塔式起重机行走部减速装置设计

机械设计课程设计计

算说明书

题目塔式起重机行走部减速装置设计

院系

班级

学号_____________________________

姓名

完成时间2011J.13

目录

一'设计任务书...................

二'传动方案拟定.................

三'电动机的选择.................

四、计算总传动比及分配各级的传动比

五'运动参数及动力参数计算.......

六'传动零件的设计计算...........

七、轴的设计计算.................

八、滚动轴承的选择及校核计算.....

九'键联接的选择及计算...........

十、润滑与密封...................

十一'参考文献...................

计算及说明结果

一、设计任务书

1、设计条件

1）机器:用塔式起重机有较大的工作空间，用于高层建筑施工和

安装工程起吊物料用，起重机可在专用钢轨上水平行走。4=10000h

2）工作情况减速装置可以正反转，载荷平稳，环境温度不超过40℃；

3）运动要求运动速度误差不超过5%；

4）使用寿命忙闲程度中等，工作类型中等，传动零件工作总数IO,

小时，滚动轴承寿命4000小时；

5）检修周期500小时小修；2000小时大修；

6）生产批量单件小批量生产；

7）生产厂型中型机械制造厂。F=1800N

2、原始数据V=0.7m/s

题号运行阻力运行速度车轮直径启动系数D=400mm

（KN）（m/s）（mm）kd

H81.80.74001.6

3、设计任务

1）设计内容电动机选型；减速机设计；开式齿轮传动设计；传动

轴设计；轴承选择计算；键、联轴器选型设计。

2）设计工作量减速器装配图一张（A1）；零件图2张（A3）,分别

为高速级输入轴和输出轴上大齿轮；设计说明书一份。

3）设计要求至少一对斜齿。

二、传动方案的拟定

分流式二级圆柱齿

轮减速器

1）行走部由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器

3,在经联轴器4传至开式齿轮5,带动车轮6工作。传动系统中采用

两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置

对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮

和直齿圆柱齿轮传动。

计算及说明结果

2）根据机构工作计算车轮转速

,vx60x10000.7x60x1000.

n=---------------=------------------=33.4z7min

7iD3.14X400

备用1500r/min的Y系列电动机，因此初步计算总传动比

z=—=44.91c查设计书表5-1选用二级分流式圆柱齿轮减速器。

33.4

3）为加工方便采用水平剖分式。

4）由于高速级转速较高且无轴向力，故选用深沟球轴承；中、低速级

选用圆柱滚子轴承。

5）电动机和输入轴，工作机构和输出轴均选用弹性套柱销联轴器。

计算及说明结果

三、电动机的选择

查得公式pr=Fv/lOOOr/(kw)

式中R=1.8KN,y=0.7m/s,式中n为总效率。

查表9-1知：滚动轴承效率0=0.99,齿轮效率4=0.97,联轴器

效率％=099,车轮效率7=。97。得总效率

7=0.993x0.996x0.975x0.97=0.761。

故p'=L8x0.7/1000x0.71=L606kw

由题目一直条件取K=l.6,则

电动机所需额定功率PNKP'=2.57kw

查表16-2得:Y系列1500r/min电动机的具体牌号为Y100L2-4型，

额定功率为3kw,满载转速为1420r/mino

四、计算总传动比及其各传动比分配

已知：运行速度v=0.7m/s

满载转速为1420r/min

则：利用公式计算工作机的转速为疗=""10°°=33.439r/min

故总传动比为：

i=n/n'=42.47

对于分流式减速机，起传动比应逐级递减，故高速级传动比=5、

中速级传动比J=34,低速级传动比g=2.5。

五、计算传动装置运动参数

1）各轴转速计算

从减速器的高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴，电动机轴记为0

轴，输出轴为4轴，连接车轮的轴记为5轴。

“0=4=1420/1=1420r/min

%=々4=284r/min

n3=n2/i2=83.5r/min

n4=n3=83.5r/min

计算及说明结果

n5=n4/i3=33.41r/min

2)各轴功率计算

兄=尸7=3x0.99=2.97(KW)

<=6q%=2.97x0.99x0.99=2.91(KW)

£=《优小=291义0.99义0.97=2.794(KW)

6=p2r12rl3=2.794x0.99x0.97=2.683(KW)

2=p3rl四=2.683x0.99x0.97=2.577(KW)

P5==2.577x0.99x0.97=2.475(KW)

3)各轴扭矩计算

”=9500PQ/nQ=19.97(N.m)

7；=9500P1/n=19.57(N.m)

%=9500P2/n2=93.95(N.m)

4=9500P3/n3=306.86(N.m)

7；=9500PJ%=690.82(N.m)

4=9500P5/n5=707.88N.m)

4)各轴转速、功率、扭矩列表

轴号转速n(r/min)输出功率P(KW)输出扭矩

T(N.m)

014202.9719.97

114202.9119.57

22842.79493.95

383.52.683306.86

483.52.577294.73

533.412.475707.88

计算及说明结果

六、传动零件的设计计算

1、高速级齿轮设计：

1）选择齿轮材料，确定许用应力

由教材表6..2选小齿轮40cr调质

大齿轮45正火

2）齿面接触疲劳强度设计计算

确定齿轮传动精度等级，按匕=（0.013〜0.022）4]。/々估取圆周速度

V=3.27m/s

查表6.7、表6.8（教材）选取

小轮分度圆直径4，由式6T5（教材）得

d>1ZRHZ/B]2K7]+1）

[^H]）hu

齿宽系数化参考表6.9（教材）

%=1.2

按齿轮相对轴承为非对称布置

小轮齿数4=28

大轮齿数z?=Z].i[=140

齿数比u'=z2/Z]=5

小轮转矩

2

T^=T1/2=p.785N/mm

初定螺旋角4=14。

载荷系数犬=心降陷犬户

KA-使用系数查表6.3（教材）

KA=1.25

动载系数由推荐值L051.4

Kv=1.2

计算及说明结果

Ka-齿间载荷分配系数

凡=11

*夕-齿向载荷分布系数由推荐值

K广L1

K=KAKvKaKp=1.815

材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢ZE=189.8，%机2

节点区域系数Z”查图6-3（教材）ZH=2.43

重合度系数Z,由推荐值0.75~0.88,Z,=0.78

螺旋角系数Z夕Z/?=7COS^=A/14°=0.985

许用接触应力由式6-6（教材），[%]=色皿Z.

SRmin

接触疲劳极限时.查图6-4（教材）

2

小齿cwliml=760?Z/mm

大齿b//iim2=700N/mm2

接触强度寿命系数ZN应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮循环

次数

8

Nl=60.nj.£h=8.52xlO

砥=NJ4=1.7x108

查图6-5（教材）得

ZN1=1.08

ZN2=1.15

接触强度最小安全系数Lmijl

则

计算及说明结果

2

[cr//1]=cr//limlX1.08/1=820.8N/mm

[<7^2]=<7^2X1.15/1=805A^/mm2

取较小的一个，即=805N/mm2

综上，

3I-----------------------------2---------------------------

1>，2屋“2/4)2KT[+1)

a.>J——=——z—---------L------------17.65cm

北际]J霖U

法面模数m“=4cos，/Z]=0.99取标准勺=1.5

中心距a=mn(z1+z2)/(2cos/?°)=129.9圆整

a=130

分度圆螺旋角，=arccos[mn(z1+z2)/2«]=14.26°

分度圆直径5=m“Z]/cos，=41.34mm,圆整取42nlm

齿宽b=4山=52,23圆整取55mm

大轮齿宽4=b=55mm

小轮齿宽仇=4+(5〜10)

bx=60mm

由式6T6(教材)得

3)齿根弯曲疲劳强度校核计算

aF~,,%%匕〃-]

bdYmn

当量齿数

3

zvl=Z]/cos0=30.77

3

zv2=z2/cosP=153.85

查表6.5(教材)

应力修正系数齿形系数

小轮及i=L61%I=2.55

计算及说明结果

大轮％2=L81%=216

不变位时，端面啮合角a'=arctan（tan200/cos/?）=20.80"

m

端面模数g-nlcosP=1.55mm

重合度2=1/2乃[z"tan%—tan%）+Z2（tanaflf2-tan«；）]

=1.74

重合度系数Ye=0.25+0.75/京=0.68

螺旋角系数y夕，推荐0.85~0.92选0.89

—=L黑温4=22.76N/，加2

b”=2KT1=23.84N/mm2

rZjiriZZdtzz£p

b2dsmn

许用弯曲应力[q]由式6-12（教材），既几/

Sfmin

弯曲疲劳极限查图6-7（教材），双向传动乘以0.7

bFiimi=420N/mrn2

2

0>iim2=371N/mm

弯曲强度寿命系数几查图6-8（教材）

Al=YNZ=1

弯曲强度尺寸系数/查图6-9（教材）（设模数m小于5mm）

Vx=l

弯曲强度最小安全系数，1nm

SFS.4

则

2

[crF1]=300N/mm

计算及说明结果

2

[crF2]=265N/mm

综上知，齿轮弯曲强度满足

大齿分度圆直径人=/Z2/cos/?=217.12mm,圆整取218mm

根圆直径dfd/i=4-2hf=38.4mm

d=-2h=214.4mm

Jfl乙ZJf

顶圆直径da以=4+24=45mm

da2=d2+2ha=221mm

2、低速级齿轮设计：

由表6.2（教材）选

小齿轮40cr调质

大齿轮45正火

许用接触应力[%]由式6-6（教材），[%]=2瓯Z"

S"min

解除疲劳极限查图6-4（教材）

%mi=700N/rnrn2

%m2=550N/mm2

接触强度寿命系数ZN应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮循环

次数

4

N[=6Qn2jLh=60x284xlxl0

=1.41xl08

N2=NJi2

N2=4.12xl()7

查图6-5（教材）得

ZN1=1.15

zN2=i.u

接触强度最小安全系数与皿皿

计算及说明结果

取Xmm=l

则

[CTHJ=700X1.15/1=805N/7丽2

[%]=550、1.11/1=610.SN/WOT?

2

贝U（7H=610.5TV/mm

许用弯曲应力由式6-12（教材），

Sfmin

弯曲疲劳极限bp.查图6-7（教材），双向传动乘以0.7

2

crfliml=378N/mm

2

crflim2=294N/mm

弯曲强度寿命系数心查图6-8（教材）

Al=YNZ=1

弯曲强度尺寸系数4（由机械设计课本）查图6-9（设模数m小于5mm）

%=1

弯曲强度最小安全系数，1mli

^mn=l-4

则

[o-fl]=378xlxl/1.4

=270N/mm2

[<rF2]=294x1x1/1.4

=210N/mm1

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。

确定齿轮传动精度等级，按匕=（0.018）%产西估取圆周速度

vlt=1.1983m/51

参考表6.7、表6.8（教材）选取

计算及说明结果

II公差组8级

小轮分度圆直径4，由式6-15(教材)得

Z27Z/]2KT[[u+1)

、I^H])%U

齿宽系数处(由机械设计课本)参考表6.9

(1)0d=12

按齿轮相对轴承为对称布置

(2)小轮齿数4=23

(3)大轮齿数Z2=4Z]=78.2,取Z?=78

(4)齿数比M=z2/Z[=3.39

(5)小轮转矩

g=9.55x10^/^

=9395QN/mm

(6)初定螺旋角4o=12°

(7)载荷系数犬二心降心呼

KA-使用系数查表6.3(教材)

KA=1

动载系数由推荐值1.051.4

Kv=1.2

计算及说明结果

Ka-齿间载荷分配系数

凡=11

*夕-齿向载荷分布系数由推荐值

K广L1

K=KAKvKaKp

=1x1.2x1,1x1.1=1.45

材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢ZE=189.8,%/

节点区域系数Z”查图6-3ZH=2.5

重合度系数Z,由推荐值0.75~0.88,Z,=0.87

,,\(ZEZHZZBV2KT(M+1)

故42JA”「一——上=51.23mm

式囱]J%u

法面模数加=4/4=2.23加加取标准

m=3mm

分度圆直径

4=mZ]=69mm,圆整取70mm

d2=mz2=234mm

中心距4=加(z1+z2)/2=152mm

齿宽b=4圾=96.6mm,圆整取100mm

大轮齿宽=100mm

小轮齿宽仇=4+（5~10）

bx=105mm

由式6T6（教材）得

计算及说明结果

aF-,,%乂/〃-]

bdYmn

查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数

小轮&=1.575小轮=2.69

大轮&2=L78大轮力也=222

重合度2=1/2万tan一tan%）+z2（tanafl（2-tana；）]

=1.58

重合度系数Ye=0.25+0.75/乞=0.72

故

aF!=,,1=45.2N/〃“

bAmn

aFi=,,'=44.33N/wr

b2dlm,

根圆直径dfdfi=d1-2hf=62.^mm

df2=d2-2hf=226.^mm

顶圆直径dadal=dx+2ha=76mm

da2=4+24=240mm

计算及说明结果

3、开式齿轮计算：

表6.2（教材）选

小齿轮40cr表面淬火

大齿轮45表面淬火

由于是开式齿轮传动，主要形式是疲劳打断和齿面磨损，所只能进行

弯曲疲劳强度计算，并将模数增加10婷20%考虑磨损的影响。

许用弯曲应力由式6-12（教材），既5%

^Fmin

弯曲疲劳极限Giim（教材）查图6-7,双向传动乘以0.7

1

crfliml=378N/mm

2

crfljm2=294N/mm

弯曲强度寿命系数/查图6-8（教材）

Al=YN2=1

弯曲强度尺寸系数及查图6-9（教材）

yx=l（初设模数小于5）

弯曲强度最小安全系数，1nm

则

[crfl]=378x1x1/2

=245N/mm2

[crF2]=294x1x1/2

=21。N/mm2

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。

确定齿轮传动精度等级，按V4=（。・013〜0.022）\肥/\=0.471估取

圆周速度v4t=0・47加/s

参考表6.7、表6.8（教材）选取

II公差组8级

小轮分度圆直径4，由式6T5（教材）得

计算及说明结果

31-------------2---------------

，＞（ZEZHZeX2KT1（u+l）

广皿E]]%u

齿宽系数外参考表6.9（教材）

%=0.8

由于齿轮为非对称布置

选小轮齿数4=28

大轮齿数z2=话=2.5x28=70,

齿数比M=z0/Z]=2.5

小轮转矩

4=707.88N/mm2

载荷系数K=KAKvKaK夕

使用系数查表6.3（）教材

KA=1.25

动载系数由推荐值1.051.4

取“=1.2

-齿间载荷分配系数L01.2

取降=1」

*夕-齿向载荷分布系数由推荐值

取K4=1.1

K=KAKvKaKp

=1.25x1.2x1.1x1.1=1.815

材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢ZE=189.8，%/

节点区域系数ZR查图6-3（教材）=2.5

计算及说明结果

重合度系数4由推荐值0.85~0.92,取Z,=0.90

(ZZZY2KT,(M+1)……

故气EHe

4:H-----L-------=112.053mm

IMJJhu

齿轮模数m-dxlzx=4.001加大15肌

BPm=m,xl.l5=4.602取标准m=5

小轮分度圆直径4=mz{=140mm

大齿分度圆直径人-mzi-210mm

圆周速度v=勺/60000

v=0.453m/s

标准中心距4=加（Z]+Z2）/2=245mm

齿宽b==112根根给b=110mm

大轮齿宽d=b=nOmm

小轮齿宽伉=4+（5〜1。）二115mm

由式6T0（教材）得

bd^m

查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数

小轮4=1.61小轮%|=2.55

Y

大轮sa2=1-725大轮YFa2=2.29

重合度〃=1/(tan%—tana)+z2(tanaa2—tana)]

=1.81

重合度系数匕=0.25+0.75/乞=0.591

计算及说明结果

故的=井工及黑L122.75N/加〃/

byd^m

0>2=当1%2M=113.37N/rnn2

b2dxm

根圆直径d,dfl=d1-2hf=134mm

d—=cl）—2h=204mm

J乙乙Jf

顶圆直径dada2-d2+2ha-215mm

七、轴的设计计算

轴的设计

（一）.高速轴设计

已知n=1420r/min,T=19.57N-mT'=T/2=9.785N-m

1.求作用在齿轮上的力（斜齿）

圆周力弓=3=0.47KN

4

径向力£=4tan.=Q19KN

cos（3

轴向力工=£tan尸=0.13KN

法向力居=£/（cos%cos0=O.57KN

圆周力耳，径向力耳1及轴向力心的方向如图所示

计算及说明结果

初选轴的材料为45#,调质处理。查表&6（教材）4=110,得

dmin=A。J欧=13.97mm

Vn

因为要在最小轴径处开联轴器固定键槽，故最小轴径应加大3%

4>1.036?^=14.39mm

输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联

轴器的计算转矩公式为

Tca=KAT（11）

查表14-1（教材），取七=1.3,则Q=1.3X19.57Mm

=22.5N-m

根据Tca=22.5N-m及电动机轴径D=28mm,查标准

GB4323-1984,选用TL5型弹性套柱销联轴器。确定轴最小

直径dmin=25mm

2.轴的结构设计

拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方

案

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

计算及说明结果

1）联轴器采用轴肩定位，「II段4_〃=25mm,查GB联轴器尺

寸可知L/_"=42mm,又因联轴器采用轴肩定位，肩高3.5mm,

所以d〃一加=35mm

2）有前面传动方案分析知，初选深沟球轴承。根据d"_R=30mm,

查GB276-89初步取0组游隙,0级公差的深沟球轴承61907,

故dmV——35mm

3）MXtZv_w=37nini,根据小斜齿齿宽取乙〜.==76mm

4）由于箱体内壁到轴承座孔端面的距离

L^S+Ci+Cz+e-lO）!™（教材），取L]=45mm,采用凸

缘式轴承盖，则L〃_〃/=53mm

5）选定齿轮端面到箱体内壁的距离为16mm。

根据深沟球轴承尺寸标准可知=31mm（轴承多出轴外

端面A3=3mni）Lyuvm=34nun

6）根据总的传动方案，参考大小斜齿齿宽及中速轴上直齿齿宽

选定

LV~LVI=115mm

3.轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按4_〃=25

=mm,Lin=42mm

查GB/T1095-20031XZ?x/ix/=8nimX7mmX33mm。

校核：

4）绘制轴的弯矩图与扭矩图

计算及说明结果

T~Irn

“TlIIIIIIIIIh、

ii।i।।[।।।□।।

载荷水平面H垂直面V

支反力

R=R=470N

n1riZRV1=RV2—WON

F

弯矩

n=27260N•mmMv=13570N-mm

总弯矩M=30531.3N•rnm

M

扭矩TT=19570

当量弯矩nm=/Vf2+(aT)2=36265.IN.mm(教材)取a=1

根据扭力弯矩图确定危险面并根据上表对危险截面进行校核，

以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计

算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2,8.9（教材），得

[b_J=60MPa,因此4〃＜上_/，故轴安全。

（二）中速轴的设计与校核

已知TII=93.95N•加,nil=284r/min

1.求作用在齿轮上的力

计算及说明结果

♦=K=470N,耳2=5=190N,工2=『30N

2TII

F,=--=2684.3N

痣

Fr3=Ft3tan20°=977N

轴上力的方向如下图所示

初步确定轴的最小直径

初步确定轴的最小直径，方法同上，选取轴的材料为45钢，调

质处理。查表&6（教材），取4=110,于是得

参考GB,取d"mM=30mm

3.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案，如图

（2）确定轴的各段直径和长度

1）根据d"min=30nini取4_〃=30丽，轴承与齿轮1,3之间采用

计算及说明结果

挡油环定位，取4“=df/=36mm,齿轮1与齿轮2之间用

套筒定位，取=42mm，齿轮2与3之间采用轴环定位，

查阅资料取h=5mm,则4V々=52mm,查资料知两齿轮之间

间隙为10mm,计算得出Lw_v=7.5mm取乙〃*=105-3=102

mm,贝!J=62.5mmLy_VI-52mm

2）根据GB/T283-1994选NF206型圆柱滚子轴承，初步选取0

组游隙，0级公差的，则取与_/=4”/=42.5mm,

3）轴上零件的周向定位

齿轮的周向定位都采用普通A平键连接

查GB/T1095-2003取各键的尺寸为

1、bXhXL=1OmmX8mmX40mm

2、bXhXL=10nimX8mmX70mm

3、bXhXL=10mmX8mmX30mm

中速轴的校核：

4）绘制轴的弯矩图与扭矩图

I

r1T1r

1riI1r

7

「MilnTl"

载荷水平面H垂直面V

计算及说明结果

支反力

R=R=872.15NR=R=298.5N

FnInZvlV2

弯矩

n=365262.675=47080.75N-mm

N-mm

总弯矩M=368284.4N

M

扭矩TT=93950

按弯扭合成应力校核轴的强度

根据扭力弯矩图确定危险面，并根据上表对危险截面进行校核，

以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的

计算应力

=业1±"广=51.2MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2（教材）得

[o-_,]=60MPa,因此故轴安全。

（三）低速轴（轴III）的设计

已知TlII=306860N-m

1.求作用在轴上的力

加=43=2684.3N工4=工3=977N

2.初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢调质处理。查表8.6（教材）取&=110,

于是得

d>AXmm=37.66mm□

mm'VnII

该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，根据GB选取联轴器的

型号

为TL8型。选取轴孔直径d=40mm,其轴孔长度L=84mm,则轴的

最小直径dUI=40mm

3.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案

计算及说明结果

（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

1）取dIX-X=dI-n=40mm,LIX-X=LI-II=81mni,考虑到避免

干涉现象，联轴器采用套筒定位。因此取d¥I-Vn=43mmo联

轴器外部用轴端挡圈固定。

2）查GB,初选NF209型圆柱滚子轴承，故dHI-IV=dVn-VI]I=45mni

3）轴承采用嵌入式端盖定位。考虑到端盖的轴肩定位，取dlV-

V=60.

4）考虑到齿轮采用轴肩定位，给dIII-IV=55nini,LIII-IV

=100-3=97nimo齿轮的另一端采用轴套定位。给dnTn=50mm

5）因为箱体内壁轴的长度应相等,根据结构图，确定L11-111=86.5mm

LIV-V=83.5mm

6）参考轴承宽度，以及轴承到箱体内壁的距离取8mm.确定LV-W

=25mm

3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器采用普C连接，轴的周向定位采用普A连接，

查GB得:

1、3：bXhXL=16mmX10mmX60mni

2：bXhXL=14mniX9mmX50mm

校核：

4）绘制轴的弯矩图与扭矩图

T~T

__^~r~rTTTTTTT~T~T~~r^^

TT

^■^rrTTTTTTTTrr^

^rrnTnTTTTT^

“iiiiiiir_i___

^rnTmTTTTT^

计算及说明结果

载荷水平面H垂直面V

支反力

R=R=1342.15NR=R=488.5N

Fn1riZV{V2

弯矩

MnH=202664N-mm=73763.5N-mm

总弯矩M=215638.6N•mm

M

扭矩TT=306860N•mm

按弯扭合成应力校核轴的强度

根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为

脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力

J22.49MPa

ca卬

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表&2（教材）得

[b_J=60MPa,因此故轴安全。

八、轴承的选择和校核计算

已知轴承的预计寿命为4,=2000h

1.输入轴承的选择与计算

由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承，由于受力对称，只需要

计算一个，其受力£=J月7+42=506.95N,Fa=Q,E=3,转速

n=1420r/min

1）查GB知深沟球轴承的基本额定动载荷C=9500N,基本额定静载

荷G=6800N

2）求轴承当量动载荷P

因为弓=0,径向载荷系数X=l,轴向载荷系数Y=0,因工作情况

平稳，查表13-6（教材），取力=1.2,则

P=fp（X£+Y月）=228

3）验算轴承寿命

,106rcY

=849000h>Lft

故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承61907

计算及说明结果

2.轴n上的轴承选择与计算

由轴n的设计已知，初步选用圆柱滚子轴承NF206型，由于受

力对称，故只需要校核一个。其受力£=298.5N,Fa=Q,e=10/3,

n=284r/min

1）查GB知圆柱滚子轴承的基本额定动载荷C=19500N,基本额定静

载荷G）=18200N

2）求轴承当量动载荷P

因为片=0,径向载荷系数X=l,轴向载荷系数Y=0,因工作情况

平稳，查表13-6（教材），取（XFr+YF“）=298.5N

3）验算轴承寿命

工力=黑义（B）=66000000h>4

故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆柱滚子轴承NF206型。

3.输出轴上的轴承选择与计算

由轴HI的设计知，初步选用圆柱滚子轴承NF209型，由于受力对

称，只需要

计算一个，其受力e=J4:+4,？=488.5N,Fa=0,£=10/3,

转速n=83.5/min

1）查GB知圆柱滚子轴承NF209的基本额定动载荷C=39800N,基本

额定静载荷G=41000N

2）求轴承当量动载荷P

因为乙=0,径向载荷系数X=l,轴向载荷系数Y=0,因工作情况

平稳，按表13-6（教材），取力=1.0,则

P=fp（X±+Y尺）=488.5N

3）验算轴承寿命

r106（CY

『砺=

=41000000h>L,h

故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆柱滚子轴承NF209型。

九、键连接的选择与校核计算

1.高速轴与联轴器的键连接

计算及说明结果

1)由前面的设计知初步选用键C8X7X25,^=19.57N-m

2)校核键连接的强度

键、轴和轮毂的材料都是钢，由表11.1(教材)查得许用应力

[5]=100-120MPa,取[5]=UOMPa。键的工作长度

1=L-b/2=21mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5X

7mm=3.5mmo由式cr=------------可得

kid

3

=27；xl0=2Wa<r]

可见连接的强度足够，故选用。

2.中速轴上(代号在上图体现)

1)C:10X8X40,T="/2=93.95N

校核键连接的强度

方法如上。L=35mm,K=4

3

27;zxlO=37Mpa<rj

可见连接的强度足够，故选用

2)C:10X8X70,T="/2=93.95N

校核键连接的强度

方法如上。L=65mm,K=4

=2.x1()3=[7.3MPa<「]

Pkid