二级减速器机械的课程设计说明书

1、目录1引言 错误!未定义书签.2传动装置的总体设计 32.1 电动机的选择-2 -2.2 总传动比的计算和分配各级传动比 错误!未定义书签.2.3 传动装置的运动和动力参数计算 -4 -3传动零件的设计计算 -5 -3.1 第一级齿轮传动的设计计算 -5 -3.2 第二级齿轮传动的设计计算 -2 -4箱体尺寸计算与说明 -16 -5装配草图的设计 -16 -5.1 初估轴径-17 -5.2 初选联轴器-18 -5.3 初选轴承-18 -5.4 润滑及密封 -19 -6轴的设计计算及校核 错误!未定义书签.6.1 中间轴的设计计算及校核 -19 -6.2 低速轴的设计方t算及校核 -23 -7滚

2、动轴承的选择和计算 -26 -7.1 高速轴轴承的计算 -26 -7.2 中间轴轴承的计算 -27 -7.3 低速轴轴承的计算 -28 -8键连接的选择和计算 -29 -8.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算 -29 -8.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算 -29 -8.3 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算 -29 -8.4 低速轴与齿轮键联接的选择和计算 -29 -8.5 低速轴与联轴器键联接的选择和计算 -30 -9减速器附件的选择及说明-30 -9.1 减速器附件的选择-30 -9.2 减速器说明-31 -10 结论-31 -参考文献-32 -带式运输机二级斜齿圆柱齿轮减速器1引言

3、机械设计课程是培养学生机械设计水平的技术根底课.机械设计课程设计是 机械设计课程的重要实践教学环节,具根本目的是：1通过课程设计,综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知 识,培养分析和解决实际问题的水平, 掌握机械设计的一般规律,树立正确的设 计思想；2学会从机器功能的要求出发,合理选择执行机构和传动机构的类型,制 定传动方案,合理选择标准部件的类型和型号,正确计算零件的工作水平,确定 其尺寸、形状、结构及材料,并考虑制造工艺、使用、维护、经济和平安等问题, 培养机械设计水平；3通过课程设计,学习运用标准、标准、手册、图册和查阅科技文献资料 以及计算机应用等,培养机械设计的根本技能和

4、获取有关信息的水平.在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能到达以上要求,但是由目前发展趋势应尽量采取计算机绘图.2传动装置的总体设计2.1 电动机的选择 按工作要求和工作条件选用 Y系列三相笼型异步电机,全封闭自扇冷式机构,电压38V.电动机功率工作电机的有效功率为Fv Pw 10001600 0.510000.8KW从电动机到工作机输送带间的总效率为242?12340.992 0.984 0.972 0.9720.800所以,电动机所需的工作功率为PdPw0.80.8001.00KW确定电动机转速按表2-2推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器传动比j ' 840,而工作机卷筒轴

5、的转速为60 1000v60 1000 0.85 八, 27r /min250所以电动机转速的可选范围为nd j h (8 - 40) 27 (2161080)r/min符合这一范围的同步转速为 750r/min和1000r/min两种.综合考虑电动机和转速 装置的尺寸、重量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为 750r/min的电动机.根据电动机类型、容量和转速,由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为 Y132S-8.其主要性能如下表：满载时型号额定功效率/%功率因数额定转矩质也率转速(r/min )电流/AY132S-82.27105.81810.712.0632.2

6、计算传动装置的总传动比,并分配传动比总传动比ind 710 26.30 nw27分配传动比 I I' I"考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,取 I' 1.4i'',故26.306.1I1, 1.4I-.1.4 26.30 6.14.312.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速I 轴nInd 710r /mInII 轴 nH旦 710 116.4r / mInII 6.1"nil116.4Ill 轴 nIu27r/ mInIii 4.31卷筒轴n卷nIII 27r/mIn各轴的输入功率I 轴PIPd 1 1.00 0.99 0.9

7、9 kWII 轴 PiPi 2 3 0.99 0.98 0.97 0.94kWIII 轴 PIIIPH 2 3 0.94 0.98 0.97 0.89kW卷筒轴 P卷P" 2 1 0.89 0.98 0.99 0.86kW各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td9.55 106 与 9,55 1 06 100 13450.7N mmnd710故：I 轴 TI Td 1 13450.7 0,99 13316.2n mmII 轴 T TI 2 3iI 13316.2 0,98 0.97 6.1 77216.1N mmIII 轴 Tiii Tii 2 3iii 77216.1 0.98

8、0.97 4.31 316361.0N mm卷筒轴 T卷 Tm 2 1 316361.0 0.98 0.99 306933.4N mm汇总结果：轴名功率P/kW转矩 T/(N - mm)转速 n/ (r/min)电动机1.0013450.7710I轴0.9913316.2710II轴0.9477216.1116.4III轴0.89316361.027卷筒轴0.86306933.4273传动零件的设计计算3.1第一级齿轮传动的设计计算结果Zi 22Z2 13515Kt 1.3Zh 2.4310.7620.941.7ZE 189.8MPaQHlin1 700MPaQHlin 2580MPa一 一

9、9Ni 4.48 101 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1由于斜齿轮啮合性能好,传动平稳,噪声小,重合度大,承 载水平强,故第一级选用斜齿圆柱齿轮传动2由于速度不高,可选用8级精度,效率3 97%3由表7-1选择小齿轮材料为40Cr 调质,硬度为280HBS, 大齿轮材料为45钢调质,硬度为240HBS4 初选小齿轮齿数为Zi 22 ,那么大齿轮齿数Z2iIZ1 22 6.1 134.2,圆整取 Z2 135 5初选螺旋角 152 .按齿面接触强度设计按教材公式10-21试算,即3 2d2KtT1 u 1 ZhZe1t d U h1确定公式内的各计算数值1试选载荷系数Kt1.32由图10

10、-30选取区域系数Zh 2.433由图 10-26 查得 1 0.76,2 0.94,故 12 0.76 0.94 1.74由表7-5选取齿宽系数d 1.0 15由表7-6选取材料的弹性影响系数 Ze 189.8MPa26由图7-18d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限QHlin1 700MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 QHlin2 580MPa7应力循环次数小轮 N1 60nl jLh 60 710 1 3 8 365 12 4.48 109大轮N2上里区7.34 10826.18 由图 7-19 查得接触疲劳寿命系数Khni 0.87,Khn2 0.94 不允许出现点蚀9计算接触疲

11、劳许用应力取失效概率为1%,平安系数S=1,得r KHN2 lim1 700 0.87 nQ.ph 609MPaSh1.Khn2 lim 2580 0.94_A_h 2545.2MPaSh1H1 H2609 545.2H H1 H2 577.1MPa222计算1小齿轮分度圆直径3I2KT1 u 1 ZeZh 2d1t 3d du H 2422 1.3 1.33 104 6.1 1189.8 2.433.1 25.68mm11.0 1.76.1545.22计算圆周速度d1tn13.14 25.68 710v 1- 0.95m/s60 100060 10003计算齿宽b及模数mntbdd1t 1

12、25.68 25.68mmd1t cos25.68 cos15 八mnt1.13mmZ1224计算齿宽与齿高之比b h齿高 h 2.25mnt 2.25 1.12 2.54mmb 25.6810.11h 2.54N2 7.34 108Khn1 0.87Khn2 0.94H 1 609MPaH2 545.2MPh 577.1MPad1t 25.68mmv 0.95m/ sb 25.68mmmnt 1.13mmh 2.54mmb-10.11 h-7 -5计算纵向重合度1.870.318 dZ1 tan0.318 1 22 tan15 1.876计算载荷系数K使用系数Ka 1由v 0.95m/s,8

13、级精度,由图7-7查得动Kv 1.08载荷系数Kv 1.08,一K a F由表7-3查得K 1.2,假设,FL 100N/mm bK 1.2由图7-8查得8级精度、小齿轮 350HBs相对支撑非对称布置K 1.07K 1.07故载荷系数K 1.39K KAKvK K 1 1.08 1.2 1.07 1.397按K值*修正,得0.1.39d1 d1t325.68 3卜26.26mm1Kt1 1.3d126.26mm8计算模数2 ,一d1cos26.26 cos15 .mn1.15mmZi22mn 1.15mm3.按齿根弯曲强度设计12KTY cos2 YFaYSa mn J2Vd z1昨FE1

14、500MPa1确定公式内的各计算数值1由图7-16c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fei 500MPa ;FE2 420MPa大齿轮的弯曲强度极限fe2 420MPaYni 0.862由图7-7查得弯曲疲劳寿命系数Yn2 0.90Yn1 0.86,Yn2 0.903计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数Sf 1.25,由式fFE丫也得SFSF 1.25FlF2500 0.861.25420 0.901.25344MPa302.4MPa4计算载荷系数K KaKvK K 1A v1.08 1.2 1.07 1.395根据纵向重合度bsin 26.26 sin15mn1.151.88 ,由图 7-14

15、查得螺旋角影响系数0.876计算当量齿数乙3 cos223cos 1524.41Zv2Z23 cos1353匚cos 15149.807查取齿形系数由表 7-4 查得 Yf12.65, Yf22.148查取应力校正系数由表7-4用插值法得Ys11.58,Ys2 1.839计算大、小齿轮的丫上并加以比拟FYF1YS1F12.65 1.583440.012YF 2丫S2F22.14 1.83302.40.013大齿轮的数值较大2设计计算F1 344MPaF2 302.4 Mf1.390.8724.41Zv2YF1Yf2Ys1YS2149.802.652.141.581.83YF 1YS10.012

16、F1yF2yS2F2 S2 0.013F2mn32KT1Y cos2YfYsmn 0.82mmdZi23 2 1.39 1.33 104 cos21531 222 1.70.013 0.82mm比照计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 mn 1mm已可满足弯曲强度.但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 26.26mm来计算应有的齿数d1cosmn26.26 cos15125.36 ,圆整取乙25;Z2 iIZ1 6.1 25 152.5,圆整取 Z2 1534.几何尺寸计算(1)计算中央距Zi Z2 mn a 2 co

17、s1525 153 1 92.140mm2 cos15圆整取a 93mm(2)按圆整后的中央距修正螺旋角乙 Z2 mn25 153 1arccos arccos 16.872a2 93(3)计算大、小齿轮的分度圆直径d1 皿 25 1cos cos16.8726.124mmZ2mn cos153 1cos16.87159.88mm(4)计算齿轮宽度bdd1 1 26.124 26.124mm圆整后取Zi 25Z2 153a 93mm16.87d126.124 mmd2 159.88mmb 26.124mm-10 -B 35mmB2 30mmB1 35mmB2 30mm-11 -3.2第二级齿轮

18、传动的设计计算计算及说明1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1该级为低速级齿轮传动,选用直齿圆柱齿轮传动2运输机为一般工作机器,速度不高,可选用 8级精度3选择小齿轮材料为40Cr 调质,硬度为280HBS大齿 轮材料为45钢调质,硬度为240HBS4 初选小齿轮齿数为425 ,那么大齿轮齿数z iiiZi 25 4.31 107.752.按齿面接触强度设计dit2ktT2 u 1 /ZhZe； .d u ( H)D确定公式内的各计算数值1试选载荷系数Kt =1.32由表7-5选取齿宽系数d=113由表7-6查得材料的弹性影响系数Ze= 189.8MPa54由图7-12按齿面硬度查得小齿轮

19、的接触疲劳强度极限H lim1700MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2580MPa结果选用直齿圆柱齿轮8级小齿轮：40Cr调质,280HBS大齿轮：45钢调质,240HBSz125,Z2=82Kt =1.3Ze1189.8MPa2H lim1 700 MPa5)计算应力循环次数Hlim2 580MPaN 6011 601164 1 (3 8 36512 7.341(8-12 -N2Ni 7.34 108I"4.311.70 1086由图7 19查得接触疲劳寿命系数ZN0.94 ZN20.95不允许出现点蚀7计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%平安系数S=1,得h1H lIm

20、1ZN1SH0.94 7001658MPaH 2H lIm 2 ZN2SH0.95 5801551MPaNi 7,3418N2 1.70 108ZN10.94Zn2 0.95 不允许出现 点蚀h1 658MPa2计算1试计算小齿轮分度圆直径直径d1t,代入OH 中较小的值h2 551MPad1t° ,2KtT2 u 1 /ZeZh、23 ,d U H 2a 2 1.3 7.72 104 4.31 1 z 189.8 2.5、2V14T556.81mm2计算圆周速度56,81 116.4 v 0.35m/s60 10003计算齿宽bbdd1t 1 56.81 56.81mm4计算齿宽与

21、齿高之比b h模数mtd1t 56.81Z1252.27mm齿高 h 2.25mt 2.25 2.27 5.11mmb 56.81 -=h 5.1111.125计算载荷系数dt 56.81mmv 0.35m/sb 56.81mmmt 2.27mmh 5.11mm-11.12 h-13 -根据v 0.35m/s, 8级精度,由图7 7查得动载荷系数Kv=1.02Kv=1.02直齿轮,k查得使用系数Ka 1由图7-8查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,Ka1.37k 1.37故载荷系数1.40KAKVK K 1 1.02 1 1.37 1.40A V6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

22、,得3-vKtK 56.81o 1.403 58.23mm,1.358.23mm7)计算模数m2.33mm3.按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为1确定公式内的各计算值FE1500MPad158.23m = -2.33mm425FE2420MPaFE1 500MPa ;大齿轮的弯曲强度极限FE2 420MPa2由图7 17查得弯曲疲劳寿命系数YN10.90Yn2 0.913计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数Sf =1.4 ,由式10-12得YNi0.90FE1 YN1500 0.90F1 321.43MPaSF1.4YN20.91-14 -1 由图7 16C查得小齿轮的弯曲

23、疲劳强度极限F 2FE2 YN2Sf420 0.911.4273MPaSf =1.44计算载荷系数K KAKVK K 1 1.02 1 1.37 1.40 A V5查取齿形系数由表 7 4 查得 YF12.62 YF22.19；6)查取应力校正系数YS1 1.59 YS2 1.80;7)计算大、小齿轮的YfYs并加以比拟fYfiYsi2.62 1.59F1 S10.0130fi321.43Yf 2丫52F 22.19 1.802730.0144大齿轮的数值大f1 321.43MPaf2273MPaK 1.40YF12.62Yf22.19YS1 1.59YS2 1.80Yf1丫S10.0130f

24、1Yf 2YS2F 20.0144(2)设计计算2KT2 YfYS m 3,:dZ1 fm 2mm2 1.40 7.72 10430.0144 1.71mm1 252比照计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取m=2mm已可满足弯曲强度.但 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4二29直径d1 =58.23 mm来计算应有的齿数Z1 虫 5823 29.115,圆整取 4=29m 2z2 125Z2 21 4.31 29 124.99,圆整取 z2 1254.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径-15 -d1 58mmd2 50mma 154mm

25、b 58mmB1 65mmB2 60mmdi 乙m 29 2 58mmd2 Z2m 125 2 250mm(2)计算中央距di d2 a154mm2(3)计算齿轮宽度b d di 1 58 58mm取 B1 65mm ； B2 60mm4箱体尺寸计算与说明表2箱体尺寸数据表名称符号具体数值箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度b12mm箱座凸缘厚度b12mm箱座底凸缘厚度b20mm地脚螺钉直径d16mm地脚螺钉数目n6轴承旁连接螺栓直径d12mm盖与座连接螺栓直径d28mm轴承端盖螺钉直径d38mm-16 -视孔盖螺钉直径d46mm定位销直径d7mmd、d、d2至外箱壁距离Ci25mm 20

26、mm 15mmd、d 、d2至凸缘边缘直径C223mm 16mm 12mm轴承旁凸台半径R16mm铸造过渡尺寸x、 y4mm 20mm大齿轮顶圆与内箱壁跑离110mm齿轮端面与内箱壁距离29mm箱盖、箱座肋厚m1、 m8mm 8mm箱体其他尺寸由后续计算与画图确定5装配草图的设计5.1初估轴径(1)高速轴选取高速轴的材料为40Cr,调质处理.由教材取C=100八 Po 0.99dmin C 3,-1100 3：11.17mmnI- 710由于此处要安放键,故该最小轴径应再放大 3%dmin 11.51mmY132S 觊 电动机轴伸直径D= 30mm.高速轴的最小轴径是安装联轴器处的直径,可取

27、dmin 16mm.(2)中间轴选取轴的材料为45钢,调质处理.取C=110-17 -dmin C 3叵 110 :但94 22.07mm此最小直径是安装轴承处的直径,可取 , nII.116.4dmin 25mm.(3)低速轴选取轴的材料为45钢,调质处理.由教材表15-3取C=110dmin C 3 PI11110 3 0.89 35.27mmn川,27由于此处要安放键,故该最小轴径应再放大3%d min 36.33mm ,可取 d min 40mm.5.2 初选联轴器(1)高速轴联轴器考虑到工作条件,高速轴采用弹性联轴器较好.取K 1.5,那么 Tc KT1 1.5 13.4507 20

28、.18N m,查手册表可知,选用LX1型弹性柱销联轴器 适宜,其公称转矩为 250N m工.半联轴器轴孔直径为 16mm,轴孔长度为 42mm ,与轴配合长度为40mm ,标记为J18 42 .J16 42(2)低速轴联轴器考虑到工作条件,低速轴采用非弹性联轴器较好.K 1.5,那么 Tc KT3 1.5 31.6361 47.45N m ,查手册表可知,选用GYS6型凸缘联轴器合 适,其公称转矩为900N m TC 0半联轴器轴孔直径为40 mm轴孔长度为84 mm 与轴配合长度为82 mm标记为 3.30 845.3 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

29、和轴向力作用, 故采-18 - 用角接触球轴承,由于dmin 16mm,考虑到轴向定位和轴承装拆方便,应将轴 承内径放大两次,查手册选角接触球轴承7205 AC,根本尺寸为 d D B 25mm 52mm 15mm.(2)中间轴轴承中间轴也同时受到轴向力和径向力作用,采用角接触球轴承,由于 dmin 25mm,考虑到轴向定位和轴承装拆方便,应将轴承内径放大两次,查手 册选角接触球轴承7005AC型,根本尺寸为d B D 25mm 47mm 12mm.(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dm. 40mm,考虑到轴向定位和轴承装拆方便,应将轴承内

30、径放大两次, 查手册选深沟球轴承61910型,根本尺寸为d D B 50mm 72mm 12mm.5.4 润滑及密封轴承采用脂润滑,并设置挡油环；齿轮采用油池润滑；在伸出与轴承端盖之 间采用毡圈密封.6轴的设计计算及校核6.1中间轴的设计计算及校核中间轴的受力情况如图-19 -第一级大斜齿轮受力分析16.87 )n 20°,周向力1三965.93 N d2159.88Ft2 tan 2 965.93 tan 20径向力Fr2 , 367.38 Ncos cos16.87轴向力Fa2 Ft2 tan965.93 tan 16.87292.92N第二级小直齿轮受力分析20.2662.62

31、 N2T2 2 77216.1周向力F t 't1d158径向力FMFt1 tan 2662.62 tan 20969.12N做出弯扭矩图以轴左端为原点,经简化后各段长度分别为L1= 53.5 mm,L2=55.5mm,L3=38.5mm-20 -Fmh%hr水平方向:FnhiFF,Ft2 NH2 0Fti'LiFt2(LiL2)Fnh2(LiL2L3)0解得 Fnhi =-1948.99N Fnh2 =- 1679.56N垂直方向:FNV1Fri' Fr2FNV 2d20 Fr1'L1Fr2(LL2)Fa2 FNV2l(LL2L3)02解得 Fnvi = -

32、680.47 NFnv2 = 78.73N弯矩图如下:-21 -,扭矩图如下:(3)校核轴的强度载荷水平向H竖直向V支反 力Fnvi 680.47N , Fnv2 78.73NFNH11948.99N FNH2 1679.56N-22 -弯矩Mh 104270.965N mmMv 36405.145N mm总弯 矩MJ104270.9652 36405.1452 110443.5092N mm扭矩T=77215.98 N mm轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6 ,轴的计算应力(公式中 W 0.1d3)caM2 T2W_2_2110443.5092(0.6 77215.98)0.1

33、 20357.9MPa查得45钢的许用弯曲应力160MPa ca符合要求.6.2低速轴的设计计算及校核低速轴的受力情况如图(1)计算齿轮受力由作用力与反作用力可得 Ft2.2662.62N Fr2, 969.12N做出弯扭矩图以轴左端为原点,经简化后各段长度分别为L1=53.5mm L2=94mm-23-水平方向：Fnhi Ft 2' FnH2 0Ft2'LFNH2LL 2 0解得 Fnhi=1696.86N Fnh2 =965.76NFnV1 F,2' Fnv2 0Fr2'LFNV2LL2.解得 Fnvi =617.61 NFnv2 = 351.51N弯矩图如

34、下：-24 -扭矩T=332827.5N mm ,扭矩图(3)校核轴的强度载荷水平向H竖直向V支反 力FNH1 1696.86N FNH2 965.76NFNV1 617.61N , FNV2 351.51N弯矩M H 90782.01N mmMV 33042.135N mm,总弯 矩M J90782.012 33042.1352 96608.26N mm扭矩T=332827.5N mm根据教材式15-5及上表中数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应 力,取 0.6,轴的计算应力(公式中 W 0.1d3)-25 -caM2 ( T)20.1 d3,96608.262 (0.6 3328

35、27.5)20.1 60310.27MPa查得45钢的许用弯曲应力160MPa ca符合要求.7滚动轴承的选择和计算7.1高速轴轴承的计算查手册可知角接触球轴轴承7204AC的根本额定动载荷 C=14.0KN(1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和屋2由力与力矩平衡方程,求得两轴承受力为Fnhi 256.73NFnvi72.22NFNH2 709.20NFNV2295.16N又 Fae 292.92N左端承受到径向载荷FM右端承受到径向载荷Fr2.F 2NH1 F 2nvi . 256.732 ( 72.22)2266.7 N.F2nh2 F2nv2; 709.202 ( 295.16)2768.

36、17N(2)求两端轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于70000AC3轴承,查得派生轴向力Fd 0.68FrFd1 0.68Fr1 0.68 266.7 181.356NFd2 0.68Fr2 0.68 768.17 522.35N由于,Fd1 Fae Fd2, Fa2 Fd2 522.35NFa1 Fd2 Fae 522.35 292.92 229.43NFa1又Fr1Fa2Fr20.86 e0.68 eX1 0.43 Y 0.87X2 1Y2 0-26 -那么当量动载荷为:R 0.43 266.7 0.87 229.43 314.29Np2 1 768.17 0 522.35 768.17N

37、由于Pi P2所以按轴承2来计算寿命(3)计算轴承寿命Lh 田(生)上(1 14000 )3 106763.9 3年60n fpp 60 710 1.1 768.17 p符合要求.7.2 中间轴轴承的计算查手册可知角接触球轴承7205AC的根本额定动载荷C=15.8KN(1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由力与力矩平衡方程,求得两轴承受力为Fnh11948.99NFnv11679.56N又 Fae 292.92nFnh2251.96N Fnv2 78.73 N左 端 承 受 到 径 向 载 荷Fr1. F2NH1 F2NV1( 1948.99)2 ( 1679.56)22572.84N右

38、端承受到径向载荷 Fr2. F2NH2 F2NV2. ( 251.96)2 78.732 263.97N(2)求两端轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于70000AC3轴承,查得派生轴向力Fd 0.68FrFd1 0.68FM 0.68 2572.84 1749.53NFd2 0.68Fr2 0.68 263.97 179.50 N由于,Fd2 Fae Fd1,Fa1 Fd1 1749.53NFa 2 Fd1 Fae 1749.53 292.92 1456.61N又巳0.68所以,取x=1 y=0Fr1-27 -而对于右端轴承 F2 e X2 0.43 Y2 0.87F.2取fp 1.1,那么当

39、量动载荷为：R 1 2572.84 0 1749.53 257284NP2 0.43 263.97 0.87 1456.61 1380.76N由于P1 P2所以按轴承1来计算寿命(3)计算轴承寿命Lh 旦(生) (1 15800 )3 249144.1 孙符合要求.60n fpp 60 116.4 1.1 2572.847.3 低速轴轴承的计算(1)求两轴承受到的径向载荷 腺和F.2Fnhi 1696.86NFnvi 617.61N,Fnh2 965.76 NFnv2 351.51NFnF2nhi F2nvi. 1696.862 617.612 1805.76NFr2F2nh2 F2nv2 9

40、56.762 351.512 1027.74N由于低速轴不受轴向载荷,深沟球轴承最小e值为0.22,即e 1所以,取x=1 Fry=0取fp 1.1,那么当量动载荷为：P1 1.1 (1805.76 0) 1986.336Np2 1.1 (1027.74 0) 1130.514N由于R p2所以按轴承1来计算寿命(2)计算轴承寿命Lh 或(fC)-0 ( 1 14.5 )3 27.W 3年符合要求.60n fpp60 27 1986.336p -28 -8键连接的选择和计算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,选用圆头平键,轴径d=16mm查手册应选键的截面尺寸为b

41、 h 5mm 5mm,此段轴长为40 mm取键长L=32mm32Ti 10kld2 13316.22.5 (32 5) 1624.66MPa式中 k=0.5h= 2.5 mm,l=L-b= 32 5=27 mm查得许用应力p 100120MPa> p,该键强度满足要求.p p8.2 中间轴与小齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键,轴径d= 30 mm,查手册应选键的截面尺寸为b h 8mm 7mm,此段轴长为63mm键长取L=55mm有：32T2 10kld2 77216.13.5 47 3031.29MPa式中 k=0.5h= 3.5 mm ,l=L-b= 55 8 =47 mm查得许用应力p 100120MPa> p,该键强度满足要求.p p8.3 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= 30 mm,查手册应选键的截面尺寸为b h 8mm 7mm,此段轴长为28 mm键长取L=24mm有：32T2 10kld2 77216.13.5 16 3091.92MPa,式中 k=0.5h= 3.5mml=L-b= 24