機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計設(shè)計用于帶式運輸機傳動系統(tǒng)的齒輪減速器

1、合肥學(xué)院機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計專業(yè) 粉體材料科學(xué)與工程班級 09粉體姓名 學(xué)號 指導(dǎo)老師 時間 2011年1月7日目 錄設(shè)計任務(wù)書5一. 工作條件5二. 原始數(shù)據(jù)5三. 設(shè)計內(nèi)容5四. 設(shè)計任務(wù)5五. 設(shè)計進度6傳動方案的擬定及說明6電動機的選擇6一. 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇 7二. 電動機容量的選擇 7三. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 7四. 電動機型號的選擇 7傳動裝置的運動和動力參數(shù) 8一. 總傳動比 8二. 合理分配各級傳動比 8三. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 8傳動件的設(shè)計計算 9一. 高速嚙合齒輪的設(shè)計 9二. 低速嚙合齒輪的設(shè)計14三. 滾筒速度校核16減速器軸的設(shè)計計算20一、主動軸的

2、設(shè)計減速器滾動軸承的選擇及壽命計算 26一、主動軸上的軸承選擇鍵聯(lián)接的選擇及計算31聯(lián)軸器的選擇31加速其箱體及附件設(shè)計潤滑與密封.32小結(jié).32參考文獻33機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計用于帶式運輸機傳動系統(tǒng)的齒輪減速器一 工作條件連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)、載荷平穩(wěn)、室內(nèi)工作、有粉塵(運輸帶與滾筒摩擦阻力影響已在f中考慮)。二 原始數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力f（n）： 5000卷筒的直徑d（mm）： 500運輸帶速度v（m/s）： 1.6運輸帶速度允許誤差 5%使用年限（年）： 10工作制度（班/日）： 1生產(chǎn)條件： 中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級齒輪及蝸輪；動力來源： 電力、三相交流380/220伏。電動機

3、額定功率p 10kw電動機滿載轉(zhuǎn)速 1000r/min三 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 齒輪傳動設(shè)計計算；3. 軸的設(shè)計；4. 滾動軸承的選擇與校核；5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制；7. 設(shè)計計算說明書的編寫。四 設(shè)計任務(wù)1. 減速器總裝配圖一張；2. 齒輪、軸零件圖各一張；五 設(shè)計進度1、 第一階段：傳動方案的選擇、傳動件參數(shù)計算及校核、繪 制裝配草圖2、 第二階段： 制裝配圖；3、 第三階段：繪制零件圖。傳動方案的擬定及說明一個好的傳動方案，除了首先滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及維護方便。要完全

4、滿足這些要求是很困難的。在擬訂傳動方案和對多種傳動方案進行比較時，應(yīng)根據(jù)機器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。根據(jù)工作條件和原始數(shù)據(jù)可選方案二，即展開式二級圓柱齒輪傳動。因為此方案工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應(yīng)行好，但也有一缺點，就是寬度較大。其中選用斜齒圓柱齒輪，因為斜齒圓柱齒輪兼有傳動平穩(wěn)和成本低的特點，同時選用展開式可以有效地減小橫向尺寸。示意圖如下： 1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5鼓輪；6帶式運輸機實際設(shè)計中對此方案略微做改動，即：把齒輪放在靠近電動機端和滾筒端。（其他們的優(yōu)缺點見小結(jié)所述）電動機的選擇 (以下公式引用自1p 78)一.

5、 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)，無特殊要求。所以選用常用的封閉式y(tǒng)系列三相異步交流的電動機。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、價格低等優(yōu)點。二. 電動機容量的選擇1. 工作機所需功率pw 知f=5000 n v=1.6m/s 所以2. 電動機的輸出功率3. 確定電動機額定功率因為應(yīng)等于或稍大于。故選擇=10kw的電動機。三. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇error! no bookmark name given.工作機滾筒的轉(zhuǎn)速=60*1000*1.6/（3.14*500）=61.15r/min因為兩極傳動的總傳動比最好不要超過20，故電動機的同步轉(zhuǎn)小于等于*20

6、=1223r/min,同時總傳動比應(yīng)越接近20越好。故選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。四. 電動機型號的確定根據(jù)上面步驟的計算，查表選出電動機型號為y160l-6,其額定功率為11kw，滿載轉(zhuǎn)速970r/min。基本符合題目所需的要求。 （1p279表27-1）傳動裝置的運動和動力參數(shù) 一. 總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：/其中 =970r/min61.15r/min故：15.86二. 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以選 。由=15.86，得=4.54， =3.49三. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1. 各軸轉(zhuǎn)速 高速軸：=9

7、70r/min 中間軸：=/=970/4.54=213.7r/min 輸出軸：=/=213.7.00/3.49=61.23r/min2. 各軸輸入功率計算 =8.94*0.99=8.851kw =8.851*0.99*0.97=8.500kw =8.500*0.99*0.97=8.162kw3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機轉(zhuǎn)矩t=9550/=9550*8.94/970n.m=88.018 n.m =9550/=9550*8.851/970 n.m =87.141 n.m =9550/=9550*8.500/213.7 n.m =379.855 n.m =9550/=9550*8.162/61.23

8、 n.m =1273.021 n.m附：各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機軸高速軸i中間軸ii輸出軸iii鼓 輪轉(zhuǎn)速（r/min）970970213.761.2361.15功率（kw）108.8518.5008.1628轉(zhuǎn)矩（nm）88.01887.141379.8551273.021510.499傳動比114.543.491效率10.990.96030.96030.9801傳動件的設(shè)計計算一. 高速嚙合齒輪的設(shè)計1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 按方案（2）所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故精度等級選用7級精度（gb10095-88

9、）；3） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4） 試選小齒輪齒數(shù)20，大齒輪齒數(shù)97；5） 選取螺旋角。 初選螺旋角142 按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選kt1.6（2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =87.141n.m（3） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù) 2.433（4） 由表107選取齒寬系數(shù) 1（5） 由圖1026查得 0.75，0.875， 則 （6） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù) 189.8（7） 由圖1021d按齒面硬度查得小

10、齒輪的接觸疲勞強度極限600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限550mpa；（8） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j609701（830010）1.396h /1.382/4.54=3.077h（9） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95；1.07（10） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得 0.95600mpa570mpa 1.07550mpa588.5mpa ()/2(570+588.5)=579.25mpa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑,=mm=35.73mm（2） 計算圓周速度v=1.8m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)b=135.73mm=

11、35.73mm=1.73h=2.25=2.251.73mm=3.89mmb/h=35.73/3.89=9.19（4） 計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取ka=1根據(jù)v=1.8m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.07；由表104查的的計算公式和直齒輪的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)11+0.231035.73=1.586由表1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故載荷系數(shù) k=11.071.421.4=2.13（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=39.31mm（7） 計算模數(shù) =mm=1.9

12、1mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) 1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)k= =11.071.331.4=1.99（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318120tan14=1.586，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計算當量齒數(shù) =/cos=20/cos14=21.89 =/cos=97/cos14=103.99（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得=2.724；=2.175（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.569；=1.793（6） 計算由圖（10-20c）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa=380mpa（7） 由圖（10-18）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0

13、.88=0.91（8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式（10-12）得：=314.29mpa=247mpa（9） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01360=0.01579 大齒輪的數(shù)值大2） 設(shè)計計算 =1.34對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=1.5，則=23.11取=27，則=274.873=1314 幾何尺寸計算1) 計算中心距a=122.13mma圓整后取122mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=13.76由于值改變不大，故參數(shù)、等不大，不用修正3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑=41.695m

14、m=202.306mm4) 計算齒輪寬度 b=mm=41.695mm圓整后取=42mm，=47mm5 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。具體結(jié)構(gòu)略。二. 低速嚙合齒輪的設(shè)計（以下引用公式均為2第十章）1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） .試選小齒輪齒數(shù)25，大齒輪齒數(shù)94；其他參數(shù)和上對齒輪一樣2 按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=141.505n.m（2） 由圖1026查得0.778，0.884，則（3） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j60197.001

15、（830010）2.837h/2.837/3.749=7.566（4） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)1.07；1.16。（5） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得1.07600mpa642mpa1.16550mpa638mpa()/2(642+638)mpa=640mpa 其他數(shù)據(jù)和上對齒輪的數(shù)據(jù)一樣2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑mm=56.43mm（2） 計算圓周速度v=0.58m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)b=156.74mm=56.43mm=2.19h=2.25=2.252.19mm=4.93mmb/h=56.43/4.93=11.45（4

16、） 計算縱向重合度 =1.982（5） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取ka=1根據(jù)v=0.58m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.035；由表104查的的計算公式和直齒輪的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)1+0.231056.74=1.42由圖1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故載荷系數(shù) k=11.0351.41.42=2.06（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=61.39mm（7） 計算模數(shù) =mm=2.38mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) 1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)k= =11.0

17、351.41.35=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度=1.982，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計算當量齒數(shù) =/cos=25/cos14=27.37 =/cos=94/cos14=102.90（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得=2.564；=2.178（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.637；=1.792（6） 圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.91=0.93（7） 圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.91=0.93（8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式（10-12）得：=325mpa=252.43mpa（9） 計算大、小齒輪的并加

18、以比較=0.01291=0.01546 大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算=1.90mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=61.39mm應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=29.28取=32，則=323.749=1204. 幾何尺寸計算1） 計算中心距a=156.65mma圓整后取157mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=14.50由于值改變不大，故參數(shù)、等不用修正。3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑=66.105mm=247.895mm4） 計算齒輪寬度 b=d=m

19、m=66.105mm圓整后取=75mm，=70mm5 .結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。具體結(jié)構(gòu)見零件圖三. 滾筒速度校核滾筒實際速度速度誤差故齒輪設(shè)計符合要求= 8kw0.8958.94kw=10kw電動機型號：y160l-615.86=4.54=3.49=970r/min=213.7r/min=61.23r/min=8.851kw=8.500kw=8.162kwt=88.018 n.m=87.141 n.m=379.855n.m=1273.021 n.m7級精度209714kt1.6=87.141n.m2.43311.62518

20、9.8=579.25mpa35.73mm=1.73k=2.1339.31mm=1.91mmk=1.990.88=2.724=2.175=1.569=1.793大齒輪的=0.015791.34=1.5=27=131a=122mm=13.76=41.695mm=202.306mm=42mm=47mm2594=141.505n.m=640mpa=56.43mm=2.19=1.982k=2.06=61.39mm=2.38mmk=1.960.88=2.564=2.178=1.637=1.792大齒輪的=0.015461.90mm=2=32=120a=157mm=14.50=66.105mm=247.89

21、5mm=75mm=70mm實際速度 速度誤差 符合要求七、減速器軸的設(shè)計計算 從動軸設(shè)計 1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查3表11-1可知得 b=650mpa, s=360mpa, -1b=60mpa查3表11-3，取c=126，由式11-2得： dc(p/n)1/3=126(4.15/300)1、3=30.25mm考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，應(yīng)將該軸斷直徑增大3%，即d=30.251.03=31.2mmm，取標準直徑得d=35mm齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：t=9.55106p/n=9.551064.15/300=132108nmm2、齒輪作用力求圓周力：ft=

22、2t2/ d2=2132108/200=1321.08nd=22mmt=43074nmmft=1723nfr=627nft=1.72nfr=0.63n七、減速器軸的設(shè)計計算 從動軸設(shè)計 1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查3表11-1可知得 b=650mpa, s=360mpa, -1b=60mpa查3表11-3，取c=126，由式11-2得： dc(p/n)1/3=126(4.15/300)1、3=30.25mm考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，應(yīng)將該軸斷直徑增大3%，即d=30.251.03=31.2mmm，取標準直徑得d=35mm齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：t=9.5

23、5106p/n=9.551064.15/300=132108nmm2、齒輪作用力求圓周力：ft=2t2/ d2=2132108/200=1321.08n求徑向力： fr=fttan=1321.08tan20。=480.83n3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結(jié)構(gòu)草圖。 （1）、聯(lián)軸器的選擇 可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查2表9.4可得聯(lián)軸器的型號為hl3聯(lián)軸器：3582 gb5014-85（2）、確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和

24、固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位 （3）、確定各段軸的直徑將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=45mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型

25、號與左端軸承相同,取d6=45mm.(4) 選擇軸承型號.由1p270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度b=19,安裝尺寸d=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm.(5）確定軸各段直徑和長度段： d1=35mm 長度取l150mmii段： d2=40mm 初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為59=45mm,寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故ii段長：l2=（2+20+19+55）=96mm

26、iii段： d3=45mm l3=l1-2=50-2=48mm段： d4=50mm長度與右面的套筒相同，即l4=20mm段： d5=52mm. 長度l5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=96mm(6)按彎矩復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d=200mm求轉(zhuǎn)矩：已知t=132.11求圓周力：ft=2t/d=2132.11/200=1.32n求徑向力frfr=fttan=1.32tan200=0.48n因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb=48mm主動軸的設(shè)計1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查2表13-1可知：b=650mpa,s=360mpa,查2表13-

27、6可知：b+1=215mpa 0=102mpa, -1=60mpa2、按扭轉(zhuǎn)強估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：dc (p/n)1/3查2表13-5可得，45鋼取c=126則d126(4.33/960)1/3mm=20.81m考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=22mm3、齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：t=9.55106p/n=9.551064.33/960=43074n齒輪作用力： 圓周力：ft=2t/d=243074/50n=1723n徑向力：fr=fttan200=1723tan200=627n 確定軸上零件的

28、位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn) 軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，4.確定軸的各段直徑和長度初選用6206深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(2)按彎扭復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d=50mm求轉(zhuǎn)矩：已知t=43.07nm求圓周力ft：ft=2t/d=243.07/50=1.72n求徑向力

29、fr：fr=fttan=1.72tan200=0.63n兩軸承對稱la=lb=50mm八、減速器滾動軸承的選擇及壽命計算 從動軸上的軸承根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命lh=530028=24000h 由初選的軸承的型號為: 6209, 查1表14-19可知:d=55mm,外徑d=85mm,寬度b=19mm,基本額定動載荷cr=31500n, 基本靜載荷cor=20500n（1）已知n2=300 r/min兩軸承徑向反力：fr1=fr2=fr=fttan200=2t/d tan200=1748.5n根據(jù)課本2p265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力fs=0.63fr則fs1=fs2=0.63fr1=0

30、.63x1748.5=1101.555n(2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端fa1=fs1=fa2=fs2=1101.6n(3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=1101.6/1748.5=0.96fa2/fr2=1101.6/1748.5=0.96fa1/cor=1101.6/20500=0.054根據(jù)課本3表（12-6）得e=0.26fa1/fr1 e，查表12-6，可得 x=0.56 y=1.71 (4)計算當量載荷p1、p2根據(jù)課本312-7,取fp=1.5，由式12-7得p=fp(xfr+yfa)=1.5(0.561748.5+1.711101.6)

31、=4294.3n (5)軸承壽命計算深溝球軸承=3 由課本12-6表得ft=1根據(jù)手冊得6209型的cr=31500n由課本 312-3式得lh=106(ftcr/p)/60n=106(131500/4294)3/60x300=219311 h 48000h 預(yù)期壽命足夠 主動軸上的軸承選擇(1)由初選的軸承的型號為:6206 查1表14-19可知:d=30mm,外徑d=62mm,寬度b=16mm,基本額定動載荷cr=19500n本靜載荷cor=11150n 查2表10.1可知極限轉(zhuǎn)速13000r/min根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命lh=1030028=48000h （1）已知n1=960(r/

32、min)兩軸承徑向反力：fr1=fr2= fr=fttan200=2t/d tan20=1045.18根據(jù)課本1（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力fs=0.63fr 則fs1=fs2=0.63fr1=0.63x1045.18=658.46n(2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端fa1=fs1= fa2=fs2=658.46 n(3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=658.46/1045.18=0.63fa2/fr2=658.46/1045.18=0.63fa1/cor =658.46/11150=0.06根據(jù)課本3表（12-6）得e=0.26fa1/fr1e fa

33、2/fr2e 查表12-6，可得 x=0.56 y=1.71(4)計算當量載荷p1、p2根據(jù)課本312-7,取fp=1.5，由式12-7得p= fp(xfr+yfa) =1.5(0.561045.181.71658.46)=2566.9n(5)軸承壽命計算p1=p2 故取p=2566.9n深溝球軸承=3 由課本 312-5表得ft=1根據(jù)手冊得6206型的cr=19500n由課本12-3式得lh=106(ftcr/p)/60n=106(119500/2566.9)3/60x960=21931148000h 預(yù)期壽命足夠 九、鍵聯(lián)接的選擇及計算1根據(jù)軸徑的尺寸，由1中表12-6高速軸(主動軸)與v帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵836 gb1096-79大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 1445 gb1096-79軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵1040 gb1096-792鍵的強度校核 大齒輪與軸上的鍵 ：鍵1445 gb1096-79bh=149,l=45,則ls=l-b=31mm圓