带式运输机上的二圆柱齿轮减速器机械设计方案课程设计方案99.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目:带式运输机上的二级圆柱斜齿齿轮减速器 V题目一）|I中JLANGX1 AGRICULTURAL UNFVERSfTY设计者：学号：指导老师：2018年5月29日一、设计任务书 1二、传动方案分析 2三、电动机的选择计算 2四、总传动比的确定和各级传动比的分配 3五、运动和动力参数的计算 3六、传动零件的设计计算 4七、轴的结构设计和强度校核计算 13八、滚动轴承的选择和寿命计算 22九、键连接的选择和校核计算 24十、联轴器的选择和计算 25十一、箱体结构尺寸计算表及附件的选择 26十二、润滑和密封的说明 26十三、设计小结 27十四、参考资料 27、尸 、-前言一、机械设计课程设计的目的意义错误!综合运用课程所学理论和知识进行机械设计训练，使所学知识进一步巩固、加深 和扩展，为创新设计和今后的工程设计工作打下基础。错误!掌握机械及机械传动装置的一般设计方法、设计步骤，树立正确的设计思想，培 养机械设计及解决实际工程问题的能力。错误!进行基本技能训练。如：设计计算、工程绘图、运用资料、手册、标准和规范以 及使用经验数据、进行经验估算和数据处理等。一、传动装置总体设计及简图拟定：1拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成。2.工作条件：单班工作，有轻微振动，小批量生产，经常满载，空载启动，单向传 动，使用5年（每年300个工作日 >，运输带允许速度误差+5%。3已知条件：运输带卷筒直径 D=460<mm），运输带拉力F=2400（N>，运输带速度V=1.4<m/s），4.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的 刚度。5.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，其传动方案如下：卷筒带式运输机 联轴器圆柱齿轮减速器主要设计计算及说明1结果一、传动方案的拟疋及说明为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw，即60 "OOOvn -60x1000x1.4" x 460 58nD根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是二级圆 柱齿轮传动.二、电动机选择1 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的丫系列三项异步电动机，它为卧式封闭结构.2 .电动机容量1卷筒轴的输出功率P W Pw = Fv = 2400 1.4 =3.36kW1000 10002电动机输出功率P d Pd = -Pw-n参考课程设计指导书叫一每对轴承传动效率：0.98n2 圆柱齿轮的传动效率：0.97n3 联轴器的传动效率：0.99n4 卷筒的传动效率：0.96一电机至工作机之间的传动装置的总效率：贝=0.984 0.972 0.992 0.90.817则电动机功率Pd二脳二空3乞甯4.11kWn0.8173. 电动机额定功率Ped选取电动机额定功率Ped =5.5KW4. 电动机的转速因为二级圆柱齿轮减速器传动比i总=8u 40，所以 n 电机=n 卷筒 x i 总=58 x (840) =4642320r/min。符合这一范围的转速有：750、1000、1500r/mi n,综合考虑电动机和传动 装置的尺寸、重量和减速器的传动比，一般常选用同步转速为 1000r/min的电动机作为原动机。因此我选定电动机的型号为nW =58r/minPzv = 3.36kwS =0.98n2 =0.97n3 =0.99J =0.96n - 0.817Pd = 4.11kwPed = 5.5kW电机型号额定功率满载转速Y132S-45.5KW1440mi nY132S-6o主要性能如下表:5、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比1)、总传动比i总=n卷机n卷同1440582>、分配传动比i 总=1624.8<符合 8<i总<40)设ii为齿轮高速传动比，i2为低速传动比；ii=<1.31.5) i2取 ii=1.3i2，根据 i 总=ix i2,可算得 i1=4.56, i2=3.51。三、计算传动装置的运动和动力参数若将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、轴；01, 12, 23, 34依次为电机与轴1,轴1与轴2,轴2与轴3, 轴3与轴4之间的传动效率。1.各轴转速：n1=n 电机=1440 minn2=m/ i1=1440/ 4.56= 315.79mi nn3=n2 / i2=315.79 /3.51=89.97 / minn4=n3=89.97r/min2. 各轴输入功率：P1=PdXn=Pd n =4.11 0<99=4.07kwP2=P1 X 12=P1 m 孚=4.07 为.98 %.97=3.87kwP3=P2X 2?=P2 q 孚=3.87 X.98 X.97=3.68kwP4=P3X 34=P3 q rp=3.68 X.98 X.99=3.57kw3. 各轴输入转距：Td=9550XP/n 电机=9550X4.11/1440=27.26N MT1 =TdX 01=27.26 X.99=26.98 N mh =4.564i2=3.51n1=1440r / min n2=315.79/min n3=89.97r / min n4=89.97r/minP1=4.07kwP2=3.87kwP3=3.68kwP4=3.57kw轴名转速n(r/mi n>功率P<KW转矩T<N.m)传动比i效率nT2=T1X1Xq2=26.98 X.56 X.98 X.97=116.97 N mT3=T2X2X 23=116.97 X51 X.98 X.97=390.29N - mT4=T3X 34=390.29 X.98 X.99=378.65N m运动和动力参数计算结果整理于下表：Td=27.26N mT1=26.98 N mT2=116.97N mT3=390.29N mT4=378.65N m电动机 1440轴一轴 14404.1127.264.1126.981.000.990.990990.71二轴 315.973.87116.974.560.951三轴 89.973.68390.293.510.9510 0.95710 0.91四轴 89.973.57378.6510.97Kt=1.6四、传动零件的设计计算1、齿轮传动设计由于直齿齿轮价格便宜，装配方便，故选用直齿齿轮。先设计高速级齿轮传动：1)、选定精度等级、材料热处理方式及齿数根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度GB 10095-88)(HB=350HBS考虑到大小齿轮间的关系，材料选择为小齿轮40Cr调质处理HB 1=280HB大齿轮45钢 调质处理HB 2=240HB初定齿轮 z1=20，则 z2 =i1 z-i， z2 =20 4.56 =91.2，取 z2 =912、按齿面接触强度设计计算：/2 k tT 1 (uZH Z EZ名、Kdu<H 1确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.选取区域系数Zh=2.425,齿宽系数=1Zh=2.425c.查得端面系数；-0.76,； - - 0.84,则；一-；耳亠2 = 1.60根据Z :=0.89-1.60Z ；二 0.89 ZE=189.8MPat lim1 l=800MPa匕 lim2 l=600MPaN 1.026 108N2 二 2.25 107K hn 1 =0.90K hn 2 =0.96J H1 丨二 540Mpa1H2 528MPa h 】=720Mpad1t -3KT u 1 Zh ZeZH】丿d1t =33.35mmd.由表10-12查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPae. 由图查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设 计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查p223表 12-17，得小齿轮接触应力tlimJ =800MPa大齿轮的为 hm 2 】=600MPaf. 由式10-13计算应力循环次数（单班制，使用期限5年，每年300个工作日>:8N1 =60n1rLh=60 1140 1 5 300 =1.026 10N2 =60n2rLh =60 315.79 1 5 300 =2.84 107G.由图12-18所示取接触寿命系数Zhn1=0.90 Zhn2=1.1取失效率为1%安全系数为1,则!h 1 = Khn1 °iim/S=720Mpal;7H 2= Khn2 匕im2 】/S=660MpstH 1=（ 4 H 1+ JH 2>/2=690Mps3）、计算<1 ）计算小齿轮分度圆直径d1t，带入Lh 1中较小值21.62.698汉 104 0.56十1 2.425汉 189.8汉 0.89 j1°56 I 690 丿=33.35mm<1）计算圆周速度：2mmV=2.51m/sB=34.69mmV=d1t ji n1/60000=2.51m/s<2>计算齿宽Bi及模数mntmnt =1.68mm H=3.77mm邙=1.71B=© ddit=1 33.35mm=33.35mmmnt = d1t cos B / z1 =1.61mmH=2.25 mnt =3.62mm齿高比 B/H=33.35/3.62=9.21<3）、计算纵向重合度I. =0.318 © dz1 tan B =1.71<4）、计算载荷系数由机械设计表12-11分别查得：Ka =1,Kv =1.2,Kh： =1.45Kh：=1.2故载荷系数K =Ka Kv Kh_ Kh严 1 1.2 1.45 1.2=2.088<5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，K=2.088 d1 =36.44rr由式 10 10a 得d1 = d1t 3=36.44mm'Kt<6）、计算模数mm = d /Z1=1.822mm4）、按齿根弯曲强度设计由式机械设计公式12-17得2KY：Yf"sa1丫 二 0.85K=1.944zv1 =22.19Zv2 二 104.54二 FE1 =650 MPa二 FE2=480MPa计算载荷系数:K 二 Ka Kv Kf： Kf ：=1 1.2 1.2 1.35 =1.944 <4）、由机械设计图12-21查得齿形系数丫打=2.72, YF2 =2.21由表12-22查得应力校正系数：YS1 =1.57, YSa2 = 1.776由图12-23查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE1=650Mps大齿轮 的弯曲疲劳强度极限为二FE2=480MPa主要设计计算及说明1结果由图12-24取弯曲疲劳寿命系数为 KFni=0.85, KFn2=0.88计算弯曲疲劳应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由12-11得：kFi 】=Kfni kFEi Vs=394.64 MPa屛2 】=KfN2 &FE2 Vs=301.71 MPa对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度 所决定的承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅 仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.36并就近圆整为标准值mn=1.5mm为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆 直径d1 =37.37mm来计算应有的齿数。d36 44<7）、则乙=d1 =36.=23.21，故取乙一24mn1.5.则 z2 = i1 z1=105.85，取 z2=106<8）、计算中心距”叫（計（）J少（24+106）=100.9mm2cosP2 汇 cos15将中心距圆整取 a1=101mm<9）、按圆整后的中心距修正螺旋角BCCOS 叽（乙7）2a1 .5 汉（24 + 106 ）_ -arccos 15 .132 汉 101<10）、计算大小齿轮分度圆直径：d1 = Zmn = 31.08mmcos15.13 °d2 =-164.71mmcos15.13<11）、确定齿宽B2 =>gad1 =1 汉 31.08=31.08mm圆整后取 B2 =30mm，B. =40mm丫sa1 =1.57,Ys 2 =1.776,aKfn1 =0.85Kfn2=0.88 kF1 =394.71MPa bF2=301.71MPa mn1 = 1.5mmz1 =24Z2 =106a1=101mm主要设计计算及说明结果 1低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式 <与前一对齿轮相同）（HB<=350HBS>,8 级精度,查表10-1得小齿轮40Cr调质处理HB i=280HBS大齿轮45钢调质处理HB 2=240HBS2） 、若依然取小齿轮 z3=20,则Z4 = j2乙=3.5仆20=70.2取Z4=70,初步选定15°3）、按齿面接触强度计算：为=15.13d1=31.08mm d2 =164.71mmB1=30mmB2=40mmKt=1.6Zh = 2.4T1.1<105N mmZE=189.8MPad >3|2KtT2（u+1）（ZHZE 乙d卜“ 1爲丿确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图12-16选取区域系数Zh =2.4c. 查得 务=0.76,% =0.84, % = % + 备=1.60,查公式 12-10 Z=存= 0.98d. 计算小齿轮的转矩：T2 =1.17"05N mm，齿数比u=3.51.e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设 计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿 轮接触应力 匕m1】=600Mpa大齿轮的为 £im2 】=800MPah. 由式10-13计算应力循环系数 <单班制，使用期限5年，每年 300个工作日）N1 =60m?Lh =60 汉315.79汉 1 汉5汽300=2.84汉1072.84"07 ° 6N2 -8.103.51i. 由图12-18取接触疲劳寿命系数Khn1=0.96 Khn 2=0.97，取失效概率为 1% 安全系数为 1.4，贝U!h 丨=Khn1 him1 l/S=548.6Mpa2= Khn2 Lim 2 l/S=415.7Mpsiim1=800MPa t lim2 l=600MPabH 1=（ L_，h + bH 2 >/2=482.2 MpaZ H Z EZN1=2.84 107H 1丿6N2=8.1 X 102 1.6 1.17 105 3.51 i 2.4 189.8 0.893.51 I 482.2 丿=59.68mm4）、计算（1>、圆周速度:V=d1t ji n2/60000=0.98m/st H =548Mpa t H l2=415.7Mpat H l=482.2Mpa<2）、计算齿宽B及模数mntB=© dd1t =1 59.68=59.68mmmnt = d1t cos B / z1 =2.88mmh=2.25 mnt =6.48mm齿高比 Ba/h=59.68/6.48=9.209（3>、计算纵向重合度 二；：=0.318 © dZ3tan B =1.704a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka =1, Kv =1.2, K =1.5,K. =1.3, Kh：二 Kh =1.2故载荷系数 K=1 1.2 1.3 1.2=1.872<4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式d1 = d1t J=60.0mmd1t =59.68mmV=0.98m/sB=59.68mm10-10a 得mnt =2.74mmh=6.48mm<5）计算模数mntmnt = d1 cos B / Z3=2.9mm厂=1.7045）、按齿根弯曲强度设计由式10-172K=Y :YFlYsal° a Z1 tr F1 】a.上式中 K=Ka Kv KFj KFp = 1".2x1.2x1.3 = 1.872K=1.872b.根据纵向重合度 邛=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yb=0.85d1=6°.°mmc. 计算当量齿数2070zv1 32219 , zv2377.67cos 15cos 15由1图12-21查得齿形系数YFa1 =2.72, YFa2 =2.29 ;应力校正 系数 Ysa1=1.57, Ysa1=1.77。由图 10-20C 查得！fe1 =660MPaFE2 1=480 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限KFN1=0.86, KfN2=0.89d. 计算弯曲疲劳应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由10-12得：JF1 】=KFN1 4FE1 /S=405.42 MPa!f2 】=Kfn2 »fe2 1/S=305.14 MPaJ】e.比较2.72 1.57405.42= 0.01053菲a2Ysa2 _2.29 1.77-F2 丨 一 305.14-0.01328且Y<YFYs，故应将 华吕 代入1式<11-15）计算。 匕F 1 J廿 F 2 JF2f.法向模数2 1.872 1.17 105 1仆2020.01053=3.35mm对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径d1=60.0mm来计算应有的齿数，于是就近圆整为标准值 m=4 mm,mnt =2.9mmYb=0.85Zv 22.19=77.67YFa1=2.72Y Fa2 =2.29YSa1 =1.571YSa2=1.772t FE1 1=660 MPaJ FE2 1=480 MPaKfn1 =0.86Kfn2=0.89!fJ=307.14MPatFJ =241.57MPa主要设计计算及说明1结果则 z1=dL20=6°.°yos1=14.49 ,故圆整取 z15.则 mn4z4 = i 2 Z3 =52.65，取 z4 =53.g. 中心距 &2=叫忆4)=4"15+53)=140加口2 cos P2 汇 cos15圆整后取a2=141mmh. 确定修正螺旋角Rmn(Z3 +Z4)爲 一 arccos2a24x(15+53)=arccos=15.32“41i. 计算大小齿轮分度圆直径： d3= Z3mn 厂82.94mmcos15.3d4=乙mn 乜=219.58mm cos13.98J.计算齿轮宽度B4 =屮3 =1汉82.94 = 82.94mm圆整后取 B4 =63mm, B =75mm五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为4l2T12汉2.698勺0Ft1 1 一-1736.2Nd131.08Fj 豐=1736.2“g20655.1Ncos 耳cos15.3Fa1=Ft1tg叫=1736.2 Fg15.3”=475N52T2=2".17"0 "821.3Nd382.94匚甩 tg°n 2821.3"g20： 1064 6NFr2 ¥ 七-1064.6 Ncos P2cos15.3Fa2 =Ft2tgB2 =2821 .3"g15.3=771.8Nmn1 =3.33mmz3 = 15 z4 = 53 a2=141mmP2 =15.3d3 =82.94mmd4=219.58mmB4 = 63mm，B3 = 75mmFt1 =1736.2NFf1 =655.1NFa1 =475NFt2 =2821.3NFf2 "064.6NF a2 = 771.8 N1 高速轴I设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同， 40Cr，调质处理，当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴 径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确 定轴径d,计算公式为：d 一 A 3 ；1, 3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的 A值；2 轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的 A值；查 表 16-2,取民=100。2）初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6% dmin=15.06mm又因为高速轴I为输入轴，最小直径应该为安装联轴器的直径dA。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩 Tca=K；Ta，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取 Ka=1.3，贝U: Tca=&T3=1.3 X 39029N.mm=50737N.mmd|im =20mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003或手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称 转矩为250000Nmm半联轴器的孔径 dA=20mm故取dA=20mm半 联轴器与轴配合的毂孔长度为 L1=38mm高速轴轴上零件的装配方案如图（a所示：捕AcchBEChrdi(J730ED54303653a363C首先确定各段直径A段：d1=dA=20mm由联轴器直径得出B段：d2=25mm根据油圭寸标准，选择毡圈孔径为 25mm的C段：d3=30mm与圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承内径D段：d4=34mr，设计非定位轴肩取轴肩高度 h=2mmE段：d5 =37.25mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116G段，dy =30mm与圆锥滚子轴承30206配合，取轴承内径F段：d6 =34mm,设计非定位轴肩取轴肩高度 h=2mm第二、确定各段轴的长度A段：L!=36mm应该比联轴器毂孔长度Li=38mm各短B段：L2=54mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mmC段：La =28mm,与轴承 圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油 盘长度 参考减速器装配草图设计p24）L3 =B+ 3+2=16+10+2=28mmD段：L=90mm根据实际情况酌情增减G段：Ly=28mm,与轴承 圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油盘长度 参考减速器装配草图设计p24）F 段：L6 =8mm，鸟= 2-2=10-2=8mmE段：L5 =50mm，齿轮的齿宽B! =40mm轴总长L=294mm两轴承间距离v不包括轴承长度）S=204mm，2、轴U的设计计算1 ）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，依然取 代=100。2）初算轴的最小直径= 100 3 3.8723.05mmY 315.79L=294mmS=204mm因为轴上有键槽，故最小直径加大6% dmin =24.2mm根据减速器的结构，轴U的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆 锥滚子轴承30206,故取dmin =30mm.轴U的轴上零件设计装配图如下：dmin =30mmAdiBdaCL： jDEchFdi=232.JS4375t亂別斗384153L首先，确疋各段的直径A段：d1=30mm与轴承 圆锥滚子轴承30206）配合F段：d6 =30mm与轴承 圆锥滚子轴承30206）配合E段：d5=38mm非定位轴肩，取轴肩高度 h=4mmB段：d2 =48mm,非定位轴肩，与齿轮配合C段：d3=59.77mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：d4 =50mm,定位轴肩，取轴肩高度为6mm然后确定各段距离：A段：Li=28mm,考虑轴承 圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘 的长度B段：L2 =8mm根据轴齿轮端面到内壁的距离及其厚度C段：L3=75mm根据齿轮轴上齿轮的齿宽 BE段：L5=43mm,根据高速级大齿轮齿宽 R=45mm减去2mm为了 安装固定）F段：L6 =41.5mm考虑了轴承和挡油环长度与箱体内壁到齿轮 齿面的距离D段：L4=8.5mm由轴I得出的两轴承间距离 不包括轴承长度） S=204mr减去已知长度可得出轴总长L2=206mm3、轴川的设计计算输入功率 P=3.68KW转速 n =89.97r/min,T=39029Nmm轴的材料选用406调质），可由表15-3查得人=110 所以轴的直径：dmin色代3伫=36.38mm因为轴上有两个键槽，故 n最小直径加大12% dmin =40.75mm又因为低速轴川为输出轴， 最小直径应该为安装联轴器的直径dA。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算 转矩Tca=KT3，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取31.3，则：Tca=KT3=1.3 X 344710N.mm=448123N.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，由表13.1（机d min =45mm械设计课程设计指导书选联轴器型号为LH3,轴孔的直径d1 =45mn半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm轴川轴上零件设计装配图如下：48 ?BCDERGAdiBolaCdaDchEchFoltGcb46,555fe860107£57,5683355£56084斗5首先，确定各轴段直径A段:d1=55mm,与轴承 圆锥滚子轴承30211）配合内径为11 X 5=55mmE段：d5=55mm,与轴承 圆锥滚子轴承30211）配合B段：d2=60mm按照齿轮的安装尺寸确定C段：da=72mm定位轴肩，取轴肩高h=6mmD段：d4=68mm,非定位轴肩，轴肩高 h=6.5mmF段:d6=50mm非定位轴肩,轴肩高h取2.5mmG段：d7=45mm,联轴器的孔径主要设计计算及说明1结果然后、确定各段轴的长度A段：L!=43.5mm由轴承长度， 3，2,挡油盘尺寸确疋B段：L2=68mm齿轮齿宽B=70mn减去2mn,便于安装C段：L3=10mm,轴环宽度，取圆整值E段：Ls=33mm由轴承长度， , 2，挡油盘尺寸确疋D段：L4=49.5mm,由两轴承间距204mm减去其他已确疋长度数据F段：L6=65mm考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7 =82mm为保证轴端挡圈只压半联轴器上而不压在轴的端 面上，故此段长度应略短于该轴器孔长度。轴总长L2=351mm六、滚动轴承的选择及计算1. I轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷：Fri = JfNhi= J341.682 +128.72 =365NFr2 =+：FrNH2 +FrNv2 =屁37.822 +353.22 =1002N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p125> 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fdi =Fr=114N,Fd2 =広=313” 02Y2Y因为 Fa +Fd2 =340.7N +313N =653.7N =Fd1 =114N轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松L 一空Lh60nFn 二 365NFr2 二 1002NP = R =2141NLh =1436121Far = Fa + Fd2 = 800.7 N、 Fa2 = Fd1 = 114N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp=1.5因为 Fai = 800.7 =2.19 e = 0.37 X r = 0.4 , Y 1 .6 Fr1365Pi 二 f p XFr1 YFa1 二 2141F 114因为0.114 ：e，X2 = 1,Y2 = 0Fr2 1002P2 二 fp XFr2 YFa2 =1503所以取P = R =2141N 3）校核轴承寿命63101043.3 103()3 h =95741.3h 60 14402141按一年300个工作日,每天1班制.寿命13年.故所选轴承适 用。2.H轴轴承1）计算轴承的径向载荷：印下环1 卩為119462 768.22 =2092NFr2FNh2 FNv2 = 1022 56.42 =116.5N2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125> 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW, e=0.37, Y=1.6两轴承派生轴向力为:F r1F r 2Fd1r1 =653.75N,Fd2=36.4N2Y2Y因为 Fd1 - Fa =653.75N 340.7N =994.5N F'a Fd2 =896.9N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 = Fa Fd1 = 994.5N、Fa1 = Fd2 二 36.4N2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp =1.5因为 Fa1=36.4 =0.017 ：e =0.37 X 1 = 1 ,丫1 = 0FM2092p1 = fp XFM YFai =3138NF c 994 5因为a-=8.54 >e , X2 =0.4,Y =1.6Fr2116.5P2 =fp XFr2 YFa2 1=2456.7N所以取P = R =3138N 3）校核轴承寿命L _106h -60n63 10-1043.3汉10 丁h()3h=138311h60 315.793138按一年300个工作日,每天1班制.寿命19年.故所选轴承适用2.川轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1 f*FrNH1 FrNV1 = 2543.22 92452 =2706NFr2 二FrNH 2 - FNv 2 卞1189.52 448.22 =1271N 2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125> 30211圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW e=0.4, Y=1.5两轴承派生轴向力为：F r1F r 2Fd1 =902N, Fd2 二 r-423N2Y2Y因为 Fd1 Fa =902N 860.5N =1762.5N Fd2 = 423N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa1 二 Fd1 =902N, Fa2 二 Fa Fd1 -1762.5N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp =1.5因为 Fa1 二 9020.3334 ： e = 0.37 X 1 = 1 ,Y1 = 0Fr12706p1 = fp XFr1 YFa1 =4059N因为 F762.5 =1.39e , X2=04Y2=1.5 Fr2 1271P2 二 fp XFr2 YFa2 =4728.2NFr1 = 2092 NFr2 = 116 .5NFa2 二 994.5NFa1 = Fd2 二 36.4 NP = R =3138NLh 二 207988hFr1 = 2706 NFr2 = 1271 NFa1 = 902N所以取 P =P2 =4728.2N3）校核轴承寿命Fa2 = 1762.5NLh106 -60nX 106 严3 103)10h"39949h60 89.974728.2按一年300个工作日,每天1班制.寿命19年.故所选轴承适 用。七、键联接的选择及校核计算4TdhlP = P2 =