帶式運(yùn)輸機(jī)圓錐-圓柱齒輪減速器設(shè)計

機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目帶式運(yùn)輸機(jī)圓錐一圓柱齒輪減速器學(xué)院： 專業(yè)：班級： 姓名： 學(xué)號： 成績： 扌旨導(dǎo)老師： 職稱： 設(shè)計時間：_年01月01日至 年01月15日年月曰TOC\o"1-5"\h\z一、 設(shè)計任務(wù)書 3\o"CurrentDocument"二、 電機(jī)的選擇計算 4三、 運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 4四、 傳動零件的設(shè)計計算 51、閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算 52..閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 9五、 軸的設(shè)計計算 111、 減速器高速軸1的設(shè)計 142、 減減速器低速軸2的設(shè)計 153、減速器低速軸3的設(shè)計 20\o"CurrentDocument"六、 滾動軸承的選擇與壽命計算 241、 減速器高速1軸滾動軸承的選擇與壽命計算 242、 減速器低速2軸滾動軸承的選擇與壽命計算 263、 減速器低速3軸滾動軸承的選擇與壽命計算 27七、 鍵聯(lián)接的選擇和驗算 28八、 聯(lián)軸器的校核 29九、 潤滑油的潤滑方式選擇 29十、減速器箱體附件選擇設(shè)計 30十一、主要設(shè)計尺寸 30十二、參考文獻(xiàn) 34十三、小結(jié) 35

機(jī)械設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目:帶式運(yùn)輸機(jī)圓錐一圓柱齒輪減速器設(shè)計數(shù)據(jù)及其要求：運(yùn)輸帶拉力F=2300N:運(yùn)輸帶速度:V=1.5m/s；滾筒直徑D=400mm機(jī)器的工作環(huán)境:清潔，最高溫度350C器的載荷特性:平穩(wěn);連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，兩班制，工作壽命15年（每年工作300天）。其他設(shè)計要求:1、允許帶運(yùn)輸速度誤差士5%;2、小批量生產(chǎn).圖1-1工作量：1?設(shè)計說明書一份；減速器裝備圖一張；減速器零件圖1~3張。

二、電機(jī)旳選擇計算:1、 選擇電動機(jī)的類型按工作要求和工作條件選取Y系列三相異步電動機(jī)2、 選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)所需的功率為：FV230045 ce(1—1)p=三 kw(1—1)w1000 1000該公式中pw代表工作機(jī)所需的功率，F(xiàn)代表輸送帶拉力，而V代表輸送帶速度。輸送帶與滾筒也有傳動的效率，一般n］=0.96—098，此處由于工作條件好，載荷平穩(wěn)，取其為0.98；查參考文獻(xiàn)【2】表3—4知，彈性聯(lián)軸器的效率n=0.99，一2對7級精度圓錐滾子軸承的效率n=0.98，一對滾動軸承的效率n=0.99，閉式7TOC\o"1-5"\h\z3 4級精度直齒圓錐齒傳動效率n=0.975n=nn2nn5n=0.98x0.992x0.98x0.995x0.97=0.87 (1—2)1 2 3 4 5所需電動機(jī)所需的功率n=0.87Pr=3.97kwPd=Pw/nn=0.87Pr=3.97kw確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速查參考文獻(xiàn)［2］表4-3,閉式圓柱齒輪傳動比推薦為3~5,閉式圓錐齒輪傳動比推薦為2~3,則圓錐圓柱齒輪減速器的傳動比i總=6?15,而工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速為：二71?756rmin(1—4)60二71?756rmin(1—4)n= =—w兀xd 3.14x400所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n二ixn二71.756x(6~15)二(429.936~1074.84)r/mind總W符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min和1000r/min.現(xiàn)以電動機(jī)數(shù)據(jù)及計算的總傳動比列于下表1-1表1-1(1—5)電機(jī)類型額定功率p/kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min電機(jī)質(zhì)量Y123M1-641000960750Y160M1-8475072090方案參考價格(元)總傳動比ia31.401800 20.05n=71.756r/mwn=(429.9?1074.8)dr/m型號型號Y132M1-6P=4kwn=960r/min4、選擇電動機(jī)的型號根據(jù)上表數(shù)據(jù)分析，Y132M1-6型電動機(jī)合服要求，一方面價格便宜，另一方面質(zhì)量較輕，便于運(yùn)輸。三、動和動力參數(shù)的計算1?分配傳動比

設(shè)傳動裝置的總傳動比為i,根據(jù)電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)所需轉(zhuǎn)速n,m w按下式計算：(1—6)?(1—6)i=—mn其中n=960其中n=960m根據(jù)(1—4)計算結(jié)果知nw二71.656rmin，帶入數(shù)據(jù)可知總傳動比i=13.4。(2)分配各級傳動比訂2=3i34=4.46i實訂2=3i34=4.46i實=13.38n0=960r/minn1=960r/minn2=320r/minn3=71.75r/minn4=71.75r/min2i=2—3,1i=i?i (1—7)12為了避免圓錐齒輪過大，制造困難，推薦iq0.25i，且上3，直齒輪圓錐齒輪1傳動比i=3,直齒輪圓柱齒輪傳動比i=4.46。12(3)實際總傳動比i實=ii=3x4.46=13.3812Ai=0.02v0.05，故傳動比滿足要求滿足要求。2?各軸的轉(zhuǎn)速(各軸的標(biāo)號均已在圖1.1中標(biāo)出)n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/i=320r/min，1n3=n2/i=71.75r/min，n4=n3=71.75r/min2P0=3.97kwp1=3.93kwp2=3.74kwp3=3.665kwp4=3.45kw各軸的功率現(xiàn)在圓錐一圓柱齒輪減速器內(nèi)有三根軸，從電動機(jī)到工作機(jī)有五根軸，依次標(biāo)P0=3.97kwp1=3.93kwp2=3.74kwp3=3.665kwp4=3.45kw記為0，1，2，3，4。P0=p=3.97kw，p1=p0耳=3.93kw,p2=p0q2耳耳=3.74kw,TOC\o"1-5"\h\zd 1 1 2 4p3=p0耳3耳耳q=3.665kw,p4=p3耳4耳耳耳2耳=3.45kw1 2 3 4 1 2 3 4 53.各軸的轉(zhuǎn)矩根據(jù)下列公式計算輸進(jìn)軸的轉(zhuǎn)矩T=9550- (1—8)nT0=39493N.mmT1=39100N.mmT2=111600N.mmT3=435799N.mmT4=459100N.mm帶入相應(yīng)的T0=39493N.mmT1=39100N.mmT2=111600N.mmT3=435799N.mmT4=459100N.mmT0=39493N.mm，T1=39100N.mm，T2=111600N.mm,T3=487800N.mm，T4=459100N.mm四、傳動零件的設(shè)計計算1?閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算a.選材：運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用選用七級精度(GB/0095—88)。選擇材料。由主教材表10—1選擇小錐齒輪材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，

度丿為280丄兒BS,丿大P錐^「輪材材料丿為45鋼J,"調(diào)/質(zhì)處^理，^硬度丿為240丄兒BS,者硬度差為40HBS。初選小錐齒輪齒數(shù)為z=24,則大錐齒輪齒數(shù)z=3x24=72。12由主教材圖io—21d按齒面硬度查的小錐齒輪接觸疲勞強(qiáng)度和大錐齒輪接觸疲勞強(qiáng)度◎Hlim1=600Mpa,clim2=550Mpa由主教材表10—20C查的小錐齒輪接觸疲勞強(qiáng)度和大錐齒輪接cFE1=500Mpa，cFE2=380Mpa。，計算小齒輪分度圓直徑(1)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N:(1—10)N1=60njL=60x960x1x2x8x15x300=4.147x109 (1—(1—10)N1=4.147x109N2=1.382x109[N1=4.147x109N2=1.382x109[cH]1=540Mpa[c珂2=517Mpa(2)查主教材圖10一19得解除疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90,KHN2=0.92,得取SHmin=1.0,[cH]1=cHlimxKHN1/SHmin=600x0.90=540Mpa (1—11)[cH]2=cHlimxKHN1/SHmin=560x0.93=517Mpa (1—12)[cH]1>[cH]2,.'.計算取[c珂1=[c珂2=5460Mpa按齒面接觸強(qiáng)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):z1=24，則Z2=Zlxil2=24x3=72'.'實際傳動比u=Z2/Z1=72/24=3,且u=tan82=cot51=3,/.82=71.565。,81=18.435。則小圓錐齒輪的當(dāng)量齒數(shù)(1—13)zml=zl/cos1=24/cos18.435=25.3,m2=z2/cos8(1—13)=227.68(4)表主教材表(10-6),有ZE=189.8mp2，取Kt=1.3又''Tl=39100N.mm,u=3,①R1=0.333計算小錐齒輪分度圓直徑：(1—14)KT(1—14)KT1e(1-0.5①)(1-0.5①)uR R Rd1t=62.625mm(1—(1—15)(1—16)帶入數(shù)據(jù)可得d-62.625itd二d(1-0.5e)二62.625x(1-0.5x0.333)二52.188mmm it rC.齒輪參數(shù)計算：(1))計算圓周速度：v=兀dn1/60000=3.14x52.188x960/60000=2.62m/sm(2)計算齒輪的動載系數(shù)K根據(jù)v=262,齒輪七級精度由文獻(xiàn)[1]10-8得動載荷系數(shù)Kv=1.12由主教材表(10-2)得使用系數(shù)KA=1.25

取齒間載荷分配系數(shù)K二K二1Fa Ha(1—17)取由主教材表(10-9)得系數(shù)KH(1—17)KH卩=KH卩bex1.5=1.875.齒輪的載荷系數(shù)K=KAxKvxKHaxKH卩=1.25x1.12x1x1.875=2.625 (1—18)(3)按齒輪的實際載荷系數(shù)所算得的分度圓直徑由式文獻(xiàn)[1](10-10a得)d=78.845o1m=3.285d二d/一二62.625d=78.845o1m=3.2851 it\'K 31.31tm=d1/z1=78.845/24=3.285齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 4加] 0R(1-0.S0R)2Z12JOiS}[卄](1— 4加] 0R(1-0.S0R)2Z12JOiS}[卄](1—20)由文獻(xiàn)⑴圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限cFE1=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限cFE2=380Mpa由文獻(xiàn)[1]圖10-8查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.87.計算彎曲疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1.4[cFl]=KF1*cFE1/S=0.85x500/1.4=303.57 (1—21)[cF2]=KF2*cFE2/S=0.87x3800/1.4=236.14 (1—22)⑷計算載荷系數(shù)KH卩=KF卩=1.875K=KAxKVxKFaxKF卩=1.25x1.12x1x1.875=2.625(5)查取齒形系數(shù)d= =mcosam(1—23)(1—24)Zv124= =25.298coso172

=227.684

coso2查文獻(xiàn)[1]表10-5查得YFa1=2.614，YFa2=2.114查得應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.591,YSa2=1.884計算小齒輪的YFa*YSa[cF]并加以比較YFa1*YSa1=2.614X1.591/303.57=0.01369[cF1]YFa2*YSa2=2.114X1.884/236.14=0.01687[cF2]

YFal*YSalYFa2*YSa2所以使用YFa2*YSa2~~[^F2]YFal*YSalYFa2*YSa2所以使用YFa2*YSa2~~[^F2]將數(shù)據(jù)帶入（1—20）可得：m>2.54對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞計算的模數(shù)m的大小由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的模數(shù)，又由于齒輪模數(shù)m的大小主要有彎曲強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)所以將其圓整到標(biāo)準(zhǔn)值。即m=3按接觸疲勞計算的分度圓直徑d1=74.946得Zl.=d1/m=78.845/3沁26則Z2=3x26二78f.計算大小錐齒的基本幾何尺寸：模數(shù)：m=3mm分度圓直徑：dl=mzl=3x26=78mm，d2=mz2=3x78=234mm齒頂圓直徑：dal=dl+2mcos61=78+5cosl8.44°=80.743mm （1一25）da2=d2+2mcos62=234+5cos7l.56°=240.582mm (1一26)齒根圓直徑：m=3mmd1=78mmd2=234mmda1=84.743mmda2=240.582mmdf1=72.308mmdf2=218.102mmdf2=d2-2.4mcos62=234-6cos71.56°=218.102mm齒輪錐距：rd d2R= +(一)2m=3mmd1=78mmd2=234mmda1=84.743mmda2=240.582mmdf1=72.308mmdf2=218.102mmdf2=d2-2.4mcos62=234-6cos71.56°=218.102mm齒輪錐距：rd d2R= +(一)2=123.33Mpa將其圓整為R=123mm大端圓周速度：v=兀d1nl/60000=3.14x78x960/60000=3.768m/s齒寬：(1—28)(1—29)(1—30)b=R/?R==123/3=41.11mm(1—31)R=123mmv=3.768m/sb=41mm(1—32)(1—32)dm2=d2x(1-0.5?R)=225x5/6=195mm(1—33)dml=65mmdm2=195mm分度圓平均直徑:dml=dlx(l-0.5?R)=75x5/6=65mmg.大小錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計因為da1<160mm,小齒輪做成實心式結(jié)構(gòu)，因為da2<500mm,大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)。2?閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算

^選材j:1） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，選用七級精度：2） 由文獻(xiàn)（1）表10—1,選小齒輪材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS由文獻(xiàn)（1）圖10-21d，查得材料接觸疲勞極限Hlim1=600Mpa，圖10—20C查的材料彎曲疲勞極限aFE1=500Mpa。Nl=1.382x109hN2=3.099x108h3）由文獻(xiàn)（1）表10—1,選大齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS由文獻(xiàn)（1）圖10-21d，查得材料接觸疲勞極限Hlim2=550Mpa，由文獻(xiàn)（1）圖Nl=1.382x109hN2=3.099x108h計算小齒輪分度圓直徑（1）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N:Nl=60njL=60x320x1x2x8x15x300=1.382x109hN2=N1\4.46=3.099x10sh（2） 查文獻(xiàn)［1］圖10-19得解除疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9&KHN2=1.08,得取SHmin=1.0，.'.［a珂1=aHlimxKHN1/SHmin=600x0.98=588Mpa （1—33）［a珂2=aHlimxKHNI/SHmin=550x1.08=594Mpa （1—34）?.訂a珂1＞［aH］2，.'.計算?。踑珂1=［a珂2=576Mpad1t=63.652mm（3） 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計小齒輪模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計）：d1t=63.652mm取齒數(shù)Z1=20，則Z2=Z1xi12=20x4.46=89.2，取Z2=89'：實際傳動比u=Z2/Z1=89/20=4.45,由文獻(xiàn)［1］表11-5有ZE=189.8Mpa，由文獻(xiàn)［1］取Kt=1.5又T1=38136.8，u=4.46，由文獻(xiàn)（1）表10—7齒寬系數(shù)Qd=1fz]2KTu+1v=1.066m/sb=62.24mmd1t'2.32[問J (1-35v=1.066m/sb=62.24mm帶入上述數(shù)據(jù)可得d>63.652itd.齒輪參數(shù)計算：計算圓周速度：v=兀dlnl/60000=3.14x63.652x320/60000=1.066m/s (1—36)計算齒寬bb=Qdxdlt=1x62.24=62.24mm (1—37)計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)mt=dlt/zl=63.652/20=3.183 (1—38)H=2.25mt=7.162b/h=63.652/7.162=8.887計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=1.066m/s，齒輪七級精度由文獻(xiàn)⑴圖10-8得Kv=1.05由文獻(xiàn)(1)表10-2得使用系數(shù)KA=1.25對于直齒圓柱齒輪KHa=kh=l由文獻(xiàn)（1）表10-4插值法得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置KH卩=1.314由b/h=887，KH卩=1.42，查得文獻(xiàn)⑴圖10-13得KF卩=1.35

m=3.4945mm「輪H 載荷V數(shù)m=3.4945mmK=KAxKvxKHaxKH卩=1.25x1.05x1x1.314=1.724 (1—39)按齒輪的實際載荷系數(shù)所算得的分度圓直徑由文獻(xiàn)［1］式(10-10a得)1k 1724d二d3二63.652.3二68.890mm (1—40)1 1QK 1.3m=dl/z1=68.890/20=3.4945mm (1—41)按齒輪彎曲強(qiáng)度設(shè)計*3J2K1T2YFan'—JGklZl2*[QF](1—42)由文獻(xiàn)⑴圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限cFE1=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限cFE2=380Mpa由文獻(xiàn)⑴圖10-8查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KFN1=0.87，KFN2=0.91.計算彎曲疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1.4[cF1]=KF1*cFE1/S=0.87x500/1.4=310.714MPa (1—43)[cF2]=KF2*cFE2/S=0.885x3800/1.4=247.00MPa (1—44)⑷計算載荷系數(shù)KF卩=1.35K=1.645K=KAxKVxKFaxKF卩=1.25x1.05xlx1.253=1.645 (1—45)K=1.645查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)(1)表10-5查得YFa1=2.65,YFa2=2.18查得應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)(1)表10—5查得YSa1=1.58，YSa2=1.79計算小齒輪的YFa*YSa并加以比較[cF]YFa1*YSa1=2.80x1.55/310.714=0.01397[cF1]YFa2*YSa2=2.202x1.754/240.214=0.01586[cF2]YFa1*YSa1YFa2*YSa2<

[cF1] [cF2]所以使用YFa2*YSa2[cF2]⑻計算將上式算的各式的值帶入公式(1一42)中可得：m>2.44(9)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞計算的模m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的模數(shù)，又有齒輪模數(shù)m的大小主要由彎曲強(qiáng)度覺定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)所以將其圓整到標(biāo)準(zhǔn)值。文獻(xiàn)⑶(10-11)，即m=2.5mm。按接觸疲勞計算的分度圓直徑d1=69.890得

大齒輪Z2=28x4.46沁124.88，取Z2=125。f.計算大小齒輪的基本幾何尺寸模數(shù)：m=2.5mm大齒輪Z2=28x4.46沁124.88，取Z2=125。f.計算大小齒輪的基本幾何尺寸模數(shù)：m=2.5mm分度圓直徑：d1=mz1=2.5x28=70mm,d2=mz2=2.5x125=312.5沁313mm齒頂圓直徑：dal=d1+2haxm=70+2x2.5=70mmda2=d2+2haxm=312.5+2x2.5=317.5?318mm齒根圓直徑：df1=dl-2(ha+C*)m=70-2(1+0.25)x2.5=63.75沁64mmdf2=d2-2(ha+C*)m=312.5—2(1+0.25)x2.5=306.25-306mm齒輪中心距：a=(dl+d2)/2=191.25?191mm齒寬：(1—46)(1—47)(1—48)(1—49)b=0d*d1=1*70=70mm所以取小齒輪寬度為B=75m，大齒輪寬度為B=70mm.12g.大小錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計因為da1<160mm,小齒輪做成實心式結(jié)構(gòu)，因為da2<500mm,大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)。五、軸的設(shè)計計算I.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)碳素鋼。調(diào)質(zhì)處理,由文獻(xiàn)(1)表15-1查得cB=640Mpa,[cb]-1=275Mpa,q=155Mpa。—1b.由扭矩初算軸的最小直徑：帶式運(yùn)輸機(jī)用的減速器高速軸通過聯(lián)軸器與電動機(jī)的軸相連接，已選定電動機(jī)型號為Y132M1-6，其傳遞功率為4KW,轉(zhuǎn)速為960r/min,其軸伸直徑為d=38mm由文獻(xiàn)(1)表15-3取A0=103-126min"Ok*珅n16,57~20.27mm(1—50)m=2.5Z1=28Z2=125d1=70mmd2=313mmdal=70mmda2=318mmdf1=64mmdf2=306mma=191mmB1=75mmB2=65mmd=17mmmin由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大5?7%,故d=(16.5?20.27)x(1+5?7%)=17.325?21.70mmminC.考慮I軸與電機(jī)伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用彈性柱銷聯(lián)軸器，因為電機(jī)的軸伸直徑為d=38mm,查文獻(xiàn)⑶表8—7選取聯(lián)軸器規(guī)格LX3(Y38x82,Y30x60),工程轉(zhuǎn)矩為1250N.m,許用轉(zhuǎn)速4700r/min。聯(lián)軸器的校核：計算轉(zhuǎn)矩為:Tc=KTK為工作情況系數(shù)，工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)時，K=1.25~1.50根據(jù)需要取1.5。T為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，即：

l=U!3!3U-=加UUX——二岀.M汕mn 頤Tc-KT=1.5X39.8=59.7N.m聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩Tn=1250N.m>Tc=59.7N.m,許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min>n=960r/min所以聯(lián)軸器符合使用要求。作用在小錐齒輪的受力：圓周力Ftl=2Tl/dml=2x39100/65=1144.6154N徑向力Frl=Ftl?tana?cos51=1144.6154xtan20。xcos18.435°=395.009N軸向力Fa1=Ft1?tana?sin51=1144.615xtan20。xsin18.435。=131.670N(1—51)(1—51)(1—52)Ft1=1144.6154NFr1=390.009NFa1=131.670N圖1—1⑴）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，1-11軸段右端需制出一軸肩d]2=30mm,故取的直徑:d=35mm,右端用連接軸承，取d二40mm，半聯(lián)軸器與軸配合的毅23 34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I-II軸段應(yīng)比L1略短一些，取1 =58mm。I-口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。參照工作要求并并取d=40mm,，由文獻(xiàn)⑵表12.4軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)34精度級的單列圓錐滾子軸承選用型號為30208，其主要參數(shù)為:d=40mm,D=80mm,T=19.75mm,B=18mm,C=16mm,，da=47mm,所以d=40mm,d =36mm,min 34 45d=40mm,1=l=30.25mm。56 34 56

取安裝套同處的45處的直徑d=36mm,l=10mm，在67處取其直徑34 34d二48mm，其長度l二10mm。67 67由軸承蓋端的總寬度為26mm，套筒寬度10m確定，取1=30mm。23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，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為也，n6同樣半聯(lián)軸器與軸相連，配合也為H7。滾動軸承與軸的周向定位是n6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2x45。，各軸肩處的圓角半徑為R2。求軸上的載荷。該軸受力計算簡圖如圖1.2b,齒輪1受力L1=35.75mmL2=52mm山丨川丨川丨丨川川川丨川丨川川_^100NL1=35.75mmL2=52mm山丨川丨川丨丨川川川丨川丨川川_^100N圖1—2(1)求垂直面內(nèi)的支撐反力：?/134處軸承的T=25.25mma?19.5mm.?'?L2+2(T-a)=13+2x19.75=52mm45L1=(25.25-19.75+10+20)=32.85mm根據(jù)實際情況取L2=74mm,估取L3=55mmEMB=0F=Ft(L2+L1)/L1=1144.615(35.75+52)/52=1931.539NNH1

???ZY=0, .'.F=Ft-F-=1144.615-1931.539=-786.923NNH2 NH1根據(jù)彎矩方程可得軸承一處彎矩為MH=40920.48N水平面內(nèi)的支撐反力：ZMB=O, .'.F=[Fr(L1+L2)-Faldml/2]/L2=[395.009(35.75+52)NV1-97.54x65/2]/52=584.284N，ZZ=0,F=Fr-F=395.009N-584.284N=-189.275NNV2 NV1根據(jù)彎矩方程可得MV1=4318.773N,MV2=-9842.3N合成彎矩：M=40920.48*40920.48+9842.3*9842.3=42087.487N作軸的扭矩圖如圖1.2c所示，計算扭矩:T=T1=39100N?mm表1—2載荷水平面H垂直面V支反力F（N）FNH1=-786.923NFNH2=-786.923NFNV1=584.28NFNV2=-189.275N彎矩（N.mm）MH=40920.48NMV1=-9842.3NMV2=-4318.773Nmm總彎矩（N.mm）M1=42087.487Nmm扭矩（N.mm）T=39100Nmm（5）校核高速軸I進(jìn)行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取?=0.6。式中M=M1,T1=39100Nmm。貝U：\；M2+（aT）2c二 丄二6.58MPa （1—53）ca W前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【1】表15-1查的[c]=60Mp?！?因此c<[c]，所以滿足強(qiáng)度要求。ca —12.減速器中速軸2的設(shè)計選擇材料: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，由文獻(xiàn)【1】表15-1[cb]-1=60Mpa。1）求軸II上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩P2=3.74kw,n2=320r/min.T2=111600Nmm2）初步確定軸的最小直徑dmin=11.76mm先按文獻(xiàn)【1】式15-2初步估算軸的最小直徑，據(jù)文獻(xiàn)【1】表15-3，取dmin=11.76mmA=112，于是得：0d二A3 2二112x3’3.74二11.76mmmin 0\'n 3202由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大5~7%，

故d=11.76x(1+5?7%)=12.348?12.58mm。minC.作用在大錐齒的受力：(1)圓周力Ft2=Ftl=1144.615N,⑵徑向力Fr2=Fal=131.670N(3)軸向力Fa2=Frl=395.009N作用在小直齒的力：⑴圓周力Ft3=2T2/d1=2x111600/70=3188.571N⑵徑向力Fr3=Ft3xtana=3188.57xtan20°=1159.906N軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計Ft2=1144.615NFr2=131.670NFa2=395.009NFt3=31888.570NFr3=1159.906N5Ft2=1144.615NFr2=131.670NFa2=395.009NFt3=31888.570NFr3=1159.906N56圖1—3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)為了便于軸承的選擇和強(qiáng)度的要求選擇d=30mm,軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子12軸承30306。由文獻(xiàn)【3】表6-7得其主要參數(shù)為:d=30mm,D=72mm,T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,,da=37mm,所以取套筒的厚度為8mm,d二d二30mm,min 12 67另外在上圖中軸承的最左端要安裝圓螺母，又要安裝軸承端蓋，再綜合考慮取l=62mm。122） 因為安裝小直齒輪，其齒寬為75mm,直徑為70mm,所以，d=36mm,23l=71mm。233） 軸的12和六七段設(shè)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=30mm。67 67

4)在45處安裝大錐齒輪，大錐齒輪的寬度l二50mm,d二42mm，至此,45 45至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表1—31-22-33-44-55-66-7l(mm)627118501040D(mm)303634424830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。按d由文獻(xiàn)【1】表6-1查得平鍵截面23bxh二12x8,鍵槽用槽銑刀加工，長為45mm.在45處由文獻(xiàn)【1】表6-1查的：平鍵鍵面bxh=10x8，長為63mm。為了保證齒輪與軸具有良好的配合的對中性，故選擇齒輪輪與軸的配合為空？，滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證n6的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6。取軸端倒角為2x45°，各軸肩處的圓角半徑為R2.f.求垂直面內(nèi)的支撐反力：該軸受力計算簡圖如下圖所示：軸承的T=20.75mm,a?15.3m,l=71mm,l=50mm23 45?'=(40+16+8+20.75-15.3)=69.45mmL3=69.45mm取圓錐齒受力點在軸上的長度lm=10mmL3=69.45mmL2=(37.5+17.5+50-10)mm=65mmL1=((20.75-15.3)+8+13.35+(75-37.5))mm=64.45mm水平面內(nèi)MBH=0

.'.F=[Ft2(L2+L3)+FtlL3]/(Ll+L2+L3)=[3120(69.45+65)NH2L1=64.45mm+1144.6154x69.45]/(64.45+65+69.45)=2476.324NL1=64.45mm'.'ZY=0,f=Ft2+Ft1-F=1788.292NNh1 NH2水平面內(nèi)根據(jù)彎矩方程可以解得：MH1=159599.08Nmm,MH2=124196.9N水平面內(nèi)的支撐反力：MBV=0.'，F(xiàn)HV2=[Fr2(L3+L2)+Fr1L1-Fa1dm2/2]/(L1+L2+L3)=[1134.962x(65+69.45)+131.67x69.45-395.009x97.5]/(64.45+65+69.45)=592.256N???Zz=o,FHV1=Fr2+Fr3-RAz=97.54+1070.91-342.95=825.5N，垂直面內(nèi)也可以跟據(jù)彎矩方程可以解得：MV1=38170.899Nmm,MV2=8322.069Nmm,MV3=46835.447Nmm,合成彎矩：M=、(M)2+(M)2二164100.225NmmTOC\o"1-5"\h\zHI v1M=*~~)2+(M)2二124475.406NmmH2 v2M=x(M)2+(M)2二132734.431NmmH2 v3作軸的扭矩圖如圖所，計算扭矩：T=T2=116000N?mm表1—4載荷水平面H垂直面V支反力F(N)FNH1=1788.292FNV!=674.376FNH2=2476.324FNV2=592.256彎矩M(Nmm)MH1=159599.08MV1=38170.899MH2=124196.9MV2=8322.069MV3=46835.447總彎矩M(Nmm)M1=164100.225M2=124475.406M3=132734.431扭矩T(Nmm)T=116000j. 校核中速軸2強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面B)的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取以=0.6。式中M=M1,T=11600Nmm,軸的計算應(yīng)力為：I 1d=、；(M)2+(aT)2 =35.17Mpaca 1 2JW前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【1】表15-1查的[d]=60Mp?！?因此d<[d]，所以滿足強(qiáng)度要求。所以滿足強(qiáng)度要求。ca —1k. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(所用的表來自文獻(xiàn)[1])

^雖然槽八對「軸有I削v弱，i但「軸h最小 亠^是j按j扭y丿強(qiáng)叨定hj，因此這個截面不是危險面。只有在截面C處有較大的應(yīng)力集中，因此必須對其進(jìn)行精確校核。(2)截而B左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1x303=2700mm3 (1—54)抗扭截面系數(shù)W=0.2d3=0.2x303=5400mmT截而B右側(cè)的彎矩M為：17.95M=Mx =45703.629Nmm1 64.45截面C上的扭矩(1—55)W=2700mm(1—55)W=2700mm3W=5400mm3T45703.6292700Mpa-16.927Mpa(1—56)截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T11600c—

t=*= =20.667MpatW5400T軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)【1】表15-1查得:=16.927MpacB=640MPa,cs=355MPa,c=275MPa,t=155MPa-1 -1aa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)c及T按文獻(xiàn)【1】附表3-2查取。因工=10=0.33，-=36=1.2,經(jīng)查文獻(xiàn)【1】表1-2用插值法可得d30 d30aac=2.15， t=1.7又由軸的材料的敏感系數(shù)為qC=0.82,qT=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)【1】附表3-4qakc=1+c(c-1)=1+0.82X(2.15-1)=1.943=1+qT-1)=1+0.85x(1.7-1)=1.595(1—57)(1—58)￡ F由文獻(xiàn)【1】附圖3-2尺寸系數(shù)c=0.86;由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)t=0.9,軸按磨削加工，由附圖3-4得表而質(zhì)量系數(shù)為=卩t=0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即0=1，則得綜合系數(shù)為qk1

Kc=—^+ —1=2.3460c cK=L+丄—1=1.859TF0T T又由3-1及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù)(1—59)t丁=20.667Mpakc=1.943kT=1.595甲=0.1?0.2，取9=0.1申=0.05?0.1，取申=0.05T T于是，計算安全系數(shù)S值，按文獻(xiàn)［1］15-6到15-8式得:caS= 十=6.925O KOO+QGGa mTS=T=7.857TKT+9TTa TmSoSS= ^==5.195>>S二1.5ca<So2+St2故可知其安全。(3)截面B的右側(cè)：抗彎截面系數(shù)W和抗扭截面系數(shù)WTW二0.1d3二0.1X363二4665.6W二0.2d3二0.2x363二9331.2彎矩M及彎曲應(yīng)力為：(1—60)(1—70)(1—71)K二2.346K=1.859TS=6.925￡St=7.857S=5.195caW=4665.6mm3W=9331.2mm3TM=M1X64.45-17.9564.45=118396.59Nmm118396.594665.6Mpa-25.376MpaT3二111600Nmm116009331.2=11.96Mpak―O￡O過盈配合處的亠,由文獻(xiàn)【1］】附圖3-8插值，并取￡￡O Ttk 門ck—=0.8okO于是的;k

貝U—=1.86￡O按磨削加工，k■=0.8x1.8=1.488￡T由文獻(xiàn)【1】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為:PPO=T=0.92故得綜合系數(shù)為：k

Ko=―^+￡Ok亠K=—t—+ —1=2.62T￡P(guān)T T所以截面B的安全系數(shù)為亠-1=1.95PO1S= t=5.56S=5.56￡StS=5.56￡St=15.99S=5.23caa mTS= -1 =15.99TKT+pTTa TmS=—t=5.23>>S=1.5ca 2+ST2故該軸B右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。至此，軸的設(shè)計計算即告結(jié)束，故所選軸安全。3.減速器高速軸3的設(shè)計選擇材料: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，按文獻(xiàn)[1]表8-3查得gB=640Mpa,[Gb]=60Mpa-1Dmin=40.81mm由扭矩初算軸的最小直徑：Dmin=40.81mm機(jī)用的減速器低速軸通過聯(lián)軸器與滾筒的軸相連接，其傳遞功率為3.665kw，轉(zhuǎn)速為71.75r/min。由文獻(xiàn)【1】表15-3查得A0=110,所以 , d=A/p=110xs：3665=40.81mmminoVn 371.152輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑d°，為了便于選擇軸的直12徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=KT=1.3x4.875x105=6.338x105Nmm，查文獻(xiàn)【1】表14-1，考慮轉(zhuǎn)矩caA3變化很小，故取K=1.3，貝U：A按照計算轉(zhuǎn)矩T應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，由文獻(xiàn)【3】表8-5選用LT8型ca彈性柱套住銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為710Nmmo半聯(lián)軸器孔徑d=45mm，故取1d=45mm，半聯(lián)軸器的與軸的配合轂孔長度L1=84mm。12Fr4=1134.962N6-圖1—5作用在小直齒的力：圓周力Ft4=Ft3=3120N徑向力Fr4=Fr3=1134.962N軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計)擬定結(jié)構(gòu)方案如上圖(裝配方案見裝配圖)。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2處與聯(lián)軸器右端需制出一軸肩，由于d]2=45mm,且在2-3段的直徑2-3的直徑，d23=49mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈定位，按軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故12軸段應(yīng)比L1略短一些，取li2=82mm。初步選定滾動軸承，因軸承只承有徑向力的作用，故選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=49mm,由文獻(xiàn)【3】表6-1軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列深溝球軸承選用型號為6211,其主要參數(shù)為:d=55mm，D=100mm，B=21mm,da=57mm，故d二d二55mm,而l二21mm。min 34 78 78取安裝齒輪處的軸端4-5的直徑d二60mm,齒輪的左端之間采用套筒定位。大45直齒的齒的寬度為70mm，為了使套筒端面可靠定位也壓緊齒輪，此軸的端面應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l=70-3=67mm的長度。齒輪右端采用軸肩定位，45軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=5mm,則軸環(huán)處直徑d二70mm。軸環(huán)寬度56b>1.4h,取l二10mm。56由軸承蓋端的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的

要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離/=30mm,故取l二25mm23所以取123=45mm。

5/ 「輪艸」/|箱體「內(nèi)^壁之艸」I離a—i6mum,P錐「輪與^圓'|丄「輪■^之I間HJ艸」I離C—2omi_mi.?考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離S—8mm，已知滾動軸承寬度B—21mm?？紤]到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離S—8mm,已知滾動軸承寬度B—8mm,大錐齒輪輪轂L—50mm,則：l二B+S+a+(70—67)二48mm34l二L+C+a+s—l二84mm67 56至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。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。按〃〃由文獻(xiàn)【1】表6-1查的45平鍵截面bxh=18x11。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm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H7，同樣半聯(lián)軸器與軸相連,n6配合也為H，選用平鍵為14x9x70。滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來k6保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6.取軸端倒角為2x45°，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L1—70.75mmL2—139.5mmRQzMC3NCL1—70.75mmL2—139.5mmRQzMC3NC圖1—6a.求垂直面內(nèi)的支撐反力：.?.L2=10.5+84+10+32=139.5mmZMA=0.RCy=Ft4xLl/(L1+L2)=3120x70.5/(70.5+139.5)=1047.428NZY=0,.RAy=Ft4-RCy=3120-1047.428=2072.5714N,根據(jù)彎矩方程可得：HB=146116.28Nmm1水平面內(nèi)的支撐反力ZMA=0,.RCz=Fr4xL1/(L1+L2)=1134.962x70.5/(70.5+139.5)=381.023NZZ=0,.RAz=Fr4-RCz=1070.91-637.9=753.939N根據(jù)彎矩方程可得：HB=53152.71Nmm2合成彎矩：M= )2+(HB)2二155483.69Nmm712作軸的扭矩圖如圖1.2c所示，計算扭矩:T=T3=487800N.mm表1—5載荷水平面H垂直面V支反力F(N)RCy=1047.428Ray=2072.5714RCz=381.023NRAz=753.939彎矩M(Nmm)HB1=146116.28NmmHB2=53152.71Nmm總彎矩(Nmm)M=155483.69Nmm扭矩T(Nmm)T=T3=487800Nmm6.校核低速軸3進(jìn)行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面B)的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取?=0.6。式中M=M1,T=487800Nmm,軸的計算應(yīng)力為：I 1a=<(M)2+(aT)2 二7?198Mpaca 1 2JW前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【1】表15-1查的[a]=60Mp?！?因此a<[a]，所以滿足強(qiáng)度要求。所以滿足強(qiáng)度要求。ca —1

六、滾動軸承旳選擇與壽命計算軸承的最低額定壽命L'=15x300x16=72000hH1?減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算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=40mm,由⑵表12.4選用型號為30208,其主要參數(shù)為:d=40mm，D=80mm,Cr=63000N，e=0.37，Y=1.6,C0r=74000N計算軸承1的受力(如圖)支反力圖1—7圖1—7由前軸1的計算值知：RBy=-786.923N,RBz=189.275NRCy=1931.539N,RCz=584.284NFa1=131.670NRB= 二809.365NmmRC=\0CzL+0CyL=2017.977Nmm⑷對兩軸承計算軸向力Fa1和Fa2F派生軸向力Fd1=+=809.365/3.2=252.927N (1—72)L=17195.3h2YL=17195.3hFFd2=-Y2=2017.977/3.2=630.617N (1—73)2Y接下來分析軸向竄動，根據(jù)Fd1+Fa=384.579vFd2,故而可知軸承有右竄動的趨勢。則：Fa2=Fd2=630.617NFa1=Fd2-Fa=498.947N(5)求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2Fa1/RB=498.947/809.365=0.616>0.31Fa2/RC=630.617/2017.977=0.312>0.31由文獻(xiàn)【1】表13-5查的X1=X2=0.4,由文獻(xiàn)【3】查的Y1=Y2=1.6

應(yīng)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)少量沖擊，按文獻(xiàn)【1】表13-6,f=1.0-1.2，取f=1.2,則:p pP1=f(X1XRB+Y1XFa1)=1064.025 (1—74)pP2=f(X2xRC+Y2xFa2)=4177.2221 (1—75)p(6)應(yīng)算軸承壽命計算軸承壽命時P1<P2,故按P2計算，L二竺3二178195.3h>72000h (1—76)h60n(p2丿所以高速軸I的軸承滿足要求.2?減速器高速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算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，由文獻(xiàn)【3】表6-7選用型號為30306，其主要參數(shù)為:d=30mm,D=72mm，Cr=59KN,e=0.37，Y=1.9,C0r=63KN計算軸承2的受力〔如圖)RAz圖1—8(RAz圖1—8(3)支反力由前第2軸計算可知R]（3RAy=2476.324N,RAz=592.256NRDy=1788.292.N,RDz=470.494NFa2=395.009NRA='GBymRBZX二2546.195NmmRD= 二1911.222Nmm（4）對兩軸承計算軸向力Fa1和Fa2FL=2198842h派生軸向力Fd1=T^=2546.195/3.8=670.005NL=2198842h2YFFd2=-Y2=1911.222/3.8=502.953N2Y接下來分析軸向竄動，根據(jù)Fd1+Fa2=1065.06>Fd2，故而可知軸承有左竄動的趨勢。貝U：Fa1=Fd1+Fa2=1065.06NFa1=Fd1=670.051N

(5)求「軸/承——^量載荷P1和和P2Fal/RB=1065.06/2546.195=0.418>0.31Fa2/RC=670.051/1911.222=0.350>0.31由文獻(xiàn)【1】表13-5查的X1=X2=0.4，由文獻(xiàn)【3】查的Y1=Y2=1.6應(yīng)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)少量沖擊，按文獻(xiàn)【1】表13-6,f=1.0-1.2,取f=1.2，則:p pP1=f(X1XRB+Y1XFa1)=3650.5104NpP2=f(X2xRC+Y2xFa2)=2275.562Np(6)應(yīng)算軸承壽命計算軸承壽命時P1<P2,故按P2計算，10L二竺3二2198842h>72000hh60n(p2丿所以中速軸2的軸承滿足要求。3?減速器低速第3軸滾動軸承的選擇與壽命計算高速軸的軸承既只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55mm,由文獻(xiàn)【3】表6-1選用型號為6211,其主要參數(shù)為:d=55mm,D=90mm，Cr=30200N，C0r=21.8KN計算軸承3的受力(如圖)RBz由前軸3的計算值知:RAy=1047.428N,RAz=381.03NRCy=2072.57N,RCz=753.939NL=10100000h選鍵規(guī)格b選鍵規(guī)格bxh=8x7選鍵規(guī)格bxh=10x8RB={IRBymRBII二1114.578NmmRC二JRCZmRCyy二22205.44Nmm(4)求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2因為是深溝球軸承，因而無軸向力，由公式計算:P1=fRB=1337.4936Np

P2=fRC=2646.5304Np(5)應(yīng)算軸承壽命選鍵規(guī)格bxh=12x8選鍵規(guī)選鍵規(guī)格bxh=12x8選鍵規(guī)bxh=14x9L二匹1-^13二lOlOOOOh>72000hh60n(p2丿所以中速軸3的軸承滿足要求。七、鍵聯(lián)接的選擇和驗算1.聯(lián)軸器與高速軸中的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵(GB1095-79，GB1096-79)，由d=30mm,查文獻(xiàn)⑴表6-1得bxh=8x7,故取鍵長L=45mm，鍵，軸的材料都是鋼。鍵的工作長度1=L-b=36mm，T1=39.493N?m,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=3.5由于輕微沖擊，查文獻(xiàn)⑴表6-2得[cp]=110Mpa,由公式校核：(1—78)c=2Tx103=34.95Mpa<[(1—78)p kid p故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。2.大圓錐齒輪與中速軸2的的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵(GB1095-79,GB1096-79)，由d=53mm，查文獻(xiàn)⑴表6-1得bxh二10x8，故取鍵長L=63mm，鍵,軸的材料都是鋼。鍵的工作長度1=L-b=63-10=53mm,T1=111.6Nm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4由于輕微沖擊，查文獻(xiàn)⑴表6-2得[cp]=110Mpa,由公式校核：c=2Tx103=29.25Mpa<[c]p kid p故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 選鍵規(guī)格3.小圓柱齒輪與中速軸II的的鍵聯(lián)接 bxh=18x11采用圓頭普通平鍵(GB1095-79,GB1096-79),由d=53mm，查文獻(xiàn)⑴表6-1得bxh二12x8，故取鍵長L=45mm，鍵,軸的材料都是鋼。鍵的工作長度1=L-b=45-12=33mm,T1=111.6Nm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4由于輕微沖擊，查文獻(xiàn)⑴表6-2得[cp]=110Mpa,由公式校核：2Tx103c =32.52Mpa<[c]pkid p故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。選聯(lián)軸器LX3大圓柱齒輪與低速軸工3選聯(lián)軸器LX3采用圓頭普通平鍵(GB1095-79,GB1096-79),由d=60mm,查文獻(xiàn)⑴表6-1得bxh二14x9，故取鍵長L=70mm，鍵,軸的材料都是鋼。鍵的工作長度1=L-b=70-14=56mm,T1=111.6Nm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5由于輕微沖擊，查文獻(xiàn)⑴表6-2得[cp]=487.5Mpa,由公式校核：2Tx103c =77.75Mpa<[c]pkid p故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。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=45mm，查文獻(xiàn)⑴表6-1得

=L-b=56-18=38mm,Tl=111.6Nm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4由于輕微選聯(lián)軸器LT8沖擊，查文獻(xiàn)⑴表6-2得[bp]=487.5Mpa,選聯(lián)軸器LT82Tx103b——— =85.89Mpav[b]p kid p故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。八、聯(lián)軸器的校核軸與電機(jī)伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接查文獻(xiàn)【3】表8-7選取聯(lián)軸器規(guī)格LX3（Y38x82，Y30x60）.計算轉(zhuǎn)矩為:Tc=KTK為工作情況系數(shù)，工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)時，K=1.25~1.50根據(jù)需要取1.5。T為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，即：2955解-9550X—=39.8N.mti 960Tc=KT=1.5x39.8=59.7N.m聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩Tn=1250N.m>Tc=59.7N.