圓錐圓柱齒輪減速器

1、機械設計課程設計計算說明書 帶式運輸機圓錐圓柱齒輪減速器設計者： 指導教師： 2009年12月目 錄一 設計任務書1二 電機的選擇計算2三 運動和動力參數(shù)的計算3四 傳動零件的設計計算1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算42. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算8五 軸的設計計算1. 減速器高速軸I的設計122. 減速器低速軸II的設計173. 減速器低速軸III的設計23六 滾動軸承的選擇與壽命計算1.減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算282.減速器低速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算293. 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算31七 鍵聯(lián)接的選擇和驗算32八聯(lián)軸器的校核34九潤滑

2、油的潤滑方式選擇35十減速器箱體附件選擇設計35十一主要設計尺寸37十二參考文獻40 機械設計任務書設計題目 ： 帶式運輸機圓錐圓柱齒輪減速器設計數(shù)據(jù)及其要求：運輸帶拉力F=2100N； 運輸帶速度：V=1.6M/S 滾筒直徑D=400mm機器的年產量;500臺； 機器的工作環(huán)境：清潔，最高溫度35機器的載荷特性：平穩(wěn)； 機器的工作時間：10（每年工作300天）其他設計要求：1、允許帶運輸速度誤差5% ； 2、小批量生產設計注意：1、 設計由相當A0圖紙2張及計算說明書1份組成。2、 設計必須根據(jù)進度(由指導老師擬定)按期完成。3、 設計圖紙及計算說明書必須經指導老師審查簽字后，方能參加設計答

3、辯。 完成期限 年 月 日計算內容計算結果二 電機的選擇計算：1、 選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選取Y系列三相鼠籠型異步電動機，其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V.。2、 選擇電動機的容量 工作及的有效功率為: Pw = FV1000 =2100*1.61000=3.36 KW帶傳動的效率 1=0.96聯(lián)軸器的效率 2=0.99一對圓錐滾子軸承的效率 3= 0.98一對球軸承的效率 4= 0.99閉式直齒圓錐齒傳動效率5= 0.97閉式直齒圓柱齒傳動效率6= 0.98b. 總 效率=123 456=0.960.990.980.990.970.98=0.87707所需電動機的輸出

4、功率 Pr=Pw/=3.36/0.87707=3.83kw3、 確定電動機的轉速查表得二級圓錐圓柱齒輪減速器的傳動比 i總=840，而工作機卷筒的轉速為： nw=601000v/d=6010001.6/(3.14400)=76.4所以電動機轉速的可選范圍為 nd=i總nw=76.4（840）=（611.23056）r/m4、 選擇電動機的型號 查參考文獻1 表15.1得 方案號電機類型額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比 1Y112M-441500144019.334 2Y132M1-64100096012.565根據(jù)以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇

5、Y132M1-6型電動機。三， 動和動力參數(shù)的計算1. 分配傳動比（1） 總傳動比i=12.565（2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比 i12=3， 直齒輪圓柱齒輪傳動比 i34=4.18（3） 實際總傳動比i實=i12i34=34.18=12.54,i=0.0210.05，故傳動比滿足要求滿足要求。2. 各軸的轉速（各軸的標號均已在圖1.1中標出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=360r/min，n3= n2/ i34=76.56r/min，n4=n3=76.56r/min3. 各軸的功率 p0=pr=3.83 kw， p1= p02=3.75

6、38kw, p2= p143=3.6047 kw, p3=p253=3.4973 kw, p4=p323=3.3597 kw3. 各軸的轉矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得T0=38911Nmm, T1=38136.8 Nmm, T2=956246.8 Nmm, T3=435799Nmm, T4=419085Nmm四，傳動零件的設計計算1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算a選材： 選用七級精度小齒輪材料選用45號鋼，調質處理，HB=217255，Hlim1=600 Mpa，F(xiàn)E1 =500 Mpa大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，lim2=550 Mpa，F(xiàn)E2=38

7、0 Mpab計算小齒輪分度圓直徑（1）計算應力循環(huán)次數(shù)N：N1=60njL=6096012810300=27.648 109N2=N1/i2 =27.648 109/3=9.216108（2）查圖1019得 解除疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.91，KHN2=0.93，得 ，取SHmin=1.0，H1=HlimKHN1/SHmin=6000.91=546Mpa，H2=HlimKHN1/SHmin =5600.93=511.5 MpaH1 H2，計算取H1= H2=546 Mpa （3）按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）：取齒數(shù) Z1=24，則Z2=Z1 i12=2

8、43=72，取Z2=72實際傳動比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tan2=cot1=3，2=71.565，1=18.435，則小圓錐齒輪的當量齒數(shù)zm1=z1/cos1=24/cos18.435=25.3，m2=z2/cos2=72/cos71.565=227.68（4）表10-6有 ZE=189.8,取Kt=2.0又 T1=38136.8 ，u= 3，R1=0.333計算小齒輪分度圓直徑： d1t2.923ZEH*3KT1R1(1-0.5R1)2*u = 72.474mm c. 齒輪參數(shù)計算：（1）計算圓周速度：v=d1n1/60000=3.1472.474.960/60000=3.

9、61409 m/s（2）計算齒輪的動載系數(shù)K根據(jù)v=3.614，齒輪七級精度由機械設計課本10-8得Kv=1.18有表10-2得使用系數(shù)KA=1.00 取動載系數(shù)K=1取由圖10-8得軸承系數(shù)KHbe=1.25則KH=KHbe1.5=1.875. 齒輪的載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=11.1811.85=2.22125（3） 按齒輪的實際載荷系數(shù)所算得的分度圓直徑由式（10-10a得）d1=d1t3KKt =72.47432.2152.0=74.946mm m=d1/z1=74.946/24=3.123d.齒輪彎曲疲勞強度設計m34K1TIR(1-0.5R)2Z12(u2+1 )*YFa*Ys

10、aF(1) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 =500 Mpa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380 Mpa(2) 有圖10-8查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1=0.865,KFN2=0.885.(3) 計算彎曲疲勞強度的許用應力，取安全系數(shù)S=1.4F1=KF1*FE1/S=0.865500/1.4=308.9285F2=KF2*FE2/S=0.8853800/1.4=240.214(4) 計算載荷系數(shù) KH=KF=1.875 K=KAKVKFKF=11.1811.875=2.2125(5) 查取齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.65, YFa2=2.236 (6)

11、查得應力校正系數(shù)YSa1=1.58 YSa2=1.754(7) 計算小齒輪的YFa*YSaF并加以比較 YFa1*YSa1F1=2.651.58/308.9285=0.01355 YFa2*YSa2F2=2.2361.754/240.214=0.016327YFa1*YSa1F1 H2，計算取H1= H2=576 Mpa (3) 按齒面接觸強度設計小齒輪模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）： 取齒數(shù) Z1=24，則Z2=Z1 i12=244.18=100.32，取Z2=100實際傳動比u=Z2/Z1=100/24=4.167，由2表11-5有 ZE=189.8 Mpa，由2取Kt=1.5

12、又 T1=38136.8 ，u= 4.17， 齒寬系數(shù) d=1d1t2.323KtT2d*u+1u*(ZEH1)2 = 2.3231.5*95624.681*4.167+14.167*(189.8576)2 =62.24d. 齒輪參數(shù)計算： (1)計算圓周速度：v=d1n1/60000=3.1462.24320/60000=1.0423m/s(2)計算齒寬b b= dd1t=162.24=62.24mm(3)計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)mt=d1t/z1=62.24/24=2.677 H=2.25mt=6.023 b/h=62.24/6.023=10.333(4)計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=1.0

13、423m/s ，齒輪七級精度由機械設計課本圖10-8得Kv=1.05有表10-2得使用系數(shù)KA=1.00 由表10-3取動載系數(shù)KH=1.1由表10-4插值法得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置KH=1.42由b/h=10.67, KH=1.42,查得圖10-13得KF=1.35齒輪的載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=11.051.11.42=1.64 按齒輪的實際載荷系數(shù)所算得的分度圓直徑由式（10-10a得）d1=d1t3KKt =62.2431.641.5=64.12mm m=d1/z1=64.12/24=2.672 e. 按齒輪彎曲強度設計m32K1T2dZ12*YFa*YsaF(1) 由圖

14、10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 =500 Mpa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380 Mpa(2)有圖10-8查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1=0.885,KFN2=0.905.(3)計算彎曲疲勞強度的許用應力，取安全系數(shù)S=1.4F1=KF1*FE1/S=0.885500/1.4=316.07MPaF2=KF2*FE2/S=0.8853800/1.4=245.644 MPa(4)計算載荷系數(shù) KF=1.35 K=KAKVKFKF=11.051.11.35=1.55925(5)查取齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.65, YFa2=2.18(6)查得應力校正系數(shù)YSa1

15、=1.58 YSa2=1.79(7)計算小齒輪的YFa*YSaF并加以比較 YFa1*YSa1F1=2.651.58/316.07=0.013247YFa1*YSa1F1=2.2361.754/240.214=0.0158858YFa1*YSa1F1 Tc=59.7 N.m,許用轉速 n=4750 r/minn=960 r/min 所以聯(lián)軸器符合使用要求d. 作用在小錐齒輪的受力：（1）圓周力Ft1=2T1/dm1=238136.8/90=847.48 N，（2）徑向力Fr1= Ft1tancos1=847.48tan20 cos18.435=292.63N （3）軸向力Fa1= Ft1tan

16、sin1=847.48tan20sin18.435=97.54Ne軸的結構設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和和長度, 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩d-=30mm,故取-的直徑：d-=35mm，左端用連接小錐齒輪取直徑D=20mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-軸段應比L1略短一些，取l-=58mm。 2）初步選定滾動軸承，因軸承同時承有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=35mm，由課程設計，表12.4軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單

17、列圓錐滾子軸承選用型號為30208，其主要參數(shù)為：d=40，D=80，T=19.75mm,B=18mm,C=16mm,damin=47mm,所以d-=40mm，d-=50mm, d-=40mm。l-=l-=18mm 3）取安裝齒輪處的軸端-的直徑d-=32mm，齒輪的左端通過軸端定位，右端和大錐齒嚙合定位。小錐齒的長度為55mm,軸段 -的長度，取為l-=55mm。 4)由軸承蓋端的總寬度為26mm，套筒寬度10mm確定l-=42.75mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（2）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。為了保證齒輪與軸具有良好的配合的對中性，故選擇

18、齒輪輪轂與軸的配合為H7n6，同樣半聯(lián)軸器與軸相連，配合也為H7n6。滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6.（3）取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑為R2. f求軸上的載荷。 該軸受力計算簡圖如圖1.2b ， 齒輪1受力 (1)求垂直面內的支撐反力：l-=70mm 軸承的T=19.75mm a17.6mm. L2=l-+2(T-a)=70+2(19.75-17.6)=74.3mm根據(jù)實際情況取L2=74mm，估取L3=55mmMB MB=0 RCy= Ft1（L2+L3）/L2=847.48（74+55）/74=1477.36 N Y=0，RBy=Ft1

19、-Rcy=847.48-1477.36=-629.88 N，MCy= 1477.3674=109324.64N.mm(2)水平面內的支撐反力：MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =292.63（74+55）-97.5462.5/2/74=468.934 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =292.63-468.934=-175.764N，水平面內C點彎矩， Mz=468.93474=34701.116 N.mm(3)合成彎矩： M =MCy2+MCz2=109324.642+34701.1162 =114699.8N.mm(4) 作軸的扭矩圖如圖1.2c所示，

20、計算扭矩：T=T1=38136.8Nmm(5)校核高速軸I：根據(jù)參考文獻3第三強度理論進行校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， MD M1 D ，取M= M1 D =3117.814N.m，又抗彎截面系數(shù)：W=0.1d3=0.1323=3276.8m m3 =M12+(T1)2w = 114699.82+(0.638136.8)23276.8mm3 =35.69Pab-1= 59 Mpa 所以滿足強度要求。2. 減速器低速軸II的設計 a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理，由表查得B=637 Mpa， b-1=59 Mpab.

21、由扭矩初算軸的最小直徑：p2=3.6047 kw n2=360r/min 由機械設計表15-3查得c=103126，所以 d(103126)3 3.6047Kw 360 r/min=22.227.1 mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大57%，故dmin=(22.227.1 )(1+57%)=23.3228.998 mmc. 作用在大錐齒的受力：（1）圓周力Ft2=Ft1=847.48 N，（2）徑向力Fr2= Fa1=97.54N（3）軸向力Fa2= Fr1=292.63Nd.作用在小直齒的力：（1）圓周力Ft3=2T2/d1=295624.68/65=2942.3N（2）徑向力Fr3=

22、 Ft3tan=2942.3tan20=1070.91Ne.軸的結構設計(1) 擬定結構方案如下圖：根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選定滾動軸承，因軸承同時承有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=23.3228.998 mm取d-=35mm，由課程設計，表12.4軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承選用型號為30207，其主要參數(shù)為：d=35，D=72，T=18.75mm,B=17mm,C=15mm,damin=42mm,所以取套筒的厚度為8mm因為機箱壁厚為8m ，d-=50mm，l-=43.25mm l-=50

23、.2mm，d-=35mm，l-=18.75mm。 2）因為安裝小直齒輪為齒輪軸，其齒寬為75mm，直徑為70mm，所以，d-=70mm，l-=75mm 3)軸的-段設置擋油環(huán)和套筒，其中擋油環(huán)的長度為12.75mm，套筒的長度為14.5mm，高度為10mm，所以取 ，d-=40mm，l-=27.25mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度（2）軸上零件的周向定位 大錐齒齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。為了保證齒輪與軸具有良好的配合的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6，滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6.（3）取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半

24、徑為R2.f. 求垂直面內的支撐反力：該軸受力計算簡圖如圖,齒輪1受力軸承的T=18.25mm，a15.3mm， l-=75mm，l-=27.25mm。L3= l-/2+l-+(T-a)=37.5+27.25+(18.25-15.3)=67.7 mm取圓錐齒受力點在軸上的長度lm=26.25mmL2=lm+l-/2=26.25+37.5=63.75mmL1=23+(18.25-15.3)+26.25mm=52.2mmMBy=0M， RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=847.8（63.75+67.7）+2942.367.7/（52.2+63.75+ 67.7）=

25、1691.4 NY=0，RBY=Ft2+Ft3-RAy=847.8+2942.3-1691.4=2098.7N垂直面內C點彎矩：MCy = RAy L1=1691.452.2=88291N.mm，D點彎矩：MDy= RByL3=2098.767.7= 142082 N.mm，g. 水平面內的支撐反力：MBz=0 RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3）=97.54（52.2+63.75+ 67.7）1070.9167.7-292.6187.5/2/ （52.2+63.75+ 67.7）= 342.95NZ=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz=97.

26、54+1070.91- 342.95=825.5N，水平面內C C點彎矩：MCz= RAzL1- Fa2dm2/2=342.9552.2-292.63187.5/2=-9532.07 N.mmD 點彎矩：MDz = RBz L3=825.567.7=55308.5 N.mm， h. 合成彎矩： MC=Mcy2+Mcz2=882912+(-9532.07)2 =88804.05N.mmMD=Mdy2+Mdz2=1420822+(55308.5)2 =152467.5N.mmi. 作軸的扭矩圖如圖所，計算扭矩：T=T2=95624.68Nmmj. 校核低速軸II強度，由參考文獻3第三強度理論進行校

27、核：1. 由圖1.3可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， MD MC ，取M= M D =152467.5N.mm，又抗彎截面系數(shù)：W=0.1d3=0.1703=34300m m3 =M2+(T)2w = 152467.52+(0.695624.68)234300 =4.75Pab-1= 59 Mpa 所以滿足強度要求。k.精確校核軸的疲勞強度（所用的表來自機械設計）(1) 判斷危險面雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉強度確定的，因此這個截面不是危險面。只有在截面C處有較大的應力集中，因此必須對其進行精確校核。(2) 截面C右側抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1403=12500

28、 mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2403=25000 mm3截面C右側的彎矩M為 M=MDL1+L2-l-/2L1+L2=152467.552.2+63.75-37.552.2+63.75=103157 N.m截面C上的扭矩 T=T2=95624.68Nmm截面上的彎曲應力 b=MW=103157.212500=8.25MPa截面上的扭轉切應力 T=T2WT=95624.6825000=3.83MPa由表15-1查得：B=640MPa，s=355MPa，-1=275MPa，-1=155 MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及按附表3-2查取。因rd=2.050=0.04，

29、Dd=7050=1.4，用插值法可得2.2，1.8又由軸的材料的敏感系數(shù)為q=0.82，q=0.85故有效應力集中系數(shù)為 k=1+q-1=1+0.822.2-1=1.984 k=1+q-1=1+0.851.8-1=1.68由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.72；由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)=0.75。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 =0.92軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)為 K=k+1-1=1.9840.72+10.92-1=2.84 K=k+1-1=1.680.75+10.92-1=2.327又由3-1及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù) =0.10.2，取=0.1 =0.050.1，

30、取=0.05于是，計算安全系數(shù)Sca值，按15-6到15-8式得：Sca=-1Ka+m=2752.848.25+0.10=11.74S=-1K a+m=1552.323.832+0.053.832=34.15Sca=SSS2+S2=11.7434.1511.742+34.152=11.1故知其安全。(3) 由上面的計算，說明該軸的強度是足夠的。3. 減速器高速軸的設計a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理，按 2表8-3查得B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算軸的最小直徑： 機用的減速器低速軸通過聯(lián)軸器與滾筒的軸相連接，其傳遞功率

31、為 3.4973kw,轉速為76.56r/min， 由機械設計表15-3查得c=103126，所以 d(103126)3 3.4973Kw 76.56 r/min=22.227.1 mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大57%，故dmin=(22.227.1 )(1+57%)=23.3228.998 mmc. 考慮軸與卷筒伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用柱銷聯(lián)軸器，查1表13.1出步選取聯(lián)軸器規(guī)格LX3（Y4284）. 聯(lián)軸器的校核： 計算轉矩為：Tc =KT K為工作情況系數(shù)，工作機為帶式運輸機時，K=1.251.5。根據(jù)需要取1.5。 T為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉矩，即： T=9550pn = 9

32、5503.497376.56 =436.24 N.m Tc= KT =1.5436.24=654.4 N.m 聯(lián)軸器的 許用轉矩 Tn=1250 N.m Tc=654.4 N.m,許用轉速 n=4750 r/minn=76.56 r/min 所以聯(lián)軸器符合使用要求d.作用在小直齒的力：（1）圓周力Ft4=Ft3=2942.3N（2）徑向力Fr4=Fr3=1070.91N e.軸的結構設計(1) 擬定結構方案如下圖：（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和和長度, 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩,由于d-=42mm,且在-段安裝軸承故取-的直徑：d-=50mm，半聯(lián)

33、軸器與軸配合的轂孔長度為L1=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-軸段應比L1略短一些，取l-=82mm。 2）初步選定滾動軸承，因軸承只承有軸向力的作用，故選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=50mm，由課程設計，表12.4軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承選用型號為60210，其主要參數(shù)為：d=50，D=90，B=20mm,damin=57mm,所以d-=60mm，為大齒輪的右端定位制造處一軸肩取軸肩的高度為：66mm，寬度為10mm，所以d-=66mm。l-=10mm 3）取安裝齒輪處的軸端-的直徑d-=60mm，齒輪的左端通

34、過套筒定，。大直齒的齒的寬度為65mm,軸段 -的長度，取為l-=62mm。為保證大齒輪和小齒輪的嚙合，由小齒輪的l-=18.75mm，l-=27.25mm得安裝大齒輪的軸的-段的長度為l-=l-+l-+6=18.75+27.25+6=52mm 為確保機箱的寬度，故為確保機箱的寬度，故軸和軸安裝軸承的軸的長度應相等故取L2=194.25mm 4)由軸承蓋端的總寬度為25mm，擋圈寬度8mm，軸承寬度為20mm，預留18mm的空間以便下螺母。所以取l-=66mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（2）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。為了保證齒輪與軸具有良好的配

35、合的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6，同樣半聯(lián)軸器與軸相連，配合也為H7n6。滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6.（3）取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑為R2.f求軸上的載荷。 該軸受力計算簡圖如圖1.2b ， 齒輪1受力a. 求垂直面內的支撐反力：L1=B/2+l-+l-+b2/2=10+57.25+10+32.5=109.75mmL2= b2/2+l-B/2=32.5+52-10=74.5mmMB MA=0 RCy= Ft4L1/(L1+L2)= 2942.3109.75/(109.75+74.5)=1752.6 N Y=0，RAy=F

36、t4-RCy=2942.3-1752.6=1189.7N，垂直面內D點彎矩MAy =MCy =0，MBy= Ft4L1=2942.3109.75=322917.5N.mmb. 水平面內的支撐反力：MA=0，RCz=Fr4L1/(L1+L2) = 1070.91109.75/(109.75+74.5)=637.9NZ=0，RAz= Fr4- RCz =1070.91-637.9=433N，水平面內D點彎矩MAz= MCz=0,MBz=1070.91109.75=117532.4N.mmc. 合成彎矩： MB=MBy2+MBz2=322917.52+117532.42 =343641.6N.mmd

37、. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所示，計算扭矩：T= T3=435799 Nmm6 .校核高速軸I：根據(jù)參考文獻3第三強度理論進行校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， MD M1 D ，取M= M1 D =343641.6N.m，又抗彎截面系數(shù)：W=0.1d3=0.1603=21600m m3 =M12+(T1)2w = 343641.62+(0.6435799)221600mm3 =19.99Pab-1= 59 Mpa 所以滿足強度要求。六，滾動軸承的選擇與壽命計算 軸承的最低額定壽命LH=1030016=48000h1. 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算（1） 高速

38、軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40，由2表12.4選用型號為30208，其主要參數(shù)為：d=40，D=80，Cr=63000 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，C0r=74000N查1表13-5當A/R時，X=1，Y=0；當A/R時，X=0.4，Y=1.6（2） 計算軸承1的受力（如圖）（3） 支反力RB=RBy2+RBZ2 =(-629.88)2+(-175.764)2 =653.97NRC=RCy2+RCZ2 =(1477.36)2+(468.934)2 =1550N（4）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=653.

39、97/3.2=204.36 N，SC=RC /2Y=1550/3.2=484.4N（5）軸向外載荷 Fa=Fa1=97.54 N（6）各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)a -SC）= Fa -SC =386.86 N，AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= SC=484.4N（7） 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查1表13-6 fp=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 AB/RB=386.86/653.97=0.59=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fpfm（X RB +YAB）=1.8（0.4653.97+1.6386.86）=1585NAC/ RC =484.4/

40、1550=0.31=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511550= 2790N（8）計算軸承壽命 又PB PC，故按PC計算，查1表9-4 得ft=1.0 Lh= 106 60nCPC = 106609606300027903.333=509222.2LH所以高速軸的軸承滿足要求.2. 減速器高速軸滾動軸承的選擇與壽命計算（1） 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=35，由2表12.4選用型號為30207，其主要參數(shù)為：d=35，D=72，Cr=54.2 KN，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，C0

41、r=63.5KN查1表13-5當A/R時，X=1，Y=0；當A/R時，X=0.4，Y=1.6（2） 計算軸承2的受力（如圖）（3） 支反力RA=RAy2+RAZ2 =(1691.4)2+( 342.95)2 =1725.8NRB=RBy2+RBZ2 =(2098.7)2+(825.5)2 =2255.2N（4）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y）SA=RA/2Y=1725.8/3.2=538.3N，SB=RB /2Y=2255.2/3.2=704.75N（5）軸向外載荷 Fa=Fa2=292.63 N（6）各軸承的實際軸向力 AA=max（SA，F(xiàn)a -SB）= SA=538.3 N，AB=（SB，F(xiàn)a +SA）= Fa +SA =830.93N（7） 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查1表13-6 fp=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 AA/RA=538.3