机械设计课程设计螺旋输送机传动装置

0/460/46机械设计课程设计：螺旋输送机螺旋输送机——传动装置学校：华南农业大学学院：工程学院班级：制作人：目录摘要 1设计要求 2螺旋输送机传动简图 2第一章：电动机的选择：选择电动机… 3：选择电动机的功率… 3：选择电动机的转速… 3：确定传动装置总传动比及其分配… 4：计算传动装置的运动和动力参数… 5第二章：普通V带的设计计算Pca

…………………6选取普通V带的型号… 6：确定带轮基准直径D和

…… 61 2验算带速V 6VLd

和中心距a0

………………7验算小带轮上的包角… 7确定V带的根数z 8：确定带的初拉力F0

………v…… 8计算带传动的轴压力… 9带轮的结构设计… 9PAGEPAGE2/46第三章：单极齿轮传动设计选择齿轮类型材料精度及参数… 11按齿面接触疲劳强度设计… 11按齿根弯曲疲劳强度设计… 14几何尺寸计算… 17齿轮结构设计… 19第四章：轴的设计计算第一节：输入轴的设计输入轴的设计… 19输入轴的受力分析… 22判断危险截面和校核… 25第二节：输出轴的设计’：输出轴的设计… 25’：输出轴的受力分析… 28’：判断危险截面和校核… 31第五章：轴承的计算与选择轴承类型的选择… 31轴承代号的确定… 32轴承的校核… 32第六章：平键的计算和选择高速轴与V带轮用键连接… 35低速轴与大齿轮用键连接… 36第七章：联轴器的计算和选择36373737第八章：减速器密封装置的选择3838第九章：减速器的润滑设计3839第十章：减速箱结构尺寸的设计10.1：箱体的结构尺寸………………38设计小结……………41参考文献……………420/460/46摘要螺旋输送机是一种不具有挠性牵引构件的旋转类型的物料输送的机械化和自动化，都具有重要的现实意义。关键字：螺旋输送机、减速器、物料输送设计要求：螺旋输送机题目：V减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。10（每年工作日300天大修期四年，小批量生产。PAGEPAGE41/46XA030原始数据：输送机主轴功率P（KW：5.6输送机主轴转速n（r/min：100螺旋输送机传动简图：1螺旋输送机传动装置简图1—螺旋输送器2—1级直齿圆柱齿轮减速器 3—V带传动4—电动机联轴器计算项目计算项目计算过程计算结果第一章：电动机的选择Y动机Y系列异完全符合工作要求和工作条件。步电动机Y系列异步电动机。电动机所需的功率：动机的功率

Pk wm 式中：k1.3；

0.961Pw

0.97——传动装置的总传动效率

2 0.993123 4

0.98分别为V带传动一对圆柱齿轮一对滚动轴承， 41234十字滑块联轴器的传动效率，查得1

0.97；3

0.99；4

0.98；

=0.89=0.960.970.9920.98=0.89445.6

P 8.14mkP1.3 kW8.14kW Wm 0.8944选择电 根据输送机主轴转速n及机械传动效率概率值和传动机的转速 动比X围取得普通V带传动比i1

2~4,单级圆柱齿轮减续1.3：选 速器的传动比i2择电动机的 为

3~6X

N m600~2400转速 Nm

nii1

100r/min(2~4)(3~6)600~2400r/minr/min电动机 固定型号 功率/kW满载 起动转 最大转 电动机转速 矩/额 矩/额 轴伸定转矩 定转矩 端直电动机 固定型号 功率/kW满载 起动转 最大转 电动机转速 矩/额 矩/额 轴伸定转矩 定转矩 端直/mm电动机度/mm电动机度/mm电动机外形尺宽寸长Y160M-Y160M-41114602.22.242k6110高/mm160 330385电动机的安装及有关尺寸底脚安装尺寸AB254210

地脚螺栓孔尺寸K15

DE42110

寸Fh1281.41.4动装置总传nin 100满1460 14.6动比及其分i14.6i2.921配取V带传动比i2.92,则单级圆柱齿轮减速器传动1i 14.6i 52比为i 52i 2.9211.51.5.1：计算各轴输入功率

P 8.14mkW动装置的运 电动机轴：Pm

8.14kW

P7.81I动和动力参 轴减速器高速轴I

Pm

8.140.96kW数 轴Ⅱ（减速器低速轴）PII

PI 3

P 7.74IIkW：计算各轴转速电动机轴：N 1460r/min满轴I：NN I i

1460r/min 2.92 500r/min

N 1460满r/min轴II：

1 N 500Ir/minIN NI

500r/min 100r/min

N 100IIII i 52

r/min：计算各轴转矩电动机轴：PmT9550mm n

8.14kW1460r/

53.24Nm轴I：

满 T 53.24mNmPT9550 I

7.81kW9550 149.171N

T 149.171II N 500r/I

Nm轴II:

T 739.1IINPT 9550 NIIII

7.74kW9550100rmin739.17N

7Nm第二章：普通V带的设计计算：确定计 确定工作系数：由于载荷变动小，空、轻载起动，每天算功率P

工作两班制，选取KA

1.2，故 PcakWca

9.77：选取普

P ca

P1.28.149.77kWA通V号

根据P

9.77kW和n1460r/min，确定选用A型V带。 A型：确定带取主动轮的基准直径D1

125mm，

D1251mm轮基准直径 从动轮基准直径D为：2D和D

D)D

1252.921 2 2 11为滑移率，一般取1%~2%，此处取0.0

D 355按普通V带轮的基准直径系列，取D2

355mm，这样使从 2mm动轮n增加。mm2从动轮转速n2D

125n ) 2 D2

n 1460508.94r/min1 355转速的相对误差为：508.94500100%8.1%500在允许误差X围内。2.4：验算带带速V：速V V

Dn11601000

1251460601000

9.56m/s

V9.56m/s因为5V25m/s在允许X：确定V 带的传动中心距为a：0带基准长度

0.7(D1

D)a2

2(D1

D)2L 和中心距d

0.7(125355)a0

a 5000a 336a0 初定中心距为500mm。计算相应带长：

mm960(DD)2L 2a (DD) 2 1d0 0 2 1 2 4a02500(125355)(125355)22 4

L 1940d1869mm选取带的基准长度Ld

mm1940mm。传动的实际中心距a：

a535.5aa

L Ld d

mm50019401869535.5mm0 2 2XX

a 506.4minmm为：

max

593.7aminamax

ada0.03Ldd

535.50.0151940506.4mm mm535.50.031940593.7mm：验算小小齿轮包角：带轮上的包

180(D

D)57.3 1a1 2 1角180(355125)57.3

153.64120153.64120包角合理。：确定V V带的根数z带的根数z

pz ppr

KPA(PP)KK0 0 LAn1

1450m/s,D1

125mm，取单根V带的额定功率P0

1.92kW根据Bn1定功率增量0

1450m/s,D10.17kW

125mm，取单根V带的额根据包角 153.64，取包角修正系数K 0.931 根据A型带，Ld

1940，取普通 V带的带长修正系数K 1.02L代入数据：4.93z5

1.28.14z0.17)0.931.02 z5：确定带带的初拉力F：0F的初拉力FF0

(2.5K)PcaKzv

qv2根据B型带,V带的单位长度的质量q0.170kg/m代入数据：F0

500(2.59.770.179.5620.9359.56

F188.007N188.07N：计算带带传动的轴压力：传动的轴压力

F 2zF0p0

sin 12

F 1831.p1831.16N

153.6425188.07sin 2

16N带轮 带轮材料；选用灰铸铁HT150。的结构设计 根据槽型为A：查得有关齿槽截面尺寸的数据，单位b 11.0，hd a

2.75，

fmin

8.7，e150.3，f 9，mindd与d相对应的d32—

118

36—

38118主动带轮的结构尺寸：D1确定尺寸如下：D1

单位：mm因为dd1式，

125mm300mm

dd1

125设计参数如下：da1

d hd1

12523,式中h a

da1

131续带轮的 d1

与电机输出轴配合，取定d1

42mm，

d421结构设计

d ~2)d11

，取d11

(1.8~2)d1

24284mm

d 8411L(1.5~2)d1

,取L1

1.7d1

84

L142.81B2f(z1)e212(51)19100mm1

B1001且外根据直径d1

，取C1

1.5mm

C1.51从动带轮的结构尺寸：因为d Dd2 2

355mm300mm结构型式采用轮辐式，设计参数如下： d 355d2d da2 d2

35523,式中ha

*1d与减速器输入轴配合，取定d 45mm， d 3612 2 a2d ~2)d12

24590mm

d 452L(1.5~2)d2

,取L2

1.7d2

1.745

d 9012B2f(z212(519100mm取根据直径d ，取C 1.5mm2 2

L76.52B1003h290 31 nz

290

8.14508.94

46.03mm

C 2aPkW；nr/min；z为轮辐数。a

h46.031h0.8h2 1f0.2h1 1b0.4h1 1b0.8b2 1

46.0336.82mm0.246.039.21mm46.0318.41

h36.822f9.211b18.411b14.732第三章：单极齿轮传动设计：选择齿根据工作条件、要求和上文的传递效率的设计轮类型、材 （1）选择直齿轮传动料、精度及 （2）选取齿轮精度8级精度

直齿轮8参数 （3）取小齿轮材料为调质、硬度为280HBS；大齿轮40Cr45240HBS

z281（4）取小齿轮齿数z1

28，大齿轮z2

iz21

528

z 1402：按齿面小齿轮分度圆直径设计公式：接触疲劳强

d

THt

i1Z2

ZZ2E 度设计

1t 3 d

i 2 H确定计算参数'=节圆压力角=20；=20试选接触疲劳强度计算的载荷系数KHt

1.3；计算小齿轮传递的转矩： KHt

1.3TT1

1417Nm492105Nmm选取齿宽系数为1d区域系数：

T149.1711NmZ 2cos' 2cos0

1dH cos2sin' cos220sin20查得材料的弹性影响系数Z 188Ma1/2 Z 49E H7接触疲劳强度用重合度系数Z

Z

4和

Z 189.8E 3 MPa1/2续按齿

tan'z

tan'/2计算: 1 a1 2 a2面接触疲劳 arccoszcos/z2ha1 1 1 a

arccos2820/282128.712 arccoszcos/z 2h

28.7a2 2 2 a arccos140cos2021

a2 tan'z 1

2 a2 28

tan28.712tan

1402

tan22.111tan

1.7631.7634Z

41.7630.864 3 38.计算接触疲劳许用应力 Z 864H 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1

Hlim2

550MPa计算应力循环次数：N60njL81 h8

6050012830010441091NN1i2

1.441092.88105查表取接触疲劳寿命系数K

HN1

HN

1.071%，安全系数S1，由式

N lim得K

HN1

H

S0.93600558MPaH1 S 1

K HN2

Hlim

1.07550588.5MPaH2 S 1续按齿 取H

1

中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许 H2H

H1面接触疲劳 用应力，即H

H

1

558MPa强度设计 3.2.2试算小齿轮分度圆直径d 2K

T iHt1

1Zi i

ZZ2E 1t 3 d

2 H

d 62.941t=62.935mm mm调整小齿轮分度圆直径1、圆周速度vvv1t1

62.9355001.65m/s v1.656010002、齿宽b

601000

m/sb

dd

162.93562.935mm、计算实际载荷系数系数KH

b62.93mm1、查得使用系数K 1A2v1.65m/s8Kv3、齿轮的圆周力

K 1AvK1.08v2TdF 1dt11t

21.492062.935

4.741103NKFAt1

110

N/mm75.33N/mm100N/mmb 62.935查表得齿间载荷分配系数KH

F 4741t1N由文献，得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，面接触疲劳得齿间载荷分布系数数：K 1.355H，于是得到实际载荷系K 1.2H强度设计KHKKK KA v H H11.081.21.3551.756K 1.756HH4、按实际载荷系数算得的分度圆直径Hdd3

K 62.93533

1.756

69.57mm1 1t KHt

1.3 d1

69.571md1z

及相应的齿轮模数69.572.485mm28

mmm2.485mm1：按齿根根据下式计算模数：弯曲疲劳强

2KTY

YY m 3

1

a度设计

t zd1

F、确定公式中的各参数值1、试选K

1.3

K Ft2、计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY0.250.750.250.750.675

Y0.675 YY3、计算FaF

sa

1.763据文献，查得齿形系数YFa1

2.58,YFa2

2.18据文献，查得应力修正系数Ysa1

1.62,Ysa2

1.82据文献，查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

F

Flim2

380MPa1续按齿 （4）据文献，查得弯曲疲劳寿命系数K 、1FN2根弯曲疲劳 K 0.942FN强度设计

（5）取弯曲疲劳安全系数S1.4,得：

K FN1

F

0.9500

321.43F1F1 S 1.4

MPa

K FN2

Flim

0.94380255.14MPa

F2MPa

255.14F2 S 1.4Y Y 2.581.62Fa1

sa1F1

321.43

0.0130Y Y 2.181.820.0156Fa

saF2

255.14因为大齿轮的

YYaF

sa大于小齿轮，所以取 Y Fa

a=YY Y Y Fa

saF

Fa2F

sa22

0.0156 0.01564、试算模数2KTY

YY m 3

1

at z2d1

F2131.4921050675015623 12821.734mm、调整齿轮模数1、计算实际载荷系数前的数据准备（1）圆周速度v

m1.734tmmdmz1.7342848.552mm1 11根弯曲疲劳

v n116011

48.5525001.27m/s601000

d48.5521强度设计

齿宽b mmbdd1

148.552mm48.552mmb

v1.27m/s（3）宽高比h b48.552h2hcm2125734mm902mmmma tb 48.552h3.902

12.442、计算实际载荷系数KF

bh12.44v1.27m/s8级精度，查得动载系数K1.06v、计算齿间载荷分配系数K2TdF 1dt11

21.492048.552

FaN6.146103

K1.06vKFAt1

11460

N/mm126.6N/mm100N/mmb 48.552由文献查得齿间载荷分配系数KF、由文献查得K 1.355Hb

1.1、结合h

12.44，查文献，得KF

K 1.1F则载荷系数为：K KF

KK KA v F

11.061.11.321.543、按实际载荷系数算得的齿轮模数 K132根弯曲疲劳

mmt3

K 1.734FK 3FTt

1.541.3mm1.835mm

K 1.54F强度设计

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于m1.835由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主mm要取决于弯曲强度提供的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取弯曲强度的模数1.835mm并就近圆整为标准值m=2mmd=69.57mm轮齿数z

d 69.57 1 34.7851 m 2z35，则大齿轮齿数z1

iz21

535175这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。：几何尺 1、计算分度圆直径

z351z 1752寸计算

dzm35270mm1 1

d 70mm1dzm1752350mm2 22、计算中心距

d 3502mm12add122

70350210mmaamm3、计算齿轮宽度bd17070mmd1 b70考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材 mmb1

75mm，而大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即bb70mm2b70尺寸计算2mm齿轮几何尺寸计算结果列于下表：名称 代号 计算公式 小齿轮 大齿轮中心距

add12212

210传动比 i2

i 2 5zzz12KTY

YY 模数

m 3

1

a 2t z2d1

F压力角

arccos(rb

/r)

20

20齿数z35175分度圆直径ddzm70350齿顶圆直径ddm(z2h)144354aa a齿根圆直径 d d m(z2hc)135345ffa齿宽bbdd 75 701齿距ppm6.28法向齿距pbp pcosb5.90齿厚ssp/23.14齿槽宽eep/23.14顶隙ccc*m0.5表中，h为齿顶高系数=；c为顶隙系数=0.2。a3.5齿轮结3.5齿轮结小齿轮齿顶圆直径d 采用实心式结构决定把输入a1实心式构设计轴设计为齿轮轴；大齿轮齿顶圆直径d ≤500mm，采用腹板式结构；结构如下 腹板式a2表；大齿轮腹板式结构参数：代号代号计算公式大齿轮(mm)dd m(z2h)354a2D0D4D3a2Dd0~a2326a2由轴的强度及结构要求计算确定64D1.6D102.43D1DDD403214.212DD~D67.082b2bdd03701CC~21第四章：轴的设计计算第四章：轴的设计计算第一节：输入轴的设计4.1：输入轴 4.1.1：选取轴的材料和热处理方法：的设计：45HB240。454.1.2：初步估算轴的直径：d Amin03Pn续输入 根据选用材料为45钢，

的X126~103，选取A值为000轴的设计： 120，高速轴功率P，n500r/min，代入数据：d

120

7.81

dmin

41.85min

500 mm考虑到轴的外伸端上开有键槽，将计算轴颈增大3%～7%后，取标准直径为45mm。4.1.3:输入轴的结构设计：输入轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，考虑到轴的最45mm，而差速器的输入齿轮分度圆为70mm，设计输齿轮轴入轴为齿轮轴，且外为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。外伸段：输入轴的外伸段与带轮的从动齿轮键连接，开有键槽，45mm长为78mm。密封段：50JB/ZQ44061997封段长度为60mm，直径为50mm。齿轮段：B70mm的长度为100mm，齿轮两端的轴颈为12.5mm，轴颈直径为续续输入 63mm。轴的设计： （4）左右两端轴颈段：左右两端轴颈跟深沟球轴承6309配合，采用过度配k6，实现径向定位，根据轴承 B25mm,端轴颈直径为60mm，长度左端为30mm和右端为28mm。（5）退刀槽：为保证加工到位，和保证装配时相邻零件的端面靠紧，在齿轮段两端轴颈处加工退刀槽，选取槽宽为5mm2mm。（7）倒角：根据推介值m：d30~50，6。d50~802。此处选取d30~50，Cd50~80，C2。输入轴的基本尺寸如下表：名称名称左端轴颈左退刀槽 齿轮段右退刀槽右端轴颈密封段 外伸段长度（mm）直径（mm）l301l52l1003l54l285l606l787d551d512d633d514d555d506d4574.2：输入轴 4.2.1：画出受力简图的受力4.2：输入轴 4.2.1：画出受力简图的受力分析：续输入 4.2.2：计算支座反力：轴的受力分 （1）作用于齿轮上的圆周力：析： F析： FIt d2

2149.170.065

4589.85N作用于齿轮上的径向力：

F 4589.85tFFr

tan20o4589.85tan201491.33N N计算在水平面上的反力：F F

F r 745.67N

F 1491.33rNV1

NV2 2 2 NNVNV

FNV2F F

F 4389.85 t

745.67NNH1

NH2 2 24.2.3：计算弯矩：

FNH1

FNH2计算水平面上的弯矩：

2294.93NM F LV1 NV1 1M F L

745.6767.5503.33Nm503.33NmV2 NV2

2 V V1 V

M MV1 V2计算垂直面上的弯矩：

503.33M F LH1 NH1 1M F L

2294.931549.08Nm2294.031549.08N

NmH2 NH2

2 H H1 H

M MH1 H2计算合成弯矩：

1549.08Nm续输入 M1轴的受力分

M 2M V1 H1

503.3321549.082

1628.80NmM析： 2

M 2V2

2 503.3321549.0821628.80NmH2M MMM M 1 2计算转矩：P

1 295507.81

1628.80NmT9550nII

500

149.17Nm计算截面当量弯矩：M M2 1632.89Nm取应力校正系数0.6。绘制输入轴的载荷分析图：

T149.17NmM1632.89Nm4.3：判断危险截面和校核：

：判断危险截面：如上计算所得：危险截面位于安装齿轮的位置。：按弯扭合成强度校核：根据轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为： M2)2ca W 16288002(0.6149170)20.1653

59.4caMPa59.40MPa式中：M——轴所受的弯矩，Nmm；T——轴所受的扭矩，Nmm；W——抗弯截面系数，mm2，根据截面形状，取W0.1d3；]——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa 。1前已选定轴的材料为45钢，调质处理，据此查表得 ]ca ]60MPa。因此 ]，故安全。 安全1 ca 第二节：输出轴的设计4.1’：输出4.1.1：选取轴的材料和热处理方法：轴的设计： 选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度HB240

45钢4.1.2：计初步估算轴的直径：dmin

PA30 n续输 根据选用材料为45钢，

的X126~103，选取A值为000出轴的设 110，低速轴功率P7.74kW，n100r/min，计： 代入数据：d 1103

7.74

dmin

46.88min

100 mm考虑到轴的外伸端上开有键槽，将计算轴颈加大3%～7%后，取标准直径为50mm。4.1.3:输出轴的结构设计：输出轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，直齿圆柱齿轮和联轴器等，为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。外伸段：设计外伸段与LT9型弹性柱销连轴器配合，以过盈配合作径向定位，且外联轴器的一侧采用轴肩作轴向定位，选取外伸段长为68mm，直径为50mm。密封段：55JB/ZQ44061997封段直径长度为48mm，直径为55mm。轴肩段：轴肩与轴承和从动齿轮作轴向定位，选取轴肩段长为30mm，直径为72mm。左右两端轴颈段：6412出轴的设k6，实现径向定位，根据轴承B35mm计：颈直径为60mm，长度左端为35mm和右段为75mm。齿轮配合段：此段开有键槽，采用圆头普通平键与减速器的从动配合，根据设计的直齿齿轮的齿宽为70mm，为使装配紧实，设计配合段长度为64mm，直径为68mm。退刀槽：为保证加工到位，和保证装配时相邻零件的端面靠紧，在轴肩和右端轴颈处加工退刀槽，选取槽宽为3mm2mm。（8）倒角：根据推介值m：d30~50，6。d50~802。此处选取d30~50，C1.6d50~80，C2。输出轴的基本尺寸如下表：名称名称左端轴颈齿轮配合段轴肩段退刀槽右端轴颈密封段 外伸段长度（mm）直径（mm）l751l682l303l34l325l486l687d601d642d723d564d605d556d507输出轴的结构图：4.2’：输出4.2.1：画出受力简图：轴的受力分析：续输 4.2.2：计算支座反力：出轴的受力 （1）作用于齿轮上的圆周力：分析：

2TF IIt d2

2739.172309.91N0.064

F 2309.91tN作用于齿轮上的径向力：FFr t

tan20o2309.9tan20840.74N

F840.74rN计算在水平面上的反力：FL

F F r2

NV1NV1

L 153 NFL

F F r1

NV2NV2

L 153 N计算在垂直面上的反力：FL F t2

F 1230.44NH1 L 153

NH1NFt1FLFt1

F 1079.47NHNHNH

L 153 N4.2.3：计算弯矩：计算水平面上的弯矩：M F LV1 NV1 1

M MV1 V2M F LV2 NV2

320.21M M MV V1 V2

Nm计算垂直面上的弯矩：M F LH1 NH1 1M F LH2 NH2

m

M MH1 H2879.77Nm H H1 H2计算合成弯矩：M M1 2M M1 V1

2M

2 879.772936.22NH1

936.22M M 2M 2 879.772936.23N2 V2 H2 1 2

Nm计算转矩：P 95507.74

T739.17T9550nIIII（6）计算截面当量弯矩：

100

739.17N

NmM M

2 936.222Nm取应力校正系数0.6。（7）绘制输出轴的载荷分析图：4.3：判断危4.3.：判断危险截面：险截面和校 如上计算所得：危险截面位于安装齿轮的位置核： 4.3.2：按弯扭合成强度校核：根据轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为： M2)2ca W 9362202(0.6739170)20.164335.71MPa式中：M——轴所受的弯矩，Nmm；T——轴所受的扭矩，Nmm；W——抗弯截面系数，mm2，根据截面形状，近似计算可忽略键槽，取W0.1d3；

35.71caMPa]——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa 1

]ca 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，据此查表得安全60MPa。因此1

]，故安全。1第五章：轴承的计算与选择5.1：轴承类因为减速器采用直齿圆柱齿轮传动，分析轴承会将受到型的选择：深沟球轴性能和特点如下：承主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷，当量摩擦系数最小。在高转速且轻量化要求的场合，可用来承受单向续轴承 或双向的轴向载荷。类型的选择：

工作中允许内、外圈轴线偏斜量8'~16'，大量生产，价格低。：轴承代 5.2.1：输入轴的轴承代号的确定号的确定： 确定宽度系列代号为0；确定直径系列代号为3；确定内径系列代号为09；初选输入轴的轴承代号为6309，其基本尺寸: 6309 d 45mm,D 100mm,B 25mm smin

1.5mm基本额定动载荷为C 52.8kN，基本额定静载荷为rC 31.8kN。0r5.2.2：输出轴的轴承代号的确定：确定宽度系列代号为0；确定直径系列代号为4；确定内径系列代号为12；初选输入轴的轴承代号为6412，其基本尺寸: 6412 d 60mm，D 150mm，B 35mm smin

2.1mm校核：

基本额定动载荷为C 108kN，基本额定静载荷为rC 70.0kN。0r：输入轴轴承的校核：求轴承所受的径向载荷FF ；r1 r2FNV1

FNV

745.67N5.3:轴承

FNH1

FNH

2294.93N的校核：

F Fr1 r

FNV

2F 2 F FNH1 r1 r2 745.6722294.9322413.03N

2413.03求两轴承的计算轴向力FF ： Na2因为选用直齿轮，不会产生派生轴向力，且外自身没有受到轴向力。所以：

F F 0a2F F

F Fa1 a2

a1 a2C C0 0求轴承的当量动载荷PP：1 2F F因 aF Fr1 r2

0,查得径向载荷系数为X1,轴向载荷系数Y0；因轴承运转中所受载荷基本平稳，f ~，取df 1.2。d则：PP1 2

f(XFd

YFa1

PP2413.030) 1 22895.64N验算轴承寿命：

2895.64N因为P1

P，所以选取轴承1的受力大小验算：2L 106

(C)h 60nP25.3:的校核：

106 (52800)3605002895.64202090.90h式中，因为所用轴承为球轴承，3。10（300天，

L'181030054000hLh

L'Lh h故所选轴承满足寿命要求。 合适：输出轴轴承的校核：求轴承所受的径向载荷FF ；r1 r2F ，F NV1 NV2FNH1

F，NH2，

F 1309.41r1NF Fr1 NV1

2F NH1

447.8521230.442

1309.41N

F 1148.75r2F Fr2 NV2

2FNH2

2 392.8921079.4721148.75N N求两轴承的计算轴向力FF ：a2因为选用直齿轮，不会产生派生轴向力，且外自身没有受到轴向力。所以：

F F 0a2F F

F Fa1 a20a1C0

a20C0求轴承的当量动载荷PP：1 2F F因 aF Fr1 r2

0,查得径向载荷系数为X1,轴向载荷系数Y0；续5.3:轴承 因轴承运转中所受载荷基本平稳，f ~，取d的校核： f 1.2。d则：Pfd

(XFr1

YF) P11.2(11309.411571.30N

1571.30NPfd

(XFr2

YF )a2 P1.2(11148.750)1378.50N（5）验算轴承寿命：

21378.50N因为P1

P，所以选取轴承1的受力大小验算：2L 106

(C)h106

60nP2108000 ( )3605001571.3010823623.58h式中，因为所用轴承为球轴承，3。10（300天，

L'181030054000h

L'Lh hh故所选轴承满足寿命要求。第六章：平键的计算和选择

h 合适6.1：高速轴 1、选用圆头普通平键型） A型与V带轮用 按轴的直径d=45mm,及带轮宽B2

355mm，据文献得 149键连接 键的键宽b键高h为149，长度L45mm的键。2、强度校核：

L45mm键材料选择45钢，V带轮材料为铸铁，查表得键联接的 许用应力P

70~80MPalL-b451438mm，k0.5h0.594.5mm2 2PP挤压应力：2000149.17138.8MPakld 4.53845P(安全） 安全）6.2：低速轴与大齿轮用键连接1、选用圆头普通平键（A型）按轴的直径d=64mm,据文献得键的键宽1811，长度L63mm的键。b键高h为A型1811L63mm2、强度校核：I键材料选择45钢，大齿轮的材料也为45钢，查表得键联接的许用应力P

120~150MPa，键的工作长度lL-b631854mm，k0.5h0.5115.5mm2 2挤压应力：

P P2000TII

2000739.1777.77MPa

安全

(安全）P kld 5.55464 P6.3：低速轴 1、选用圆头普通平键型） A型与联轴器用 按轴的直径d=50mm，据文献查得键的的键宽b键高h 149键连接 为149，长度L63mm的键。2、强度校核续低速 键材料选择45钢，联轴器的材料为钢，查表得键联接轴与联轴器 的许用应力P

120~150MPa用键连接

lL-b631456mm，k0.5h0.594.5mm2 2挤压应力

P P2000TII

2000739.17117.33MPa

安全

(安全）P kld 4.55650 P第七章：联轴器的计算和选择7.1：类型的选择：联轴器设置在减速器输出轴和螺旋输送机主轴之间。为了隔离振动和冲击，选择弹性套柱联轴器。弹性套柱联轴器7.2：载荷计公称转矩：算： T9550P9550