《用于帶式運(yùn)輸機(jī)的同軸式二級圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《用于帶式運(yùn)輸機(jī)的同軸式二級圓柱齒輪減速器（37頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、目錄 1) 前言 1 2) 設(shè)計任務(wù)書 2 3) 傳動方案的擬定及說明 3 4) 電動機(jī)的選擇 3 5) 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 5 6) 傳動件的設(shè)計計算 6 7) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強(qiáng)度校核計算 13 8) 滾動軸承的選擇和壽命計算 25 9) 鍵的選擇和校核 27 10) 聯(lián)軸器的選擇 28 11) 箱體的結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計 28 12) 潤滑和密封的設(shè)計 29 13) 設(shè)計小結(jié) 30 14) 參考資料 30 刖百 機(jī)械課程設(shè)計是考察學(xué)生全面掌握機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)知識的主要環(huán)節(jié)，將“機(jī)械原理課程設(shè)計”和“機(jī)械 設(shè)計課程設(shè)計”的內(nèi)

2、容體系有機(jī)整合為一個新的綜合課程設(shè)計體系，使機(jī)械運(yùn)動方案設(shè)計、機(jī)械運(yùn)動尺寸 設(shè)計、機(jī)械傳動強(qiáng)度設(shè)計、零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計及現(xiàn)代設(shè)計方法應(yīng)用等內(nèi)容有機(jī)結(jié)合，培養(yǎng)學(xué)生的機(jī)械系統(tǒng)設(shè) 計意識、現(xiàn)代設(shè)計意識和創(chuàng)新意識以及提高學(xué)生在設(shè)計、繪圖等的綜合能力，培養(yǎng)學(xué)生的專業(yè)素質(zhì)。本次 課題為設(shè)計一單級圓錐齒輪減速器，減速器是用于電動機(jī)和電動機(jī)之間獨(dú)立的閉式傳動裝置。課程設(shè)計的 主要內(nèi)容包括 :設(shè)計題目，傳動效率的計算，電機(jī)的選擇，傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)的計算，軸和軸承的 選擇及相關(guān)計算，鍵的選擇與校核，聯(lián)軸器的選擇，箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計，潤滑和密封的設(shè)計等。課程設(shè)計的目 的： 1、綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計及其他先修

3、課的知識，進(jìn)行機(jī)械設(shè)計訓(xùn)練，使已學(xué)知識得以鞏固、加深和擴(kuò)展； 2、學(xué)習(xí)和掌握通用機(jī)械零件、部件、機(jī)械傳動及一般機(jī)械的基本設(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)學(xué)生工程設(shè)計 能力、分析問題及解決問題的能力； 3、提高學(xué)生在計算、制圖、運(yùn)用設(shè)計資料（手冊、 圖冊）進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算及考慮技術(shù)決策等機(jī)械設(shè)計方 面的基本技能和機(jī)械 CAD 技術(shù)。 具體任務(wù)： 1、傳動方案的分析和擬定； 2、電動機(jī)的選擇，傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的計算； 3、傳動件的設(shè)計（齒輪傳動、錐齒傳動） ； 4、軸的設(shè)計（所有軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，低速軸的彎、扭組合強(qiáng)度校核及安全系數(shù)校核） ； 5、軸承的設(shè)計（所有軸承的組合設(shè)計，低速軸上軸

4、承的壽命計算） ； 6、鍵的選擇及強(qiáng)度校核； 7、減速器的潤滑與密封； 8、減速器裝配圖設(shè)計（箱體、箱蓋、附件設(shè)計等） 9、零件工作圖設(shè)計； - 1 - 設(shè)計任務(wù)書 【設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的同軸式二級圓柱齒輪減速器O 1 .總體布置簡圖 2 .工作情況 工作平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn) 3 .原始數(shù)據(jù) 運(yùn)輸機(jī)卷筒扭矩 （N?m） 運(yùn)輸帶速度 （m/s） 卷筒直徑 （mm） 帶速允許偏差 （%） 使用年限 （年） 工作制度 （班/日） 1400 0.75 350 5 10 2 4 .設(shè)計內(nèi)容 1）電動機(jī)的選擇與參數(shù)計算 2）傳動部分

5、設(shè)計計算 3）軸的設(shè)計 4）滾動軸承的選擇 5）鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核 6）裝配圖、零件圖的繪制 7）設(shè)計計算說明書的編寫 5 .設(shè)計任務(wù) 1）減速器裝配圖一張（1號圖幅） 2）零件工作圖2張（3號圖幅2張繪制輸出軸及其上齒輪工作圖各一張） 3）設(shè)計計算說明書一份 傳動方案的擬定及說明 1 .傳動方案：V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱 2 .特點(diǎn)：采用V帶可起到過載保護(hù)作用；減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致 相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 3 .說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機(jī)構(gòu)和擬

6、定傳動方案可先由已知條件計算 般常選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min或1500r/min的電動機(jī)作為原動機(jī)。 1. 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇 四. 電動機(jī)的選擇 按工作要求和工作條件，選用一般用途的 Y132S-4系列三項(xiàng)異步電動機(jī)，它為臥室封閉結(jié)構(gòu)。 2. 電動機(jī)容量的選擇 -27 - 1）卷筒軸的輸出功率 c Fv Pw = 1000 2T v D 1000 2 1400 0.350 1000 0.75 =6kW 2）電動機(jī)輸出功率Pd Pd=N 傳動裝置的總效率 二 式中\(zhòng) =0.955 ——V帶傳動效率

7、; 2 =0.9875——軸承傳動效率（球軸承） % =0.97 ——齒輪的傳動效率，齒輪精度 8級; 4 =0."25——彈性聯(lián)軸器傳動效率 5 =0.955——卷筒軸滑動軸承的傳動效率； 則 = 0.955 0.98753 0.972 0.9925 0.955 0.82015 P, 6 故 Pd 7.3157kW 0.82015 3)電動機(jī)額定功率 Ped 查表，選取電動機(jī)額定功率 Ped =7.5kW 3.電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 查表得V帶傳動常用傳動比范圍i1=2?4；兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍 i2=8?60 則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 nd = nw彳門2

8、= 655?9827r/min 可見同步轉(zhuǎn)速為 750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動機(jī)均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速 分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機(jī)進(jìn)行比較，如下表所示： 方 電動機(jī) 額定 功率 (kW) 電動機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min ) 電動機(jī) 傳動裝置的傳動比 案 型號 同步 質(zhì)量(kg) 總傳動比 V帶傳動 兩級減速器 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 34.468 2.5 13.787 2 Y160M-6 7.5 1000 970 119 2

9、3.218 2.2 10.554 由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案 1的電動機(jī)質(zhì)量較小，且比價低。 因此，采用方案1,選定電動機(jī)型號為 Y132M-4。 3.電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 查表得出出Y132M-4型電動機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。 型號 額定功率 (kw) 同步轉(zhuǎn)速 (r/min) 滿載轉(zhuǎn)速 (r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.3 H D E G K L FX GD 質(zhì)量(kg)： 132 38 80 33

10、 12 515 10X 8 81 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 1 .傳動裝置總傳動比 nm 1440 40.9463 = 35.168 2 .分配各級傳動比 取V帶傳動的傳動比i1 =2.5,則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為: i2 i 3 35.168 2.5 = 14.067 i2 1=3.75 所得i2 i 3符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍 3 .各軸轉(zhuǎn)速 電動機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為I軸，中速軸為n軸，低速軸為出軸，各軸轉(zhuǎn)速為 n0 =nm =1440r/min n。 1440 n

11、： = 576r/min 11 2.5 ni 576 nn = — = = 153.6r / min 12 3.75 nn 153.6 nm =——= = 40.96r/min 13 3.75 4.各軸輸入功率 按電動機(jī)額定功率 Ped計算各軸輸入功率，即 P0 = Ped = 7.5kW R = P0 1 = 7.5 0.955= 7.1625kW Pn =R 2 3 = 7.1625 0.9875 0.97 = 6.8608kW Pm = Pu 2 3 = 6.8608 0.9875 0.97 = 6.5718kW 5.各軸轉(zhuǎn)矩 Po 7.5 To =95

12、50-0 =9550 ——=49.74N m no 1440 Pt 7 1625 T =9550 — = 9550 —6~5=118.75N m n 576 Tn = 9550 — = 9550 6.8608 = 426.57 N m nn 153.6 Pm 6.5718 Tm =9550 ——=9550父 =1532.24 N m nm 40.96 電動機(jī)軸 高速軸I 中速軸n 低速軸m 轉(zhuǎn)速（r/min ） 1440 576 153.6 40.96 功率（kW） 7.50 7.1625 6.8608 6.5718 轉(zhuǎn)矩（N m） 49.74

13、 118.75 426.57 1532.24 總結(jié)： 六.傳動件的設(shè)計計算 1.V帶傳動設(shè)計計算 1）確定計算功率 由于是帶式輸送機(jī)，每天工作兩班，查《機(jī)械設(shè)計》中表得：工作情況系數(shù) KA 則計算功率為： 1.2 Pa = KAPed = 1.2 7.5 = 9kW ca a ed 2）選擇V帶的帶型 由Pca、 n0查圖，選用A型 3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd并驗(yàn)算帶速v ①初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1:由表取得小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 = 125mm 二dd1n 二 125 1440 ② 驗(yàn)算帶速 v： v = = = 9.425m/s 60 1000

14、 60 1000 因?yàn)?m/s : v 3 30m/s,故帶速合適。 ③計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2. dd2 =i〔ddi =2.5x125 = 312.5mm 根據(jù)表得圓整為dd2 = 315mm 4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld ①初定中心距a0 = 500mm。 ②計算帶所需的基準(zhǔn)長度 2 2 (dd2 - dd1) (dd

15、2 - dd1) Ld0 2a0 -(dd1 dd2) - 2a0 —(dd1 dd2) 2 4a0 2 4a0 _ 2 二 (315 - 125) 二2 500 (125 315) ( ) 1709.2mm 2 4 500 由表選得的基準(zhǔn)長度 Ld -1750mm ③計算實(shí)際中心距a Ld - Ld1 a : a0 - = 500 1750 -1709.2 2 =520.4mm 中心距變化范圍為 494.15?572.9mm。 5)驗(yàn)算小帶輪上的包角 1 57.3 57.3 ：1 180 -(dd2 -dd1) =180 -(315 -125

16、) - 160 -120 a 545.4 6)確定帶的根數(shù) ① 計算單根V帶的額定功率 由 dd1 =125mm和 n0 =1440r/min ,查表得 P0 =1.91kW 根據(jù) n =1440r/min , i=2.5 和 A 型帶，查表得 ^P0 =0.03kW 查表得 K =0.95, Kl = 0.99。于是: Pr =(P0 P0) K Kl =1.91kW =1.8246kW P ca z 二— Pr ②計算V帶的卞!!數(shù)z 9 =4.93 1.8246 取5根。 7)計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)min 由表得A型帶的單位長度質(zhì)量 q

17、=0.1kg/m ,所以 (Fo)min =500(2.5 - K：)Pca qv2 K:zv (2.5-0.95) 9 21z = [500 0.1 9.425 ]N 0.95 5 9.425 = 165N 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 F0 .(F0)min 8)計算壓軸力Fp p i 152 (Fp)min = 2z(F)min sin 萬=2 5 165 sin —- 11622N 總結(jié): 帶基準(zhǔn)長度 Ld (mm) 小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1 (mm) 大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2 (mm) 中心距范圍 a (mm) 單根帶初拉力 Fo (N) V帶/輪

18、槽數(shù) z 1750 125 312.5 494.15 ?572.9 165 5 2.斜齒輪傳動設(shè)計計算 按低速級齒輪設(shè)計：小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1 =5= 426.57N .m,小齒輪轉(zhuǎn)速 m = nn =153.6r/min , 傳動比 i =i3 =3.75。 3 (1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) ①選用斜齒圓柱齒輪 ②運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選 7級精度(GB10095-88) ③由《機(jī)械設(shè)計》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,二者硬度差為40HBSo ④選小齒輪齒

19、數(shù) 乙=24：大齒輪齒數(shù)z2 = i，乙=3.75父24 = 90 ⑤初選取螺旋角一：=14 (2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 2KHtT1 公式：d1t -3 1(ZhZeZ；z： [二 h] )2 ①確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a）試選載荷系數(shù) K Ht =1.6 b）選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433 c）由圖查得名d=0.7&名d=0.88,名a=考8+名槃=0.78 + 0.88 = 1.66 d）小齒輪傳遞的傳矩Ti=426.57N，m e）由表選取齒寬系數(shù) ①d =1 f)工二 0 AtMM =lx24x tan(W)h 二眺 g) 1口 *P (1

20、- 1.905) + ^^ = 0.665 h） ”廂『軻C埠『解 1 i）由表查得材料彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPa5 j）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 仃h lim1 = 600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 : Hlim2 =550MPa k）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù): N1 =60 nl j Lh =60 153.6 1 (2 8 365 10) = 538214400 5.38 108 538214400 8 i1 143523840 1.435 10 3.75 l）由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù) Khni =0.90,Khn2 =0.

21、94 m）計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1得 !"hi K ?■: 一 K HN1 - H lim1 S K HN 2 H lim 2 S 0.90 600 — MPa =540MPa; 1 0.94 550 MPa =517MPa n）許用接觸應(yīng)力 540 517 = 528.5MPa ②計算 a）試算小齒輪分度圓直徑 dit , 由計算公式得 82.737mm , 二2父1.6父426.57父103 3.75 +1 /2.433 父 189.8 父 0.665 父 0.985

22、dit >3 父, 父 I mm V 1 3.75 、 528.5 ) b）計算圓周速度 二 d〔t n v = 60 1000 二 82.737 153.6 60 1000 m. s = 0.665m s c）齒寬b b=：3 d1t =1.0 82.737mm = 82.737mm d）計算載荷系數(shù)Kh 由表查得使用系數(shù)KA =1 根據(jù)v = 0.665m/s , 7級精度，查得動載系數(shù) Kv =1.05； 由表查得KhP的值與直齒輪的相同，故KhP= 1.321; 因 KAFt/b =1 [426.57/(109.7/2)]/109.7 =

23、70.9N/mm ：：100N/mm 查表得 KHa = KFa=1.4; KfB=1.18 故載荷系數(shù)： Kh = Ka Kv Kh： Kh ： =1 1.05 1.4 1.321 =1.94 e)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1 = d1t 3^KH- = 82.737 父 31194mm = 88.225mm 1 \KHt 1.6 及其相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn mn 88.225 cos14 24 mm = 3.57mm （3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 mt_32KFtT1YY cos2- YFaYSa mnt ； d* [%] ①確定計算參數(shù) a）

24、試選載荷系數(shù)KFt =1.6 b）計算玩去疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) Y 4=arrtanftanPcosc^) = arctan(tanl4ocos20.526o) = 13.140, e 郎=Ea/cos:^ = 1.66/cos: 13,140= 175 Y = 0,2S + 0.75/e^ = 0.25 + 0.75/1.7S = 0.679 g w c)螺旋角系數(shù) Ya= 1_ Eft —二 1 -1905 X —二 0*778 E P 120: 1冊 d）計算當(dāng)量齒數(shù) Zvi 二 乙 cos3 : 24 一3 26.27 cos 14 Zv2 二 Z2

25、 cos3 : 90屋=98.52 cos 14 e）查取齒形系數(shù) 查表得 YFai = 2.592,YFa2 =2.185 f）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查表得 Ysai =1.596,Ysa2 =1.787 g）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 仃FE1 =500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 二吒2 =380MPa h）由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 =0.84, Kfn 2 =0.88 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4得 0.84 500 1.4 = 300.0MPa K FN 2 FE 2 S 0.88 500 1.4

26、 = 238.9MPa i）計算YaY紋，并加以比較 [二 f] YFa1 Ysa1 上F1 2.592 1.596 300 =0..01379 = 0.01634 YFa2 YSa2 2.185 1.787 Fa 2 sa2 □L 238.9 大齒輪的數(shù)值大，值為 0.01634 ②設(shè)計計算 mnt 3 - 2 2 1.6 426.57 103 0.778 0.679 cos14 1 242 0.01634mm = 2.68mm 調(diào)整齒輪模數(shù) a)圓周速度 d工二舊汨/c哪= 2.68 K 24/c

27、M4 mm = 662 b）齒寬 60 -1000 nx ^.29X153.6 60X1C0C m/s = 0.533 上。兒力/二媼 B * c)齒高h(yuǎn)及寬高比b/h h = (2h；1t+3)巾就=(2 x 1+ 025)x 2.63rr 6.03 b/h = 66.29/6.03 = 1 d）計算實(shí)際載荷系數(shù) KF =Ka KV KF. KF ： =1 1.05 1.4 1.18=1.73 e）得出按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)。 從滿足彎疲勞強(qiáng)

28、度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取 mn=3mm。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞 強(qiáng)度算得的分度圓直徑 匕二88,225師來計算小齒輪應(yīng)有的齒數(shù)。于是： 乙=d1cos P = 88225cos14、28.53 取乙=29；則 z2 = 3.75 父 29 =108.75,取 Z2=109。 mn 3 (4)幾何尺寸計算 ①計算中心距 29 109 3 mm = 213.34mm 2 cos14 考慮到模數(shù)從2.75mm增大整圓至3mm ,為此將中心距減小圓整為 213mm。 ②按圓整后的中心距修正螺旋角 - =arccos-Z—Z2^n = arccos(29

29、109) 3 =13 3748 2a 2 213 因P值改變不多，故參數(shù) % K p, ZH等不必修正 ③計算大、小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒輪寬度 b = ：，d d1 =1 89.52mm = 89.52mm 圓整后取 b1 =95mm,b2 = 90mm 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求, 且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強(qiáng)度以及彎曲疲勞強(qiáng)度一定能滿足高速級齒輪傳動的要 求。 為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故采用高速級小齒輪左旋，大齒輪右旋, 低速級小齒輪右旋，大齒輪左旋的方案。 總結(jié)：

30、 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 3.75 法向模數(shù)（mm） 3 螺旋角 13 3748 中心距（mm） 213 齒數(shù) 29 109 29 109 齒覽（mm） 95 90 95 90 直徑 (mm) 分度圓 87 327 87 327 齒根圓 79.5 319.5 79.5 319.5 齒頂圓 93 333 93 333 旋向 左旋 右旋］ 右旋 左旋 七.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強(qiáng)度校核計算 1.高速軸的設(shè)計 （1）高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 n〔( r / mi

31、n ) 高速軸功率P/kw） 轉(zhuǎn)上1 T1 ( N m) 576 7.1625 118.75 （2）作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為 di=87mm ,根據(jù)《機(jī)械設(shè)計》中公式得: Ft 2T1 2 118.75 7 = 87 10工 = 2729.89N Fr Ft tan : n cos : tan20 =2729.89 = 1022.39N cos13.63 Fa = Ft tan : =2729.89 tan13.63‘ -661.94N (3)初步確定軸的最小直徑 先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

32、據(jù)表得 A0=103~126取A0 =112，于是 得 % =43" =112 3 2等=25.95mm n1 576 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3%~5%,軸端最細(xì)處直徑應(yīng)為 L > 2535mmi (0.03^0,05) x 25.95mm = 261302715mm 1)擬訂軸上零件的裝配方案(如圖) I n 1111V v vi vn (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a)軸段I -n的設(shè)計。 i-n軸段上安裝帶輪，此段設(shè)計應(yīng)與帶輪輪轂孔的設(shè)計同步進(jìn)行。初定I -n段軸徑d1=30mm,帶輪輪轂的寬度為(1.5~2.0) d

33、1= (1.5~2.0) x30mm=45~60mm ,結(jié)合帶輪 結(jié)構(gòu)取L帶輪=60mm。為了保證軸端檔圈只壓在 V帶輪上而不壓在軸的端面上， 故I-n軸段長度 略小于輪轂寬度，取 L1=58mm。 b)密封圈與軸段n -m的設(shè)計。 為了滿足V帶輪的軸向定位，I -n軸段右端需制出一軸肩，軸肩 高度 h= (0.07~0.1) d1= (0.07?0.1) x30mm=2.1~3mm。軸段 n -出的軸徑 d2=d1+2x (2.1~3) mm=34.1~36mm ,其最終由密封圈確定。查表選取氈圈 35JB/ZQ4606-1997,故取n -出段的直徑 d2=35mm。 c)初步選

34、擇滾動軸承與軸段m -IV和vi-vn的設(shè)計。 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選 用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d2=35mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙 組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30208,其尺寸為 d x DX T=40mm x 80mm x 19.75mm , B=18mm；為補(bǔ)償箱體鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面距箱體內(nèi)壁距離取4 =12mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，故 d3=d6=40mm；而Ls=B=18mm。 d)齒輪與軸段IV -V的設(shè)計。 為便于齒輪的安裝，d4應(yīng)略大于d3,課初定d4=42mm,齒輪分

35、度圓 直徑比較小，采用實(shí)心式。齒輪寬度為 bi=95mm,齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位， 為保證套筒能夠頂?shù)烬X輪左端面，該處軸徑長度應(yīng)比齒輪寬度略短，取 L4=93mm。 e)軸段V -VI的設(shè)計。 齒輪右側(cè)采用軸肩定位，定位軸肩的高度 h= (0.07~0.1) d4= (0.07~0.1) x42mm=2.94~4.2mm ,取h=3mm ,則軸肩直徑 d5=48mm,取l_5=Ai=10mm o該軸段也可提供右 側(cè)軸承的軸向定位。齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離以及齒輪右端面與右軸承左端面的距離均取為 △ i,則箱體內(nèi)壁與高速軸右側(cè)軸承座端面的距離 Bxi=2Ai+bi=(2x

36、10+95)mm=115mm o f)軸段n -出和m-iv的設(shè)計。 軸段n -m的長度除了與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承 端蓋等零件有關(guān)。軸承座的厚度 L = 5+ Ci + Ca + (5~8,查表得下箱座壁厚 5 = O.O25a+ 3mm ：= 0.025x 213mm+3mm = 8.325mm < 取 S =( a=213mm<300mm ,取軸承旁連接螺栓為 M12,則ci=20mm , C2=16mm,箱體軸承座寬度 L=[9+20+16+(5~8)]mm=50~53mm，取L=50m；可取箱體凸緣連接螺栓為 M10,地腳螺栓為d

37、連接螺釘為 0.4d『0.4x16mm=6.4mm，取為M8 ,查表得，軸承端蓋凸緣厚度取為 Bd=10mm；端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度取為^ t=2mm；端蓋連接螺釘查表得， 取為螺栓GB/T 5781M8 25;為在不拆卸帶輪的條件下， 可以裝拆軸承端蓋連接螺釘， 取帶輪凸緣端面距軸承端 蓋表面距離K=30mm,帶輪采用輪輻式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，則: 軸段n -m的長度 軸段m-IV的長度 =(50 + 10 + 30+2+^-12-8)nira = 64J L3= A+B+Ai+2mm= (12+18+10+2) mm=42mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。

38、 3)軸上零件的軸向定位 V帶輪與軸的周向定位選用 A型普通平鍵連接，查表選其型號為 8x45GB/T 1096-1990,尺寸為 8mm x 7mm x 45mm , V帶輪與軸的配合為 H7/r6 ; 齒輪與軸的周向定位選用 A型普通平鍵連接，查表選其型號為 12x80GB/T 1096-1990,尺寸為 12mm x 8mm x 80mm ,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6 ; 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角1.2 m 45 \各圓角半徑見圖, 總

39、結(jié)： 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 I -n 58 30 與V帶輪鍵聯(lián)接配合 n -m 64.5 35 定位軸肩 m-w 42 40 與滾動軸承30208配合，套筒定位 w-v 93 42 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 V-VI 10 48 定位軸環(huán) vi-vn 18 40 與滾動軸承30208配合 總長度 285.5mm （5）求軸上的載荷 軸上力作用點(diǎn)間距。 軸承反力的作用點(diǎn)與軸承外圈大斷面的距離 a3=16.9mm。因此，軸的支點(diǎn)及 受力點(diǎn)間的距離為： mm = 109.65mm I： = + L: +

40、a3-T+B = + 64.5 + 16,9^19.75 + 18 l2=T+A+4 + t-a3 = (19.75 -12 +10 + ? -16* 72.35mm 「占+% + T - 與二(- + 1Q+ 19J5-16.9)mm = 645m J 3 s J U J 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 載荷 水平囿H 垂直面V 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C是軸的危險截面。先計算出截面 C處的Mh、Mv及 M的值列于下表。

41、 a = 0.6 ,軸的計算應(yīng)力 0.1 403 2. 中間軸的設(shè)計 支反力 F Fnhi =68N FNH2 =6186N Fnvi = 1382N Fnv2 =2682N C截回 彎矩M Mh =Fnh2ML3=460875N mm Mv =FNV2^L3+Ma2 = 353536N mm 總彎矩 Mmax =JM； +M； =,4608752 十3535362 =580856N .mm 扭矩 T = 422360 N mm (6)按彎扭合

42、成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 (j = ca Mpa = 28.61Mpa M2 (: T)2 1686462 0.6 118750 2 已選定軸的材料為 45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表查得[o_1] = 70MPa。因此aca < [0-1],故安全。 中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2) 作用在軸上的力 轉(zhuǎn)速(r / min ) 中速軸功率(kw) 轉(zhuǎn)矩T( N -m) 153.6 6.86 426.57 已知高速級齒輪的分度圓直徑為 d2 = 327mm,根據(jù)公式得: Ft2 2T2 2

43、 426.57 d2 327 10， =2608.99N Fr2 Ft2 tan 二 n =2608.99 tan20 = 977.11 N cos13.63 Fa2 =Ft2 tan B =2608.99 tan20 = 949.60N 已知低速級齒輪的分度圓直徑為 d3=87mm,根據(jù)公式得: Ft3 Fr3 2 426.57 87 10” Ft3 tan 二 n = 9806.2N cos = 9806.2 tan20 =3672.6N cos13.63 Fa3 =Ft3 tan = 9806.2 tan 20 =3659.2N 初

44、步確定軸的最小直徑 先按公式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)表取 A0 = 112,于是得 dmin =A0 3n2 =112父 6.86 39.74mm 153.6 3 (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)擬訂軸上零件的裝配方案(如圖) U1 IV V VI 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①初步選擇滾動軸承與軸段I -n和v -VI的設(shè)計。 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用 單列圓錐滾子軸承。暫取軸承為 30208 ,經(jīng)過驗(yàn)算，軸承 30208的壽命不滿足減速器的預(yù)期壽命要求， 改變直徑系列，選 30210進(jìn)

45、行設(shè)計計算，由表得軸承尺寸為 d x DX T=50mm x 90mm x 21.75mm , B=20mm,通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 d1二d5=50mm ②齒輪軸段n -m和iv-v的設(shè)計。 軸段n -出上安裝齒輪2,軸段W-V上安裝齒輪3.為便于齒輪的安 裝，d2和d4應(yīng)分別略大于d1和ds,可初定d2=d4=55mm。查表知該處鍵的界面尺寸為 16mm x 10mm , 輪轂鍵槽深度 t1=4.3mm ,齒輪 3上齒根圓與鍵槽頂面的距離 e=df3/2-d4/2-t尸(82.25/2-55/2-4.3) mm=9.325>2.5m n=2.5X

46、3mm=7.5mm ,故取 d4=55mm , L4應(yīng)略短于 b3=95mm ,故 L4=93mm。 齒輪2右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，其輪轂寬度范圍為( 1.2~1.5) d2=66~82.5mm ,取其輪 轂寬度與齒輪寬度相等。 為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面， 軸段n -m的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短， 因 b2=90mm ,故取 L2=88mm。 ③軸段m-IV的設(shè)計。 該段為齒輪2提供定位，其軸肩高度范圍為(0.07~0.1) d2=3.85~5.5mm ,取其 高度為 h=4mm。故 d3=63mm。 齒輪3右端面距離箱體內(nèi)壁距離取為△ 1,齒輪2的左端面距離箱體

47、內(nèi)壁的距離為 (瓦一％) /2 = 10mm4-95 - 90/2mm = 125mm 高速軸右側(cè)的軸承與低速軸左側(cè)的軸承共用一個軸承座，其寬度為 l5=53.5mm ,則箱體內(nèi)壁寬度為 Bx = Bxi + Bx： + lg = {105+ 111.5 + 53.5)mm = 270mm 則軸段m-IV的長度為 La = -瓦(270 - 90 — 95 -10 _ 12,5)nini = 62.5mm ④軸段I -11和曠-V1長度。 由于軸承采用脂潤滑，故軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為4,則 軸段I -n的長度為 L = B+a +占+2mm = (20 + 12 + 12

48、5+2)mni = 4&5nnn 軸段v -w的長度為 15 = B+a + a1=(20+12 + 10)mm = 42mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3）軸上零件的軸向定位 大小齒輪與軸的周向定位都選用 A型普通平鍵連接，查表選其型號為 16x70GB/T 1096-1990,尺寸 為16mm x 10mm x 70mm ,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性， 故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6 ; 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角1.2 m 45 ,各圓角半徑見圖 總結(jié)：

49、 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 I - n 46.5 50 與滾動軸承30210配合，套筒定位 n -m 88 55 與大齒輪鍵聯(lián)接配合 m-w 62.5 63 定位軸環(huán) w-v 93 55 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 V-VI 42 50 與滾動軸承30210配合 總長度 332mm （5）求軸上的載荷 軸上力作用點(diǎn)間距。 軸承反力的作用點(diǎn)與軸承外圈大斷面距離 a3=20mm ,則可得軸的支點(diǎn)及受力 點(diǎn)間的距離為： 11 4 +/+A +T - ? 125+12+2175-20）nun = 7L25mm k %+凈，

50、625+蜉）mm=155mm b=?+及+a +T - Sg=+10+12+2U5- 20 j mni=JlJSnmi 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖: Frl  從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C是軸的危險截面。先計算出截面 C處的Mh、Mv及 M的值列于下表。 載荷 水平囿H 垂直向V 支反力 F Fnhi =68N Fnh2 =6186N Fnvi =1382N Fnv2 =2682N C截回 彎矩M Mh =Fnh2ML3 = 460875N mm Mv =FNV2ML3 +Ma2 =353536 N mm 總彎矩

51、 M max =JM；+ M； =.4608752 +3535362 = 580856 N mm 扭矩 T = 422360 N mm (6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 a =0.6 ,軸的計算應(yīng)力 M2 (: T)2 W 5808562 0.6 422360 2 0.1 503 Mpa =50.70Mpa 已選定軸的材料為 45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得[仃-1] =70MPa。因此仃ca <[a-1],故安全。 3.低速軸的設(shè)計 (1)低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速(r / min ) 中速軸

52、功率(kw) 轉(zhuǎn)矩T( N -m) 40.96 6.57 1532.24 (2)作用在軸上的力 Ft4 2T4 d4 2 1532.24 327 10“ = 9371.5N 已知低速級齒輪的分度圓直徑為 d4 = 327mm,根據(jù)公式得 Fr4 tan20 = 9371.5 3509.79N cos13.63 Fa4 = Ft4 tan =9371.5 tan20 =3410.95N (3)初步確定軸的最小直徑 先按公式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)表取 A0 =112,于是得 min 『r112中果 =60.85mm

53、 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3%~5%,所以軸端最細(xì)處直徑為: & > 60,35 + 60.85 X (0.03~0.05)mm = (62r68~6189)mm (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)擬訂軸上零件的裝配方案 I 111111V v VI vn 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 聯(lián)軸器及軸段I -n的設(shè)計。 為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩周的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián) 軸器。查表取 Ka=1.5,則計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KaT3=1.5x1532240N - mm=2298360N - mm。查表得 GB/T 5014-2003中的LX

54、4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為 2500N - mm,許用轉(zhuǎn)速為 3870r/min ,軸孔范 圍為40~75mm?？紤] d> (62.68~63.89) mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為 63mm ,軸孔長度 107mm, J 型軸孔，A型鍵。相應(yīng)軸段I -n的直徑d1=63mm,其長度略小于轂孔寬度，取 L1=105mm ② 密封圈與軸段n -m的設(shè)計。 聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度 h= (0.07~0.1) d1= (0.07~0.1) x63mm=4.41~6.3mm。軸段n -出的軸徑d2=d〔+2xh= (71.82~75.6) mm,最終由密封圈確定。查表選 取氈圈 70JB/2

55、Q4606-1997,貝U取 d2=70mm ③ 軸承與軸段m-IV和VI -vn的設(shè)計。 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用， 故選用單列圓錐滾子 軸承?，F(xiàn)暫取軸承為 30215,由表得其尺寸為 dXDXT=75mmX 130mm x 27.25mm , B=25mm,通 常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故 d3=d6=75mm。該減速器齒輪的圓周速度小于 2m/s ,故左 端軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。為補(bǔ)償箱體鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與 箱體內(nèi)壁距離取4 =12mm。因?yàn)槭峭S式減速器， 該軸上右端軸承的軸承座完全處于箱體內(nèi)部， 該 處軸承采用油潤滑，潤滑

56、油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內(nèi)圈端面與軸承座端面共面，故 可取L6=B=25mm。該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座， 兩軸承相鄰端面間距離取為 6.5mm , 滿足安防拆卸軸承工具的空間要求，則軸承座寬度等于兩軸承的總寬度與其端面間距的和，即 l5=(19.75++27.75+6.5)mm=53.5mm ④ 齒輪與軸段IV -V的設(shè)計。 為便于齒輪的安裝，d4應(yīng)略大于d3,可初定d4=77mm。齒輪4輪轂的 寬度范圍為 14電(L2ML5)山=(9L2~H4 ,取其輪轂寬度為l4=91.5mm ,其左端面與齒輪左側(cè) 輪緣處于同一平面內(nèi)，采用軸肩定位，有段采用套筒固定。

57、為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段 IV-V的長度應(yīng)比齒輪 4的輪轂寬度略短，故取 L4=88mm ⑤ 軸段V -VI的設(shè)計。 齒輪左側(cè)采用軸肩定位， 定位軸肩高度為h= (0.07~0.1)d4=(0.07~0.1)x76mm= (5.32~7.6) mm,取h=5.5mm ,則軸肩直徑d5=87mm ,齒輪左端面與輪轂右端面距箱體內(nèi)壁距離 均取為△ i=iomm,則箱體內(nèi)壁與低速軸左側(cè)軸承座端面的距離 Bq = +1& = 2 X 51Tlm = 11L,取L5=Ai=iomm,該軸段也可提供軸承的軸向 定位。 ⑥ 軸段n -出與m-IV的長度。 軸段n -m的長度除了與軸上

58、的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承 端蓋等零件有關(guān)。為在不拆聯(lián)軸器的條件下可以裝拆軸承端蓋帶連接螺栓， 取聯(lián)軸器轂端面與軸承 端蓋表面距離K=35mm ,則有 La 二 L + 瓦 + K _B = (50 +10 + 35+ 2-12 - 25)mm = 60nlm L3 =a+B+a1+14-L4= (12+25 +10 + 9L5 - 88)mm = 505mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3)軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用 A型普通平鍵連接，查表選其型號為 18x100GB/T 1096-1990,尺寸為 18mm x 11mm x 100mm

59、 ,半聯(lián)軸器與軸的配合為 H力k6。 齒輪與軸的聯(lián)接，選用 A型普通平鍵連接，查表選其型號為 22x80GB/T 1096-1990,尺寸 20X80GB/T1096-1990 ,尺寸為22mm x 14mm x 80mm ,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選 齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角2.0父45,各圓角半徑見圖 總結(jié): 軸段編號 長度(mm) 直徑(mm) 配合說明 I -n 105 63 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 n -m 60 70 與端蓋配合，做滾動軸承的軸向定位 m-w 50.5 75 與滾動

60、軸承30215配合 w-v 88 77 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 V-VI 10 87 軸環(huán) vi-vn 25 75 與滾動軸承30215配合 總長度 338.5mm (5)求軸上的載荷 軸上力作用點(diǎn)間距。 受力點(diǎn)間的距離為： 軸承反力的作用點(diǎn)與軸承外圈大斷面距離 a3=27.4mm ,則可得軸的支點(diǎn)及 l1 = 7i+L5+T-a3 = (- + 10 + 27125-27.4)mm = 54,85 mm 1? = T+A+&+l「3-aw = f27.25 +12+ 10+91.5 - 7 - 27.4jmm = 68,35m

61、m l3=^+L2+a3-T+B = (53.5+60+27.4- 27.25+25)mm=138.65mm 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖: Fr 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面 B是軸的危險截面。先計算出截面 B處的Mh、Mv及 M的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 F Fnh1 =3943.35N FNH2 =3522.72N Fnv1 = -2039.50 N FNV2 =4831.04N B 彎矩M Mh =Fnh1MLi = 264204N mm M V — F NV 2 M L2 =362325N mm

62、總彎矩 M max = VM 2 + M V2 = 42642042 十 3623252 = 448423N .mm 扭矩 T =1370920N -mm （6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 M 2 ： (T)2 W 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，取 =0.6,軸的計算應(yīng)力 Mpa = 22.21Mpa 4484232 0.6 1370920 2 0.1 753 已選定軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得[仃-1] =70MPa。因此aca（叵-1],故安全。 八.滾動軸承的選擇和壽命計算 -A. r. p-T- j

63、j-i-f —人 ? ■ 軸承預(yù)期壽命 Lh =10 300 8 2 = 4 8 0 h0 1 .高速軸的軸承 1）計算軸承的軸向力。 查表得30208軸承的 G=63000N, C0r=74000N, e=0.37, 丫=1.6。查表得其內(nèi)部 軸向力計算公式，則軸承 1、2的內(nèi)部軸向力分別為： _23122 2Y = 2 X 1.6 =722.6N _R2_ 2354,3 Sa = 2Y=2xL6 =7357N -36 - 外部軸向力A=734.6N,各軸向力方向如軸力圖所示。 Ss + A = 7357N+ 7316N = 1470,3N > S]

64、 則兩軸承的軸向力分別為 Fal = S2 + A= 14703N Ffl2 = S2 = 735,7N 2）計算當(dāng)量動載荷。 因?yàn)? =14073/23126=0研軸承1的當(dāng)量動載荷為 & = 04 瓦 + 16PHi = 04 x 231Z6N+1,6 x 14701 = 32775N 因?yàn)槌投?357/23543= 0,31 <,軸承2的當(dāng)量動載荷為P2==2354.3n。 3）校核軸承壽命。 因Pi>P2,故只需交合軸承 1, P=P1。軸承在100 c一下工作，查表得 后=1。對于 減速器，查表得載荷系數(shù) fp=1.5o軸承1的壽命為： 10fi frC E 1

65、06 1 x 6300 f , 昆=甌（釬）=60x576（ 1.5x32775）"= 142488h > % 故軸承壽命足夠。 2 .中間軸的軸承 1）計算軸承的軸向力。 查表得30210軸承的Cr=73200N, Cor=92000N, e=0.42, 丫=1.4。查表得其內(nèi)部 軸向力計算公式，則軸承 1、2的內(nèi)部軸向力分別為： =662.6N _ 瓦 _ 1855,4 1. = 2Y = 2x1.4 R2_ 8239,1 2Y= 2x1.4 =2942,5N 外部軸向力A=1840.9N,各軸向力方向如軸力圖所示。 S2 + A = 2942,5N+ 18

66、40.9N = 47834N > 工 則兩軸承的軸向力分別為 Ffll = S2+A=U703N Fa2 = S: = 29425N 2）計算當(dāng)量動載荷。 因?yàn)?Fal/Ri = 4783.4/1855.4 = 2,5E,軸承1的當(dāng)量動載荷為 P1 = 04 瓦 + 1.6Fh1= 04 x 1855.4N+1,6 x 4783.4N = 74389N 因?yàn)轷?卜二2942.5/82391 = 0136<凡軸承2的當(dāng)量動載荷為 昨的=8239.小。 3）校核軸承壽命。 因P2> R,故只需交合軸承 2, P=歷。軸承在100c一下工作，查表得 、=1。對于 減速器，查表得載荷系數(shù) fp=1.5。軸承1的壽命為： 10fi fTC , 1 x 73200 _ 0* 一 Z "甌（哥）"=60x1516 （1.S X 8239,P 40793,5h胎小于％ 但在允許范圍內(nèi)，故軸承壽命足夠。 3 .低速軸的軸承 1）計算軸承的軸向力。 查表得30215軸承的 G=138000N, Cor=1850