二級圓柱圓錐減速器計算說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計 二級圓柱圓錐減速器計算說明書設(shè)計者： 指導(dǎo)教師： 年 月一設(shè)計參數(shù)條件鏈?zhǔn)竭\輸機的傳動裝置圓周力F=3900N，帶速=0.86m/s，滾筒直徑D=535mm，滾筒長度600mm, 2級圓柱圓錐減速器，當(dāng)?shù)厥彝庾鳂I(yè)，使用壽命10年，每年按300天計算，單班作業(yè)，每班按6小時計二、電動機的選擇1、選擇電動機的容量工作機主動軸功率： PFV3.90.863.35kW傳動裝置的總效率： （式中、分別為V帶、滾動軸承、圓錐齒輪傳動、圓柱直齒輪傳動。）取=0.99（V帶），=0.98（滾動軸承），=0.96（齒輪精度為8級，不包括軸承效率），=0.97（齒輪精度為8級，不包括軸承效率），

2、=0.96，=0.96則n=30.7r/min計算內(nèi)容計算結(jié)果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= 0.95閉式直齒圓柱齒傳動效率6= 0.97b. 總效率=12 23 3456=0.960.992 0.983 0.990.950.97=0.808c. PFV3.90.863.35kW 2選擇電動機的型號 查參考文獻(xiàn)1表4-12.2 得 表1.1方案號電機類型額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比 1Y100L2-441500144022.294 2Y132S-64100096015.072根據(jù)以上兩種可行同步轉(zhuǎn)速電機對比可見，方案2傳動比

3、小且質(zhì)量價格也比較合理，所以選擇Y132S-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=30.3（取帶傳動傳動比，則減速器傳動比為15.048）（2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比 i12=3.762， 直齒輪圓柱齒輪傳動比 i23=4（3） 實際總傳動比i實=i12i34=3.7624=15.048,i=0.0210.05，故傳動比滿足要求滿足要求。2. 各軸的轉(zhuǎn)速n0=960r/min，n1=n0=480r/min，n2=n1/ i12=127.6r/min，n3= n2/ i34=30.7r/min，n4=n3=30.7r/min3. 各軸的功率=0.808

4、Pr=3.35 kw選用三相異步電動機Y132S-6p=4 kwn=960r/mini=15.048i12=3.762i23=4n0=960r/minn1=480r/minn2=127.6r/minn3=30.7r/minn4=30.7r/min計算內(nèi)容計算結(jié)果p0=pr=3.35kw， p1= p02=3.28kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw 4. 各軸的轉(zhuǎn)矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得：T0=33.3Nm, T1=65.2 Nm, T2=221.9 Nm, T3=817.5 Nm, T4=793.2

5、 Nm四.帶傳動的設(shè)計計算1 確定設(shè)計功率由機械設(shè)計表5-6查=1.12 選擇V帶型號由圖5-7取用A型V帶。3 選擇帶輪、由表5-7，查取A型帶輪，應(yīng)使，小帶輪轉(zhuǎn)速較低，選。驗算帶速v帶速在525m/s之間，選擇合適。參考表5-8給出的帶輪直徑系列，取。轉(zhuǎn)速誤差 4 確定中心距a和帶長由式（5-18） 初選 帶長 查表5-3取中心距 a的調(diào)整范圍由式（5-4）6 確定V帶根數(shù)按式（5-21） 由表5-5,插值求得得由表5-10查得由表5-9查得由表5-3查得代入求根數(shù)公式（5-21），得取z=4,符合表5-7推薦的輪槽數(shù)。7 確定初拉力查表5-4得按式（5-22） 8 計算作用在軸上的壓力F

6、五，傳動零件的設(shè)計計算1.直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算a選材：小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217255，HP1=580 Mpa，F(xiàn)min1 =220 Mpa大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，HP2=560 Mpa，F(xiàn)min2 =210 Mpab. 由參考文獻(xiàn)2（以下簡稱2）式（533），計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N：N1=60njL=609601811250=1.26710 N2=N1/i2 =1.26710/3=2.52210查圖517得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H

7、1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5800.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =5601.120.92=577 MpaH1 H2，計算取H= H2=533.6 Mpac按齒面接觸強度設(shè)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(shè)計）： 取齒數(shù) Z1=21，則Z2=Z1 i12=3.76221=79，取Z2=79實際傳動比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tan2=cot1，2=72.2965=7216 35，1=17.7035=1742 12，則小圓錐齒輪的當(dāng)量齒數(shù)zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035=2

8、3，zm2=z2/cos2=79/cos72.2965=259.79 p0= 3.35 kw p1= 3.28 kwp2= 2.965 kw p3=2.628 kw p4=2.550 kwT0=33.3 Nm T1=65.2 Nm T2=221.9 Nm T3=817.5Nm T=793.2Nmz=4HP1=580 Mpa，F(xiàn)min1=220 MpaHP2=560 Mpa，F(xiàn)min2=210 MpaH=533.6Mpa圓錐齒輪參數(shù)Z1=21Z2=791=1742 122 =7216 35計算內(nèi)容計算結(jié)果由2圖5-14，5-15得 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=

9、1.81ZH=2/cossin=2/cos20sin20=2.5 由2表11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1， 由2 取K=1.4又 T1=28.381 Nm ，u= 3.762，R=0.3 由2式5-56計算小齒輪大端模數(shù)： m4KT1YFaYsa/RZF（1-0.5R）2 u2 +1 將各值代得 m1.498由2表5-9取 m=3 d齒輪參數(shù)計算：大端分度圓直徑 d1=mz1=321=63，d2=mz2=379=237齒頂圓直徑 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965=238.827齒根圓

10、直徑df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035=56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965=231.808齒輪錐距 R=d1+ d2/2=122.615，大端圓周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齒寬b=RR =0.3122.615=36.78由2表5-6，選齒輪精度為8級由1表4.10-2得1=（0.10.2）R=（0.10.2）305.500=30.0560.1取1=10，2=14,c=10輪寬 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4L2=（0.10.2）d2=（0

11、.10.2）291=39e驗算齒面接觸疲勞強度： 按2式5-53H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R）2 ，代入各值得圓錐齒輪參數(shù)m=3 d1=63d2=237da1= 68.715da2=238.827df1=56.142df2=231.808R=122.615v=3.165m/sb= 36.781=102=14c=10L1=12.4L2=39計算內(nèi)容計算結(jié)果H=470.899H =533.6 Mpa 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件f齒輪彎曲疲勞強度校核：按2式5-55由2圖5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32及m=2

12、5，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4，由2式5-31計算許用彎曲應(yīng)力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24計算齒跟彎曲應(yīng)力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=21.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.591.812.23/（2.8

13、1.55）=178.28300Mpa兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度2.直齒輪圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算a選材：小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217255，HP1=580 Mpa，F(xiàn)min1=220 Mpa大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，HP2=560 Mpa，F(xiàn)min2=210 Mpab. 由參考文獻(xiàn)2（以下簡稱2）式（533），計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N：N1=60njL=609601811250=1.26710， N2=N1/i23=1.26710/3=2.52210查圖517得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1

14、.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPaH=533.6 MpaF=300 MpaHP1=580 MpaFmin1=220 MpaHP2=560 MpaFmin2=210 Mpa計算內(nèi)容計算結(jié)果H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPaH1 H2，計算取H= H2=560.28 Mpac. 按齒面接觸強度計算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計）：u=i34=4，a=0.4，ZH=2/cossin=2/cos200 sin200 =2.5且由2表

15、11-5有 ZE=189.8，取KtZ=1.1 2式5-18計算中心距： a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua）=51.1869552.5189.8/（240.4560.28）=147.61 由1表4.2-10 圓整 取 a=160d齒輪參數(shù)設(shè)計：m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表5-7取 m=2齒數(shù)Z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4）=32Z2=uZ1=432=128 取Z2=128則實際傳動比 i=128/32=4分度圓直徑 d1=mz1=232=64 ，d2=mz2=2128=256齒頂圓直徑 da1= d1+2

16、m=68，da2=d2+2m=260齒基圓直徑 db1= d1cos=64cos20o =60.14db2= d2cos=256cos20o =240.56齒根圓直徑 df1= d1-2.5m=64-2.52=59df2= d2-2.5m=256-2.52=251圓周速度 v=d1n2/60103 =3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齒寬 b=aa =0.4160=64由2表5-6，選齒輪精度為8級H=560.28 Mpa圓柱齒輪參數(shù)m=2Z1=32Z2=128d1=64 d2=256da1=8da2=260db1 =60.14

17、db2 =240.56df1=59df2= 251v=1.113 m/sa=160b=64計算內(nèi)容計算結(jié)果e. 驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，由2表5-3，取KA=1.0；按8級精度和VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由2表5-3得Ka=1.2；由2圖5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397 又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=28a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.

18、0061=22重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）=1.773即Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（72622 5.024）=240.63H =560.28 Mpa 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件f齒輪彎曲疲勞強度校核：按Z1=32，Z2=128，由2圖5-14得YFa1=2.56，YFa2

19、=2.18；由2圖5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式5-23計算 Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2圖5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32切m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式5-31計算許用彎曲應(yīng)力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=2102.0/1.4=300 MpaF1= 314.29 MpaF2= 300 Mpa計算內(nèi)容計算結(jié)果F1F2， F=F2=30

20、0 Mpa由2式5-24計算齒跟彎曲應(yīng)力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=21.397835102.561.650.673/（26464）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.2331.842.18/（2.561.65）=67.644300 Mpa兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度六， 軸的設(shè)計計算1.減速器高速軸I的設(shè)計a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理，按 2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算軸伸直徑：按參考文獻(xiàn)2 有 dAp/n n0=960r/min，p1

21、=2.97 kw，且A=0.110.16d11623 取d1=20c. 考慮I軸與電機伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用柱銷聯(lián)軸器，因為電機的軸伸直徑為dD=38，查1表4.7-1選取聯(lián)軸器規(guī)格HL3（Y3882，Y3060），根據(jù)軸上零件布置，裝拆和定位需要該軸各段尺寸如圖1.2a所示d. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b ， 齒輪1受力：（1）圓周力Ft1=2T1/dm1=229.545/（6410-3 ）=915.52 N，（2）徑向力Fr1= Ft1tancos1=915.52tan200 cos17.70350 =317.44 N， （3）軸向力Fa1= Ft1tansin1=915.52tan

22、200 sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：MB=0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N Y=0，RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，F(xiàn)=300 MpaB=637 Mpa， b-1=59 Mpad1=20選用柱銷聯(lián)軸器HL3（Y3882，Y3060）Ft1=915.52 NFr1=317.44 NFa1=101.33 NRcy= 1595.97NRBY=-680.45 N計算內(nèi)容計算結(jié)果垂直面內(nèi)D點彎矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=

23、1595.9755-680.45129= 3662.14 N=3.662 Nmf. 水平面內(nèi)的支撐反力：MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.4564/74=419.07 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面內(nèi)D點彎矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.0755-101.63129=-7.095Nmg. 合成彎矩：MD=M+ M= 0 Nm， M=M+ M=7.98 Nmh. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所示，計算扭矩：T=T1 =29.545NmI

24、. 校核高速軸I：根據(jù)參考文獻(xiàn)3第三強度理論進(jìn)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 M ，取M= M=7.98 Nm， 又抗彎截面系數(shù)：w=d3 min /32=3.14203 /32=1.04510m =M+T/ w=7.98+29.545/1.04510=39.132b-1= 59 Mpa故該軸滿足強度要求。2. 減速器低速軸II的設(shè)計a. 選擇材料：因為直齒圓柱齒輪的小輪直徑較?。X跟圓直徑db1=62）需制成齒輪軸結(jié)構(gòu)，故與齒輪的材料和熱處理應(yīng)該一致，即為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理按 2表8-3查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 該軸結(jié)

25、構(gòu)如圖1.3a，受力計算簡圖如圖1.3b齒輪2受力（與齒輪1大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齒輪3受力：Mdy=0M= 3.662 NmRCz=419.07 NRBz= -101.63NMDz=0M= -7.095NmMD=0 Nm， M=7.98 NmT= 29.545NmM= 7.98 Nmb=637 Mpa， b-1=59 MpaFt2=915.52NFr2=317.44 NFa2= 101.33 N計算內(nèi)容計算結(jié)果（1）圓周力Ft3=2T2/dm3=286.955/（6410-3 ）=2693.87N （2）徑向力F

26、r3= Ft2tan=2693.87tan200 =980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：MB=0，RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52（70+63）+2693.8763/183=1919.26 N Y=0，RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N垂直面內(nèi)C點彎矩：MCy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm，M= RBY（L2+L3）- Ft3L2 =1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm，D點彎矩：MDy= RBY L3=1690.1363

27、= 92.96Nm，M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2=1919.26120-915.5270=92.96 Nmd. 水平面內(nèi)的支撐反力：MB=0，RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面內(nèi)C點彎矩：MCz= RAzL1=750.7050=23.65 Nm，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23133 - 980.4

28、970=-10.55Nm，D 點彎矩：MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm，M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120-101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nm e. 合成彎矩：MC=M+ M= 47.56NmM=M+ M=42.59 NmFt3=2693.87N F r3=980.49 NRAy=1919.26 NRBY=1690.13 NMCy=41.26 NmM =41.26NmMDy= 92.96 NmM= 92.96 NmRAz=750.70 NRBz=547.23NMCz=23.65 NmM

29、1 Cz=-10.55NmMDz=30.10 NmM1 Dz=29.92NmMC=47.56NmM=42.59 Nm計算內(nèi)容計算結(jié)果MD=M+ M=97.71 Nm，M=M+ M= 97.66Nmf. 作軸的扭矩圖如圖1.3c所，計算扭矩：T=T2=86.955Nmg. 校核低速軸II強度，由參考文獻(xiàn)3第三強度理論進(jìn)行校核：1. 由圖1.3可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， MD M ，取M= M=97.71 Nm，抗彎截面系數(shù)：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.6510-3 =44.2

30、7b-1=59 Mpa（2）.由于C點軸徑較小故也應(yīng)進(jìn)行校核： MC M ，取M= M=47.56 Nm，抗扭截面系數(shù)：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.6510-6 =35.14b-1= 59 Mpa故該軸滿足強度要求3. 減速器低速軸III的設(shè)計a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理，按2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b 齒輪4受力（與齒輪1大小相等方向相反）：圓周力Ft4=2693.87N

31、，徑向力Fr4=980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.8771/（125+71）=1157.52 N Y=0，Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，垂直面內(nèi)D點彎矩MDy= RcyL1=1536.3555=84.50 Nm ，M= RBY L2=1157.52125=84.50 Nmd. 水平面內(nèi)的支撐反力： MD=97.71 NmM=97.66NmT =86.955NmM= 47.56 NmB=637 Mpab-1=59 MpaFt4=2693.87NFr4=980.49 NRB

32、Y=1157.52 N Rcy=1536.35 NMDy=84.50 NmM=84.50 Nm計算內(nèi)容計算結(jié)果MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.4970/196=421.31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面內(nèi)D點彎矩MDz= RCz L1=559.1871=30.75 Nm，M= RBz L2=421.31125=30.76 Nme. 合成彎矩：MD=M+ M= 90.20 Nm， M=M+ M=89.92 Nmf. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所，計算扭矩：T=T3=393.197Nmg. 校核低速軸III：根據(jù)參

33、考文獻(xiàn)3第三強度理論校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， MD M ，取M= MD =90.20 Nm， 又抗彎截面系數(shù)：w=d3 min/32=3.14423 /32=7.2710-6 m3 =M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6 =55.73b-1= 59 Mpa故該軸滿足強度要求。七，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a. 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=40，由1表4.6-3選用型號為30208，其主要參數(shù)為：d=40，D=80，Cr=5980

34、0 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查2表9-6當(dāng)A/R時，X=1，Y=0；當(dāng)A/R時，X=0.4，Y=1.6b. 計算軸承D的受力（圖1.5）， （1）支反力RB= R+ R=36.252 +269.272 =271.70 N，RC= R+ R=1184.792 +353.692 =1236.46 N（2）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） RBz=421.31NRCz=559.18NMDz=30.75 NmM=30.76 NmMD=90.20 NmM=89.92 NmT= 393.197NmM= 90.20 Nm選用圓錐滾子軸承30208（GB/T297-

35、94）RB=271.70 NRC=1236.46 N計算內(nèi)容計算結(jié)果SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 Nc. 軸向外載荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= SC =412.15 Ne. 計算軸承當(dāng)量動載 由于受較小沖擊查2表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB

36、+YAB）=1.8（0.4271.7+1.6310.82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511236.46= 2225.63Nf. 計算軸承壽命 又PB PC，故按PC計算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60960）=0.12106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=60.26L=11年 故該軸承滿足壽命要求。2. 減速器低速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算a.

37、 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1表4.6-3選用型號為30207，其主要參數(shù)為：d=35，D=72，Cr=51500 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200 查2表9-6當(dāng)A/R時，X=1，Y=0；當(dāng)A/R時，X=0.4，Y=1.6b. 計算軸承D的受力（圖1.6） 1. 支反力RB=R+R=1919.262 +547.232 =1995.75 NSB=90.57 NSC=412.15 NFA=101.33 NAB=310.82 NAC=412.15 NPB=1090.79 NPC=2225.63N選用圓錐滾子軸

38、承30207（GB/T297-94）RB=1995.75 N計算內(nèi)容計算結(jié)果RA= R + R =750.702 +353.692 =922.23 N2. 附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc. 軸向外載荷 FA=Fa2=101.33 Nd. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，F(xiàn)A-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 計算軸承當(dāng)量動載 由于受較小沖擊查2表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取

39、fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312=0.37，取X=1，Y=0 PB= fd fm（X RB +YAB）=1.21.51995.75=3592.35 NAA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37，取X=0.4，Y=1.6 PA= fd fm（X RA +YAA）=1.8（0.4922.23+1.6522.34）=2168.34Nf. 計算軸承壽命 又PB PA，故按PB計算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60303.673）=0.1833106

40、 h，按每年300個工作日，每日一班制工作，即L1=91.65L=10年 故該軸承滿足壽命要求。3. 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算a. 高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55，由1表4.6-3選用型號為6211，其主要參數(shù)為：d=55，D=100，Cr=33500 N，Cr0=25000b. 計算軸承D的受力（圖1.5）支反力RB= R+ R=1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC= R+ R=1536.352 +559.182 =1634.95 Nc. 軸向外載荷 FA=0 Nd. 計算軸承當(dāng)量動載 由于受較小沖擊查2表9-7 fd

41、 =1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 PB= fdfm RB =1.21.51231.8=2256.5 NPC= fd fm RC =1.21.511634.95= 2942.91Ne. 計算軸承壽命 又PB PC，故按PC計算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（6063.829）=27.41106 h，按每年300個工作日，每日一班制工作，即L1=399.45L=10年故該軸承滿足壽命要求。RA=922.23 NSB=623.67 NSA=288.20 NFA= 101.33 NAB=62

42、3.67 NAA=522.34 NPB=3592.35 NPA=2168.34N選用深溝球軸承6211（GB/T276-94）RB=1231.81 NRC=1634.95 NFA=0 NPB=2256.5 NPC= 2942.91N計算內(nèi)容計算結(jié)果八，鍵聯(lián)接的選擇和驗算1.聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30，查1表4.5-1得 bh=87，因半聯(lián)軸器長為60，故取鍵長L=50 ，即d=30，h=7，L1 =L-b=42，T1=28.38 Nm，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =429.84

43、4/（30742）=12.87P=100 Mpa故此鍵聯(lián)接強度足夠。2 小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20，查1表4.5-1得 bh=66，因小圓錐齒輪寬為55，故取鍵長L=42 即d=20，h=6，L1 =L-b=36，T1=29.844Nm，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =429.844/（20636）=27.63P=100 Mpa故此鍵聯(lián)接強度足夠。3 大圓錐齒輪與低速軸II的的鍵聯(lián)接L=50 d=30h=7L1 =42T1=28.38 NmL=42 d=20h=6L1 = 3

44、6T1=29.844Nm計算內(nèi)容計算結(jié)果采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50，查1表4.5-1得 bh=149，因大圓錐齒輪寬為50，故取鍵長L=44 即d=50，h=9，L1 =L-b=30，T2=86.955 Nm，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =486.955/（50930）=25.76P=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。4. 大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60，查1表4.5-1得 bh=1811，因大圓柱齒輪寬為64，故取鍵長L=5

45、4 ，即d=60，h=11，L1 =L-b=36，T3=393.197 Nm，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4393.197 /（601136）=66.19P=100 Mpa故此鍵聯(lián)接強度足夠。5. 低速軸III與輸出聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=42，查1表4.5-1得 bh=128，因半聯(lián)軸器長為84，故取鍵長L=72 ，即d=42，h=8，L1 =L-b=60，T4=381.527 Nm，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4381.527 /（4286

46、0）=75.70P=100 Mpa故此鍵聯(lián)接強度足夠。L=44d=50h=9L1 =30T2=86.955 NmL=54d=60h=11L1 =36T3=393.197 NmL=72d=42h=8L1 =60T4=381.527 Nm計算內(nèi)容計算結(jié)果九，聯(lián)軸器的選擇輸出端聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作情況的要求，決定低速軸與卷筒軸之間也選用柱彈性銷聯(lián)軸器。按參考文獻(xiàn)3，計算轉(zhuǎn)矩為Tc=KAT，由載荷不均勻，沖擊較小查2表6-6有 KA=1.2，又T=81.527 NmTc=1.281.527 =97.83 Nm根據(jù)Tc=97.83 Nm小于Tpmax，n =n0=960r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸

47、軸伸直徑d0=42 mm，卷筒軸軸伸直徑d=56 mm，查1表4.7-1 選用HL4型其公稱轉(zhuǎn)矩Tpmax=1250 Nm許用最高轉(zhuǎn)速n=4000r/min，軸孔直徑范圍d=4056 mm孔長L1=112 mm，L2=84mm，滿足聯(lián)接要求。標(biāo)記為：聯(lián)軸器HL4型（Y4284，56112）GB5014-85八， 潤滑油的選擇與熱平衡計算1. 減速器的熱平衡計算一般情況下，連續(xù)工作時減速器的齒輪傳動由摩擦損耗的功率為 Pf=P（1-）kw，且減速器傳動的總效率=13 3456=0.960.983 0.990.950.97=0.824則由2可知產(chǎn)生的熱流量為 H1=1000P0（1-）=10003

48、0.176=528 W以自然冷卻方式，能叢箱體外壁散逸到周圍空氣中的熱流量為 箱體散熱系數(shù)取Kd=16W/()，且經(jīng)計算箱體散熱總面積為A=1.06 所以，由26-21有tt0+1000P0（1-）/（KdA）=20+528/（161.06）=51.13Tc=97.83 Nm選用聯(lián)軸器HL4型（Y4284，56112）GB5014-85計算內(nèi)容計算結(jié)果2. 潤滑油的選擇由于是中低速一般閉式齒輪傳動且齒面應(yīng)力小于500 Mpa又v=1.1135 m/s，箱體溫度t=51.1355按2表5-12得 所需潤滑油黏度為680，由黏度680，查1表4.8-1得選用代號為680的抗氧防銹工業(yè)齒輪油（SY11