2023年同轴式二级圆柱齿轮减速器

*军大旱

机械基本综合课程设计阐明书

设计题目：

学院：机械工程学院

专业年级：

姓名：

班级学号：

指导教师:

二。年月日

目录

一、课程设计任务书-----------------------------------1

二、传动方案确定与分析----------------------------2

三、电动机选用------------------------------------3

四、计算总传动比及分派各级传动比---------------------4

五、动力学参数计算------------------------------------5

六、传动零件设计计算------------------------------6

七、轴设计计算------------------------------------9

八、滚动轴承选用及校核计算------------------------12

九、键连接选用及校核计算--------------------------14

十、联轴器选用及校核计算--------------------------15

十一、减速器润滑与密封-----------------------------16

十二、箱体及附件构造设计---------------------------17

设计小结----------------------------------------------18

参照文献----------------------------------------------19

一、课程设计任务书

设计一用于带式运送机上同轴式二级圆柱齿轮减速器

1.布总体置简图

2.工作状况

工作平稳、单向运转

3.原始数据

运送机卷运送带卷筒直径带速容使用年工作制

筒扭矩(N速度(mm)许偏差限(年)度(班/

•m)(m/'s)(%)日)

12501.454205101

4.设计内容

(1)电动机选用与参数计算

⑵斜齿轮传动设计计算

⑶轴设计

(4)滚动轴承选用

(5)键和联轴器选用与校核

(6)装配图、零件图绘制

⑺设计计算阐明书编写

5.设计任务

(1)减速器总装配图1张(1号图纸)

⑵齿轮、轴零件图各一张(3号图纸)

(3)设计计算阐明书一份

(4)装配草图一张

三、电动机选用

1.1电动机类型选用

电动机类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电

动机。

1.1电动机功率选用

根据已知条件计算出工作机滚筒转速为：

nr=60xlOOOv/^D=60x1000x1.0/(220X3.14159)-86.8112

r/min

工作机所需要有效功率为：

nFV,2600x1.0,0-

=----kw=-----------kw—乙OAJF

10001000

为了计算电动机所需功率，先要确定从电动机到工作机之间

总效率。设为弹性联轴器效率为0・99,为齿轮传动(8

级)效率为0.97.为滚动轴承传动效率为0.98,为鼓轮效

率为0.97。则传动装置总效率为：

〃总二〃联轴器X轴承X丁齿轮X"联釉发X〃鼓轮

=0.99x0.983x0.972x0.99x0.97=0.0.8419

电动机所需功率为：

%=p、v/n=2.6/0.8419=3.0883威

池地能ft动比夕40,则喇1造曲J选范为

符合这一范围同步转速有750、1000、1500和300r/min。由机械设

计手册与实际经验选出电机型号Y112M-4

表1-1电动机技术数据及计算总传动比

转速

额定功率质量参照价格

方案型号(r/min)总传动比

(kW)Kg阮)

同步满载

1

2

把这两种方案进行比较，方案1电动机质量最小，1介格廉价，

不过总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制导致本高，枚J造不紧凑

故不可取，为了能合理地分派传动比，使传动装置构造紧:凑，综合

考虑两种可选方案后，选用方案2比较合适。

选用方案2电动机型号Y112M-4,根据机械设计手册查得电动机重

要参数如表1—2所示。

表1—2Y132S-6电动机重要参数

型号中心高H/mm轴伸/mm总长L/mm

1.装置运动及动力参数计算

2.1传动装置总传动比和分派各级传动比

根据电动机满载转速和鼓轮转速可算出传动装

置总传动比为：

i=.=1440/86.8112=16.59

心

①双级圆柱齿轮减速器分派到各级传动比为：

速级传动比为：===4.8193

②低速级传动比为：=/=16.59/4.8193=3.4424

a)2.2传动装置运动和动力参数计算：

各轴转速计算：

n'=zl,n=1440r/niin

%=〃"彳=1440/4.8193=298.7986r/min

&二%/，2=298.7986/3.4424=86.7995r/min

“4=〃3=86.7995r/min

b)各轴输入功率计算：

6=•〃]=3.0883x0.99=3.0574kW

A〃2，3=3.0574X0.99X0.97=2.9360kW

8二鸟〃2力=2.9360x0.99x0.97=2.8218kW

与二巴〃।%=2.8218x0.99X0.99=2.7656kW

c)各轴输入转矩计算：

T\=pjn}=x.0574/1440=20.2765N•m

72=P2/n2=x.9360/298.7986=93.8386N・m

%=g/〃3=x.8218/86.7995=311.1249N•m

TA=p4/〃&=x.7656/86.7995=304.2815N•m

由以上数据得各轴运动及动力参数见表1—3。

1-3各轴运动及动力参数

转速

轴号功率P/kW转矩T/N.mn传动比

n/(r/min)

114403.057420.2765

4.8193

2298.79862.936093.8386

3.4424

386.79952.8218311.1249

1.0000

486.79952.7656304.2815

六、传动零件设计计

＞直齿轮传动设计计算

（1）按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动

比。

（2）选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数

①选用直齿圆柱齿轮

②运送机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度

（GB10095-88）

③由《机械设计》表10-1选用小齿轮材料为40Cr（调质），硬

度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs，两

者硬度差为40HBSo

④选小齿轮齿数：大齿轮齿数

则齿数比u="=4.83

24

（3）按齿面接触强度设计

按式（10-11）试算，即

公小竺冬冬

V，，⑸]

①确定公式内各计算数值

a）试选载荷系数1=1.3

b）由图10-20选用区域系数=2.5

c）查得，

d）小齿轮传递转矩

e）由表10-7选用齿宽系数①

f）由表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8MP/

g）由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限

=600M^/；大齿轮接触疲劳强度极限

=550MPa

由式10T5计算应力循环次数:

h）由图10-23查得接触疲劳寿命系数

计算接触疲劳许用应力：

取失效概率为1龈安全系数S=l,由式（1074）得

i）许用接触应力

②计算

试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

a）计算圆周速度

b）齿宽b及模数小

c）计算纵向重叠度与

d）计算载荷系数K

由表10-2查得使用系数根据，8级精度，由

图10-8查得动载系数；由表10-4查得值与直齿轮相似,

故；表10-3查得；图10T3查得

故载荷系数：

按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（lOTOa）得

c）计算模数/

（4）按齿根弯曲强度设计

由式（10-17）

①确定计算参数

a）计算载荷系数

根据纵向重叠度，从图10-28查得螺旋角影响系

数

b）计算当量齿数

c）查取齿形系数

由图10-17查得

d）查取应力校正系数

由图10-18查得

e）计算弯曲疲劳许用应力

由图10-2仍查得小齿轮弯曲疲劳强度极限

;大齿轮弯曲疲劳强度极限

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数

取弯曲疲劳安全系数S=L4,由式（10-14）得

计算大、小齿轮，并加以比较

大齿轮数值大

②设计计算

对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数不小不小

于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，取，己可满足

弯曲强度。但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度

算得分度圆直径来计算应有齿数。于是由

(5)取，则

(6)几何尺寸计算

①计算中心距

将中心距圆整为222mm

②按圆整后中心距修正螺旋角

因值变化不多，故参数等不必修正

③计算大、小齿轮分度圆直径

④计算齿轮宽度

圆整后取

由于是同轴式二级齿轮减速器，因而两对齿轮取成完全同样，

这样保证了中心距完全相等规定，且根据低速级传动计算得出

齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传

动规定。

地了使中间高速级低速级

艇t大小齿

向力可

以娜抵消

一某曳故

高速级、齿小齿轮大齿轮小为轮大齿轮

轮采用铁，

大齿轮采南、

右旋，低速\

M、齿轮右

仑左

旋。

传动比

模数(mm)

螺旋角

中心距(mm)

齿数

齿宽(mm)

分度

直圆•

径齿根

(m园•

m)齿顶

圆

旋向

七、轴设计计算

＞轴设计计算

1.高速轴设计

(1)高速轴上功率、转速和转矩

转速(“min)高速轴功率(攵卬)转矩T(N・m)

5X410.56207.22

(2)作用在轴上力

已知高速级齿轮分度圆直径为d=98.75mm

2T__2_x_2_0_7.22

d-111.00x10-3二3733.69N

=Rtana”=373369x火20°=J39669yv

cos/?cosl3.35°

=Etan尸=3733.69x吆20。=1396.69N

”,=1936.4N

(3)初步确定轴最小直径

先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢，调

质处理。根据表15-3,取，于是得

d=A（）=112x=29.38m〃7

因为dW100mm,轴上有一个键槽，所以增大5%

dinjn=d(1+0.05)=29.38x1.05=30.85mm

取d=35mm

（4）轴构造设计

1）拟订轴上零件装配方案（如图）

IIIIIIIVVVIVII

①为了满足V带轮轴向定位，17【轴段右端需制出一轴肩，故

取IITH段直径dII-in=37mm。V带轮与轴配合长度Ll=99mm,为

了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴端面上，故I-1【段

长度应比L1略短某些，现取LI-II=95ninio

②初步选用滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故

选用单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据dll-lll=37mm,

由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组、原则精度级单列圆

锥滚子轴承30308,其尺寸为dXDXT=4（）mmX90mmX

25.25mm,故dIII-IV=dVlI-\,rDl=40mm；而LHI-IV=24+24=48mm,L

V-VI=15mmo

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型

轴承定位轴肩高度h=5mm,因而，套筒左端高度为5mm,dV-

VI=50mmo

③取安装齿轮轴段IV-V直径dN-V=45mm,取Ll\r-V=115mm

齿轮左端与左端轴承之间采用套筒定位。

④轴承端盖总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖构造设计而

定）。根据轴承端盖装拆，取端盖外端面与V带轮右端面间距离

L=24mm,故取LII-III=60mmo

至此已初步确定了轴各段直径和长度。

3）轴上零件轴向定位

V带轮与轴周向定位选用平键10mmX8mmX80mm,V带轮与轴

配合为H7/r6；齿轮与轴周向定位选用平键14mmX9mmX90mm,为

了保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂与轴配合为

H7/n6；滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴直径

尺寸公差为m6o

4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参照表

15-2,取

轴端倒

角，各直径

长度（mm）配合阐明

圆角半(mm)

径见图

轴段编

号

I-II9535与V带轮键联接配合

II-III6037定位轴肩

与滚动轴承30307配合，套筒定

HI-IV4840位

IV-V11545与小齿轮键联接配合

V・VI1550定位轴环

vi-vn2640与滚动轴承30307配合

总长度359mm

（7）求轴上载荷

首先根据轴构造图作出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，

从手册中查取a值，对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查

得a=19.5mm。因而，轴支撑跨距为Ll=129mm,

L2+L3=83.5+76.5=160mmo

根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图以及弯矩

和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面。先计算出截面C处

MiuMv及M值列于下表。

载荷水平面H垂直面v

0,000,

支反力F

C截面弯M口=FNH?x右=14638N-mmMy=FNY?X+M4

矩M=203865N-mm

总弯矩MZNM:+M：=Jl46038?+203865?=250775N.〃im

扭矩T=2072207VW/AZ

(8)按弯扭合成应力校核轴强度

根据式(15-5)及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，

取,轴计算应力

J^2+(aT)2J2507752+(0.6X207220)2”……

cr=----------.....—=--------------~r----------」Mpa=30.72Mp,i

caW0.1x45'

已选定轴材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得。因而

故安全。

＞中速轴设计

(1)中速轴上功率、转速和转矩

转速(r/min)中速轴功率(Hv)转矩T(N・〃z)

195.9710.14494.14

(2)作用在轴上力

己知高速级齿轮分度圆直径为，则

2T_2x494.14

二2967.81N

7-333.00x1()-3

小粤广2967.Q篇/W

Fa]=7；tan/?=2967.81x^20°=1080.227V

已知低速级齿轮分度圆直径为，根据式则

F2x494.14

=8903.42N

门"Hl.OOxIO-3

■号=89。3必潦蒸=3330.58N

"2=耳tan尸=8903.42x%20。=3240.58/V

(3)初步确定轴最小直径

先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢，调

质处理。根据表15-3,取，于是得

43-^=112x3/10,14=41.74W/72

VnV195.97

因为dW100mm,轴上有一个键槽，所以增大5%

d,、、；,、=d(1+0.05)=41.74x1.05=43.83mm

（4）轴构造设计

2）根据轴向定位规定确定轴各段直径和长度

①初步选用滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，

故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据dI-II=dV-

VI二50m叫由轴承产品目录中初步选用原则精度级单列圆锥滚

子轴承30310,其尺寸为dXDXT=50nlmXI10mmX29.25mm,故

LI-n=LV-VI=29+20=49mmo

两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型

轴承定位轴肩高度h=5mm,因而，左边套筒左侧和右边套筒右

侧高度为5mmo

②取安装大齿轮出轴段U-m直径d”n=50mm；齿轮左端与左端

轴承之间采用套筒定位。

③为了使大齿轮轴向定位，取din-I\^66mm,又由于考虑到与

高、低速轴配合,取Lin-IV=110mm。

至此，已初步确定了轴各段直径和长度。

3）轴上零件轴向定位

大小齿轮与轴周向定位都选用平键18mmXllnmX90mm,为了保

证齿轮与轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂与轴配合为H7/n6；

滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公

差为m6o

4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参照表15-2,取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编

长度（力/〃）直径（〃加配合阐明

号

I-H5450与滚动轴承30309配合，套筒定

位

II-III11060与大齿轮键联接配合

HLIV11065定位轴环

IV-V11560与小齿轮键联接配合

V-V15450与滚动轴承30309配合

总长度433mm

（5）求轴上载荷

首先根据轴构造图作出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，从

手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得

a=23mmo因而，轴支撑跨距为

Ll=78.5mm,L2=217.5,L3=81mm<,

根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图以及弯矩

和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面。先计算出截面C处

MH、Mv及M值列于下表。

载荷水平由1H垂直面v

FNH\=1第NFNV\=2262N

支反

力

F儿:歌

25NFW2=3597N

C截面My=FNV2X乙3+Ma2

口X

M=FNH2^3=734265N•mm4=3C

弯矩M=424084N-mmJlMpa

总弯

==V7342652+4240842=847934N・〃m

矩111V11»

扭矩T=688490N•mm安全

取，轴计算应力

7M2+(6ZT)278479342+(0.6x688490)2

=46.38必。

0.1x603

＞已选定轴材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得。因而，

故安全。

＞低速轴设计

(1)低速轴上功率、转速和转矩

转速(“min)中速轴功率(攵卬)转矩T(Nm)

65.769.741414.49

⑵作用在轴上力

已知低速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14),则

2T_2x1414.49

=8495.44/V

333.00x1(F3

Fr='⑦吟=8495.44x9伊=3177.96N

cos/?cosl3.35°

F0=匕tan0=8495.44x吆20。=3092.097V

(3)初步确定轴最小直径

先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢，调质

处理。根据表15-3,取，于是得

因为d«100mm,轴上有一个键槽，所以增大5%

d,、、；n=d(1+0.05)=59.26x1.05=62.22mm

(4)轴构造设计

1)拟订轴上零件装配方案(如图)

IIIinIVvVIvn

①为了满足半联轴器轴向定位，vi-\川轴段左端需制出一轴肩，

故取V-VI段直径dV-VI=75mnio半联轴器与轴配合毂孔长度

Ll=107mm,为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴端

面上，故VI-VII段长度应比L1略短某些，现取LVI-Vn=105mm。

②初步选用滚动轴承。因轴承同步受行径向力和轴向力作用，故

选用单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据dVI-Vn=75mm,由

轴承产品目录中初步选用原则精度级单列圆锥滚子轴承30317,

其尺寸为dXDXT=85mmX180mmX44.5mm,故dI-II

=dlV-V=80mm；而LI-Il=45mm,LIV-V=45+20=65mmo

左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30317型

轴承定位高度h=6mm,因而，获得d[]-in=97mm。右端轴承采

用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mmo

③取安装齿轮出轴段IILIV直径d【H-IV=95mm：齿轮右端与右端

轴承之间采用套筒定位。己知齿轮轮毂宽度为115mm,为了使

套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取山1-

IV=1lOmmv

3）④轴承端盖总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖构造设计

而定）。根据轴承端盖装拆，取端盖外端面与联轴器左端面间

距离L=30mm,故取LV-VI=60mm。

4）至此，己初步确定了轴各段直径和长度。

5）轴上零件轴向定位

6）半联轴器与轴联接，选用平键为20mmX12mmX85mm,半

联轴器与轴配合为H7/k60齿轮与轴联接，选用平键为25mm

X14mmX95mm,为了保证齿轮与轴配合有良好对中性，故

选齿轮轮毂与轴配合为H7/n6o

7）确定轴上圆角和倒角尺寸

参照表15-2,取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编长度直径

配合阐明

号(mm)(mm)

I-II455与滚动轴承30314配合

II-III1597轴环

与大齿轮以键联接配合，套筒定

III-IV11090位

W-V6585与滚动轴承30314配合

与端盖配合，做联轴器轴向定位

V-VI6079

V1-VII10574与联轴器键联接配合

总长度400mm

从手册中查取a值，对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查

得a=36mm。因而，轴支撑跨距为

L]+4=66.5+81.5=148/wn

根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图以及弯矩

和扭矩图可以看出截面B是轴危险截面。先计算出截面B处NU

及M值列于下表。

载荷水平面H垂直面V

=6356N%=11。5,

支反

力F

FNHI=5\86N%3221/V

B截面My=%，2xL2

MH=FNHIxLj=422674N•iwn

弯矩M=262512/VT?im

总弯

==A/4226742+2625122=497560N-mm

矩

扭矩T=2288240Mmm

（6）按弯扭合成应力校核轴强度

根据式（15-5）及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，

取,轴计算应力

J""?="9756。2+（。.6><228824。）2.os儿

'pa

“W0.1x903

（7）已选定轴材料为45Cr,调质处理。由表157查得。因而

,故安全。

（8）精确校核轴疲劳强度

1）判断危险截面

截面vvivn只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起应

力集中将减弱轴疲劳强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较

为宽裕确定，因此截面vvivn无需校核。

2）从应力集中对轴疲劳强度影响来看，截面III和N处过盈配

合引起应力集中最严重；从受载状况来看，截面B上应力最

大。截面in应力集中影响和截面iv相近，但截面in不受扭矩

作用，同步轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然

应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起应力集中

均在两端），而这里轴直径也大，故截面B不必校核。截面

In显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，键

槽应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核裁面N

左右两侧。

3）截面N左侧

抗弯截面系数W=0.1]=0.1x90\W=72900/7%

抗扭截而系数吗・=0.2[3=0.2x903，〃〃z3=145800mm3

截面N左侧弯矩为

90-525

M=497560x=2073\6Nm

90

截面IV上扭矩为T=2288240N•mm

207316

截面上弯曲应力ah=—=MPa=2.84WP。

W72900

24

截面上扭转切应力rr=—=2.0MPa=15.69M也

%145800

轴材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得

仆=735MPa,cr_1=355MPa,j=200MPa

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数按附表3-2

2二丝=].06

导条0gcl85

经插值后可查得=2.3,a.=1.32

又由附图3-1可得轴材料敏性系数为

qa=0.82,%=0.85

故有效应力集中系数为

"=1+七(a1)=1+0.82x(2.3-1)=2.07

kr=1+%(4-l)=l+0.85x(1.32-l)=1.27

由附图3-2得尺寸系数分=0.65

由附图3-3得扭转尺寸系数j=0.80

轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即Bq=l,则得综合系数值为

K=-^+--1=2.07I

a-------1-------1-=3.27

%"0.650.92

1I1.271."

K=----1-------1=-------1---------1=1.67

£tpr0.800.92

查得碳钢特性系数

团，取团；

团取团；

于是，计算安全系数值，按式（15-6）〜（15-8）则得

355

=28.35

Kq+%。也3.27x3.83+0.15x0

r1___________200

Kr+(pt,z-716.2516.25

r「r"%mi67X-----+0.075x-----

22

S’.=/°'=’.=12.63»S=

V28.352+14.112

故可知其安全。

4)截面IV右侧

抗弯截面系数W=。kf=o.1x853加3=6141和〃〃3

抗扭截面系数叫=0.2]=().2x85)〃〃3=122825mmy

截面IV右侧弯矩为

90-505

M=497560x…=207316N-m

90

裁面IV上扭矩为T=2288240N•mm

截面上弯曲应力%=5=MPa=3.3

1414490

截面上扭转切应力rr=—=MPa=11.52MPa

r

VVr122825

轴材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得

4=735MPa,b_|=355MPa,r_,=200MPa

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数按附表3-2

r2.0八皿D90.

——=——=0.024,——=—=1.06

D85d85

经插值后可查得%=2.2,%=1.30

又由附图3-/可得轴材料敏性系数为

qu=0.82,q,=().85

故有效应力集中系数为

=1+^(^-l)=l+0.82x(2.2-l)=1.98

《=1+%(%—l)=l+0.85x(1.30—1)=1.26(y(.a=20.03

由附图3-2得尺寸系数分=0.67

安全

由附图3-3得扭转尺寸系数%=0.82

轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即Bq=l,则得综合系数值为

1.98

H---1----=---3.04

(X670.92

,1.26

—1=--------1=1.62

0.820.92

又由§3-1和§3-2查得碳钢特性系数

团，取团；

0,取向；

于是，计算安全系数值，按式(15-6)〜(15-8)则得

355

=24.79

3.04x4.71+0.15x0

j_200

K7+07=।19.98cc19.98=11.81

r“I.62x-------+0.075X--------

22

24.79x11.81

=10.66»S=1.5

A/24.792+11.81

故可知其安全。

八、滚动轴承选用及校核计算

>轴承预期寿命4=10x365x8xl=2.92xl04/?

1.高速轴轴承

选用30308型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7,得，

(1)0Z0

(2)求两轴承所受到径向载荷口和£2

由高速轴校核过程中可知：

0,0

0,0

&=$FN”；+F—=Jl7492+(-2964)」=3442N

22

Fr2='FNH；+*=V1909+2398=3065N

(3)求两轴承计算轴向力七和入2

由《机械设计》表13-7得氏-£

2Y

2512

&==1012.7

2x1.7

1973

=9()1N

~2x1.7

由于心=908N

因此死,+5/2=1809N>E"

£L%+&=1809N

工2=%=90W

(4)求轴承担量动载荷6和鸟

5-1809

=0.53>e

Frt3442

七二901S0”=12.63

=0.29<e

Frl3065»S=1.5

由《机械设计》表13-6,取载荷系数

安全

P}=4(0.4Fri+KFai)=1.1X(0.4X3442+1.7x1809)=4897N

优=力,耳2=1.1x3065=3372N

(5)验算轴承寿命

由于，因此按轴承1受力大小验算

K)

106106(90.8V

5

Lh==5.78xlO/7>Lz；

赤R60x486.67<4.897J

故所选轴承满足寿命规定。

选用30310型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7,得，

e=0.357=1.7

(1)求两轴承所受到径向载荷配和工2

由中速轴校核过程中可知：

0,Q

国,0

22

Fri=恒「+小：=V709+2262=2396N

22

Frl=4FN/+F篇=V9065+3597=9753V

(2)求两轴承计算轴向力七和工2

由《机械设计》表13-7得此上

2Y

2396

=705N

-2x1.7

9753

Fd2=2869N

2x1.7

由于心=心一心=4424-1264=3460N

因此此+F,n=3160+2869N=6029N>%

6I=%+%=6029N

y%=2869N

(3)求轴承担量动载荷片和鸟

6029

=2.516>e

2396

FQ=2869

=0.2942<e

Frl9753

由《机械设计》表13-6,取载荷系数

《=£,(0.4Rj%“)=1.1x(0.4x2396+1.7x6029)=12328N

P,-1.1x9753-10728N

（4）验算轴承寿命

由于，因此按轴承1受力大小验算

S’”=10.66

10

106(c)106130»5=1.5

=2.69xl0"?>LJ

60xl40.6U2.328

安全

故所选轴承满足寿命规定。Lh=2.92x10%

、»低速轴轴承

选用30317型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7,得，

e=0.35Y=1.7

（1）求两轴承所受到径向载荷配和工2

由低速轴校核过程中可知：

0,0

0,0

乙=』FNH：+Fw：=V63562+1105.2=6460.V

Fr2=4FN/+七；=151862+3221=6105N

（2）求两轴承计算轴向力Fm和勺2

由《机械设计》表13-7得Fd=1

2Y

4439

Fdi==1900.V

2x1.7

_5979

=1796/

-2x1.7

由于以=4201N

因此鼠+5“=4201+1900=6101N>F{2

£i=£“=1900N

£,2=Ke+£”=6101N

(3)求轴承担量动载荷々和鸟F(l]=18097V

几=90IN

工幽=0.2941<e

F「6460

62=6101

=0.9993>e

Frl6105

由《机械设计》表13-6,取载荷系数

P、=于凡、=1.1x6460=7106N

P2=4(0.4R2+=1.1X(0.4X6105+1.7x6101)=14095N

(4)验算轴承寿命

由于，因此按轴承2受力大小验算

[=4897N

10

_106(Cv；106(305y

-60x40.66114.095；=1.I6X107/?>£,；

一丽〔可P2=3372N

\—/

故所选轴承满足寿命规定。

4=5.78x10$/?

>L；

满足寿命规定

F(ll=6D29N

Fa2=2869N

九、键连接选用及校核计算

由《机械设计》式(6T)得。

(1)键、轴和轮毂材料都是钢，由《机械设计》表6-2,取

(2)V带轮处键

取一般平键10x80GB1096-79

键工作长度l=L-b=S0-\0=70mm=

键与轮毂键槽接触高度A=0.54=0.5x8=4〃“〃"

2Txl03_2x207.22xl03「1P,=10728N

=42.89A/P6/<匕]〃=WOMPa2

kid~4x70x35

(3)高速轴上小齿轮处键

取一般平键14x90GB1096-79