牛头刨床设计计算说明书

1、需要全套图纸资料的网友请先下载此篇文档并留下Email ，我会将资料发至你的邮箱吉林大学设计计算说明书设 计 题 目：牛 头 刨 床机械科学与工程学院 机械工程及自动化专业 机械 410507 班 41050705号设 计 者：指导教师：2007年 3 月 10 日目录1设计题目 31.1工作原理31.2设计要求.31.3设计内容.32 设计计算过程 32.1传动方案的拟定与分析 .32.2选择电动机.42.3机械系统运动和动力参数计算 .52.4带传动的设计计算 .62.5高速级斜齿轮传动的设计计算 .82.6低速级斜齿轮传动的设计计算 .112.7 三轴的设计计算及校核 .162.8 滚动

2、轴承的选择计算 . 202.9 键联接的选择及验算 . 252.10 联轴器的选择 . 272.11 箱体设计 . 272.12 润滑方式和密封装置的选择 . . 273 设计小结 283.1 课程设计的体会 . 283.2 设计的优缺点 . 283.3 设计的改进意见 . 284 参考文献 . 28设计计算说明书主要 设计计 算过程主要结果1设计题目1.1工作原理牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工件平面切削 加工的机床。电动机经过减速传动装置（V带和齿轮传动）驱动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往复运动和间歇移动。1.2设计要求（1）电动机轴与输出曲柄轴平行

3、 ，允许曲柄转速偏差为土 5%;（2 ）使用寿命10年，每日一班制工作；（3 ）载荷有轻微冲击；（4） 执行机构的传动效率按W=0.95计算；（5）要求传动系统有过载保护；（6）按小批量生产规模设计；（7） 已知工作机工作的最大功率Pmax=3.1kW。1.3设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4） 绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）；（5） 绘制减速器箱体零件图1张（A1 ）、齿轮及轴的零件图各 1张（A2）。2设计计算过程2.1传动方案的拟定与分析（1）方案1 :T I

4、1 卜图1(2) 方案2 :2图2（3）两种方案的比较与选择。选择方案1。工作机功率FW3.26kW总效率0.824Pn3.96kWPed =4kWnm 960r / min理由如下：a. 方案2中齿轮啮合力及带传动拉力在轴承1上分担较重，方案1中齿轮啮合力在轴承2上分担重于轴承1,两轴承上的载荷接近，结构合理；b. 方案2中带传动拉力会使轴弯曲，带轮距小齿轮距离近，造成齿轮传动沿齿宽方 向载荷分布不均匀，方案 1中带轮与小齿轮距离远，对齿轮传动影响小，结构合理。2.2选择电动机(1 )选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机(2)选择电动机的容量工作机所需功率：

5、PWPmax / W 3.1/0.95kW3.26kW传动装置总效率：32b c r g由机械设计课程设计第十章表10-1查得各部分效率如下：V带传动效率b 0.95，齿轮(8级精度)效率 g 0.97，一对滚动轴承效率r 0.98，万向联轴器效率c 0.98 ；320.95 0.98 0.980.970.824所需电机功率：Pn Pw/3.26/0.824kW 3.96kW查Y系列电动机技术数据，选电动机额定功率Ped为4kW的Y112M-4电动机。(3)确定电动机转速 电机转速可选范围nd nwibig 50 (2 3)(8 12)r / min 800 1800r / min可选同步转速

6、 1500r/min和1000r/min。选用同步转速 1000r/min的电动机，查表10-2额定功率为Ped为4kW的Y132M1-6电动机，其满载转速nm 960r / min。查表10-3得电动机技术数据和主要尺寸如下表:型号额定功率Ped /kW满载转速nm/(r min 1)同步转速1n /(r min )电动机中心高H/mm外伸轴直径 和长度D/mm xE/mmY132M1-64960100013238 x 802.3机械系统运动和动力参数计算(1) 计算传动装置总传动比和分配各级传动比a. 传动装置总传动比i nm /nw 960/5019.2b. 分配传动装置各级传动比i i

7、big ibi1i2，取带传动传动比ib 2.5iii2i/ib 19.2/2.5 7.68令i11.3i2，代入上式求得：高速级传动比i1 3.160，低速级传动比i2 2.431。(2) 计算传动装置的运动和动力参数a. 各轴转速1 轴转速 n1 n m/ib 960/ 2.5384 r/mi n2 轴转速 n2 n1 /i1384/3.160121.52r/min3 轴转速 n3 n2/i2121.52/2.43149.99r/minb. 各轴功率1 轴功率RPnb3.96 0.953.76kW2 轴功率P2Prg 3.76 0.98 0.973.57kW3 轴功率P3P,rg 3.57

8、 0.98 0.973.39kWc. 各轴转矩电机轴 T0 9550Pn /nm 9550 3.26/50 103N mm 39390N mm31 轴 T19550R/E 9550 3.76/384 10 N mm 93510N mm2 轴 T29550P2/ n2 9550 3.57/121.5103Nmm280560N mm3 轴 T39550P3 / n3 9550 3.39/49.99103Nmm647620N mm工作机轴T 9550巳 / nw 9550 3.26/50103 Nmm6220660N mm计算结果如下表：总传动比i 19.2高速级传动比11 3.160低速级传动比1

9、2 2.431n1384 r / mi nn2121.52r /mi nn349.99r / minR 3.76kWP23.57kWP33.39kWT039390 N mmT193510NmmE 280560N mmT3647620 N mmT 622660N mm轴名7、参数电动机轴1轴2轴3轴工作机轴Pd 4.36kWv 5.53m/sD1110mmD2280 mm转速1 n /(r min )nm 960n1384n2121.52n3 49.99nw 50功率P/kWPn3.96R 3.76P2 3.57P33.39Pw 3.26转矩T/N - mmT039390T193510T2280

10、560T3647620T 622660传动比i2.53.162.431效率n0.950.9600.9600.972.4带传动的设计计算1确定设计功率Pd由机械设计表 5-6查KA=1.1PdKa Pn 1.1 3.96kW 4.36kW2选择V带型号 由图5-7取用A型V带。3选择带轮D1、D2由表5-7，查取A型带轮Dmin 75mm，应使D1 Dmin，小带轮转速较低，选D1110mm。验算带速vDn3.14 110 960，v 5.53m/s60 1000 60 1000带速在525m/s之间，D1选择合适。D2iD1 2.5 110 275mm参考表5-8给出的带轮直径系列，取 D22

11、80mm。转速误差 2802750.0185%2754确定中心距a和带长Ld由式(5-18)0.7(D1 D2) a02(D1 D2)273mm a0780mm初选 a0400mm2带长 Ld2a0（D1 D2） （2-L 1430mm2400查表 5-3 取 Ld1400mm中心距 a a。_比 385mm2a的调整范围amin a 0.015 Ld 364mmamax a 0.03Ld427 mm,d2 d1由式（5-4）1180-57.3154a6确定V带根数按式（5-21） z d（P。卩0）心心由表5-5,插值求得得P01.03kW由表5-10查得 P00.11kW由表5-9查得Ka

12、 0.93由表5-3查得Kl 0.96代入求根数公式（5-21），得Pd4.36z d 4.28（P。P）KaKL（1.03 0.11） 0.93 0.96取z=4,符合表5-7推荐的轮槽数。7确定初拉力F查表 5-4 得 q 0.1kg / m按式（5-22）F0 500 丄（ 1） qv 102Nzv KaLd 1400mm a 385mm1154z=4F0102N8计算作用在轴上的压力FqFq 795 N1Fq 2zFo sin -795N2轴名参数电动机轴1轴2轴3轴工作机轴转速1 n /(r min )nm 960n1376.47n2120.28n349.91nw 50功率P/kWP

13、n3.96R 3.76P23.57P33.39Pw 3.26转矩T/N mmT)39390T 95380T2283450T3648660T 622660传动比i2.553.132.411效率n0.950.9600.9600.97带轮直径标准话后，带传动的实际传动比已经与总体设计时发生了变化，准确传动 比和各转矩的准确值如下：2.5高速级斜齿轮传动的设计计算1选择齿轮材料和热处理、精度等级材料选45钢，软齿面传动。小齿轮调质，齿面硬度230240HBS，大齿轮正火，齿面硬度190200HBS，精度等级为 8级。2选取齿轮齿数和螺旋角初选 Z123，ii3.13，Z2 Zi ii23 3.13 7

14、1.99，取 z72，传动比233.13不变。初选B =103按齿面接触疲劳强度设计。齿轮材料45钢小齿轮调质，齿面 硬度 230240HBS大齿轮正火，齿硬 度 190200HBS8级精度Z1 23z272d1 31 ZeZhZ Z )2确定式中各项数值:因载荷有轻微冲击，初选Kt =1.8T|95380N mm由表6-6,取 d 0.9由表 6-5，选 zE 189.8 MPa由图6-14,查得zH 2.46由式(6-7)得,1 11.88 3.2( )cosZiZ21 11.88 3.2 () cos10 1.6723720.318 dz3tan0.318 0.9 23 tan 101.

15、16由图6-13，查得z 0.77zJcos0.99由式(6-12), N160n1 jLh 60 376.47 1 8 300 10 5.42 108N15.428N211.73 108i13.13由图 6-15 查得，Zn1 1.04, Zn2 1.13由图 6-16d 查得，Hlim1 540MPa , Hlim2 390MPa，取 SHmin1，则r 1H lim 1 Z N1 540 1 .04. _ _ _H1MPa 561.6MPaSh min1H lim 2Z n 2390 1.13h2 MPa 440.7MPaSH min1取h2440.7MPa设计齿轮参数将确定后的各项数值

16、代入设计公式，求得：*2KtT1 u 1/ZeZhZ z、2d1t()Vduh32 1.8 95380 3.13 1189.8 2.46 0.77 0.99 23() mm 69.0mm0.93.13440.7修正d1t :d1tr)13.14 69.0 376.47 , “，vm/s 1.36m/ s60 1000 60 1000 由表6-3查得，KA 1.25由图6-7查得，Kv 1.04由图6-19查得，K1.08由表6-4查得，K1.21.671.16H1 561.6MPah2 440.7MPa则 KKAKVK K1.25 1.04 1.08 1.2 1.685di d1t3(K 69

17、.0 3：1.685mm 67.5mmV 1.8d1 cos67.5 cos10小“mn mm 2.89mmZ123由表6-1,选取第一系列标准模数 mn3mm齿轮主要几何尺寸：mn(Z1Z2)3 (23 72)a1 mm 144.698mm2 cos2 cos10圆整中心距，取a1145mm则mn(z1 Z2)3 (23 72) 10 39 17贝Uarccos arccos 10 39 172a12 1454计算分度圆直径和齿宽mnZ13 23” d1mm 70.210mmcoscos10 39 17mnz23 72d2mm 219.789mmcoscos10 39 17bd d10.9

18、70.210mm63.189mm取 B2 65mm , B1 70mm5校核齿根弯曲疲劳强度2KT1YYF-冷伦fbd计算当量齿轮端面重合度av 一2cos b由机械原理可知：tan ntan 20t arctan() arcta n()20 19 21coscos10 39 17cos b cos cos n / cos t 0.985所以v丄卑1.72cos b 0.985mn 3mma1145mmdr 70.210mmd2219.789mm10 39 1 7B1 70mmB265mmY 0.250.750.250.75av1.720.69由图6-28，查得y 0.91Zv1 3COS23

19、3cos 10 39 1724Z2Zv2 3COS723cos 10 39 1775由图6-19、6-20按zv查得:YFa12.66, Ysa11.59YFa22.11 , Ysa21.76 ；由图 6-21 查得,YN10.90,Yn20.91;由图 6-22c查得， Flim1 340MPa ,由图 6-22b 查得 Flim2 310MPa取 Sf min25，有F1F2F lim 1Yn1F minF lim 2YN2F min340 0.9MPa 244.8MPa1.25310 0.91MPa 225.7MPa1.25f1 244.8MPaF2 225.7MPa将确定出的各项数值代

20、入弯曲疲劳强度校核公式:F12 1.685 95380 0.69 0.9165 70.210 32.66 1.59MPa62MPa f1YFa2YSa2 62 2.11 1.76 MPa 54MPa 2YFa1Ysa12.66 1.59F1 62 MPaF2 54MPa齿根弯曲疲劳强度足够。2.6低速级斜齿轮传动的设计计算1选择齿轮材料和热处理、精度等级材料选45钢，软齿面传动。小齿轮调质，齿面硬度230240HBS，大齿轮正火，齿面硬度190200HBS，精度等级为 8级。2选取齿轮齿数和螺旋角初选 Z3 25，i2 2.41，z4 z3 i2 25 2.41 60.25，取 z4 60，传

21、动比 i260 24不变。初选B =15 齿轮材料45钢小齿轮调质，齿面 硬度 230240HBS大齿轮正火，齿面 硬度 190200HBS8级精度Z325253按齿面接触疲劳强度设计。|2KT2 u 1 ZeZhZ Z 2d2 31（ ）duH确定式中各项数值：因载荷有轻微冲击，初选Kt-1.8T2283450 N mm由表6-6,取d 0.9由表 6-5，选 zE 189.8jMPa由图6-14,查得zH 2.42由式（6-7）得,1 11.88 3.2（ ）cosZ3 Z41 11.88 3.2 （ ） cos15 1.6425600.318 dz3 tan0.318 0.9 25 ta

22、n 151.92由图6-13,查得z 0.78zvcos0.98由式（6-12），N3 60n3jLh60 120.28 1 8 300 10 1.73 108N4 N3173 1087.21 107i22.4由图 6-15查得，Zn3 1.13,Zn4 1.34由图 6-16d 查得，Hlim3 540MPa， Hlim4 390MPa，取 Sh min 1 ；” ,H lim3Z N3 540 1.13.H3MPa 610.2MPaSh min1r ,H lim 4Z N 4390 1.34h 4MPa 522.6 MPaSh min1取h4522.6MPa设计齿轮参数将确定后的各项数值代

23、入设计公式，求得：z4601.641.92h3 610.2MPaH4 522.6MPa*3 2KtT2 u 1 /ZeZhZ Zd3t 3()d Uh189.8 2.42 0.78 0.98 2()mm 89.8mm 2.43 28 283450 0.9522.6修正d 3t:由表6-3查得，Ka1.25由图6-7查得，Kv1.01由图6-19查得，K1.08由表6-4查得，K1.2则KKaKvKK1.25 1.01d3虫吩89.8Q 1.6363mm1.8mnd3 cos86.9 cos15Z3111111253.1460 100086.9mm3.36mm6-1,选取第一系列标准模数由表1.

24、08 1.21.63689.8 120.28 m/ s 0.57m/ sd 3t n2mnv 60 10003.5mm齿轮主要几何尺寸:mn(Z3 Z4)a22 cos3.5 (2560)2 cos15mm 153.997mmmn 3.5mma2155mm圆整中心距，取a2155mmmn(Z3arccos_Z4)2a2arccos3.5 (25 60)16 19332 155d391.176mmmnZ33.525coscos1619 33mnZ43.560coscos1619 33d d 30.9 91.176mm4计算分度圆直径和齿宽mmmmb82.058mmd4d391.176mm218.

25、823mmd4218.823mmB4 85mm取 B4 85mm , B3 90mm5校核齿根弯曲疲劳强度2KYYF-YFaYsa fbd计算当量齿轮端面重合度av2acos b由机械原理可知：丄 an n、丄/ tan20、“ t arctan() arctan() 20 46 12tcoscos16 19 33cos b coscos n/cos t 0.964所以v21.64 21.76cos b 0.9640.750.75Y 0.250.250.68av1.76由图6-28，查得y 0.86Z325“Zv33328coscos 16 19 33Z460“Zv23368coscos 16

26、 19 33由图6-19、6-20按zv查得：YFa32.57，Ysa31.62YFa42.24，Ysa41.75 ；由图 6-21 查得，Yn30.91,Yn2 0.94;由图 6-22c查得，Flim3 340MPa ,由图 6-22b 查得 Flim4 310MPa取 Sf min1.25，有F3Flim3 Yn3340 0.91 MPa 247.6MPaSf min1.25F lim 4 Yn4 310 0.94f4MPa 233.1MPaSFmin1.25B3 90mm丘 247.6MPaF4 233.1MPaF3 82.7MPa将确定出的各项数值代入弯曲疲劳强度校核公式：2 1.6

27、36 283450 0.68 0.86“ “ 力仆 r ,F385 91.776 3.5彳57 伍 昭叱山F4F3YFa4Ysa482.7 2.24 1.75 78MPa 乩YFa3Ysa32.57 1.62齿根弯曲疲劳强度足够。6三轴大齿轮精度设计齿轮材料为45号钢。线膨胀系数1 11.5 10 6/ C，箱体为铸铁，线膨胀系数210.5 10 6/ C。齿轮工作温度为t160 C ,箱体工作温度为t240 C。按选择的8级精度，查机械设计课程设计表19-3、表19-4，可得：fpt18 m， Fp 70 m， F25 m， F 29 m齿厚偏差计算：由表 19-5、19-6 知：分度圆弦齿

28、厚3.14Snc mnzsin( ) 3.5 60 sin 5.49mm2z2 60分度圆弦齿高u damnZ,、 225.823 3.5 603.14hccos( )cos7.947mm222z222 602j bn min ?(0.060.0005a0.03mn)2|(0.06 0.0005 155 0.03 3.5)mm 0.2425mm222jbn 1.76fpt2 2 0.34(L/b)2F 22196 22J0.0182 1.76 2 0.34 ()2 0.0292 0.0614mm85齿厚上偏差l/ j bn min J bn- t、Esns(fata n n)2 cos n0.

29、02425 0.0614(0.0315 tan 20 )mm 0.173mm2cos20齿厚公差Tsn2tan br2 Fr22tan20v0.0432(1.26 0.115)20.151mm齿厚下偏差Esni Esns Tsn0.173 0.1510.324mm假想齿数 z65.5inv nF4 78MPa安全单个齿距偏差fpt18 m齿距累积总偏差Fp 70 m齿廓总偏差F25 m螺旋线总偏差F 29 m齿厚上偏差Esns0.173mm齿厚下偏差Esni0.324mm跨齿数 k 0 5655 0.57.78899公法线长度公称值公法线长度上偏差Wk mncos n (k 0.5) zinv

30、 n 3.5cos203.14 (8公法线长度上偏差Ebns公法线长度下偏差EbniEbns 0.163m0.5)Esns cosE sni cos65.5inv20 mm 80.665mm公法线长度下偏差0.173 cos20 mm0.324 cos20 mm如下图所示。2.7三轴的设计计算及校核 1拟定轴上零件的装配方案,0.163mm0.304mm2选择轴的材料轴的材料选45钢,调质处理。由机械设计表8-1查得，b 640MPa，Ebni 0.304m轴材料45钢，调质处理640MPas 355MPa，275MPa，1155MPa，160MPa。由表 8-3，取355MPaA。11027

31、5MPa3输出轴的功率P33.39kW、转速n3 49.99r / min647620N mm155MPa4初估最小轴径 由式（8-2）得,160MPadmin厲儘110 3 339mm 49.9144.88mm考虑单键，dmin44.88 (13%)mm 46.2mm从机械设计课程设计表16-2查得，JA48 84HL4GB/T50142003 ,其公称转矩 TnYA48 112采用弹1250N最小轴径性柱销联轴器mm， 许用转速dmin 48mmn4000r/min，故取联轴器轴段直径 dmin 48mm，半联轴器长L 84mm。5轴的结构设计各段直径和长度如图 3所示。6按弯扭合成强度条

32、件计算由所确定的结构图可确定出简支梁的支撑距离L165.2mm，Wnm,i图4FaitTTlTTTTTrnTTTFH 2F tF H1L2150.2mm L3111.3mm。（1）画出轴的计算简图 如图4所示。（2）计算轴上外力Ft5919N圆周力径向力Fr轴向力Ft 2T3Fttan ncosFt tan（3）求支反力水平面F H1FLL1L25919N4127 N2 647620 N 5919N218.82359195919Fh 2（ L1tan 20Ncos16 19 33tan 16 19 33 NrN 4127N65.2150.259191792N2245N1733NFr 2245N

33、Fa 1733N垂直面支反力MaFad1733 218.823Nmm 189610 N mmFV1（L1L2 ）F V1FLMa2245 150.2L1L265.2 150.2189610 n685NFv2 Fr Fv1 2245N 685N 1560N（4）计算轴的弯矩，并画弯矩图水平面弯矩 MhFH1L1 4127 65.2N mm 269080 N mm垂直面弯矩 MV1FV1L 685 65.2N mm 44662 N mmM V1 M a44662189610232472 N mm水平面和垂直面弯矩如图4.合成弯矩22k22MiM hMvi,26908042813 N mm 2724

34、65N mmM 2M H2 M V22v 2690802 232472 2 N mm 355594N mm(5 )画转矩图(6)计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取0.6，得T30.6 648660 N mmMe1 M1272465 N mmMe2 M22( T)235559421489312N mm 385522N mm校核危险截面caM2(T)2WM e2W385522 MPa 14.70MPa1 60MPa0.1 643ca安全14.70MPa可见，轴的强度足够。7按疲劳强度的安全系数校核计算（1）判断危险截面由于截面C处过盈配合引起的应力集中最严重，同时所受应力又较大，属危险截

35、面,应进行疲劳强度校核的安全系数计算。（2）C截面处疲劳强度安全系数校核抗弯截面系数 W 0.1d30.1 643mm326214mm33333抗扭截面系数 WT 0.2d0.2 64 mm 52429mm合成弯矩L2B/2150.2 85/2M M 2 2385522N mm 276436N mmL2150.2转矩 T3647620N mm弯曲应力幅aM 276436 “MPaW2621410.55 MPa弯曲平均应力m 0MPa扭转切应力幅T3647620a2Wt2 52429MPa 6.18MPa扭转平均切应力ma 6.18MPa轴肩圆角引起的有效应力集中系数，按附图1b、附图2b查得k

36、 2.24，k1.52由 b 640MPa，d 64mm按附图5查得尺寸系数0.76 ,0.74 ；由轴精车加工,b 640MPa按附图8查得表面质量系数萨0.93。综合影响系数值为3.172.213、附图4查得截面C左侧附近由于键槽引起的有效应力集中系数，按附图k 1.81，k1.60故得综合影响系数值为3.822.74面综合影响系数K 、 K中的较大值，故3.82、0.2，扭转等效系2.74。轴材料是45钢，查表8-1取弯曲等效系数S 6.82只考虑弯矩作用的安全系数，由式（8-7）得,2756.82 m 3.82 10.55S 8.83只考虑转矩作用的安全系数，由式（8-7）得,155m

37、 2.74 6.18 0.1 6.188.83由式（8-6）计算安全系数Sca5.40安全Sea 罗 2S S682 &835.408.8326.822取S=1.51.8 , Sca S1.5,所以截面 C 安全。）一 -fit一 b .-h -r*I XFt巾 &Fr h FbD.1J2.8滚动轴承的选择计算1 一轴轴承的选择计算(1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承 30207。查机械设计课程设计表13-4，30207轴承的Cr 54.2kN，C0r 63.5kN，e=0.37,Y=1.6（2）计算轴承的径向载荷。计算外力：圆周力Ft2T1d径向力Fr Fttan n 2717 tan

38、20 N 1006N coscos10 39 17轴向力FA Ft tan2717 tan 10 39 17 N 511N水平面支反力Fad2511 70.210N mm 17939N mm295380 N 2717N70.210Ma12FH1（L2 L3） FrL3 M aFq（L1 L2 L3 ）Fq（L1 L2 L3） M a FR L3Fh 1 788NL2 L3FH2 FH1 Fr Fq788 1006 795 883N垂直方向支反力Fv1（L2 L3） F t L3FtL3L2L32717 65 n155 65803N选择圆锥滚子轴承30207Cr 54.2kNCr 63.5kNe

39、=0.37Y=1.6Fv2 Ft Fv1 1914N合成支反力Fr1 JFV12 Fh12J8032 7882N 1125NFr2JFv22 Fh22 9142 9992 N 2159N(2) 计算轴承的轴向载何Fr1 1125Fs1r1 N 352N2Y 2 1.6Fr22159Fs2N 675N2Y 2 1.6因为 Fs2Fa 1186N Fs1，故轴承1压紧，轴承2放松Fa1 Fs2 Fa 1186N ,Fa2 Fs2 675N(3) 计算动载荷对于轴承1Fa11186亠 1.05 eFr11125P1fp(X1Fr1 Y1 Fa1) 1.2 (0.4 1125 1.6 1186)N25

40、17N对于轴承2电甦0.3 eFr22159P2 fpFr2 1.2 2159N2591N(4)计算轴承寿命因为P P2，该对轴承的最短寿命为,106 e、106“54.2、101CLCL10h()()3year 352year60n1 R60 376.472.817300 8L10h10 year，故该对轴承寿命足够。2二轴轴承的选择计算(1)选择轴承类型和型号选择圆锥滚子轴承 30207。查机械设计课程设计表13-4，30207轴承的Cr 54.2kN，C0r 63.5kN，e=0.37,Y=1.6轴承寿命L10h352 year寿命足够选择圆锥滚子轴承30207Cr 54.2kNC0r

41、63.5kNe=0.37Y=1.6Ur径向力Fr1Ft22T2d32T2d4(2)计算轴承的径向载荷。 计算外力:圆周力f2F魚hhF总2 283450 N 91.7762 283450219.7896177N2579NFttan6177tan 20COSNcos16 19 332343NFr2Fttan n2579轴向力costan 20 N cos16 19 33980NF A1F t1 tan6177tan 16 19 33 N1809NFA2Ft 2 tan2579 tan 16 19 33 N772N水平面支反力F H 1( L1L2L3)Ft2 L3Ft1( L2L3)Ft1(L2

42、L1L2 L3Fh 2F t1F H1Ft2 8NM A1 M A2 0垂直方向支反力FV1(L1L2 L3 )FR1(L2 L3 ) FR2L3F V1Fr1(L2 L3) ML1A1 M A2FR2L3L2L31975N合成支反力Fr1,Fv12 Fh2219752 35902 4097NFr2, FV22 FH2216122 82612N(2)计算轴承的轴向载荷Fr1 4097Fs1r11280N2Y 2 1.6Fr2612Fs2191 N2Y2 1.6FaF A1FA2N因为Fs2FA 19110371228N Fsi，故轴承1放松，轴承2压紧FaiFsi24

43、3N， Fa2FsiFa 243N(3)计算动载荷 对于轴承1FaiFsi1280 NFa2 Fsi Fa 243NFaiF ri128040970.31 ePifpF1 1.2 4097N 4916N对于轴承2Fa2Fr22426120.4 eP2fp(X2Fr2 Y2Fa2) 1.2 (0.4 612 1.6 243) 760N(4)计算轴承寿命因为R P2，该对轴承的最短寿命为L10h10 (Cr60n2 R6 1010/ 54.2、3()360 120.284.9161300 8171year轴承寿命Li0h 171year寿命足够Li0h10 year，故该对轴承寿命足够。选择圆锥滚

44、子轴承30212Cr 102kN3三轴轴承的选择计算(1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承 30212。查机械设计课程设计表 13-4，30212轴承的Cr 102kN，C0r 130kN，C0r 130kNe=0.4Y=1.5e=0.4,Y=1.5(2)计算轴承的径向载荷。计算轴上外力：F r1:F V12 21F H 16852412724183NFr2.Fv2 F 22厂H215602179222376N(2)计算轴承的轴向载何F r14183Fs11394N2Y2 1.5Fr22142Fs2714N2Y2 1.5因为Fs1FA 139417333126NFs2，故轴承Fa1Fs11

45、394 N ,F a2F s1FA3126N合成支反力1放松，轴承2压紧F V2F rF V1d径向力丹AJ1/bb12Cl FtiFa Fa Ci圆周力Ft 2T3FrFh 2F tF H15919N垂直面支反力FadFv1(L1L2)FrL2MaL1 L22 647620 N 5919N218.823tan n卜t cos轴向力FaFt tan(3 )求支反力水平面FtL1Ft L2L1L259195919FH 2(L15919tan 20cos16tan1665.24127 N 1792NN 2245N19 3319 33 N 1733NN 4127N65.2 150.21733 218.823N mm 189610N mma Fr L22245 1502 189610 n 685N65.2 150.22245N685N1560 N(3)计算当量动载荷对于轴承1139441830.33 eP1f pFr11.2 4183N5020N对于轴承2Fa231271.31 eFr22326Fa1F r1P2fp(X2Fr2 Y2Fa2)1.2 (0.4 2376 1.6 3127)6769 N(4)计算轴承寿命因为R P2，该对轴承的最短寿命为L10h106 /Cr(60n3 P21066