展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)講解

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1、武漢工程大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書課題名稱：設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置專業(yè)班級：材控2班學(xué)生學(xué)號：1203100229學(xué)生姓名：朱學(xué)武學(xué)生成績：指導(dǎo)教師：呂亞清課題工作時(shí)間：2014.12.22至2015.1.9目錄第一章傳動(dòng)方案的選擇及擬定2第二章電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算4第三章.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算6第四章V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算8第五章斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算11第六章減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)21第七章鍵連接的選擇及校核38第八章滾動(dòng)軸承的選型及壽命計(jì)算39第九章聯(lián)軸器的選擇及校核41第十章箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算42第十一章潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇44第十二章設(shè)計(jì)總結(jié)46參考文獻(xiàn)1第一章傳動(dòng)方案的

2、選擇及擬定1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容(1)合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳動(dòng)效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。(2)帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，吸震等特點(diǎn)，切能起過載保護(hù)作用，但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當(dāng)?shù)∷佥^低時(shí)，傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸較大。為了減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級。(3)齒輪傳動(dòng)具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長等特點(diǎn)，因此在傳動(dòng)裝置中一般在首先采用齒輪傳動(dòng)。由于斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動(dòng)好，故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合，常采用斜齒輪圓柱齒

3、輪傳動(dòng)。(4)軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，具傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖1-1所示。雙娟相柱棉減速器1電動(dòng)機(jī)：2帶傳我3減速塾4聯(lián)軸能5一卷露6通帶1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)已知條件：運(yùn)輸帶的輸出轉(zhuǎn)矩：T=400N-mi運(yùn)輸帶的工作速度：v=0.63m/s;鼓輪直徑：D=300m；m使用壽命：8年，大修期限3年，每日兩班制工作。1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件設(shè)計(jì)要求：誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的土工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng);制造情況：小批量生產(chǎn)。1.4 確定傳動(dòng)方案根據(jù)題目要求選擇傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、減速器、工作機(jī)組成，5%；電動(dòng)機(jī)和減速器之間用帶傳動(dòng)連接。

4、減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。17第二章電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算.2.1傳動(dòng)裝置的總效率：=其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-4中查得n一傳動(dòng)裝置總效率3V帶效率，0.95“2一滾動(dòng)軸承的效率，取0.98（3組）“3一閉式齒輪（8級精度）傳動(dòng)效率，取0.96（2組）露一聯(lián)軸器效率，刀4=0.9945一運(yùn)輸機(jī)平型帶傳動(dòng)效率，取0.962.2電動(dòng)機(jī)各參數(shù)的計(jì)算知運(yùn)輸帶速度v=0.63m/s,卷筒直徑D=300mm?？汕蟮霉ぷ鳈C(jī)轉(zhuǎn)速為:nw=w/（2二）=（10002v/D）60/（2二）：40.11r/min由已知條件運(yùn)輸帶所需扭矩T=400N.m,工作機(jī)的輸入功率為Pw：P=T9550nw=40040.11/

5、9500=1.68kw電動(dòng)機(jī)所需功率為：Pd=Pw/=168/0.78=2.15Kw2.3電動(dòng)機(jī)類型和型號結(jié)構(gòu)形式的選擇三相交流電動(dòng)機(jī)：適合較大、中小功率場合Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)由于具有結(jié)構(gòu)簡單、價(jià)格低廉、維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)，故其應(yīng)用最廣，適合于一般通用機(jī)械，如運(yùn)輸機(jī)、車床等。2、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡單，價(jià)格越低，反之相反。本設(shè)計(jì)中選用同步轉(zhuǎn)速為1000或1500r/min的電動(dòng)機(jī)。3、確定電動(dòng)機(jī)的功率和型號電動(dòng)機(jī)功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟(jì)性。選擇電動(dòng)機(jī)功率時(shí)，要求P；-PdP髭電動(dòng)機(jī)額定功率Pd電動(dòng)機(jī)所需功率傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比：i二nm/nw表口力茶萬電動(dòng)機(jī)型號額定功率

6、(kWW同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動(dòng)比外伸軸徑D(mrm軸外伸長度E(mrm中心高IY112M-62.2100094023.442860112由上表可知，方案1的轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然大些，但完全可以通過帶傳動(dòng)和兩級齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，所以選用方案1.第三章.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3.1 傳動(dòng)比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動(dòng)比：i=23.44帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比：ii=2,雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級速的傳動(dòng)比：i2=，1.3ij-=3.9低速級傳動(dòng)比：i3=ij/i2=33.2 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算將各軸由高速向低速分別定為錯(cuò)誤！未找到引用源。軸、R軸、田軸

7、電動(dòng)機(jī)軸：錯(cuò)誤！未找到引用源。軸：n1=940/2(r/min)=470r/minII軸:n2=470/3.9(r/min)=120.5r/minin軸:滾筒軸：3.3 各軸輸入功率電動(dòng)機(jī)：錯(cuò)誤！未找到引用源。軸：II軸：P2=P123=1.89Kw田軸：P3=P223=1.77Kw滾筒軸：3.4 各軸輸出功率電動(dòng)機(jī)軸：錯(cuò)誤！未找到引用源。軸：II軸：田軸:滾筒軸：3.5 各軸輸入扭矩計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸：錯(cuò)誤！未找到引用源。軸：1=9550Pl/ni=41.45NmII軸：Tn田軸：Tm滾筒軸：Tiv3.6 各軸輸出扭矩計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸：錯(cuò)誤！未找到引用源。軸：II軸：田軸:滾筒軸：將上述結(jié)果列入表中如

8、下第四章V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 確定計(jì)算功率巳由文獻(xiàn)【1】表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1,故：PCa-KAP=2.365Kw4.2 選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、5由文獻(xiàn)【1】圖8-11查圖選擇A型。4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直dddd2o初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90mm4.4 驗(yàn)算帶速v是否在525m/s范圍內(nèi)。驗(yàn)算帶速v：dd1nvm/s=4.43m/s601000因?yàn)?m/s<v<30m/s,故帶速不合適。取dd1=112mm,得v=，dd1nm/s=5.51m/s,適合。取dd2=355mm6010004.1. 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1)初定中心距a0=600m

9、m。2)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度2二(ddd9)Ld02a0(dd1dd2)(如以=11958.16mm24a。查表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1940mmo3)計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld0電609.08mm2amin=a0.015Ld=580mm,amax=a+0.03Ld=668mm中心距的變化范圍為580668mm4.6 驗(yàn)算小帶輪上的包角”由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上的摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動(dòng)的工作能力，應(yīng)使:c57.3occ：i：180o-(dd2-ddi)157o_90oa4.7 計(jì)算帶的根數(shù)z1)計(jì)算單根V帶的額

10、定功率Pr。由ddi=112mm和n=940r/min,查表得P0=1.14Kw根據(jù)n1=940r/min,i=2和A型帶，查表得P0=0.11kW,查表的K0f=0.92,Kl=1.02,于是2)計(jì)算V帶的根數(shù)z。z=Pa=2.02,取3根。Pr4.8 計(jì)算單根V帶的出拉力的最小值即。焉由查表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m,所以(Fo)min=500(2.5兒厘2=126.05NK：zv應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0(F0)min4.9 計(jì)算壓軸力Fp為了設(shè)計(jì)帶輪軸的軸承需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用的軸上壓軸力Fp:F：1FP=2zF0sin 2 = KHNI 2- lim2 =528MPa2為了保

11、證帶傳動(dòng)過程中的安全性和平穩(wěn)性，應(yīng)使軸上的最小壓軸力滿足：FPmin=2z(F0)minsin,=730.5N第五章斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.1 選等級精度、材料及齒數(shù)1)材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為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40HBS2)7級精度,3)選擇小齒輪齒數(shù)4=24,大齒輪齒數(shù)z2=3.9x24=93.6,取z2=94。4)選擇螺旋角。初選螺旋角P=14o05.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算：1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)選取齒寬系數(shù).一d=11(2)材

12、料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa5(3)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限仃Him1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限仃川而2=550MPa。(4)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9N1=60nljLh=604701283008=1.0810N(5)取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0.93,Khn2=0.96。(6)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,KHN1-lim1H1=558MPaS2)計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑d#為:(2)計(jì)算圓周速度v二dmv=601000=0.87m/s(3)計(jì)算尺寬bb=dd1t=135.33mm=35.33mm(5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.0

13、9m/s,7級精度，查得動(dòng)載系數(shù)Kv=0.75查得使用系數(shù)Ka=1查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式KHp=1.416查得Kh,=Kf,=1.4故載荷系數(shù)K=KaKvKh：.Kh一：=10.751.41.416=1.1682(7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為：d1Vdit3K=35.3331.1682/1.3mm=34.1mmKt(8)計(jì)算模數(shù)md1cos:34.1cos14)mn=mm=1.4mm乙245.1.3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為'2KT1Y：COS2:YFaYsa3'dZ12；：.(1)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1)計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKV

14、KFaKFP=1M1.04M1.2父1.29=1.612)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zvi乙cos3:24=3d/cos14=26.27Zv2Z294sec3-=3102.9cos:cos143）查取齒形系數(shù)丫1 =2.16查得Yf一1=2.624）查取應(yīng)力較正系數(shù)查得Ys：1=1.6=1.836）查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二 FE1 =500MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二 FE2 =380MPa7）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfni =。85Kfn2 =0.92KFN1；- FE1SKFN2；- FE2S0.92 3801.4MPa =249.71MPa9）計(jì)算大、小齒輪的YFaYSaITT匕F

15、并加以比較大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算:YFa1YSa1匕1丫Fa2YSa2匕22.62 1.60.0138303.572.16 1.83= 0.0158249.71mn3 2KT1Y lcos2:YFaYSa I8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得0.85500MPa=303.57MPa1.4=1.13mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)n=2,并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)

16、度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑di=52.69mm,來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)于是有：d1cos-34.1cos14乙=16.5mn2取zi=17,Z2=12乙=16.5父3.9=64.35，取設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.1.4幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距a1 =(乙 Z2)m1(17 65)2mm = 84.5mm2cos :2 cos14將中心距圓整為84mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角一 arccos =5=12.532a2 84因口=(820)值改變不多，故"、KB、Zh等不必修正(3)計(jì)算大、小齒輪的分度

17、圓直徑217八“d1一mm=34.83mmcos-cos12.53d2Z2m12 65cos :cos12.35-mm = 133.17mm(4)計(jì)算齒輪寬度b=dd1=134.83mm=34.83mm取B1=45mm,B2=40mm(5)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mm5小于500mm故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于500mm故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。5.2低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算5.2.1 選等級精度、材料及齒數(shù)1)材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為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

18、差為40HBS2)7級精度,3)選擇小齒輪齒數(shù)z3=30,大齒輪齒數(shù)=30x3=90,取z4=90。4)選擇螺旋角。初選螺旋角P=14°。5.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算:dit力型T 口 UA»)，-d 二 u 1h 11)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(D選取齒寬系數(shù)一 d =1(2)1材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa5(3)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限仃Him3=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限入1而4=550MPa(4)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3=60n2jLh=2.7763108N4_82.7763 103= 9.2544 10(5)取接

19、觸疲勞壽命系數(shù)Khn3=0.95,Khn4=0.96取失效概率為1%安全系數(shù)S=1o(7)試選Kt=1(8)選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.5。(9)查表得s=e+e=1.49,oULxJtr(10)許用接觸應(yīng)力kH】="HL+"H'4=539MPa,22)計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t為:d3t=55.97 mm>3'2KtTnu±1'ZhZe一h%u國工(2)計(jì)算圓周速度v24二d32v=601000二55.97120.560000ms=0.353m.s(3)計(jì)算尺寬b,齒高h(yuǎn)和及模數(shù)mmb=dd3tu5597mm模數(shù)為：mnt_ d

20、3t cos :Z364.8 cos1430mm = 2.1mm齒高為:h=2.25mnt=2.252.1mm=4.725mm(4)計(jì)算尺寬與齒高比b/hb/h=55.97->4.725=11.85(5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.353m/s,7級精度，查得動(dòng)載系數(shù)(=1.01查得使用系數(shù)Ka=1查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式KHp=1.35由b/h=13.75,KHp=1.421,查得KHa=KFa=1.4故載荷系數(shù)K=KaKvKh1KH=11.011.41.35=1.91(7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為:d3K.2.02-=d3t355.973mm=64.8mm

21、3tKt；1.3(8)計(jì)算模數(shù)md3 cos :mn 二的旦mm = 2.1mm305.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為mn - 32KT -Y ： cos 2 "YFaYSa、dZ；:JI（1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1）計(jì)算載荷系數(shù)K =KAKVKF-KF3 =1.25 1.05 1.4 1.402.572）根據(jù)縱向重合度=1.982 ,查得螺旋角影響系數(shù) Y- = 0.8753）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv3Z330Zv4cos3 ：cos314-=32.8Z490cos3 :cos314= 98.54）查取齒形系數(shù)查得Yf.3=2.535）查取應(yīng)力較正系數(shù)查得Ys：3=1.63=

22、 1.816）查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二 FE3 =500MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二 FE4 =380MPa7）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 =0.86Kfn4 =0.938）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得L3=Kfn尸F(xiàn)E3=307.14MPa3S|,_IKfN4、FE4-F4=252.4MPaYFaYSaFasa9）計(jì)算大、小齒輪的"F并加以比較YFa3YSa4F32.531.63=0.0134307.14大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算:YFa4YSa442.21.81=0.0158252.4m?!-32KTYCOsYFaYsadZ，F(xiàn)

23、匚/=1.5mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)mn=2,并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d3=179.34mm,來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)于是有：d3cos：64.8cos14z3=-=31.4mn2取z3=32z4=i3z3=3父31.4=94.2故取設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.2.4幾何尺寸計(jì)算(1)

24、計(jì)算中心距(z3z4)m3(3295)2a3=-=mm=130.89mm2cos-2cos14將中心距圓整為130mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角arccos=5=12.332a2130.89因P=(8一20)值改變不多，故"、KB、Zh等不必修正(3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑(z3m3232d3=3-=mm=65.5mmcos-cos12.33,z4m3295d4=mm=194.5mmcos:cos12.33(4)計(jì)算齒輪寬度b=dd3=165.51mm=65.51mm取B3=75mm,B4=70mm(5)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于400mnW小1000m故

25、大齒輪選擇輪輻結(jié)構(gòu)的齒輪；對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mnW小于500mm故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。六.減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1.1 求輸出軸的功率P1轉(zhuǎn)速ni和轉(zhuǎn)矩T1由前面可知P1=2kwTi=40760N.mm,ni=470r/min。6.1.2 求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=35mm而2T1Ft=2329.1Nd1tanFr=Ft-=868.4Ncos:Fa=Fttan:=517.6N6.1.3 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3,取A0=112,于是得AP

26、1dmin=A0318.15mmn1輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑di。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩工，=KAT1,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取KA=L3,則Ta=KAT1=1.3423.81N.m=550.953N.mcaa按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，選用TL8型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩710N.m=半聯(lián)軸器白孔徑為20故取d1q=20mm。6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定

27、位軸肩的高度一般取h=(0.070.1)d,故取2-3段的直徑為28mm左端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的般孔長度為L1=mm,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1-2段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取L1N=mm.2）初步選擇滾動(dòng)軸承：選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d2/=28mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6206，其尺寸為d父DmT=30mmm62mm父16mm,故d3_4=30mm,而l3-4=mm03）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑38mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪般的寬度為60mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪

28、，此軸段應(yīng)略短于輪般寬度，故取l6-7=56mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm則軸環(huán)處的直徑d*=30mm。軸環(huán)寬度b1-4h,故取l5_6=12mm,o4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋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)軸器右端面的距離l=30mni故取l2=50mm。5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動(dòng)軸承的寬度T=18.25mm圓錐齒輪輪轂長L=

29、60.則低速級小齒輪齒寬為190.l4-5=190+20+16+812=222mm據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-nr-mm-ivIV-VV-VI直徑18r222534r42長度425018.2522212（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。按d6-7由表6-1查得平鍵截面bMh=8mmM7mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為45mm同時(shí)為了保證齒輪H7與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪般與軸的配合為n6；同樣，半聯(lián)軸器與H7軸的連接，選用平鍵為6mmM6mmM32mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為k60滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選擇軸的直徑尺

30、寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為1.0父45一，各處的軸肩圓角半徑見圖6.1.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊上查取a值，又t于30311型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=25mm因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2L3=(2846.25-29)(18.251256222-29-28)=45.25251.25=296.5mmL1=42/2十50+29=100mm。f_2TL2x51.65=1926.52Nd153.62Fnh1=L2Ft=45251926.52=294,01NL2L3296.5Ft L2 L325

31、1.25=1926.52-1632.51N296.5Fnvi=LFr=455725.59-110.74NL2L3296.5L3251.25Fnv23Fr725.59=614.85NL2L3296.5MH=Fnh1父L3=294.01父251.25=73870.01NmmMV1=FNV1父L3=110.74父251.25=27823.43NmmMV2=FnV22=614.85父45.25=27821.96Nmm2222Mi=、*(Mh+Mvi=473870.01+27823.43=78936.18NmmM2=J(Mh2+MV22=.73870.012+27821.962=78935.61Nmm由

32、此可知M1：M2載荷水平向H垂直向V支反力FFNH1=294.01N,FNH2=1632.51NFNV1=110.74N,FnV2=614.85N彎矩MMH=73870.01N.mmMV1=2782343N.mmMV2=2782196N.mm總彎矩M1=78936.18N.mmM2=78935.61N.mm扭矩TT1=51650N.mm從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的MH，Mv，M的值列于下表。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。6.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度，

33、根據(jù)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)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力ca.Mi2(二Ti)2W78936.182(0.6 51650)230.1 60= 3.94MPa圖8-1軸懶荷分布圖前已選定軸白材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得J=60MPa。因此6.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1)判斷危險(xiǎn)截面截面A,2,3,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,2,3,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面4和5出過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的

34、情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。(2)截面7左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1253=1562.5mm3333抗扭截面系數(shù)W=0.2d=0.225=3125mm截面7左側(cè)的彎矩M為452528M=78936.18=30091.69N.mm45.25截面7上的扭矩為T1 =51650N.mm49截面上的彎曲應(yīng)力30091 .691562.5= 19.27MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Wt3125= 16.53MPa處理。由表

35、15-1 查得仃b =6 4A 0P0a=2 M 5Pej=151 5P ao截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)“扭及、按附表3-2查取。因25D 30= 0.08, = =1.2d 25經(jīng)插值可查得、產(chǎn) 1.76” =1.60又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為q;；=0.82,q =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附表3-4)為"=1q；(二-1)=10.82(1.76-1)=1.62k=1q(=-1)=10.85(1.60-1)=1.51由附圖3-2的尺寸系數(shù)匕=0.90,由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)%=0.92。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為Pl%=0.92軸

36、未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即以=-二 20.731.73 840 0.05 %2,按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為Kc-11.620.901-1=1.89 0.92kJ1-1 :10.92 0.921-1 =1.73又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)中仃=0.10.2,取邛仃=0.1昨=0.050.1,取昨=0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）-（15-8）則得Sc2751.894.480.10=32.48Ka，'m二SS.S；S232.4820.7317.47>>S=1.532.48220.732故可知其安全。（3）截面7右側(cè)

37、抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1303=2700mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2303=5400mm3彎矩M為45.25-28M=78936.18=30091.69N.mm45.25截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力T1 =51650N.mm30091.692700= 11.15MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力TiWt516505400= 9.56MPak 二過盈配合處的 F 由附表3-8用插值法查得，并取 氣k=0.8-?",F于是得L =2.76勺=0.82.76=2.21軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為P<t=%=0.92故得綜合系數(shù)為-1 =2.85k.,

38、11K-1=2.76-70.92K一上工-1=2.21%”1-1=2.300.92于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值,按式(15-6)-(15-8)則得2752.852.590.10S=4K.a-；：,m=37.26SS.Sc2S21554482.300.052=64.264.4837.2664.26”332.2337.26264.262故該軸在截面7的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。6.3中間軸的設(shè)計(jì)中間軸d2>A03J-P2=30.44mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，n2標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承30307,其尺寸為d父D父丁二35mmM80mmM22.75mm,故j川=di-II=35mm

39、.由高速級確定lViIVIiI=46.25mm,lIII-IV=12mm,lV-VI=12mm.由低速級確定11=59.5mm由兩齒輪的寬度則1VI-VII=51mm,1II-III=186mm再取dii$=40mm,d川V=45mmd1Vx=40mmdV_VI=45mmdV12Vli=40mm側(cè)lii=87+12+18118612-12-51=19mm6.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1.1計(jì)算作用在齒輪上的力由前面可知Pni=2.31kw,T=548.5N.m,n血=40.22r/min。因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d3=180.36mmd32548.50二6082.28N180.36Fr=F

40、ttan：ntan20=6082.28=2281.53Ncos14.1Fa=Fttan1=6082.28tan14.1=1516.48N6.1.2初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理根據(jù)表15-3,取4=112,于是得dmin=A0巨22.313=112父3mm=43.21mmnn3440.22輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑d»o為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩%=KAT3,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取KA=L3,則Tca=KaT3=1.3548.50N.m=713.0

41、5N.mm按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，選用L3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩1250N.m。半聯(lián)軸器白孔徑為45故取di/=45mm,半聯(lián)軸器長度L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的般孔長度為L=84mmo6.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，選文獻(xiàn)【2】圖15-8裝配方案靚赫戰(zhàn)豳輒箱半懶器蝌陶(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取h=(0.070.1)d,故取II-III段的直徑為52mm右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為5

42、5mm半聯(lián)軸器與軸配合的般孔長度為L1=84mm,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段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取Li=82mm.2)初步選擇滾動(dòng)軸承因?yàn)檩S承同時(shí)有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求dII4II=52并根據(jù)mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承30311，其尺寸為dMDMT=55mmM120mmM31.5mm,故diuv=dw7川=55mm,而iiii_iv=31.5mm。左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊上查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm因此，取d1VH=67mm。3)取安裝齒輪處的軸段

43、VI-VII的直徑也1*11=60mm;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪般的寬度為185mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪般寬度，故取lvii=181mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm則軸環(huán)處的直徑dJI=72mm。軸環(huán)寬度b主1.4h,故取lv'I=12mm。4)軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋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)軸器左端面的距離l=30mm故取1II二50mm。5)取齒輪距箱體壁之距離a=16mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位

44、置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動(dòng)軸承的寬度T=31.5mm,高速級大齒輪的寬度為55mm低速級大齒輪的寬度為185mm則1IV_V=Lcas-Lv_VI=5520168-12=87IvIIMII-31.58164-59.5mm據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-nn-mm-ivIV-VV-VIVI-VUVII-VIII直徑45525560726755長度825031.5871218159.5(3)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dVJII由表6-1查得平鍵截面bMh=20mm父12mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為140mm同時(shí)為了保證H

45、7齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪般與軸的配合為n6;同樣，半聯(lián)軸H7器與軸的連接，選用平鍵為14mmM9mmM70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為k60滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為2X45:各處的軸肩圓角半徑見圖。6.1.4 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊上查取a值，又t于30311型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=25mm因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2L3=(90.559.529)(871218131.52990.5)=121192=31

46、3mmLi=82/25029=120mm2T32548.50Ft=6082.28Nd3180.36Lo121FNH1=Ft=一6082.28-2351.30NL2L3313L3192Fnh2=Ft=6082.28=3730.98NL2L3313Lo121Fnv1=Fr2281.53=882.0NL2L3313L3192Fnv2=3Fr2281.53-1399.53NL2L3313Mh=Fnh1人=2351.30x192=451449.6NmmMV1=FNV1父L3=882.0父192=169344NmmMV2=FNV2ML2=1399.53父121=169343.13NmmM1=Y(Mh2+M

47、V12=&51449.62+1693442=482161.79NmmM2=，(Mh2+MV22=.451449.62+169343.132=482161.79Nmm由此可知M15tM2從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的Mh，Mv，M的值列于下表。載荷水平向H垂直向V支反力FFNH1=2351.30N,FNH2=3730.98NFNV1=882.0N,FnV2=1399.53N彎矩MMH=451449.6N.mmMV1=1693441mmMV2=1693433N.mm總彎矩M1=482161.79N.mmM2=482161.79N.mm扭矩

48、TT3=548500N.mm根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖6.1.5 .按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度，根據(jù)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)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力caMi2 (1)2,482161.792 (0.6 548500)2W0.1 603=27.03MPa前已選定軸白材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得九=60MPa。因此0ca仃"，故安全6.1.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1)判斷危險(xiǎn)截面截面A,2,3,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力

49、集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,2,3,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面4和5出過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。(2)截面7左側(cè)333抗彎截面系數(shù)W=0.1d=0.155=16637.5mm抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2553=33275mm3截面7左側(cè)的彎矩M為121-90.5M=482161.79=121536.64

50、N.mm121截面7上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T3 =548500N.mm121536.6416637.5= 7.30MPaT3548500T316.48MPaWT33275軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-10b=64/10P<ra=2M5P下f=1515Pao截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)u型及%按附表3-2查取。因r2D60二 _ = 2.0,二=1.32 UL一二一二0.0364,=1.09d55d55,經(jīng)插值可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為q口=0.82川7=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附表3-4)為k;；=1q二(1)=10.82

51、(2.0-1)-1.82k1qG.-1)=10.85(1.32-1)=1.27由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.71,由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)、=0.83軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 Pl% = 0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即0q =1 ,按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為-1%r1.821 y -1 =2.650.71 0.921.271-1 =1.620.83 0.92又由§ 3-1及§ 3-2得碳鋼的特性系數(shù)中仃= 0.10.2,取中仃= 0.1昨= 0.050.1,取、= 0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6） - （15-8）則

52、得275產(chǎn)m 2.65 5.22 0.1 0= 20.5815515.691.620.0511.9715.6920.58 11.97S；S220.582 11.972= 10.35>>S=1.5故可知其安全。（3）截面7右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3u0.1 603二 21600mm3333抗扭截面系數(shù)WT=0.2d=0.260=43200mm彎矩M為121-90.5M=482161.79=121536.64N.mm121截面7上的扭矩為T3=548500N.mm截面上的彎曲應(yīng)力121536.64=5.63MPa21600截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力548500WT=12.70MPa4320

53、04二過盈配合處的名仃，由附表3-8用插值法查得，并取k =0.8k=3.16幺=0.83.16=2.53££CTT軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為Pa=PT=0.92故得綜合系數(shù)為k.,11K-=-1=3.16；丁0.92-1 =3.25Ki-1=2.53-1=2.62；:0.92于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式(15-6)-(15-8)則得2753.254.120.10-4K.a-；：,m=20.54155Sca2.6212.0820.0512.082=9.61_20.54_9.61_20.5429.612=8.7>>S=1.50故該軸在截面7的右

54、側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的6.1.7軸的工作圖如下圖所示第七章鍵連接的選擇及校核7.1 鍵的類型的選擇t選才¥45號鋼,其需用擠壓應(yīng)力為p=120MPa高速軸軸端長為42mm$由直徑18mm,查表61所以選鍵為普通平鍵（A型）鍵b=6,h=6,L=32mm中間固定齒輪的軸的長度為56,直徑為30,所以選擇普通平鍵b=10,h=8,L=50o中間軸軸聯(lián)接齒輪1的長度為186mm,由直徑40mm所以選擇平頭普通平鍵（A型）鍵b=12mmh=8mmL=140mm軸聯(lián)接齒輪2的長度為51,直徑40,所以選擇普通平鍵b=12,h=8,L=40o低速軸左端連接彈性聯(lián)軸器，軸端長度為82,直徑為45,所以

55、鍵為單圓頭普通平鍵，b=14,h=9,L=70m,中間聯(lián)接齒輪的軸的長度為181,直徑為67。b2=20,h=12,L=140。7.2 鍵的強(qiáng)度校核高速軸-=2T1=251650=4459.78MPa<-J=120MPa'pdlk18323'pJ=120MPa pa二251650=17.22MPa4dlk30504-則強(qiáng)度合格中間軸一二空=2191690=11.12MPa<=120MPa-pdlk401404'p二生p dlk2191690=59.60<Ll=120MPa40404p則強(qiáng)度合格低速軸:-=型=2548500=77.39MPa/p=120

56、MPa-pdlk45704.5p二120MPa p2T3J548500=48.73MPa2dlk671406則強(qiáng)度合格第八章滾動(dòng)軸承的選型及壽命計(jì)算考慮到軸受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承軸承低速軸30311對，高速軸30305對，中間軸30307對(GB/T297-1994)8.1高速軸壽命計(jì)算1.計(jì)算軸承反力及當(dāng)量動(dòng)載荷：在水平面內(nèi)軸承所受的載荷FNH1=294.01N,FNH2=1632.51N在垂直面內(nèi)軸承所受的載荷FNV1=110.74N,FNV2=614.85N所以軸承的受的的總載荷FrA=.FNH2-FNV2=1744.45N,F,b=314.17N。派生力，查設(shè)計(jì)手冊

57、得Y=2FdA=畀=436.1小，F(xiàn)dB=M=78.54N1)軸向力由于Fa1+FdB=512.61+78.54=591.15N>FdA,所以軸向力為FaA=591.15N,FaB=78.54N2)當(dāng)量載荷，查設(shè)計(jì)手冊e=0.30由于FA=0.34_eFaB=0.25：二eFrAFrB所以XA=0.4,Ya=2,Xb=1,Yb=0。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為fp=2,故當(dāng)量載荷為PA-fp(XAFrAYAFaA)-1.20.41174.452591.15N-1982.50NPB=fP(XBFrBYBFaB)=1.21314.17078.54N=377.00N3)軸承壽命的校核，查設(shè)計(jì)手冊得Cr=46800N663.3,106,Cr、名10646800'-'一Lh=()z=Ih=1.27M10h>26280h60nlPA60M473.33<1982.50)所以軸承30305安全。8.2低速軸壽命計(jì)算