圓錐圓柱減速器設計說明書

圓錐圓柱減速器設計說明書34-設計項目計算公式及說明結果一、設計任務書設計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器，已知帶式運輸機驅(qū)動卷筒的圓周力（牽引力）F=2100N，帶速v=1.6m/s，卷筒直徑D=400mm，輸送機常溫下經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。工作壽命5年（設每年工作300天），二班制。二、傳動系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機的傳動系統(tǒng)方案如下圖所示1——電動機；2——聯(lián)軸器；3——圓錐圓柱減速箱；4——聯(lián)軸器；5——輸送帶；6——滾筒；帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入圓錐圓柱減速箱，再通過聯(lián)軸器將動力傳至輸送機滾筒，帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用圓錐圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。圓柱齒輪采用斜齒輪。三、電動機的選擇設計項目計算公式及說明主要結果1、電動機類型按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2、電動機容量的選擇由已知條件可以計算出工作機所需的有效功率===3.36設：——輸送機滾筒軸（4軸）至輸送帶間的傳動效率；——聯(lián)軸器的效率，=0.99；——閉式圓柱齒輪傳動效率，=0.97；——閉式圓錐齒輪傳動效率，=0.97；——一對滾子軸承效率，=0.98；——一對球軸承軸承效率，=0.99；——輸送機滾筒效率，=0.96；估算傳動系統(tǒng)總效率：=式中：==0.99==0.980.97=0.9506==0.980.97=0.9506==0.980.99=0.9702==0.990.96=0.9504得傳動系統(tǒng)總效率：=0.990.95060.95060.97020.9504=0.825工作機所需的電動機效率===4.07由《機械設計課程設計（第一版）》表3-2所列Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中可以確定，滿足條件的電動機額定功率=5.5。=3.36=4.07=5.53、電動機轉速的選擇輸送機滾筒的工作轉速=76.43初選同步轉速為1500和1000的電動機。4、電動機型號的確定對于額定功率=5.5的電動機型號應分別取為Y132S-4型和Y132M2-6型。比較方案：方案號電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比1Y132S-45.51500144018.842Y132M25.5100096012.56通過對這兩種方案的比較可以看出：方案2選用的電動機轉速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比不會很大，為12.56，這對于圓錐圓柱減速傳動而言不算大，而且箱體不會很大，故選用方案2合理。電動機額定功率=5.5電動機滿載轉速n=960電動機軸伸直徑D=38mm電動機軸伸長度E=80mmY132M2-6=5.5n=960四、傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比=12.56由傳動系統(tǒng)方案知：=1；=1；由《機械設計課程設計（第一版）》表3-1查取閉式圓錐齒輪的傳動比為：=2~3則取=3閉式圓柱齒輪傳動比為：===4.19傳動系統(tǒng)各傳動比分別為：=1；=3；=4.19；=1；五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算如下：0軸（電動機軸）：==960==4.07=40.491軸（減速器高速軸）：=960==4.070.99=4.03==40.4910.99=40.092軸（減速器中間軸）：=320==4.030.9506=3.83==40.0930.9506=114.333軸（減速器低速軸）：=76.37==3.830.9506=3.64==114.334.190.9506=455.384軸（輸送機滾筒軸）：=76.37==3.640.9702=3.53==455.3810.9702=441.81軸號轉速n功率P轉矩T傳動比 傳動效率電動機圓錐圓柱齒輪減速器0軸1軸2軸3軸4軸96096032076.3776.374.074.033.833.643.5340.4940.09114.33455.38441.81聯(lián)軸器圓錐齒輪圓柱齒輪聯(lián)軸器134.1910.990.95060.95060.9702六、傳動件的設計計算1、圓錐齒輪傳動設計計算已知輸入功率，小齒輪轉速960r/min，齒數(shù)比u=3，由電動機驅(qū)動，工作壽命5年（設每年工作300天），兩班制，帶式輸送機工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。設計項目計算公式及說明主要結果（1）選擇此輪材料小齒輪40Cr表面淬火，硬度50~55HRC大齒輪40Cr表面淬火，硬度48~53HRC40Cr50~55HRC40Cr48~53HRC（2）按齒輪彎曲強度設計eq\o\ac(○,1)小齒輪轉矩=40.09N·meq\o\ac(○,2)選取載荷系數(shù)K由表13-2，取K=1.75eq\o\ac(○,3)選取齒寬系數(shù)按的推薦范圍0.2~0.35，取=0.3eq\o\ac(○,4)確定齒數(shù)z選取小齒輪齒數(shù)z=18，z=iz=3*18=54eq\o\ac(○,5)確定齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)由=arctan=arctan=1826=-=90-1826=7134得z===18.97z===170.81由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-3,齒形系數(shù)和修正系數(shù)：=2.85=2.14=1.54=1.83eq\o\ac(○,6)計算許用彎曲應力由《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-9，小齒輪=350MPa大齒輪=330MPa應力循環(huán)次數(shù)=60=601960(165300)=1.38=60=601218.38(165250)=4.61由圖13-10=0.87=0.9由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-4，最小安全系數(shù)=1.25許用彎曲應力[]=487.2MPa[]=475.2MPaeq\o\ac(○,7)按彎曲強度計算模數(shù)==0.00877==0.00824由試m≥==3.29取標準模數(shù)m=3.5mmeq\o\ac(○,8)幾何尺寸計算分度圓直徑d=mz=3.518=63mmd=mz=3.554=189mm錐距R=mm齒寬b==0.399.61=29.88取圓整b=30mmz=18z=54=1826=7134=2.85=2.14=1.54=1.83=0.87=0.9[]=487.2MPa[]=475.2MPam=3.5mmb=30mm（3）校核齒面接觸強度eq\o\ac(○,1)計算許用接觸應力由《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-13，小齒輪=1200MPa大齒輪=1140MPa應力循環(huán)次數(shù)=60=601960(165300)=1.38=60=601218.38(165250)=4.61由《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-14,=0.92=0.96由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-4，最小安全系數(shù)=1.0[]=1104MPa[]=1094.4MPa由于[]>[]則[]=[]=1094.4MPaeq\o\ac(○,2)計算齒面接觸應力由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-5，Z=189.8由《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-12，Z=2.5由試=ZZ=189.92.5=615.8<[]=0.92=0.96[]=1094.4MPa（4）設計結果齒輪參數(shù)及幾何尺寸m=3.5mmz=18，z=54b=30mmd=63mm，d=189mmR=99.61mm齒輪精度7級齒輪材料兩輪均為40Cr表面淬火，硬度48~55HRC2、斜齒圓柱齒輪傳動設計計算已知輸入功率，小齒輪轉速320r/min，齒數(shù)比u=3，由電動機驅(qū)動，工作壽命5年（設每年工作300天），兩班制，帶式輸送機工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。設計項目計算公式及說明主要結果（1）選擇此輪材料參考《機械原理及機械設計（第一版）》表13-1，一般用途減速器，無特殊要求小齒輪45鋼大齒輪45鋼（2）選擇熱處理方法及齒面硬度減速器單件生產(chǎn)，為便于加工，采用軟齒面；熱處理方法及硬度選擇參考表13-1小齒輪調(diào)質(zhì)，硬度230~250HBS大齒輪正火，硬度190~210HBS（3）確定許用彎曲應力eq\o\ac(○,1)彎曲疲勞極限應力由《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-9c小齒輪=250MPa大齒輪=220MPaeq\o\ac(○,2)壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)=60=601320(165300)=4.61=60=60176.37(165300)=1.1由《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-10=0.96=0.98eq\o\ac(○,3)試驗齒輪的應力修正系數(shù)由標準規(guī)定=2eq\o\ac(○,4)最小安全系數(shù)由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-4，按一般可靠度=1.25eq\o\ac(○,5)許用彎曲應力[]=384MPa[]=344.96MPa=250MPa=220MPa=0.96=0.98=2=1.25[]=384MPa[]=344.96MPa（4）確定許用接觸應力eq\o\ac(○,1)接觸疲勞極限應力有圖13-13小齒輪=580MPa大齒輪=550MPaeq\o\ac(○,2)壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)=60=601320(165300)=4.61=60=60176.37(1652300)=1.1由《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-14=0.96=0.99eq\o\ac(○,3)最小安全系數(shù)由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-4，按一般可靠度，=1eq\o\ac(○,4)許用接觸應力[]=556.8MPa[]=544.5MPa[]>[][]=[]=544.5MPa=580MPa=550MPa=0.96=0.99=1[]=544.5MPa（5）按齒面接觸強度確定中心距eq\o\ac(○,1)載荷系數(shù)設齒輪按8級精度制造由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-2，按電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，取K=1.2eq\o\ac(○,2)齒寬系數(shù)由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-6，按非對稱布置，軟齒面取=1.2==0.462取=0.5eq\o\ac(○,3)彈性系數(shù)由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-5，=189.8eq\o\ac(○,4)節(jié)點區(qū)域系數(shù)初設螺旋角=12°由《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-12，=2.47eq\o\ac(○,5)重合度系數(shù)初取=18，==75.42，取=76=4.22（誤差小于5％）端面重合度，由式==1.62軸向重合度=1.46>1由式（13-24）=0.785eq\o\ac(○,6)螺旋角系數(shù)由式=eq\o\ac(○,7)設計中心距==130.721mm2.721mm取=2.75mm,重求中心距=132.138mm圓整中心距，取=132mm則需調(diào)整=11.716°K=1.2=0.5=189.8=2.47=18，=76=4.22=1.62=1.46=0.785=0.989=2.75mm=132mm=11.726°（6）確定齒輪參數(shù)與尺寸eq\o\ac(○,1)取齒數(shù)=18，=76eq\o\ac(○,2)模數(shù)=2.75mm,eq\o\ac(○,3)實際齒數(shù)比==4.22eq\o\ac(○,4)確定分度圓直徑=50.553mm=213.447mmeq\o\ac(○,5)確定齒寬系數(shù)==66mm=+5=66+5=71mm=50.553mm=213.447mm=66mm=71mm（7）驗算輪齒彎曲強度eq\o\ac(○,1)當量齒數(shù)==19.174，取=20查表==80.955，取=80查表eq\o\ac(○,2)齒形系數(shù)和修正系數(shù)由《機械原理及機械設計（第一版）》表13-3=2.8=2.22=1.55=1.77eq\o\ac(○,3)重合度系數(shù)重新計算端面重合度，由式==1.626=0.711eq\o\ac(○,4)螺旋角系數(shù)由及1查《機械原理及機械設計（第一版）》圖13-17，取=0.9eq\o\ac(○,5)校核彎曲強度===83.08MPa<[]===75.22MPa<[]=2.8=2.22=1.55=1.77=0.711=0.9齒輪彎曲疲勞強度滿足（8）設計結果齒輪參數(shù)及幾何尺寸模數(shù)=2.75mm,齒數(shù)=18，=76齒寬=66mm=71mm分度圓直徑=50.553mm=213.447mm中心距=32mm齒輪精度8級齒輪材料小齒輪45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度230~250HBS大齒輪45鋼，正火，硬度190~210HBS七、軸的設計計算1、高速軸的設計計算已知輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T分別是：P=4.03kwn=960r/minT=40.09N·m設計項目計算公式及說明主要結果（1）選擇材料及熱處理減速器軸的工作條件一般，無特殊要求，選擇用最廣泛且綜合性能好的45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為235HBS45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度235HBS（2）初估最小直徑安裝帶輪的軸段即最小直徑段=18.97~21.11mmmm軸端需接聯(lián)軸器，根據(jù)轉矩和受載在情況選擇ML型梅花彈性聯(lián)軸器——LM4-3060則=30mm=30mm（3）結構設計（4）軸的尺寸設計軸的位置直徑和長度說明軸頭eq\o\ac(○,1)==30mm=60-2=58mmLM4聯(lián)軸器3060鍵A1040GB1096-2000軸頭eq\o\ac(○,1)接聯(lián)軸器與電動機相連，應選取與電動機配合的最小直徑，軸頭長度應小于聯(lián)軸器長度1~2mm，以保證軸肩更好的固定聯(lián)軸器。根據(jù)軸徑查《機械原理及機械設計（第一版）》15-16[2]可得鍵的截面尺寸，鍵長小于軸長。軸身eq\o\ac(○,2)=(0.07~0.1)+=36~40mmeq\o\ac(○,1)與eq\o\ac(○,2)之間形成的階梯作為帶輪左端面固定的軸肩。此處先給出大致范圍，以便于確定3處的直徑和軸承型號。軸身eq\o\ac(○,3)和eq\o\ac(○,5)==40mm==19+2=21mm這兩段軸徑的尺寸有滾動軸承的內(nèi)圈直徑和軸承寬度決定。無特殊情況時尺寸按正常寬度、中系列選，兩處選型號相同。選32208型，外形尺寸408019。考慮倒角處不能有效配合，軸頸長度應比軸承寬度大1~2mm。軸身eq\o\ac(○,2)取=36mm=45mm為了減輕重量，此軸段與1軸段形成的肩可取較小值。端蓋上的螺栓不與聯(lián)軸器干涉，應增長20~25mm軸身eq\o\ac(○,5)=30mm=45mm鍵A1022GB1096-2000此處放小錐齒輪，齒輪的分度圓直徑為d=63mm，為了使齒輪不至于挖空，所以此段軸頸不宜過大，選取最小軸徑。根據(jù)軸徑查《機械原理及機械設計（第一版）》15-16[2]可得鍵的截面尺寸，鍵長小于軸長。軸身eq\o\ac(○,4)=50mm=2=245=90mm此處形成的軸肩用來固定軸承，其直徑由滾動軸承標準規(guī)定，可從《機械設計手冊》中查?。黄溟L度由軸身eq\o\ac(○,5)的長度確定。2、中速軸的設計計算已知輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T分別是：P=3.83kwn=320r/minT=114.33N·m設計項目 計算公式及說明主要結果（1）選擇材料及熱處理減速器軸的工作條件一般，無特殊要求，選擇用最廣泛且綜合性能好的45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為235HBS45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度235HBS（2）初估最小直徑安裝帶輪的軸段即最小直徑段=24.16~26.9mmmm則=30mm=30mm（3）結構設計（4）軸的尺寸設計軸的位置 直徑和長度說明軸頭eq\o\ac(○,1)==30mm=32mm這段軸徑的軸頸由滾動軸承的內(nèi)圈直徑度決定。無特殊情況時尺寸按正常寬度、中系列選，兩處選型號相同。選32206型，外形尺寸306217。軸頭eq\o\ac(○,1)的長度由軸承的寬度、更好安放軸承的間隙和防止齒輪與箱體內(nèi)壁干涉的距離決定。軸身eq\o\ac(○,2)=35mm=30mm鍵A1026GB1096-2000此段安放齒輪，由于齒輪的寬度太小，而又要用鍵連接，根據(jù)軸徑查《機械原理及機械設計（第一版）》15-16[2]可得鍵的截面尺寸，鍵長小于軸長。軸身eq\o\ac(○,3)=40mm=14mm此處形成的軸肩用來固定齒輪，其長度由防止齒輪干涉和為齒輪軸中齒輪加工留一定的加工余量來確定。軸身eq\o\ac(○,4)=50.553mm=71mm此段是齒輪，其軸頸和長度由設計的齒輪決定軸身eq\o\ac(○,5)=30mm=34mm這段軸徑的軸頸由滾動軸承的內(nèi)圈直徑度決定。選32206型，外形尺寸306217。軸身eq\o\ac(○,5)的長度由軸承的寬度、更好安放軸承的間隙、調(diào)節(jié)高速軸對中和防止齒輪與箱體內(nèi)壁干涉的距離決定。3、低速軸的設計計算已知輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T分別是：P=3.64kwn=76.37r/minT=455.38N·m（1）選擇材料及熱處理減速器軸的工作條件一般，無特殊要求，選擇用最廣泛且綜合性能好的45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為235HBS45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度235HBS（2）初估最小直徑安裝帶輪的軸段即最小直徑段=38.43~42.78mmmm軸端需接聯(lián)軸器，根據(jù)轉矩和受載在情況選擇ML型梅花彈性聯(lián)軸器——LM5-4284則=42mm=42mm（3）結構設計（4）軸的尺寸設計軸的位置 直徑和長度說明軸頭eq\o\ac(○,1)==42mm=84-2=82mmLM4聯(lián)軸器3060鍵A1272GB1096-2000軸頭eq\o\ac(○,1)接聯(lián)軸器與滾筒相連，應選取與滾筒配合的最小直徑，軸頭長度應小于聯(lián)軸器長度1~2mm，以保證軸肩更好的固定聯(lián)軸器。根據(jù)軸徑查《機械原理及機械設計（第一版）》15-16[2]可得鍵的截面尺寸，鍵長小于軸長。軸身eq\o\ac(○,2)=46mm=82mm這段軸徑的軸頸由滾動軸承的內(nèi)圈直徑度決定。無特殊情況時尺寸按正常寬度、中系列選，兩處選型號相同。選30210型，外形尺寸509017。為了減輕重量，此軸段與eq\o\ac(○,1)軸段形成的肩可取較小值。端蓋上的螺栓不與聯(lián)軸器干涉，應增長20~25mm軸身eq\o\ac(○,5)==46mm=35mm這段軸徑的軸頸由滾動軸承的內(nèi)圈直徑度決定。選30210型，外形尺寸509017。軸身eq\o\ac(○,5)的長度由軸承的寬度、更好安放軸承的間隙和防止齒輪與箱體內(nèi)壁干涉的距離決定。軸身eq\o\ac(○,4)=49mm=66+2=68mm鍵A1458GB1096-2000考慮倒角處不能有效配合，軸頸長度應比軸承寬度大1~2mm。根據(jù)軸徑查《機械原理及機械設計（第一版）》15-16[2]可得鍵的截面尺寸，鍵長小于軸長。軸肩eq\o\ac(○,3)=58mm=22mm此處形成的軸肩用來固定齒輪，其直徑由軸身eq\o\ac(○,4)確定。其長度由調(diào)節(jié)其齒輪與中速軸齒輪平行于高速軸確定。八、軸的校核計算1、高速軸的校核計算校核項目 計算公式及說明 主要結果（1）、計算簡圖及受力分析圖中L=93.5mmL=109mmL=54.5mmL=257mm（2）、求軸傳遞的轉矩及軸上的作用力T=40.09N·m=40090N·mm=1376.3N=475.16N=NT=40.09N·m=1376.3N=475.16N=158.62N（3）、求水平彎矩=109-124.5475.16+158.6263/2=0解得=496.89N則=-=496.89-475.16=21.73NM=L=10921.73=2368.57N·mmM=2368.57N·mm（4）、求垂直彎矩M=L=54.51376.3=75696.5N·mmM=75696.5N·mm（5）、求合成彎矩==75733.55N·mm=75733.55N·mm(6)、求危險截面的當量彎矩軸的扭切應力按脈動循環(huán)變應力對待，折合系數(shù)取0.6，則有M==N·mmM=82190.87N·mm(7)、求危險截面直徑此軸為轉軸，[]=。軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，從表15-1查得=60MPa，則試==23.93mm考慮到鍵槽對軸的削弱，將計算出d值加大3%，則應有24.65mm，實際B處直徑為40，故軸的強度足夠。軸的強度足夠。2、中速軸的校核計算校核項目 計算公式及說明主要結果（1）、計算簡圖及受力分析圖中L=52.5mmL=51mmL=60.5mmL=164mm（2）、求軸傳遞的轉矩及軸上的作用力T=114.33N·m=114330N·mm=1209.84N=N=N=4523.17N=981.94N=939.17NT=114.33N·m=1209.84N=139.21N=417.76N=4523.17N=981.94N=939.17N（3）、求水平彎矩=·L-·d/2-·L-·d/2+F·L=139.2152.5-417.76189/2-4523.1751-939.1750.553/2+F164=0解得：F=1745.92N則F=+F-=981.94+1745.92-139.21=2588.65NM=F·L=2588.6552.5=135904.07N·mmM=F·L=1745.9260.5=105628.16N·mmM=135904.07N·mmM=105628.16N·mm（4）、求垂直彎矩=·L-·L-·L=1209.8452.5-981.94103.5-164=0解得：=2288.35N則=--=1209.84-981.94-2288.35=-2060.45NM=F·L=2060.4552.5=108173.625N·mmM=F·L=2288.3560.5=138445.175N·mmM=108173.625N·mmM=138445.175N·mm（5）、求合成彎矩173699.31N·mm174138.95N·mm173699.31N·mm174138.95N·mm(6)、求危險截面的當量彎矩軸的扭切應力按脈動循環(huán)變應力對待，折合系數(shù)取0.6，則有M=186754.21N·mmM=187163.19N·mmM=186754.21N·mmM=187163.19N·mm(7)、求危險截面直徑此軸為轉軸，[]=。軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，從表15-1查得=60MPa，則試==31.47mm考慮到鍵槽對軸的削弱，將計算出d值加大3%，則應有32.41mm，實際C處直徑為40，故軸的強度足夠。==31.48mm考慮到鍵槽對軸的削弱，將計算出d值加大3%，則應有32.42mm，實際D處直徑為50.553，故軸的強度足夠。軸的強度足夠。3、低速軸的校核計算校核項目計算公式及說明主要結果（1）、計算簡圖及受力分析圖中L=132mmL=88.5mmL=60mm L=280.5mm（2）、求軸傳遞的轉矩及軸上的作用力T=455.38N·m=455380N·mm=4266.9N=1586.15N=885.96NT=455.38N·m=4266.9N=1586.15N=885.96N（3）、求水平彎矩=·L-·d/2-F·L=1586.1588.5-885.96213.447/2-F148.5=0解得：F=308.58則有=F·L=308.5860=18515.0N·mm=+·d/2=18515.0+885.96213.447/2=113046.93N·mm=113046.93N·mm（4）、求垂直彎矩=·L-·L=4266.988.5-148.5=0解得：=2542.9N則有=·=2542.960=152574N·mm=152574N·mm（5）、求合成彎矩189890.58N·mmN·mm(6)、求危險截面的當量彎矩M==332734.09N·mmM=332734.09N·mm(7)、求危險截面直徑此軸為轉軸，[]=。軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，從表15-1查得=60MPa，則試==38.13mm考慮到鍵槽對軸的削弱，將計算出d值加大3%，則應有39.28mm，實際D處直徑為49，故軸的強度足夠。軸的強度足夠。九、減速器滾動軸承的選擇1、高速軸上滾動軸承的選擇軸承類型選擇圓錐滾子軸承，軸承預期壽命要大于5年（24000h）軸向力=158.62N=475.16N=1.5初選滾子軸承型號為：32208型—GB/T292-94e=0.35Y=1.7基本額定動載荷=77.8kN基本額定靜載荷=77.2kN設計步驟 設計內(nèi)容主要結果（1）、受力分析（2）、求支反力R、RR=163.5109=712.74N則R=237.58NR=712.74NR=237.58N（3）、求兩軸承的軸向載荷=e·R=0.35712.74=249.459N=e·R=0.35237.58=83.153N+=408.079>則==249.459N=-=249.459-158.62=90.539N=249.459N=90.539N(4)、計算兩軸承的當量動載荷、軸承eq\o\ac(○,1)：=e則有X=1,Y=0==1.51712.74=1069.11N軸承eq\o\ac(○,2)：==0.38>則=0.4，=1.7==1.5（0.4237.58+1.790.539）=373.42N因為>所以==1069.11N=1069.11N(5)、由預期壽命求所需的===9378.98N<=77.8KN試選的軸承滿足條件，初選成功初選成功32208型2、中速軸上滾動軸承的選擇軸承類型選擇圓錐滾子軸承，軸承預期壽命要大于5年（24000h）軸向力=139.21N=417.76N=939.17N=981.84N=1.5初選滾子軸承型號為：32206型—GB/T292-94e=0.37Y=1.6基本額定動載荷=51.8kN基本額定靜載荷=63.8kN設計步驟 設計內(nèi)容主要結果（1）、受力分析（2）、求支反力R、RR=（52.5-103.5）164=-485.9N則R=1049.98NR=-485.9NR=1049.9N（3）、求兩軸承的軸向載荷=e·R=0.37485.9=179.783N=e·R=0.371049.98=388.49N+=318.99<+=1327.66則=+-=1188.45N==388.49N=1188.45N=388.49N(4)、計算兩軸承的當量動載荷、軸承eq\o\ac(○,1)：>e則=0.4，=1.7==1.5(0.4485.9+1.71188.45)=3322.09N軸承eq\o\ac(○,2)：==0.37=則有X=1,Y=0==1.511049.98=1574.97N因為>所以==3322.09N=3322.09N(5)、由預期壽命求所需的===20956.43N<=51.8KN試選的軸承滿足條件，初選成功初選成功32206型3、低速軸上滾動軸承的選擇軸承類型選擇圓錐滾子軸承，軸承預期壽命要大于5年（24000h）軸向力=885.96N=1586.15N=1.5初選滾子軸承型號為：30210型—GB/T292-94e=0.42Y=1.4基本額定動載荷=73.2kN基本額定靜載荷=92kN設計步驟 設計內(nèi)容主要結果（1）、受力分析（2）、求支反力R、RR=88.5148.5=945.28N則R=640.86NR=945.28NR=640.86N（3）、求兩軸承的軸向載荷=e·R=0.42945.28=397.02N=e·R=0.42640.86=269.16N+=1155.12>則=+=1155.12N==269.16N=1155.12N=269.16N(4)、計算兩軸承的當量動載荷、軸承eq\o\ac(○,1)：>e則=0.4，=1.4==1.5(0.4945.28+1.41155.12)=2992.92N軸承eq\o\ac(○,2)：==0.42=則有X=1,Y=0==1.51640.86=960.23N因為>所以==2992.92N=2992.92N(5)、由預期壽命求所需的===12277.04N<=73.2KN試選的軸承滿足條件，初選成功初選成功30210型十、鍵連接和聯(lián)軸器的選擇1、高速軸上的鍵連接和聯(lián)軸器的選擇設計項目計算公式及說明主要結果（1）聯(lián)軸器的選擇由前計算結果得：高速軸的轉矩=40.09轉速n=960查機械設計手冊得，工作情況系數(shù)K=1.5~2，取K=1.75計算轉矩=K=1.7540.09=70.16選LM型梅花形彈性聯(lián)軸器選LM4聯(lián)軸器GB4323-84許用轉矩[]=210許用轉速[n]=4500因為<[]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。該聯(lián)軸器滿足要求。（2）、聯(lián)軸器鍵的選擇高速軸的轉矩=40.09，選A型普通平鍵。由=30mm查表選鍵A1040GB1096-79b=10mmh=8mmL=40mml=30mm鍵的許用擠壓應力和需用剪切應力分別為：[]=110MPa[]=90MPa分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度：=22.49MPa<[]=8.91MPa<[]鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。（3）、小錐齒輪鍵的校核高速軸的轉矩=40.09，選A型普通平鍵。由=30mm查表選鍵A1022GB1096-79b=10mmh=8mmL=22mml=12mm鍵的許用擠壓應力和需用剪切應力分別為：[]=110MPa[]=90MPa分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度：=22.49MPa<[]=8.91MPa<[]鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。2、中速軸上的鍵連接選擇設計項目 計算公式及說明主要結果大錐齒輪鍵的校核中速軸的轉矩=114.33，選A型普通平鍵。由=35mm查表選鍵A1022GB1096-79b=10mmh=8mmL=26mml=16mm鍵的許用擠壓應力和需用剪切應力分別為：[]=110MPa[]=90MPa分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度：=102.08MPa<[]=40.83MPa<[]鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。3、低速軸上的鍵連接和聯(lián)軸器的選擇設計項目 計算公式及說明主要結果（1）聯(lián)軸器的選擇由前計算結果得：高速軸的轉矩=455.38轉速n=76.37查機械設計手冊得，工作情況系數(shù)K=1.5~2，取K=1.75計算轉矩=K=1.75455.38=796.92選LM型梅花形彈性聯(lián)軸器選LM5聯(lián)軸器GB4323-84許用轉矩[]=960許用轉速[n]=4500因為<[]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。該聯(lián)軸器滿足要求。（2）聯(lián)軸器鍵的選擇高速軸的轉矩=455.38，選A型普通平鍵。由=42mm查表選鍵A1272GB1096-79b=12mmh=9mmL=72mml=60mm鍵的許用擠壓應力和需用剪切應力分別為：[]=110MPa[]=90MPa分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度：=80.31MPa<[]=30.12MPa<[]鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。（3）、大圓柱齒輪鍵的校核高速軸的轉矩=455.38，選A型普通平鍵。由=49mm查表選鍵A1456GB1096-79b=14mmh=8mmL=58mml=44mm鍵的許用擠壓應力和需用剪切應