圆锥-圆柱齿轮减速器

课程设计说明书设计题目：用于带式传输机的圆锥-圆柱齿轮减速器

机械系机械设计制造及其自动化专业

机设C135班设计者：马骏指导教师：2016年1月12日

河北工业大学城市学院目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章选择电动机和计算运动参数 2\o"CurrentDocument"第2章齿轮设计 5\o"CurrentDocument"第3章设计轴的尺寸并校核。 15\o"CurrentDocument"第4章 滚动轴承的选择及计算 20\o"CurrentDocument"第5章键联接的选择及校核计算 21\o"CurrentDocument"第6章联轴器的选择及校核 21\o"CurrentDocument"第7章 润滑与密封 22\o"CurrentDocument"第8章设计主要尺寸及数据 22\o"CurrentDocument"第9章设计小结 24\o"CurrentDocument"第10章参考文献： 24机械设计课程设计任务书题目4：带式运输机圆锥一圆柱齿轮减速器。系统简图：1一电动机2—联轴器3—二级圆柱齿轮减速器4—卷筒5一运输带原始数据：运输带拉力F=2600N,运输带速度7=1.5吗；，滚筒直径D=270mm说明：1、输送机运转方向不变，工作在和稳定，恐再启动，传动效率取为95%。2、工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作8小时。3、输送带速度允许误差为土5%。设计工作量：设计说明书1份；减速器装配图，A0图1张；零件工作图2张（轴、大齿轮，A3）参考文献：1、《机械设计》教材2、《机械设计课程设计指导书》3、《机械设计课程设计图册》4、《机械零件手册》5、其他相关资料第1页共27页设计步骤：传动方案拟定由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备。减速器为两级展开式圆锥一圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。联轴器2、8选用弹性柱销联轴器。第1章选择电动机和计算运动参数电动机的选择.计算带式运输机所需的功率：P=FX=2600*1.5=3.9kww1000 1000.各机械传动效率的参数选择：%=0.99（弹性联轴器），n2=0.98（圆锥滚子轴承），丑3=0.96（圆锥齿轮传动），n4=0.97（圆柱齿轮传动），n5=0.95（卷筒）.所以总传动效率：n=n2n4nnnE1 2 3 4 5=0.992x0.984x0.96x0.97x0.95第2页共27页

=0.799.计算电动机的输出功率：P=Pw=3,9kwx4.88kw4.确定电动机转速:6°x1°°°vn4.确定电动机转速:6°x1°°°vn= w=w兀d查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围工作机卷筒的转速6°xl0°OxL5=106r/出口，所以电动机转速范围为3.14x27°n=i,n=（1°〜25）x1°6=（1°6°〜265°）r/min。贝U1电动机同步转d£w速选择可选为3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系（ij=°.25i£且ij«3），故首先选择1500r/min，电动机选择如表所示表1型号额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y2-132S-45.51440381151.42.31.2计算传动比:.总传动比：i=nm=1440X13.587£n106.传动比的分配：i£=i[X*，<=°.25i£=°.25x13.587=3.396<4，成立,_i_13.587=4%一厂3.3961.3计算各轴的转速:I轴n_n_144°r/min第3页共27页II轴nnn—piII"。-424.03r/min3.396n 424.03III轴n=—n= 106r/min111i4n计算各轴的输入功率:I轴p-p丑-4.88*0.99-4.831kwId1II轴Pn-pqq-4.831义0.98*0.96-4.545kwIII轴Pjj]-pn2n4=4.545X0.98X0.97=4.32kw卷筒轴P卷=q1n2nl-4.32X0.98X0.99=4.191kw各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩T-9.55x106ZL=9.55x106x388-3.2363x104N•mm

d n 1440m故1轴T-Tn-3.2363x0.99x104=3.204X104N•mmId1II轴7n-Tn2n3ii-3.204x0.98x0.96x3.396x104=1.02x105N•mmIII轴T”-Tn2n4in-1.02X0.98X0.97x4x105=3.878x105N•mm卷筒轴T卷-Tnn-3.878x0.98x0.99x105=3.762x105N•mm21轴名效率P(KW)转矩T(N.M)转速n(r/min)传动比i输入输出输入输出电动机轴48313.2363x104I轴483145453.2363x1043.204X10414403.47II轴454543203.204x1041.02X105424.034I轴432041911.02X1053.878X105106卷筒41913.878X1053.762X105第4页共27页第2章齿轮设计2.1高速锥齿轮传动的设计（二） 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动.输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。.选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限。B/MPa屈服极限。s/MPa硬度（HBS）平均硬度（HBS）齿芯部齿面部小齿轮45调质处理650360217~255240大齿轮45正火处理580290162~217200.选择小齿轮齿数z「24，则：z2=i[Z]=3.396x24=81.504，取z广82。实际齿比u=―^= =3.41Z] 24（三）按齿面接触疲劳强度设计人、3『ZZ丫4KTdi17田J①G-。彳1KH/R R1.确定公式内的数值1）试选载荷系数K「1.32）小齿轮传递转矩T[=3.204x104N•mm3）锥齿轮传动齿宽系数取①r=0.3。4）查表得ZH=2.55）教材表10—5查得材料弹性系数Z=189.8MPa26）计算接触疲劳许用应力教材10—25d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限第5页共27页

二600MPaHlimlo =550MPaHlim2按式(10-15)计算应力循环次数N1=60nljLh=60x1440义1x(8义300义8)=1.66*109=4.87x108〃N=4.87x108N=T= 2u3.41查教材10—23图接触疲劳寿命系数KHN1=0.91,KHN2=0.98。取失效概率为1%,安全系数为S=1,得1]=KHN1―Hlim1=0.91x600=546MPaH1S0]-KHN2-Hlim2=0.98x550-539MPaH2S取二者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即0H]=0H]-539MPa2.计算1)计算小齿轮分度圆直径d1td1t, 4KT:①G-0.55)u।R Rccc31 1.3x1)计算小齿轮分度圆直径d1td1t, 4KT:①G-0.55)u।R Rccc31 1.3x3.204x104 (189.8丫=2.92xI r \ x )0.3x(1-0.5x0.3}x3.411539)2)=55.67mm调整分度圆直径，计算圆周速度d1-d1G-0.5。R)=47.32mmv--d].J-3.14x47.32x1440_357mzsv-60x1000 60000 .s3）计算齿宽b及模数mb-①R-d①vU2+1-55.67x0.3x七'41211-41.96mm1tr2mntd 55.67- z241-2.32mm当量齿轮的齿宽系数,。第6页共27页。=工=生3=0.887dd47.32

1mt4)齿高h=2.25mnt=2.25义2.32=5.22mm4)5)计算载荷系数K由教材5)计算载荷系数K由教材10—2表查得:使用系数使用系数ka=1；根据v=3.5m/s、8级精度按第一级精度，由10—8图查得：动载系数=1.15；由根据v=3.5m/s、8级精度按第一级精度，由10—8图查得：动载系数=1.15；由10—4表用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿间载荷分配系数Ka=Kha所以：=K=1；(取轴承系数KaFa Hpbe=1.25,）齿向载荷分布系数K-1.875印K=KAKVKHK邱=1x1.15x1x1.875=2.1566）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径—=—=55.67x1耳军1.3=71.692mm7）7）对应齿轮模数:dT

zdT

z171,692=2.987mm24（四）按齿根弯曲疲劳强度设计（四）按齿根弯曲疲劳强度设计m>3'm>3' 丁、'①(1*R—0.5①RZJVU2+1YY■L'ctnGF1.确定计算参数查取齿数系数及应了校正系数1）试选1.确定计算参数查取齿数系数及应了校正系数1）试选KF=1.32）确定当量齿数:u=cot5=tan5=3.41.•・5=16.35。,1=73.65。zvl—.•・5=16.35。,1=73.65。zvl—1—cos5124——二25,0.96zv22cos52言:29078由教材10—17表得：Y]=2.61,YFa2=2.1；YSal=1.58,YS2=1.90。3）教材10—24图。按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限。=3）教材10—24图。按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限。=500MPa,FE1第7页共27页2.大齿轮的弯曲疲劳强度极限。fe2=380MPa。4）教材10—22图查得弯曲疲劳寿命系数KN2.大齿轮的弯曲疲劳强度极限。fe2=380MPa。4）教材10—22图查得弯曲疲劳寿命系数KN1=0.85,KN2=0.88。5）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.7。口]=KfZfei=0.85X500=250MPafi S 1.7t]=Kfa:fn2=0.88X380-196.71MPaF2 S 1.76）计算大小齿轮的Y4并加以比较，FYY2.61X1.58Fa1sa1= =0.0164952t] 250F1YY 2.1x1.90Ea2Sa2= =0.020283rj196.71F2大齿轮的数值大，所以按大齿轮取数计算（按大齿轮）吗>3'-、:①1 UI1 =FaSaZ12vU2+1bF」4x1.3x3.204X104飞0.3x（1—0.5x0.34x242x沿.412+1x0.020283=1.97mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数1.97mm并就近圆整为标准值m=2mm而按接触强度算得分度圆直径d1=71.692mm重新修正齿轮齿数71.692=35.846取整z1=36则z2=%=3.41x36=122.76为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，Z2与21一般应互为质数。故取整第8页共27页z2=125。则实际传动比i=幺=125=3.47,且(3.47-3.41)/3.41=1.7%,在土5%误差范围内。1z36(五)计算大小齿轮的基本几何尺寸.分度圆锥角：小齿轮5=arcc0tz■=16.53。2）大齿轮52=90。-5]=90。-16.53。=73.47。.分度圆直径：1）小齿轮d=mz=2义36=72mm2）大齿轮d=mz=2义125=250mm.齿宽 b=①RR22+1/2=0.3x72x<12+1/2=38.9mm，（取整）b=38mm。则：圆整后齿宽B=B=38mm表3大锥齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验公式计算值锥角5z5=arctan-z165.985。轮缘厚度e=（3〜4）m>10mmn16mm大端齿顶圆直径da249.1mm榖空直径D由轴设计而定50mm轮毂直径D1D1=1.6D80mm轮毂宽度LL=（1~1.2）D取55mm腹板最大直径D0由结构确定188mm板孔分布圆直径J2D+DD=-0 12 2134mm板孔直径d0由结构确定24mm第9页共27页

腹板厚度CC=（0.1-0.17）R>10mm18mm表4高速级锥齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数mn2mm锥角515216.53。73.47。齿数z1z236125传动比i13.47分度圆直径d1d272mm250mm齿顶圆直径d=d+2hcos5d=d+2hcos577mm252mm齿根圆直径d=d-2hcos5d=d-2hcos565mm247）mm锥距c mz m;R一 一x1z2+z22sin5 2,1 2130mm齿宽B1B238mm40mm2.2低速级斜齿轮传动的设计（六） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。.经一级减速后二级速度不高，故用8级精度。.齿轮材料及热处理小齿轮选用45钢调质，平均硬度为240HBS，大齿轮材料为45刚正火，平均硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。.齿数选择第10页共27页选小齿轮齿数z3=24,根据传动比i2=4,则大齿轮齿数z4=彳2=24X4=96,取z2=96。实际传动比M=42.选取螺旋角。初选螺旋角6=14。（二） 按齿面接触强度设计,、3：2KT u土1ZZ、一d>.--t—1X X（—H-E-）21t。eu [o]da h.确定各参数的值：1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的扭矩。T=1.02x105N•mm3）查课本表10-7选取齿宽系数巾d=1。4）计算接触疲劳强度用重合度系数Z£。a=20.562o1a=29.974。，a=23.402。at1 at2e=1.651，e=1.905。

a PZ=0.667，ZP=0.985。5）查课本表10-5得材料的弹性影响系数2后=189.8MP。；。6）查课本P217图10-20选取区域系数ZH=2.5O"7）教材10—25d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。.=600MPa；。.二550MPa8)按式(10-15)计算应力循环次数8)N1=60nljLh=60x424.03x1x(8x300x8)=4.885x108=1.221X108〃 N=1.221X108N=T= 2 u49）查教材10—23图接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.97。10）计算接触疲劳许用应力0H]取失效概率为1%,安全系数为S=1,则I]=Khn10Hiim1=0.95x600=567MPaH1S0]=KHN2_Hlim2=0.97x550=536.8MPaH2S01=536.8MPaH2.计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得第11页共27页

/32KTu+1ZZZZxd> Ht—1x X(HE£_P-)231I：0dU [OH]3，2x1.3x1.02x1054+12.42x189.8x0.667x0.985、

=< X——X( )21 4 536.8=57.12mm2)3)计算圆周速度u=K2)3)计算圆周速度u=Kdn60X31000―3.14x57.12x424.0360x1000=1.23m/s计算齿宽b和模数mntb=0/=1x57.12=57.12mmdcosP58.655xcos14m=t = =2.995mmntq 1958.955/6.74=8.74)计算载荷系数4)计算载荷系数K已知表10-2使用系数KA=1。根据v=1.23m/s，7级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.04；齿轮圆周力F]=24/4=2x1.02x105/57.12N=3.57x103NKAF1/b=1x3.57x103/57.12=62.5N<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4。ha查课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数K5=1.456,故得载荷系数印5)K=KKKHK邠=1x1.04x1.4x1.456=2.125)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径31K 312.12=d3'——=57.12x: =67.233mm3t\K 1.36)计算模数6)计算模数mn_d67.233m=t= =2.718mmnz24（三）按齿根弯曲强度设计（三）按齿根弯曲强度设计312KTYYcos2pYY

m>' 1£p ,fasat0z2 [O]' d1 F1.确定计算参数1)试选K=1.3。2)重合度系数Y=0.25+0.75/(£/cos2PJ=0.681第12页共27页

螺旋角系数螺旋角系数B 14oY=1-8 =1-1.905x——=0.778BB120o 120o3）小齿轮传递的扭矩T=1.01x105N-mm4）根据纵向重合度8p：1.506，查课本P217图10-28得螺旋角影响系数Y^=0.88。5）计算当量齿数z= = 24 =26.27V3C0S3B C0S3140z= = 96 =105.15V4C0S3B C0S31406)查取齿形系数Y和应力校正系数YFa Sa查课本表10-17和10-18得Y=2.62,Y=2.256;Y=1.6,Y=1.847）计算弯曲疲劳许用应力查课本图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限o为血3=500MP,g.世=320MP.。查课本图10-22得弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.85,KFN4=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则8)0]=KFN30Flim3

F3S0]=KFN4Flim4

F8)0]=KFN30Flim3

F3S0]=KFN4Flim4

F4S0.85X500=303.571MP1.40.88x320 =201.142MP1.4 Y Y

计算大、小齿轮的Yg并加以比较FYY2.62x1.6_―Fa3-Sa3 0.0138IoF」3 303.571YY—Fa4s04F4大齿轮的数值大，选用大齿轮。.256XL84=0.0206201.142.设计计算,2KTYYcos2BYYm>' 18B ■f@s-t1： 6z2 [o]' d1 F3：2x1.3x1.02x105x0.681x0.778xcos214o,1 x0.02061x242=1.679mm1)对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度第13页共27页算得的模数m=2mm,而按接触强度算得分度圆直径nd1=67.223mm重新修正齿轮齿数dcosp 67.223xcos14。z=t = =32.6133m 2n3.取整z=33，则大齿数Z=uZ1)3几何尺寸计算

计算中心距3.取整z=33，则大齿数Z=uZ1)3几何尺寸计算

计算中心距]=4x33=132。2)3)_(z+z)m2cosp(33+132)x2 mm=170.05mm2xcos14。将中心距圆整为170mm。按圆整后的中心距修正螺旋角p=arccos(z3+z4)m2a计算大、小齿轮的分度圆直径n=arccos23=14.05。2x170cospcos14.059=68mm4)计算齿轮宽度4)计算齿轮宽度zz4mn

cosp132x2 =272mmcos14.05bb=。d=1x68=68mm圆整后取b=68mm，小齿轮B^=74mm，大齿轮B《=70mm

低速级圆柱斜齿轮传动尺寸第14第14页共27页传动比i24分度圆直径d3d468mm272mm齿顶圆直径d=d+2hda4=d4+2ha74mm278mm齿根圆直径d=d-2hdf4=d4-2hf60.5mm264.5mm中心距m(z+z)2cosp170mm齿宽B3B474mm70mm第3章设计轴的尺寸并校核。轴材料选择和最小直径估算轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力确定的系数103<A。<126，取高速轴A01=126中间轴A=120，低速轴高速轴A01=126020302的最小直径dmin，即：dmin>A的最小直径dmin，即：dmin值加大5%〜7%，当两个键槽时将数值增大到10%〜15%。TOC\o"1-5"\h\zP 「4831.高速轴：d>A31=126x：：—=18.86mm,因高速轴安装联轴器有1min01\n 11440一键槽，则：d].=G+0.07)x18.86=20.18mm。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减少启动转矩，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用LX型弹性柱销联轴器(GB/T5014—2003)。P 551)联轴器传递的名义转矩T=9550—=9550x——=36.47N•mn 1440计算转矩Tc=KT=1.5义36.47=54.705N•m(K为带式运输机工作系数，第15页共27页K=1.25~1.5,取K=1.5）。2）根据步骤1、2和电机直径d电机二38mm,则选取LX3型联轴器。其中:公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4750r/min，联轴器孔直径d=（30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径d电机二38mm。3）确定轴的最小直径。根据d^（0.8〜1.2）d电机，所以dimin>30.4mm。取d=32mmiminP J45452.中间轴：d>A3：“=120x：：———=26.45mm考虑该处轴径尺寸应大2min02,n2 424.03于高速级轴颈处直径，取d2i=45mm。3.低速轴：d>A3：，=112x3：432=38.54mm。考虑该处有一联轴器有3min 。3\% 1106一个键槽，则：di=G+0.07）x38.54mm=41.23mm，取整：di=42mm。高速轴的结构设计1）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。（2）联轴器与轴段Q轴段Q上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N•mm,许用转速4700r/min,轴孔范围为30〜48mm。考虑到dJ30.4mm,取联轴器孔直径为32mm,轴孔长度L、=82mm,Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号LX333*82GB/T5014—2003,相应的轴段修的直径dI36mm。其长度略小于孔宽度，取L「80mm半联轴器与轴的配合为H。k6（3）轴承与轴段Q和Q的设计在确定轴段Q的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，其值最终由密封圈确定该处轴的圆周速度均小于3m/s,可选用毡圈油封，查表初选毡圈。考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30210,由表得轴承内径d=40mm,外径D=68mm,宽度B=16mm,内圈定位直径da=68mm,轴上力作用点与外圈大端面的距离故d=40mm,联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L=15mm。. _ _ .一一 . 3一.一该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s,故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d=40mm,其右侧为齿轮1的定位轴套，5.为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L=15mm,轴的配合为公差为k6。5第16页共27页（4）由箱体结构，轴承端，装配关系，取端盖外端面与联轴面间距L=30,故去L=40mm,又根据大带轮的轴间定位要求以及密封圈标准，取d=36mm。 2（5）齿轮与轴段的设计，轴段上安装齿轮，小锥齿轮处的轴段采用悬臂结构，d=36mm，6H7L=88mm。选用普通平键14x9x45mm,小锥齿轮与轴的配合为—7。6 n6（6）因为d4为轴环段，应大于d「所以取d4=45mm，又因为装配关系箱体结构确定L4=95mm。列表轴段dL132mmmm236mm32mm340mm15mm445mm95mm540mm13mm636mm88mm3.2轴的校核高速轴（一）轴的力学模型建立第17页共27页

MoiT（二）计算轴上的作用力小锥齿轮1：圆周力Ft12T——1dml,2T MoiT（二）计算轴上的作用力小锥齿轮1：圆周力Ft12T——1dml,2T 、dN-0.5①J2x3.2363x10472xG-0.5义0.3)二1057N径向力F1=Ftitanasin"=1057xtan20。sin16.53。=108N轴向力F=Ftanacos5=1057xtan20。cos16.53。=364NM=勺1xdm1

a1 2=3304N•mm（三）计算支反力.计算垂直面支反力⑷平面）第18页共27页

如图由绕支点1的力矩和£M广0则：FNH2x124-F1X172=0FNH2=1349.4N则FNH1=376.6N。.计算水平面支反力”平面）与上步骤相似，计算得：FNV1=69.63N,FNV2=393.06N（四）绘扭矩和弯矩图.垂直面内弯矩图如上图。弯矩MH1=FNH1义124=46698N.mm.绘水平面弯矩图，如图所示MV.弯矩：M撇］=48739N.mm.合成弯矩图如图最大弯矩值：M1=<466982+487392=67500N.mm.转矩图TT=T2=47570N.mm.弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材15—1查得轴的许用应力［］=60MPa应用第三强度理论。二小」.一J由轴为单向旋转a取a=0.6W=0.1d3=0.1义503=12500mm31<[a]60MPa7M2+(aT)2 v；675002+(0.6<[a]60MPaa=上——1 = =5.86MPaca1 W 125001故强度足够。第4章滚动轴承的选择及计算第19页共27页

输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承(GB/T297-1994),其尺寸为，dxDxT=40mmx68mmx16mm(50,80,24)Fac=144.1N，e=0.32,Y=1.9,Cr=76.8KN=76800N载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1=376.6NFnv1=69.63NFnh2=1349.4NFnv2=393.06N贝UFr1=383N,Fr2=1405.5NF383 F1405.5F=3= =100.79N,F=上= —=369.87Nd12Y 2x1.9 d2 2Y 2x1.9因为Fd2+Fac1=369.87+144」=513.97N>Fd1=100.79N则轴有右移的倾向。轴承1压紧，轴承2放松。Fa1=Fd2+Fac1=369.87+144.1=513.97NFa2=Fd2=369.87N则F1=513.97=1.34>e=0.32,屋=369.87=0.263<e=0.32Fr1 383 Fr21405.5由表13-5得轴承1,轴承2：X1=0.40Y1=1.9X2=1,彳=0由表13-6得fP=1.0〜1.2 取fP=1.2P]=fP(X1Fr1+Y1Fa)=1.2x(0.4x383+1.9x513.97)=1355.7NP2=1.2x1x1405.5=1686.6第20页共27页因为P>PL.二

h106L.二

h106 X60x1440(76800、10311686.6)=3.9x106h>19200h故合格。第5章键联接的选择及校核计算输入轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为bXhXl=10mmX8mmx50mm，接触长度l'=50—10=40mm，k=0.5h=0.5x8=4mm，d=35mm；I]=120〜150MPaP则键联接所受的应力为：O=4=2X47570=16.99MPa<b]pkld4x40x35 p故单键即可。校核小锥齿轮处的键连接，该处选用普通平键尺寸为bXhXl=14mmx9mmx45mm，接触长度l'=45—14=31mm，k=0.5h=0.5x9=4.5mm， d=40mm；]]=120〜150MPaP则键联接所受的应力为：o=4=2247570=17.1MPa<O]pkld4.5x31x40 p故单键即可。第6章联轴器的选择及校核在轴的计算中已选定联轴器型号。.输入轴选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N•m，\n]=4750r/min，半联轴器的孔径d1=35mm，故取d1-2=35mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为80mm。.输出轴选选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N•m，\n]=4750r/min第21页共27页半联轴器的孔径d1=45mm