机械设计课程设计计算说明书二级展开式圆柱齿轮减速器设计（CAD图纸）

1、 机械设计课程设计计算说明书圆锥圆柱齿轮减速器cad图纸，联系 153893706班 号设计者：指导教师：年 月 目 录一 设计任务书2二 电机的选择计算1. 择电机的转速22. 工作机的有效功率23. 选择电动机的型号3三 传动和动力参数的计算1. 分配传动比32. 各轴的转速33. 各轴的功率44. 各轴的转矩4四 传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算42. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算6五 轴的设计计算4. 减速器高速轴i的设计95. 减速器低速轴ii的设计113. 减速器低速轴iii的设计14六 滚动轴承的选择与寿命计算1.减速器高速i轴滚动轴承的选择与寿命计算

2、162.减速器低速ii轴滚动轴承的选择与寿命计算173. 减速器低速iii轴滚动轴承的选择与寿命计算18七 键联接的选择和验算1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接192. 大圆锥齿轮与低速轴ii的的键联接193. 大圆柱齿轮与低速轴iii的的键联接20八 润滑油的选择与热平衡计算1. 减速器的热平衡计算212. 润滑油的选择22九 参考文献23 1.计算内容计算结果一 设计任务书设计题目：热处理车间零件清洗用传送设备的传动装置 （一）方案设计要求： 具有过载保护性能（有带传动） 含有二级展开式圆柱齿轮减速器 传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行 （二）工作机原始数据： 传送带鼓轮直径278mm，传

3、送带带速0.98m/s,传送带主动轴所需扭距t为248n.m使用年限9年，2班制工作载荷微振二.电机的选择计算1. 选择电机的转速：a. 计算传动滚筒的转速nw= 60v/d=600.98/3.140.278=67.326 r/minb.计算工作机功率 pw=t nw/9.5510=24867.326/9.5510=1.748kw2. 工作机的有效功率a. 传动装置的总效率 带传动的效率1= 0.96弹性联轴器的效率2= 0.99 d=300f=2400nv=1.0m/sl=11年nw=67.326 r/minpw=1.748kw 计算内容计算结果一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98一对球轴

4、承的效率 4= 0.99闭式直齿圆锥齿传动效率5= 0.95闭式直齿圆柱齿传动效率6= 0.97b. 总效率=12 23 3456=0.960.992 0.983 0.990.950.97=0.808c. 所需电动机的输出功率 pr=pw/=2.4/0.808=3kw3. 选择电动机的型号 查参考文献1表4-12.2 得 表1.1方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比 1y100l2-431500142022.294 2y132s-63100096015.072根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择y132s-6型电动机。三， 动和动力参数的

5、计算6. 分配传动比（1） 总传动比i=15.072（2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762， 直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4（3） 实际总传动比i实=i12i34=3.7624=15.048,i=0.0210.05，故传动比满足要求满足要求。7. 各轴的转速（各轴的标号均已在图1.1中标出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min8. 各轴的功率=0.808pr=3 kw选用三相异步电动机y132s-6p=3 kwn=960r/

6、mini=15.072i12=3.762i23=4n0=960r/minn1=960r/minn2=303.67r/minn3=63.829r/minn4=63.829r/min计算内容计算结果p0=pr=3 kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw 4. 各轴的转矩，由式：t=9.55pi/ni 可得：t0=29.844 nm, t1=29.545 nm, t2=86.955 nm, t3=393.197 nm, t4=381.527 nm四，传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮圆锥齿

7、轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，hb=217255，hp1=580 mpa，fmin1 =220 mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，hb=162217，hp2=560 mpa，fmin2 =210 mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数n：n1=60njl=609601811250=1.26710 n2=n1/i2 =1.26710/3=2.52210查图517得 zn1=1.0，zn2=1.12，由式（529）得 zx1=zx2=1.0，取shmin=1.0，zw=1.0，zlvr=0.92，h1=hp1zlvrzwzx1zn1/

8、shmin=5800.92=533.6 mpa，h2=hp2zn2zx2zwzlvr/shmin =5601.120.92=577 mpah1 h2，计算取h= h2=533.6 mpac按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）： 取齿数 z1=21，则z2=z1 i12=3.76232=79，取z2=79实际传动比u=z2/z1=79/21=3.762，且u=tan2=cot1，2=72.2965=7216 35，1=17.7035=1742 12，则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cos2=79/c

9、os72.2965=259.79 p0= 3 kw p1= 2.970 kwp2= 2.965 kw p3=2.628 kw p4=2.550 kwt0=29.844 nm t1=29.545 nm t2=86.955 nm t3=393.197nm t=381.527nmhp1=580 mpa，fmin1=220 mpahp2=560 mpa，fmin2=210 mpah=533.6mpa圆锥齿轮参数z1=21z2=791=1742 122 =7216 35计算内容计算结果由2图5-14，5-15得 yfa=2.8，ysa=1.55，yfa2=2.23，ysa2=1.81zh=2/cossi

10、n=2/cos20sin20=2.5 由2表11-5有 ze=189.8，取ktz=1.1， 由2 取k=1.4又 t1=28.381 nm ，u= 3.762，r=0.3 由2式5-56计算小齿轮大端模数： m4kt1yfaysa/rzf（1-0.5r）2 u2 +1 将各值代得 m1.498由2表5-9取 m=3 d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=321=63，d2=mz2=379=237齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965=238.827齿根圆直径df1=d1-2.4mc

11、os1=63-7.2cos17.7035=56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965=231.808齿轮锥距 r=d1+ d2/2=122.615，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齿宽b=rr =0.3122.615=36.78由2表5-6，选齿轮精度为8级由1表4.10-2得1=（0.10.2）r=（0.10.2）305.500=30.0560.1取1=10，2=14,c=10轮宽 l1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4l2=（0.10.2）d2=（0.10.2）291=39e验

12、算齿面接触疲劳强度： 按2式5-53h= zhze2kt1u+1/bd u（1-0.5r）2 ，代入各值得圆锥齿轮参数m=3 d1=63d2=237da1= 68.715da2=238.827df1=56.142df2=231.808r=122.615v=3.165m/sb= 36.781=102=14c=10l1=12.4l2=39计算内容计算结果h=470.899h =533.6 mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2式5-55由2图5-19得yn1=yn2=1.0，由2式 5-32及m=25，得yx1=yx2=1.0

13、取yst=2.0，sfmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：f1= fmin1yfa1ysa1yst/ sfmin =2202.0/1.4=314.29 mpaf2= fmin2yfa2ysa2yst/ sfmin =2102.0/1.4=300 mpaf1f2， f=f2=300 mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：f1=2kt1yfa1ysa1/b1md1（1-0.5r）=21.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 mpaf2=f1 yfa2ysa2/（yfa1ysa1）=181.591.812.23/（2.81.55）=178.2830

14、0mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，hb=217255，hp1=580 mpa，fmin1=220 mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，hb=162217，hp2=560 mpa，fmin2=210 mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数n：n1=60njl=609601811250=1.26710， n2=n1/i23=1.26710/3=2.52210查图517得 zn1=1.05，zn2=1.16，由式（529）得 zx1=zx2=1.0，取shmin=1.0，zw=1.0，z

15、lvr=0.92，h1=hp1zlvrzwzx1zn1/shmin=5801.050.92=560.28 mpah=533.6 mpaf=300 mpahp1=580 mpafmin1=220 mpahp2=560 mpafmin2=210 mpa计算内容计算结果h2=hp2zn2zx2zwzlvr/shmin=5601.160.92=597.63 mpah1 h2，计算取h= h2=560.28 mpac. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：u=i34=4，a=0.4，zh=2/cossin=2/cos200 sin200 =2.5且由2表11-5有 ze=18

16、9.8，取ktz=1.1 2式5-18计算中心距： a（1+u）kt1 （ze zhz/h）2 /（2ua）=51.1869552.5189.8/（240.4560.28）=147.61 由1表4.2-10 圆整 取 a=160d齿轮参数设计：m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表5-7取 m=2齿数z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4）=32z2=uz1=432=128 取z2=128则实际传动比 i=149/31=4分度圆直径 d1=mz1=232=64 ，d2=mz2=2128=256齿顶圆直径 da1= d1+2m=68，da2=d2

17、+2m=260齿基圆直径 db1= d1cos=64cos20o =60.14db2= d2cos=256cos20o =240.56齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59df2= d2-2.5m=256-2.52=251圆周速度 v=d1n2/60103 =3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齿宽 b=aa =0.4160=64由2表5-6，选齿轮精度为8级h=560.28 mpa圆柱齿轮参数m=2z1=32z2=128d1=64 d2=256da1=8da2=260db1 =60.14db2 =240.56

18、df1=59df2= 251v=1.113 m/sa=160b=64计算内容计算结果e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表5-3，取ka=1.0；由2图5-4（d），按8级精度和vz/100=dn/60000/100=0.30144，得kv=1.03；由2表5-3得ka=1.2；由2图5-7和b/d1=72/60=1.2，得kb=1.13； k=kvkakakb=1.031.21.01.13=1.397 又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36；a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）

19、=22.0061=220 17重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）=1.773即z=（4-a）/3=0.862，且 ze=189.8，zh=2.5 h =zhzez2kt1（u+1）/bd2 1u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（72622 5.024）=240.63h =560.28 mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按z1=32，z2=128，由2图5-14得yfa1=2

20、.56，yfa2=2.18；由2图5-15得ysa1=1.65，ysa2=1.84由2式5-23计算 y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2图5-19得yn1=yn2=1.0，由2式 5-32切m=25，得yx1=yx2=1.0取yst=2.0，sfmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：f1= fmin1yfa1ysa1yst/ sfmin =2202.0/1.4=314.29 mpaf2= fmin2yfa2ysa2yst/sfmin=2102.0/1.4=300 mpaf1= 314.29 mpaf2= 300 mpa计算内容计算结果f1f2，

21、 f=f2=300 mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：f1=2kt1yfa1ysa1y/bd1m=21.397835102.561.650.673/（26464）=71.233 300 mpaf2=f1yfa2ysa2/yfa1ysa1=71.2331.842.18/（2.561.65）=67.644300 mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度五， 轴的设计计算9. 减速器高速轴i的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按 2表8-3查得 b=637 mpa， b-1=59 mpab. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dap/n n0=96

22、0r/min，p1=2.97 kw，且a=0.110.16d11623 取d1=20c. 考虑i轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为dd=38，查1表4.7-1选取联轴器规格hl3（y3882，y3060），根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图1.2a所示d. 该轴受力计算简图如图1.2b ， 齿轮1受力：（1）圆周力ft1=2t1/dm1=229.545/（6410-3 ）=915.52 n，（2）径向力fr1= ft1tancos1=915.52tan200 cos17.70350 =317.44 n， （3）轴向力fa1= ft1tansin1=

23、915.52tan200 sin17.70350 =101.33 n，e. 求垂直面内的支撑反力：mb=0，rcy= ft1（l2+l3）/l2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 n y=0，rby= ft1-rcy=915.52-1595.97=-680.45 n，f=300 mpab=637 mpa， b-1=59 mpad1=20选用柱销联轴器hl3（y3882，y3060）ft1=915.52 nfr1=317.44 nfa1=101.33 nrcy= 1595.97nrby=-680.45 n计算内容计算结果垂直面内d点弯矩mdy=0，m= rcy l3+ rb

24、y（l2+l3）=1595.9755-680.45129= 3662.14 n=3.662 nmf. 水平面内的支撑反力：mb=0，rcz=fr1(l3+l2)-fa1dm1/2/l2 =317.44（74+55）-680.4564/74=419.07 n，z=0，rbz= fr1- rcz =317.44-419.07=-101.63n，水平面内d点弯矩mdz=0，m= rczl3+ rbz(l3+l2)= 419.0755-101.63129=-7.095nmg. 合成弯矩：md=m+ m= 0 nm， m=m+ m=7.98 nmh. 作轴的扭矩图如图1.2c所示，计算扭矩：t=t1 =

25、29.545nmi. 校核高速轴i：根据参考文献3第三强度理论进行校核： 由图1.2可知，d点弯矩最大，故先验算d处的强度， md m ，取m= m=7.98 nm， 又抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14203 /32=1.04510m =m+t/ w=7.98+29.545/1.04510=39.132b-1= 59 mpa故该轴满足强度要求。2. 减速器低速轴ii的设计a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径db1=62）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理按 2表8-3查得 b=637 mpa， b-1=59

26、mpab. 该轴结构如图1.3a，受力计算简图如图1.3b齿轮2受力（与齿轮1大小相等方向相反）：ft2=915.52n， fr2=317.44 n， fa2= 101.33 n，齿轮3受力：mdy=0m= 3.662 nmrcz=419.07 nrbz= -101.63nmdz=0m= -7.095nmmd=0 nm， m=7.98 nmt= 29.545nmm= 7.98 nmb=637 mpa， b-1=59 mpaft2=915.52nfr2=317.44 nfa2= 101.33 n计算内容计算结果（1）圆周力ft3=2t2/dm3=286.955/（6410-3 ）=2693.87

27、n （2）径向力fr3= ft2tan=2693.87tan200 =980.49 n c. 求垂直面内的支撑反力：mb=0，ray= ft2（l2+l3）+ ft3l3/（l1+l2+l3）=915.52（70+63）+2693.8763/183=1919.26 n y=0，rby=ft2+ft3-rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 n垂直面内c点弯矩：mcy = ray l1=1919.2621.5=41.26 nm，m= rby（l2+l3）- ft3l2 =1690.13133-2693.8770= 41.26 nm，d点弯矩：mdy= rby l3=

28、1690.1363= 92.96nm，m= ray（l1+l2）- ft2 l2=1919.26120-915.5270=92.96 nmd. 水平面内的支撑反力：mb=0，raz=fr2(l3+l2)+fr3l3-fa2dm2/2/（l1+l2+l3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 nz=0，rbz= fr2+ fr3- raz =317.44+980.49-750.70=547.23n，水平面内c点弯矩：mcz= razl1=750.7050=23.65 nm，m1 cz= rbz (l3+l2)- fr3l2=547.2313

29、3 - 980.4970=-10.55nm，d 点弯矩：mdz = rbz l3=547.2363=30.10 nm，m1 dz= raz（l1+l2）-fa2dm2/2- fr2 l2=750.70120-101.33164.9/2-317.4470= 29.92nm e. 合成弯矩：mc=m+ m= 47.56nmm=m+ m=42.59 nmft3=2693.87n f r3=980.49 nray=1919.26 nrby=1690.13 nmcy=41.26 nmm =41.26nmmdy= 92.96 nmm= 92.96 nmraz=750.70 nrbz=547.23nmcz=

30、23.65 nmm1 cz=-10.55nmmdz=30.10 nmm1 dz=29.92nmmc=47.56nmm=42.59 nm计算内容计算结果md=m+ m=97.71 nm，m=m+ m= 97.66nmf. 作轴的扭矩图如图1.3c所，计算扭矩：t=t2=86.955nmg. 校核低速轴ii强度，由参考文献3第三强度理论进行校核：1. 由图1.3可知，d点弯矩最大，故先验算d处的强度， md m ，取m= m=97.71 nm，抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =m2 +t2 / w=97.712 +86.9552 /2.651

31、0-3 =44.27b-1=59 mpa（2）.由于c点轴径较小故也应进行校核： mc m ，取m= m=47.56 nm，抗扭截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =m2 +t2 / w=47.562 +86.9552 /2.6510-6 =35.14b-1= 59 mpa故该轴满足强度要求3. 减速器低速轴iii的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按2表8-3查得 b=637 mpa， b-1=59 mpab. 该轴受力计算简图如图1.2b 齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）：圆周力ft4

32、=2693.87n，径向力fr4=980.49 n c. 求垂直面内的支撑反力：mc=0，rby= ft4l1/（ l1+l2）=2693.8771/（125+71）=1157.52 n y=0，rcy= ft4- rby =2693.87-1157.52 =1536.35 n，垂直面内d点弯矩mdy= rcyl1=1536.3555=84.50 nm ，m= rby l2=1157.52125=84.50 nmd. 水平面内的支撑反力：md=97.71 nmm=97.66nmt =86.955nmm= 47.56 nmb=637 mpab-1=59 mpaft4=2693.87nfr4=98

33、0.49 nrby=1157.52 n rcy=1536.35 nmdy=84.50 nmm=84.50 nm计算内容计算结果mc=0，rbz=fr4 l1/（ l1+l2）=980.4970/196=421.31nz=0，rcz= fr4- rbz =980.49-421.31=559.18n，水平面内d点弯矩mdz= rcz l1=559.1871=30.75 nm，m= rbz l2=421.31125=30.76 nme. 合成弯矩：md=m+ m= 90.20 nm， m=m+ m=89.92 nmf. 作轴的扭矩图如图1.2c所，计算扭矩：t=t3=393.197nmg. 校核低速

34、轴iii：根据参考文献3第三强度理论校核： 由图1.2可知，d点弯矩最大，故先验算d处的强度， md m ，取m= md =90.20 nm， 又抗弯截面系数：w=d3 min/32=3.14423 /32=7.2710-6 m3 =m2 +t2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6 =55.73b-1= 59 mpa故该轴满足强度要求。六，滚动轴承的选择与寿命计算1. 减速器高速i轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40，由1表4.6-3选用型号为30208，其主要参数为：d=40，d=80

35、，cr=59800 n，=0.37，y=1.6，y0=0.9，cr0=42800查2表9-6当a/r时，x=1，y=0；当a/r时，x=0.4，y=1.6b. 计算轴承d的受力（图1.5）， （1）支反力rb= r+ r=36.252 +269.272 =271.70 n，rc= r+ r=1184.792 +353.692 =1236.46 n（2）附加轴向力（对滚子轴承 s=fr/2y） rbz=421.31nrcz=559.18nmdz=30.75 nmm=30.76 nmmd=90.20 nmm=89.92 nmt= 393.197nmm= 90.20 nm选用圆锥滚子轴承30208（

36、gb/t297-94）rb=271.70 nrc=1236.46 n计算内容计算结果sb=rb/2y=271.70/3=90.57 n，sc=rc /2y=1236.46/3=412.15 nc. 轴向外载荷 fa=fa1=101.33 nd. 各轴承的实际轴向力 ab=max（sb，fa -sc）= fa -sc =310.82 n，ac=（sc，fa +sb）= sc =412.15 ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴i受较小力矩，取fm =1.5 ab/rb=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取x=0.4，y=1.6， pb= fd

37、fm（x rb +yab）=1.8（0.4271.7+1.6310.82）=1090.79 nac/ rc =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取x=1，y=0，pc= fdfm（x rc +yac）=1.21.511236.46= 2225.63nf. 计算轴承寿命 又pb pc，故按pc计算，查2表9-4 得ft=1.0 l10h=106 （ftc/p）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60960）=0.12106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即l1=60.26l=11年 故该轴承满足寿命要求。2. 减速器低速ii轴滚动轴承的选

38、择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=35，由1表4.6-3选用型号为30207，其主要参数为：d=35，d=72，cr=51500 n，=0.37，y=1.6，y0=0.9，cr0=37200 查2表9-6当a/r时，x=1，y=0；当a/r时，x=0.4，y=1.6b. 计算轴承d的受力（图1.6） 1. 支反力rb=r+r=1919.262 +547.232 =1995.75 nsb=90.57 nsc=412.15 nfa=101.33 nab=310.82 nac=412.15 npb=1090.79 npc=2225.63

39、n选用圆锥滚子轴承30207（gb/t297-94）rb=1995.75 n计算内容计算结果ra= r + r =750.702 +353.692 =922.23 n2. 附加轴向力（对滚子轴承 s=fr/2y） sb=rb /2y=1995.75/3.2=623.67 n，sa=ra/2y=922.23/3.2=288.20 nc. 轴向外载荷 fa=fa2=101.33 nd. 各轴承的实际轴向力 ab=max（sb，fa +sa）= sb =623.67 n，aa=（sa，fa-sb）= fa-sb =522.34 ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴

40、i受较小力矩，取fm =1.5 ab/rb=623.67/1995.75=0.312=0.37，取x=1，y=0 pb= fd fm（x rb +yab）=1.21.51995.75=3592.35 naa/ ra =522.34/922.23=0.566=0.37，取x=0.4，y=1.6 pa= fd fm（x ra +yaa）=1.8（0.4922.23+1.6522.34）=2168.34nf. 计算轴承寿命 又pb pa，故按pb计算，查2表9-4 得ft=1.0 l10h=106 （ftc/p）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60303.673）=0

41、.1833106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即l1=91.65l=11年 故该轴承满足寿命要求。3. 减速器低速iii轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取d=55，由1表4.6-3选用型号为6211，其主要参数为：d=55，d=100，cr=33500 n，cr0=25000b. 计算轴承d的受力（图1.5）支反力rb= r+ r=1157.522 +421.312 =1231.81 n，rc= r+ r=1536.352 +559.182 =1634.95 nc. 轴向外载荷 fa=0 nra=922.23 nsb=623.67

42、 nsa=288.20 nfa= 101.33 nab=623.67 naa=522.34 npb=3592.35 npa=2168.34n选用深沟球轴承6211（gb/t276-94）rb=1231.81 nrc=1634.95 nfa=0 n计算内容计算结果d. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd =1.2，又轴i受较小力矩，取fm =1.5 pb= fdfm rb =1.21.51231.8=2256.5 npc= fd fm rc =1.21.511634.95= 2942.91ne. 计算轴承寿命 又pb pc，故按pc计算，查2表9-4 得ft=1.0 l10h=1

43、06 （ftc/p）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（6063.829）=27.41106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即l1=399.45l=11年故该轴承满足寿命要求。七，键联接的选择和验算1.联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79 ，gb1096-79），由d=30，查1表4.5-1得 bh=87，因半联轴器长为60，故取键长l=50 ，即d=30，h=7，l1 =l-b=42，t1=28.38 nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 p=100 mpa p=4t/dhl1 =429.844/（30742）=12.87

44、p=100 mpa故此键联接强度足够。2 小圆锥齿轮与高速轴i的的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79 ，gb1096-79），由d=20，查1表4.5-1得 bh=66，因小圆锥齿轮宽为55，故取键长l=42 即d=20，h=6，l1 =l-b=36，t1=29.844nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 p=100 mpa p=4t/dhl1 =429.844/（20636）=27.63p=100 mpa故此键联接强度足够。3 大圆锥齿轮与低速轴ii的的键联接pb=2256.5 npc= 2942.91nl=50 d=30h=7l1 =42t1=28.38 nml=42 d=20h=6l1 = 36t1=29.844nm计算内容计算结果采用圆头普通平键（gb1095-79 ，gb1096-79），由d=50，查1表4.5-1得 bh=149，因大圆锥齿轮宽为50，故取键长l=44 即d=50，h=9，l1 =l-b=30，t2=86.955 nm，由轻微冲击，查 2表2-10得 p=100 mpa p=4t/dhl1 =486.955/（50930）=25.76p=100 m