定轴的最小直径取 c=118mmdmin c 3 P / n =118× 3 2.663 / 960 16.58mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5-7 ，故 dmin =16.58× 1.05=17.409mm(3) 考虑 I 轴与电动机轴用联轴器连接，因为电动机的轴伸直径为d=38mm，查表选取联轴器的规格YL7联轴器的校核：计算转矩为 :Tc=KTK 为工作情况系数，工作机为带式运输机时， K=1.25-1.

24、5 。根据需要去 K=1.5T为联轴器所传递的转矩，即:T=9550×P/n=9550× 2.663/960=26.19NTc=KT=1.5×联轴器的需用转矩Tn=1250>39.3许用转速 n=4750r/min>n=960r/m所以联轴器符合使用要求(4) 作用在小锥齿轮上的力：dm1=1-0.5 ×b/R × d1=1-0.5/112 ×70=50.125mm 圆周力： Ft1=2T1/ dm1=2 ×2.65 ×104 /58.125=911.82N径向力： Fr1= Ft1*tan20

25、76; *cos 1=911.82N× tan20 °× cos18.435 ° =314.83N轴向力 :Fa1= Ft1*tan20°*sin18.435 °=104.97N(5) 轴的结构设计如图 3-1 ：.图 3-1(1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足半联轴器的轴向定位要求， I- 轴端右端需要制出一轴肩d=30mm，故取 d- =35mm，为了I- 保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-轴段取 L I- =62mm。初步选定滚动轴承， 因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚

26、子轴承。参照工作要求根据d - =35mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为30208，其主要参数为 d=40mm，D=80mm，T=19.75，B=18，C=16，所以 d - =40mm，d - =50mm， d - =40mm，L- =17mm取安装齿轮处的轴端 - 的直径d - =32mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。轴段的长度取L - =58mm。由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定L - =44mm。d I- =30mmL I- =62mmd- =35mmLd- =40mmLd- =50mmLd- =40mmLd- =32mmL - - - - - =44

27、mm=17mm=56mm=17mm=58mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。(6) 求轴上的载荷如图 3-2计算轴上的载荷：.图 3-2求垂直面内的支撑反力：该轴受力计算简图如下图，齿轮受力L - =56mm轴承的 T=19.75mm a=17.6L2= L - +2（ T-a ）=56+2× (19.75-17.6)=60.3mm根据实际情况取 L2=60mm，估取 L3=40mm MB =0, Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=911.82 ×(60+40)/60=1519.7N Y ， Rby= Ft1- Rcy=911.82-1519.7=-607.88N

28、Mcy=1519.7×60=91182N.mm求水平面内的支撑力： MB =0，RCz=Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2/L2=314.83×(60+40)- 104.97× 50.125/2/L2=480.86N Z =0， 水平面内 C 点弯矩， Mz=480.86×合成弯矩：M= MCy 2 MCz2 = 911822 28851.62作轴的扭矩图如图 3-3图 3-34计算扭矩 :T=T1=2.65 ×10 N.m校验高速轴：根据第三强度理论进行校核：又抗弯截面系数：333W=0.1d =0.1×32 =3276.8m

29、m =222(0.642/3276.8=29.58PaM 1( T1)/W= 95637.712.65 10 )所以满足强度要求减速器的低速轴的设计(1) 选取材料：由于传递中功率小， 转速不太高，故选用 45 号钢，调质处理，查表得，B637Mpa ，b159Mpa(2) 根据 P=2.557 T1=7.63×× 104 N.n1=320r/m(3) 初步确定轴的最小直径取 c=118mmdmin c 3 P / n =118× 3 2.557 / 320 23.59mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5-7 ，故 dmin =23.59× 1.

30、05=24.77mm，取 d=25mm dm1=（1-0.5 ×b/R）× d=174.375mm(4) 大锥齿轮圆周力： Ft1=2T1/ dm1=2 ×7.63 ×104 /174.375=875.125N径向 力 ： Fr1=Ft1*tan20 ° *cos 2=875.125 × tan20 ° × cos18.44 °=302.105N轴向 力 :Fa1=Ft1*tan20° *sin 2=875.125 × tan20 ° × sin18.44°

31、;=100.75N(5) 作用在小齿轮上力：圆周力： Ft3=2T2/d1=2 ×7.63 ×104 /60=2543.33N径向力： Fr3= Ft3 × tan20 °=243.33 ×tan20 °=925.7N(6) 轴的结构设计根据轴的各定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选定滚动轴承， 因为轴承同时有径向力和轴向力的作用， 故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求根据 dmin=25mm取 d I- =30mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为 30206，其主要参数为 d=30mm，D=62mm， T=17.25

32、，B=16，C=14，所以 d- =30mm。如图 3-4图 3-4取安装大圆锥齿轮处的轴端- 的直径d - =50mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。轴段的长度取L- =58.5mm。由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定L - =59.8mm。安装小齿轮为齿轮轴，其齿宽为65mm，直径为 55mm，所以 d - =55mm，L- =64mm轴 - 段根据挡油环河套筒得出 d - =40mm，L - =38mm。d I- =30mmL I- =38mm.d- =50mmLd- =55mmLd- =40mmLd- =30mmL - - - - =49mm=64mm=38mm=17mm至

33、此已经初步确定了轴的各段直径和长度减速器低速轴的设计计算(1) 选择材料：由于传递中功率不大，转速不太高，故选用 45 号钢，调质处理，查表得，B637Mpa ，b159Mpa(2) 由轴上扭矩初算轴的最小直径：机用的减速器低速轴通过联轴器与滚筒的轴相连接， 其传递功率 P=2.43kw。5转速 n=76.6r/m ，转矩 T=3.03× 10dmin c 3 P / n =118× 3 2.43 / 76.6 33.24mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5-7 ，故 dmin =33.24× 1.05=34.9mm，取 d=35mm(3) 考虑轴与卷筒伸

34、轴与联轴器连接。查表选用联轴器规格为LH3联轴器的校核：计算转矩为： Tc=KTK 为工作情况系数，工作机为带式运输机时， K=1.25-1.5 。根据需要去 K=1.5T为联轴器所传递的转矩，即:T=9550×P/n=9550× 2.43/76.6=302.95NTc=KT=1.5×联轴器的需用转矩Tn=1250>454.43许用转速 n=4750r/min>n=76.6r/m所以联轴器符合使用要求(4) 作用在大直齿轮上的力：圆周力： Ft4= Ft3=2543.33NFr4= Fr3=925.7N(5) 轴的结构设计如图 3-5.如图 3-5根据

35、轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，I- 轴端右端需要制出一轴肩dI- =40mm，故取 d - =50mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故 I- 轴段取 L I- =80mm。初步选定滚动轴承， 因为轴承只有轴向力的作用，故选深沟球轴承。 参照工作要求根据 d - =50mm，根据机械设计手册标准，深沟球承选用型号为60210，其主要参数为 d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以 d - =56mm，为大齿轮的右端定位制造出一轴肩的高度为65mm，宽度为 10mm，即 d- =65mm，L- =10mm，d- =50mm，L -

36、 =17mm取安装齿轮处的轴端 - 的直径d - =60mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。大直齿轮的齿宽为60mm，所以轴段 - 的长度取 L - =58mm。为保证机箱的宽度， 故为确保机箱的宽度， 轴和轴安装轴承的轴的长度应向对应，故取 L - =322.5mm。由轴承盖端的总宽度和挡圈宽度轴承的宽度来确定 L- =58.5mm d I- =40mm L I- =88mmd- =50mmLd- =56mmLd- =65mmLd- =60mmLd- =50mmL - - - - - =66mm=59.8mm=10mm=58mm=58.5mm至此，已经初步确定了轴的各段直径

37、很长度。(6) 求轴上的载荷该轴受力计算简图如图 3-6 ：计算轴的载荷：.图 3-6求垂直面内的支撑力： MC=0， RBY= Ft4L1/ （ L1+L2 ） =2543.33 × 109.8/ （ 109.8+78.5 ）=1484.04N Y=0， Rcy= Ft4- RBY =2543.33-1484.04 =1059.29 N，垂直面内 D 点弯矩：MDy= RcyL1=1059.29×109.8=116310.04 N · m ，1= RBY L2=1484.04× 78.5=116497.14N·mMDy水平面内的支撑反力： M

38、C=0， RBz=Fr4 L1/ （ L1+L2 ） =925.7 ×109.8/188.3=539.78N Z=0， RCz= Fr4- RBz =925.7-539.78=385.92N，水平面内 D 点弯矩MDz= RCz L1=385.92×109.8=42420.32N·m，1= RBz =539.78 × 78.5=42372.73 N ·mMDz合成弯矩： MD=2222· ，1M DZM DY = 116310.04 42420.32 =123804.31 Nm121222·M =M DYM DZ=42373

39、.73mD116497.14 =42407.7N作舟的扭矩图如图3-7图 3-7计算扭矩 :T=T1=3.03 ×105 N.mm。校核低速轴 : 根据第三强度理论进行校核：由图可知， D点弯矩最大，故验算D处的强度MD<M1D,取 M=M1D=123804.31N又抗弯截面系数：333W=0.1d =0.1×58 =19511.2mm22252/19511.2=17.48Pa = M 1 ( T3)/W= 123804.31 (0.63.03 10 )所以满足强度要求 .4 滚动轴承的选择与寿命计算4.1减速器高速 I 轴滚动轴承的选择与寿命计算(1) 高速轴的轴承

40、既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取 d=40 ，选用型号为 30208，其主要参数为： d=40 ，D=80，Cr=59800 N， =0.37 ，Y=1.6， Y0=0.9，Cr0=42800查表 , 当 A/R时， X=1，Y=0；当 A/R>e 时， X=0.4,Y=1.6(2) 计算轴承 D 的受力（图 1.5 ），支反力 RB= R2BYRBZ2= 607.882165.652=630.04 N ，RC= R CY2R CZ2= 1519.72480.862=1593.96 N附加轴向力（对滚子轴承S=Fr/2Y ） SB=RB/2Y=630.04

41、/3.2=196.88 N ，SC=RC /2Y=1593.96/3.2=498.1125 N轴向外载荷FA=Fa1=104.97 N(4) 各轴承的实际轴向力AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =104.97-498.1125=393.14N ，AC=（SC，FA +SB）= SC =498.15N(5) 计算轴承当量动载由于受较小冲击查表得fd=1.2 ，又轴 I 受较小力矩，取 fm =1.5 AB/RB=393.14/630.04=0.623 =0.37 ，取 X=0.4，Y=1.6，PB= fdfm （ X RB +YAB） =1.8 ×（ 0.4 

42、5;630.04+1.6 ×393.14 ）=1585.872NAC/ RC =498.15/1585.872=0.314 =0.37 ，取 X=1，Y=0，PC= fdfm （X RC +YAC）=1.2 ×1.5 ×1×1593.96=2869.128N(6) 计算轴承寿命又 PB PC，故按 PC计算，查表，得ft=1.0L10h=106 （ ftC/P ）/60n1=106（59800/2869.128 ）10/3/（60×960）=0.032 × 106h。4.2减速器低速 III轴滚动轴承的选择与寿命计算(1) 高速轴的轴

43、承只承受一定径向载荷， 选用深沟球轴承， 初取 d=55 ，由表选用型号为 6210，其主要参数为： d=50 ，D=90，Cr=33500 N，Cr0=25000(2) 计算轴承 D 的受力支反力 :RB=R BY2R2BZ = 1484.042539.782 =1579.15 N ，RC= R CY2RCZ2 =1059.292385.922=1127.39 N.(3)轴向外载荷 FA=0 N(4)计算轴承当量动载由于受较小冲击查表fd =1.2 ，又轴 I 受较小力矩，取 fm =1.5PB= fdfm RB =1.2 ×1.5 ×1579.15=2842.47 NP

44、C= fd fm RC =1.2 × 1.5 ×1×1127.39= 2029.3N(5) 计算轴承寿命又 PB >PC，故按 PC计算，查表得 ft=1.0L10h=106 （ ftC/P ）/60n3=106（33500 /2842.47 ）10/3/（ 60×76.6 ）=14.82 × 106h当减速器内的浸油传递零件 （如齿轮） 的圆周速度 V 2m/s 时，采用齿轮传动时飞溅出来的润滑油来润滑轴承室最简单的，当浸油传动零件的圆周速度v2m/s 时，油池中的润滑油飞溅不起来，可采用润滑脂润滑轴承。然后，可根据轴承的润滑方式和机器

45、的工作环境是清洁或多尘选定轴承的密封方式。5 键联接的选择5.1高速轴的键连接1高速轴 I 输出端与联轴器的键连接采用圆头普通平键（ GB1095-79 ，GB1096-79），由 d=30 ，查表得 b × h=8 × 7，因 L1 长为 60 ，故取键长 L=50 ，2. 小圆锥齿轮与高速轴 I 的的键联接采用圆头普通平键 （GB1095-79 ，GB1096-79），由 d=32 ，查表得 b ×h=10 × 8，因小圆锥齿轮宽为 38 ， L1 长为 40mm，故取键长 L=30 5.2低速轴的键连接1. 大圆锥齿轮与低速轴 II 的键联接采用圆

46、头普通平键 （GB1095-79 ，GB1096-79），由 d=50 ，查表得 b ×h=14× 9，因大圆锥齿轮宽为 38 ，且 L1 长为 60mm，故取键长 L=50 2小柱齿轮与低速轴 II 的键联接采用圆头普通平键 （GB1095-79 ，GB1096-79），由 d=55 ，查表得 b ×h=16× 10，因小圆柱齿轮宽为 65 ，且 L1 长为 65mm，故取键长 L=55 3. 大圆柱齿轮与低速轴 III 的的键联接采用圆头普通平键 （GB1095-79 ，GB1096-79），由 d=60 ，查表得 b ×h=18×

47、; 11，因大圆柱齿轮宽为 60 ，且 L1 长为 60mm，故取键长 L=50 3. 低速轴 III 输出端与联轴器的键联接.采用圆头普通平键 （GB1095-79 ，GB1096-79），由 d=40 ，查表得 b ×h=12 × 8，因 L1 长为 80 ，故取键长 L=70 6 减速器机体的结构设计减速器机体是用来支持和固定轴系部件的重要零件。 机体应有足够的强度和刚度，可靠的润滑与密封及良好的工艺性。铸铁机体被广泛采用，它具有较好的吸震性，良好的切削性能和承压性能。6.1机体要具有足够的刚度设计机体时，要保证机体有足够的刚度，主要措施是：(1) 保证轴承座的刚度。

48、为了增加轴承座的刚度，轴承座应有足够的厚度，当轴承座孔采用凸缘式轴承盖时， 轴承座的厚度常取为 2.5d3 ，d3 为轴承盖的链接螺栓的直径。为了增加轴承座的刚度， 可在轴承座附近加支撑肋板或采用凸壁式机体。 肋板有外肋和内肋两种结构形式。 内肋结构刚度大， 外表面光滑美观， 且存油量增加。因此，虽然工艺比较复杂，内壁阻碍润滑油的流动，但是目前采用内肋的机体还在逐渐增加。为了提高轴承座链接的刚度，座孔两侧的链接螺栓距离s1 应尽量小一些，但不与端盖螺钉孔相干涉。通常s1 D2，D2 为轴承座外径，取螺栓中心线与轴承座外径 D2 的圆相切的位置。为此轴承座旁边应州出凸台，轴承座凸台的高度可以根据 c1 的大小用作图法来确定。 设计凸台结构时， 应在三个基本视图上同时进行，当凸台位置在机壁外侧是，凸台可设计成圆弧结构。 当机体同一侧有多个大小不等的轴承座时， 除了要保证扳手空间c1 和 c2 外，轴承旁边凸台的高度应尽量去相同的高度，以使轴承旁边链接