机械设计课程设计带式输送机传动系统的设计

1、湖南工业大学课程设计资料袋机械工程学院学院系、部20212021学年第1学期课程名称机械设计指导教师银金光职称教授学生姓名张山山专业班级机械工程1101学号11405700509题目带式运输机的传动装置的设计3成绩起止日期2021年12月16日2021年12月27日序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书共1页2课程设计说明书共1页3课程设计图纸3张45课程设计任务书2021-2021学年第1学期机械工程学院系、部机械工程专业1101班级课程名称：机械设计设计题目：带式运输机的传动装置的设计3完成期限：自2021年12月16日至2021年12月27日共2内容及任务一、设计的主要技术参数：带的圆

2、周力：F=4200N;带的带速：v=1.0,滚筒直径375mm进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比拟和选择；对选定传动方案进行运动分析与综合,并选择出最正确的传动方案；三、设计工作量编写说明书一份.进度安排起止日期工作内容12月16日一12月17日设计方案分析,电动机的选择,运动和动力参数设计12月18日一12月20日齿轮及轴的设计,轴承及键强度校核,箱体结构及减速器的设计12月21日一12月25日零件图和装配图的绘制12月26日文档排版及修改主要参考资料银金光刘杨主编?机械设计?北京交通大学出版社银金光刘杨主编?机械设计课程设计?北京交通大学出版社指导教师签字：系教研

3、室主任签字：2021年月日2021年月日机械设计课程设计设计说明书带式运输机的传动装置的设计3起止日期：2021年12月16日至2021年12月27日学生姓名张山山班级机工1101班学号11405700509成绩指导教师签字机械工程学院部2021年12月26日目录一、机械设计课程设计任务书.3二、电动机的选择5.三、传动参数的计算工四、高速齿轮的设计8五、低速齿轮的设计1.3六、高速轴I的设计1.8.七、中间轴II的设计22八、低速轴出的设计26九、高速轴轴承的校核3Q十、中间轴轴承的校核31H一、低速轴轴承的校核32十二、各轴上键的校核35十三、润滑和密封36.十四、设计小结37.机械设计课

4、程设计任务书1 .设计任务设计带式输送机传动系统中的减速器.要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器.2 .传动系统总体方案(见图1)带式输送机由电动机驱动.电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3,再通过联轴器4,将动力传至输送机滚筒5,带动输送带6工作图1带式输送机传动系统简图1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器;4联轴器；5滚筒；6输送带3 .原始数据(见表1)设输送带最大有效拉力为F(N),输送带工作速度为v(m/s),输送机滚筒直径为D(mm),其具体数据见表1表1设计的原始数据分组号1234567F400453040303242(N)0000000000000v0.81.

5、1.1.1.1.1.(m/s)020430D315354040353037(mm)5005054 .工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动,工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为±5%;二班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命为8年,大修期为23年,大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V个人设计数据输送带最大有效拉力为4200F(N)输送带工作速度为1.0v(m/s)输送机滚筒直径为375D(mm)二、电动机的选择Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机,具有效率高、性能好、噪声小、振动小的优点,适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊

6、要求的机械上.1、确定功率(1)、工作机所需功率wFWVW/(1000w)取W=0.96W(4.2KN1.m/s)/(10000.96)4.375KW(2卜电动机至工作机的总效率取圆柱齿轮传动效率10.98取滚动轴承传动效率20.98取联轴器传动效率30.99故124320.9820.9840.9920.87(3)、所需电动机的功率/4.375/0.875.03W(4)、按电动机的额定功率选用电动机查Y系列(IP44)三相异步电动机的技术数据选定型号为Y160L-6的电动机其额定功率为m11KWd5.03KW满载转速nm970r/min2、传动比的分配工作机输送带滚筒转速nwv/D(1.m/s

7、60s)/(3.140.375m)51r/min总传动比inm/nw970/5119.02取高速级传动比i14.6低速级传动比i23.4三、传动参数的计算1、各轴的转速n(r/min)高速轴I的转速ninm970r/min中间轴II的转速n2n1/i1210.9r/min低速轴出的转速n3n2/i2nm/(ii2)62.r/min滚筒轴IV的转速n4n362r/min2、各轴的输入功率P(KW)高速轴的输入功率PiPm311KW0.9910.89KW中间轴的输入功率P2P,1210.890.980.9810.46KW低速轴的输入功率P3P21210.460.980.9810.05KW滚筒轴的输

8、入功率P4P33210.050.990.989.75KW电机轴轴I轴H轴田滚筒*由IV功率P/KW11KW10.89KW10.46KW10.05KW9.75KW转矩T/(N*m)107.22107.22471.171548.021501.81转速n/(r/min)970970210.96262传动比i14.63.41效率；刀0.990.980.980.993、各轴的输入转矩T(N*m)高速轴的输入转矩Ti9550Pi/ni中间轴的输入转矩T29550P2/n2低速轴的输入转矩T39550P3/n3滚筒轴的输入转矩T49550P4/n4955010.89/970107.22N*m955010.4

9、6/210.9471.17N*m955010.05/621548.02N*m95509.75/621501.81N*m四、高速级齿轮的设计1、设计参数:输入功率110.89KW,小齿的转速n1970r/min传动比ii4.6工作寿命8年(设每年工作300天)两班制,工作平稳2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据任务书的传动方案,选用标准斜齿圆柱齿轮传动(2)输送机为一般工作机器,速度不高,应选用7级精度(GB10095-88)(3)材料选择.选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS(4)选小齿轮齿数

10、124,大齿轮齿数24.624110.4取齿数为Z2110(5)初选螺旋升角14o3、按齿面接触强度设计按公式试算,即2KtT1u1d1t32ZhZe(1)确定公式内的各计算数值试选Kt1.6齿宽系数d1小齿轮传递转矩Ti107.22N*m区域系数Zh2.433端面重合度系数111,883.2()COS1,883.2(1/241/110)COS14o1.671材料的弹性影响系数Ze189.8MPa2小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa应力循环次数N160nljLh60970(12830010)2.794109N18N26.073108i1

11、取接触疲劳寿命系数Khn10.90Khn20.95失效概率为1%平安系数S=1h1KhN1Hlim10.9600MPa540MPaSKHN2Hlim2h20,95550MPa522.5MPaS许用接触应力hH12H2(540522.5)/2531.25MPa(2)代入参数数值并计算21.61.07210511.67试算小齿轮分度圆直径68.08mm5.6(2.433189.8)2mm4.6531.25计算圆周速度dLv60100068.089703.458m/s601000b及模数mntdd1t168.08mm68.08mmmntd1tcos68.08COS14o2.75mm242.25mnt

12、2.252.756.1875mmb/h11.00计算纵向重合度0.318dZ1tan0.318124tan14°1.903计算载荷系数K使用系数Ka1根据v=3.458m/s7精度得动载系数KV1.12KH1.42Kf1.35KHKf1.2KKAKVKHKH11.121.21.421.91按实际载荷系数校正分度圆直径d1d1t3Kt68.081.91mm72.22mm计算模数d1cosmn72.22cos14o2.92mm244、按齿根弯曲强度设计mn32KT1YcosYFaYSad乙2F(1)确定计算参数KKaKvKfKf11,121.21.351.814根据纵向重合度1.903查

13、得螺旋影响系数Y0.88计算当量齿数Z13cos24cos314o26.27Zv2Z23cos110cos314o120.41查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPa查大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2380MPa查大小齿轮的疲劳寿命系数KFN10.85KFN20.88计算弯曲疲劳许用应力,取平安系数S=1.4KFN1FE1f1s0.85500MPa303.57MPa1.4KFN2FE2f2s第詈238.86Mpa查取齿形系数YFa12.592YFa22.164查取应力校正系数Ysa11.596Ysa21.806YFaYSa计算大小齿轮的一值,并比拟FJYFa1YSa1小齿轮：JF12.5921.

14、5960.01363303.57mn5、,YFa2YSa2大齿轮："7F2大齿轮的数值比拟大2.1641.8060.01636代入参数数值并设计计算238.86321.8141.0721050.88(cos140)212421.9030.01636mm1.69mm取mn按d1取乙68.08计算齿数乙33贝吐2几何尺寸计算d1cos334.668.08cos14o33.03151.8取Z2152(1)计算中央距(ZiZ2)mna2cos(33152)22cos14o190.66mm将中央距圆整为a191mm(2)按中央距修正螺旋角(ZiZ2)mnarccos2a(33152)2arcc

15、os219114o2357由于B值改变不多,故参数KZH等不必修正(3)大小齿轮分度圆d1Zmn332d2cosZ?mncos,o-cos1423571522cos14o235768.14mm取整d168mm313.86mm取整d2314mm(4)齿轮宽度bddi68mm取整后取B268mmBi73mm五、低速齿轮的设计1、设计参数：输入功率210.35KW,小齿的转速ni210.9r/min传动比ii3.4工作寿命8年(设每年工作300天)2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据任务书的传动方案,选用标准斜齿圆柱齿轮传动(2)输送机为一般工作机器,速度不高,应选用7级精度(GB100

16、9588)(3)材料选择.选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS.(4)选小齿轮齿数324,大齿轮齿数43.42481.6取齿数为Z482(5)初选螺旋升角16o3、按齿面接触强度设计按公式试算,即2d3KJ2U1ZhZedQ+.(1)确定公式内的各计算数值试选Kt1.4齿宽系数d1小齿轮传递转矩T2471.17N*m选取区域系数Zh2.4端面重合度系数111.883.2()COSZ3Z41.883.2(1/241/82)COS16o1.641材料的弹性影响系数Ze189.8MPa±小齿轮的接触疲

17、劳强度极限Hlim3600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4550MPa应力循环次数N360n2jLh60210.9(12830010)6.074108N38N41.786108i2取接触疲劳寿命系数Khn30.93Khn40.98取失效概率为1%平安系数S=1KH30.93600MPa558MPaSKHN4Hlim4_H40.98550MPa539MPa许用接触应力hh4(558539)/2548.5MPa(2)代入参数数值并计算试算小齿轮分度圆直径d3t5Q21.44.71171054.42.4189.823()mm11.643.4548.5105.6mm计算圆周速度d&Mv

18、601000105.6210.96010001.166m/s计算齿宽b及模数mntbdd3t1105.6mm105.6mmmntd3tcosZ3105.6COS16o244.23mmh2.25mnt2.254.239.5175mmb/h11.10计算纵向重合度0.318dZ3tan0.318124tan16o2.188d3计算载荷系数K使用系数Ka1根据v=1.166m/s7精度得动载系数KV1.05Kh1.324KF1.35KHKF1.2KKAKVKHKH11.021.21.3241.62按实际载荷系数校正分度圆直径d3d3t3-Kt一1.62105.634mm110.86mm计算模数d3c

19、osmnZ3110.86cos16o4.44mm244、按齿根弯曲强度设计mn32KT2YcosYFaYSadZ32F(1)确定计算参数KKaKvKfKf11.021.21.351.6524根据纵向重合度2.188查得螺旋影响系数Y0.87计算当量齿数Z3ZV3Tcos243ocos1627.02ZV44cos823ocos1692.32查小齿轮弯曲疲劳强度极限FE3500MPaa查大齿轮弯曲疲劳强度极限FE4380MPaa查大小齿轮的疲劳寿命系数KFN30.9KFN40.95计算弯曲疲劳许用应力,取平安系数S=1.4KfN3FE30.9500F3MPa321.43MpaF4KFN4FE4S0

20、.953801.4257.86MPa查取齿形系数YFa32.570YFa42.195查取应力校正系数YSa31.60YSa41.782计算大小齿轮的上立包值,并比拟fI止六人YFa3YSa32.571.6小齿轮：0.01279f3321.43*止补YFa4YSa42.1951.782大齿轮：0.01517f4257.86大齿轮的数值比拟大(2)代入参数数值并设计计算mn321.65244.71171050.87(cos16o)212422.1880.01517mm2.47mm取mn3按d3110.86计算齿数Z3MZ136那么22i1Z15、几何尺寸计算(1)计算中央距03Z4)mna2cos

21、将中央距圆整为aod3cos110.86cos1635.5mn3363.4122.4取Z2122(36122)3246.55mm2cos16o247mm(2)按中央距修正螺旋角(Z3Z4)mnarccos2a(36122)3."arccos()16o21332247由于B值改变不多,故参数KZH等不必修正(3)大小齿轮分度圆Z3mn363d3.一；-112.56mm取整d3113mmcoscos162133Z4mn1223一一d4o-；381.44mm取整d4381mmcoscos162133(4)齿轮宽度bdd3113mm取整后取B4113mmB3118mm六、高速轴I的设计1、高

22、速轴的主要设计参数轴的输入功率P110.89KW转速n1970r/min转矩T1107.22N*m14o2357''n20o2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径d168mm圆周力Ft2T1d12107220683153.5N径向力FrtannFtcostan20o3153.51185N14o2357轴向力FaFttan3153.5tan14o23'57''809.6N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理.取A.115：P110.89dmina.3,11153：c25.75mm:n1970选择联轴器计算联轴器的转矩%KAT3,取Ka1.3

23、那么TcaKaT31.3107220139386N*mm查标准(GB/T5843-1986),选用YL7型凸缘联轴器J3060其公JB2844称转矩为160000N*mm.半联轴器的孔径d128mm,故取轴第一段d1228mm半联轴器长度L=92mm,半联轴器与轴配合的轴径长度L144mm4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案,如下列图(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径为d2335mm;左端用挡圈定位,取挡圈直径为D=37mm.1-2轴段的长度应比轴径长度略短一些,故取11242mm初步选择滚动轴承

24、.因轴承同时受到径向力和轴向力,应选用单列圆锥滚子轴承.初步选取0根本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33208,其尺寸为d*D*T=40mm*80mm*32mm,故d34di840mm,I34I7832mmd45d6745mml2350mml45167mm15673mm16740mm(3)轴上零件的周向定位齿轮采用齿轮轴,半联轴器与轴的周向定位采用平键连接.采用平键为H78mm*7mm*32mm,半联轴命与轴的配合为.慑动轴承与轴的周向止包是由k6过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸.取轴端倒角245°各轴肩处取圆角半径为2mm5、求轴

25、上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下将此截面的数值列于下表载荷水平向H垂直面V支反力FFNH1=860N,FNH2=2293.5NFNV1=423.3N,FNV2=761.7N弯矩MMH=172000N*mmMv1=84660N*mm,Mv2=57127.5N*mm总弯矩M1=191706.3N*mm,M2=181238.9N*mm扭矩TT1=107220N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取a=0.6轴的计算应力为caMi2(Ti)2W_2_291706.3(0.6107220)0.16338.08MPa而查出i60MPa,因此ca1,故轴的设计满足弯

26、扭强度要求.七、中间轴n的设计1、中间轴的主要设计参数轴的输入功率p210.46kw转速n2210.9r/minT2471170N*mm16o21'33''n20o2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径d3113mml2T22471170圆周力Ft18339.3Nd3113径向力Fr1tannFt1cos8339.3tan20o16o21333163.3N轴向力Fa1Ft1tan_o_8339.3tan16o21332447.9N大齿轮的分度圆直径d2314mm圆周力Ft2Ft3153.5N径向力Fr2Fr1185N轴向力Fa2Fa809.6N3、初步确定轴的最小直径,选

27、取轴的材料为45钢,调质处理取Ao110min110310.46210.940.42mm该轴上有两个键槽,故最小轴径增大11%那么dmin44.87mm轴的最小直径是装在滚动轴承上的,故初选滚动轴承.轴承同时受到径向和轴向的作用力,应选用单列圆锥滚子轴承,选取0根本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32309,其尺寸为d*D*T=45mm*100mm*38.25mm故取轴的第一段d1245mm4、轴的结构设计(1)拟定在轴上的装配方案,如下列图(2)根据轴向定位及高速轴位置的要求确定轴的各段直径和长度轴径d轴长l1:23,4567123456-2段-3段-4段-5段-6段-7段-8段-2段-

28、3段-4段-5段-6段-7段-8段456655431118455505052921685273(3)轴上零件的定位数值如下表：(单位：mm)齿轮与轴的周向定位均采用平键连接.选小齿轮白平键为18mm*11mm*100mm,选大齿轮白平键为16mm*10mm*50mm选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角半径为2mm轴的结构图如下:11645T45H77n6?J45H7/n&H£576,5835、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下:载荷水平向H垂直面V支反力FFNH1=487

29、2N,FNH2=358.8NFNV1=2373.9N,FNV2=-395.6N弯矩MMH1=433608N*mmMH2=27448.2N*mmMv1=211277.1N*mm,Mv1=72970.7N*mmMv2=30263.4N*mm总弯矩M1=482342.1N*mm,M1'=439705.2N*mmM2=40856.8N*mm扭矩TT2=471170N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知,小齿轮的中间截面是危险截面,故只校核此截面的强度M1取大值.根据轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取a=0.6轴的计算应力为caW482342.12(0.6471170)2

30、0.160325.88MPa而查出i60MPa,因此ca1,故轴的设计满足弯扭强度要求八、低速轴in的设计1、低速轴的主要设计参数轴的输入功率p310.05KW转速n362r/minT31548020N*mm16o2133''n20o2、齿轮上的作用力齿轮的分度圆直径d3381mm圆周力Ft%8339.3N径向力FrFM3163.3N轴向力FaFa12447.9N3、初步确定轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理A.;P310.05LCCC取Ao110dminA3110?/-zr-59.98mmn3662低速轴端上有一个键槽,故轴径增大6%那么dmin63.57mm选择联

31、轴器计算联轴器的转矩TcaKaT3,取Ka1.3JB65107查标准(GB/T5843-1986),选用HL6型弹性柱销联轴器(2)根据轴向定位及中间轴位置的要求确定轴的各段直径和长度J1B65107其公称转矩为3150000N*mm.半联轴器的孔径“65mm,故取轴第的最后一段的直径为65mm半联轴器与轴配合的轴径长度L1107mm4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案,如下列图轴径d轴长l1234567123456-2段-3段-4段-5段-6段-7段-8段-2段-3段-4段-5段-6段-7段-8段7789776331117050050552.511224.5005数值如下表：(单位：

32、mm)71:零件的定位(3)轴齿轮与轴的周向定位均采用平键连接.选齿轮的平键为22mm*14mm*90mm联轴器的键为18mm*11mm*90mm选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6.轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角半径为2mm轴的结构图如下：37cl同&e(H7/n6用5J光一sSTO3_龙弓.35,母1k_3,570.1055、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下:FNH1卜-tFNX/LII'irTTrnrrrr.FNH2载荷水平向H垂直面V支反力FFNH1=5688.6N,FNH2=2650.7NF

33、NV1=2651.8N,FNV2=511.5N弯矩MMH=506285.4N*mmMv1=236010.2N*mm,Mv2=97696.5N*mm总弯矩M1=558592.6N*mm,M2=515625.4N*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知,齿轮的中间截面是危险截面,故只校核此截面的强度根据轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取a=0.6轴的计算应力为21.17MPaJ55859262(0.6154802C)2caZ7T30.1803而查出160MPa,因此ca1,故轴的设计满足弯扭强度要求九、高速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力Ft3153.5N,径向力Fr1

34、185N,轴向力Fa809.6N齿轮分度圆d168mm转速970r/min一'_预期寿命Lh83008238400h初选两个轴承型号均为332082、求两轴承受到的径向载荷Fr1VFr2VFr1Hd1Fr200Fa2280681185200809.6682748NFrFr1V1185748105Ft2252-5NJMvFr2H2373.4N3、求两轴承的计算轴向力P24、280437NFr2HFr2对于圆锥滚子轴承,轴承派生轴向力%普698.1N2Y21.7FdFd2FtFr1H901N2/Fr2VFr2YFr22YFa1Fa1Fr1Fa2Fr2FaFd21104.1N1104.123

35、73.4698.11001.40.465e0.688e2FrjH1001.4N查表得,Y=1.7e=0.361001.4294.5N21.7Fa2Fd1698.1N0.360.36故两轴承计算系数均为X=0.4Y=1.7有稍微振,故取fp1.1那么fp(XFr1fp(XFr2YFa1)YFa2)验算轴承寿命1.11.1(0.42373.4(0.41001.41.71.7由于PiP2,所以按轴承1的受力大小验算L106C106105000h60n(F2)60970(3108.96)1104.1)3108.96N698.1)1746N661885hLh故该轴承满足寿命要求,为了预防浪费,可选为30

36、208,经检验,仍符合要求十、中间轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力匕18339.3N,Ft23153.5N径向力Fr13163.3N,Fr21185N轴向力Fa12447.9NFa2809.6N齿轮分度圆d1113mmd2381mm转速1210.9r/min_1_一预期寿命Lh83008238400h初选两个轴承型号均为323092、求两轴承受到的径向载荷didoFr1191Fr276.5Fa1F,2晟Fr1V221736.9N280Fr2VFr1Fr1VFr23163.31736.91185241.4N191Ft176.5Ft2Fr1HtJt24827N280Fr2HFt1Fr1H%

37、358.8NFr1,Fr2VFr2H5129.7NFr2XFrtfJh432.4N3、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承,轴承派生轴向力lFr一Fd2Y查表得,Y=1.7e=0.35Fd1f?罪1508.7N%FY*Fa1Fa1Fa2Fd22447.9809.6127.2N1765.5NFa2Fd11508.7Na2diFa1Fr11765.55129.70.344e0.35Fa2己1508.7432.43.489e0.36故两轴承计算系数为X1=1Y1=0X2=0.4Y2=1.7轴承运转只有稍微振动,故取fp1.1那么Pfp(X1F11Y1Fa1)1.1(15129.601765.5)56

38、42.6NP2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.1(0.4432.41.71508.7)3011.35N4、验算轴承寿命由于PiP2,所以按轴承1的受力大小验算,106,C、106,145000、3LhLh(一)()1341029h60nP260210.95642.6故该轴承满足寿命要求,为了预防浪费,可选为30309,经检验,仍符合要求H一、低速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力Ft8339.3N,径向力F13163.3N,轴向力Fa2447.9N齿轮分度圆d1381mm转速小62r/min初选两个轴承型号均为303142、求两轴承受到的径向载荷Fr1Vd1381F1192F18339.

39、31922447.9-a2-4052.9N280280Fr2VFrFr1V8339.34053.94286.4N192Fr1HFt2169.1N280Fr2HFtFr1H994.2NFr1Jf/vFr2H4596.8NFr2,FrtFrH4400.2N3、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承,轴承派生轴向力Fd互查表得,Y=1.7e=0.352YFd1Fr12Y4596.821.71352NFr22Y4400.221.71294.2NFa1FaFd23742.1NFa2Fd11352NFa1Fr13742.14596.80.814e0.361Fr213524400.20.307e0.36故两轴

40、承计算系数为X1=0.4Y1=1.7X2=1Y2=0轴承运转只有稍微振动,故取fp1.1那么P1fp(X1Fr1YFa1)1.1(0.44596.81.73742.1)8200.3NP2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.1(14400.201352)4840.2N4、验算轴承寿命由于PiP2,所以按轴承1的受力大小验算.106/C、106,2180003'Lh()()50505341Lh60nF260628200.3故该轴承满足寿命要求,为了预防浪费,可选为30214,经检验,仍符合要求十二、各轴上键的校核1、高速轴上联轴器的键为8mm*7mm*32mm转矩107.22N*m32Ti10

41、kld2107.2210000.57(328)2891.17MPa由于pp120150MPa故此键满足挤压强度要求2、中间轴上键为18mm*11mm*100mm和16mm*10mm*50mm转矩T2471170N*mmp12T2103kld2471.17100034.82MPa0.511(10018)60由于p1p120150MPa故此键满足挤压强度要求2T2103p2kld2471.1710000.510(5016)55100.8MPaa由于p2p120150MPa故此键满足挤压强度要求3、低速轴上的键为22mm*14mm*90mm和18mm*11mm*90mm转矩T31548020N*mmp12T3103kld21548.0210000.514(9022)8081.31MPa由于p1p120150MPa故此键满足挤压强度要求p22T3103kld21548.0210000.511(909)65106.9MPa由于p2p120150MPa故此键满足挤压强度要求十三、润滑和密封1 .润滑方式的选择在减速器中,良好的润滑可以减少相对运动外表间的摩擦、磨损和发热,可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声的作用,从而保证减速器的正常工作及寿命.齿轮圆