帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置—單級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)（全套圖紙）

1、目 錄 任務(wù)書(shū)緒論1、 電動(dòng)機(jī)的選擇1.確定傳動(dòng)裝置所需功率2.確定傳動(dòng)的裝置效率3.選擇電動(dòng)機(jī)二、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比計(jì)算及傳動(dòng)比的初步分配1.總傳動(dòng)比計(jì)算2.傳動(dòng)比分配三、初步計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力參數(shù)1.電動(dòng)機(jī)軸輸出參數(shù)2.高速軸的參數(shù)3.滾筒的參數(shù)四、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.高速及齒輪的設(shè)計(jì)五、軸的計(jì)算1.高速軸的設(shè)計(jì)2.低速軸的設(shè)計(jì)六、滾動(dòng)軸承的選擇1.高速滾動(dòng)軸承2.低速滾動(dòng)軸承七、設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)八、聯(lián)軸器的選擇1.計(jì)算載荷2.選擇聯(lián)軸器的型號(hào)9、 鍵的選擇10、 減速器的潤(rùn)滑11、 減速箱體的尺寸計(jì)算緒論本設(shè)計(jì)主要內(nèi)容是進(jìn)行一級(jí)圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算，在設(shè)計(jì)計(jì)算中運(yùn)用到了機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)、機(jī)械制圖、

2、工程力學(xué)等多門課程知識(shí)，并運(yùn)用AUTOCAD軟件進(jìn)行繪圖，因此是一個(gè)非常重要的綜合實(shí)踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)范的實(shí)踐訓(xùn)練。通過(guò)這次訓(xùn)練，使我們?cè)诒姸喾矫娴玫搅隋憻捄团囵B(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個(gè)方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想，訓(xùn)練了綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他相關(guān)課程的基礎(chǔ)理論并結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際進(jìn)行分析和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力，鞏固、深化和擴(kuò)展了相關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)。（2）通過(guò)對(duì)通用機(jī)械零件、常用機(jī)械傳動(dòng)或簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)，使我們掌握了一般機(jī)械設(shè)計(jì)的程序和方法，樹(shù)立正確的工程設(shè)計(jì)思想，培養(yǎng)獨(dú)立、全面、科學(xué)的工程設(shè)計(jì)能力和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊(cè)、圖冊(cè)及相關(guān)

3、技術(shù)資料的能力以及計(jì)算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)方面的能力。（4） 加強(qiáng)了我們對(duì)Office軟件中Word功能的認(rèn)識(shí)和運(yùn)用。任務(wù)是設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中的減速器。要求傳動(dòng)系統(tǒng)中含有單級(jí)圓柱齒輪減速器及V帶傳動(dòng)。一、已知條件：1. 運(yùn)輸帶工作拉力 F=2300N2. 運(yùn)輸帶工作速度 V=1.5m/s (允許速度誤差±5%)3. 滾筒直徑D=320mm4. 滾筒效率=0.96 （包括滾筒與軸承的效率損失）5. 工作情況 兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)6. 使用折舊期 8年7. 工作環(huán)境 室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度358. 動(dòng)力來(lái)源 電力，三相交流電，電壓380/220V9. 檢

4、驗(yàn)間隔期 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修10. 制造條件及生產(chǎn)批量 一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)二、傳動(dòng)方案=設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一、 1.2. 3.二、4.5.三、6.7.8.9.10.11.12.13.14.四、15.16.五、17.18.19.20.21.22.23.24.25.26.27.28.六、29.303132.33.34.35.36.37.38.39.40.41.42.43.44.45.46.47.七、4849.5052.53.54.55.56.八、.57.58.59.九、60.十、61.十一62.電動(dòng)機(jī)的選擇 確定傳動(dòng)裝置所需的功率P =FV/1000=2300X1.5

5、7;1000=3.45KW確定傳動(dòng)裝置的效率由表117查得： 普通V帶的傳動(dòng)效率 =0.96 一對(duì)滾子軸承的效率 軸承=0.98 （圓錐滾子軸承，稀油潤(rùn)滑） 閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率 齒輪=0.97 （8級(jí)） 彈性聯(lián)軸器的效率 聯(lián)軸器 =0.99 滾筒效率 滾筒=0.96 故傳動(dòng)裝置的總效率 =X軸承2 X齒輪X聯(lián)軸器X滾筒=0.96X0.982X0.97X0.99X0.96=0.850選擇電動(dòng)機(jī) 電動(dòng)機(jī)所需最小名義功率 P0=P/=3.45/0.850=4.059KW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率 Pe=1.3 P0=1.3X4.059=5.277KW根據(jù)表121選擇Y132S-4電動(dòng)機(jī)，則Pe=5.5

6、KW ne=1440r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2.2 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2.2 表10-1 電動(dòng)機(jī)主要參數(shù)名稱符號(hào)參數(shù)值額定功率Pe5.5KW滿載轉(zhuǎn)速ne1440r/min伸出端直徑D38 -0.002+0.018伸出端安裝長(zhǎng)度E80mm安裝基礎(chǔ)地腳螺栓距離216mmX216mm傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比計(jì)算及傳動(dòng)比初步分配總傳動(dòng)比的計(jì)算滾筒的轉(zhuǎn)速nw=60X1000V/D =60X1000X1.5÷320÷=89.525r/min總傳動(dòng)比 i= ne/nw=1440/89.525=16.08傳動(dòng)比初步分配 因總傳動(dòng)比較大，擬采用二級(jí)傳動(dòng)，即普通V帶減速和減速器內(nèi)單級(jí)斜齒輪圓

7、柱齒輪傳動(dòng)，初步分配各級(jí)傳動(dòng)比如下：普通V帶傳動(dòng)比i1=3.5齒輪傳動(dòng)比 i2=4.594滾筒的實(shí)際轉(zhuǎn)速 nw=ne/i1i2=1440÷3.5÷4.594=89.558r/min傳送帶線速度 V=Dnw/60/1000= X 320 X 89.558÷60÷1000=1.5006m/s滾筒線速度誤差V=(V0-V)/V0x 100=(1.5-1.5006)÷1.5x 100%=0.04%<5%初步計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù) Pe=5.5KW ne=1440 r/minTe=9550x( Pe/ne)=9550 x (5

8、.5÷1440)36.476 N.m 高速軸1的參數(shù) P1=Pe=5.5 x 0.96=5.28KWn1= ne/i1=1440/3.5=411.429 r/minT1=9550x(P1 /n1)=9550x(5.28÷411.429)=122.558 N.m 低速軸2的參數(shù) P2=P1軸承齒輪=5.28 x 0.98 x 0.97=5.019KW n2= n1/i2=411.429÷4.594=89.558 r/min T2=9550x(P2 /n2)=9550 x (5.019÷89.558)=535.2 N.m 滾筒軸參數(shù) Pw=P2齒輪 聯(lián)軸器滾

9、筒=5.019x0.97x0.99x0.96=4.627 KW nw= n2=89.558 r/min Tw=9550x(Pw /nw)=9550x(4.627÷89.558)=493.400 N.m 表10-2各軸運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)軸名稱轉(zhuǎn)速n/( r/min)功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/(N.mm)電動(dòng)機(jī)軸14405.536476高速軸1411.4295.28122558低速軸289.5585.019535200滾筒軸89.5584.627493400普通V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 選擇普通V帶型號(hào) 查表19-10得 KA=1.2 計(jì)算功率 Pc= KA Pe=1.2 x 5.5=6.6 KW 根據(jù)圖

10、19-1選用型普通V帶確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1 dd2查表19-11 A型V帶最小基準(zhǔn)直徑ddmin=75mm選取主動(dòng)帶輪直徑 dd1=100mm取帶滑動(dòng)率 =0.02則從動(dòng)帶輪直徑dd2=i1dd1(1-)=3.5x100x(1-0.02)=343mm根據(jù)表19-11選取從動(dòng)帶輪基準(zhǔn)直徑標(biāo)準(zhǔn)值 dd2=355mm普通V帶傳動(dòng)的實(shí)際傳動(dòng)比 i1= dd2/ dd1=355÷100=3.55<4（符合要求）驗(yàn)算帶速 v = （x100x1440）/(60x1000)=7.540m/sV在5 25m/s范圍內(nèi)確定帶的長(zhǎng)度Ld和中心距a初定中心距ao按照 0.7（ dd1+ dd2）&

11、lt;ao<2( dd1+ dd2)即 0.7×（100+355）mm<ao<2×(100+355) 318.5mm<ao<910mm初取 ao =600mm計(jì)算所需帶長(zhǎng)Ld0 =2×600(÷2)×1003551003552 (4×600) =1942mm查表19-2選取V帶的標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1800mm標(biāo)注為A1800 GB/T115441997確定實(shí)際中心距 a= a0 (LdLd0)2=600+(1800-1942)÷2=529mm安裝中心距 amin=a0.015 Ld =6000.

12、015×1800=573mm amax=a+0.03 Ld =600+ 0.03×1800=654mm驗(yàn)算小帶輪的包角180°（dd2-dd1）÷a×57.3°=180°(355100)÷529×57.3°=152.38°>120°確定普通V帶的根數(shù)z查表19-5得普通V帶的額定功率P0和i1時(shí)的額定功率增量P0；P0=1.32KW P0=0.17KW查表19-2的普通V帶長(zhǎng)度系數(shù) KL=1.01查表19-12的小帶輪包角修正系數(shù) K=0.93 Z=Pc (P0P0)K

13、aKL =6.6÷ 1.320.17×0.93×1.01=4.7 故V帶根數(shù) z=5計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的力FQ計(jì)算單根普通V帶的張緊力F0查表19-1得普通A型V帶每米長(zhǎng)度質(zhì)量 q= 0.10kg/m153.46N計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的力FQ N帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 查表19-14可知，主動(dòng)帶輪為實(shí)心式帶輪，孔徑為dd=38mm(與電動(dòng)機(jī)伸出端配合)；鍵槽為A型，b×h×t1=10mm×8mm×3.3mm;輪槽角=34°從動(dòng)帶輪為六孔板式帶輪，輻板寬度S=18mm,孔徑由高速軸設(shè)計(jì)時(shí)確定（dk=35mm）;鍵槽為A型，b

14、×h×t1=10mm×8mm×3.3mm；輪槽角=38°。兩帶輪的基準(zhǔn)寬bd=11mm，基準(zhǔn)線上槽深hamin=2.75mm，基準(zhǔn)線下槽深hfmin=11.0mm，槽間距e=(15±0.3)mm,槽邊距fmin=9mm，最小輪緣厚=6mm。帶輪寬度78mm帶輪材料選用HT200 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 高速齒輪設(shè)計(jì) 重新計(jì)算減速器的動(dòng)力學(xué)和運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù) 由于帶傳動(dòng)的實(shí)際傳動(dòng)比與事先分配的傳動(dòng)比有所變化，故減速器各軸的轉(zhuǎn)速和所受扭矩也變化，必須重新計(jì)算這些參數(shù)。r/min124.309N/m=124309N/mm 選擇齒輪材料及熱處理 小齒輪選用4

15、5鋼，調(diào)制處理，硬度為229286HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)制處理，硬度為 197255HBS。確定齒輪材料的許用接觸應(yīng)力由圖18-4可知 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)由表19-15可知 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖18-5可知 由圖18-6的工作硬化，Zw=1 (齒輪工作面為軟齒面)齒輪材料許用接觸應(yīng)力 按齒輪接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)作用在高速軸上的扭矩 T1=124309N/mm載荷系數(shù)K由表18-19可得 K=1.1由表18-22齒寬系數(shù)（減速箱）齒輪材料彈性系數(shù)，由表18-19可知 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)(斜齒圓柱齒輪)初選齒數(shù)和齒數(shù)比 Z1=31 Z2=i2 Z1=4.594 x

16、31=142.4 取Z2=143齒數(shù)比 選齒輪分度圓柱螺旋角8°634計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)31/cos38°634=31.95143/cos38°634=147.38端面重合度由圖18-10可得： 齒寬系數(shù) 軸面重合度8°634 =1.58查圖18-11得接觸疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù)0.752（按）接觸疲勞強(qiáng)度螺旋角系數(shù)查圖18-13得齒面接觸疲勞分度圓螺旋角系數(shù) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) = =52.91mm確定傳動(dòng)的主要參數(shù)確定模數(shù)（52.91×cos8°634)÷31=1.69mm取mn=2mm確定中心距2×(31+143)

17、÷2÷cos8°634=176mm其他主要參數(shù)=2×31÷cos8°634=62.626（大于不發(fā)生齒面疲勞點(diǎn)蝕的最小值，安全）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度實(shí)驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力由圖18-7可得 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù) 由表19-15可得齒根彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=1.134 ×109 N2=2.48×108由圖18-9可得 =1 =1彎曲疲勞強(qiáng)度尺寸系數(shù)由圖18-9可得 YX=1許用彎曲疲勞應(yīng)力齒形系數(shù)查表18-20（用插入法）YF1=2.492 YF2=2.141應(yīng)力修正系數(shù)查表18-21（用插入

18、法） YS1=1.627 YS2=1.823齒根彎曲疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù) 查圖18-12可得 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度螺旋角系數(shù)查圖18-14可得 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度=79MPa<×79=76MPa<所以安全確定齒輪的精度等級(jí)齒輪圓周速度 v=查表18-23由于是一般機(jī)械廠制造，則選8級(jí)精度，即8GB/T 10095.12001齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪采用齒輪軸，大齒輪采用鍛造的孔板式表10-3 齒輪參數(shù)及幾何尺寸參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)22法面壓力角20°20°法面齒頂高系數(shù)11法面頂隙系數(shù)0.250.25分度圓柱螺旋角左8°634右8&#

19、176;634齒數(shù)z31143齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d62.626285.374齒頂圓直徑da66.626289.374齒根圓直徑df57.626280.374齒寬b70.476.4傳動(dòng)中心距a176軸的設(shè)計(jì)高速軸設(shè)計(jì)已確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 124.309N/m=124309N/mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表13-10選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS,許用彎曲應(yīng)力 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由表5-1可得 A=107 118由于高速軸受到的彎矩比較大而受到的扭矩較小A=118由于最小軸段直徑小于30mm,其截面上開(kāi)有一個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7

20、% 。查表19-14可知，A型普通V帶帶輪軸孔直徑為35mm,故取設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝大帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=10mm×8mm(GB/T1096_2003),槽深t=5mm,長(zhǎng)L=70mm;定位軸肩直徑為44mm;軸頸需要磨削，故設(shè)計(jì)砂輪越程槽mm預(yù)選滾子軸承并確定各軸段的直徑軸主要是承受徑向載荷，所受軸力較小，因此擬選圓錐滾子軸承32310B,則軸承內(nèi)孔直徑為50mm,與軸承相配合的軸頸為50mm。配合為k6,定位軸肩直徑59mm與左軸承端蓋相關(guān)的軸端尺寸軸承端蓋厚度為40

21、mm,帶輪端面與軸承端蓋螺釘頭的距離l4=30mm,該軸段直徑為44mm。確定各軸段的長(zhǎng)度并繪制高速軸草圖見(jiàn)圖（圖10-2）=10mm a=20 mm C1=22mm C2=20mm b=10mm B1=25mm K=6mm (按M8) 彎曲扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核高速軸的受力圖，圖10-3a所示為高速軸受力圖，圖10-3b,c所示分別為水平平面（H平面）和垂直平面（V平面）受力圖計(jì)算作用在軸上的力齒輪1所受的圓周力 N齒輪1所受的徑向力 =3970×（tan20°÷cos8°634）=1460N齒輪1所受的軸向力3970×tan8°634=

22、566N帶傳動(dòng)壓軸力（屬于徑向力) 計(jì)算作用于軸上的支座反力水平平面內(nèi)即N即則=3188N校核則3188-1490-1460-238=0 無(wú)誤垂直平面內(nèi)即N即N校核 2019+1951-3970=0繪制水平平面面彎矩圖（圖10-3d）N·mm=1490×114.5+85.53359×85.5566×62.626÷2= 28529N·mmN·mm繪制垂直平面彎矩圖（圖10-3e）=0N·mm繪制合成彎矩圖（圖10-3f）N·mmN·mmN·mm繪制彎扭圖（圖10-3g） T=124309

23、N·mm繪制當(dāng)量彎矩圖（圖10-3h）N·mmN·mmN·mm確定軸的危險(xiǎn)截面并校核軸的強(qiáng)度右軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以判斷，軸的截面B,C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。截面B截面C低速軸設(shè)計(jì)已確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) r/min N·mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表13-10選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS,許用彎曲應(yīng)力 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由表5-1可得 K=107 118由于低速軸受到的彎矩比較小而受到的扭矩較大A=107由于最小軸段直徑大于30mm,其截面上開(kāi)有一個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5% 。故取標(biāo)準(zhǔn)直徑設(shè)

24、計(jì)軸的結(jié)構(gòu)軸結(jié)構(gòu)分析低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪，一個(gè)軸承從伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸,軸伸出端安裝聯(lián)軸器初選HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5.14_1995），公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m,許用轉(zhuǎn)速n=4000r/min ,Y型軸孔，孔徑d=45mm,軸孔長(zhǎng)度L1=84mm,總長(zhǎng)L=112mm,聯(lián)軸器與軸的連接選用普通平鍵，A型，b x h=14mm x 9mm(GB/T1096_2003),槽深t=5.5mm,長(zhǎng)度L=80mm,軸端直徑為45mm,長(zhǎng)為83mm,定位軸肩為48mm。與軸承配合的軸頸直徑為50，需磨削，故設(shè)計(jì)砂輪越程槽49mm×1mm.齒

25、輪與軸配合的軸段直徑為=60mm,配合為k6，齒輪與軸之間用平鍵連接，A型，b×h=18mm×11mm(GB/T1096-2003),槽深t=7mm,長(zhǎng)L=80mm.軸上兩個(gè)鍵槽布置在同一母線方向上。預(yù)選滾子軸承并確定各軸段的直徑軸主要是承受徑向載荷，所受軸力較小，因此擬選圓錐滾子軸承32310B,則軸承內(nèi)孔直徑為50mm,與軸承相配合的軸頸為50mm。配合為k6,定位軸肩直徑59mm與右軸承端蓋相關(guān)的軸端尺寸草圖見(jiàn)（圖10-6）軸承端蓋厚度為40mm,帶輪端面與軸承端蓋螺釘頭的距離l4=30mm,該軸段直徑為84mm。彎曲扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核低速軸的受力圖，圖10-7a所示為

26、高速軸受力圖，圖10-7b,c所示分別為水平平面（H平面）和垂直平面（V平面）受力圖計(jì)算作用在軸上的力齒輪1所受的圓周力 N齒輪1所受的徑向力 =3820×（tan20°÷cos8°634）=1404N齒輪1所受的軸向力1404×tan8°634=200N計(jì)算作用于軸上的支座反力水平平面內(nèi)即N即則=714N校核則714-1404+690=0 無(wú)誤垂直平面內(nèi)即N即N校核 1877+1943-3820=0無(wú)誤繪制水平平面面彎矩圖（圖10-7d）N.mm繪制垂直平面彎矩圖（圖10-7e）=0N·mm =137589N.mm繪制合成

27、彎矩圖（圖10-7f）N·mmN·mm繪制彎扭圖（圖10-3g） T=545091N·mm繪制當(dāng)量彎矩圖（圖10-3h）N·mmN·mmN·mm確定軸的危險(xiǎn)截面并校核軸的強(qiáng)度右軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以判斷，軸的截面C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。截面C滾子軸承的選擇高速滾子軸承作用在軸承上的載荷選擇滾子軸承型號(hào)軸主要是承受徑向載荷，所受軸力較小，因此擬選圓錐滾子軸承32310B,由于工作溫度不太高，支點(diǎn)跨距較短，軸擬采用兩端單向固定式支承結(jié)構(gòu)。 N N計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷軸承A則取e=0.38因?yàn)?lt;e,則N軸承B則取e=0.

28、38<e X=1 Y=0N校核滾子軸承的壽命由于軸承B受的當(dāng)量動(dòng)載荷較大，故校核軸承B。由表10-5和表10-6可得fp=1.2 ft=1(工作溫度低于100)軸承工作壽命按1.5年計(jì)算，則Lh=16×365×1.5=8760h。<N因此高速軸的壽命足夠低速滾子軸承作用在軸承上的載荷選擇滾子軸承型號(hào)軸主要是承受徑向載荷，所受軸力較小，因此擬選圓錐滾子軸承32310B,由于工作溫度不太高，支點(diǎn)跨距較短，軸擬采用兩端單向固定式支承結(jié)構(gòu)。 N N計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷軸承A則取e=0.38因?yàn)?gt;e,則N軸承B則取e=0.38>e X=0.44 Y=1.47N

29、校核滾子軸承的壽命由于軸承B受的當(dāng)量動(dòng)載荷較大，故校核軸承B。由表10-5和表10-6可得fp=1.2 ft=1(工作溫度低于100)軸承工作壽命按1.5年計(jì)算，則Lh=16×365×1.5=8760h。<N因此高速軸的壽命足夠鍵的選擇與校核高速軸與帶輪配合處選用A型普通平鍵，b×h=10mm×8mm(GB/T1096_2003),槽深t=5mm,長(zhǎng)L=70mm;鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70-10=60mm,帶輪材料為鑄鐵；可得鍵連接的擠壓應(yīng)力p=50MPa,鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=<p=50MPa安全低速軸與齒輪2的配合處的鍵齒輪與軸之間用平鍵連接，A型，b×h=18mm×11mm(GB/T1096-2003),槽深t=7mm,長(zhǎng)L=80mm.鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=80-10=70mm,齒輪的材料為鋼，可求得鍵連接的擠壓力p=120MPa鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=<p=50MPa，鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力