直齿圆柱齿轮传动

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1、计算说明书设计题目 带式运输机传动装置目录一课程设计任务书2二设计要求2三设计步骤21. 传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数65. 设计 V 带和带轮76. 齿轮的设计97. 滚动轴承和传动轴的设计148. 键联接设计289. 箱体结构的设计2910. 润滑密封设计3111. 联轴器设计32四设计小结32五参考资料32 课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置(简图如下)1 V带传动2 运输带3 级圆柱齿轮减速器4 联轴器5电动机6卷筒原始数据:数据编号A1A2A3A4A5A6A7A8运送带工作拉力F

2、/N11001150120012501300135014501500运输带工作速度v/(m/s)1.501.601.701.501.551.601.551.65卷筒直径D/mm250260270240250260250260工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班 制工作，运输带速度允许误差为5%二.设计要求1.减速器装配图一张。2绘制轴、齿轮零件图各一张。3.设计说明书一份。1传动装 置总体设 计方案三.设计步骤1. 传动装置总体设计方案F 二1200Nv = 1.7 msD = 270mm本组设计数据：第三组数据：运送带工作拉力F/N 1200。运输带工

3、作速度v/（m/s）1.7卷筒直径D/mm270。1）外传动机构为V带传动。2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。3）方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这 种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆 柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流 异 步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠,2、电动 机的 选择1）选择 电动机 的类型2）选择 电动机 的容量3）确定 电动

4、机转 速此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电 压 380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为P = Fvw从电动机到工作机传送带间的总效率为叶 二叶.叶3 .叶.叶.叶工 12345由机械设计课程设计指导书表9.1可知:V带传动效率0.96“ 2 :滚动轴承效率0.99 （球轴承）:齿轮传动效率0.97 （7级精度一般齿轮传动）:联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器）:卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为PwE3）确定电动机转速按表92推荐的传动比合理范围一级圆柱齿

5、轮减速器传动比I = 430而工作机卷筒轴的转速为P = 2.04kwwe = 0.86Pd=2.37 kwn = 120 rjmiw所以电动机转速的可选范围为n = i n = (4 30) x 120 r min = (480 3600) rimind E w选定电动机型号 Y100L2-4符合这一范围的同步转速有750 rmin、1000 r;min、1500 7min和 3000rmin四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动 装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500rmin的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表14.1选定电 动机型号

6、为Y100L2-4。其主要性能如下表：3、计算 传动装 置的总 传动比 和分配 传动比(1)总 传动比is中心 高外型尺寸L X( AC/2+AD )XHD底脚安装 尺寸AXB地脚螺 栓孔直 径K轴伸 尺寸DXE装键部位 尺寸FXGD100380X 350X245160 X1401228 X608 X73.计算传动装置的总传动比i并分配传动比(1).总传动比i为s11 .83分 配传动 比.nI =msnw(2).分配传动比电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y100L2-4314202.22.2电动机的主要安装尺寸和外形如下表:十3.2i = i

7、i工 I II4计算 传动装 置的运 动和动 力参数1)各轴 的转速4.考虑润滑条件等因素，初定i = 3.2Ii = 3.7ii计算传动装置的运动和动力参数i = 3.7iiI = 1420 r minn = 443.75 r miniiII轴2)各轴 的输入 功率III轴卷筒轴nn _l = 443.75 r .，mininn = ii q111 iiin = n = 120 r.minw III120 r minn = 120r miniiin = 120 r min w1) .各轴的转速n = n = 1420 r minI mP、= 2.37kwP = 2.25 kwiiII轴3)各

8、轴 的输入 转矩III轴卷筒轴P = P = 2.25kwII I 12P = P H H = 2.16kwIIIII 3 2P = P H H = 2.12kw卷III 4 2P = 2.16kwiiiP卷2.12 kw2) .各轴的输入功率P = P = 2.37 kwI d3) .各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td为PIT = 9.55 x 10 6 x 4 = 1.59 x 10 4 N - mm dnmI 轴 T = T = 1.59 x 10 4 N - mm 创idII 轴 T = T耳耳 i = 4.84 x 104N - mmIII 轴 T = T 耳耳 i = 1.72

9、 x 105 N mm 丄丄丄轴 iii II 32 II卷筒轴 T卷 = TIIP J2 =1.69 x 105 N -mm将上述计算结果汇总与下表，以备查用。5.设计 V带和 带轮1) .确 定计算 功率Pca2) .选 择V带 类型3) .确 定带轮 的基准 直径 dd并d验算带速轴名功率P/kw转矩 T/(N mm)转速 n/(r/min)传动比i效率耳I轴2.371.59 x 10414203.20.95II轴2.254.84 x 1044443.70.96III轴2.161.72 x 10512010.98卷筒轴2.121.69 x 1051205.设计V带和带轮电动机输出功率Pd

10、 = 2.37kw，转速件=nm = 1420r：min，带传动传动比 i=3.2，每天工作16小时。P1) .确定计算功率ca由机械设计表8-7查得工作情况系数KA =2，故P = KAPd = 284kwAcaAd2) .选择V带类型P n根据Pca，1，由机械设计图8-11可知，选用A型带3) .确定带轮的基准直径dd并验算带速di(1) .初选小带轮基准直径dddi由机械设计表8-6和8-8，选取小带轮基准直径dd = 100mm，而did H = 100 mm，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。(2) .验算带速vP = 2.84kwca选用A型带d = 100 mm dv =

11、7.43 ms兀d nV d1 160 x1000=7.43 ms因为5 ms v 3o ms，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径d i d 320mm d 2 1 d1d 320 mmd 2选取4).确 定V带 的中心 距a和 基准长 度Ld5) .验 算小带 轮上的 包角a16) .计 算带的根据机械设计表8-8,选取dd2 315mmn从动轮转速n2卄450-87min2 iI4).确定V带的中心距a和基准长度Ld(1).由式 0.7(dd + dd ) a0 2(ddd d0da01 2290.5 a。 90。d1az6).计算带的根数d击345did 315 mmd 2L 1

12、2000 mm da 二 666mma = 726mmmaxa . 636mm min根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由 d = 100 mm 和，查机械设计表8-4a得P = 1.31kwd1J0根据n = 1420r，min , 3.2和A型带，查机械设计表8-4b得Aq = 0.17kw查机械设计表8-5得K广0.95，查表8-2得Kl = 1.03，于是P = (P +AP ) - K - K = 1.448kwr00a L(2)计算V带的根数P = 1.448kr7).计算单根V带的P 2.844 96Z = _ca =沁 1.96r取2根。7).计算单根V带的初拉力的最小值(

13、FJ .0 min初拉力的最小值(F )0 min8).计算压轴由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q二0.1 kg m，所以(F )= 162 N0 min力爲9).带(F )二 500(2.5 Ka)Pca + qv2 二 162N0 minK ZVa应使带的实际初拉力F0 (耳).。00 min8).计算压轴力F p压轴力的最小值为(F )二 2 z (F )sin 1 二 640Np min0 min2轮的结构设计6.齿 轮的设 计1)选 定齿轮 类型、9).带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为腹板式，由单根带宽为13mm，取带轮宽为35mm。&齿轮的设计1)选定齿轮类型、精度

14、等级、材料及齿数(1) 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。(3) 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为280HBS,(F )= 640Np min选用直齿圆 柱齿轮传动7级精度小齿轮材料 45钢(调质) 大齿轮材料 45钢(正火)z = 241精度等 级、材 料及齿 数2)初 步设计 齿轮主 要尺寸大齿轮为45钢(正火)，硬度为240HBS, 一者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数z1 - 24，则大齿轮齿数z 一 i z 一 8912II 12)初步设计齿轮主要尺

15、寸(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即、小 cc KT u 土 1 / Zd 2.32才 )213 u b *dH1确定公式内的各计算数值I 试选载荷系数Kt 一 L3。II.计算小齿轮传递的转矩95.5 x 105 P T 一ix 一 4.84 x 104 N - mm1n2III由机械设计表10-7选取齿宽系数，-1。d1W.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Z - 188MPa 2。EV. 由机械设计图io-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b h 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限h一 550M

16、Pa。H lim1H lim2w.计算应力循环次数N - 60n jL -1.56 x 1091 2hNN 一 一 4.21 x 1082 iiiW.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数K.97 ； KL25。HNHN1 2W.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1K bb HN1 Iim1 0.97 x 600MPa 582MPaH 1SK bb hn2 iim2 1.25 x 550MPa 687.5MPaH 2Sz 892d = 47.05mmitd 2.32311tldII.计算圆周速度v。兀d n v =1t 2 = 1.09 m s60 x 1000：KT1 u

17、+ l（_）2 = 47.05mmE-Hv = 1.09 msb = 47.05mm2.计算I.试算小齿轮分度圆直径d ，代入C 中较小的值。 1tHIII.计算齿宽b。b = Q x d = 47.05mmd1tbW.计算齿宽与齿高之比h模数 m =佥=1.96mm-=10.67 ht z1齿高h = 2.25m = 4.41mmt-=4705 = 10.67h 4.41V.计算载荷系数根据v = 1.09 m s , 7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv = 1.11；直齿轮，K = K =1 ；HaFa由机械设计表10-2查得使用系数KA = 1 ；由机械设计表10-4用插值法

18、查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时,K = 1.310 ；HP；b 由=10.67 , K P = 1.310查机械设计图10-13得K P =1.27K = 1.454hH卩Fp故载荷系数K = K K K K = 1.454A V Ha Hpd = 48.84t按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d = dtIt匹=48.84mmKW.计算模数m =2.04mmzi(3).按齿根弯曲强度设计2 KT Y Y、弯曲强度的设计公式m 3十）3 Z 2b d 1F1.确定公式内的各计算数值I 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b= 500MPa ；大FE1齿轮的弯曲强度极

19、限b= 380MPa ；FE 2II 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K二0.87 ,FN1III计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有b = Kfn 1b FE1 = 311MPaF 1 SK bb =- -FN2_FE2 =244.3MPaF 2 SW.计算载荷系数K ；K = K K K K = 1.41A V Fa FpV.查取齿形系数;由机械设计表10-5查得Y = 2.65 ；Fa1查取应力校正系数;由机械设计表10-5查得Y = L58 ；Sa1Y YW.计算大、小齿轮的Fa畀并加以比较;bFm = 2.04mmK 二 0.90 ；FN 2K = 1.41

20、Y 二 2.20Fa 2Y 二 1.78Sa 2Fa1_Sal 二 0.0135 b F 1Fa 2 Sa 2 = 0.016 -F 2大齿轮的数值较大。训.设计计算2 KT * Y、m _l( Fa Sa)二 1.56mm3； z 2 C d 1F对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取 由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值m = 2mm，按接触强度算得的分度 圆直径，算出小齿轮齿数d 25z =L u

21、251 m大齿轮齿数，取z2 - 93。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4).几个尺寸计算1.计算分度圆直径d = z m = 50mm1 1d = z m = 186mm2 22.计算中心距a = 42 = 118mm23.计算齿轮宽度b = d = 50mmd 1m = 2mmz = 251z = 932d = 50mm1d 2 = 186mma = 118mmB = 50mm2B = 55mm1取 B = 50mm B = 55mm取 2，1（5）.结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160m

22、m，而又小于500mm，故以选用腹 板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图10-39荐用的结构尺寸设计，并绘制 大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行 安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。gEBI7.滚 动轴承 和传动 轴的设 计（一）. 轴的设 计blBF 11取拓!；F广 18495 N7.滚动轴承和传动轴的设计（一）.轴的设计I 输出轴上的功率P、转速n和转矩TIIIIIIIII由上可知 P = 2.16kw，n = 120r min，T = 1.72 x 105 N - mm iiiiiiiiiII. 求作用在

23、齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d = mz = 2 x 93 = 186mm2 2而III.初步确定轴的最小直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。I-IIvninIVVi,w.轴的结构设计(i).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，i-II段右端需制出一轴肩，故取II Til段T 二 KT = 258000 N - mmcaA III半联轴器长度L = 82 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 60 mmI输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d 。为了使所选的轴直径dI-III-II材料为45钢，正火处理。根据机械设计表1

24、5-3，取A = 110，于是0其公称转矩为 345000N - mm。半联轴器的孔径 d = 30mm，故取d = 30mm， id = A 3：- = 28.8mm，由于键槽的影响，故d= 1.03d = 29.7mmmin0 nminmin、III按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL2型弹性柱销联轴器,ca联轴器的计算转矩T = K T，查机械设计表14-1，取K人=1.5，则:caA IIIA2F =盒=1849.5Nt dF = F 吧=673.1N r t COS pd .二mmdi-iidii-iii673.1N0:28.8mm=30 mm=36 mm的直径

25、d 二36mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度 II- iiiL = 60mm ,I为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I -II段的长度应比LI略短一些，现取l = 58 mmi-ii2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据d= 36mm，查手册选取单列角接触球轴承7008AC，其ii-iii尺寸为 d x D x B = 40mm x 68mm x 15mm，故 d = d= 40mm ；而 l= 29mm。iii-ivw-w-3) .取安装齿轮处的轴端W-V的直径d= 42mm ；齿轮的左端与

26、左轴承之间采w-v用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l= 47mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，w-v故取h = 3mm，则轴环处的直径d= 48mm。轴环宽度b 1.4h，取v-wl= 9mm。v-w4) .轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的 距离 l = 18mm，故 l = 53mm。ii-iii5) .取齿轮距箱体内壁的距离a = 11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，

27、应距箱体内壁一段距离S，取s = 10mm，已知滚动轴承宽度T = 15mm，大齿 轮轮毂长度L = 50mm，贝Vl = T + s + a + (50 - 47) = (15 +10 +11 + 3) mm = 39 mmIII-W至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d 由机械设计表6-1 w-v查得平键截面bx h = 12mmx 8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为43mm，同时为了保证l = 58 mmi-ii选取单列角 接触球轴承 7008ACd = 40 mmIII-Wd = 40 mmw-训l = 29mmw-w

28、d = 42 mmw-vl = 47 mmw-vd = 48mmv-wl = 9 mmv-wl = 53mmii-iiil= 39 mmIII-WH 7齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为;同样，半联轴器 n 6H 7与轴的连接，选用平键为8mmx 7mmx 52mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承k 6与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角2x 45。V.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中 查取a值。对于7008AC型角接触球轴承，由手

29、册中查得a = 15mm。因此。作为简支梁 的轴的支撑跨距L + L二46mm + 46mm二92mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图23和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M、M及M的值列于下表。HV载荷水平面H垂直面V支反力FF = 925 N, F = 925 NNH1NH 2F= 337 N, F= 337 NNV1NV2弯矩MM = 15480 N - mm HM = 42540 N - mm, M = 42540 N - mm,V1V 2总弯矩M = 45270N - mm ， M = 45270N - mm1 2扭矩TT =

30、 172000N - mmu13按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取d= 0.6，轴的计算应力o =竺1 竺少=15.21MPa caJW前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表15-1查得o = 55MPa-1因此o S 1.5 caJS 2 + S 2*bT故可知其安全。(3).截面W右侧抗弯截面系数W 0.1d 3 0.1 x 423 7408.8mm 3抗扭截面系数W 0.2d 3 0.1 x 423 14817.6mm 3T截面W右侧的弯矩M为46 一

31、23 M M x 22635 N - mm146截面W上的扭矩T为T 172000N - mm截面上的弯曲应力M b 一 3.06 MPa b W截面上的扭转切应力t T 11.61MPa T WTkkk过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得 bTb 2.30， 1.84 TT轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为卩=卩=0.93OT故得综合系数为K =+-1 = 2.38O 卩k=!讣-1=zTT所以轴在截面W右侧的安全系数为S =1= 35.01O K o +p oo ao mS =-1= 12.24TK T +p TT aT mS - -11.55 S -1.5c

32、a JS 2 + S 2Y OT故该轴在截面w右侧的强度也是足够的。训绘制轴的工作图，如下：FT1十tl()而Fr0FaFtHI*辭I HlI HL沾I抑Oft齿轮轴（二）齿轮轴的设计的设计因已知低速大齿轮的分度圆直径III.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表15-3，取A0 = 115，于是I 输出轴上的功率P、转速n和转矩TIIIIII由上可知 P = 225kw , n 二 444r min, T = 4.84 x 104 N - mm IIIIIIII.求作用在齿轮上的力d = mz = 2 x 25 = 50mmii2TH = 1936N d1厂 tan a=

33、F = 704.6N t cos pIt l3K： KUUMEilULlIJEPTme-厂h*: 0.07d，故取h = 3mm，则轴环处的直径d= d= 36mm。轴环宽W-Vw-度 b 1.4h，取 l= l= 6mm。W-V w-4) .轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的 距离 l = 15mm，故 l = 50mm。ii- iii5) .取齿轮距箱体内壁的距离a = 8.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ,取s = 10.5mm

34、,已知滚动轴承宽度T = 13mm , 则l = T + s + a -1= (13 +10.5 + 8.5 6) mm = 26 mmIII-IVIV-V至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d 由机械设计表6-1查得平键截面 i-iib x h = 6mm x 6mm，键槽用键槽铳刀加工，长为27mm。滚动轴承与轴的周向定位是 由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角2x 45。V.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应

35、从手册中 查取a值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得a = 13mm。因此。作为简支梁 的轴的支撑跨距L + L = 46.5mm + 46.5mm = 93mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩23图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M、M及M的值列于下表。HV载荷水平面H垂直面V支反力FF = 484 N, F = 484 NNH1NH 2F= 176 N, F= 176 NNV 1NV 2弯矩MM = 21540 N - mmHM = 7840N - mm, M = 7840N - mm,V1V 2总弯矩M = 22900

36、N mm ， M = 2290N mm1 2扭矩TT = 48400N - mmzw.按弯扭合成应力校核轴的强度勺截面（即危险截面C）的强度。进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩白算应力（三）.滚动轴根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取d= 0.6，轴的计前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表15-1查得b = 55MPa-1因此Q Q ，故安全。ca-1o =M_1 竺少=34.7 MPa caJW承的校核(三)滚动轴承的校核轴承的预计寿命L 10 x 8 x 2 x 365 - 58400hHI计算输入轴承(1) .已知n - 444 rlmin，

37、两轴承的径向反力F - F - 484NII R1R 2由选定的角接触球轴承7006AC，轴承内部的轴向力F - 0.63FSrF - F - 0.63F - 304.9NS1S 2R(2) .因为 F + F - F ，所以 F - 0S1aS 2a故 F - F - 304.9N，F - F - 304.9NA1S1A 2S 2(3) . F jF - 0.63，F /F - 0.63，查手册可得 e - 0.68A11 R1A 2 R2由于 F /F e，故 X - 1, Y - 0 ;A1 R111F /F L H 60 n PH故满足预期寿命。II.计算输出轴承(1).已知n - 1

38、20 rmin，两轴承的径向反力F - F - 924.75NIII 丿R1R 2由选定的角接触球轴承7006AC，轴承内部的轴向力F = 0.63FSrF 二 F 二 0.63F 二 582,6NS1S 2R(2) .因为 F + F = F ，所以 F = 0S1aS 2a故 F 二 F 二 582.6N，F 二 F 二 582.6NA1S1A 2S 2(3) . F /F = 0.63，F F = 0.63，查手册可得e = 0.68A1 R1A 2R 2由于F /F e,故X = 1,Y = 0 ;A1 R111F /F e,故 X = 1,Y = 0A2l R222(4) .计算当量

39、载荷P、P1 2由机械设计表13-6，取f二1.5，贝VpP 二 f (XF + YF )二 1387.13N1 p1 r1 AP 二 f (X F + Y F )二 1387.13N2 p2 r2 A(5) .轴承寿命计算由于P = P，取P = 726N，角接触球轴承，取= 3，f = 112t查手册得7006AC型角接触球轴承的C = 14.5，则r106 JC、c 8.键L -() - 356916 hLH60n PH联接设故满足预期寿命。计&键联接设计I .带轮与输入轴间键的选择及校核轴径d - 22mm，轮毂长度L - 35mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b - 6mm， h -

40、 6mm， L - 27mm (GB/T 1095-2003)”、 一、h现校核其强度：l - L 一 b - 21mm, T - 48.4N mm， k -q - 2T x 103/kid - 69.84MPap查手册得q - 110MPa，因为Q Q ，故键符合强度要求。pppII 输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d = 42mm，轮毂长度L = 47mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b = 12mm， h = 8mm， L = 43mm (GB/T 10952003)现校核其强度:l = L 一 b = 31mm , T = 172N - mm，b = 2T x 103 .kld = 66.05MPap查手册得b = 110MPa，因为b 1.2 a110齿轮端面与内 机壁距离A2A a211机座肋厚m m1m a 0.85am = 8轴承端盖外径D2D = D +(55.5) d231