課程設計二級圓錐-圓柱齒輪減速器設計計算說明書

1、29 湖南大學課程設計 第 頁 機械設計基礎課程設計計算說明書 設計題目：二級圓錐-圓柱齒輪減速器設計者： 學號： 同組者： 學院： 專業(yè)班級： 指導教師： 二一四年六月二十一日目 錄一、設計任務書 2二、總體設計計算41. 電機型號選擇2. 各級傳動比分配3. 各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)計算（轉速、功率、轉矩）三、傳動機構設計計算61. 直齒圓柱傳動2. 圓錐齒輪傳動四、軸系零件設計計算101. 輸入軸的設計計算2. 中間軸的設計計算3. 輸出軸的設計計算五、滾動軸承的選擇與壽命校核計算20六、 鍵連接的強度校核計算23七、潤滑和密封方式的選擇24八、箱體的設計25九、附件的結構設計和選擇25

2、十、設計總結26參考文獻27一、設計任務書1、 二級圓錐-圓柱設計方案（1）已知條件： 輸送帶牽引力F=3500N帶速V=1.7m/s卷筒直徑D=200mm（2）整體方案如下：圖1-1 二級圓錐-圓柱齒輪減速器整體外觀參考圖圖1-2 二級圓錐-圓柱齒輪減速器內(nèi)部結構參考圖 圖1-3 二級圓錐-圓柱設計運動方案簡圖二、總體設計計算1、電機型號選擇（1）電動機類型選擇：Y系列三相異步電動機（2）電動機功率計算： 輸出功率： P輸出= FV/1000=5.95KW 按機械設計基礎課程設計P7表2-4 取聯(lián)軸器=0.99 軸承的效率的確定： 圓錐齒輪處選用圓錐滾子軸承 直齒圓柱處選用圓錐滾子軸承按機械

3、設計基礎課程設計P7表2-4 取軸承=0.98 圓錐齒輪效率的確定：按機械設計基礎課程設計P7表2-4 取錐齒=0.96直齒圓柱齒輪效率的確定：按機械設計基礎課程設計P7表2-4 取圓柱=0.97傳動裝置的總效率：總=3軸承2聯(lián)軸器錐齒圓柱=0.9930.9920.950.97=0.85電機所需的工作功率：P工作= P輸出/總=7.02KW（2）確定電動機轉速卷筒轉速：n筒=601000V/D=6010001.7/（200）=162.33r/min按機械設計基礎課程設計P4表2-1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=36。取圓錐傳動比i1=23，則總傳動比理時范圍為i

4、a=618。故電動機轉速的可選范圍為nd=ian2=（618）162=9722916r/min，符合這一范圍的同步轉速有1000和1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有兩種適用的電動機型號：因此有兩種傳動比方案：1000和1500r/min。綜合考慮電動機傳動平穩(wěn)和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，所以選同步轉速為1000r/min。（3）確定電動機型號按手冊P167表12-1，選用Y160M-6型三相異步電動機。Ped=7.5KW，n1=970r/min，額定轉矩2 質(zhì)量119kg。2、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 （1）傳動裝置總

5、傳動比：i總= n1/ n筒=6 （2）分配各級傳動比：取低速級圓柱齒輪的傳動比i2=3，則高速級圓錐齒輪的傳動比i1=2。所得i1、i2值分別符合圓錐、圓柱齒輪傳動比的傳動范圍。3、各軸運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 電動機為軸，減速器高速軸為軸，低速軸為軸（1）計算各軸轉速（r/min）nI=970r/minnII=nI/i1=970/2=485(r/min)nIII=nII/i2=485/3=161.67(r/min)（2）計算各軸的輸入功率（KW）PI=Ped聯(lián)=7.425KWPII=PI軸承錐齒=7.4250.990.95=6.983KWPIII=PII軸承圓柱=6.9830.990.97=

6、6.706KW（3）計算各軸扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551067.425/970=73102NmmTII=9.55106PII/nII=9.551066.983/485=137500NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551066.706/162=396056NmmP輸出=5.95KW聯(lián)軸器=0.99軸承=0.98錐齒=0.95圓柱=0.97總=0.85P工作=7.02KWn筒=162.33r/minn電機=1000r/min電動機型號Y160M-6i總=6低速級圓柱齒輪i2=3高速級圓錐齒輪i1=2nI=970r/minnII=485(r/min)

7、nIII=161.67 (r/min)PI=7.425KWPII=6.983KWPIII=6.706KWTI=73102NmmTII=137500NmmTIII=396056Nmm三、傳動機構設計計算1、直齒圓柱齒輪傳動的設計計算(1)選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式及精度等級根據(jù)所選傳動方案，選用閉式齒輪傳動。大、小齒輪均采用軟齒面。小齒輪材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為,280HBS。大齒輪選45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度250HBS；按手冊P129表10-4選8級精度。齒面精糙度Ra1.63.2m(2)按齒面接觸疲勞強度設計確定有關參數(shù)如下：傳動比i2=3取小齒輪齒數(shù)Z1=27。則大齒輪齒數(shù)

8、：Z2= i2Z1=327=81實際傳動比I0=81/27=3傳動比誤差：i-i0/i=3-3/3=0%2.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=3取a=0.3,則：d=0.5(i2+1) a=0.6計算小輪分度圓直徑d12kTIII (u+1)/du(ZE ZH Z/ H )21/3確定各參數(shù)值（均按機械設計基礎選?。?）載荷系數(shù) P80表6-6，取K=1.2 2）小齒輪名義轉矩 TII=9.55106PII/nII =9.551066.983/485 =137500Nmm3）材料彈性影響系數(shù) P81表6-8,取ZE=189.8 (MPa) 1/2 4）區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 5）重合度系數(shù) t=1

9、.88-3.2(1/ Z1+1/ Z2)=1.72 Z=(4-t)/3 1/2=0.87 6）許用應力 按P80圖6-19，可知Hlim1=770MPa, Hlim2=610MPa P81表6-7，按一般可靠度要求取SH=1，則 H1 =Hlim1/SH=770MPa H2=Hlim2/SH =610MPa 取兩式中的較小者，即H=610MPa; 于是： d12kTII (u+1) (ZE ZH Z/ H )2/du1/3=69.51mm(3)確定模數(shù) m= d1/ Z1=2.57mm 取標準值 m=3mm(4)按齒根彎曲疲勞強度校核計算F=(2kT1/bm2Z1)YFSYF式中：1）小分度圓

10、直徑 d1=mZ1=81mm 2）齒輪嚙合寬度 b=d d1=48.6mm 3）復合齒形系數(shù) 按P82圖621得，YFS1=4.16，YFS2=3.95 4）重合度系數(shù) Y=0.25+0.75/t=0.6855 5）許用應力 按P83圖622(a) Flim1=310 Mpa Flim2=240 Mpa 按P81表6-7 取SF=1.25 則，F(xiàn)1=Flim1/SF=310/1.25Mpa=248MpaF2=Flim2/SF=240/1.25Mpa=192Mpa 6）計算大小齒輪的YFS/F并進行比較： YFS1/F1=0.01678YFS2/F2=0.02057 于是， F2=(2kT1/b

11、m2Z1)YFSY=67.25 MpaF2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求。(5)幾何尺寸計算：d1=mZ1=81mmd2=mZ2=243mma=m/2(Z1+ Z2)=162mmb=48.2mm,取b 2=50mmb 1= b 2+(510)mm，取b 1=60mm(6)驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 V=d1n2/601000 m/s =2.06 m/s6 m/s按機械設計基礎P77表6-5可知選擇8級精度合適。2、圓錐齒輪傳動的設計計算(1)選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度2

12、50HBS；初選7級精度。齒面粗糙度Ra1.63.2m(2)按齒面接觸疲勞強度設計1 確定有關參數(shù)如下（均按機械設計基礎選?。?) 傳動比i1=2取小齒輪齒數(shù)Z1=30。則,大齒輪齒數(shù)：Z2= i1Z1=230=60,取Z2=60實際傳動比i0=68/30=2傳動比誤差：i1- i 0/ i1=02.5%,所以可用。齒數(shù)比：u= i 2=22) 齒寬系數(shù)按P98可知，R一般為0.250.35，取R=0.33) 轉矩TI TI=73102Nmm 4) 載荷系數(shù)k 按P80表6-6 取k=1.25）許用接觸應力H H= Hlim/SH按P80圖6-19，可知Hlim1=770MPa, Hlim2

13、=610MPa P81表6-7，按一般可靠度要求，取SH=1，則 H1 =Hlim1/SH=770MPa H2=Hlim2/SH =610MPa 取兩式中的較小者，即H=610MPa;6）材料彈性影響系數(shù) P81表6-8,取ZE=189.8 (MPa) 1/2故得：1=78.7 mmm d1/ Z1=2.62mm(3)按齒根彎曲疲勞強度校核 確定參數(shù)1）載荷系數(shù) 按P80表6-6 取k=1.22）轉矩TI TI=73102Nmm 3）齒寬系數(shù)按P98可知，R一般為0.250.35，取R=0.34）復合齒形系數(shù) 分度圓錐角 1=arccot(Z2/Z1)=26.6 2=90-1=63.4 當量齒

14、數(shù) Zv1= Z1/cos1=33.54Zv2= Z2/cos2=134.00按P82圖621得，YFS1=4.07，YFS2=3.95 5）許用應力 按P83圖622(a) Flim1=310 Mpa Flim2=240 Mpa P81表6-7 取SF=1.25 則，F(xiàn)1=Flim1/SF=310/1.25Mpa=248Mpa F2=Flim2/SF=240/1.25Mpa=192Mpa6）計算大小齒輪的YFS/F并進行比較： YFS1/F1=0.01641d1/ Z1=2.62mm按P97表6-12，取m=4mm重新計算F2=93.75F2 故不滿足齒根彎曲疲勞強度要求。(4)幾何尺寸計算

15、d1=mZ1=120mmd2=mZ2=240mma=m/2 x (Z1+ Z2)=180mmb=40mm,取b 2=40mmb 1= b 2，取b 1=40mm(5)驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 V=d1n1/601000 m/s =6.09m/s10m/s按機械設計基礎P77表6-5可知選擇7級精度合適。Z1=27Z2=81u=3m=3mmd1=81mmYFS1=4.16YFS2=3.95F1=248MpaF2=192MpaF2=67.25 Mpad1=81mmd2=243mma=162mmb 1=60mmb 2=50mmZ1=30Z2=60H1 =770MPaH2=610MPa1=

16、22.622=67.38Zv1=33.54Zv2=134.00F1=248MpaF2=192Mpam=2.25mmd1=120mmd2=240mma=180mmb 1=40mmb 2=40mm四、軸系零件設計計算1、輸入軸（軸）的設計計算(1)已知條件nI=970r/minPI=Ped聯(lián)=7.425KWTI=73102Nmm高速級小圓錐齒輪的分度圓直徑：d1=mZ1=120mm(2)作用在齒輪上的力高速級小圓錐齒輪分度圓錐的平均直徑： (3)確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，按機械設計基礎P229表14-2，取C=103126。 因軸需要與電機相連接，Y160M-6輸出軸軸徑為

17、42mm，故取=42mm(4)各軸段直徑的確定 1）軸段12應與聯(lián)軸器相配合 確定聯(lián)軸器型號 其中KA為工況系數(shù)，按機械設計基礎P241表15-1取KA =1.4按手冊P99表8-7（GB/T 50142003），選用J型軸孔LX3彈性柱銷聯(lián)軸器；公稱轉矩500Nm許用轉速 6300r/min，轉動慣量0.009Kg/m2，d2 =42mm， L=84mm。所以根據(jù)聯(lián)軸器d2 =42mm ，L=84mm，故取d12=42mm，L12=80mm 2）軸段23應為聯(lián)軸器的定位軸肩，裝套筒根據(jù)軸段12直徑為d12=42mm，軸段23直徑d23=48mm，L23=60mm。 3）軸段34應與軸承相配合

18、 確定軸承型號 因為軸承既承受軸向力又承受徑向力的作用，所以選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸段23直徑d23=48mm，故d34=25mm。 根據(jù)軸段34直徑d34=50mm，按手冊P75表6-7，選用30210型軸承；B=20mm。 根據(jù)所選軸承，L34=20mm 4）軸段45應為砂輪越程槽 按手冊P15表1-25 取d45=49mm， L45=2mm 5）軸段56應為兩軸承定位軸肩 取d56=64mm， L56=80mm 6）軸段67應為砂輪越程槽按手冊P15表1-25 取d67=49mm， L67=2mm7）軸段78應與軸承相配合（直徑確定同軸段34相同）另為保證套筒與軸承貼緊，將該軸段減少2m

19、m 故取 d78=50mm， L78=20mm 8）軸段89應與高速級小圓錐齒輪配合 取d89=45mm， 按機械設計基礎P99L=(11.2) ds其中，軸徑ds= d89=45mm，故得 ，L=(4554)mm 取L=56mm 因為軸段89上應有套筒將軸承和齒輪隔開并定位，取套筒長l=20mm 綜上，L78=78mm(5)輸入軸（軸）的強度校核 1）軸承的徑向支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立如下圖所示的力學模型。 水平面的徑向支反力：FHB = (231.3*51.06-462.5*50)/100=-113.148NFHA= FHB (-113.148) =

20、596.67N彎矩圖如下：BA在垂直面內(nèi) FVB=Ft1*50/100=-701.38NFVA= Ft1 FVB=2104.14N彎矩圖如下：剖面B處的彎矩：水平面的彎矩：MHB=11.3 Nm垂直面的彎矩：MVB=70.14Nm合成彎矩：MB=(MHB2+MVB2)1/2=71.04 Nm2）軸所受扭矩T= Ft* d1/2=71.625 Nm71.625Nm Nm畫扭矩圖：3）計算剖面B處當量彎矩因軸是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6MeB=(MB2+(T)2)1/2=82.48 Nm4）判斷危險截面并驗算強度剖面B處當量彎矩最大而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面B為危險截面，軸的材料為

21、45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，按機械設計基礎P224表14-1查得，許用彎曲應力-1=60Mpa。Se= Me/W= MeB/(0.1d3)=6.598Mpa -1=60Mpa故輸入軸確定的尺寸是安全的。2、中間軸（軸）的設計計算(1)已知條件nII=485(r/min)PII= 6.983KWTII=137500Nmm高速級大圓錐齒輪的分度圓直徑：d1= 240mm低速級小圓柱直齒圓柱齒輪的分度圓直徑d1 =81mm(2)作用在齒輪上的力高速級大圓錐齒輪受力：力的大小與高速級小齒輪力對應相等 低速級小直齒圓柱齒輪受力：= (3)確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，按機械設計基礎P22

22、9表14-2，取C=103126。 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大23mm，暫取=28mm(4)各軸段直徑的確定 1）軸段12應與軸承相配合，與套筒相聯(lián)接 確定軸承型號 因為軸承既承受軸向力又承受徑向力的作用，所以選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸最小直徑dmin=28mm，故取d12=35mm。 按手冊 P75表6-7，選用30307軸承；B=20mm， 套筒長度一般選為l=10mm 所以L12= B +l+2=32mm。 2）軸段23應與高速級圓錐大齒輪相配合 取d23=48mm， 按機械設計基礎P99L=(11.2) ds其中，軸徑ds= d23=40mm，故得，L=(4048)mm 取L23=50

23、mm 3）軸段34應為兩齒輪定位軸肩 取d34=52mm， L34=25mm 4）軸段45 應為小直齒圓柱齒輪軸段部分，為確保齒輪強度，將軸與齒輪作為一體取d45=81+32=87mm，L45=60mm。5）軸段56為過渡軸段，為軸承定位軸肩 d56=48mm，L56=15mm6）軸段67為砂輪越程槽 d67=34.2mm，L67=2mm7）軸段78為應與軸承配合 d78=35mm，L78=18mm(5)中間軸（軸）的強度校核 1）軸承的徑向支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立下圖所示的力學模型水平面的徑向支反力：FHA=Fr3*55-Fr2*135- Fa*102

24、.12/180=-35NFHB= Fr3- FHB Fr2 =1052N彎矩圖如下： Ft3在垂直面內(nèi)：Ft2FVBFVAFVA=(Ft2*135+Ft3*55)/180=2047NFVB= Ft2+ Ft3-FVA=2694N彎矩圖如下：A B C D剖面D、C處的彎矩：水平面的彎矩：MHD1=1.58 Nm MHD2=-43.15 Nm MVc=-57.87 Nm垂直面的彎矩：MVD=92.12 Nm MVC=148.20 Nm合成彎矩：MD1=(MHD12+MVD2)1/2=92.13NmMD2=(MHD22+MVD2)1/2=101.7NmMC=(MHC2+MVC2)1/2=159.1

25、Nm2）軸所受扭矩T= Ft2* d2/2=43.98Nm43.98Nm畫扭矩圖：3）計算剖面B、C當量彎矩因軸是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6MeD=(MD22+(T)2)1/2=110.82NmMeC=(MC2+(T)2)1/2=165.03Nm4）判斷B、C截面并驗算強度因為危險截面在B或C截面上，軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，按機械設計基礎P224表14-1查得，許用彎曲應力-1=70Mpa。SeD= MeB/W= MeB/(0.1d3)=3.11Mpa -1=70MpaSeC= MeC/W= MeC/(0.1d3)=17.32Mpa -1=70Mpa故中間軸確定的尺寸是安全的。

26、3、輸出軸（軸）的設計計算(1)已知條件nIII= 162r/minPIII= 6.706KWTIII=396056Nmm低速級大圓柱直齒圓柱齒輪的分度圓直徑d2=243mm(2)作用在齒輪上的力低速級大圓柱直齒齒輪受力：受力大小與低速級小齒輪受力對應相等= (3)確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，按機械設計基礎P229 表14-2，取C=103126。 因軸上有一個鍵槽，故直徑增大5%，暫取=40mm(4)各軸段直徑的確定 1）軸段12應與聯(lián)軸器相配合 確定聯(lián)軸器型號 其中KA為工況系數(shù)，按機械設計基礎P241表15-1取KA =1.9按手冊P99表8-7（GB/T

27、50142003），選用J型軸 孔LX3彈性柱銷聯(lián)軸器；公稱轉矩500Nm許用轉速 6300 r/min，轉動慣量0.009Kg/m2，d1 =42mm，L=84mm。所以根據(jù)聯(lián)軸器d1 =42mm ，L=84mm， 故取d12=42mm，L12=80mm 2）軸段23應為聯(lián)軸器的定位軸肩 根據(jù)軸段12直徑為d12=42mm，軸段23直徑d23=48mm， L23=60mm。 3）軸段34應與軸承相配合 確定軸承型號 因為軸承只承受徑向力的作用，所以選用深溝球軸承，根 據(jù)d23=33mm。 按手冊 P65表6-1，選用6310型軸承；d=50mm，B=27mm， 所以d34=50mm，L34=

28、 30mm。4）軸段45為過渡軸段 取d45=64mm，取L45=73mm 5）軸段56應為齒輪定位軸肩 取d56=70mm， L56=12mm6）軸段67應與低速級大直齒圓柱齒輪相配合 取d67=56mm， 因為 b 2=55mm lb 2，軸段67長度應比低速級直齒圓柱大齒輪輪轂長略短，故取L67=52mm8）軸段78應與軸承相配合（軸段長度確定與軸段34相似） 故，d89=50mm，L89= 50mm(5)輸出軸（軸）的強度校核1）軸承的徑向支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立如下圖所示的力學模型。水平面的徑向支反力：FtA C BFHAFHCFHB = Ft

29、*126/(126+61)=2196.39NFHA= Ft FHC =1063.33N彎矩圖如下：在垂直面內(nèi)：Fr FVBFVAFVB= Fr*126/187=799.4NFVA=Fr FVB =387.1N彎矩圖如下：A C B48.76Nm剖面B處的彎矩：水平面的彎矩：MHB=132.98Nm垂直面的彎矩：MVB=48.76 Nm合成彎矩：MB=(MHB2+MVB2)1/2=142.58Nm2）軸所受扭矩T= Ft* d1/2=396.1 Nm畫扭矩圖：396.1 Nm3）計算剖面B處當量彎矩因軸是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6MeB=(MB2+(T)2)1/2=277.12Nm4）判

30、斷危險截面并驗算強度剖面C處當量彎矩最大而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面，軸的材料為40Cr合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，按機械設計基礎P224表14-1查得，許用彎曲應力-1=70Mpa。Se1= Me/W= MeB/(0.1d3)=15.8 Mpa -1=70Mpa另外，軸段12截面最小，為危險截面Se2= Me/W= MeB/(0.1d3)=37.4 Mpa -1=70Mpa故輸出軸確定的尺寸是安全的。(6)三根軸的實際尺寸圖(見圖4,5,6)：圖4-1輸入軸圖4-2中間軸圖4-3輸出軸五、滾動軸承的選擇及壽命校核計算（1）已知條件： 減速器工作壽命10年，每年按365天計算，每天工作

31、16小時（2）根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命163658=58400小時（3） 計算輸入軸軸承因為軸承既承受軸向力又承受徑向力的作用，所以選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸段23直徑d23=48mm，故d34=50mm。 根據(jù)軸段34直徑d34=50mm，按手冊P75表6-7，選用30210型軸承；B=20mm， e=0.419。Y=0a）已知n=970r/minFHB = 811.85NFHA= 349.35NFVB=2104.14NFVA=701.38NFa=231.3Nb）兩軸承采用反裝，即寬邊相對。c）計算徑向力FrA 、FrBFrA=( FHA 2+ FVA 2)1/2=783.57NFrB=(

32、FHB2+ FVB 2)1/2=2255.33Nd）計算軸承A、B的軸向力FaA、FaB按機械設計基礎P204表12-9可知，無派生軸向力F A=0NF B=0N 因為F B+ Fa=213.3NF A所以軸承A端為壓緊端，軸承B端為放松端。即，F(xiàn)aA=F B+ Fa=213.3N FaB= F B=0Ne）計算軸承的當量動載荷P FaA/ FrA=0.295e FaB/ FrB=0.103e 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，按機械設計基礎P203表12-8，查得： XA=1，YA=0; XB=1，YB=0。 PA= XA FrA+ YA FaA=783.57 N PB= XB FrB+ YB FaB=2255

33、.33N f）計算所需的基本額定動載荷Cr 因為PB PA ，所以，應以軸承B的徑向當量動載荷PB為計算依據(jù)。 預期壽命 Lh=58400h 因常溫下工作，按機械設計基礎P202表12-5，取溫度系數(shù)ft=1；受沖擊載荷較小，按機械設計基礎P202表12-6 取沖擊載荷系數(shù)fd=1.5； 即， CrB=fd PB（60n Lh/106）1/3/ft =38788.42N 按機械設計基礎P201表12-4可知，Cr=72200N CrB Cr 所以選用的30210型軸承是安全的。（4） 計算中間軸軸承 因為軸承既承受軸向力又承受徑向力的作用，所以選用圓錐滾子軸承，取d12=35mm。 按手冊 P

34、75表6-7，選用30307軸承；B=20mm， e=0.316。a）已知n=485r/minFHB=1052NFHA= 35NFVB =1694NFVA= 2047NFa=219Nb）兩軸承采用反裝，即寬邊相對。c）計算徑向力FrA 、FrBFrA=( FHA 2+ FVA 2)1/2=2047.3NFrB=( FHB2+ FVB 2)1/2=2850.25Nd）計算軸承A、B的軸向力FaA、FaB按機械設計基礎P204表12-9可知，派生軸向力F=Fr/(2Y)F A=0NF B=0N 因為F B+ Fa=219NF A所以軸承A端為壓緊端，軸承B端為放松端。即，F(xiàn)aA=F B+ Fa=2

35、19N FaB= F B=0Ne）計算軸承的當量動載荷P FaA/ FrA=0.214e FaB/ FrB=0.153e 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，按機械設計基礎P203表12-8，查得： XA=1，YA=0; XB=1，YB=0。 PA= XA FrA+ YA FaA=2047.3N PB= XB FrB+ YB FaB=2850.25N f）計算所需的基本額定動載荷Cr 因為PA PB ，所以，應以軸承B的徑向當量動載荷PB為計算依據(jù)。 預期壽命 Lh=58400h 因常溫下工作，按機械設計基礎P202表12-5，取溫度系數(shù)ft=1；受沖擊載荷較小，按機械設計基礎P202表12-6 取沖擊載荷系數(shù)fd

36、=1.5； 即， CrA=fd PB（60n Lh/106）3/10/ft =39.816KN 按機械設計基礎P201表12-4可知，Cr=71.2KN CrA Cr 所以選用的30307型軸承是安全的。（5） 計算輸出軸軸承 確定軸承型號 因為軸承只承受徑向力的作用，可選用深溝球軸承，根 據(jù)d=50mm。 按手冊 P65表6-1，選用30310型軸承；d=50mm，B=27mm，a）已知n=162r/minFHB=2196.39NFHA=1063.33NFVB =799.44NFVA= 387NFa=0Nb）兩軸承采用正裝，即窄邊相對。c）計算徑向力FrA 、FrBFrA=( FHA 2+

37、FVA 2)1/2=1131.56NFrB=( FHB2+ FVB 2)1/2=2337.4Nd）計算軸承的當量動載荷P PA=1131.56N PB=2237.4N f）計算所需的基本額定動載荷Cr 因為PA PB ，所以，應以軸承A的徑向當量動載荷PA為計算依據(jù)。 預期壽命 Lh=58400h 因常溫下工作，按機械設計基礎P202表12-5，取溫度系數(shù)ft=1；受沖擊載荷較小，按機械設計基礎P202表12-6 取沖擊載荷系數(shù)fd=1.5； 即， CrA=fd PA（60n Lh/106）3/10/ft =27.72KN 按機械設計基礎P201表12-4可知，Cr=122000N CrA C

38、r 所以選用的30310型軸承是安全的。六、鍵聯(lián)接的選擇及強度校核計算（1）輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵聯(lián)接軸徑d=42mm L=80mm T=73102Nmm查手冊P53 GB/T 1096 選C型平鍵鍵128 L=65mm l=L-b=65-12=53mm h=8mm因為聯(lián)軸器材料為鋼制的，且承受輕微沖擊按機械設計基礎P181表11-7取p=110Mpap=4T/dhl=473102/（53842）=16.42Mpap=110Mpa（2）輸入軸與高速級小圓錐齒輪連接采用平鍵聯(lián)接軸徑d=45mm L=80mm T=73102Nmm查手冊P53 GB/T 1096 選A型平鍵鍵128 L=45m

39、m l=L-b=45-12=33mm h=8mm因為齒輪材料為40Cr，且承受輕微沖擊按機械設計基礎P181表11-7取p=110Mpap=4T/dhl=473102/（45833）=24.61Mpap=110Mpa（3）中間軸與高速級大圓錐齒輪連接用平鍵聯(lián)接軸徑d=40mm L=48mm TII=137500Nmm查手冊P53 GB/T 1096 選A型平鍵鍵128 L=40mml=L-b=40-12=28mm h=8mm因為齒輪材料為45#鋼，且承受輕微沖擊按機械設計基礎P181表11-7取p=110Mpap=4T/dhl=4137500/(40828)=61.38Mpap（4）輸出軸與低

40、速級大直齒圓柱齒輪連接用平鍵聯(lián)接軸徑d=56mm L=52mm TIII=396056Nmm查手冊P53 GB/T 1096 選A型平鍵鍵1610 L=46mml=L-b=46-16=30mm h=10mm因為齒輪材料為45#鋼，且承受輕微沖擊按機械設計基礎P181表11-7取p=110Mpap=4T/dhl=4396056/(561030)=94.30Mpap=110Mpa（5）輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵聯(lián)接軸徑d=42mm L=80mm TIII=396056Nmm查手冊P53 GB/T 1096 選A型平鍵鍵128 L=65mml=L-b=65-12=53mm h=8mm因為聯(lián)軸器材料為鋼制的，且承受輕微沖擊按機械設計基礎P181表11-7取p=110Mpap=4T/dhl=4396056/(53842)=88.96Mpap=110MpanI=1430r/minPI =2.178KWTI=14545Nmd1= 45mm=1402.76N=456.5N=231.7N=25mmd12=42mmJ型軸孔LX3彈性柱銷聯(lián)軸器L1