机械设计圆锥圆柱齿轮减速器课程计算说明书

1、机械设计圆锥圆柱齿轮减速器课程计算说明书 作者： 日期：机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆锥- 圆柱齿轮减速器班级：机自设 计 者： 铎学号： 指导教师：机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定 3二、电动机的选择 3三、运动、动力学参数计算 5四、传动零件的设计计算 6五、轴的设计 11六、轴承的选择和计算 24 七、键连接的校核计算26-八、联轴器选择 27九、箱体设计28十、减速器附件28H一、密封润滑 29十二、设计小结30十三、参考文献 31注释及说明F=7KNV=1.10m/s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：输送机连续单向运转工作时有轻

2、微震动，空载启动，卷筒效率为0.96 ;每年按300个工作日计算，使用期限为8年，大修期4年，单班制工作；在专门工厂小批量生产(1)原始数据：运输机工作拉力：F=7KN ;带速V=1.10m/s ；滚筒直径D=400mmD=400mm二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)工作机所需功率：Pw=Tn/9550,因为V Dn/60000,把数据带入式子中得 n=68.97r/min,所以 PW=1800*68.97/9550=13.00kWP W =13.00kW1）传动装置的总效率：_42“总二"滚筒X"轴承X ”圆柱齿轮X“ 联轴

3、器X "圆锥齿轮=0.96 X0.99 4 X0.98 X 0.99 2 X0.97=0.86刀总=0.862）电动机的输出功率：Pd= P w/4总=13.00/0.86=15.13kW3、确定电动机转速：Pd=15.13kW计算工作机轴工作转速：nw=60 x 1000V/ tD=60 X 1000 X1.30/ 兀与60=68.97r/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nw=68.97r/min的一级减速器传动比范围分别为23和35 ,则总传动比范围为I' d=615。故电动机转速的可选范围为nd=I ' dXnw= (615 ) X

4、68.97=413.81034.6r/min符合这一范围的同步转速有 750和1000r/min。4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选 750和1000r/min, 可得到两种不同的传动比方案"a_I电动机转I电I传动装置的传动案机功同满机传圆圆型率步载重动锥柱号P ed转转量比传传/k速速/kg动动W比比1Y2018.100970220143.540L150-62Y2218.75073026610.2.63.95S-56698综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为Y225S-8 机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速nm (r/min)中心高mm轴伸

5、尺寸Y225S-818.573022560*140电动机型号Y200L1 6i 总=10.6i1=2.66三、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1、总传动比：i=n m/n w=730/68.97=10.582、分配各级传动比：取i直=1.52 i锥锥齿轮啮合的传动比：i i=0.25i=2.66圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ i 1=10.58/2.66=3.991 .计算各轴转速（r/min ）Q=n m =730n产ni/i 1=730/2.66=274.4nm =n ii/i 2=274.4/4=68.8niv= n iii =68.82 .计算各轴的功率（kW）P

6、尸Pd .4联轴器=15.13 X 0.99=14.98Pii=Pi 伸承.咽锥齿轮=14.98 X0.99 X 0.98=14.3P产Pii .4轴承咽柱齿轮=14.3 X0.99 X 0.98=13.9Piv= Pw*”轴承*“联轴器=13.9 X0.99 X 0.99=13. 83 .计算各轴扭矩（N m）Td=9550* P d/ n m =9550 X 15.13/730=198Ti=9550*P I/n i=194Tii=9550*P n/n 产497.7Tiii=9550*P m/n 川=1929.4'蓼教-一理名电动机轴I轴口轴w轴工作机轴转速r/min73073027

7、4.468.868.8功率P/kW15.1314.9814.31.111.11转矩/n*m198196497.71929.41910.1Td、I、I、Tw=依次为电动机轴，i, n, in和工作机轴的输入转矩。i2=3.99机械设计学 习指导57 页nI =730r/minn II =274.4r/ min nm =68.8r/m inn iv= n iii =68.8Pi=14.98KwPii=14.3kW Pm=13.9kWPiv=13. 8 kWTd=198 N - mTi=196N mTii=497.7N - mTiii=1929.4N mTw=9550* P W/n w=1910.1

8、传动比12.663.9911效率0.990.970.970.984.验证带速Tw=1910.1N - mV=D1 n iii =1.1103m/s60*1000、口 节当 1.1103 1.10人、工误差为=-0.003<5%, 合适1.10四、传动零件的设计计算1.圆锥齿轮的设计计算V=1.1103m/s已知输入功率 P产P I =14.98Kw,小齿轮的转速为 730r/min ,齿数比为u=2.66 ,由电动机驱动，工作寿命为 8年（每年工作300天），单班制，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

9、不高故选用 7级精度 （GB10095-88 ）2）选择小齿轮材料为 35SiMn 钢调质，硬度为 229 286HBS ,大齿轮为45 钢（调质），硬度为229 286HBS ,按齿面硬度中间值，有图 5-29b按碳钢查MQ线 得0Fiim1 =290Mpa0Fiim2 =220Mpa同理由图5-32b查得0Hlim1 =700Mpa的lim2 =580Mpa3）有式（5-29 ） , （ 5-30 ）分别求得#p1 = 0Flim1 YstYnYx/S Fmin =446Mpa0Fp2 = 0Flim2 YstYnYx/S Fmin =338Mpa曲p2 =的im2 YstZnZw/S H

10、min =580Mpa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di>1017kT iZ 2/ ohp （1-0.5 如）2 Mu ch2"31）小齿轮的名义转矩Ti= Ti=194N - mOFp1=446MpaOFp2 =338Mpa(THp2n =580Mpa2）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 r 0.34）选取重合度系数，取Z 0.885）初算小齿轮大端分度圆直径d 1 1017* J（*（1 0.5*0.3）

11、*550）2*1.5*150.2%109.1mm0.33.56）确定齿数和模数选取21 28,贝U z2 i1*z1 2.66 28 74.5取 z2=75大端模数 m= d1 /z1 3.89 mm ,取 m=47）计算主要尺寸d1 mz1 4 28 112mmd2 mt2 4 75 300mm机械设计基础第四版P82锥距 R 1/2 , d12 d22 1/ 2 1122 3002 160mmb R* R 0.3 160mm 48mm（3）校核齿根弯曲疲劳强度2Z1(12360F0.5 R)2 YFs Y FpP92P931）计算从重合度系数Y 0.25 0.75因为重合度1.883.2(

12、 ) 1.72 ,所以Z1Z20.75 Y 0.250.691.722）确定Yfs/ Fp的大值arctan/ arctan%arctan28/75 20.47090169.53229.9214FS14.3,Yfs2 4.0。则Fp1YFs24.1544610.00928MpaFp24.033810.01183Mpa因为YFs1Fp1Yfs2Fp2,所以选择大齿轮进行校核3）校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度_2360 1.5 194F22/、2 4.0 0.6948 42 28 (1 0.5 0.3)2112Mpap FP2 338M pa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

13、计算已知：输入功率P2 14.3kW ,小齿轮转速为274.4r/min,齿数比为u=4 ,电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。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Flm 450Mpa由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力Hlim1500Mpa（2）按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m1）确定弯曲应力fp2Zl FPm 12.63.KT1 YfsFlim YstV VFPq YN YXSFlim采用国标时，Yst 2.0,SFmin

14、 1.5,Yx 1.因为齿轮的循环次数-8N 60nat 60 274.4 1 (10 300 8) 4.0 10所以取 Yn1;则 FP1 Flim YST4Yn Yx =600MpaSFlim2）小齿轮的名义转矩T1T1 T 497.7N m3）选取载荷系数K=1.64）初步选定齿轮的参数乙20, Z2 i乙d 0.5,u Z2 4 Zi3.99 20 79.8,取 Z2 805）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系数带入即可图5-26 可查得：由机械设计基础第四版P88m 4z128z2 75P7o 表 5 1d1 112mmd

15、2 300mmR 160 mmb 48mmY 0.69ZV1 29.9Zv2 214F2 112 FP2Yfsi4.256）确定重合度系数Y11因为重合度 1.88 3.2( ) 1.7乙 Z20.75所以Y 0.25 0.69将上述各参数代入m式中得12.631.5 497.7 4.06 0.6820.5 202 5633.3按表5-1 ,取标准模数m 4mm o则中心距1a m(Z1 Z2) 200mm 27)计算传动的几何尺寸：d1mZ14 2080mmd2mZ24 80 320mm齿宽： b2d d140mmb1b2 (5 10) 48 mm(3)校核齿面的接触强度H112ZeZKT-

16、 1(u 1)2 HPbd1 u1)重合度系数Z 0.852)钢制齿轮Z E 189.8厢荷 把上面各值代入式中可算得：H 1125.2M paH lim 7HPZnSh lim1500Zw1 1 1250 Mpa1.2Flim 450M paHlim 1500MpaH HP符合要求(4)校核齿根弯曲强度2000T1KF12 一bm Z12000T1KYfsiY351.97F22_bm Z1YfsiY343.4许用弯曲应力： F1F2FlimYSTYN600MPaSF minF1 FP1 , F2 FP1fpi =563MpaT1 497.7N mm=4乙 20, Z2 80d 0.5U 4故

17、，轴强度满足要求但是考虑的中心距的问题,所以将模数增大到4.5五、轴的设计计算输入轴的设计计算Yfsi 4.251 .已知：P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 N m2 .选择材料并按扭矩初算轴径选用 45# 调质，硬度 217255HBs , b =650Mp根据课本P235 (10-2 )式，并查表10-2 ,取c=115dmin=115mm=31.38mm考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%,Y 0.68WJd=31.38 x(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

18、kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N ma=220mm查机械设计课程设计P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 N - m ,半联轴器的孔径d1 =35mm,故取d12=35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度 L1 =60mm.4.轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案如下图:d1 90mm d2 360mm a 220mm b1 60mm b2 52mm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

19、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 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 l45

20、=i20mm.圆锥齿轮的轮毂宽度lh= (1.21.5 ) ds,取lh=63mm , 齿轮端面与箱壁间距取15mm ,故l67=78mm。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b h 16 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(1-0.5 R)=4 4 28 (1 0.5 0,31) 95.2mm锥齿轮受力

21、：已知T1=196Nm,则2000 x 196圆周力：Ft1=2000T1/dm1= -=4117.6N径向力：Fr1=Ft1 , tan cos 1=1404.1N轴向力：Fa1=Ft1 - tan asin 1=524.1N轴承的支反力F1 F2 60MPadmin 31.3mmd 12 =35mmd2-3 =42mmd 3-4 =d 5-6=45mmd4-5 =54mmd67 =42mm112 =60mm.(1)绘制轴受力简图(如下图)(2)轴承支反力水平面上的支反力：Me 0cl23=50mm13-4 =26mm145=120mmI56=26mml67=78mmtan200 cos20

22、.470 1404.1 N3W 0.1d3Mee W11b 59MPad12 d56 40.34mmFbx+ Fcx=Ft=4117.6N解得：Fbx=-255.6 N,%x=6684.0N垂直面上的支反力Me 0c-Frl<D + F«l-dm/2FBy =BC=-704.3 NFCy= Fr1-FBy=2108.4N(3)求弯矩，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 - mFt1=4117.6NFr1=1404.1Mc2=Jm2x M 22 348.6

23、 N m cvcx cy 4(5)求当量弯：因单向回转，视转矩为脉动循环1/ 0b, b 650MPa11b 59MPa, 01b 98MPaa = 0.602剖面 C 的当量弯矩：MC1' "MC12 ( T)2 372.8 N - mMC2' JMC22 ( T)2 367 N - 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。知 Me= MC 1'=372.8MPa,忖产 59Mp02)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面M Cx=- 347.7N - mMcw =64.1N mM cy2=- 24.9N

24、- mMec =275.06N mo-e=1.36Mpa0.1d3Me=40.9MPa< ib 59MPaWM° _._e =27.5MPa< ib 59MPa e W所以其强度足够.中间轴的设计1 .已知：P2 14.3KW, n2 274.4r/min,T2 497.7N?m2 .选择材料并按扭矩初算轴径®选用 45# 调质，b 650Mpa ,硬度 217255HBs根据课本P235 (10-2 )式，并查表10-2 ,取c=108dm. C曰 40.34mm3 .轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案如下图MC1 372.81 1N m(2)轴上零件的定位的

25、各段长度，直径，及定位M C2 367N - m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,参照工作要求并根据d12 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.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

26、面，故取 123 =52mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h>0.07d,取h=4mm,则此处轴环的直径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I45 =46mm。以箱体小圆锥齿轮中心线为对称轴，取112 80mm/34 16mm,l56 116mm(3)轴上零件的周向定位14.3KW半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由274.4r / min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 b h 16 10 mm ,齿轮键长 L=B- (510 )t2 497.7 N=50mm

27、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 K6dmin =40.34m轴圆角：2 45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=80mmT2 497.7N ?m圆周力：Ft1=2000T2/d1=12442.5N径向力：Fr1=Ft1 tan a=4528.7N(2)锥齿轮受力：已知 T2=497.7N - m ,dm2= d2(1-0.5 R)= 255mm则圆周力：Ft2=2000T2/dm2=3903.5N径向力：Fr2=Ft1 tan acos 2=496.87N轴向力：Fa1=Ft2 tan asin

28、 2=1331.1N(3)求轴承的支反力轴承的受力简图水平面上，竖直面上的支反力平衡则:对A求矩Ft2?ABFt1?ACFdx?AD 0Fdy ? ADd2Fr2?AB-Fr1?AC 0解方程组得:Fax =-8145.3N,FDX =-8200.7N,Fay1070.83N, Fdy2961N(4)画弯矩图d 12 =d56=50mmd23=d 45=57m md34 =63mml12 80mml23=52mml34 16mm1 45=46mm。156 116mmFt1=12442.5.因单向回转，视转矩脉动循环-ib/ 0b ,已知5NFr1=4528.7NFt2=3903.5NFr2=

29、496.87NFa1 = 1331.1NAB=92mm,BC=65mm,2 . B.处的弯矩:水平：M BFtAX ? AB 749.37 N ? m竖直：M B1' FAY ? AB 98.52N ?m M B2' FDY ? BD Fr1?BC 268.2N ?mC处的弯矩:水平：Me FDX ?CD 1025.3N ?m c竖直：M C1' FDv ?CD 370.2N ?m ci DyM c2' FAy ?Ac Fa2?d2/2 Fr2?BC 370.13N ?m3 .合成弯矩:Mc1 jMBc M b2 1089.9N ?m cM B2 Mb M b2

30、，795.93N?m4 .转矩 T2 497.7N ?mb 735MPa,查 表121 ib=65MPa, ab 118MPa,则 65/118 0.585剖面B处的当量弯矩：MB1MB22 ( T2)2 847.51N ?m剖面C处的当量弯矩图： '22M C1 , M C1 ( T2)21128.1N ? m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。已 知：Me= Me i'=1128.1MPa, 1b 69Mpa ,W=0.1M M e -e - 3 60.1Mpa 1b 69M paW 0.1dCD=125mm所以其强度合适

31、。输出轴设计（田轴）已知：输出轴功率为 P3=13.9kW ,转速为68.8r/min, 转 矩为1929.4N - m,大圆柱齿轮的直径为 360 mm ,齿宽为 4.5mm。1 .选择轴的材料b 650M Pa,选取轴的材料为45钢（调质），* 59MPa, 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：dmin C3叵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=65.7 X （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=1.5,设计扭矩：T

32、c=Ta T3=1.5 X 1929.4=2893.5N- m,查机械FAX =-8145.3NFdx =-8200.7NFay 1070.83NFdy2961N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 , 1i-2 =130mm3 .轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图：Mb 749.37N?mMB1' 98.52N?mMB2' 268.2N?m（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位1 ）为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取 d2-3=77mm,

33、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=30+30=60mm 挡圈直径 D=78mm2 ）选取轴承型号：圆锥滚子轴承30316 型号，d D T=80mm 170mm42.5mm 所以取d3 4 d7 8 80mm3 ）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,选d4 5 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lh （1.21.5）ds故取lh为60mm,轴肩h>0.07d,取 h=7mm,轴环处处的直径 d56=104mm,l56 >1.4h,取l56=10mm,

34、 l67 52mm5）取箱体小圆锥齿轮的中心线为对称轴，Mc1 1089.9N?mMB2 795.93J?mMbi 847.51N?m 1Mci 1128N1 ml45 80mm,l78 104mm,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 h 25 14, L=B-(510)=60mm.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m6b 650MPa,7）确定轴的倒角尺寸：2 45010b59M Pa, 98MPa4.轴的强度校核1）齿轮上的作用力的大小Ft21066.8 N ,Fr2 3530.8水平方向

35、:F BXF DXFMB0,F DXF t2 ?bc6315.5NBDF BX竖直方向:5743.3NF BYF r 2 ?cd2090.4NBDF DYF r2?bc2298.6N2）求直反力t 2BD3）画弯矩图:CXCyFbx?BCFby ? bc871.5N ?m317.2N?mmC cMCx2 Mcv2927N?mC cxcydmin65.7mm4)画扭矩图：T3 1929.4N?m5)弯扭合成：因单向回转，视转矩为脉动循环ib/ ob, b 650MPa11b 59MPa, 01b 98MPa则a 0.602剖面C的当量弯矩：Me ' Ac 2 ( T)2 1486.1 N

36、 - md 1-2 =70mmd2-3 =77mmd3 4 d7 8 8cmmd4 5 92mmd56 =104mmd67=90mm11-2 =104mmT =1161.5 N m6）判断危险剖面：C 截面： e Me 24.2MPa< 1b 59MPa e WA截面直径最小也为危险截面：e Me33.9MPa<W1b 59MPa满足强度要求l23=66mmI34 =60mml45 80mml56 =10mml67 52mml78 104mm六,轴承的选择与计算Fbx 2556.4N,F704.3N,FcxBXBYCXCr 108000N6684.0N.FBX 2108.4N,n

37、730r/mine=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力:Frb x Fbx2 Fby2 2661.3N,Frc,Fcx2Fcy2FsB Frb/2Y 782.7N,Fsc Frc/2Y 2061.3N, =7008.5NFsb Fsc故轴承B被压紧Fac' Fa 524.1N, Fab' Fa Fsc 2585.3NFC- 0.07 e 0.35, FB- 0.97 e 0.35 FRCF RB查得：fp 1.2, x 0.4，当量动载荷 FC fp?FRC 8410.2NPB fp(xFRB YFb') 6551.4NFB Pc,校核C轴承就行Ft2 1066.8NF

38、r2 3530.8N1 .输入轴的轴承：30309圆锥滚子轴承106Cr10/3，头际寿命，Lh ()113118h60 730 Pc滚子轴承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！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/min 1Cr 130000Ne=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力:Fs1 FR1/2Y 2564.38N,FS2 FR2 /2Y 2416.3N,=7008.5NFsi Fa2 Fs2故轴承2被压紧FaiFsi2564.4N, FA2Fa Fs

39、i3895.4NFA!A! 0.29FR1查得：fpBfp(xF1e 0.35, FA20.0.47FR21.2, x0.4，当量动载荷YFA2) 19836.8NPP2,校核2轴承就行滚子轴承10/3，实际寿命，Lh106e 0.35R fp?FR1 10462.7NFdx 6315.5NFbx 5743.3NFby 2090.4NFdy 2298.6NMCX 871.N?mCzMCy 317.2N?mMC 927J?mCr(一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FB

40、X 5743.3N,Fby 2090.4N,FDX 6315.5N.FDY 2298.6N,nCr 278000Ne=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力:.8r / minFrb JFbx2 Fby26112N,Frd JFdx2 Fdy26720.8NFsB Frb/2Y 1797.6N,FsD Frd/2Y 1976.7N,FsB FsD故轴承B被压紧Fad' Fab' 1976.7NFac 'Fa '-AD- 0.3 e 0.35, q 0.29 e 0.35F rdFrb 查得：fp 1.2, x 0.4，当量动载荷 PD fp ?Frd 8064.9N

41、PB fpFRB 7334.4 NPB PD，校核D轴承就行106C10/3，头际寿命，Lh （）32000000h60 68.8 PC滚子轴承单班制工作预期寿命：300 8 10 24000h 故头际寿命大丁预期寿命，合适！七.键的计算校核1 .输入轴上的键联轴器处：b h L 16 10 57, K 4.3，轴径 d1 35mm,Ti 196N?m,l=L- b=41mm4Tp54.6MPa p 120MPadhl满足强度要求，选用双圆头键小锥齿轮处：b h L 12 8 55, K 3.3，轴径d2 42mm,T1 196N?m,l=L- b=43mmd . 54.3MPa D 120M

42、Pap dhlp满足强度要求，选用双圆头平键2 .轴的键的校核计算：大锥齿轮处：b h L 16 10 50, K 4.3,轴径 d3 57mm,T2 497.7N?m, 尸L- b/2=42mm4T 83.2MPa D 120MPa p dhlp满足强度要求，单个C键即可小直齿轮处：b h L 16 10 43,轴径 d4 57mm,T2 497.7N?m, l=L- b=35mm4Tp 99.8MPa p 120MPa dhl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：b h L 25 14 55,轴径 d5 80mm,T3 1929.4N ?rni, l=L=55mm4TD 110MPa D 120MPa p dhlp满足强度要求，单个 B键即可联轴器处键的校核：b h L 20 12 122，轴径 d70mm,T3 1929.4N ?m,l=L-b=102 mm4Tp 90.1MPa p 120MPap dhlp满足强度要求，单个A键即可八.联轴器的选择输入轴联轴器：查机械设计课程设计P298，取HL弹性柱销联轴器，其 额定转矩315 N - m ,半联轴器的孔径d1 =35mm,轴孔长度 L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.输出轴联轴器：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