带式运输机传动装置设计解读

1、学 号：Hubei Polytechnical University课程设计题目带式运输机传动装置设计教学院机电工程学院专业机械制造及自动化班级机械制造及自动化(专)2010(1)班姓名指导教师2012年 05月 28 日设计目的：机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专 业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运 用机械设计课程和其他先修课程的的理论与实际知识去分析和解决机 械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律

2、。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工 作能力，确定尺寸及掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和 维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装 置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料 和手册、运用标准和规定。一、确定传动方案 1二、选择电动机 1一、选择电动机 1二、计算传动装置的总传动比并分配各级传动比 2三、计算传动装置的运动参数和动力参数 2三、传动零件的设计计算 3(1) 普通V带传动4(2) 圆柱齿轮设计5四、低速轴的结构设计 7(1) 轴的结构设计7(2) 确定各轴段

3、的尺寸 8(3) 确定联轴器的尺寸 10(4) 按扭转和弯曲组合进行强度校核 10五、高速轴的机构设计 13六、键的选择及强度校核 13七、选择轴承及计算轴承的寿命 14八、选择轴承润滑与密圭寸方式 16九、箱体及附件的设计17(1) 箱体的选择17(2) 选择轴承端盖17(3) 确定检查孔与孔盖 17(4) 通气孔 17(5) 油标装置17(6) 螺塞 17(7) 定位销17(8) 起吊装置17(9) 设计小结1819参考文献一、确 定齿轮 传动方 案Fw(N)Vw(m/s)Dw(mm)n w(%)20002.7：3800.95：图A-1二、选 择电动 机（1）选 择电动 机1）选择电动机类

4、型和结构形式根据工作要求和条件，选用一般用途的丫系列三相异 步电动机，结构为卧室封闭结构2）确定电动机功率工作机所需的功率Pw（ kW按下式计算pW =FWVW1000 W=2000 7.71000 0.95=5.68kw电动机所需功率 P0 kW按下式计算Pw =58kw式中，n为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率，根 据传动特点，由表2-4查的：n带传动=0.96, 一对滚动轴承n 轴承=0.99，弹性联轴器n联轴器=0.99，一对齿轮传动n齿轮 =0.97，因此总效率n为2 2n n带n齿轮 n联轴器n联轴器=0.96汉0.97汉0.99 .二。.904P。Pw = 5.59n 0.90

5、4=6.28kwP0 =6.28kw机械传动装置一般由原动机、传动装置、工作机和机架四部分 组成。单机圆柱齿轮减速器由带轮和齿轮传动组成，根据各种 传动的特点，带传动安排在高速级，齿轮传动放在低速级。传 动装置的布置如图A-1所示确定电动机额定功率Pm=7.5kwnw=135.77r/min其中A-1Y132M-4 n m=1440r/mi n型号额定功率/kW满载转 速/r ?min-1额定 转矩最大转 矩Y132M -47.514402.22.2Pm（kW,使 Pm=（ 1 1.3 ） xPo =6.28 （1 1.3 ）=6.28 8.16查表 2-1，取 Pm=7.5（kW）3）确定电

6、动机转速 工作机卷筒轴的转速nw为n w=60x1000 Vw/3.14D=60X1000X2.7/3.14x380 =135.77r/min取V带传动的传动比i带=24 一级齿轮减速器i齿轮=35 传动装置的总传动比i总=620 故电动机的转速可取范围为nm=i 总皿=（620） x135.77=814.6r/min 2715.4r/min 选择同步转速为 1500r/m的Y系列电动机 Y132M-4, nn=1440r/min电动机的参数见表A-1表 （2）计算传动1）传动装置的总传动比为i总=n m/n w=1440/135.77=10.01I总=10.1装置的2）分配各级传动比总传动为

7、了符合各种传动形式的工作特点和结构紧凑，必须是各比级传动比都在各自的合理范围内，且使各自传动件尺寸协调合 理匀称，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮侵油深度合 理本传动装置有带轮和齿轮传动组成， 因i总=i带i齿轮，为使减速器部分设计方便，取齿轮传动比i齿轮=4.2，则带传i 齿轮动的传动比为=4.2i带-i总/i齿轮i带=10.01/4.2=2.53=2.53（3）计1）各轴转速nI算传动I 轴 n i= nm i 带=1440/2.53=569.17r/min=569.14r装置的U 轴 n n= n i/ i 齿轮=569.17/4.2=135.52r/min/mi n运动参滚筒轴 n

8、 滚筒=n n=135.52r/minn n = n 滚数和动筒力参数2）各轴功率=135.52rI 车由 PI =F0n 0= Pon 带=6.28X0.96=6.03kW/mi nU轴 PU =PI n IU = P I n 齿轮 n 轴承=6.03x0.97x0.99PI=5.79kW滚筒轴P滚筒=P n n u滚=P Un轴承n联轴器=5.79x0.99x0.99Kw=5.68 Kw3）各轴转速电动机轴 To=9.55X1O6 Po/ n m=9.55x106x6.28/1440N ?m=41649NmI 轴 ti =TLi 0i n 0】=T。i 带 n 带=41649x2.53x0

9、.96N?m=101157Nmn车由Tn =Ti i in n in = T I i齿轮n齿轮n车由承=101157.09x4.2x0.97x0.99 N?m=407992 N ?m滚筒轴T皿=T n i nm n nm = T n n轴承n联轴器=407992X0.99X0.99 N?m=399873 N ?m根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表, 见表A-2=6.03kw P n =5.79kw P滚筒 =5.68kw T0=41649 N?mT i =101157N ?m t n =407992 N?mT m =399873 N?m三、传 动零件 的设计 和计算表A-2参

10、数轴号电动机 轴i轴n轴滚筒轴转速 n/r?-1min1440569.17135.52135.52功率P/kW6.286.035.795.68转矩T/N?m41649101157407992399873传动比i2.654.21效率n0.960.960.98本题目高速级采用普通V带传动，应根据已知的减速器参数确 定带的型号、根数和长度，确定带的传动中心距，初拉力及张 紧装置，确定大小带轮的直径、材料、结构尺寸等内容（1普带传动的参数见表A-3 通V带传动表A-3项目P(/kWn n/r ?-1mini 01参数6.2814402.651）计算功率2）选择 V类型3）确定 V带基 准直径根据工作条

11、件，查教材表8-9取&=1.2Pc=Ka Po=1.2X6.28=7.536 Kw由 nm=1440 r?min-1、Pc=7.536Kw,查教材图 8-10，确定为 A型 V带由表8-10，表8-11选带轮基准直径，小带轮 dd1=125mm大带 轮d d1=125mm (n/n 2)x d d1=(1440/569.17)x125=331.64mm按表8-11将dd2取标准为315mm则实际从动轮转速：n 2=“x( d d1/ d d2)=1440x(125/315) r ?min-1=571.43r?mi n-1转速误差：(571.43-569.17)/569.17x100%=0.04

12、05% 允许Pc=7.536kwA型带dd1 =dd2=V=9.42m/s4)验算 由式 8-12 得 V=3.14x d d1X n 1/ (60X 1000)带速 V=3.14x125x1440/60x1000=9.42m/s带速在525m/s范围内，合适5）初定中心距ao由式 8-13 0.7(dd1+ d d2) a 0120 合适9)确定 带的根 数查表8-5，用插值法求得单根 V带的基本额定功率P=1.91kW按 A 型带和 dd1 查得 n1=1200r/min 与 n1=1460r/min 时，P。的值分别为 1.66、1.93，当 m=1400r/minPo=1.66+(1.

13、93-1.66”(146O-12OO)x(144O-12OO)=1.909kW查表8-6，用插值法求得增量功率 R=0.168kW查表8-7，用插值法求得包角系数K?=0.95查表8-8，带长修正系数kL=0.99由式8-17得Z Pc/( P o+A Po) K?kL=7.536心.91+0.168)x0.95x0.99=3.866取 Z=4根带的计算结果见表A-4Z=4根10)计算初拉11)作用在轴 上的力Dd1/mmDd2/mmV/m ?s-1Ld/m ma/mm?z/根A1253159.421800545160.14Fo=(5OO Pc/ZV)(2.5/K ?) -1+mv2=500x

14、7.536/(4x9.42)(2.5/0.95) -1+0.11x(9.42)=172.92N式中 m=0.11kg/m由式8-19得Fc=2ZF)si n?/2=2x5x172.92si n160.1/2=1364.384N表A-4Fo=172.92NFq=1364. 384N(2)圆 已知齿轮传动的系数，见表 A-5 柱齿轮表A-5设计1）选择 齿轮材 料项目Pi/kWn i / r ?-1mini齿轮参数6.03569.174.2减速器是闭式传动，可以采用齿面硬度w 350HBS的软齿面钢制齿轮。该齿轮传 动无特殊要求，故可采用普通齿轮材料，根据表10-6，并考虑 小齿轮的齿面硬度大于大

15、齿轮的齿面硬度 3050HBS的要求， 选小齿轮的材料42SiMn,调质处理，齿面硬度 217286HBS 大齿轮的材料45钢，正火处理，齿面硬度169217HBS选用 8级精度.小齿轮42Si Mn调质 大齿轮45钢正火选用8精 度2）按齿 面接触 疲劳强 度条件 计算小 齿轮直 径di首先确定式10-24中各参数；查表10-8取K=1.2查表10-10取d=1u=i=4.2T11=9.55 X 106 P /m =9.55 X 10.6.03/569.17N -mm=10117 N - mm查表 10-9 取 Ze=189.8查图 10-21 ；Hlim1= 700 Mpa，二 H lim

16、 2 =540 Mpa查表 10-11Sh =1由式 10-25 计算得二 Hlim1= 700 Mpa ，二 h lim2=540Mpa-H使用较小的-H 1=540 Mpa按公式 10-24 计算小齿轮直径：d1 汐32箸厂亍=6144mmK=1.2d=1T1=101176 N - mmZe=189.83）齿轮 的主要 参数和 计算几 何尺寸 H Iim1 =700 Mpa t J =540 Mpad1 =61.44mmZ1=30Z2=126m=2.5mm1）确定齿轮齿数：取消齿轮 乙=30,则大齿轮Z2= Z1i=30 X 4.2=1262）确定齿轮模数：m=c/ Z 1=2.05mm查

17、表10-1取标准 m=2.5mm3）计算齿轮传动中心距：a=m（Z+ Z2）/2=195mma=195mm d1=75mm d2=315mm b2=75mm b1=80mm4）计算齿轮的几何参数：分度圆直径di=75m4）校核 轮齿弯 曲疲劳 强度Z2=75mm,d=315m乙=2.5x126=315mm齿宽 b= ddi=1 x 75=75mm, 取 b2=75mm bi=80mm查表 10-12，查取 YFi=2.52 , Ysi=1.625 , YF2=2.16 , Ys2=1.81 查 10-22 得 ；f imi = 550MPa, ；f佃 2 = 410MPa 查表 10-11 取

18、 Smin=1由式 10-28 计算得 t f 550MPaL J2 = 410MPa按式10-26验算齿根弯曲疲劳强度2K2 12 101176孟*甘步茹粽52162育071叽升：二尹形匕二葺裂1F6216181=6751MP豕丘尸Qbm 轴上零件的布置：对于单级减速器，低速轴上安装一个齿轮，一个联轴器，齿轮 安装在箱体的中间位置；两个轴承安装在箱体的轴承座孔内， 相对于齿轮对称布置；联轴器安装在箱体的外面一侧。为保证 齿轮轴向位置，还应在齿轮和轴承之间加一个套筒 零件的装拆顺序轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装可以从左侧装拆，也可以75 75 25经验算，齿轮弯曲强度满足要求，故合格5）验算

19、 齿轮的 圆周速 度：d1 n160 1000-：75569 .1760 1000=2.23 m / s 2.23m/ s 齿轮传动 选8级精 度四、低 速轴的 结构设 计根据圆周速度 =2.23m/s，查表10-7可取齿轮传动为8级精 度课程设计一般是先设计低速轴，把低速轴设计出来后根据低速 轴的长度尺寸就可以确定箱体的宽度等尺寸，故先设计低速轴 低速轴的参数见表A-6（1轴 的结构 设计项目Pn /kWnn / r ?min-1参数5.79135.52表A-6从右侧装拆。本题目从方便加工的角度选轴上的零件从轴的右 端装拆，之论，套筒，轴承。轴承盖，联轴器依次从轴的左端 装入3) 轴的结构设

20、计为便于轴上零件的安装，把轴设计为阶梯轴，后段轴的直径大 于前端轴的直径，低速轴的具体设计如下轴段安装联轴器，用键周向固定 轴段高于轴段形成轴肩，用来定位联轴器 轴段高于轴段，方便安装轴承 轴段高于轴段，方便安装齿轮；齿轮在轴段上用键周向 固定轴段高于轴段形成轴环，用来定位齿轮轴段直径应该和轴段直径相同，以使左右两端轴承型号一 致。轴段高于轴段形成轴肩用来定位轴承；轴段高于轴段的部分取决于轴承标准轴段与轴段的高低没有什么直接影响，只是一般的轴身连 接低速轴的结构如图A-2所示图A-2(2)确 定各轴 段的尺 寸d1=40mmd2=48mmd3=d7=55m m d4=58mm1) 各轴段的直径

21、因本减速器为一般常规用减速器，轴的材料无特殊要求，故选择45钢，正火处理查教材知 45 钢的A=118107带入设计公式d _A3 P =(118 107)3 I?； =41.25 37.41mm考虑到该轴段上有一个键槽，故应将轴径增大5%d= (37.417 41.25)(1+0.05) = (39.28 43.31 ) mm查附录F，按联轴器标准直径系列取d1=40mm轴段1的直径确定为d1=40mm轴段2的直径d2应在d1的基础上加上两倍的定位轴肩高。这里取定位轴肩高 h12=( 0.07 0.1 ) d1=4mm,即d2=d+2h12=40+2 4=48mm轴段3的直径da应在d2的基

22、础上增加两倍的非定位轴肩高，但 因该轴段要安装滚动轴承，故其取直径要与滚动轴承内径相符 合。这里去 d3=d7=55mmds=68mmd6=65mmL4 =73mm轴段4上安装齿轮，为安装齿轮的方便，取h34=1.5mm取d4=58mr轴段 5 的直径 d5=ck+2h45=68mm hi2= (0.07 0.1 ) d4=5mm轴段6的直径d6应根据所用的轴承类型及型号查轴承标准取 得，预选该轴段用6311轴承(深沟球轴承，轴承数据见附录B), 查得 d6=65mm2) 各轴段的长度计算轴段L4与齿轮宽度有关L4略小于齿轮轮廓的宽度L齿轮丄4=2 3mmL 齿轮=75mmL4 = 73mm轴

23、段3的长度包括三部分，再加上 L4小于齿轮轮廓的数值(L 齿轮丄4)=(67.79-65.79)mm=2mm)，即 L3=B+A2+A3+2。B 为 滚动轴承的宽度，查附录B可知6311轴承的B=29mm A 2为齿轮端面至箱体内壁的距离，查表5-2，通常取A 2=1015mmA 3为滚动轴承内端面至减速器内壁的距离，轴承的润滑方式 不同A3的取值不同，这里选择润滑方式为油润滑，查表5-2，L3 = 51mm可取 A 3=3 5mm, 在此取 A 2=15mmA 3=5mm，L3 =B 232 =29+15+5+2=51mm轴段2的长度包括三部分：Ll1 e m，其中h部分为联轴 器的内端面至

24、轴承端盖的距离，查表5-2，通常取l1 =1520mm e为轴承端盖的厚度，查表5-7 (6311轴承D=120mmd3=10mr) e=1.2d3 =1.2 10=12mm; m部分为轴承盖的止口端面至轴承 座孔边缘距离，此距离应按轴承盖的结构形式、密封形式及轴 承座孔的尺寸来确定，要先确定轴承座孔的宽度，轴承座孔的 宽度减去轴承宽度和轴承距箱体内壁的距离就是这一部分的 尺寸。轴承座孔的宽度 L座孔=-c1 c2 6mm，、：为下箱座 壁厚，应查表5-3，这里取=8mm C1、C2为轴承座旁连接螺栓 到箱体外壁及箱边的尺寸，应根据轴承座旁连接螺栓的直径查 表5-3，这里取轴承座旁连接螺栓Md

25、=12mm查表5-3得：C1=20mm C2=16mm为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端 面应高于箱体的外表面，一般可取两者的差值为510mm故最 终 的 L座孔(820 16 50mm) 反 算m = L座孔-匚 3 - B (50 - 5- 29) 16mm则L2 =43mm(3)确 定联轴 器的型 号按扭转和 弯曲组 合进行 强度效 核L? =h +e + m = (15 + 12+16)= 43mm轴段1安装联轴器，其长度L1与联轴器的长度有关，因此先选 择联轴器的型号和类型，才能确定L1的长度。为了补偿和安装 等的误差及两轴线的偏差，优先考虑弹性套柱销联轴器，根据 安装联轴器轴段的

26、直径，查附录 F选联轴器的型号为TL7，联 轴器安装长度L=84mm考虑到联轴器的链接和固定的需要，因 此取 L1=82mm轴段5的长度L5及轴环的宽度b (一般b=1.4h45), h45=5mn取L5=7mm轴段6长度L6由厶2、 3的尺寸减去 L5的尺寸来确定，L6 =A2 +心3 L5 =(15 + 57)mm = 13mm轴段7的长度L7应等于或略大于滚动轴承的宽度 B,B=29mm 取 L7=31mm轴的总长度L总长度=L1 + L2 * L3 * L4 * L5 + L6 + L7= 82 +43+51 +73 + 7 + 13+31=300mm低速轴轴承的支点之间的距离为B29

27、1 =b2 +(也2 + 也3)江2 + M2=75 + (15 + 5)x2+x2=144mm 221) 绘制轴的计算简图为了计算轴的强度，应将载荷化简处理，直齿圆柱齿轮， 其受力可分解为圆周力F,径向力F。俩端轴承可化简为一端 活动铰链，一端固定铰链。如图A-3b，为计算方便，选择俩个 危险截面，1 1 ,11 11,1 1危险截面选择安装齿轮的轴段 中心位置，位于俩个支点的中间，距B支座的距离为 144/2=72mm;ll II危险截面选择在轴段4和轴段 的截面处，B距B支座的距离为| =一 +也2 +也3+2 =36.5mm。22) 计算轴上的作用力T = 9 55 汉 103 = 4

28、08020 N * mmnUL1=82mmLs=7mmL6 =13mmL7=31mm齿轮分度圆直径为齿轮的圆周力Ftd = 315mm2T _ 2 408020d 315=2590,6mm齿轮的径向力 =Fttan- -2590.6 tan、-942.9N m3) 计算支反力及弯矩(1) 计算垂直平面内的支反力及弯矩a、求支反力：对称分布，只受一个力，故Fav =Fbv =F/2=471.45Nb、求垂直平面的弯矩I I 截面：M v =471.45 72mm = 33944.41mmU U截面：M 3 =471.45 36.5mm =17215.225mm(2) 计算水平平面内的支反力及弯矩

29、a、求支反力：对称分布，只受一个力，故Fah 二 Fbh 二 Ft 2 =1285.3N b、求水平平面的弯矩I I截面：M|h =1285.3 72mm = 92541.6mmU U 截面：M jH =1285.3 36.5mm = 46913.45N m(3) 求各截面的合成弯矩I I截面r 22Ml j(M iv) (M ih) =98571mmn u截面/ 2 2M u =、M Lv M 加二49972mm(4) 计算转矩T=407992N ?mm(5) 确定危险截面及校核其强度按弯矩组合计算时，转矩按 脉动循环变化考虑，取:=0.6。按两个危险截面校核： II截面的应力(:T)20.

30、1d3I22.172152(0.6 407992)20.V583= 12.57MPauu截面的应力Jm 右十(GT)23 0遍2 2,.49972(0.6 407992)5.02Mpa0.1 55查教材表知AJ-55MPa。匚怕、匚ue都小于-j I - 55MPa ,故轴的强度满足要求高速轴的设计主要是设计各轴段的直径，为设计俯视图做准 备。有些轴段的长度可以根据轴上的零件来确定；有些轴段的 长度在确定低速轴处的箱体后，取箱体内壁为一直线就可确定 经设计，高速轴可以做成单独的轴而不是齿轮轴。为使零 件定位和固定，高速轴也和低速轴一样设计为七段，各轴段直 径尺寸为：高速轴的结构设计五、高 速轴

31、的 设计di = 25m md2 =30 mmd3 = 35 mm各轴的直径尺寸d4 =38mmd5 二 45m md6 =44 mmd7 = 35m m（1）选择键的尺寸低速轴上在轴段1和4各安装有一个键，按一般使用情况选择 采用A型普通平键联接，查教材表6-2选择键的参数，见表A-7轴段1d1=40mmbx h =128L1=80mm轴段4d2=58mmb 汉 h =16沢10l_2=70mm表A-7六键的 选择及 强度校 核标记为键 1GB/T1096键12 8 80键 2GB/T1096键16 10 70（2）校核键的强度轴段1上安装有联轴器，联轴器上安装有铸铁，载荷性质为轻 微冲击，

32、查教材表6-3 t J = 5060MPad1 =25mm d2 =30mm d3 =35mm d4 =38mm d5 =45mm d6 =44mm d? =35mm轴段4上安装齿轮，齿轮的材料为钢，载荷性质为轻微冲击,查教材表6-3 t J - 100120MPa静连接校核挤压强度:轴段1pi4Tdhl4 40799240 8 80= 63.75MPa二pi略大于许用应力，因相差不大，尺寸可用轴段44Tdhl4 40799240.20MPa 58 1070所选键的强度满足要求键连接强度满足要求1) 轴承型号的选择高速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为 6307 低速轴选轴承类型为深沟球轴承，型

33、号为 63112) 轴承的校核计算3) 高速轴：高速轴的外端安装有带轮，中间安装有齿轮，要 计算轴承的寿命，就要先求出轴承支座的支反力，进一步求出 轴承的当量动载荷，然后计算轴承的寿命画出高速轴的受力图并确定支点之间的距离见图A-5,带轮七、选 择轴承 及校核 轴承安装在轴上的轮懿宽 L= (1.52) L= (1.52) do, do为安装带 轮处的轴径，即高速轴的第一段轴径，dc= d1=25m m, L=37.550mn取第一段轴的长度为 50mm第二段轴的 长度取和低速轴的第二段轴长一样的对应关系，但考虑该轴段 上的轴承宽度(6307的B=21mm故该轴段的长也为45mm带轮 中心到轴

34、承 A支点的距离 La=45/2 + 50 + 21/2=83mm高速轴 两轴承支点距离为原低速轴的两支点的距离减去两轴承宽度 之差，应为138.79-5=134mm因对称布置故L1=L2=70.5mn高速 轴上齿 轮的受力和 低速轴的 大小相等，方向相反，即：Fn=942.9N, Ft1=2590.6N注：高速轴上安装有带轮，带对轴的压力Fr=1364.38N,作用在高速轴上，对轴的支反力计算有影 响，安装不同，该力对轴的支反力影响不同。在这里有三种情 况，在这可选一种本示列具体情况不明，故方向不确定，采用在求出齿轮受力 引起的支反力后直接和该压力引起的支反力相加来确定轴承 最后的受力因齿轮

35、相对于轴承对称布置，A,B支座的支反力数值一样，故 只计算一边即可。求轴承A处支反力： 水平平面：Fah 二 Fbh 二 Ft12 =2590.62 =1295.3N垂直平面：Fav 二 Fbv 二 Fr22 =942.92 =471.45N求合力Fa =Jf ：h + F Av =J1295.32 +471.452 =1295.39 N考虑到带的压力对轴承支反力的影响，因方向不定，以最不利 因素考虑：F ( LiL2 L3Far (L2 Li = 0F arF(L3 L2 Li)L2 Li1364.38 224141=2167.53N轴承受到的最大的力为FAmax =1295.39 2167

36、.53 = 3462.92N正常使用情况，查教材表14-5和14-7得：fT =1、fp =1.2、;=3查附录B：轴承6307的基本额定动载荷C =33.2kN，代入公式C1= 30.2kN 乞 33.2kN低速轴：正常使用情况，查教材表14-5和14-7得：fT =1、fp =1.2、；=3，查附录B:轴承6311的基本额定动载荷C =71.5kN ,因 齿轮相对于轴承对称布置，轴承的受力一样，可知算一处，计 算A处，当量动载荷代入公式t 22P = F AH F AV =1.295kNL60nI19700000N从计算结果看，高速轴轴承使用时间较短。按最短时间算，如 按每天两班制工作，每

37、年按250天机算，约使用四年，这只是 理论计算，实际情况比较复杂，应根据使用情况，注意检查， 发现破损及时更换。低速轴轴承因转速太低，使用时间较长， 实际应用中会有多种因素影响，要注意观察，发现破损及时更 换轴承的润滑方式取决于侵油齿轮的圆周速度，即大齿轮的的圆周速度，大齿轮的圆周速度二dan60 10003.1475 569.1760 1000=2.23m/s 2m/s应选择油润滑因轴的转速不高，高速轴轴颈的圆周速度为八、选 择轴承 润滑及 密封方 式二dan60 1000=0.837 : 5m / s选择接触式毡圈密封低速轴轴颈的圆周速度二dan60 10003.14 50 132.3560 1000=0.346 : 5m/s选择接触式毡圈密封 注：确定润滑方式后，就可以确定，段的轴长，装配 图的俯视图就基本完成一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖