机械设计课程设计带式输送机传动系统的设计1课案

1、湖南工业大学课程设计资料袋机械工程学院学院（系、部）20132014学年第1学期课稈名称机械设计指导教师银金光职称教授学牛姓名.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2013年月J丘日2013年_12_月_TL_日目录清单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20102011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2013年12月徑日至2013年12月27日共2周内容及任务、设计的主

2、要技术参数：带的圆周力：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、比较和选择；对选疋传动方案进行运动分析与纟示合，并选择出取佳的传动方案；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（

3、签字）：2013年月日系（教研室）主任（签字）：2013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：2013年12月16日至2013年12月27日学生姓名张山山机工1101班11405700509指导教师（签字）机械工程学院（部）2013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7四、高速齿轮的设计8五、低速齿轮的设计13六、高速轴I的设计18七、中间轴II的设计22八、低速轴III的设计26九、高速轴轴承的校核30十、中间轴轴承的校核31十一、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3

4、73一、机械设计课程设计任务书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。组号表1设计的原始数据分f（n）4004530403032420000000000000.81.1.

5、.4(m/s)D(mm)3153540403530374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要求的机械上。1、确定功率(

6、1)、工作机所需功率P=FV/(10Q0)取耳=0.96wWWWWP=(4.2KNxl.m/s)/(1000x0.96)=4.375KWW(2)、电动机至工作机的总效率取圆柱齿轮传动效率q=0.981取滚动轴承传动效率q=0.982取联轴器传动效率q=0.993故q2Q4Q2=0.982x0.984x0.992=0.87123(3)、所需电动机的功率P=P/Q=4.375/0.87=5.03WdW(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P=11KW>P=5.03KWmd满载转速n=970r/minm2、传

7、动比的分配工作机输送带滚筒转速n=v/nD=(l.m/sx60s)/(3.14x0.375m)=51r/minw总传动比i=n/n=970/51=19.02mw取高速级传动比i=4.6低速级传动比i=3.41233三、传动参数的计算1、各轴的转速n(r/min)高速轴I的转速n=n=970r/min1m中间轴II的转速n=n/i=2109r/min2 11低速轴III的转速n=n/i=n/(ii)=62.r/min3 22m12滚筒轴W的转速n=n=62r/min432、各轴的输入功率P(KW)高速轴的输入功率P=P耳=11KWx0.99=10.89KW1 m3中间轴的输入功率P=Pnn=10

8、.89x0.98x0.98=10.46KW2 112低速轴的输入功率P=Pnn=10.46x0.98x0.98=10.05KW3 212滚筒轴的输入功率P=Pnn=10.05x0.99x0.98=9.75KW4 3323、各轴的输入转矩T(N*m)高速轴的输入转矩T=9550P/n=9550x10.89/970=107.22N*m1 11中间轴的输入转矩T=9550P/n=9550x10.46/210.9=471.17N*m2 22低速轴的输入转矩T=9550P/n=9550x10.05/62=1548.02N*m3 33滚筒轴的输入转矩T=9550P/n=9550x9.75/62=1501.

9、81N*m4 44电机轴轴I轴II轴III滚筒轴功率11KW10.89K10.46K10.05K9.75KP/KWWWWW转矩107.22107.22471.171548.01501.8T/(N*m)21转速n/970970210.96262(r/min)传动比i14.63.41效率；n0.990.980.980.99四、高速级齿轮的设计1、设计参数：输入功率P=10.89KW，小齿的转速n=970r/min11传动比=4.6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）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动（2）输送机为一般工作机器，速

10、度不高，故选用7级精度（GB1009588）（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。选小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z2=4.6X24=110.4取齿数为Z2=110（5）初选螺旋升角0=14o3、按齿面接触强度设计按公式试算，即bKTu土1(ZZ)HE.QH1）确定公式内的各计算数值试选K=1.6齿宽系数=1小齿轮传递转矩tdT=107.22N*m区域系数Z=2.4331H 端面重合度系数11s二1.883.2(+)CO&aZZ12二1.88-3.2(1/24+1/110)COS1

11、4o二1.67 材料的弹性影响系数Z=189.8MP2Ea2 小齿轮的接触疲劳强度极限Q1.1=600MPHlim1a大齿轮的接触疲劳强度极限QHlim2=550MP 应力循环次数N1=6叫L=60X970X(1X2X8X300X10)2794X109NN=二6.073x1082i1取接触疲劳寿命系数K=0.90HN1K=0.95HN2失效概率为1%，安全系数S=1KQHN1Hliml二09XS600MP二540MPaaKHN2QhIim2=0.95X550MP=522.5MPSaa许用接触应力a=QH1+2H2=(540+522.5)/2=531.25MPH2a2) 代入参数数值并计算 试算

12、小齿轮分度圆直径了2x1.6x1.072x1055.62433x189.8、小心d>3xx()2mm=68.08mm1t1x1.674.6531.25 计算圆周速度兀dn兀x68.08x970_._.v=丄=3.45mis60x100060x1000 计算齿宽b及模数mntb=d=1x68.08mm=68.08mmd1tdcos068.08xCOS14。-m=1t=2.75mmntZ241h=2.25m=2.25x2.75=6.1875mmntb/h=11.00 计算纵向重合度£=0.318Ztan0=0.318x1x24xtan14o=1.9030d1 计算载荷系数K使用系数

13、K人=1根据v=3.458m/s7精度得动载系数AK=1.12K=1.42K=1.35K=K=1.2VH0F0HaFaK=KKKK=1x1.12x1.2x1.42=1.91AVHaH0 按实际载荷系数校正分度圆直径ormm=72.22mmK=d3=68.08x"3Kt 计算模数dcos0m二inZ172.22xcos14o=2.92mm244、按齿根弯曲强度设计;2KTYcoSYYm>3L-0FaSan3dZ2sQF1a(1)确定计算参数K二KKKK二1x1.12x1.2x1.35二1.814AVFaF0根据纵向重合度=1.903查得螺旋影响系数Y0=0.88计算当量齿数Z24

14、Z二1二二26.27V1cos30cos314oZV2Z2cos30110cos314o二120.41查小齿轮弯曲疲劳强度极限b=500MPFE1a查大齿轮弯曲疲劳强度极限b=380MPFE2a查大小齿轮的疲劳寿命系数K=0.85K=0.88FN1FN2计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4b二KFN1bfe1=0.85X500MP二303.57MPF1S1.4aa0.88x380二238.86MPKbb二一FN2FE2F2S查取齿形系数Y=2.592Fa1Y=2.164Fa2查取应力校正系数Y=1.596Sa1Y=1.806Sa2YY计算大小齿轮的卡沾值，并比较bF小齿轮大齿轮YYFal

15、SalbFl2.592x1.596303.57二0.01363YYFa2Sa2bF22.164x1.806238.86=0.01636大齿轮的数值比较大代入参数数值并设计计算68.08xcos14o2=33.03>3：2X亘XL。72X105X°88X(C0S14°)2x0.01636mm=1.69mmt1x242x1.903按d=68.08计算齿数Z="1s'卩11mn取Z=33贝VZ=iZ=33x4.6=151.8取Z=152121125、几何尺寸计算1）计算中心距(Z+Z)m(33+152)x2a=12n=190.66mm2cos卩2cos14

16、o将中心距圆整为a=191mm2)按中心距修正螺旋角(33+152)X2=14o23'57''2x1910=arccos(Z1十Z2)代=arccos2a因为0值改变不多，故参数eKZ等不必修正a0H3）大小齿轮分度圆Zmd=1n1cos033x2cos14o23'57"=68.14mm取整d=68mm1d=Z2代=313.86mm取整d=314mm2cosBcos14o23'57"2(4)齿轮宽度b=Od=68mmd1取整后取B=68mmB=73mm21五、低速齿轮的设计1、设计参数：输入功率P2=10.35KW,小齿的转速n=21

17、0.9r/min1传动比i=3.4工作寿命8年（设每年工作300天）12、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照任务书的传动方案，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，故选用7级精度（GB1009588）（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Z=24，大齿轮齿数Z=3.4x24=81.634取齿数为Z=824（5）初选螺旋升角B=16o3、按齿面接触强度设计d3t按公式试算,即2KTu土1t2e*uda1）确定公式内的各计算数值 试选K=1.

18、4齿宽系数=1小齿轮传递转矩tdT=471.17N*m2 选取区域系数Z=2.4H 端面重合度系数e=1.88-3.2(丄+丄)CO$aZZ34=1.88-3.2(1/24+1/82)COS16o=1.64 材料的弹性影响系数Z二189.8MPEa小齿轮的接触疲劳强度极限&=600MPHlim3a大齿轮的接触疲劳强度极限&二550MPHlim4a 应力循环次数N=60njL二60x210.9(1x2x8x300x10)=6.074x1083 2hNN=1.786x1084 i2 取接触疲劳寿命系数K=0.93K=0.98HN3HN4 取失效概率为1%,安全系数S=1K&

19、&=HN3Hiimx=0.93x600MP=558MPH3SaaK&&=-_HN4Hlim4=0.98x550MP=539MPH4Saa 许用接触应力&+&&=此h4=(558+539)/2=548.5MPH2a2）代入参数数值并计算试算小齿轮分度圆直径712X1.4X4.7117X1054.4,2.4x189.8、“厂d>3xx()2mm=105.6mm3t1x1.643.4548.5计算圆周速度兀dn兀x105.6x210.9一v=3i2=1.16mis60x100060x1000计算齿宽b及模数mntdcosBm=-t-ntZ3b二d

20、=1x105.6mm二105.6mmd3t105.6xCOS16o二4.23mm24h二2.25m二2.25x4.23二9.5175mmntbih=11.10 计算纵向重合度8=0.318ZtanB=0.318x1x24xtan16o=2.188Bd3 计算载荷系数K使用系数KA=1根据v=1.166m/s7精度得动载系数AK=1.05VKHB=1.324K=1.35FBK=K=1.2HaFaK=KKKKAVHaHP=1x1.02x1.2x1.324=1.62 按实际载荷系数校正分度圆直径d=d3=105.6x3mm=110.86mm33/3K31.4tdcosPm=-nZ3 计算模数110.

21、86xcos16o=4.44mm244、按齿根弯曲强度设计,2KTYcosPYYm>32PFaSan3dZ2sQF3a(1) 确定计算参数K二KKKK二1x1.02x1.2x1.35二1.6524AVFaFP根据纵向重合度sP=2.188查得螺旋影响系数Yp=0.87计算当量齿数Z24Z82Z=3=27.02Z=4=92.32V3cos3Pcos316oV4cos3Pcos316o查小齿轮弯曲疲劳强度极限b=500MPFE3a查大齿轮弯曲疲劳强度极限b=380MPFE4a查大小齿轮的疲劳寿命系数K=0.9K=0.95FN3FN4计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4bF3Kb=FN3

22、_FE3S二0.9x500mp二321.43MPbF4KbFN4_FE4S0.95X380二257.86MPa1.4查取齿形系数YFa3=2.570Y=2.195Fa4查取应力校正系数Y=1.60Sa3Y=1.782Sa41.4aaY也值，并比较计算大小齿轮的卡bFYY小齿轮：-Fa3Sa3bF3葺警二001279YY大齿轮：bF42-195；r=0.015175、大齿轮的数值比较大代入参数数值并设计计算:2x1.6524x4.7117x105x0.87x(cosl6。)2I1x242x2.188x0.01517mm二2.47mm=110.86计算齿数Z3dcosB3mn110.86xcos1

23、6o=35.5=36=iZ11=36x3.4=122.4取Z=1222几何尺寸计算1)计算中心距(Z+Z)ma=34n2cosB2cos16o(36+122)x3=246.55mm2)按中心距修正螺旋角将中心距圆整为a=247mm3)因为0值改变不多，故参数£a大小齿轮分度圆Zm3ncosB=36x3cos16o21'33"=112.56mmZ等不必修正H取整d=113mm3Zm4ncosB=122x3cos16o21'33"=381.44mm取整d4=381mm2x247卩=arccosS出=arccos(36岀汐=16o21'33”2a

24、(4)齿轮宽度b=Od=113mmd3取整后取B4=113mmB=118mm3六、高速轴I的设计1、高速轴的主要设计参数轴的输入功率P=10.89KW转速n=970r/min11转矩T=107.22N*m0=14o2357a=20。1n2、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径d=68mm12T圆周力Ft=亍12x10722068=3153.5N径向力Frtana=Fn_tcos卩=3153.5xtan20o14o23'57''=1185N轴向力F=Ftan0=3153.5xtan14o23'57''=809.6N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为

25、45钢，调质处理。取A=1150人戸而丽d=A3>=115x3=25.75mmmin01n970选择联轴器计算联轴器的转矩T=KT,取KA=1-3caA3A则T=KT=1.3x107220=139386N*mmcaA3查标准(GB/T5843-1986)，选用YL7型凸缘联轴器J30X60，其公JB28x441称转矩为160000N*mm。半联轴器的孔径d1=28mm，故取轴第一段d=28mm1- 2半联轴器长度L=92mm,半联轴器与轴配合的轴径长度L=44mm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案,如下图（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

26、要求,1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径为d=35mm；左端用挡圈定位，取挡圈直径为D=37mm。1-2轴2- 3段的长度应比轴径长度略短一些，故取l=42mm1-2 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。初步选取0基本游隙组、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d=d=40mm，l=l=32mm3- 47-83-47-8d=d=45mml=50mml=167mml=73mml=40mm4- 56-72-34-55-66-7（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

27、键连接。采用平键为8mm*7mm*32mm,半联轴器与轴的配合为兰Z。滚动轴承与轴的周向定位是由过k6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2x45。各轴肩处取圆角半径为2mm5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下从轴的结构图以及弯矩扭矩图可以看出齿轮轴的中间截面是危险截面。将此截面的数值列于下表载荷水平面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=1

28、81238.9N*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Jm2+(aT)2J191706.32+(0.6x107220)2Qi1二二8.08MPcaW0.1x633a而查出q=60MP，因此QQ，故轴的设计满足弯扭强度要求。1aca1七、中间轴II的设计1、中间轴的主要设计参数轴的输入功率p2=10.46KW转速n2=210.9r/minB二16o21'33”a=20。nT=471170N*mm22、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径d3=113mm2T圆周力Ft1=d2322471170=

29、8339.3Ntana径向力F1=Ftrcospntan20o=8339.3x=3163.3N16o21'33''轴向力F=Ftanp=8339.3xtan16o2133"=2447.9Na1t1大齿轮的分度圆直径d2=314mmt=F=1185Nr=F=809.6Na圆周力Ft2=Ft=3153.5N径向力Fr2轴向力Fa23、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=110d=A3=110x3=40.42mmmin03;n210.9该轴上有两个键槽，故最小轴径增大11%，则dmin=4487mm轴的最小直径是装在滚动轴承上的，故初选滚动

30、轴承。轴承同时受到径向和轴向的作用力，故选用单列圆锥滚子轴承，选取0基本游隙组、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d二45mm1-24、轴的结构设计（1）拟定在轴上的装配方案，如下图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1123-4567123456-2-3-4-5-6-7-8-2-3-4-5-6-7-8段段段段段段段段段段段段段段456'<655431114555050529216852733）轴上零件的定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。选小齿轮的平键为18mm*11mm

31、*100mm,选大齿轮的平键为16mm*10mm*50mm数值如下表：（单位：mm）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：19.1168B45361?S9114.20斗牙H7F门臼>-055*!?60h6j45H7/临5、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=4872N,FNH2=358.8NFNV1=2373.9N,FNV2=-395.6N弯矩MMH1=433608N*mmMH2=27448.2N*mmMv1=211277.1N*mm，Mv1

32、'=72970.7N*mmMv2=30263.4N*mm总弯矩M1=482342.1N*mm,M2=40856.8N*mmM1'=439705.2N*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Ml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ca0.1x60312+甲)2二网2342.12+(°6X和竺二25.88MPW0.1x603a而查出o=60MP，因此oQ，故轴的设计满足弯扭强度要求。1aca1八、低速轴III的设计1、低速轴的主要设计参数

33、轴的输入功率P=10.05KW转速n3=62丫/min33T二1548020N*mmb二16°21'33"a=20。3n2、齿轮上的作用力齿轮的分度圆直径dg=381mm圆周力Ft=-Ft1=-8339.3N径向力Fr=-=-3163-3N轴向力Fa=-行=-2447.9N3、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=110d0min=A低速轴端上有一个键槽，故轴径增大6%，则dmin=63.57mm选择联轴器计算联轴器的转矩T=KT,取Ka=1.3caA3A则T=KT=1.3x1548020=2012426N*mmcaA3查标准(GB/T5843

34、-1986)，选用HL6型弹性柱销联轴器J65X107，其JB65X1071公称转矩为3150000N*mm。半联轴器的孔径d1=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L=107mm4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如下图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数值如下表：（单位：mm）轴径d轴长112345671:234567-2-3-4-5-6-7-8-2-3-4-5-6段-7-8段段段段段段段段段段段段段77897763:311171050050552.511224.5005（3）轴上零件的定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。

35、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：32h5厂一1FM.£70105呢H7/M3Slil-75'70n665H7/k607Opi&5、求轴上的载荷而查出宙=60MP，因此G-1acaQ，故轴的设计满足弯扭强度要求。-1载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5688.6N,FNH2=26FNV1=2651.8N,FNV2=511.50.7N5N弯矩MMH=

36、506285.4N*mmMv1=236010.2N*mm，Mv2=97696.5N*mm总弯矩M1=558592.6N*mm,M2=515625.4N*mm扭矩TT3=1548020N*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ca0.1x803邛；Mi2+(吟“出8592.62+(°6xI548怛=21.17MPa40九、高速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力F=3153.5N，径向力F=1185N,tr轴向力F=809.6N齿轮分度圆d=68mm转速

37、n=970r/mina11预期寿命Lh=8x300x8x2=38400h初选两个轴承型号均为332082、求两轴承受到的径向载荷Fx200-Fxdi1185x200-809.6x68F=二a2=2=748Nr1V280280F=F-F=118芍748=43Nr2Vrr1V200F二F二225.3NF二F-F二90Nr1H280tr2Htr1HF1n佇V+F為=237.4N=100-4N3、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FddF；查表得，Y=1.7e=0.36F237.43Fd1=2T=271.7=69側Fd2Fr22Y1001.42x1.7=294.5NF二F+F二110

38、.1NF二F二698.1Na1ad2a2d1F1104.1ok=0.465ae=0.36F2373.4r1F698.10.6880.36=0.688ae=0.36F1001.4r2故两轴承计算系数均为X=0.4Y=1.7轴承运转只有轻微振动，故取fp=1.1则P二f(XF+YF)二l.lx(0.4x2373.4+1.7x1104.1)二3108.96N1pr1a1P二f(XF+YF)二1.1x(0.4x1001.4+1.7x698.1)二1746N2pr2a24、验算轴承寿命因为P>P，所以按轴承1的受力大小验算106(C)()£60nP212星(105000)二6618/8&

39、gt;5>Lh60x9703108.96h故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30208，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Ft1=83393N,尸2=-353.5"径向力F=3163.3N,F2=1185N轴向力F=2447.9NF=80.6Na1a2齿轮分度圆d1=113mmd2=381mm转速n2=210.9r/min预期寿命Lh=8x300x8x2=38400h初选两个轴承型号均为323092、求两轴承受到的径向载荷Fx191Fx76.5Fx丄+Fx怛F=丄冬a1一2a2一匸=1736.9Nr1V280F=FFF=3163.3173

40、6.91185=241.4Nr2Vr1r1Vr2Fr1H=4827N191F76.5Ft112280F=F-F-F=358.8Nr2Ht1r1Ht2F=；''F2+F2=512.7Nr1r1Vr1HF=/F2+F2=4324Nr2'r2vr2H3、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FddFr查表得,Y=1.7e=0.35432.4二127.2N2x1.7F5129.7FF二-r1二2二1508.7NF=r2d12Y2x1.7d22YF二F+F+F二2447.9-809.6+127.2N二1765.5Na1a1a2d2F=F=1508.7Na2d1F17

41、65.5a1=0.344<e=0.35F5129.7r1F1508.7a2=3.489e=0.36F432.4r2故两轴承计算系数为X1=1Y1=0X2=0.4Y2=1.7f=1.1轴承运转只有轻微振动,故取p则P=f(XF+YF)=1.1x(1x5129.6+0x1765.5)=5642.6N1p1r11a1P=f(XF+YF)=1.1x(0.4x432.4+1.7x1508.7)=3011.35N2p2r22a24、验算轴承寿命因为P>P，所以按轴承1的受力大小验算12Lh60n(P)£'2=106(1450)001341(h>>L60x210.9

42、564血h故该轴承满足寿命要求,为了避免浪费,可选为30309,经检验,仍符合要求一、低速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力什=8339.3N，径向力=3163.3",轴向力F=2447.9N齿轮分度圆d=381mm转速n=62r/mina13预期寿命Lh=8x300x8x2=38400h初选两个轴承型号均为303142、求两轴承受到的径向载荷d381Fx192-Fx_x8339.3x192-2447.9x-F=ra2=2=4052.9Nr1v280280F=F-F=8339.3-4053.9=4286.4Nr2Vrr1V192F=192F=2169.1NF=F-F=994.2

43、Nr1H280tr2Htr1HF=；F2+F2=4596.8NF=;F2+F2=440.QNr1r1Vr1Hr2r2vr2H3、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F=查表得，Y=1.7e=0.35d2YF4596.8F4400.2r2F=-ri=1352NF二-r2二二1294.2Nd12Y2x1.7d22Y2x1.7F二F+F二374.12VF二F二135N2a1ad2a2d1F3742.1F1352a2一ai二二0.814e二0.36亠二二0.307<e二0.36F4596.8F4400.2r1r2故两轴承计算系数为X1=0.4Y1=1.7X2=1Y2=0轴承运转只

44、有轻微振动，故取fp=1.1则P=f(XF+YF)=1.1x(0.4x4596.8+1.7x3742.1)=8200.3N1p1r11a1P=f(XF+YF)=l.lx(1x440.2)+0x135)鸟484.20V2p2r22a24、验算轴承寿命因为P>P，所以按轴承1的受力大小验算12Lh60n(P)£_2二106(218O)0)5O5O5h2>>Lh60x62820.3)h故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30214，经检验，仍符合要求二、各轴上键的校核1、高速轴上联轴器的键为8mm*7mm*32mm转矩T】=107.22N*m2Tx103b=pkld

45、2x107.22x10000.5x7x(32-8)x28=91.17MPa由于b<Q=120-150MP故此键满足挤压强度要求ppa2、中间轴上键为18mm*11mm*100mm和16mm*10mm*50mm转矩T2=471170N*mm2Tx103b=2p1kld2x471.17x10000.5x11x(100-18)x60=34.82MPa由于b<b=120-150MP故此键满足挤压强度要求p1pa2Tx103b=2p2kld2x471.17x10000.5x10x(50-16)x55=100.8MP由于b<b=120-150MP故此键满足挤压强度要求p2pa3、低速轴上的键为22mm*14mm*90mm和18mm*11mm*90mm转矩T3=1548020N*mm2Tx1032x1548.02x1000b=3=81.31MPp1kld0.5x14x(90-22)x80a由于b<b=120-150MP故此键满足挤压强度要求p1pa2Tx103b=3p2kld2x1548.02x10000.5x11x(90-9)x65=106.