两级圆柱齿轮减速器(展开式)

TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"机械设计课程设计任务书 i\o"CurrentDocument"1、 机械系统总体设计 2\o"CurrentDocument"1.1、 传动方案设计 2\o"CurrentDocument"1.2、 电动机的选择 2\o"CurrentDocument"2、 传动装置总体设计 4\o"CurrentDocument"2.1、 总传动比及分配各级传动比计算 4\o"CurrentDocument"2.2、 传动装置的运动和动力参数 4\o"CurrentDocument"3、 传动零件的设计计算 5\o"CurrentDocument"3.1、 带传动零件设计计算 5\o"CurrentDocument"3.2、 减速器内传动零件设计计算 7\o"CurrentDocument"3.2.1、 齿轮材料选择 73.2.2、 高速级齿轮设计计算 73.2.3、 低速级齿轮设计计算 9\o"CurrentDocument"4、 总装配设计计算 11\o"CurrentDocument"4.1、 轴系零件设计计算 114.1.1、 输入轴的设计计算 114.1.2、 中间轴的设计计算 124.1.3、 输出轴的设计计算 134.1.4、 轴承的选择计算 184.1.5、 键的设计计算 19\o"CurrentDocument"4.2、 联轴器选择 19\o"CurrentDocument"4.3、 减速器的润滑与密封 19\o"CurrentDocument"5、 设计总结 20\o"CurrentDocument"6、 参考文献 20机械设计课程设计任务书课程设计题目III:设计两级圆柱齿轮减速器（展开式）1、设计要求：设计热处理车间零件清洗用传动设备。该传输色设备的传动系统由电动机经减速器装置后传至传送带。两班制工作。使用期限为5年。传输带运动速度的允许误差为±5%。2、原始数据：原始数据题号C1C2C3C4C5C6C7C8C9C10滚筒直径mm300330340350360380380300360320传送带运行速度m/s0.630.750.800.850.850.900.800.700.840.75传送带主动轴扭矩Nm700670650650900850950900660900设计题号为：C83、运动简图：1、 减速器装配图1张（A1或A2）；2、 零件工作图1〜3张；3、 设计说明书1份。

1、机械系统总体设计1.1、传动方案设计联轴黙减速器传动方案如图所示为带传动联接的展开式二级圆柱齿轮传动联轴黙减速器1.2、电动机的选择 带传动1） 、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型2） 、选择电动机容量：电动机所需的工作功率为PP为负载功率，耳a为总效率。P二fkwP为负载功率，耳a为总效率。（其中：p为电动机功率dP亠=1000 1000P亠=1000 1000rP=-F^= TVkwd1000q 1000rq门a a传动装置的总效率a应为组成传动装置的各部分a运动副效率只之乘积,即：q=qxq4xq2xqxqa1 2 3 4 5式中：q、q、q、q、q分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率1 2 3 4 5取传动效率为带传动的效率q=0.961滚动轴承效率q=0.982闭式齿轮传动效率q二0.973联轴器效率q二0.994卷筒效率q二0.965

则有耳=0.96x0.984x0.972x0.99x0.96=0.79aTv1000rTv1000rna900x0.701000x0.15x0.79Pd、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为=60x=60x1000v/兀D=60x1000x1.7兀x300=44.56r/min查表得：取V带传动的传动比i=2~4，二级圆梯形齿轮减速器传动比i'=8~40,12即为减速器的总传动比，所以电机的可选范围为。n'=i'xn=(16~160)x44.56=712.96~7129.60r/min

da

则符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由相关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表1.1：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第？方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-4,其主要性能如下表1.2：表1.1方案电动机型号额定功率kw电动机转速r/min重量/kg传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S1-25.5300029006465.082Y132S-45.5150014406832.322.512.933Y132M2-65.510009608421.542.39.374Y160M2-85.575072011916.16表1.2电动机型号额定功率Kw电动机2专速r/min堵转转矩最大转矩同步转速满载转速额定转矩额定转矩Y132S-45.5150014002.22.3电动机主要外形和安装尺寸如下

表1.3（单位：mm）中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXG132475X345X315216X1401238X8010X332、传动装置总体设计2.1、总传动比及分配各级传动比计算1）、减速器的总传动比为：2）、分配传动装置传动比：144044.561）、减速器的总传动比为：2）、分配传动装置传动比：144044.56=32.32i二ixi （式中i为带传动的传动比，初步取2.5,i为减速器的传动比。a00则减速器的传动比i二i/i二32.32/2.5二12.93a03）、按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由展开式曲线查得i二4.29，则1i二i/i二12.93/4.29二3.01。212.2、传动装置的运动和动力参数1）、各轴的转速丨轴：n=n/i=1440/2.5=576.00r/minII轴：mn=n/i=576.00/4.29=134.27r/min911III轴：211n=n/i=134.27/3.01=44.60r/min3 2 2丨轴：P二Pxn二Px丨轴：P二Pxn二Pxn二5.32x0・96二5.llkW1d01d1II轴：P二Pxn二Pxnxn二5.11x0.98x0・97二4.86kW2 1 12 1 2 3III轴：P二Pxn二Pxnxn二4.86x0・98x0・97二4.62kW3 2 23 2 2 32）、各轴的输入功率卷筒轴：P二Pxn二Pxnxn二4.62x0.98x0.99二4.48kW4 3 34 3 2 4则丨-III轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98.3）、各轴的转矩电动机的输出转矩：P 5.32T二9550+二9550x 二35.28N•mdn 1440丨轴：：mT=Txixn=35.28x2.5x0.96=84.67N•m1d01II轴：：dT=Txixnxn=84.67x4.29x0.98x0.97=345.29N•m2 1 1 2 3III轴：：T二Txixnxn二345.29x3.01x0.98x0.97二987.98N•m3 2 2 2 3卷筒轴：T二Txnxn二987.98x0.98x0.99二958.54N•m4 3 2 4则丨-III轴的输出转矩分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98。运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率P/KW转距T/N・M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机轴5.3235.2814402.50.96丨轴5.115.0184.6782.98576.004.290.95II轴4.864.76345.29338.38134.273.010.95III轴4.624.53987.98968.2244.6010.97卷筒轴4.484.39958.54939.3744.603、传动零件的设计计算3.1、带传动零件设计计算1） 、计算功率P查表有工况因数K二1.2，故AP=KP—1.2x5.5=6.60kwcA2） 、选取V带型号根据P—6.60kw,n—1440r/min,查图表确定选用A型cm3） 、确定带轮基准直径Di和D2查表选取D—125mm，£—1%，得Dn 125x1440D—(1-£)f—(1-0.01)x - —309.38mm2 n 5761查表取D—315mm2大带轮转速实际Dn 125x1440n—(1-£) —(1-0.01)x —565.72r/mm1 D 3152则误差

n-n-n—1—1n1576-565.72576=0.018=1.8%v5%，故允许。4）、验算带速v兀x兀x12551440=9.42m/s<25m/s，方案合适。V= 1—m60x1000 60x1000、确定带长和中心距a初步选取中心距a=650mm，则有带长0L=2a+0+、丿2 2x650+3.14(125+315)+L=2a+0—+—2 1=2x650+ +4a 2 4x6500=2004.68mm查表取基准长度=2000mm实际中心距2L-n(Da=——d 1+D)+2-n(D+D查表取基准长度=2000mm实际中心距2L-n(Da=——d 1+D)+2-n(D+D)*-8(D+D)21 2 2 1 =647.63mm86）、验算小带轮包角a1a=1801验证方案适合-D2-D1x57.3=180-315-125x57.3=163.19〉120a 647.637）、确定V带根数Z传动比•-ni=—mn1查表有P=1.92kW、0AP=0.17kW、K=0.960、K=1.03。0 a L则有V带根数Z=Pc= =3.19(P+AP)KK (1.92+0.17)x0.960x1.030 0aL6.60取Z=4根8）、求轴上载荷1、张紧力查表得q=0.10kg/m，所以单根v带的张紧力:P2.5L(-

ZvkaF=500“( -1)+qv2=5000Zvk5岛哉-1)+°1059422=14937N2、轴上载荷F=2ZFsin2=2x4xl49.37xsin =1182.13NQ0229）、结构设计小带轮D=125mm； 大带轮D=315mm123.2、减速器内传动零件设计计算3.2.1、齿轮材料选择初选大小齿轮的材料均45钢，经调质处理。其硬度在229-286HBS，齿轮等级精度为8级。由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选B二10。3.2.2、高速级齿轮设计计算1） 、查取教材可取得：K二1.25 ，K二1.15 ，K二1.2 ，K=1.1 ，a v a pK二KKKK二1.25x1.15x1.2x1.1二1.898AVap传动比i二4.29由表查得各数据如下：1Z二2.50，Z二189.8，Z二0.88，取p二10贝UZ二0.99HE £ ° p2） 、接触疲劳施用应力查图可知：c二◎二590MP;S二1.1Hlim1Hlim2 Hmin则应力循环次数：N=60njL=60x576x1x16x5x250二6.91x108 注释：一天16小时，五年,1h一年250天计算N二N/i二6.91x108/4.29二1.61x10821又查图可取：21又查图可取：cHP1z二z二1.1则UN1 N2cZ 590x1.1=c=—HLlimN= =590MPHP2 S 1.1Hmin3）、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数屮二1.2d>1ZZZZd>1ZZZZ—H_E_£_P-cHP)\(2.47x189.8x0.88\(2.47x189.8x0.88x0.9931 590=54.09mm4）、确定中心距ad54.09a>-1（1+i）= ——x（1+4.29）=143.07mm 12就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定a=150mm。5）、选定模数m、齿数z、z和螺旋角pn 1 2mn 2cosp• 1• ,屮 u2x1.898x84.67x2x1.898x84.67x10312x(4.29+1)x4.29(z1+z2)25x4.29=107.25一般z=17〜30,卩=8〜15。初选z=25,卩=10，贝Uz=25x4.29=107.251。。1211取z=108，则22acos卩 2x150xcos10==2.22z+z 25+10812由标准模数取m=2.25,P=10n o2acosP 2x150xcos102.25= = =131.312.252取z+z=1311z+z—1 z+z—1 1+i1竺=24.761+4.29取z1z2齿数比：z/z=106/25=4.2421与i=4.29的要求比较，误差为A=1.17%，可用。于是1c m(z+z) 2.25x131 “八―P=cos-1n1 2=cos-1 =10.735=104462a 2x150 。 。=25=131-25=106满足要求。6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮d1mz—“12.25x25=57.25mmcosPcos10.735大齿轮omz2.25x106d= n_2-=242.74mm2cosPcos10.7357）、齿轮工作宽度=1.2x54.09==1.2x54.09=64.9mmb=65mm2b=70mm1d1圆整大齿轮宽度取小齿轮宽度8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：根据z、1Y=0.90P查表可知：根据z、1Y=0.90P则G=G =220MPa；Flim1 Flim2GYY—FlimSTYSFmin=2.62；YGFpz查表则有：2YFa1S =1.5；Y=Y=1；Y=2Fmin N1 N2ST220x2= ——x1=293.33MPa1.5=2.17；Y=1.59；Y =1.80；Fa2 sa1 sa2Y=0.68£2KT 2x1.898x84.67x103g= 4YYYY= x2.62x1.59x0.68x0.90=90.87MPa<gF1bdmFa1sa1£P 70x57.25x2.25 Fp11nYY 2.17x1.80g=g Fa2sa2=84.82x =79.53MPavgf2 f1yY 2.62x1.59 fpFa1sa1所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。

3.2.3、低速级齿轮设计计算、查取教材可取得：K二1.25 ,K二1.15 ,K=1.2 ,K=1.1a v a pK=KKKK=1.25x1.15x1.2x1.1=1.898AVap传动比i二3.01由表查得各数据如下：2Z二2.50,Z=189.8,Z二0.88，取卩=10则Z=0.99HE £ °P、接触疲劳施用应力查图可知：o=o=590MP;S二1.1Hlim3Hlim4 Hmin则应力循环次数：注释：一天16小时，五年，一年250天计算TOC\o"1-5"\h\zN=60njL=60x134.27x1x16x5x250=1.61x注释：一天16小时，五年，一年250天计算N=N/i=1.61x108/3.01=0.54x1084 3 2又查图可取：Z=Z=1.2贝UN1 N2oZ 590x1.2o =—HLlimN= =643.64MPHP3 HP4 S 1.1Hmin、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数屮二1.2ZZZZ—ZZZZ—H__E£__P-oHP\22KT(u+1)• 1• 丿屮 u丿 d(2.47x189.8x(2.47x189.8x0.88x0.99\643.642x2x】・898x345・29x103x(3^)1.23.01=83.68mm4）、确定中心距aa>#（1+z；）= x（1+3.01）=167.78mm就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定a=175mm。5）、选定模数m、齿数z、z和螺旋角pn 3 4n-n-2cosp(z3+z4)x2 013. 26—.一般z—17〜30,p—8〜15。初选z—25，卩—10，贝Uzx2 013. 26—.4 3 2取z—66，则42acosp 2x175xcos10m— — —3.917nz+z22+6634由标准模数取m—4,P—10n °2acosp 2x170xcos10z+z— — —86.173 4m 4n取z+z—8634z+z86贝U z—3 4— —21.453 1+i1+3.012

取z=213z=86-21=654齿数比：z/z=65/21=3.09543与i=3.01的要求比较，误差为A=2.8%，可用。于是2卩=cos-1mn(z3+z4)=cos-1_1^£=10.6243=1037'28〃2a 2x175 ° °满足要求。6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮大齿轮mzd=—^33小齿轮大齿轮mzd=—^33cos卩4x21cos10.735=85.47mmd=4mz n~~4cos卩7）、齿轮工作宽度4x65cos10.6243o=264.54mm圆整大齿轮宽度取小齿轮宽度b=屮d=1.2x83.68=100.4mm圆整大齿轮宽度取小齿轮宽度b=100mm2b=105mm18)、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：o=o =220MPa;S=1.5;Y=Y=1;Y=2Flim1 Flim2 Fmin N1 N2 SToY 220x2o=—Fiims^Y= x1=293.33MPaFpSN1.5Fmin根据z、z查表则有：Y=2.76;Y=2.26;Y=1.55;Y=1.74;Y=0.68;4 Fa3 Fa4 sa3 sa4 8Y=0.90P则oF3oF4bdmoF3oF4bdmFa3sa38P33n

YY=o —Fa4_sa4=95.60xF3YY2x1.898x345.29x103~~105x85.47x42.26x1.742.76x1.55x2.76x1.55x0.68x0.90=95.60MPa<o=87.88MPa<oFPFpFa3sa3所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理所以齿轮的基本参数如下表2.1所示:表2.1h*=1 c*=0.25a 名称符号公式齿1齿2齿3齿4齿数zz251062165传动比ii4.243.095模数mm2.254螺旋角PP10446〃1037'28〃分度圆直径dd=mz057.25242.74085.47264.54

齿顶高hah=h*ma a2.252.2544齿根高hfh=(h*+c*)mf a2.81252.812555齿顶圆直径dad=d+2ha a61.75247.2493.47272.54齿根圆直径dfd=d一2hf f51.625237.11575.47254.54中心距aa=m(z+z)/212150175齿宽bb=屮dd170751051004、总装配设计计算4.1、轴系零件设计计算4.1.1、输入轴的设计计算1） 、材料：选用45号钢调质处理，C=1102） 、各轴段直径的确定：由d由d二C3''-np=5.11kw,n二576r/min,则d>110d>1101因为装小带轮的电动机轴径d=38，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且d二（0.8~1.2）d，取d二30,L二60mm,11因为大带轮靠轴肩定位，所以取d二35,L二二34（初步估算）21,22d段装配轴承，取d=35，选用30307轴承，L二22.75,3 3d段是定位轴承，取d=45,L根据箱体内壁线确定后再确定，初定为135mmo44查手册得t=3.3，得e二0.0125<2.25x1.2宇2.8125因此做成齿轮轴•此时齿宽为130。d段为齿轮定位段，d=45，初定L=15666d装配轴承所以d=d=45，L=L=22.75773733）、键的设计与校核:根据d广30mm,T二84.67N严，由于d广30在30口38范围内，故d轴段上采用键bxh:8x7,采用A型普通键：Li=60mm综合考虑取1=52mm。查表，t]=5060,bU=36.65Mpav「q]4T 4=36.65Mpav「q]Q= 1=——dhl30x7x（52-8）所选键为：bxhx1:8x7x52强度合格。4.1.2、中间轴的设计计算1） 、材料：选用45号钢调质处理，C=1102） 、各轴段直径的确定：由d二C3牛,p=4.86kw,n=134.27r/min则di'1103誥=3639mm，d1段要装配轴承，取d=50，选用30310轴承，初步取L=55，d2装配低速级小齿轮，且d>d取d=52，L=100，22122d3段主要是定位高速级大齿轮，取d3=64，匕=12，d4装配高速级大齿轮，取d=52，L=6044d5段要装配轴承，取d=50，L=52553）、键的设计与校核已知d=d=52,T—345.29N.m,由于d>（44〜50）,所以取bxh:16x10,采用a型普通2 4 2 2键：取键长为86和56有tb]—100口120键的校核为：Qb1[Q]b气—4x345・29x103—37.94Mpa<[c]dhl52x10x键的校核为：Qb1[Q]b4T2-4x345・29x103—66.40Mpa<dhl52x10x(56-16)

所选键为：bxhxl:16xlOx86bxhxl:16xlOx564.1.3、输出轴的设计计算1）、选择轴的材料：选材45钢，调质处理，查表有机械性能为[5]=60MPa,5=64OMPa,§=275MPa,t=155MPa-1b b 一1 -12）、初步确定轴的最小直径p=4.62p=4.62kw,3n=44.6r/min,T3=987.98N、乍，取C=112d=Cmind=Cmin446=52.61mmP=112xn因为最小直接是安装联轴器，所以要确定联轴器，有：取K=1.3A联轴器的计算转距T=K取K=1.3AcaA3T=KxT=1.3x987.98=1.28x103Nm

ca A3 口查手册有选择联轴器为弹性柱销联轴器：型号如下LX3联轴器"6°x107 标准（GB5014-2003）,其工称转距为2500N.m,故轴3的JA55xl07最小直径取d=60;半联轴器长度L=107mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度minL=142mm。13）、轴的结构设计1、确定轴的零件安装方案和轴向各尺寸d段装配联轴器并开键槽，所以取d=60mm，L=120mm。111d定位轴段取d=65mm，L=55mm22d装配轴承，选用30313轴承，取d=65mm,L=36mm查手册，此尺寸符合轴承盖TOC\o"1-5"\h\z3 3和密封圈标准。d定位轴段，取d=73mm，L=97mm4 3d安装齿轮，取d=67mm,L=95mm（因为齿轮宽为100mm）5 5d装配轴承，选用30313轴承，取d=65mm,L=6566至此，初步确定了轴的各段直径和长度轴3的结构、尺寸如下所示：d6d5d4d3d2d1d6d5d4d3d2d12、轴的周向定位齿轮和联轴器的周向定位均采用平键联接。齿轮与轴的联接选择已知d二67,T二987.98N.m,由于d>(65〜75),所以取bxh:20x12,采用A型普通TOC\o"1-5"\h\z2 5键：取键长为74,有匚」=150200，标准(GB1096-2003)b 口4T 4x987.98x103 「1键的校核为： ◎=3= =94.52Mpa<「◎Jbdhl67x12x(72-20) b所以所选键为：bxhxl:20x12x74同理可选取联轴器与轴的联接选用平键为：bxhxl:18x11x102、校核轴的强度

图1查表有圆锥滚子轴承的a二29所以确定轴的支承跨距l=81,l=159,l=811 2 31、 画受力简图1-1,将轴上的作用力分解为水平面受力1-2和垂直面受力1-42、 求作用在齿轮上的力分度圆直径d=264.53mm，所受力矩T=987.98N严圆周力F=圆周力F=2T3=2x98798x103=7469Nt~d 264.53径向力Fr轴向力F径向力Fr轴向力Fa=Fn=7469x =2764Ntcos卩 cosl0°37'28"=Ftan卩=7469xtanl0°37'28"=1400N3、3、求作用在轴上的支反力水平面内支反力R+R=FH1 H2 t得 R=4895NH1垂直面内支反力：Fx81=Rx(81+154)tH2R=2574NRR+F+R=0V1 rH2R(81+154)-Fx154-M=0v1 raFdM二电二185171N*m=165N得R=2599N RV1V24、 作出弯矩图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：

M=Rxl=396495Nrmm M=Rxl=210519NrmmTOC\o"1-5"\h\zHH11 V1 v11M=M一M=25348NrmmV2 V2 a总弯距M=JM2+M2H VM=448917N严m M=397304N严m5、 作出扭矩图1 2扭矩图如图1-7（图中已把T折算成了aT）6、 作出计算弯距图M =、］M2+（（xT）2=J3973042+（0.6x987980）2=713616N-mmca2M=M=448917Njnmca1 1 U7、校核轴的强度MM— MM— ca— ca一caW0.1Xd3忒乔=23.73MPa 故安全。5）、精确校核轴的疲劳强度1、判断危险截面经分析，可以判断轴的各个截面中只有V截面需要校核2、截面V左侧抗弯截面模量按表11.5中的公式计算W=0.1d3=0.1x653=27463mm3抗弯截面模量W=0.2xd3=0.2x673=54925mm3f~ri弯曲M与弯曲应力为T81一44M—448917x —205060Nmm81 HM205060q== — —7.47MPabW27463截面上的扭转切应力T987980t==-^— —17.99MPatW54925因d=H=0.031，7=H=1.031，得a—2.0,a—1.31Q T又材料的敏感系数为q=0.82，q=0.85QT故有效应力集中系数为k—1+q（a一1）—1+0.82X（2.0一1）—1.828 Q Qk—1+q（a一1）—1+0.85X（1.31-1）—1.26T TT又有尺寸系数£—0.97;扭转尺寸系数£—0.8288轴按磨削加工，得表现质量系数为卩-卩-0.928T轴未经过表面强化处理，即有卩-1q故得综合系数为有材料的特性系数计算安全系数k 1 1.821K=——1= + —1=2.808 8 卩 0.970.9288K=T+一1=T8卩T T旦+丄-1=1.620.82 0.92屮=0.1 0.2,o屮=0.05 0.1,T取屮=0.1o取屮=0.05o275o= 1Ko+屮o2.80x7.47+0.1x0oaom=13.15ScaSST= -1 KT+屮TT Tm155 =10321799 1799=1.62x+0.05x2213.15x10.32=8.12口S=1.5，故可知其安全。13.152+10.322 u3、截面V右侧抗弯截面模量按表11.5中的公式计算W=0.1d3=0.1x673=30076mm3抗弯截面模量弯曲M与弯曲应力为W=0.2xd3=0.2x673=60152mm3T截面上的扭转切应力T过盈配合处的k扎值,8881-44M=448917x- =205060Nmm81 FM205060o== = =6.82MPabW30076T987980

= =16.4MPaW60152并以k沱=0.8kb，于是得TT 8e8k■■■'£8=3.1688轴按磨削加工，得表现质量系数为卩故得综合系数为k,-■£=0.8x3.16=2.53TT=P=0.92T1-1=3.16+-1=3.25k8K8=』+-88卩8KT=性+ -1=2.53+18t %0.92-1二2-63计算安全系数275o= -1Ko+屮o3.25x6.82+0.1x0oaomT= -1 =12.41TKT+屮TTTm155 =7.0816.4 16.42.62x+0.05x—22ScaSS12.14X7.08■S2+S2飞12.142+7.082¥G T=6.12口S=1.5,故可知其安全。(GB/T297-1994)(GB/T297-1994)(GB/T297-1994)(GB/T297-1994)4.1.4、轴承的选择计算1)、选择轴承输入轴轴承1圆锥滚子轴承30307中间轴轴承2圆锥滚子轴承30310输出轴轴承3圆锥滚子轴承303132)、校核轴承(输出轴轴承校核)IIS1Fa=1400S211RV1=2599NRV2=165N轴承部件受负荷示意图查手册得C=195000NNC=242000Nr0r由表8.6查得负荷系数f=1.3

p1、计算轴承派生轴力S、S12R=5542NR=2579NR=5542NR=2579N12¥V H轴向载荷为：A=1400N即有由表8.5查得y=0.40cota=1.71A：A：R