2022年机械设计方案课程设计方案 .pdf

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1、1 / 30 广州大学机械与电气工程学院机械设计课程设计报告设计题目 : 带式输送机传动装置的设计）专业班级 : 08机械 3 姓名: 陈立立学号: 0815020184 指导老师 : 江帆完成日期 : 2018-12-29 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 30 页2 / 30 目录机械设计课程设计任务书3 电动机的选择5 传动参数的计算6 高速级齿轮副的设计7 低速齿轮副的设计11 高速轴的设计15 中间轴的设计19 低速轴的设计22 高速轴轴承的校核25 中间轴轴承的校核26 低速轴轴承的校核28 各轴上键的校核29

2、 主要参考文献30 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 30 页3 / 30 一、广州大学机械与电气工程学院课程设计任务书专业班级：机械083学生姓名：陈立立指导教师签名）：江帆一、课程设计 论文）题目带式输送机传动装置的设计二、本次课程设计 论文）应达到的目的1）培养学生协同设计完整机械的能力；2）使学生了解机械设计过程、强化学生制图能力、公差配合标注能力、机械结构设计能力。三、本次课程设计 论文）任务的主要内容和要求 6 v(m/s 1.3 D(mm 400 表中： F- 输送带工作拉力，v- 输送带速度，- 卷筒直径精

3、选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 30 页4 / 30 设计任务：1）绘制减速器装配图1 张A0 或 A1）2）绘制减速器零件图13 张3）编写设计说明书份 1目录标题及页次）2设计任务书3电动机选择传动比分配及运动和动力参数计算4齿轮的设计计算5轴的设计计算及校核并简要说明轴的结构设计）6滚动轴承的选择及校核7键及联轴器的选择与校核8润滑密封及拆装等简要说明9参考资料四、应收集的资料及主要参考文献：1 孙桓 .机械原理 M. 北京 : 高等教育出版社,2001. 2 濮良贵 . 机械设计 M. 北京 : 高等教育出版社,2

4、001. 3 实用机械设计手册编写组. 实用机械设计手册M. 北京 : 机械工业出版社,1998. 4 中华人民共和国机械工业部. 中华人民共和国机械行业标准M. 北京：机械工业标准服务网， 1995. 5 朱张校，郑明新. 工程材料 M. 北京：清华大学出版社，2001. 6 谢祚水 . 机构优化设计概论M. 北京：国防工业出版社，1997. 7 刘维信 . 机械最优化设计M. 北京：清华大学出版社，1986. 二、电动机的选择精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 30 页5 / 30 1、选定 Y 系列电动机。 Y 系列电

5、动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声小、振动小的优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。2、确定功率、电动机至工作机的总效率取圆柱齿轮传动效率98. 01取滚动轴承传动效率98.02取联轴器传动效率99.03故87. 099. 098.098.0242234221、按电动机的额定功率选用电动机查 Y 系列IP44）三相异步电动机的技术数据选定型号为 Y160L-6 的电动机其额定功率为KWKW34.911dm满载转速min/r970nm3、传动比的分配工作机输送带滚筒转速min/r620.4m3.1460s)/(1.3m/s/vnw）（D

6、总传动比65.1562/970n/niwm取高速级传动比6 . 4i1低速级传动比4 .3i2三、传动参数的计算精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 30 页6 / 30 1、各轴的转速 n 高速轴的输入功率KWKWPP89.1099.0113m1中间轴的输入功率KWPP46.1098. 098.089.102112低速轴的输入功率KWPP05.1098.098.046.102123滚筒轴的输入功率KWPP75. 998.099. 005.1023343、各轴的输入转矩 T (N*m 高速轴的输入转矩m*22.107970/8

7、9.109550n/9550111NPT中间轴的输入转矩m*17.4719.210/46.109550n/9500222NPT低速轴的输入转矩m*02.154862/05.109550n/9550333NPT滚筒轴的输入转矩m*81.150162/75. 99550n/9550444NPT电机轴轴轴轴滚筒轴功率 P/KW 11KW 10.89KW 10.46KW 10.05KW 9.75KW 转矩T/(N*m 107.22 107.22 471.17 1548.02 1501.81 转速n/r/min）970 970 210.9 62 62 传动比 i1 4.6 3.4 1 效率； 0.99

8、0.98 0.98 0.99 四、高速级齿轮副的设计1、设计参数：输入功率KW89.101,小齿的转速min/r970n1传动比6. 4i1工作寿命 10 年设每年工作 300 天）精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 30 页7 / 30 两班制，工作平稳2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 GB 1009588）3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为45 钢调质）硬度为240HB

9、S，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数241，大齿轮齿数4.110246.42取齿数为1102Z5）初选螺旋升角o143、按齿面接触强度设计按公式试算，即32d1tt 1u1u2dHEHZZTK（1） 确定公式内的各计算数值 试选6.1tK齿宽系数1d小齿轮传递转矩m*22.1071NT 选取区域系数433.2HZ 端面重合度系数COSZZ)11(2 .388.12167.114)110/124/1(2. 388.1oCOS 材料的弹性影响系数218.189aEMPZ 小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5502lim 应力循环次数9h111

10、0794.21030082197060jn60）（LN811210073.6iNN取接触疲劳寿命系数90.01HNK95.02HNK精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 30 页8 / 30 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 aaHHNHMPMPSK5406009.01lim11aaHHNHMPMPSK5.52255095.02lim22许用接触应力aHHHMP25.5312/ )5.522540(221确定计算参数814.135. 12 .112. 11FFVAKKKKK根据纵向重合度903.1查得螺旋影响系数88. 0

11、Y计算当量齿数27.2614cos24cos3311oVZZ41.12014cos110cos3322oVZZ查小齿轮弯曲疲劳强度极限a1500MPFE查大齿轮弯曲疲劳强度极限aFEMP3802查大小齿轮的疲劳寿命系数85.01FNK88.02FNK计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4 aaFEFNFMPMPSK57.3034 .150085.0111aFEFNFMPSK86.2384.138088.0222查取齿形系数592. 21FaY164.22FaY查取应力校正系数596.11SaY806.12SaY计算大小齿轮的FSaFaYY值，并比较精选学习资料 - - - - - - -

12、- - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 30 页10 / 30 小齿轮：01363.057.303596.1592.2111FSaFaYY大齿轮：01636.086.238806.1164.2222FSaFaYY大齿轮的数值比较大2）代入参数数值并设计计算mmmmmon69.101636. 0903.1241)14(cos88.010072. 1814.123225取2nm按08.681d计算齿数03.33214cos08.68cos11onmdZ取331Z则8.1516.433112ZiZ取1522Z5、几何尺寸计算 1）计算中心距mmmZZon66.19014cos

13、22)15233(cos2)(a21将中心距圆整为mma191 2）按中心距修正螺旋角 2157231419122)15233(arccos2)(arccosonamZZ因为值改变不多，故参数KHZ等不必修正 3）大小齿轮分度圆mmmZon14.68572314cos233cosd 11取整mm68d1mmmZdon86.313572314cos2152cos 22取整mm314d24）齿轮宽度mmdbd681取整后取mmB682mmB731精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 30 页11 / 30 五、低速齿轮副的设计1

14、、设计参数：输入功率KW35.102,小齿的转速min/r9 .210n1传动比4 .3i1工作寿命 10年设每年工作 300天）2、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照任务书的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 GB 1009588）3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为45 钢调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数243，大齿轮齿数6.81244.34取齿数为824Z5）初选螺旋升角o163、按齿面接触强度设计按公式试算，即32d2tt3u1u2dHEHZZT

15、K（2） 确定公式内的各计算数值试选4. 1tK齿宽系数1d小齿轮传递转矩m*17.4712NT选取区域系数4 .2HZ端面重合度系数COSZZ)11(2 .388.14364. 116)82/124/1(2 .388.1oCOS材料的弹性影响系数218 .189aEMPZ小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6003lim精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 30 页12 / 30 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5504lim 应力循环次数8h2310074.6103008219.21060jn60）（LN823410786.

16、1iNN取接触疲劳寿命系数93.03HNK98.04HNK取失效概率为1%，安全系数 S=1 aaHHNHMPMPSK55860093.03lim33aaHHNHMPMPSK53955098.04lim44许用接触应力aHHHMP5.5482/)539558(243确定计算参数6524.135. 12.102. 11FFVAKKKKK根据纵向重合度188.2查得螺旋影响系数87. 0Y计算当量齿数02.2716cos24cos3333oVZZ32.9216cos82cos3344oVZZ查小齿轮弯曲疲劳强度极限a3500MPFE查大齿轮弯曲疲劳强度极限aFEMP3804查大小齿轮的疲劳寿命系数

17、9 .03FNK95.04FNK计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4 aaFEFNFMPMPSK43.3214.15009.0333aFEFNFMPSK86.2574.138095.0444查取齿形系数570. 23FaY195.24FaY查取应力校正系数精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 30 页14 / 30 60.13SaY782.14SaY计算大小齿轮的FSaFaYY值，并比较小齿轮：01279.043.3216 . 157.2333FSaFaYY大齿轮：01517.086.257782.1195.2444F

18、SaFaYY大齿轮的数值比较大2）代入参数数值并设计计算mmmmmon47.201517. 0188.2241)16(cos87. 0107117.46524.123225取3nm按86.1103d计算齿数5.35316cos86.110cos33onmdZ取361Z则4.1224 .336112ZiZ取1222Z5、几何尺寸计算 1）计算中心距mmmZZon55.24616cos23)12236(cos2)(a43将中心距圆整为mma247 2）按中心距修正螺旋角 4333211624723)12236(arccos2)(arccosonamZZ因为值改变不多，故参数KHZ等不必修正 3）大

19、小齿轮分度圆mmmZon56.112332116cos336cosd 33取整mm113d3mmmZdon44.381332116cos3122cos 44取整mm381d24）齿轮宽度mmdbd1133精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 30 页15 / 30 取整后取mmB1134mmB1183六、高速轴的设计1、高速轴的主要设计参数轴的输入功率KWP89.101转速min/r970n1精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 30 页16 / 30 转

20、矩m*22.1071NT 572314oon202、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径mm68d1圆周力NTF5.3153681072202d211t径向力NFFoont118557231420tan5.3153costan r轴向力NFFota6.809572314tan5.3153tan 3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取1150AmmnPA75.2597089.10115d33110min选择联轴器计算联轴器的转矩3caTKTA, 取3.1AK则mmNTKTAca*1393861072203. 13查标准 GB/T 5843-1986），选用 YL7 型凸缘联轴器4

21、42860301BJJ，其公称转矩为 160000N*mm。半联轴器的孔径mmd281，故取轴第一段mm28d21半联轴器长度 L=92mm，半联轴器与轴配合的轴径长度mm441L4、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案，如下图精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 30 页17 / 30 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-3 段的直径为mmd3532；左端用挡圈定位，取挡圈直径为D=37mm。1-2 轴段的长度应比轴径长度略短一些，故取mml4

22、221初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。初步选取0 基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33208，其尺寸为 d*D*T=40mm*80mm*32mm, 故mmdd408743，mmll328743mmdd457654mml5032mml16754mml7365mml40763）轴上零件的周向定位齿轮采用齿轮轴，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。采用平键为8mm*7mm*32mm, 半联轴器与轴的配合为6k7H。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角o452各轴肩处取圆角半径

23、为2mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 30 页18 / 30 5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下从轴的结构图以及弯矩扭矩图可以看出齿轮轴的中间截面是危险截面。将此截面的数值列于下表载荷水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=860N,FNH2=2293.5N FNV1=423.3N,FNV2=761.7N 弯矩 M MH=172000N*mm Mv1=84660N*mm ，Mv2=57127.5N*mm 总弯矩M1=191706.3N*mm, M2=181238.9N*mm 扭矩 T T1=107220N

24、*mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 30 页19 / 30 6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 轴的计算应力为a322212108.8631 .0)1072206 .0(3.191706)(MPWTMca而查出aMP601，因此1ca，故轴的设计满足弯扭强度要求。七、中间轴的设计1、中间轴的主要设计参数轴的输入功率KWP46.102转速min/9.210n2rmmNT*4711702 332116oon202、齿轮上的作用力小齿轮的分度圆直径mm113d3圆周力NT

25、F3.83391134711702d232t1径向力NFFoont3.316333211620tan3.8339costan 1r1轴向力NFFota9.2447332116tan3.8339tan 11大齿轮的分度圆直径mm314d2圆周力NFF5.3153tt2径向力NFFr1185r2轴向力NFFaa6 .80923、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45 钢，调质处理。取1100AmmnPA42.409.21046.10110d33220min该轴上有两个键槽，故最小轴径增大11%，则mm87.44dmin精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - -

26、 - - -第 19 页，共 30 页20 / 30 轴的最小直径是装在滚动轴承上的，故初选滚动轴承。轴承同时受到径向和轴向的作用力，故选用单列圆锥滚子轴承，选取0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32309，其尺寸为 d*D*T=45mm*100mm*38.25mm 故取轴的第一段mm45d214、轴的结构设计 1）拟定在轴上的装配方案，如下图 轴径 d 轴长 l 1-2段2-3段3-4段4-5段5-6段6-7段7-8段1-2段2-3段3-4段4-5段5-6段6-7段7-8段45 55 65 60 55 50 45 32 19 12 116 88 45 32 3）轴上零件的定位齿轮

27、与轴的周向定位均采用平键连接。选小齿轮的平键为18mm*11mm*100mm, 选大齿轮的平键为 16mm*10mm*50mm 选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。轴端倒角为 2*45，各轴肩处的圆角半径为2mm 轴的结构图如下：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 30 页21 / 30 5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 30 页22 /

28、 30 载荷水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=4872N,FNH2=358.8N FNV1=2373.9N,FNV2=-395.6N 弯矩 M MH1=433608N*mm MH2=27448.2N*mm Mv1=211277.1N*mm，Mv1 =72970.7N*mm Mv2=30263.4N*mm 总弯矩M1=482342.1N*mm, M1 =439705.2N*mm M2=40856.8N*mm 扭矩 T T2=471170N*mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知，小齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度M1 取大值。根据轴单向旋转，扭转切应力为脉

29、动循环变应力，取=0.6 轴的计算应力为a322222188.25601 .0)4711706.0(1 .482342)(MPWTMca而查出aMP601，因此1ca，故轴的设计满足弯扭强度要求。八、低速轴的设计1、低速轴的主要设计参数轴的输入功率KWP05.103转速min/62n3rmmNT*15480203 332116oon20 2、齿轮上的作用力齿轮的分度圆直径mm381d3圆周力NFFt3.8339t1径向力NFFr3.3163r1轴向力NFFa9.24471a3、初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45 钢，调质处理。取1100AmmnPA98.596205.10110d3333

30、0min低速轴端上有一个键槽，故轴径增大6%，则mm57.63dmin精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 22 页，共 30 页23 / 30 选择联轴器计算联轴器的转矩3caTKTA, 取3 .1AK则mmNTKTAca*201242615480203 .13查标准 GB/T 5843-1986），选用HL6 型弹性柱销联轴器10765107651BJJB，其公称转矩为3150000N*mm。半联轴器的孔径mmd651，故取轴第的最后一段的直径为 65mm 半联轴器与轴配合的轴径长度mm1071L4、轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装

31、配方案，如下图 轴径 d 轴长 l 1-2段2-3段3-4段4-5段5-6段6-7段7-8段1-2段2-3段3-4段4-5段5-6段6-7段7-8段70 75 80 90 75 70 65 35 32.5 111 12 124.5 70 105 3）轴上零件的定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。选齿轮的平键为 22mm*14mm*90mm 联轴器的键为 18mm*11mm*90mm 选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。轴端倒角为 2*45，各轴肩处的圆角半径为2mm 轴的结构图如下：精选学习资料 - - - - - -

32、 - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 23 页，共 30 页24 / 30 5、求轴上的载荷做出弯矩图和扭矩图如下：载荷水平面 H 垂直面 V 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 24 页，共 30 页25 / 30 支反力 F FNH1=5688.6N,FNH2=2650.7N FNV1=2651.8N,FNV2=511.5N 弯矩 M MH=506285.4N*mm Mv1=236010.2N*mm，Mv2=97696.5N*mm 总弯矩M1=558592.6N*mm, M2=515625.4N*mm 扭矩 T

33、T3=1548020N*mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度由弯矩扭矩图可知，齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 轴的计算应力为a322232117.21801.0)15480206.0(6.558592)(MPWTMca而查出aMP601，因此1ca，故轴的设计满足弯扭强度要求。九、高速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力NF5.3153t，径向力NFr1185 , 轴向力NFa6.809齿轮分度圆mm68d1转速min/9701rn预期寿命hLh584002836510初选两个轴承型号均为33208 2、求两轴承受到的径

34、向载荷NdFFFarV7482802686 .8092001185280220011rNFFFVrrVr437748118512NFFtHr5.22522802001NFFFHrtHr90112NFFFHrVr4.237321211rNFFFHrvrr4 .1001222223、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力YFFr2d查表得， Y=1.7 e=0.36 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 25 页，共 30 页26 / 30 NYFFr1.6987. 124 .2373211dNYFFrd5.2947.124.1

35、001222NFFFda1.110421aNFFda1.6981236.0465.04.23731 .110411eFFra36.0688.04 .10011 .69822eFFra故两轴承计算系数均为 X=0.4 Y=1.7 轴承运转只有轻微振动，故取1.1fp则NYFXFfParp96.3108) 1.11047.14.23734 .0(1.1)(111NYFXFfParp1746) 1.6987 .14.10014. 0(1.1)(2224、验算轴承寿命因为21PP,所以按轴承 1的受力大小验算hLhPCnL626h661885)96.3108105000(9706010)(6010故该

36、轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30208，经检验，仍符合要求十、中间轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力NF3.8339t1，NF5.31532t径向力NFr3.31631 , NFr11852轴向力NFa9.24471NFa6.8092齿轮分度圆mm113d1mmd3812转速min/9.2102rn预期寿命hLh584002836510初选两个轴承型号均为32309 2、求两轴承受到的径向载荷NdFdFFFFarrV9.1736280225 .7619122a11211r精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 26 页，共

37、30 页27 / 30 NFFFFVrrVr4 .24111859 .17363.31632r112NFFFttHr48272805.76191211NFFFFtHrtHr8.3582112NFFFHrVr7.512921211rNFFFHrvrr4.432222223、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力YFFr2d查表得， Y=1.7 e=0.35 NYFFr7.15087.127.5129211dNYFFrd2 .1277.124.432222NNFFFFda5 .17652.1276 .8099.244722a11aNFFda7.15081235.0344.07.512

38、95.176511eFFra36.0489.34.4327.150822eFFra故两轴承计算系数为X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=1.7 轴承运转只有轻微振动，故取1.1fp则NFYFXfParp6.5642)5.176506 .51291(1. 1)(11111NFYFXfParp35.3011)7.15087 .14.4324 .0(1.1)(222224、验算轴承寿命因为21PP,所以按轴承 1的受力大小验算hLhPCnL3626h1341029)6.5642145000(9 .2106010)(6010故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30309，经检验，仍符合要求精

39、选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 27 页，共 30 页28 / 30 十一、低速轴轴承的校核1、设计参数轴上齿轮受切向力NF3.8339t，径向力NFr3.3163 , 轴向力NFa9.2447齿轮分度圆mm381d1转速min/623rn预期寿命hLh584002836510初选两个轴承型号均为30314 2、求两轴承受到的径向载荷NdFFFarV9.405228023819.24471923.8339280219211rNFFFVrrVr4.42869.40533 .833912NFFtHr1.21692801921NFFFHrt

40、Hr2.99412NFFFHrVr8.459621211rNFFFHrvrr2.4400222223、求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力YFFr2d查表得， Y=1.7 e=0.35 NYFFr13527. 128.4596211dNYFFrd2 .12947. 122.4400222NFFFda1 .374221aNFFda13521236.0814.08.45961.374211eFFra36.0307.02.4400135222eFFra故两轴承计算系数为X1=0.4 Y1=1.7 X2=1 Y2=0 轴承运转只有轻微振动，故取1 .1fp则NFYFXfParp3.82

41、00) 1.37427.18.45964.0(1. 1)(11111NFYFXfParp2.4840)135202.44001(1.1)(222224、验算轴承寿命因为21PP,所以按轴承 1的受力大小验算精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 28 页，共 30 页29 / 30 hLhPCnL3626h5050534)3 .8200218000(626010)(6010故该轴承满足寿命要求，为了避免浪费，可选为30214，经检验，仍符合要求十二、各轴上键的校核1、高速轴上联轴器的键为8mm*7mm*32mm 转矩m*22.1071NTa

42、MPkldT17.9128)832(75.0100022.107210231p由于apMP150120p故此键满足挤压强度要求2、中间轴上键为 18mm*11mm*100mm 和 16mm*10mm*50mm 转矩mmNT*4711702aMPkldT82.3460)18100(115. 0100017.471210232p1由于apMP150120p1故此键满足挤压强度要求aMPkldT8.10055)1650(105.0100017.471210232p2由于apMP150120p2故此键满足挤压强度要求3、低速轴上的键为22mm*14mm*90mm 和 18mm*11mm*90mm 转矩

43、mmNT*15480203aMPkldT31.8180)2290(145.0100002.1548210233p1由于apMP150120p1故此键满足挤压强度要求aMPkldT9.10665)990(115.0100002.1548210233p2由于apMP150120p2故此键满足挤压强度要求精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 29 页，共 30 页30 / 30 十三、主要参考文献1 孙桓 .机械原理 M. 北京 : 高等教育出版社,2001. 2 濮良贵 . 机械设计 M. 北京 : 高等教育出版社,2001. 3 实用机械设

44、计手册编写组. 实用机械设计手册M. 北京 : 机械工业出版社,1998. 4 中华人民共和国机械工业部. 中华人民共和国机械行业标准M. 北京：机械工业标准服务网， 1995. 5 朱张校，郑明新. 工程材料 M. 北京：清华大学出版社，2001. 6 谢祚水 . 机构优化设计概论M. 北京：国防工业出版社，1997. 7 刘维信 . 机械最优化设计M. 北京：清华大学出版社，1986. 8 汪琪 机械零件设计问题解读，北京：中国致公出版社，1993 9 骆素君、朱诗顺机械课程设计简明手册，北京：化学工业出版社，2006 10 杨黎明、杨志勤机械设计简明手册，北京：国防工业出版社，2008 11 李育锡机械设计课程设计北京：高等教育出版社，2008 12 王三民机械设计计算手册北京：化学工业出版社，2009 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 30 页，共 30 页