计算减速机课程设计

1、一、电动机的选择1)选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。选择电动机的容量工作机的有效功率为：F=2T/D=2×900/360=5KN Pw=Fv=5×1.2=6 kW i=0从电动机到工作机传送带间的总效率为。=12345=0.961×0.994×0.972×0.991×0.961=0.825 i=1由机械设计课程上机与设计可知：1：V 带传动效率 0.962：滚动轴承效率 0.99(球轴承)3：齿轮传动效率 0.97 (7 级精度一般齿轮传动)4：联轴器传动效率 0.

2、99(弹性联轴器)5：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为：Pd = Pw /= 6/0.825=7.27 kW i=2式中：Pd工作机实际所需电动机的输出功率，kW；P w工作机所需输入功率。kW；电动机至工作机之间传动装置的总功率。3)确定电动机转速按推荐的传动比合理范围，V带传动(24)，一级圆柱齿轮传动5，两级圆柱齿轮传动为(540)。因为 nw=v 60/(D)=(1.2×60)/(×360)=63.66 r/min i=3 nd=inw=(1080)63.66=(636.65092.8) r/min i=4所以电动机转速的可选范围为：(636.6509

3、2.8) r/min i=5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1500 r/min i=6电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如表格1。二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1).总传动比i为 i=nm/nw= 1440/63.66=22.62 i=72).分配传动比 i=i0i1i2=22.62 i=8考虑润滑条件等因素，初定i0为V型带传动比i1为第一组齿轮传动比i2为第二组齿轮传动比当为两级传动时： i1=(1.31.4) i2 取1.4 ， i0=3当为一级传动时： i1=i/i0 i0=3所以经过

4、计算以后可得： i1=3.25 i=10 i1=1.4i2=1.4×3.25=2.32 i=11(1).各轴的转速电动机轴：nm=1440 r/min i=13轴 ：n=1440/3=480 r/min i=14轴 ：n=480/3.25=147.69 r/min i=15轴 ：n=147.69/2.32=63.66 r/min i=16卷筒轴 ：nw= n=63.66/1=63.66 r/min i=17(2). 各轴的输入功率电动机轴： Pd=7.5 kW i=19轴 ： P=Pd12= 7.5×0.99×0.96=7.13 kW i=20轴 ： P=P23=

5、7.13×0.99×0.97=6.85 kW i=21轴 ： P= P23=6.85×0.99×0.99=6.58 kW i=22卷筒轴 ： Pw= P24=6.58×0.99×0.99=6.45 kW i=23(3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为： Td=9550×Pd/nm=9550×7.5/1440=49.74 Nm i=25电动机轴： Td=49.74 Nm i=26轴 ： T=9550×P/n=9550×7.13/480=141.86 Nm i=27轴 ： T=9550

6、15;P/n=9550×6.85/147.69=442.94 Nm i=28轴 ： T=9550×P/n=9550×6.58/63.66=987.1 Nm i=29卷筒轴 ： Tw=9550×Pw/nw=9550×6.45/63.66=967.6 Nm i=30三、V带设计1)求计算功率Pc查表得 Ka=1.2 i=32故 Pc=KaPd=1.2×7.27=8.72 kW i=332)选V带型号可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。根据Pc=1.2×7.27=8.72 kW i=34 nd=1440 n/min i=35查图

7、查出此坐标点位于图中 A型带 i=36所以现在暂选用 A型带 i=373)求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表 dl1应不小于75 mm i=38取(标准)dl1= 100 mm i=39dl2=nd/ndl1(1-)= 1440/480×100×(1-)=294 mm i=40一般为0.02。查表得取(虽然dl2的大小会影响传动比，但其误差为小于5% i=41) 取标准dl2=300 mm i=424)验算带速v v=dl1nd/(60×1000)=1001440/(60×1000)=7.54 m/s i=43带速在525 m/s范围内，合适。5)求

8、V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a0=1.5(dl1+dl2)=1.5(100+300)=600 mm i=44取 a0=600 mm i=45符合a0=0.7(dl1+dl2)2(dl1+dl2)。 L0=2a0+/2(dl1+dl2)+(dl2-dl1)2/(4×a0)=2600+/2(100+300)+(300-100)2/(4×600)=1844.99 mm i=46查机械设计基础表13-2，对所选的A型带 i=47所以 Ld=2000 mm i=48则中心距aa0+(Ld-L0)/2=600+(2000-1844.99)/2=678 i=496)验算小带轮

9、包角1 1=180°-(dl2-dl1)/a×57.3°=180°-(300 -100)/678×57.3°=163.1° i=50此结果大于120°所以合适7)求V型带根数z z=Pc/(P0+P0) KaKL)查表得查机械设计基础表13-3得 P0=1.32 kW i=51两轮之间的传动比i=dl2/(dl1(1-)=300/(100(1-0.02)=3.06 i=52 查表13-5得P0=0.17 i=53查表13-7得Ka=0.89 i=54查表13-2KL=1.03 i=55由此可得 z=8.72/(1.

10、32+0.17)×0.89×1.03)=6.38 i=56取 z=7 i=578)求作用在带轮轴上的压力FQ查机械设计基础表13-1 得q=0.1 kg/m i=58故得单根V带的初拉力 F0=500Pc/(zv) (2.5/Ka-1)+qv2=5008.72/(77.54) (2.5/0.89-1)+0.1×7.542=155.12 N i=59V型带的尺寸大小见表格3作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(1/2)=27155.12sin(163.1°/2)=2148.11 N i=60四、齿轮的设计1)齿轮1、2的设计(1)齿轮的材料，精度和齿数选

11、择，因传递功率不大，转速不高。都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜可取多些。由机械设计基础表11-1选择齿轮1材料为45钢(调质)，硬度为280HBS,Hlim1=600MPa,FE=450MPa,齿轮2为45钢(正火)，硬度为240HBS, Hlim2=380 MPa, FE=320 MPa。由机械设计基础表11-5 取SH=1.25,SF=1.6。  i=61H1= Hlim1/SH=600/1.25=480 Mpa i=63H2= Hlim2/SH

12、=380/1.25=304 Mpa i=64F1= HFE1/SF=450/1.6=281.25 Mpa i=65F2= HFE2/SF=320/1.6=200 Mpa i=66(2)按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造，取载荷系数为1.5 i=67。齿宽系数d为0.8 i=68对于铸钢ZE取188，ZH取2.5d1(2KT(i1+1)/( di1) (ZEZH/H)2)(1/3)=(21.5141.861000(3.25+1)/( 0.83.25) ×(188×2.5/480)2)(1/3)=87.37 mm i=69齿数取z1=30 i=70则z2=i1z1=97 i

13、=71模数m=d1/z1=87.37/30=2.91 mm i=72齿宽b=dd1=0.8×87.37=69.9 mm i=73取b1=65 mm i=74b2=55 mm i=75按机械设计基础表4-1 取m=3 mm i=76实际的d1=z1m=30×3=90 mm i=77d2=z2m=97×3=291 mm i=78中心距a=(d1+d2)/2=(90+291)/2=190.5 mm i=79(3)验算齿轮弯曲强度齿形系数(由机械设计基础图11-8 和图11-9 可得)YFa1=2.5 i=80YSa1=1.63 i=81YFa2=2.18 i=82YSa

14、2=1.63 i=83F1=2KYFa1YFa1/(b1m2z1)=2×141.86×1000×1.5×2.51.63/(65×32×30)=98.82 Mpa F1 i=84F2= F1YFa2YSa2/( YFa1YSa1)=98.82×(2.18×1.63/(2.5×1.63)=86.17 Mpa F2 i=85所以安全的。(4)齿轮的圆周速度 v1=d1n/(60×1000)=×90×480/(60×1000)=2.26 m/s i=86对照表11-2选用7

15、级是正确的！齿轮参数见表格4  i=872)齿轮3、4的设计(1)齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高。都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜可取多些。由机械设计基础表11-1选择齿轮3材料为45钢(调质)，硬度为280HBS,Hlim3=600MPa,FE=450MPa,齿轮2为45钢(正火)，硬度为240HBS, Hlim4=380 MPa, FE=320 MPa。由机械设计基础表11-5 取SH=1.25,SF=1.6。H3= Hli

16、m3/SH=600/1.25=480 Mpa i=88H4= Hlim4/SH=380/1.25=304 Mpa i=89F3= HFE3/SF=450/1.6=281.25 Mpa i=90F4= HFE4/SF=320/1.6=200 Mpa i=91(2)按齿面接触强度设计设齿轮按7级精度制造，取载荷系数为1.5 i=92。齿宽系数d为0.8 i=93对于铸钢ZE取188，ZH取2.5d1(2KT(i2+1)/( di2) (ZEZH/H)2)(1/3)=(21.5442.941000(1.4×3.25=2.32+1)/( 0.82.32) ×(188×2.

17、5/480)2)(1/3)=131.6 mm i=94齿数取z3=32 i=95则z4=i2z3=74 i=96模数m=d3/z3=131.6/32=4.11 mm i=97齿宽b=dd3=0.8×131.6=105.28 mm i=98取b3=105 mm i=99b4=95 mm i=100按机械设计基础表4-1 取m=4.5 mm i=101实际的d3=z3m=32×4.5=144 mm i=102d4=z4m=74×4.5=333 mm i=103中心距a=(d3+d4)/2=(144+333)/2=238.5 mm i=104(3)验算齿轮弯曲强度齿形系

18、数(由机械设计基础图11-8 和图11-9 可得)YFa3=2.48 i=105YSa3=1.64 i=106YFa4=2.24 i=107YSa4=1.6 i=108F3=2KYFa3YFa3/(b3m2z3)=2×141.86×1000×1.5×2.51.63/(65×4.52×32)=136.87 Mpa F3 i=109F4=F3 YFa4YSa4/( YFa3YSa3)=136.87×(2.24×1.6/(2.48×1.64)=120.61 Mpa F4 i=110所以安全的。(4)齿轮的圆周速

19、度 v3=d3n/(60×1000)=×144×147.69/(60×1000)=1.11 m/s i=111对照表11-2选用7级是正确的！齿轮参数 见表格4  i=112五、轴的设计1)轴的设计  i=198圆周力： Ft1=2T/d1=2×141.86/0.09=3152.44 N i=200径向力： Fr1=Ft1tan=3152.44tan20°=1147.39 N i=201轴向力： Fa1=0 N i=2022)初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础表14-2，取C=110,于是

20、dmin=C3(P/n)(1/3)=110×(7.13/480)(1/3)=27.04 mm i=203由于键槽的影响，故最小直径为：28 mm i=204显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴的最小最小直径d1=38 mm i=205根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=76 mm i=2063)轴的结构设计(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d2=47 mm i=207(2).初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。按照工作求并根据d2=47 mm i=208查手册选取单列角接触球轴承7011AC i=209其尺

21、寸为d×D×B=55×90×18 mm i=210故 d3=d7=55 mm i=211故 l7=B=38 mm i=212(3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=59 mm i=213故 l4=122 mm i=214由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d5=67 mm i=215则d6=59 mm i=216则l6=63 mm i=217(4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。故l2=108 mm i=218(5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3=18 mm i=219至此，已初步确定了轴的各段和长度。

22、见草图1  i=2204).轴的校核根据两个轴承的位置可确定L=233 mm i=221取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=155 mm i=222取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=61.5 mm i=223(1).求垂直面得支撑反力图1-aF1v=(Fr1*L3-Fa1d1/2)/L=(1147.39×0.0615-00.09/2)/0.233=302.85 N i=224F2v=Fr1-F1v=1147.39-302.85=844.54 N i=225(2).求水平的支撑反力图1-bF1H=Ft1L3/L=3152.440.0615/233=

23、832.08 N i=226F2H=Ft1-F1H=3152.44-832.08=2320.36 N i=227(3).V型带拉力产生的支撑反力图1-cF1F=FQ(L2+L)/L=2148.11×(0.155+0.233)/0.233=3577.11 N i=228F2F=F1F-FQ=3577.11-2148.11=1429 N i=229(4).绘垂直面得弯矩图图1-dMav=F2vL3=3577.11-2148.11=51.94 Nm i=230M'av=F1v(L-L3)=302.85×(0.233-0.0615)51.94 Nm i=231(5).绘水平

24、面的弯矩图图1-eMaH=F1HL3=832.08×0.0615=51.17 Nm i=232M'aH=F1H(L-L3)=832.08(0.233-0.0615)=142.7 Nm i=233(6).带轮拉力产生的弯矩图图1-fM1F=FQL2=2148.110.155=332.96 Nm i=234MaF=F2FL3=14290.0615=87.88 Nm i=235(7).求合成弯矩图图1-g考虑到最不利的情况。Ma=(Mav2+MaH2)(1/2)+MaF=(51.942+51.172)(1/2)87.88=160.79 Nm i=236M'a=(M'

25、av2+M'aH2)(1/2)+MaF=(51.942+142.72)(1/2)87.88=240 Nm i=237M1=M1F=332.96 Nm i=238所以危险截面为：轴承1 i=239(8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为Me=(M2+(T)2)(1/2)取=0.6.可得：Me=(332.962+(0.6×141.86)2)(1/2)=343.67 Nm i=240(9).计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表得B=650MPa，由表14-3查得_1b=60MPa,则d(Me/(0.1_1b)(1/3)=(343.6

26、7/(0.1×60)(1/3)=38.55 mm i=241考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d1.05×38.55=40.48 mm i=242查看草图说明当初估算的直径是合理。  i=2435).轴的设计  i=289圆周力： Ft2=2T/d2=2×442.94/0.291=3044.26 N i=290径向力： Fr2=Ft2tan=3044.26tan20°=1108.02 N i=291轴向力： Fa2=0 N i=292圆周力： Ft3=2T/d3=2×442.94/0.144=6151.94 N i=2

27、93径向力： Fr3=Ft3tan=6151.94tan20°=2239.12 N i=294轴向力： Fa3=0 N i=2956)初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础表14-2，取C=110,于是dmin=C3(P/n)(1/3)=110×(6.85/147.69)(1/3)=39.52 mm i=296由于键槽的影响，故最小直径为：48 mm i=2977)轴的结构设计(1).初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。查手册选取单列角接触球轴承7013AC i=298其尺寸为d×D×B=65

28、15;100×18 i=299故 d5=d1=65 mm i=300(2).由齿轮2、齿轮3的尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=70 mm i=301故 l4=53 mm i=302故 d2=80 mm i=303故 l2=103 mm i=304(3).根据齿轮到内壁的距离以及轴承定位的要求。故l1=42 mm i=305故 l5=47 mm i=306至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图2  i=3078).轴的校核根据两个轴承的位置可确定L=237 mm i=308取齿轮2中间为b-b截面，齿轮3中间为c-c截面。b与c截面的距离L2=88 mm i=309取

29、右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=65.5 mm i=310(1).求垂直面得支撑反力图2-aF3v=(Fr2(L3+L2)+Fa3d3/2+Fa2d2/2-Fr2L3)/L=(2239.12×(0.0655+0.088)+0×0.144/2+0×291/2-1108.02×0.0655)/0.237=1144.01 N i=311F4v=Fr2+F3v-Fr3=1108.02+1144.01-2239.12=12.91 N i=312(2).求水平的支撑反力图2-bF4H=Ft2(L-L3)-Ft3(L-L2-L3)/L=(3044.26&

30、#215;(0.237-0.0655)+6151.94×(0.237-0.088-0.0655)/0.237=-3143.14 N i=313F3H=Ft3+Ft2-F4H=3044.26+6151.94-35.46=35.46 N i=314(3).绘垂直面得弯矩图图2-cMbv=F4vL3=12.910.0655=0.85 Nm i=315M'bv=Fa3d3/2+Fr3L2-F3v(L-L3)=00.0655/2+2239.120.088-1144.01(237-65.5)=0.84 Nm i=316Mcv=F4v(L2+L3)+Fa2d2/2-Fr2L3=12.91(

31、0.088+0.0655)+00.291/2-1108.020.0655=-70.59 Nm i=317M'cv=-F3v(L-L2-L3)=-1144.01(0.237-0.088-0.0655)=-95.52 Nm i=318(4).绘水平面的弯矩图图2-dMbH=F4HL3=35.460.0655=2.32 Nm i=319M'bH=F3H(L-L3)=-3143.14(0.237-0.0655)=-539.05 Nm i=320M'cH=F3H(L-L2-L3)=-3143.14(0.237-0.088-0.0655)=-262.45 Nm i=321McH=F

32、3H(L2+L3)=35.46(0.088+0.0655)=5.44 Nm i=322(5).求合成弯矩图图2-e考虑到最不利的情况。Mb=(Mbv2+MbH2)(1/2)=(0.85)2+(2.32)2)(1/2)=2.47 Nm i=323M'b=(M'bv2+M'bH2)(1/2)=(0.842+-539.052)(1/2)=539.05 Nm i=324Mc=(M'cv2+M'cH2)(1/2)=(-70.59)2+(5.44)2)(1/2)=70.8 Nm i=325M'c=(M'cv2+M'cH2)(1/2)=(-95

33、.52)2+(-262.45)2)(1/2)=279 Nm i=326所以危险截面为：截面b i=3276).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为Me=(M2+(T)2)(1/2)取=0.6.可得：Me=(539.052+(0.6×442.94)2)(1/2)=601 Nm i=328(7).计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表得B=650MPa，由表14-3查得_1b=60MPa,则d(Me/(0.1_1b)(1/3)=(601×1000/(0.1×60)(1/3)=46.44 mm i=329考虑到键槽对轴的削弱，

34、将d值加大5%，故d1.05×46.44=48.76 mm i=330查看草图说明当初估算的直径是合理。  i=3319).轴的设计  i=332圆周力： Ft4=2T/d2=2×987.1/0.333=5928.53 N i=333径向力： Fr4=Fttan=5928.53tan20°=2157.81 N i=334轴向力： Fa4=0 N i=33510)初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础表14-2，取C=110,于是dmin=C3(P/n)(1/3)=110×(6.58/63.66)(1/3)=39.

35、52 mm i=336由于键槽的影响，故最小直径为：1.05×46=56 mm i=337显然最小值的轴颈肯定是安在联轴器(取标准)故轴的最小直径d7=56 mm i=338根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l7=112 mm i=33911)轴的结构设计(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d6=60 mm i=340(2).初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。查手册选取单列角接触球轴承7015AC i=341其尺寸为d×D×B=75×115×20 i=342故 d5=d1=75 mm i=

36、343故 l5=B=20 mm i=344(3).由齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d2=95 mm i=345故 l2=93 mm i=346由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d3=103 mm i=347故 d4=95 mm i=348根据轴承的定位故 l1=49 mm i=349(4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。故l6=56 mm i=350(5).根据减速箱尺寸的布置，可得l4=77 mm i=351至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图3  i=35212).轴的校核根据两个轴承的位置可确定L=229 mm i=353取齿轮中间为d-d

37、截面，带轮离最近轴承的距离L2=122 mm i=354取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=144.5 mm i=355(1).求垂直面得支撑反力图3-aF5v=(Fr4L3-Fa4d4/2)/L=(2157.81×0.1445-0×0.333/2)/0.229=1361.59 N i=356F5v=Fr4-F5v=2157.81-1361.59=796.22 N i=357(2).求水平的支撑反力图3-bF5H=Ft4L3/L=5928.53×0.1445/0.229=3740.93 N i=358F6H=Ft4-F5H=5928.53-3740.9

38、3=2187.6 N i=359(3).传输带拉力产生的支撑反力图3-cF6F=Fw(L+L2)/L=(0.229+0.122)/0.229×5000=7663.76 N i=360F5F=F6F-Fw=7663.76-5000=2663.76 N i=361(4).绘垂直面得弯矩图图3-dMdv=F6vL3=796.22×0.1445=115.05 N i=362M'dv=F5v(L-L3)=1144.01×(0.237-0.0655)=0.84 Nm i=363(5).绘水平面的弯矩图图3-eMdH=F6HL3=2187.6×0.1445=3

39、16.11 N i=364M'dH=F6H(L-L3)=3740.93×(0.229-0.1445)=316.11 N i=365(6).带轮拉力产生的弯矩图图3-fM6F=FwL2=5000×0.122=610 N i=366MdF=F5F(L-L3)=2663.76×(0.229-0.1445)=225.09 N i=367(7).求合成弯矩图图3-g考虑到最不利的情况。Md=(Mdv2+MdH2)(1/2)+MdF=(115.052+316.112)(1/2)+225.09=561.49 Nm i=368M'd=(M'dv2+M

40、9;dH2)(1/2)+MdF=(115.052+316.112+)(1/2)+225.09=561.49 Nm i=369M6=M6F=610 Nm i=370所以危险截面为：轴承6 i=371(8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为Me=(M2+(T)2)(1/2)取=0.6.可得：Me=(6102+(0.6×987.1)(1/2)=850.22 Nm i=372(9).计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表得B=650MPa，由表14-3查得_1b=60MPa,则d(Me/(0.1_1b)(1/3)=(850.22×10

41、00/(0.1×60)(1/3)=52.13 mm i=373考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d1.05×52.13=54.74 mm i=374查看草图说明当初估算的直径是合理。  i=375六、滚动轴承的校核  i=376轴承的预计寿命L'H=24000 h i=3781)轴承1、2的计算(1).计算径向反力和轴向反力FR1=F1v=302.85 N i=379FR2=F2v=844.54 N i=380由初步选定的角接触球轴承7011AC i=381，轴承内部的轴向力Fs=0.68FrFs1=0.68FR1=0.68302.85=2

42、05.94 N i=382Fs2=0.68FR2=0.68844.54=574.29 N i=383FA1=Fs2-Fa=574.29-0=574.29 N i=384FA2=Fs1=205.94 N i=385(2).计算轴承1、2的当量动载荷由机械设计基础表16-11 查得e=0.68 i=386FA1/Fr1=574.29/302.85=1.9 i=387FA2/Fr2=205.94/844.54=0.24 i=388查表16-11 可得X1=0.41 i=389Y1=0.87 i=390X2=1 i=391Y2=0 i=392故 当量动载荷为：P3=X1Fr1+Y1FA1=0.4130

43、2.85+0.87574.29=623.8 N i=393P2=X2Fr2+Y2FA2=1844.54+0205.94=844.54 N i=394(3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为623.8小于844.54 i=395故即为径向当量动载荷的依据为P2 i=396根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5 i=397工作温度正常，查表16-8的ft=1 i=398(4).由手册查的轴承的径向基本额定动载荷Cr2=fpP2/ft(60nLh/1000000)(1/3)=1.5844.54/1(6048024000/1000000)(1/3)=1120

44、0.72 N i=399查表得所选的轴承Cr=35.2 kN i=400因为小于Cr,所以所选的轴承适用。  i=401(5).轴承寿命的计算已知=3 LH2=1000000/(60n)(fpC/(fpp)3=1000000/(60480)(135.2/(1.5844.54)3=744905.28 h>24000 h i=402所以寿命是合格的。  i=4032)轴承3、4的计算(1).计算径向反力和轴向反力FR3=F3v=1144.01 N i=429FR4=F4v=12.91 N i=430由初步选定的角接触球轴承7013AC i=431，轴承内部的轴向力Fs=0

45、.68FrFs3=0.68FR3=0.681144.01=777.93 N i=432Fs4=0.68FR4=0.6812.91=8.78 N i=433外轴向力的合力Fa=|Fa2-Fa3|=0 i=434FA3=777.93 N i=435FA4=777.93 N i=436(2).计算轴承3、4的当量动载荷由机械设计基础表16-11 查得e=0.68 i=437FA3/Fr3=8.78/1144.01=0.01 i=438FA4/Fr4=777.93/12.91=60.26 i=439查表16-11 可得X3=1 i=440Y3=0 i=441X4=0.41 i=442Y4=0.87 i

46、=443故 当量动载荷为：P3=X3Fr3+Y3FA3=11144.01+08.78=1144.01 N i=444P4=X4Fr4+Y4FA4=0.4112.91+0.87777.93=682.09 N i=445(3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为623.8小于844.54 i=446故即为径向当量动载荷的依据为P2 i=447根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5 i=448工作温度正常，查表16-8的ft=1 i=449(4).由手册查的轴承的径向基本额定动载荷Cr3=fpP3/ft(60nLh/1000000)(1/3)=1.51144

47、.01/1(60147.6924000/1000000)(1/3)=10242.96 N i=450查表得所选的轴承Cr=38 kN i=451因为小于Cr,所以所选的轴承适用。  i=452(5).轴承寿命的计算已知=3 LH3=1000000/(60n)(fpC/(fpp)3=1000000/(60147.69)(138/(1.51144.01)3=1225420.69 h>24000 h i=453所以寿命是合格的。  i=4543)轴承5、6的计算(1).计算径向反力和轴向反力FR5=F5v=1361.59 N i=455FR6=F6v=796.22 N i=

48、456由初步选定的角接触球轴承7015AC i=457，轴承内部的轴向力Fs=0.68FrFs5=0.68FR5=0.681361.59=925.88 N i=458Fs6=0.68FR6=0.68796.22=541.43 N i=459FA5=Fs5=925.88 N i=460FA6=Fs5+Fa=925.88+0=925.88 N i=461(2).计算轴承5、6的当量动载荷由机械设计基础表16-11 查得e=0.68 i=462FA5/Fr5=925.88/1361.59=0.01 i=463FA6/Fr6=925.88/796.22=60.26 i=464查表16-11 可得X5=

49、1 i=465Y5=0 i=466X6=0.41 i=467Y6=0.87 i=468故 当量动载荷为：P5=X5Fr5+Y5FA5=11361.59+0925.88=1361.59 N i=469P6=X6Fr6+Y6FA6=0.41796.22+0.87925.88=1131.97 N i=470(3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为1361.591131.97 i=471故即为径向当量动载荷的依据为P5 i=472根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5 i=473工作温度正常，查表16-8的ft=1 i=474(4).由手册查的轴承的径向基本

50、额定动载荷Cr5=fpP5/ft(60nLh/1000000)(1/3)=1.51361.59/1(6063.6624000/1000000)(1/3)=9209.03 N i=475查表得所选的轴承Cr=46.8 kN i=476因为小于Cr,所以所选的轴承适用。  i=477(5).轴承寿命的计算已知=3 LH5=1000000/(60n)(fpC/(fpp)3=1000000/(6063.66)(146.8/(1.51361.59)3=3149973.05 h>24000 h i=478所以寿命是合格的。  i=479七、键的设计1).轴键的设计  i

51、=480(1).带轮键的设计已知轴径d=38 mm i=482轮毂长度L=76 mm i=483查手册，选A型平键，其尺寸为b=10 mm i=484h=8 mm i=485L= 56 mm i=486p= 4T/(dhl)=4×141860/(38×8×56)=33.33 MPa i=487查手册的p=110MPa,因为p小于p，故键符合强度要求。  i=488(2).齿轮1键的设计已知轴径d=59 mm i=496轮毂长度L=63 mm i=497查手册，选A型平键，其尺寸为b=18 mm i=498h=11 mm i=499L= 56 mm i=5

52、00p= 4T/(dhl)=4×141860/(59×11×56)=15.61 MPa i=501查手册的p=110MPa,因为p小于p，故键符合强度要求。  i=5022).轴键的设计  i=503(1).齿轮2键的设计已知轴径d=70 mm i=504轮毂长度L=53 mm i=505查手册，选A型平键，其尺寸为b=20 mm i=506h=12 mm i=507L= 50 mm i=508p= 4T/(dhl)=4×442940/(70×12×50)=42.18 MPa i=509查手册的p=110MPa,因

53、为p小于p，故键符合强度要求。  i=510(2).齿轮3键的设计已知轴径d=80 mm i=518轮毂长度L=103 mm i=519查手册，选A型平键，其尺寸为b=22 mm i=520h=14 mm i=521L= 90 mm i=522p= 4T/(dhl)=4×442940/(80×14×90)=17.58 MPa i=523查手册的p=110MPa,因为p小于p，故键符合强度要求。  i=5243).轴键的设计  i=525(1).齿轮4键的设计已知轴径d=95 mm i=526轮毂长度L=93 mm i=527查手册，选A型平键，其尺寸为b=NaN mm i=528h=NaN mm i=529L= 90 mm i=530p= 4T/(dhl)=4×987100/(95×NaN×90)=NaN M