双级圆柱齿轮减速器设计说明书1..

1、课程设计课程名称 机械设计基础题目名称 带式运输机传动装置学生学院材料与能源学院专业班级 材料加工（2）班学 号学生姓名指导教师目录机械设计基础课程设计任务书 .1一、传动方案的拟定及说明 .3二、电动机的选择 .3三、计算传动装置的运动和动力参数 .4四、传动件的设计计算 .6五、轴的设计计算 .15六、滚动轴承的选择及计算 .23七、键联接的选择及校核计算 .26八、高速轴的疲劳强度校核.27九、 铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 .31参考资料目录-14 -题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式

2、运输机传动装置（见图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。1动力及传动装置图1带式运输机传动装置图2参考传动方案D11课程设计的要求与数据已知条件：1.运输带工作拉力：F =2.6 kN ；2.运输带工作速度：v =2.0 m/s ；3.卷筒直径：D =:320 mm ；4.使用寿命：8年；5.工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;6 .制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1. 减速器装配图1张;2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）;3

3、 设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期-一-设计准备：明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教 1-201第18周一二二二传动装置的总体设计：拟定传动方案；选择电动机； 计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算：带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教 1-201第18周一 至第18周二-三减速器装配草图设计：初绘减速器装配草图；轴系部 件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算；减速器箱体及附件的设计教 1-201第18周二 至第19周一四完成减速器装配图：教 1-201第19周二 至第20周一五零件工作图设计教 1-201第20周周二六整理和编写设计计算说明书教

4、 1-201第20周周三至周四七课程设计答辩工字2-617第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1孙桓，陈作模机械原理M.北京：高等教育出版社，2001.2濮良贵，纪名刚机械设计M.北京：高等教育出版社，2001.3王昆，何小柏，汪信远.机械设计/机械设计基础课程设计M.北京：高等教育出版社，1995.4机械制图、机械设计手册等书籍。发出任务书日期：2008年6月23日计划完成日期：2008年7月11日指导教师签名：基层教学单位责任人签章:设计计算及说明结果一、传动方案的拟疋及说明传动方案给疋为二级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动 减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围， 以

5、便选择合适的传动机构和 拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nw，即60X000V60X000x2 一 .rw =鬼 119.4 r ； mintlDh x 320一般常选用同步转速为3000r/min的电动机作为原动机，因此传 动装置总传动比约为16-23。根据总传动比数值，可采用任务书 所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动二、电动机选择1 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的丫132M-4吗系列三项异 步电动机。它为卧式封闭结构2 .电动机容量1）卷筒轴的输出功率P w Pwh-h 2600 2.0 =5.2kW1000 10002）电动机输

6、出功率P dPd=”传动装置的总效率口 =普 吗 彎 匕 巴式中，耳1 n2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器3=0.99 ；滚子轴承口2=0.98 ;圆柱齿轮传动役=0.97 ;卷筒轴滑动轴承“4 = 0.95 ; V带传动口5 =0.96则 m =0.99 0.984 0.972 0.95 0.96 止 0.784nW =119.4r/mi nP/v = 5.2kWn 止 0.784Pd =6.63kW设计计算及说明结果故Pd Pw 5.2 6.63kWn0.7843 电动机额定功率P由1表20-1选取电动机额定功率 巳=7.5kW4 电动机

7、的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任 务书中推荐减速装置传动比范围 = 24 34，贝U 电动机转速可选范围为nd = ny 汁=119.4 疋（21 34） = 2864.8 4059.6r/min可见只有同步转速为3000r/min的电动机均符合。选定电动机的 型号为Y132S2-2。主要性能如下表：=24.29i2=4.12i3=2.95电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y132S2-27.5KW2900r/mi n2.02.25、计算传动装置的总传动比并分配传动比1） 、总传动比 中=也=“4.29 （符合24iy105 N mm 将计算结果汇总列表备用

8、。n0 = 2900r / minn = 1450r / min nn = 352 r / mi n皿=119r / minP0 = 6.63kWP=6.36kWP)I = 6.05kWP)I = 5.75kW10 = 218310 mm Tj4.19110n mmT=1.642x105N mm5Tffl =4.603X0 N m设计计算及说明结果四、传动件的设计计算1 .设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：两班制（共16h）,连续单向运转，载荷 平稳，所需传递的额定功率 p=6.63kw小带轮转速=2900r/m 大带轮转速 匕=1450r/m，传动比h =2。设计内容包括选择带的型

9、号、确定基准长度、根数、中心距、带 的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之 前已经按n5选择了 V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法 进行）1） 、计算功率 Pa pa=KA 卩=1.仆6.63kw = 7.29kw2）、选择V带型 根据pa、m由图8-10机械设计p157选择A 型带（d仁 112 140mm3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v（1）、初选小带轮的基准直径dd，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径dd = 125mm（2）、验算带速v兀 dd1 n1tl 125 乂2900 ,“c ,v 1m / s 19.0m / s6

10、0X000601000因为5m/s19.0m/s90包角满足条件(6) .计算带的根数单根V带所能传达的功率根据 n =2900r/min 和 dd1=125mm表 8-4a用插值法求得p0 =3.04kw单根V带的传递功率的增量 p0已知A型v带，小带轮转速n1 =2900r/min转动比 i=1 =dd1/ dd2=2查表 8-4b 得 p0 =0.35kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数 kd-0.96,表8-2得带长修正系数冼=500mm ld =1600mm旳=166设计计算及说明灯=0.99pr=( p0+A p0) X k. X kL =(3.04+0.35)X 0.96

11、X 0.99=5.34KWV带取2根.Z= PC =7.29/5.34=1.37故取 2 根.Pr(7) 、计算单根V带的初拉力和最小值F 0min =190.NFmin = 500* (2.5儿爪 +qVV=190.0N ZVk.a对于新安装的V带,初拉力为:1.5 Fgmin =285N对于运转后的V带,初拉力为:1.3 Famin =247N(8) .计算带传动的压轴力FpFp=754NFp=2ZFsin（ ： i/2）=754N（9）.带轮的设计结构A. 带轮的材料为:HT200B. V带轮的结构形式为：腹板式.C .结构图（略）2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1

12、）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明（HB=350HBS）,8级精度,查表 10-1 得小齿轮 40Cr调质处理HB 1=280HBS大齿轮 45 钢 调质处理 HB 2=240HBS2）、按齿面接触强度计算：取小齿轮 z1=20,则 z2 =i 2 z1 , z2 =20 4.12=82.4，取 z2 =83 并初设计计算及说明结果确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系数 Zh=2.425c. 由图 10-26 查得 =0.76,=0.84,贝卷=1.60d. 计算小齿轮的转矩：Ti

13、 =4.189x104N mm。确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度 设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得 齿轮接触应力 klim1 】=600MPa大齿轮的为 乩m2】=550MPah. 由式10-13计算应力循环次数N60n1 jLh = 60 汉1450汉 1 汉(8 汉 2 汉 8汽 365) = 4.065汉 1099“4.065F0 cc “8N2 9.866 汇 104.12i. 由图10-19取接触疲劳寿命系数 Kh

14、n1=0.90 Khn2=0.96X I = Khn1 Eim1 】/S=540MpaH L=K HN2 B lim 2 S=528 Mpa&H =( kH l+kH 1)/2=543 Mpa3)、计算(1) 计算圆周速度：V=d1t ji n1/60000=3.26m/s(2) 计算齿宽B及模数mntB= dd1t =1X42.9mm=42.9mmm” =% cos B / Z1=2.07mmH=2.25 mnt =4.66mmB/H=42.9/4.66=9.206名 3= 1.60 N4.065cos 15“=32 0.01704 =1.48V1X1.6X20对比计算结果，为同时满足接触疲

15、劳强度，则需按分度圆直径d1=46.22mm来计算应有的数,于是有：取 mn1 =2mn；（7）、则 zd1 8邛=46.22*cos15 122.32，故取 z1 =22mn2.贝U z2 = i2 z-! =90.64，取 z2 = 90（8）、计算中心距a1=mzl = 2U22 +90）“5.95mm 2cosP2k cos15取 a1=116mm（9）、确定螺旋角a1=116mm片=15。5 24”设计计算及说明结 果I* = arccosmn (Zi Z2 )2a=arccos2(2290 )2 116=15 .09=15 5 24(10) 、计算大小齿轮分度圆直径d1 = Zm=

16、45.58mm cos15.09sd2 = _Z2mn“86.42mmcos15.09(11) 、确定齿宽d1 =45.58mmd2 =186.42mmB2 二 45mm,B 50mmb2 = ad1 45.57 = 45.57mm取 B2 =45mm， B =50mm5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）（HB=350HBS）,8 级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr调质处理 HB 1=280HBS大齿轮 45 钢调质处理HB 2=240HBS2）、取小齿轮Z3=20,则 乙=i3 N =2.95 20=59 取乙=59，初步

17、选定B = 153）、按齿面接触强度计算确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系数zH =2.425c. 由图 10-26 查得 答=0.76,纭=0.85,d. 计算小齿轮的转矩：T2 =1.64 105 N mm-16 -设计计算及说明结果确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿轮接触应力 &mi】=600MPa大齿轮的为9im2

18、 =550MPah.由式10-13计算应力循环系数汕=6 On Lh =60x352x1x(8x2x8x365)=9.867汇108“9.867 汉108 小小“8N2 3.345 汉 102.95i.由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.96 KHN2=0.97&h I = K HN1 G Iim1 】/S=576Mpa&h L= KhN2 hiim2S=533.5 MpatH =( &H +&H 1)/2=554.8 MpaV=1.21m/s4)、计算(1)、圆周速度：V=d1t ji n1/60000=1.21m/s(2)、计算齿宽b及模数mntB= d d1t =1X65.8

19、7=65.87mmmnt =d1t cos B / z1 =3.18mmH=2.25mnt =7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200、计算纵向重合度邛=0.318 dZ1tan B =1.704K=1.960a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分别查得：设计计算及说明结果Ka =1,Kv =1.12,K忙 1.458,Kf0 = 1.36,K计切=1.2故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960（4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得d1 = d1t=70.48mm1币Kt（5）计算模数m”mnt =d1 cos B / z

20、3 =3.404mm5）、按齿根弯曲强度设计由式10-17、2KT1YF1Ysa1COS2Bmn1 A 3 o-rr 砂 a(U +1)乙 &F1 a 上式中 K =Ka Kv Kfg KfB = 1 .12汽1.2汉 1.36 = 1.829b根据纵向重合度 邛=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数 YB =0.85c计算当里齿数齿形系数20cc 59Zv1 一3 -22.19, % 一 363.32cos 15cos 15由1图 10-5 查得 论=2.72, Yf2 =2.292由图 10-20C但得 RFe=500 MPa tFE2 1=380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极

21、限KfN1=0.86, KfN2=0.89d计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得：BF1 =KFN1 Bfe/S=307.14 MPa屛2 =Kfn2 fe2 】/S=241.57 MPaYF1Ysa12.715X.571 小小F1 纠-0.01363fJ307.14e比较YFoYsao 2.212X1.772 0016cc -7i = 0.01623bFJ241.57设计计算及说明结果且十七丫；2丫譽，故应将丫F2丫S：代入1式（11-15）计算。LtfJ 屛2 BF2 If法向模数,2KT1YF1Ysa1cos2 P mn1兰3V 屮 a(U +1)Z1 屛1 mn1 =

22、 2.5mm152Q3 2x1.829x1.56 x10 x0.85xcos15N = 27 z4 = 80-3：2 0.0165 _2.263仆 1.61 汉 20对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度 ，则需按分度圆直径d1=70.48mm来计算应有的数,于是有：a1=138mm取 mn1 =2.5mm Z3=27.贝U Z4 =80g中心距务=mn(Z1 +Z2)_227 +80) =138.47mm宫=14。136“2cosP2- cos15取 a1=138mmh确定螺旋角Rmn(Z1+Z2)d3 =69.64mmR arccos2a-arccos227 *80)_14.26：-14。1

23、536“d4 =206.36mm2X38i计算大小齿轮分度圆直径：.Z3mnB4 = 70mm,d3 =q 69.64mmcos14.26B3 = 75mmd4=q = 206.36mmcos14.26J 齿宽B4 =屮3 =仆 69.64 = 69.64mm取 B4 =70mm,氏=75mm4）、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为-19 -设计计算及说明结 果Ft22T12 4.191 10411839Nd145.58tg 18.9 tg20 =693N cos M cos15 5 2

24、4= Ft1tg1839 tg15524=496N2T22 4.603 1054461N d3206.36FFt2 tgn =4461 tg20=际“cos ：2cos14 15 36Fa2 = Ft2tg j =4461 tg14 15 36 “134N1 高速轴I设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取人=1002）初算轴的最小直径5宀浮100气鷹皿69亦dmin =20mm高速轴I为输入轴，最小直径处跟 V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 6% dmin =18.375mm由机械设计手册表22-1-17查得带轮轴孔有2

25、0, 22, 24，25, 28等规格,故取 dmin =20mm高速轴工作简图如图（a）所示首先确定个段直径A段：d1 =20mm有最小直径算出）B段：d2=25mm根据油圭寸标准，选择毡圈孔径为 25mm的C段：d3 =30mm与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内-21 -设计计算及说明结果径D段：d4=36mm 设计非定位轴肩取轴肩咼度 h=3mmE段：d5=45.58mm将咼速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116G段，d7=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承内径F段：d6 =36mm,设计非定位轴肩取轴肩咼度 h=3mm第二、确定各段轴的

26、长度A段：L1=1.6*20=32mm圆整取 L, =30mmB段：L2 =54mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mmC段：L3 =28mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计 p24）L3=B+ 3+2=16+10+2=28mmG段：L7 =29mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计 p24）F 段：L6 =8mm , L6 = 2-2=10-2=8mmE段：L5 =50mm，齿轮的齿宽B1=50mmD段：L4=92mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度L=290mm减去箱体内已定长度后圆整

27、得 L4 =92mmS=174mm轴总长L=290mm两轴承间距离（不包括轴承长度） S=174mm2、轴U的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与咼速级小齿轮材料相同，40Cr,调质处理，查表15-31，取人=1002）初算轴的最小直径-22 -设计计算及说明结 果dmA0 勺专 W霧=25.78mmdmin =30mm因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6% dmin =27.325mm根据减速器的结构，轴U的最小直径应该设计在与轴承配合部分， 初选圆锥滚子轴承 30206,故取dmin =30mm轴U的设计图如下：AdiBoh亡darchEcisFcIg芒930S407525504338

28、4L.S20首先，确定各段的直径A段：d1=30mm与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合F段：d6 =30mm与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合E段：d5 =38mm非定位轴肩B段：d2=48mm,非定位轴肩，与齿轮配合C段：d3 =64.94mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：d4 =50mm,定位轴肩然后确定各段距离：A段：Li=29mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度与挡油盘的长度B段：L2 =8mm根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：Ls=75mm根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：L5=43mm,根据高速级大齿轮齿宽减去2mm为了安装固定）F段：L6=41.5mm考虑了轴承长

29、度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：L4=9.5mm,由轴I得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mr减去已知长度得出3、轴川的设计计算输入功率 P=5.58KW转速 n =119r/min,T=460300Nmm轴的材料选用40Cr （调质），可由表15-3查得代=110所以轴的直径：dmi Aqi=39.65mm因为轴上有两个键槽, V ndmin =45mm故最小直径加大12% dmin =44.408mm由表13.1（机械设计课程设计指导书）选联轴器型号为LH3轴孔的直径d1 =45mn长度L=84mm轴川设计图如下：-29 -ECDEFGAdiBdaCdaBEFGd?4S.55

30、5860ia7257-5683355656084斗5首先，确定各轴段直径A段：d1=45mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段：d2=60mm非定位轴肩,h取2.5mmC段：d3 =72mm定位轴肩，取h=6mmD段：d4 =68mm,非定位轴肩，h=6.5mmE段：d5 =55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合F段：d6 =60mm按照齿轮的安装尺寸确定G段：d7 =45mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：Li=46.5mm,由轴承长度， 3,4 2,挡油盘尺寸B段：L2=68mm齿轮齿宽减去2mm便于安装C段：L3=10mm,轴环宽度，取圆整值根据轴承（圆锥滚子轴

31、承30212）宽度需要D段：L4=57.5mm由两轴承间距减去已知长度确定E段：L5 =33mm,由轴承长度， 3, 2,挡油盘尺寸F段：L6=65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7 =84mm联轴器孔长度轴的校核计算，第一根轴：求轴上载荷 已知：Ft =1839N,F=693N,Fa = 496N, Fp = 754N设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图：Li = 81.75mm，L2 = 132.25 mmL3 = 48.25mm由材料力学知识可求得 水平支反力：Fnh 1 = 703NFnh2 =1136NM h =65013N mmFnh1 = 703NFnh2 = 113

32、6NMh = 65013N mm垂直支反力:-ca =14.49MPaFnh1 = 2446N,Fnh2=176NM H1 =148595 N mm,M H 2 = -8552 N mmF nvi = Fa = 496N,M a = 11304N mm,FNV1 =1360N,FnV2 -87NM vi 二 61640 N mm, M V2 二-11822 N mmMV3 二-106917 N mm合成弯矩M1 =61640N mm,M2 =134918N mm, M3 =125132N mm由图可知，危险截面在C右边W=0.1d3=9469二 ca =Mca /W=14.49MPa70MPa

33、轴材料选用40Cr查手册J - 70MPa符合强度条件！第二根轴求轴上载荷已知：Ft =1839N,Fr =693NFa =496NFt =4461N,Fr =1675NFa =1134N设该齿轮轴齿向两个都 左旋，受力如右图：L| = 60.75mm，L2 = 69.5mmL3 = 48.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnh1 =2446N,Fnh2 =176NM H1 =148595N mm,M H 2 二-8552N mm垂直支反力:设计计算及说明结果Ma =39486N mm,Fnvi =917N,Fnv2 =65NM vi = 55708 N m m,M V2 = 9519

34、4 N mmM V3 = 42513 N mm,M V4 = -8664 N mm合成弯矩M1 =15894N mm,M2 =176472N mmM3 =43365N mm,M4 =12174N mm由图可知，危险截面在B右边W=0.1d3=33774aca =Mca /W=5.98MPa70MPa轴材料选用40Cr查手册4=70MPa符合强度条件！第三根轴：求轴上载荷已知：Ft =4461N,Fr =1675N,Fa =1134N设该齿轮齿向是右旋，受力如图：L| = 62.25 mm，L2 =121.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnh1 =2948NFnh2 =1513NM H

35、 =186490N mmM 勺=15894 N mm,M2 =176472 N mmM 3 = 43365 N m m,M 4 = 12174 N m mj =5.98MPaFnh1 = 2948NFnh2 =1513NMH =186490N m-32 -垂直支反力：设计计算及说明Ma =117000N mm, Fnvi =1107N,Fnv2 =568NM V1 = 68897 N mm,M V2 =185902 N mm合成弯矩Mi =199810N mm,M2 =263321N mm结 果M 1 =199810 N mm,M 2 = 263321 N mm由图可知，危险截面在B右边算得

36、W=19300c ca =19.77MPa二 ca=MCa/W=19.77MPa70MPa轴材料选用40Cr查手册二丨-70MPa符合强度条件!F十 1531NFr2 =1139N六、滚动轴承的选择及计算1. I轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1 = .FrNH1 FrNv1 f7032 1360? -1531NFr2 “FNh2 FNv2 二872? = 1139N2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 30206圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KV， e=0.37, Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fd1

37、=：Y =478N,Fd2 =2Y =356N因为 Fa Fd2 =496N 356N =852N Fd1 =356N轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松Fa1 二 Fa Fd2 =852N、Fa2 二 Fd1 =356N 2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp =1.5设计计算及说明结 果-40 -因为 F： =53厂0.56 6.37 X 1 = 04丫 1 .6p = fp XFm YFai =2963因为 F： =13139 = 0.312 ： e，X1，Y2=0pfp XFr2 YFa2 709所以取 P 二 P2 二 2963N3）校核轴承寿命60n PX 106严.3 103

38、)3h=87700h60 14502963按一年300个工作日,每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。2.H轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1 二 FNh1 FrNv1 二 244$ 9172 =2612NFr2FNh2 FrNv2 二、1762 65? =188N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 30206圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KV， e=0.37, Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fd1 =816 N, Fd2 =59N2Y2Y因为 Fd1 - Fa =816N 496N =1312N Fa Fd2 =1193N轴右移

39、，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 二 Fa Fd1 =1312N、Fa1 二 Fd2 =59N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp =1.5因为 Fa1 二 59=0.026 : e= 0.37 X 1 = 1, 丫1 = 0FM2612二 fp XFM YFa1 =3918NP = P2 二 2963NLh = 87706Fn 二 2612 NFr2 二 188 NFa2 =1312NFa1 二 Fd2 二 59NF 1312因为 F： = 188 98 e，X24,丫2 .6P2 二 fp XFr2 YFa2 = 3262 N所以取P =R =3918N3）校核轴承寿命Lh106

40、(C)；h=忖 严3 103142356h60n P 60 3523918按一年300个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适 用。2.川轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr .,FrNH1 -卩為1 “29482 11072 =3149N巳FNh2 FNv2 = 15132 268 =1616N2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KV， e=0.4, Y=1.5两轴承派生轴向力为：Fd1 = Fr1 =1050N,Fd2 = Fr2 =539N2Y2Y因为 Fd1 - Fa =1134N 1

41、050N =2184N Fd2 = 539N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 二 Fd1 =1050N、Fa2 二 Fa=2184N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp =1.5因为 = 1050 = 0.3334 c e = 0.37 X 1 = 1, Y1 = 0 FM 3149口 f XFM YFa1 = 4724N因为 乩=2184 =1.35 a e , X2 =0.4,% =1.5 Fr21616P = P =3918NLh = 142356hFr1 = 3149 NFr2 二 1616 NFa2 =1050NFa2 = 2184NP = P2 =5885NLh 二

42、 128066h3)校核轴承寿命P2 = fp XFr2 YFa2 =5885N所以取 P 二 P2 =5885N66310 /C、匸 1090.8 10 丄Lh()h() h = 128066 h60n P 60 1195885按一年300个工作日,每天2班制.寿命26年.故所选轴承适七、键联接的选择及校核计算47 岂 bpdhlbpl=125 1507080钢铸铁1.1轴上与带轮相联处键的校核键 A10X28, bx hx L=6X 6X 20 单键键联接的组成零件均为钢，-p l=125MPa4Tdhl42_2.183一10_ =36.38 ： l= 125MPa20 6 20P = 36.38满足设计要求2.H轴上大齿轮处键键 A12 X 25, bx hx L=10X 8X 36 单键键联接的组成零件均为钢，tP l=125MPa4T = 4 1.642 105dhl 一 38 8 36二 60.00Mpa ： ；p】二 125MPa满足设计要求3.川轴上1）联轴器处采用键A, bX hX