螺旋输送机传动系统设计

1、一、设计任务设计螺旋输送机的传动系统。要求传动系统中含有圆柱齿轮减速器及圆锥齿轮传动。 螺旋输送机连续工作、单向转动；起动载荷为名义载荷的1.25倍，工作时有中等冲击； 螺旋输送机主轴转速n的允许误差为5% ；二班制(每班工作8小时)，要求减速器寿命 为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知数据：输送机主轴功率P (Kw)： 6.5输送机主轴转轴n/(r/min): 90螺旋输送机传动系统简图1-电动机；2-联轴器；3-单级圆柱齿轮减速器；4-联轴器;5-开式圆锥齿轮传动；6-螺旋输送机二、传动方案的拟定合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满

2、足工作可靠，转动效率高， 结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要 满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足 最主要和最基本的要求，然后加以确认。由螺旋输送机传动系统简图可知，该设备由电动机间接驱动，电动机1通过联轴器2 将动力传入单级圆柱齿轮减速器3,再通过联轴器4,将动力传至开始圆锥齿轮传动5,从 而带动螺旋输送机6工作。设计计算及说明结果三、电动机的选择3.1电动机的类型和结构的选择根据电源种类、工作条件、工作时间的长短及载荷的性质、大小、启动性能和过载情 况等条件来选择。工业中一般采用三相交流电动机。选用Y系列

3、三相交流异步电动机，其 结构简单、价格低廉、维护方便。3.2电动机的功率、型号及转速电动机所需功率：P = P加 式中P已知为6.5KW；门为总效率求总效率门：门联轴器效率，门=0.99门g开式圆柱齿轮传动效率，门g =0.97门g开式圆锥齿轮传动效率，门g =0.93门总=0.99 x 0.97 x 0.99 x 0.93 牝 0.884即电动机所需的功率为：P - 1.35kw电动机转速：已知输送机的工作转速n为90r/min。初选同步转速为1500r/min和 w1000r/min的电动机，由指导书表12 1可知，对应额定功率P为7.5kw的电动机型号分别为Y132M-4型和Y160M-

4、6型。现在将两种型号的电动机参数列于下表：P = w6.5KWPfd7.35KW方案 号电动机型 号额定功率 /kW同步转速 /(r/min)满载转速 /(r/min)总传动 比堵转转矩/ 额定转矩最大转矩/ 额定转矩IY132M-47.515001440162.22.3IIY160M-67.5100097010.782.02.0比较方案I、方案II ：方案I电机转速高、质量相对轻、价格相对低，故 选方案I相对较为合理。设计计算及说明结果四、传动系统的运动和动力参数计算4.1传动比由传动系统方案已知：广1如1查指导书表3-4开式锥齿轮传动比为24初取中间值3.圆柱齿轮减速器的总传动比i为： 总

5、i =i=_! = 5.3 总 0I，i34”I、，查指导书表3-4闭式齿轮传动比为35所以5.3不行需重新取值。取开式锥齿轮传动比为4满足要求。即传动系统各级传动比分别为：4.2传动系统各轴的转速、功务和羸的计算i 340轴（电动机）：转速：n o = n =1440 r/min输入功率：Po =尸广7.35 KW输出转矩：To =9550% 总 47.75 N - m 01轴（减速器高速轴）：n,转速：n =o =1440/1=1440 r/mini 01输入功率：P1 = p Fo1 =7.35X0.99=7.2765 KW输入转矩：T1 =9550 乙-48.26 N - m12轴（减

6、速器低速轴）：n转速：n =f =1440/4=360 r/mini 12输入功率:P 2 = p F12 =7.2765 X0.97 = 7.0582KW输入转矩：T 2 =9550 P -187.24 N - m2设计计算及说明结果3轴(圆锥齿轮高速轴)：转速：n =t =360/1=360 r/mini23输入功率：P 3 =23 =7.0582X0.99 -6.9876 KW输入转矩：T =9550 P -185.37 N - m34轴(圆锥齿轮低速轴)：n,转速：n =t =360/4=90 r/mini 34输入功率：P 4 = P *n 34 =6.9876X0.93 -6.49

7、85 KW输入转矩：T 4 =9550 % - 564.14 N - m4轴号电动机圆柱齿轮减速器圆锥齿轮减速器0轴1轴2轴3轴4轴转速 n/(r/min)1440144036036090功率P/kw7.357.27657.05826.98766.4985转矩T/(N. m)48.7448.26187.24185.37689.56传动比i1414传动系统运动和动力参数设计计算及说明结果五、传动零件的设计计算（一）直齿圆柱齿轮5.1.1减速器内部传动零件的设计计算1）选择齿轮材料、热处理方式及精度等级：根据教材P136表7-1，取小齿轮材料为40Gr并进行调质处理，硬度为260HBS，M 轮材料

8、为45号钢也进行调质处理，硬度为230HBS，两齿轮齿面硬度相差30HBS，符合软 齿面传动设计要求。参考教材表7-7,初定齿轮精度为8级精度。2）初选主要参数：取 z23，齿数比u 4 即 Z2 一 Z - u - 92。5.1.2确定材料许用接触应力1）确定接触疲劳极限 Hlim :查阅教材图7-18（a）查MQ线得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：。L 720Mpa 和。= 580Mpa。2）确定寿命系数ZN:小齿轮循环次数：N1 60n1 儿=60 x 1440 x 1x（2x8x8x300） - 3.32x 109，大齿轮循环次数：N2 N1/i 3.32x 109/4 8.3

9、x 108由教材 P151 图 7-19 查得Zn1 1,Zn2 13）确定尺寸系数?x :查教材P151表7-20，取气1 气2 14）确定安全系数SH:由 P151 表 7-8 取 Sh = 15）计算需用接触应力”hL按教材P149式7-20计算得：In 气气 Hiim1 1x 1x 720 720MPaH1Sh1580MPaIn ZZx o 血21x 1x 580580MPaH2 1V S IIhm2 H5.1.3根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计： 确定各个参数：1）试选载荷系数气:选K = 1.5 ；2）小齿轮传递的转矩：由前面已求得T= 4.826x104N -mm ；3）确定

10、齿宽系数：由教材表7-6选取齿宽系数中d = 0.8 ；4）确定材料弹性影响系数Ze :由教材表7-5得Z = 189.8 MPa 12 ；5）确定节点区域系数Zh :由教材图7-14得Zh = 2.5 ；= 11.88 3.2(上 + )总 1.7I = 11.88 3.2(上 + )总 1.7I 23 92%= 1.88 - 3.2（上 土 ）L乙1乙24 由教材式7-8得Z = ：= 0.876 ； 37）计算小齿轮直径d 1:由教材式7-25得2KT u +1 (ZZ Z )2 梧E H* H p x 1.5 x 4.826 x 104 5 (0.876 x 2.5 x 189.8辛

11、i1 084580/49mm5.1.4确定实际载荷系数K与修正所计算得分度圆直径1）确定使用系数KA:按电动机驱动，载荷平稳，查教材表7-2取KA = 1.5；2）确定动载系数Kv:计算圆周速度设计计算及说明结果U - n dn _ 3.14X 49 X1440 3 69”V - 60 X1000 60 X1000 . m S故前面取的8级精度合理，由齿轮的速度与精度查教材图7-7查得% 1,153）确定齿间载荷分配系数K a:齿宽初定b -中d -0.8x 49 - 39.2mm单位宽度载荷 KF - 2KT - 2 X1.5 X 仙26X104 . 75.4N / mm 100N / mm

12、bb39.2 x 49查教材表7-3的K a- 1.2。4）确定齿向载荷分布系数邸:由教材表7-4得K -1.15 + 0.1渐 2 + 3.1x10-4b邮d-1.15 + 0.18 x 0.82 + 3.1x10-4 x 39.2 牝 1.445）计算载荷系数K：K -七 K K K耶-1.5 x 1.15 x 1.2 x 1.44 r 2.986）根据实际载荷系数按教材式7-12修正所算分度圆直径：d d 49x J、.” r 61.74mm113 Kt3 1.57）计算模数m：m d 61.74 r 2.7%235.1.5齿根弯曲疲劳强度计算1）确定弯曲应力极限值：由教材P153图7-

13、21（a）查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为。fiim1 -300Mpa, Fiim2 -220Mpa。2）确定弯曲疲劳寿命系数：由教材P154图7-22查得Yn 1 丫踊=1。3）确定弯曲疲劳安全系数：由教材P151表7-8查得5=1.25设计计算及说明结果4）确定尺寸系数：由教材P154图7-23得Y = 15）按教材P152式7-22得许用弯曲应力：t L 妇YN1YX。心1 = 300X2x1 =480MPafiSf1.25r Y Y Y o220X2x1x 1 lo =Hiim2 = 352MPaF2Sf1.256）确定计算载荷K：初步确定齿高 h = 2.25 - m =

14、2.25 x 2.7 = 6.075, bh = 39.26.075 牝 6.5查教材 P140 图 7-11 取 K.= 1.35，即 K = KA 、 K： K * 2.79。7）确定齿形系数：由教材P147图7-16得YFa1 = 2.71, YFa广危8）确定应力校正系数：由教材 P147 图 7-17 得 Ya =1.58, 2 = 1.78Y F aa计算大小齿轮的 F 数值：队=丝侦8 * 0.0089,宙=2.18 X 侦8 * 0.0118 1480后 1352F1F 2大齿轮的数值大，应该把大齿轮的相关数据代入公式计算。计算重合度系数Ye:按教材 P147 式 7-18 计

15、算 Ye = 0.25 + 075 = 0.94& a把以上数值代入公式得：、:2 KT Y Y Y x m 乙- （ Fa Sa e ） * 1.92mm3 g F 由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.92国标圆整为m = 2，再按接触强度计算出的分度圆直径d = 61.74mm得1Z =1 =6牝 31,z = 31 x4 = 1241 m 225.1.6齿轮其它主要尺寸计算：1）分度圆直径：d = m - Z = 62mm, d = m - Z = 248mm2）齿顶圆直径：d = d + 2h = 66mm, d = d + 2h = 252mmal1 aa

16、22 a3）齿根圆直径：d = d - 2h = 54.5mm, d = d - 2h = 240.5mmf 11 ff 22 f4）中心距：a = （d + d ）/2 = 155mm5）齿宽：b =p -d 牝 50mm,b = 60mm2 d 11（二）直齿圆锥齿轮5.2.1选择齿轮材料、热处理方式及精度等级：1）选择齿轮材料与热处理方法：根据教材P136表7-1，取小齿轮材料为40Gr并进行调质处理，硬度为260HBS，大齿 轮材料为45号钢也进行调质处理，硬度为230HBS，两齿轮齿面硬度相差30HBS，符合软 齿面传动设计要求。参考教材表7-7，初定齿轮精度为7级精度。2）选齿数：

17、初取 Z3 = 23; Z4 = u - Z3 = 925.2.2确定材料许用接触应力：1）确定接触疲劳极限。 H lim :查阅教材图7-18（a）查MQ线得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：b h3 = 720MPaq 丑4 = 580MPa。2)确定寿命系数2)确定寿命系数ZN，由条件得:小齿轮循环次数：由于小圆锥齿轮与大圆柱齿轮连接即循环次数相等8.3 x 108小齿轮循环次数：N4 = N3/ i = 8.3 x 108/4 = 2.075 x 108由教材 P151 图 7-19 查得Zn3 =1，Zn4 = 13）确定尺寸系数%x :查教材P151表7-20，取七3 =七4

18、 = 14）确定安全系数SH:由 P151 表 7-8 取 Sh = 15）计算需用接触应力”hL按教材P149式7-20计算得:U = Z F 瑚 Hlim3 =720MPaH3 SHU = Z n r Hlim4 =580MPaH2 SH5.2.3计算齿面接触疲劳强度：1）试选载荷系数 七:选K广1.5 ；2）选取齿宽系数：由教材表7-6选取齿宽系数中用=0.3 ；13）材料的弹性影响系数Ze :由教材表7-5得Ze1 = 189.8MPa2 ；4）确定节点区域系数Zh :由教材图7-14得Zh 1 = 2.5；计算小齿轮直径d 3t :d/ 3中（1一岩）2 . U 镉：R1R1 H 4

19、/铝 94.6mm5.2.4确定实际载荷系数K与修正所计算得分度圆直径：1）确定使用系数KA:按电动机驱动，载荷平稳，查教材表7-2取KA = 1.5 ；2）确定动载系数 计算圆周速度U - n 七. -3.14X94.6（1 -0.15） x360 152m/s七一60 x10（30 60 x1000. m S故前面取的8级精度合理，由齿轮的速度与精度查教材图7-7查得Kv二16 3）确定齿间载荷分配系数K a: 锥距：R d w2 +1/2 195.1mm齿宽初定：b 中r1 - R 58.53mm 圆周力计算：F 四即4611N t d m1单位宽度载荷计算f 78.78N / mm 0

20、.85b按教材P170式7-36计算得:K 1.15K1.5HpHpe5）计算载荷系数K：K KA K K K耶1.5 x 1.16x 1.2x 1.5 3.1326）根据实际载荷系数按教材式7-12修正所算分度圆直径:d d J- = 94.6 x 1 5 120.9mm T7）计算模数m：m 3 - 2.9 牝 5.26mm 知 235.2.5齿根弯曲疲劳强度计算1）确定弯曲应力极限值：由教材P153图7-21 (a)查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别和响=300岫 f 1血4 =220Mpa。2)确定弯曲疲劳寿命系数:3)由教材P154图7-22查得Yn3 =七4 T。3)确定弯曲

21、疲劳安全系数：由教材P151表7-8查得Sf = 1.254)确定尺寸系数:4)确定尺寸系数:Io Io = YSTYN3YX。际3F3SF300 x 2 x 1x1 =480MPa1.25由教材P154图7-23得Y = 15)按教材P152式7-22得许用弯曲应力:5)1.256)确定齿形系数1.256)确定齿形系数I.I Y Y Y o 220 X 2 x1x 1IS=H1im4 =352MPaF4 SF=arctan u = arctan 4 = 76。计算分度圆锥角：2七=90。-七=90。-76。= 14。计算当量齿数：弓=TCS*=溢7Z2 = Z 2csb 2 = 383.3由

22、教材 P147 图 7-16 得 Y 1 = 2.68,七 2 = 2.09确定应力校正系数,根据ZZ 2由教材 P147 图 7-17 得 Ya 1 =1.58,、2 = 1.9 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark116 o Current Document Y Fa.a计算大小齿轮的 F 数值:Y Y 2.68 X 1.58Y Y 2.09 x 1.9Fa1 砰=牝 0.00882, Fa2 网2 =牝 0.01128 HYPERLINK l bookmark119 o Current Document 8 480后352F 3F 4把以上数值代入公式得:

23、4 KTm - 3 .R G 0.5中R 以2.昂2 + 1牝 2.98设计计算及说明结果由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的2.98国标圆整为m - 3，再按接触强度计算出的分度圆直径d3 - 120.9mm协调相关参数尺寸为Z -3 W 40.3,取整数41； 3 m 3Z4 u - Z3 4 x 41 164锥齿轮分度圆直径为d 3 m Z3 3*d m - Z 492mm六、轴的设计计算(一)输入轴的设计6.1.1求作用在齿轮上的力：根据输入轴运动和动力参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力，已知：输入轴的转速：n0 =1440,/min，输入轴的功率：匕=7.35K

24、w ,输入轴的转矩：T0= 48.74N - m高速级小齿轮分度圆直径：d = 62mm 1圆周力：F = 奚牝1556.775N t1di径向力：F = F tan20 556.62N6.1.2初步确定轴的最小直径：根据教材P228式12-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢, 调质处理。根据P288表12-3，取A=115，于是得：d. = Ao = 115,1440 牝 26.688mm0轴上需开一键槽，因此轴径应增大5%至7%，即dmin= 26.668x (1 + 5%) * 28.0224mm输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d ，为使所选取的轴的直 1-2径d2与联轴

25、器的直径相匹配，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩七=KAT，查P273表11-1，选取KA=1.3，贝T = 1.3 x 48740 = 63362N - mm按照计算转矩气。应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到工作条件 有中等冲击，所以选取弹性柱销联轴器，查课程设计P144表16-4，选取HL3 型弹性柱销联轴器，公称转矩为630 N - m。半联轴器的孔径d1 = 30mm，故 取d- 2 = 30mm，半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L = 60mm。6.1.3轴的结构设计:1）拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下图所示：2）根据轴向定位的要求确定轴的各

26、段轴径和长度：考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，取d = 36mm ；2-3联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面 上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔长L1 = 60mm，略短一点，取七 =58mm。初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力和圆周力，故选 用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据d2-3 = 36mm，由轴承产品目录（设计书 P134表15-4），初步选定深沟球轴承6208，其尺寸为dXDXB=40mmX80mmX18mm，故 d = d = 40mm，而 L = 18mm。取安装齿轮处的轴段4-

27、5的直径d4-5 = 45mm ；齿轮的左端与左轴之间采用套筒定 位。前面已求得齿轮1宽60mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮 宽度，故取L = 56mm ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=5mm，4-5则轴环处的直径d- 6 = 50mm。轴环高度b 1.4h。取L5 6 = 10mm。轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的 拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l = 30mm，故取 l = 50mm。取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴

28、承位置 时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知齿轮轮毂L=60mm，轴承宽度B=18mm 则：l = B + S + a + （60-56） = 46mm， l= 14mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度设计计算及说明结果3）轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4_5由课程设计指导书P127表 14 10得平键截面bXh-14mmX9mm,键槽长度为36mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良 好的对中性，选择齿轮与轴的配合为H ;同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为10mmn6H 7X8mmX36mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借国

29、度配合来保k 6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：参考教材P283表12-2，取轴端倒角为2x45。，各轴肩处圆角半径取R2。6.1.4求轴上载荷：1）计算轴的支反力：垂直面：F = F1V = F /2 = 566.62j2 = 283.31N水平面：F = F = F = 1556.775 = 778.3872N1H2 H 222）求F力在支点产生的反力：F = T = 4874 3249.33Nd 0.015 F - K 3249.33x 88 _QF =牝 2269.33NifL126Ff = F + Ff = 3249.33 + 2269.33 = 55

30、18.66N3）绘制垂直面的弯矩图：由于 F = F 所以 M = M = 17.85 N1v2 vavav24）绘制水平面的弯矩图：由于 F = F 所以 M = M = FuiL r 49N1H2 HaHaH25）求F力产生的弯矩图：设计计算及说明结果M2F = F - K = 3249.33x 88 牝 285.94N - ma-a 截WF力产生的弯矩为：M = F - L2 = 2269.33 x 63 * 142.97N - m绘制合成1弯矩图：M = M f +Jm 2 + M h2 = 195.12N-m = M求轴传递的转矩：T = F - d 2/2 = 1556.775 x

31、 31 牝 48.26N - m求危险截面的当量转矩：M = M 2 + (a - T)2扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数a = 0.6M =JM 2 + (a - T)2 * 197.26N - m轴的计算应力：。=M = _ = 0.022mca W 0.1X 453前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P231表12-1查得In 1 = 180Mpa， 因此 0.07d，故取 h=8.4mm，则轴环处的直径d5 6 = 103mm。轴环高度b 1.4h。取L5 6 = 12mm。轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的 拆装及便于对轴承添

32、加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，设计计算及说明结果l = 30mm，故取 l = 50mm。e.取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置 时，应距箱体内壁一段距离s，取s-8mm，已知齿轮轮毂L-58.53mm，轴承宽度T-38mm 则：13 4 = T + S + a + （58.53 -56） = 64.53mm , 14 5 = 9.93mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度3）轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5由课程设计指导书P127表 14 10得平键截面bXh-22mmX14m

33、m，键槽长度为80mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有 ,H7 良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为7；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为n6，一 H 7口 _ ，、，、 口山一人18mmX11mmX90mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是借国度配合 k 6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：参考教材P283表12-2，取轴端倒角为2x45。，各轴肩处圆角半径取R2。6.2.5求轴上载荷：1）计算轴的支反力：垂直面： FL F -d/2 1075.4x88.23 759.2x61.5/2，F =a= 273.1N2F = F - Fiv = 10

34、75.4 - 273.1 = 802.3N水平面：F = F = F = 3045 = 1522.5N1H2 H222）求F力在支点产生的反力：F = T = 187240.1522.3Nd1233口 F - K 1522.3 x 174顷F =牝 1501.1N1fL176.46Ff = F + F1f = 1522.3 +1501.1 = 3023.4N3）绘制垂直面的弯矩图：M = r 24.1N av 2F - L 一 M =2r 70.8NM =h LM =h L r 134.3NaH 2由于F1H = F2h所以MaH求 F 力产生的弯矩图：M - F - K = 1522.3 x

35、 174 r 264.9N - ma-a截面F力产生的弯矩为：M = F - L 2 = 1501.1x 88.23 r 132.4N - m绘制合泌弯矩图：M = M f + (M 2 + m h2 r 284.2N - m IM = M f +JM 2 + M h2 r 268.9N - m求轴传递的转矩：T = F - d 2/2 = 3045 x 61.5 r 187.3 N - m求危险截面的当量转矩：M = ：M 2 + (a - T)2扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数a = 0.6M = .M 2 + (a - T)2 r 305.6N - m轴的计算应力：q = M = 3

36、05.6 r 7.24 Mpaca W0.1X 753前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P231表12-1查得Iq 1 = 180Mpa， 因此q 384000h 60n fP 60 x1440 1.2 x 566.62因此预期寿命足够，此轴承合格。7.2 .输出轴的轴承设计计算：1）初步计算当量动载荷Pr:因该轴承在此工作条件下受到径向力和轴向力作用，所以P = 0.4 x 1075.4 +1.7 x 759.2 = 1720.8N2）求轴承应有的径向基本额定载荷值：C JlCcL ）1 = 1.2x 1720.8x（60 x360 x38400）3r f106 h106tr 19

37、410.6N3）选择轴承型号：查指导书 P132 表 15-3 初选 30314 轴承，Cr=208KN,Cor=162KNL =四(空)=卫6 乂( 1x 208000 )3 r 47276285.5 384000 h 60n fP60 x3601.2x 1720.8因此预期寿命足够，此轴承合格。八、联连轴器的选择类型选择：由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销 联轴器。载荷计算及型号选择：二广KA江，查教材P273表11-1，由于转速变化很小，所以KA = 1.3，则：T 1 = KA - T0 = 1.3 x 48740 = 63362N - mm按照

38、计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，并考虑工作条件，查指导书P144表 ca16-4，选取HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N - mm。七=KA T，查教材P273表11-1，由于转速变化很小，所以KA = 1.3，则：T =匕-T = 1.3 x 187240 = 231712N - mm按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，并考虑工作条件，查指导书P144表 ca16-4，选取HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N-mm。九、润滑与密封结合前面的数据并查阅教材P263表10-12得齿轮采用浸油润滑，由指导书P190表 20-3选用中负荷工业齿轮油(GB5903-1986)。轴承选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式