二级减速器锥齿斜齿

1、机械设计基础课程设计设计说明书机械与动力工程学院设计者：指导教师:2016年6月河南理工大学一设计任务书 3二传动方案的拟定 4三电机的选择 4四运动和动力参数的计算 5五传动件的设计计算 6六轴的设计 12七 滚动轴承的选择与寿命计算 20八联轴器的选择 24九键联接的选择和验算 25十箱体的设计 26十一减速器附件的设计 26十二润滑和密圭寸 27参考文献 2844、设计任务书矿用链板输送机传动装置设计1、设计条件：（1）机器用途：煤矿井下运煤；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：输送机运动误差不超过 7%（4）工作能力：储备余量15%（5）使用寿命：十年，每年300天，每

2、天8小时;（6）检修周期：半年小修，一年大修；（7）生产批量：小批量生产；（8）制造厂型：矿务局中心机厂 中型机械厂；2、输送机简图：如图1图11；电动机传动系统3:运输机主轴4：运输机主动星轮5：雜板运输机3、原始数据:运输机链条速度：0.6m/s ；运输机链条拉力：12KN 主动星轮齿数：11 ； 主动星轮节距：50mm4、设计任务:（1）设计内容：电动机选型传动件设计减速器设计联轴器选型设计;（2）设计工作量：装配图1张零件图2张；二、传动方案的拟定根据传动装置各部分的相对位置（如图1）,综合考虑工作机的性能要求、工作条件 和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低、传动效率满足

3、要求等，选择 二级圆锥-圆柱齿轮减速器，机构运动简图如图 2：ffl 21：电动机2:（电动机轴）3、11:联轴器4:轴1（高速轴）5. &锥齿轮7:轴臥中间轴）& 9:斜齿轮1Q:轴3（社速轴）12:轴4陆输机主轴）13:运输机三、电机的选择1、计算运输机主轴的转速和功率（1）转速nwCQ * A A由原始数据可得主动星轮的直径d居=石；=175.2圖，则nw =60vd60 0.6=65.44r/min3. 140. 1752(2) 功率Pwpw=Fv=12X 0.6=7.2kw2、电动机的功率(1) 传动装置的总效率n由参考文献1表1-2查得：滚筒效率n 1=0.96 ;

4、弹性联轴器效率n 2=0.99 ;滚动轴承效率n 3=0.98 ;圆柱齿轮传动效率n 4=0.97 ;圆锥齿轮传动效率n 5=0.95 ;由于有两个滚筒，两个联轴器，三个滚动轴承。、，223223故总效率 n = n 1 n 2 n 3 n 4 n 5=0.96 x 0.99 x 0.98 x 0.97 x 0.95=0.7834(2) 所需电动机的功率P r=R/ n =7.2/0.7834kw=9.19kw3、选择电动机的型号根据工作条件：煤矿下运输，应选择防爆电机。查参考文献2表7-2-2选择电动机的型号为丫160L-6,额定功率11kw,满载转速970r/min,电动机轴伸直径48mm

5、四、运动和动力参数的计算1、分配传动比(1) 总传动比:i=970/65.44=14.822(2) 各级传动比：多级减速器可按照，可按照“前小后大”(即由高速级向低速级逐渐 增大)的原则分配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获 得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。直齿圆锥齿轮(高速级)传动比i 12=0.25i=3.705斜齿圆柱齿轮(低速级)传动比i 23=4(3) 实际总传动比i实勻 12 i 23=3.705 x 4=14.82因为 i=i-i实=0.002<0.05,故传动比满足要求。2、运动和动力参数计算(1) 轴0

6、(电动机轴)P 0=Fr=9.19kwn o=970r/m inT 0=9550x 9.19/970=90.478N m(2) 轴1 (高速轴)Pi=F0 n i n 2=9.19 x 0. 96x 0. 99=8.734kwn i=no=97Or/m inT i=9550R/n i=9550X 8.734/970=85.989N m(3) 轴2 (中间轴)P 2=P n 3 n 5=8.734 x 0.98 x 0.95=8.131kwn 2=ni/i 12=970* 3.705=261.81r/mi nT 2=9550P/n2=9550X 8.131/261.81=296.293N m(4

7、) 轴3 (低速轴)P 3=F2 n 3 n 4=8.131 x 0.98 x 0.97=7.729kwn 3=n2/i 23=261.81 * 4=65.45r/minT 3=9550F/n 3=9550x 7.729/65.45=1127.76N m(5) 轴4 (运输机主轴)F 4=F3 n 1 n 2 n 3=7.198kwn 4=n3=65.45r/m inT 4=9550R/n4=9550x 7.198/65.45=1050.387N m五、传动件的设计计算1、闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算(1) 选择齿轮材料，确定许用应力由参考文献3表 16.2-60，表 16.2-64 及图

8、16.2-17,图 16.2-26,小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217- 255(T Hlim1=580MPa, (T Flim1 =220MPa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162- 217T Hlim2=560MPa, T Flim2=210MPa查参考文献3表16.2-16,取许用应力 S=1.25,Sf=1.6,贝UT h 1= T Hlim1/S H=464MPa T f 1 = T Flim1 /SF=137.5MPaT H 2= T Hlim2/S H=448MPaT f 2= T Flim2/S F=131.25MPa(2) 按齿面接触强度设计小齿轮的大端

9、模数取齿数 乙=16(无限制，为了使结构紧奏)，则 乙=乙 i 12=16x 3.705=59.28,取 乙=60 实际齿数比卩=Z2/Z1=3.75分锥角 S 1= arctanS 2= arctan可=arcta n 16 =14.931Z260Z2 =arctan 60 =75.068Z116取载荷系数K=1.5由参考文献3表16.4-26小齿轮分度圆直径dti =1951=1951X1. 585.9892 =105.85 mm3.754642大端模数 mde/Z 1=6.61查参考文献3表16.4-3，取=7（3）齿轮参数计算大端分度圆直径de1 =z1讥=112 mde2 =z 2

10、叫=60*7=420 m齿顶圆直径 dae1 =de1 2me cos r =112+2X 7X cos14.932 ° =125.527 mdae2 二 de2 2me cos、2 = 420+2X 7X cos75.068 ° =423.607 m齿根圆直径 dfe1 二 de1 -2皿 cos、1=112-2.4 X 7cos14.932 ° =98.167 md fe2 二 de2 -2.4me cos、.2=420-2.4 X 7cos75.068 ° =415.671 m第一步：求出分锥角a, tan a仁Z1/Z2（两齿轮轴线垂直的情况下，

11、如果不垂直，要把交 角考虑进去）第二步：求出齿轮的分度圆直径d1, d仁mZ1第三步：求出锥距R, R=d1/（2*sin a1）第四步：根据不同的齿制选择不同的齿宽系数其中：直齿（1/41/3 ）,零度弧齿（1/4 ）,弧齿中”等顶隙收缩齿“（1/3.51/3 ）,弧齿中”等高齿“（1/41/3 ）通常-R 二 0.25 - 0.35取齿宽系数R = 0.3外锥距 Re=de1/2si=112/2sin14.932 ° =217.330 m齿宽 b = Re R =65.199 m,取 b=66 m中点模数 mm 二 me(1 - 0.5 R)= 7*0.85=5.95中点分度圆直

12、径 dm1-05r) = 112*0.85=95.2 mdm2 "e2(1 一0.5 r) =420*0.85=357 m当量齿数 Zv1Z = 16.559, Zv2生 =232.853COSi>C0Si>2当量齿轮分度圆直径dv1 =.d1 = 95.23. 75- =98.526伽卩3. 752dv2 二"dvi = 1385.532 mm锥齿轮：ha = mm当量齿轮齿顶圆直径dvadv1 - 2mm =107.1 mdvai 二 dv2 2mm 二 1397.432 m当量齿轮齿根圆直径dvb1 cos二dv1 cos20八=92.584 mdvb2

13、二 dv2COS： -dv2COs20 =1301.974 m1当量齿轮传动中心距av = (dv1 dv2) =742.029 m2当量齿轮基圆齿距 pvb - 二mm cos ： = 3. 145. 95 cos 20 = 17.556 m当量 齿轮断面齿形角:vt取为20啮合线长度1 :gvdva12心2.dva22 -dvb22) -avSn vt =33.145 m端面重合度；v：.Pvb33. 14517. 556= 1.887齿中部接触线长度Ibm二2 二1 =65.881 m£va(4) 验算齿面接触疲劳强度由参考文献4式5-49得:= 121ZeZ ；，严+ 1.b

14、de12(1-0.5、3. 75213. 75取Ze二189.8MPA Z； =0.88，代入各值可得:小齿轮貯比=121 汉 189. 8 汉 0. 88 汇 J； 5 * 85.989_66 x 1122 x (1 0. 5 x 0. 3)2=309.75MPa*H h =464MPa大齿轮；H2=121189.80. 88/1.5 x 296.293664202 (1 _0.50.3)2、3. 7521X 3. 75=153.32MPa<；H 2 =448MPa故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。(5)校核齿轮弯曲疲劳强度由参考文献4式5-47得：2360KT2bme Zj1 -0.

15、5 r)YfsY；式中 Yfs 查参考文献3图 16.4-25 得：Yfs1 =4.55, Yfs 4.61再由参考文献3式16.4-12Y； =0.25 0.75/ ；v .=0.25+0.75/1.887=0.647所以二F12360 x 1.5 x 85.989667216 (1 _ 0.50. 3)24. 550. 647=23.969MPa食 f h =137.5MPa23601. 5396.293667216(1 0. 50. 3)24. 610. 647=22.315MPa賽 F 1=137.5MPa即齿轮的弯曲强度也满足要求。2、闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算(1)选择材料，确

16、定齿轮的疲劳极限应力由参考文献3表16.2-60、表16.2-64及图16.2-17、图16.2-26选择齿轮材料为: 小齿轮：45号钢，调质处理，HB=217- 255- Hiim1=580MPaf lim1 =220MPa大齿轮：45号钢，正火处理，HB=162- 217' H lim 2 =560MPa-Flim2=210MPa(2) 按接触强度，初步确定中心距，并初选主要参数由参考文献3表16.2-333a _476(1)KT式中：小齿轮传递的转矩 T =T2 =296.293N m载荷系数取K=1.5齿宽系数取a =0.3齿数比暂取23=4许用接触应力匚HP二 H limH

17、min按参考文献3表16.2-46 ,取最小安全系数SHmin =1.25 ,由于大齿轮的强度低故按 大齿轮计算：560 ；HP=448MPa1.25将以上数据代入计算中心距的公式得:31. 5 x 296.293a - 476(41) ： . 2=291.923 mm0. 3 汇 448 x 4圆整为标准中心距a =300 m按经验公式，法面模数 mn =(0.0070.002)a =(0.007 0.002) X 300=2.1 6取标准法面模数mn=4初取 B =12° ,cos12 ° =0.9782acos 12 300 0.978mne 1) 一 4 (4 1)

18、取乙=29, Z2=Z=4X29=116求螺旋角B : cos 一：二皿勺 空二4 (29 U勺二0. 9667 ,所以B =14° 48'2a2 疋 300端面模数mt二旦 4 =4.1378 mCOS00.9667d1 =mt 乙=4.1378 X 29=119.996 m齿宽 b 二 a=0.3 X 300=90 m(3) 校核齿面接触疲劳强度按参考文献4式 5-39j =ZeZh ZSZpJr)V bd1卩式中：分度圆上的圆周力Fti2T2di2296.293119. 996_107=4938.38N查参考文献3表 16.2-43, Ze 二 189. 8 MPa节点

19、区域系数ZH按B 14° 48', x=0查参考文献3图16.2-15, ZH =2.41重合度系数取乙=0.88螺旋角系数 Z-： = ,cos1 =.0.9832代入数据:=0.882.41189. 80.98324938. 384 190119. 9964=299.21MPa<；hp =448MPa故接触疲劳强度满足要求(4) 校核齿根弯曲疲劳强度按参考文献4式5-372000KTbmn2乙式中：T =T2=296.293N m复合齿形系数Yfs :首先计算当量齿数Zv1乙cos3 :3 =32.101(0.9667)Zv2Z2cos3 :1163(0.9667)

20、=128.4由此查参考文献3图 16.2-23 得YFS1=4.12, YFS2=3.94重合度与螺旋角系数Y； X首先按参考文献4式5-12计算端面重合度1)cos : Z Z21二二1.88 - 3.2(尸Z1=1.88-3.2(1/29+1/116)X 0.9667=1.684据此查参考文献3图16.2-25得丫=0.62,2000 x 1. 5 x 296.293代入数据：9042294.120.62=54.371MPa计算许用弯曲应力二FP：查参考文献3表16.2-46取最小安全系数SFmin=1.6按大齿轮计算则cFP 壬二210=131.25MPaSF min16可见二f P，故

21、弯曲疲劳强度满足要求。(5) 主要几何尺寸mn=4 mmmt =4.1378 mm 乙=29Z2=116B =14° 48di =Zimt =29X4.1378=119.996 md2 =Z2mt=116X4.1378=479.985 mda1 =d1 2ha =119.986+2 X 4=127.996 mda2 =d2 2ha =479.985+2X4=487.985 m1a © d2)=0.5 X (119.996+479.985)=300 mb = aa =90 ma取小齿轮比大齿轮宽 3 5mm b1 =95 m, b2 =90 m六、轴的设计1、减速器高速轴1的

22、设计(1) 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，经调质处理，查参考文献4表12-1得材料的力学性能数据为：-b =650 MPa6b=98MPa 二 Jb=59MPa(2) 初步估算轴径由于材料为45钢，查参考文献3表19.3-2选取A=115,则得：33 a P8.734dmin 二A . 1 = 115 .=23.92 m.n1970考虑装联轴器加键需将其轴径增加 4%- 5%故取轴的最小直径为30 m(3) 轴的结构设计1) 由联轴器尺寸确定由联轴器的轴毂长度L=82和直径d=30及相关要求，可确定d1 = 30 mm, L 80mm2) 由轴承尺寸确定由轴承

23、型号为30208,其主要参数有：40*80*19.75。可确定d3 = d5 = 40mm,匕=Ls = 18mm3）由经验轴承单边高35mm确定d4 = 50mm,由经验公式L4 = 2. 5d3 _ J = 102mm 取 L4=110mm4）根据轴承安装方便的要求，取d2比d3小3mn得d2=37mm根据安装轴承旁螺栓的要求，取L2 = 50 mm5） 根据对称布置和锥齿轮宽度，确定 d6 = 30mm Le = 90mm如图所示，主要尺寸已标出go（4）轴上受力分析（如图4a所示） 齿轮上的作用力圆周力:Ft1 =即 / dmi =即 / de1(1 - 0. 5 ；)85.989 /

24、 112 (1 - 0.50.3)10,二 2 =1806.49N径向力：Fr1Ft1 tan :- cos “=1806. 49 tan 20 cos 14. 961 =635.427 N轴向力：Fa1 = Ft1 tan : sin “ = 1806.49 tan 20 sin 14. 961 =168.967 N求轴承的支反力亠十亠 lF1x 991806.49 x 99水平面上支反力：Fra -1397. 20 N128 128Fm (99128)1281806. 492273203. 69 N128垂直面上支反力:plFra F -Fa1 -yFr199) / 128 = ( -16

25、8.96795. 22635. 42799) / 128=428.628NFa占Fri (99128) / 12( -168. 96795. 22635.427227)/ 128=1065.837N(5) 画弯矩图 剖面B处弯矩：水平面上弯矩 MB1 = 128FrA 10- - 1281397. 2010-=178.8N m垂直面上的弯矩 MB2 =(128Fra _ 已 如)10- =(128 428. 628 _ 168.967 95. 2) 102 2=46.8N m合成弯矩 M b = M B1 M 器=184.823 N m剖面 C处弯矩：Mc = Fa110- = 168.967

26、 竺2 10=8.04N m2 2(6) 画转矩图=85.989N m(7) 计算当量弯矩因单向回转，视转矩为脉动循环，-=Ub/Jb，贝-59/98=0.602剖面B处当量弯矩Mb' = VMB(:TJ2=,184. 8232(0. 60285. 989)=191.934N m剖面C处当量弯矩M/二. M2( TJ2 :二.8. 042(0. 602 85. 989)2=52.38N m(8)判断危险剖面并验算强度剖面B处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，故剖面 B为危险剖面Mb0.1d3191.934100. 1403MPa=29.98MPa< _jb二 59MPa 剖

27、面C处直径最小，为危险剖面Mc52. 38 103k = TFMPa=19.4MPa<z59MPa所以该轴强度满足要求2、减速器中间轴2的设计(1)选择材料(同轴1)（2）初步估算轴径3dmin =A P = 115 J 8. 131 =36.147 mm n2,261.81考虑安装齿轮加键，需将其轴径增加 4%- 5%故取轴的最小直径为40伽（3）轴的结构设计1）由轴承尺寸确定由轴承型号为30208,其主要参数有：40*80*19.75。为了利于固定，一般取L,比T小 1mm 故可确定 L! = L718mm d1 = d7 = 40 mm2） 由对称性和经验轴肩单边高 3 5mm确定

28、d2 =d6 =46mm,由经验公式取L2 = L6 = 10 mm3）根据小齿轮 b1 =95mm。确定 L3 二 94 mm d3 二 55mm。4）由经验轴肩单边高35mm确定d4 = 65mm,由经验公式L4 = 2. 5d3 - 5 = 43. 5 mm 取 J =50mm5）根据锥齿轮齿宽取L5 = 88 mm根据对称性取d5=55mm 如图所示，主要尺寸已标出。（4）轴上受力分析（如图6a） 齿轮2上的作用力齿轮2的受力与齿轮1大小相等，方向如图6a所示:圆周力：巳二 Ft1=1806.49N径向力：Fr2 二 Fa1 -168.967N轴向力：Fa2 二 FM =635.427

29、N 齿轮3上的作用力圆周力：2T22000296.293Ft 3-4939.86Nd1119.996径向力：tan :- ntan 20F3 =斤3n = 4939.86=1856.94Ncos Pcos 14. 48轴向力：Fa3 二 F3tan 1 = 4939. 86 tan 14.48 =1268.34N 求轴承的支反力水平面上支反力：Fra = J F375 _ F2216) / 288=-(4939.86 X 75- 1806.49 X 216) /288=68.445NFrb =(F3213 _ F272)/ 288=(4939.86X 213- 1806.49 X 75)/28

30、8=3182.99N垂直面上支反力：plplFra =忑2号Fr2216 Fr3 75 一 Fa3 )/288=(635.427 X 357/2+168.967 X 216+1856.94X 751268.34 X 119.996/2)/288=739.907NddFrb = ( Fa3Fr3213 Fr2105 - Fa2 上)/ 2882 2=(1268.34X 119.996/2+1856.94 X 213+168.967 X 72-635.427 X 357/2)/288=1285.99N(5) 画弯矩图(如图6b、c)剖面C处弯矩：水平面上：Mc =-72Fra 10 "=

31、-72 X 68.445 X 0.00仁-4.928N m垂直面上：Ml =72Fra10"=72X 739.907 X 0.00仁53.273N mpl% =(72FRAFa2)10，2=(72X 739.907-635.427 X 357/2) X 0.001=-60.15N m合成弯矩：MC1二 MC MC12二4.928253.2732 =53.50N mMb=JlVC+ Mb '2=9282+ 60. 152 =60.35N m剖面D处弯矩：水平面上：Md =75 Frb10=75X 3182.99 X 0.001=238.7N m垂直面上：MD1： =75 Frb

32、10”=75X 1285.99 X 0.00仁96.44N mMd/ =(75 Frb 甘3牛)1°'=(75X 1285.99-1268.34 X 119.996/2) X 0.001=20.35N合成弯矩：MD1=MDMd1 2=238. 7296.442 =257.44N mMD2二MDMd2 2=238. 7220. 352 =239.56N m(6) 画转矩图T2=296.293N m河南理匚大学课程设计说明书(7) 计算当量弯矩用剖面D处的最大合成弯矩计算当量弯矩:Md 二 MDi ( T2)2 二. 257.442 (0.602 296.293)2 =313.1

33、94N m(8) 判断危险剖面并验算强度 剖面D处当量弯矩最大，为危险剖面：MMd103313. 194 103二e 忆733=18.824MPa<f一b=59MPaW 0. 1d0. 1 x 55即该轴强度满足要求。3、减速器低速轴3的设计(1) 选择材料：查参考文献4表12-1选40Cr合金钢，调质处理，c =750MPa,二0b=118MPa；b=69MPa(2) 初步估算轴径由于材料为40Cr,查参考文献3表19.3-2选取A=100,则得：33 A P37.729dmin 丛屮=100汽彳 “ “ =49.04 mm.n3; 65. 45考虑装联轴器加键需将其轴径增加 4尬5%

34、故取轴的最小直径为50伽(3) 轴的结构设计1) 由联轴器尺寸确定由联轴器的轴毂长度L=142和直径d=50及相关要求，可确定d1二50mm,L| = 140mm2) 由轴承尺寸确定由轴承型号为32012,其主要参数有：60*95*23。为了利于固定，一般取L3=a比T小 1-3mm 故可确定 L3 = L8=20mm d3 = d8 = 60mm3) 由经验轴肩单边高 3 5mm确定d2 = 55mm,，d5 =75mm d? = 65m m由经验公式取L5 = L7 = 10mm根据安装轴承旁螺栓的要求，取 L? = 40mm4) 根据大齿轮b2 =90mm。确定山=88mm d6 = 7

35、0mm。5) 由经验轴肩单边高3 5mm确定d4二70mm由经验公式L4 = 2 5d3 - L = 130 mm 取 L4=130mm(4) 轴上受力分析齿轮4的作用力齿轮4的受力与齿轮3的受力大小相等，方向如图8a所示圆周力：Ft4 二 Ft3=4939.86N径向力：Fr4 =Fr3=1856.94N轴向力：Fa4 =Fa3=1268.34N求轴承的支反力水平面上：Fra 二斤465 /( 19465)=4939.86 X 65/259=1239.73NFrb =Ft4194/( 19465) =4939.86 X 194/259=3700.126Npl垂直面上：Fra =(F4 65

36、- Fa4 亠 2592=(1856.94 X 65+1268.34 X 479.985/2) /259=1641.066NFrb =(Fr4 194 一 Fa4 骑 / 2592=(1856.94X 194-1268.34 X 479.985/2)/259=215.65N(5) 画弯矩剖面C处弯矩：水平面上：Me 二 Fra 194 10" = 1239.73194 10=240.50N m垂直面上：Me1 = Fra194 10" = 1641. 066194 10=318.366N - md23MC2 = ( FRA 194 f Fa4) 102=(1641.066X

37、 194-1268.34 X 478.985/2) X 10=14.608N m最大合成弯矩：MC -；:Me2MC1 2 = 240. 502318. 3662 =398.99N m(6) 画转矩图T3=1127.76N m：-fb/；ob=69/118=O.585剖面C处当量弯矩+(込)2 = J398. 992 + (0. 585 汉 1127. 76)2 =771.005N m剖面D处当量弯矩M D = C T3)2 = T3=659.739N m(8) 判断危险剖面并验算强度C处当量弯矩最大，为危险剖面。Me = Mc芈二 771. 005 二 MPa=22.47MPq< 讥=

38、69MPaW 0. 1d 30. 1 703一MeMd103W "0. 1d3D直径最小，并受较大转矩，为危险剖面659. 7391033 MPa=52.779MPqvb =69MPa 0. 150七、滚动轴承的选择与寿命计算1、减速器高速轴滚动轴承的选择与寿命计算(1) 轴承的选择高速轴的轴承既受一定径向载荷，同时还承受轴向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40伽,由参考文献3表20.6-79选用型号为30208,其主要参数有：d=40 mm,D=80 mm ,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。查参考文献4表14-11:当Fa/Fr乞e时，X=1，Y=0;当FA/FR e时,

39、X=0.4,Y=1.6。(2) 计算轴承受力(如图9)求轴承径向载荷根据“轴的设计”中已算出的高速轴 1的轴承支反力，有：Fr1 二.FRa Fra 2 二.1397.202 428.6282 =1461.468NFr2 二. FRbFrb 2 二 3203. 67"1065. 8372 =3376.316N求轴承的轴向载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献4表14-13 :Fsi =Fri/2Y =1461.468/2 X 1.6=456.70NFs2 二 FR2/2Y =3376.316/2 X 1.6=1055.098N轴承的轴向载荷：因轴承I被“压紧”，故：Fai 二 Fs2Fa

40、1 二 1055. 098168.967 =1224.065NFad = FS2=1055.098N(3) 求轴承的当量动载荷P轴承 I : Fai /Fr1= 1224.065/1461.468=0.837>e=0.37查参考文献4表14-12 , fp=1.5P1 - fP(XFR1 YFai )=1.5 X (0.4 X 1461.468+1.6 X 1224.065)=3034.63N轴承D : F& /FR2 = 1055.098/3034.63=0.347<e=0.37P2 二 fPFR2=1.5 X 3034.63=4551.945N因轴承相同，且P"

41、; P1,故应以P"作为轴承寿命计算的依据。(4) 求轴承的实际寿命已知滚子轴承；=10/310660n=79083h106( 63000 )10/ 360970(4551. 945)根据设计条件，使用寿命十年，每年300天，每天8小时，则L=10X 300X 8=24000h 因Lh L，故所选轴承合适。2、减速器中间轴滚动轴承的选择与寿命计算(1) 轴承的选择中间轴的轴承也是既受一定径向载荷，同时还承受轴向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40伽,由参考文献3表20.6-79选用型号为30208,其主要参数有：d=40 mm,D=80 mm ,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.

42、6。查参考文献4表14-11:当FA/FR乞e时，X=1，Y=0;当FA/FR - e时,X=0.4,Y=1.6。(2) 计算轴承的受力(如图10)求轴承的径向载荷根据“轴的设计”中已算出的中间轴轴承的支反力，Fri 二 Fr2a Fra 2 二 68.4452739. 9072 =743.066NFp 二 FRBFrb 2 二 3182.9921285. 992 =3432.95N 求轴承的轴向载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献4表14-13 :FS1 = FR1/2Y =743.066/2 X 1.6=232.208NFS2 二 FR2/2Y =3432.95/2 X 1.6=1072.7

43、9N轴承的轴向载荷：其中 FA =Fa3 -Fa2 =1268.34-637.427=632.913N因Fs1Fa < Fs2，使轴承I被“压紧”，故：FA1 = FS2Fa=1708.217NFA2 = FS2 = 1072.79N(3) 求轴承的当量动载荷P轴承I: FA1 / FR1 =1708.217/743.066=0.337<e=0.37R = fP(XFR1 YFAi ) =4545.56轴承 U: FA2 /FR2=884.026/3432.95=0.257<e=0.37P2 二 fPFR2 =1.5 X 3432.95=5149.42N因轴承尺寸相同且P2

44、A P ,故应以P2作为轴承寿命计算的依据。(4) 求轴承的实际寿命 已知滚子轴承；=10/3Lh = !°_(色)(_6300)1o/3=146583h>L=24OOOh60n P260 261.81 5149.42故所选轴承满足要求。3、减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算(1) 轴承的选择根据受力要求，轴承将承受较大的径向力和轴向力，选取圆锥滚子轴承，由参 考文献3表20.6-19选用型号为32012,其主要参数为：d=60伽,D=95 mm,Cr=81.8KN,e=0.43,Y=1.4。查参考文献4表 14-11 :当 Fa/FrM时，X=1, Y=0;当 Fa/Fr

45、e时，X=0.4,Y=1.4(2) 计算轴承受力(如图11)1I求径向载荷根据“轴的设计”中已算出的低速轴 3的轴的支反力:Fr1 = Fra * Fra-1239. 7321641. 0662二 2056.703NFr2 二.Frb FRB=3700. 1262215. 652-3706.404N求轴向载何轴承内部轴向力Fs,按参考文献4表14-13 :FS1 = FR1 / 2Y =2056.703/2 X 1.4=734.53NFS2 = FR2/2Y =3706.404/2 X 1.4=1323.71N轴承的轴向载荷：其中Fa二Fa3 = 1268.34N,因Fs2 Fa Fsi使得轴

46、承I被“压紧”，故：Fai 二 Fs2 Fa=1323.71+1268.34=2592.06NFA2 =FS2=1323.71N(3) 求轴承的当量动载荷轴承 I : Fa1/ Fr1 = 2592.06/2056.703>e=0.43查参考文献4表14-12 , fP=1.5Pi = fp(XFRi YFai) =1.5 X (0.4 X 2056.703+1.4 X 2592.06)=6677.34N轴承U : FA2/FR2= 1323.71/3706.404=0.357<e=0.43P2 二 fFR2=1.5 X 3706.404=5559.606N因所选两轴承相同，且p

47、P2，故应以Pi作为轴承寿命计算的依据。(4) 求轴承的实际寿命已知滚子轴承& =10/3Lh106(0O)io/3=3i637h>L=24OOOh6065. 45 6677. 34即所选轴承满足使用要求。八、联轴器的选择1、输入端联轴器的选择根据工作情况要求，决定高速轴1与电动机轴之间选用弹性柱销联轴器。按参考 文献415-1，计算转矩为g二KaT，由转矩变化较小，查参考文献4表15-1有Ka=1.5，又因 T =To=9O.478N m,所以 Tc =1.5 X 90.478=135.717N m根据Tc=135.717N m小于公称转矩，n=97Or/min小于许用转速及电

48、动机轴伸直 径do=48伽,高速轴轴伸直径d=3O伽,查参考文献3表22.5-37，选用LH 3型其公称 转矩63ON- m,许用转速5OOOr/min,轴孔直径范围d=3O48伽,孔长l1=82伽，L2=82 伽，满足联接要求。YA3O 汉 82YA48 82标记为:HL3 联轴器 YGB/T5014-19852、输出端联轴器的选择根据工作情况要求，决定低速轴 3与运输机主轴之间也选用弹性柱销联轴器。按参考文献415-1 ，计算转矩为 几二KaT，依然查参考文献4表15-1有Ka=1.5 ,此时 T=1035.689N m所以 TC=1.5 X 1127.76=1691.64N m根据TC

49、=1691.64N - m小于公称转矩，n = n3 =65.45r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d=50伽,查参考文献3表22.5-37，选用LH5型其公称转矩2000Nm, 许用转速3500r/min,轴孔直径范围d=5070伽,孔长L,=142mm, L2 =142伽，满足联 接要求。标记为:HL5 联轴器 YA50 142 GB/T5014 一 1985YA50 x 142九、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，由d=30m，查参考文献 表3.2-18得bX h=8 X 7,因半联轴器长 82 m，故取键长 L=70m，即d=30m,h=7 m,l=L-b=62伽,T=85.989N m由轻微冲击，查参考文献4表10-1得匚P=100MPa所以6 =4T/dhl =4X 1000X 85.989/30 X 7X 62=26.417MPa哲 P =100MPa故此键联接强度足够。2、小圆锥齿轮与高速轴1的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79，由d=30m，查参考文献 表3.2-18得bXh=10X 8,取键长 L=85m，即 d=30m,h=8 m,l=L-b=75 m,T=85.989N m 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得二P=100MPa,所以二卩=4T/dhl =4X