二级圆柱圆锥齿轮减速器课程设计说明书

1、二级圆柱圆锥齿轮减速器课程 设计说明书注释及说明计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器工作条件：连续单向运转，工作时有轻微动，空载启动；使用期10年，每 年300个工作日，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许 误差5%t下。(1)原始数据：运输带工作拉力 2100N速度v=1.2m/s ;滚筒直径D=380mmF=2100NV=1.2m/sD=380mm二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y132M-8型电动机2、电动机功率选择：(1)工作机所需功率：P W =Tn/9550,因为V=nDn/6000，把数据带入式子中得 n=60.31r/min,所以P W =210

2、0*1.2*60.31/9550=2.82kW1)传动装置的总效率：机械设计课程设计说明书_X/ 427总二"滚筒X" 轴承X”圆柱齿轮X4 联轴器X4圆锥齿轮=0.96X 0.99 4 X0.98X 0.992 X 0.97=0.853、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：nw=60 X 1000V/ 兀 D=60X1000X1.2/兀 X380=60.31r/min按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动 的一级减速器传动比范围分别为23和45,则总传动比范围为I'd=815。故电动机转速的可选范围为nd=IdXnw= (815) X 60.31

3、=482.48-904.65r/min符合这一范围的同步转速有 750和1000r/min。4、确定电动机型号型号额定功率/kW满载转速nm (r/min)堵转转矩最大转矩Y132M-8371022由上可见，电动机同步转速可选750 r/min,可得到下面的传 动比方案综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为Y132M-8 机。电动机的主要参数见下表三、运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比P W =2.82kW刀总=0.85nw=60.31r/mi n机械设计课程设计说明书1、总传动比：i=nm/nw=710/60.31=11.772、分配各级传动比：取i直=0.25 i

4、锥锥齿轮啮合的传动比：ii=0.25i=2.94圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ ii=10.58/2.94=41 .计算各轴转速（r/min ）ni=n m =710nii=ni/ii=710/2.94=241.49niii =nii/i2=241.49/4=60.37niv= n川=60.372 .计算各轴的功率（kWWPl=Pd4联轴器=15.13X 0.99=2.79PIi=Pi ”轴承 “圆锥齿轮=2.79X 0.99X0.98=2.65Piii=Pii”轴承“圆柱齿轮=2.65X0.99X0.98=2.54pv= pm* 刀轴承* 4联轴器=2.54X 0.99X 0.99=2.4

5、93 .计算各轴扭矩（nm）Td=9550* Pd/ nm =9550 X 15.13/710=37.93Ti=9550*Pi/ni=37.52Tii=9550*Pii/nii=104.79Tiii =9550*Piii/niii =401.8Tw=9550* Pw/nw=393.9电动机型号Y132M8i 总=11.77i1=2.94i2=4ni =710r/minnii =241.49r/m inTd、TI、Tii、Tiii、Tw=依次为电动机轴，I, H,田和工作机轴的输入转矩。'缪爽、轴二电动机轴I轴口轴w轴工作机轴niii =60.37r/mi n转速r/min7107102

6、41.4960.3760.37niv= niii =60.374机械设计课程设计说明书功率P/kW2.822.792.652.542.49Pi=2.79KwPii =2.65kWPiii =2.54kWPiv=13. 8 kWTd=37.93 N mTi=196N mTii =104.79N mTiii =401.8N mTw=393.9 n m转矩/n*m37.93196104.79401.8393.9传动比12.94411效率0.990.970.970.984.验证带速V= 60.100 mi =1.296m/s误差为12手=-0.003<5%,合适 1.3四、传动零件的设计计算1

7、.圆锥齿轮的设计计算已知输入功率 Pi=Pi=2.79Kw,小齿轮的转速为 710r/min, 齿数比为u=2.94,由电动机驱动，工作寿命为 10年(每年工 作300天)，两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动， 空载启动。；1)选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1)该减速器为通用减速器，速度不图故选用7级精度(GB10095-88)2)选择小齿轮材料为 35SiMn钢调质，硬度为229 286HBS, 办轮为45车冈(调质)，硬229286HBS,按 齿面硬度中间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得(T Fiimi=290Mpa (T Fiim2 =220Mpa同理由图5-32b查得

8、6 Hiimi=700Mpa6 Hiim2 =580Mpa3)有式(5-29), (5-30)分别求得0- Fp1= 0- Fliml YStY nYx/SFmin =446MpaCT Fp2= CT Flim2 YStYnYx/SFmin =338MpaCT Hp2= er Hlim2 YSTZNZw/SHmin=580Mpa5机械设计课程设计说明书由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。(2)按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算即dl>1017kTlZ £ 2 / (THp (1-0.5 小 R)2 N

9、RU(T H21/31)小齿轮的名义转矩 T1= TI=37.52N - m2)选取载荷系数 K=1.31.6同小齿轮悬臂设置，取k=1.53)选取齿宽系数，取Tr =0.34)选取重合度系数，取 Zz =0.885)初算小齿轮大端分度圆直径D=85.716)确定齿数和模数选取 z=28,则 Z2=83(T Fp1大端模数 m=3.6mm,取 m=4=446Mpa7)计算主要尺寸CT Fp2=d1 = mz1 = 4 父 28 = 112mmd2 = mt2 = 4 父 75 = 300mm338Mpa(T锥距 R =1/2jd12 +d22 =1/2,1122 +3002 = 160mmhp

10、2n=580Mpab 7R* R = 0.3M160mm = 48mm(3)校核齿根弯曲疲劳强度仃 _2360KT1/v vF =儿2乙(1一0.如)2 Ys 丫名印1)计算从重合度系数Y 名-0.25 +0.75 %一一一11.因为重合度(=1.88 -3.2( +)=1.72,所以Z1Z26机械设计课程设计说明书0.75 丫尸0.25 +=0.69。1.722）确定 Yfs/Cfp 的大值每i = arctan % = arctan% = arctan28/ 75= 20.470、2 =90 -、1 =69.53ZV1 =Zlcos、.i =29.9ZV2 =Z%os52 =214由图由2

11、6 查得 Yfsi =4.3,Yfs2 =4.0。贝U显=415 = 0.00928Mpa二 fp1 446 = 40 =0.01183Mpa二 fp2 338因为*所以选择大齿轮、-Fp1 、- Fp2进行校核2360 1.5 1944.0 0.693）校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度二 F2 =9/、o48M42 父28«1 -0.5父0.3)2 二 112Mpa Y ；：-FP2 =338Mpa故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。2.圆柱直齿轮的设计计算已知：输入功率P2 =14.3kW ,小齿轮转速为241.49r/min,齿数比为 u=4,电动机驱动，工作寿命为 10年（每年

12、工作300天）单班制，带式输送机，时有轻 微震动，单项运转。机械设计课程设计说明书（1）选择齿轮材料，确定许用应力根据题设条件看，大小齿轮均采用 20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度 5662HRC。由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力 仃Fim =450Mpa（2）按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力 仃Hlim =1500Mpa2_Z1- FPm.12.63 KYfs1）确定弯曲应力；、PYn Yxlim- Flim、-FP 一m = 4 4=28mmZ2 = 75mm P7o 表 5-1d1 = 112mm d2 = 300mm R=160mm b =

13、48mmY . = 0.69Zvi =29.9Zv2 =214采用国标时Yst =2.0,SFmin = 1.5,Yx =1.因为齿轮的循环次数以 FlimYn Yx =600Mpa limN=60nat=60 274.4 1 (10 300 8) =4.0 1082）小齿轮的名义转矩TiT1 =T= 497.7N m3）选取载荷系数K=1.64）初步选定齿轮的参数Zi =20, Z2 =i Z1 =3.99 20 = 79.8,取Z2 =805d =0.5,u Z- =4Zi5）确定复合齿形系数 Yfs，因大小齿轮选用同一材料及热处理，则。FP相同，故按小齿轮的复合齿形；-F2 = 112

14、； ;- fp2机械设计课程设计说明书系数带入即可查得：Yfs1 =4.256)确定重合度系数Y11因为重合度 第 = 1.883.2( + =1.7 乙Z2所以 Y .=0.25 0.75 =0.695za将上述各参数代入m式中得m _ 12.63KTjYfsr 2_Z1 FP二126.5 497.7 4.06 0.6890.5 202 563二 Flim =450Mpa仃 Hlm =1500Mpa= 3.3按表5-1,取标准模数m = 4mm。则中心距1a m(Z 1 Z2) = 200mm27)计算传动的几何尺寸：d1 = mZ1 = 4 20 = 80mmd2 = mZ2 = 4 80

15、 = 320 mm齿宽：b2 二口' d d1 二 40mmb1 = b2 (5 10) = 48mm(3)校核齿面的接触强度"112ZeZ ；T" "bdHP1)重合度系数Z0.85fpi =563Mpa2)钢制齿轮 ZE =189.8"Mpa把上面各值代入式中可算得：；H =1125.2M pa机械设计课程设计说明书二 HPHlimSh limZN 'Z W15001.21 1 = 1250Mpa0 h <CThp符合要求(4)校核齿根弯曲强度二 F1F22000T1Kbm2Z12000T1Kbm2Z1YFS1Y _ 351.9

16、7工=497.7N mm=4乙二20, Z2 =801-d =0.5u=4YFS1Y =343.4许用弯曲应力：C-F1 - ；F2Flim YSTYNSF min二600MPa:-F1FP1, - F2 :二-FP1故，轴强度满足要求。五、轴的设计计算输入轴的设计计算1 .已知：Pi =2.79kw, ni =710r/min,T1 =196 N m2 .选择材料并按扭矩初算轴径选用 45#M质，硬度 217255HBS,入=650Mp根据课本P235 (10-2)式，并查表10-2,取c=115114.83/730dmin=115mm=31.38mm考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将

17、直径增大贝 d=31.38X (1+5%)mm=33mm3,初步选择联轴器要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号查课本 P297，查 kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N m查机械设计课程设计P298,取HL弹性柱销联轴器，具额定转矩315 Nm,半联轴器的孔径 di =35mm,故取di2 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度 Li =60mm.4.轴的结构设计10Yfs1 = 4.25Y = 0.68a=200mmd1 = 80mm d2 = 320mm R = 160mm b1 = 48mm b2 = 48mm机械设计课程设计说明书(1)拟

18、定轴的装配方案如下图:机械设计课程设计P22(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm 选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系 列圆锥滚子轴承。参考 d2-3=42mm。查机械设计课程设计 P311,表18-4.选取标准精度约为03尺寸系列30309尺寸：d D T = 45 100 27.25故d3-4= d5-6=45mm,而l3-4=26mm 此两对轴承均系采用 轴肩定位，查表18-4, 3030轴承轴肩定位高度 h=4.5mm 因此取 d4-5=54mm。取安装齿轮处的直径d67=42mm,使套筒可靠的压在轴承

19、上，故 156<T =27.25mm, l56=26mm。轴承端盖总宽度为20mm,由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm ,故l23=20+30=50mm。取 145=120mm.圆锥齿轮的轮毂宽度1h= (1.21.5) ds,取1h=63mm,齿轮 端面与箱壁间距取15mm,故167=78mm。轴上零件的周向定位"广二 F2=60MPa半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计 手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸dmin =31.38nmdi2 =35mm d2-3=42mmd34d5-6 =45m m

20、d4-5=54mm d67=42mm l12 =60mm.l23=50 l3-4=26mm l45=120mm二小=59MPa九二 d56 40.34mmFbx + Fcx=Ft=4117.6N机械设计课程设计说明书bxh =16父10，齿轮键长 L=B- (510) =57.5mm配合均用H7/K6,滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为 K6轴圆角：2 4505.轴强度的计算及校核求平均节圆直径：已知d1=28mmdm1= d1(1-0.5W R)=4 4 28 (1 -0.5 0.31)=95.2 mm锥齿轮受力：已知 T1=196N m,贝UZOOOX

21、196圆周力：Ft1=2000T1/dm1=4117.6N径向力：Fr1=Ft1 - tan ccoscr1=1404.1N轴向力：Fa1=Ft1 tana sin%=524.1N轴承的支反力(i)绘制轴受力简图(如下图)(2)轴承支反力水平面上的支反力：'、Mc =0tan 200 cos20.470 =1404.1NW =0.1d3O"M,W12机械设计课程设计说明书解得：Fbx =-255.6 N, Fcx =6684.0N垂直面上的支反力M Mc=0-FrCD + pal ,(1*/2 FBy =BC=-704.3 NFCy= 3 -FBy=2108.4N(3)求弯矩

22、，绘制弯矩图(如下图)MCx=-Ft CD=-347.7N mMCy1 =FBy BC=-64.1 N mMCy2=-Fa dm/2=-24.9 N ml56=26mml67=78mmFt1 =4117.6NFr1=1404.1NFa1=524.1N13机械设计课程设计说明书Fbx =255.6NFby=704.3NFCx =6684.0NFCy=2108.4N(4)合成弯矩:Mc1=、M2x M* =353.6 N - mMc2 =、,MCX MCy2 348.6 N m求当量弯：因单向回转，视转矩为脉动循环二气二 J/二 ob,入=650MPa-1b =59MPa,二 01b =98MPa

23、则Mcx=-347.7Na 0.602/ m剖面 C 的当量弯矩：Mei' =VM ci2 +(0)2 =372.8 N - mMc2'=JMc22+(0)2=36Mcyi=64.1N 14机械设计课程设计说明书mMcy2=-24.9N mMec =275.06N mo- e =1.36MpaN m6断危险截面并验算强度1)剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖 面C为危险截面。已知 Me= MC 1'=372.8MPa,W = 0.1d3=M e =40.9MPa< - ib = 59MPae W一2)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面；e = M

24、 e =27.5MPa< - ib = 59MPaW一所以其强度足够.中间轴的设计1 .已知：P2=2.65KW, T2=104.79MC1 = 372.8 C1N m'MC2 =367N m2 .选择材料并按扭矩初算轴径选用 45#调质， =650Mpa ,硬度 217255HBs根据课本P235 (10-2)式，并查表10-2,取c=108dmin =C3 P2 = 40.34mm,n23 .轴的结构设计1)拟定轴的装配方案如下图15机械设计课程设计说明书(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承 ，参照

25、工作要求并根据dl2=d56>40.34mm,查 << 机械设计课程设计 >>取30310型，尺寸d D T =50mm 110mm 29.25mm故d12= d56=50mm,此两对轴承均系采用套筒定位，查表18-4,轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒直径 为 59mm.P2 U14.3KWn2 = 274.4r / minT2 = 497.7 Nm取安装齿轮处的直径：d23=d45=57mm,锥齿轮右端与左 轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh= (1.21.5) ds,取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取 l23 =52mm,齿轮的右端采

26、用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,贝U止匕处轴环的直径d34=63mm.已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠 地压紧齿轮端面，此处轴长l45<lh,取 =46mm。以箱体小圆锥齿轮中心线为对称轴，取l12 =80mm,l34 =16mm,l56 = 116mmdmin =40.34mm(3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由 设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面 尺寸 bMh=16M10mm,齿轮键长 L=B- (510) =50mm配合均用H7/K6,滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承 内圈与轴的

27、配合采用基孔制，轴尺寸公差为K616机械设计课程设计说明书(4)轴圆角：2x45度4 .轴强度的计算及校核1 .(1)小直齿轮分度圆直径：已知d1=80mm, T2 =497.7Nm圆周力：Ft1=2000T2/d1=12442.5N径向力：Fr1=Ft1 tana=4528.7N(2)锥齿轮受力：已知 T2=104.79N m ,dm2= d2(1-0.5 R )= 255mm则圆周力：Ft2=2000T2/dm2=3903.5N径向力：Fr2=Ft1 tanacoS 2 =496.87N轴向力：Fa1=Ft2 tana sin% =1331.1N(3)求轴承的支反力轴承的受力简图_I-s?

28、d12=d56=50mmd23=d45=57m md34=63mml12 = 80mml23=52mml34 = 16mml45 =46mm。l56 = 116mmL/机械设计课程设计说明书Fax=-8145.3N,Fay =1070.83N, FDY =2961N(4)画弯矩图Fdx=-8200.7N,Ft1=12442.5NFr1=4528.7NFt2=3903.5NFr2= 496.87NFa1= 1331.1NAB=92mm,BC=65mm,2 .B.处的弯矩：水平：Mb =-FtAX *AB =749.37N *m竖直：Mb1' = Fay AB =98.52 N * mM

29、B2'= Fdy BD - Fr 1 BC -268.2N mC处的弯矩：水平：M c = -Fdx *CD =1025.3N *m竖直：MC1' = FDy *CD =370.2N *mMc2' =FAy Ac Fa2 *d2 /2 Fr2 * BC =370.13N *m3 .合成弯矩：Mcl = JM B；Mb； = 1089.9N *m LJCMB2 = Jm2 +Mb； =795.93N m4 .转矩 T2 =497.7N *m5 .因单向回转，视转矩脉动循环口 =严-11/尸0b ,已知18机械设计课程设计说明书CD=125mmob =735MPa ,查表

30、12-1仃/ b=65MPa,仃ab = 118MPa ,贝 h =65/118 =0.585剖面B处的当量弯矩：22M B1 = Mb2 （: T2）2 =847.51N *m剖面C处的当量弯矩图：MC1 =JmC12 （二 T2）2 =1128.1N *m（7）判断危险截面并验算强度剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故 剖面C为危险截面。一八d3已知:M e= Me i'=1128.1MPa, ob=69Mpa）W=0.1M M e；=e3 =60.1Mpa “二-69M paW 0.1d3所以其强度合适。输出轴设计（田轴）已知：输出轴功率为 P3 =2.54kW,转速

31、为60.37r/min,转矩为401.8Nm,大圆柱齿轮的直径为 320 mm,齿宽为4mm。Fax =-8145.3NFdx =-8200.7NFay =1070.83NFdy =2961N1 .选择轴的材料二 b =650MPa,选取轴的材料为45钢（调质），rb=59MPa,二 0b =98MPa2 .按扭矩初算联轴器处的最小直径先据表12-2,按45钢（调质）取C=110，则:dm. =C3 = 65.7mm,考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大 5%,则d=65.7X （1+5%）mm=69mm要使轴径d12与联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号查课本P297查Ta = 1

32、.5,19机械设计课程设计说明书MB = 749.37N *mMB1' =98.52N mMB2' = 268.2N *m设计扭矩：Tc=T a T3=1.5 401.8=2893.5N m,查机械设计课程设计P298,取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N m 其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。故取d1-2 =70mm, l1-2=130mm3 .轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案如下图：Mc1=1089.9JmMb2 =795.9双 *m 'MBi =847.51N mMC1=1128N*m C(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位1)为

33、了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取 d2-3=77mm,轴承端盖总宽度为20mm,由于装拆及添加润滑油 的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm,故 l23=20+30=50mm 挡圈直径 D=78mm2)选取轴承型号：圆锥滚子轴承30316型号，d X D 父 T=80mm 父 170mm 父 42.5mm 所以取d3M = d7 _8 =80mm3)根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,选d4 二 92mm4)齿轮与右轴承间采用套筒定位，套筒直径为92mm,齿轮的轮毂宽度k=(1.21.5)ds故取lh为20机械设计课程设计说明书60mm,轴肩 h>0.0

34、7d,取 h=7mm, 轴环处处的直径d56 =104mm,二 b =65°MPa,二b =59MPa,二 °b =98MPa&>1.4h,取&=10mm, l67 = 52mm5）取箱体小圆锥齿轮的中心线为对称轴,I45 =90.5mm/78 =113mm,6）轴上的周向定位齿轮与轴用键连接查机械设计课程设计取 b黑h =25黑14 , L=B-（510）=55mm.同时保证齿轮与轴有 良好对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇 宙的轴向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为 m67）确定轴的倒2尺寸：2 M5°o4.轴的强度校核1

35、）齿轮上的作用力的大小dmin = 65.7mmFt2 =1066.8 N , Fr2 =3530.8 N2）求直反力水平方向：F BX F DX = F t2M B = °,F DX=F t 2* BC=6315.5NBDF BX-竖直方向：5743.3NF BY=F r 2r 2 CDBD=2090.4NF DYF r 2BCBD=2298.6N3）画弯矩图:21机械设计课程设计说明书MCX = FBX .BC =871.5N .mMey =Fby *BC =317.2N，mMC = MCX2 MCv2 =927N m ecxc ydi-2 =70mm d2-3=77mmd34=

36、d7_8 =80mmd4_5 = 92mmd56=104mmd67 =90mm4）画扭矩图：T3 =1929.4Nm5）弯扭合成：因单向回转，视转矩为脉动循环li-2=130mml23=50mml34 =42.5mm22l45 = 90.5mm&=10mml67 =52mml78 = 113mm机械设计课程设计说明书二二二 Jb/二 ob,；1b =650MPa二 J =59MPa,二 ob =98MPa则a = 0.602剖面C的当量弯矩：Me '=JMc肛面/=1486.1 N mcT =1161.5 N m6）判断危险剖面：C截面：y胃=24.2MPa< ob=59

37、MPaa截面直径最小也为危险截面：厂=必= 33.9MPa<WLb =59MPa满足强度要求六,轴承的选择与计算1.输入轴的轴承：30309圆锥滚子轴承Fbx =2556.4N,Fby =704.3N,Fcx =6684.0N.Fbx = 2108.4N,n = 730r / minCr =108000NFt2 =1066.8Ne=0.35,Y=1.7Fr2 -3530.8N轴承内部轴向力：Frb =Fbx2 Fby2 =2661.3N,Frc = 'Fcx2 Fe/FsB = Frb / 2Y =782.7N,Fsc 二 Frc / 2Y =2061.3N, =7008.5NF

38、sB A Fsc故轴承B被压紧Fac' =Fa =524.1N, FAB' = Fa + Fsc =2585.3N23机械设计课程设计说明书Fc'ccccFb'ccccC =0.07 :二e =0.35, B =0.97 e=0.35查得：f p =1.2, x =0.4，当量动载荷Pb =fp(xFRB YFb') =6551.4NFB <PC,校核C轴承就行FC =fp *Frc =8410.2Nw=10/3，实际寿命，Lh106Cr(-)=113118h60 730 PC滚子轴承单班制工作预期寿命：300x8M10 = 24000h故实际寿命

39、大于预期寿命，合适！2.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承FR1 =8718.9N,Fr2 =8215.42N,Fa2 =1331.05N.n =274.4r / minCr =130000NFdyMcxMeyMe= 6315.5= 5743.3N= 2090.4N= 2298.6N=871.N,m= 317.2N ,m= 92Nme=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力:Fs1 =FR1/2Y =2564.38N,Fs2 = FR2/2Y = 2416.3N, =7008.5NFs1 + Fa2 > Fs2故轴承2被压紧FA1 = Fs1 = 2564.4 N, FA2 = Fa + FS

40、1 = 3895.4 NFA! =0.29 <e =0.35, FA2 =0.0.47 e =0.35Fr1Fr2R =fp *Fri =10462.7N查得：fp =1.2, x =0.4，当量动载荷F2 =fp(x弓 YFA2) =19836.8NP <P2,校核2轴承就行滚子轴承 10/3，实际寿命，Lh106Cr(r)=31792.06h60 274.7 P2单班制工作预期寿命：300 8 10 =24000h故实际寿命大于预期寿命，合适！3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承24机械设计课程设计说明书Fbx =5743.3N,Fby =2090.4N,Fdx =6315.5

41、N.Fdy = 2298.6N,n = 68.8r/ minCr =278000Ne=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力：Frb Fbx2 Fby2 = 6112N,Frd =、, Fd*2 Fdy? = 6720.8NFsB = Frb / 2Y = 1797.6N ,FsD = Frd / 2Y = 1976.7N,Fsb > Fsd故轴承B被压紧Fad' =Fab'=1976.7NFac 'F 'AD -Q.3 ：e-0.35, AB =0.29 ：e=0.35F rdF rb查得：fp =1.2,X =0.4，当量动载荷 PD =fp Frd =8

42、064.9NFB =fpFRB =7334.4NFB <Pd,校核D轴承就行滚子轴106Cw=10/3，头际寿命，Lh =（二）=32000000h60 68.8 PC单班制工作预期寿命：300 8 10 =24000h故实际寿命大于预期寿命，合适！七.键的计算校核1.输入轴上的键联轴器处：bhL =16m1QM57,K =4.3，轴径 d1 = 35mm,Ti =196N m, l=L- b=41mm4T二p 54.6MPa 二二p = 120MPa p dhlp满足强度要求，单个 A键即可小锥齿轮处：25机械设计课程设计说明书bxhxL =12父8M55,K =3.3,轴径d2 =4

43、2mm,工=196N *m, l=L- b=43mm4TcrD = 54.3MPa <crD =120MPa p dhlp满足强度要求，单个A键即可2 .轴的键的校核计算：大锥齿轮处：bMhML =16父10父50, K =4.3,轴径 d3=57mm,T2 =497.7N ,m, 尸L- b/2=42mm4T仃d = 83.2MPa <ffD=120MPa p dhlp满足强度要求，单个C键即可小直齿轮处：bMhL =16父10M43,轴径 d4 =57mET2 =497.7N ,m,l=L- b=35mm4T仃d = = 99.8MPa <<iD=120MPa p dhlp满足强度要求，单个C键即可3 .输出轴键的校核：直齿轮处的键：bMhML =25父14 M55,轴径 d5 =80mm,T3 =1929.4N m, l=L=55mm4T仃d = =110MPa <仃0 =120MPa p dhlp满足强度要求，单个 B键即可联轴器处键