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文本内容:
[1]金清肃,机械设计课程设计(第一版)[M].武汉华中科技大学出版社,
2007.10
[2]濮良贵,纪名刚.机械设计第八版[M].北京高等教育出版社,
2006.5
[3]吴宗泽,机械设计使用手册(第二版).北京化学工业出版社,
2003.10
[4]吴宗泽罗圣国.机械设计课程设计手册第三版.北京:高等教育出版社
2006.5
[5]龚溎义,罗圣国等机械设计课程设计指导书(第二版)
[6]高金莲,工程图学(第二版)机械工业出版社北京高等教育出版社
[5]龚溎义,机械设计课程设计图册,(第三版)北京高等教育出版社
二、电动机的选择
(1)选择电动机类型按工作要求用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机,电压为380V
(2)选择电动机容量电动机所需工作功率,按参考文献
[1]的(2-1)为由式(2-1)得kw传动装置的总效率查参考文献
[1]第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值,确定各部分效率为联轴器效率,滚动轴承传动效率(一对)开式齿轮传动效率减速器内闭式齿轮传动绞盘代入得所需电动机功率为
4.97kw因载荷平稳,电动机额定功率略大于即可,由参考文献
[1]第19章所示Y型三相异步电动机的技术参数,选电动机的额定功率为
5.5kw
(3)确定电动机转速卷筒轴工作转速为由参考文献
[1]表2-2可知,两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8~40,则总传动比合理范围为开式齿轮传动传动比为故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1500和3000两种方案进行比较由参考文献
[1]表19-1查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中表1电动机数据及总传动比表1中,方案1的电动机重量轻,价格便宜,但总传动比大,传动装置外廓尺寸大,结构不紧凑,制造成本高,故不可取综合考虑电动机和传动装置的尺寸,重量,价格以及总传动比,选用方案2较好,即选定电动机型号为Y132S-4三.传动装置的总传动比及其分配计算总传动比根据电动机满载转速及工作机转速,可得传动装置所要求的总传动比为合理分配各级传动比对于两级展开式圆柱齿轮减速器,当两级齿轮的材料的材质相同,齿宽系数相同时,为使各级大齿轮浸油深度大致相近(即两个大齿轮分度园直径接近),且低速级大齿直径略大,传动比可按下式分配,即式中—高速级传动比—减速器传动比又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为3~5,所以选四.计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算
(1)各轴转速
(2)各轴输入功率工作机轴
(3)各轴输入转距工作机轴表2运动和动力参数五.齿轮零件的设计计算
(一)开式齿轮传动设计参数1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1)选用直齿轮圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器,转速不高,故选用7级精度(GB10095-88)3)材料及热处理选择参考文献
[2]表10-1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40HBS4)试选小齿轮齿数,大齿轮齿数,2.按齿面接触强度设计按参考文献
[2]式(10-9a)进行试算,即
(1)确定公式内的各计算数值1)试选Kt=
1.32)由参考文献
[2]表10-7选取齿宽系数Φd=13)小齿轮传递的转距4)由参考文献
[2]表10-6查得材料的弹性影响系数5)由参考文献
[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限6)由参考文献
[2]式(10-19)计算应力循环次数7)由参考文献
[2]图10-19查得接触疲劳寿命系;8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由参考文献
[2]式(10-12)得
(2)计算1)试计算小齿轮分度圆直径,有计算公式得2)计算圆周速度3计算齿宽b4计算齿宽与齿高之比模数齿高5计算载荷系数K已知载荷平稳,由参考文献
[2]表10-2选取使用系数取;根据,7级精度,由参考文献
[2]图10-8查得动载系数;直齿轮,;由参考文献
[2]图10-4用插值法查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,;由,查参考文献
[2]图10-13得,故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由参考文献式(10-10a)得7)计算模数
3.按齿根弯曲强度设计由参考文献
[2]式(10-5)
(1)计算公式内的各计算数值1)由参考文献
[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳极限;2)由参考文献
[2]图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数,;3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=
1.4,由参考文献
[2]式(10-12)得4)计算载荷系数5)查取齿型系数由参考文献
[2]表10-5查得;6)查取应力校正系数由文献
[2]表10-5查得;7)计算大,小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大2设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力,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,,并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=
122.615mm,算出小齿轮齿数取=25,则,取=754.几何尺寸计算1)计算大、小齿轮的分度圆直径2)计算中心距3)计算齿轮宽度mm则取;
(二)高速级齿轮的设计设计参数两级展开式圆柱齿轮减速器,高速级常用斜齿轮,则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数1)运输机为一般工作机器,转速不高,故选用7级精度(GB10095-88)2)材料及热处理由参考文献
[2]表10-1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40HBS3)试选小齿轮齿数,大齿轮齿数,取4)选取螺旋角初选螺旋角β=14°
2.按按齿面接触强度设计按参考文献
[2]式(10-21)计算,即
(1)确定公式内的各计算数值1)试选Kt=
1.62)由参考文献
[2]图10-30选取区域系数ZH=
2.4333)由参考文献
[2]表10-7选取齿宽系数Φd=14)由参考文献
[2]图10-26查得5)小齿轮转距
32.63N.mm6)由由参考文
[2]表10-6查得材料的弹性影响系数7)由参考文献
[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限8)由参考文献
[2]式(10-13)计算应力循环次数9)由参考文献
[2]图10-19查得接触疲劳寿命系;10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由参考文献
[2]式(10-12)得
(2)计算1)试计算小齿轮分度圆直径,有计算公式得取2)计算圆周速度3)计算齿宽b及模数4)计算纵向重合度5)计算载荷系数K已知载荷平稳,由参考文献
[2]表10-2选取使用系数取根据,7级精度,由参考文献
[2]图10-8查得动载系数;由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故;由参考文献
[2]图10-13查得由表10-3查得故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由参考文献
[2]式(10-10a)得7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由参考文献
[2]式(10-17)
(1)确定计算参数1)计算载荷系数2)根据纵向重合度,从参考文献
[2]图10-28查得螺旋角影响系数Y=
0.883)计算当量齿数4)查取齿型系数由参考文献
[2]表10-5查得;5)查取应力校正系数由参考文献
[2]表10-5查得;6)由参考文献
[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限,大齿轮的弯曲疲劳极限7)由参考文献
[2]图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数,;8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=
1.4,由文献
[2]式(10-12)得9)计算大,小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大
(2)设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数,取m=2,已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算出的分度圆直径=
45.55来计算应有的齿数于是由取=22,取=1214.几何尺寸计算
(1)计算中心距将中心距圆整为147
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故参数、、等不必修正
(3)计算大、小齿轮的分度圆直径
(4)计算齿轮宽度mm圆整后取;
(三)低速级齿轮的设计设计参数两级展开式圆柱齿轮减速器,高速级常用斜齿轮,则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数1)运输机为一般工作机器,转速不高,故选用7级精度(GB10095-88)2)材料及热处理由参考文献
[2]表10-1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40HBS3)试选小齿轮齿数,大齿轮齿数,取4)选取螺旋角初选螺旋角β=14°
2.按按齿面接触强度设计按参考文献
[2]式(10-21)计算,即
(1)确定公式内的各计算数值1)试选Kt=
1.62)由参考文献
[2]图10-30选取区域系数ZH=
2.4333)由参考文献
[2]表10-7选取齿宽系数Φd=14)由参考文献
[2]图10-26查得5)小齿轮转距
17.1536)由由参考文
[2]表10-6查得材料的弹性影响系数7)由参考文献
[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限8)由参考文献
[2]式(10-13)计算应力循环次数9)由参考文献
[2]图10-19查得接触疲劳寿命系;10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由参考文献
[2]式(10-12)得
(2)计算1)试计算小齿轮分度圆直径,有计算公式得2)计算圆周速度3)计算齿宽b及模数4)计算纵向重合度5)计算载荷系数K已知载荷平稳,由参考文献
[2]表10-2选取使用系数取根据,7级精度,由参考文献
[2]图10-8查得动载系数;由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故;由参考文献
[2]图10-13查得由表10-3查得故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由参考文献
[2]式(10-10a)得7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由参考文献
[2]式(10-17)
(1)确定计算参数1)计算载荷系数2)根据纵向重合度,从参考文献
[2]图10-28查得螺旋角影响系数Y=
0.883)计算当量齿数4)查取齿型系数由参考文献
[2]表10-5查得;5)查取应力校正系数由参考文献
[2]表10-5查得;6)由参考文献
[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限,大齿轮的弯曲疲劳极限7)由参考文献
[2]图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数,;8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=
1.4,由文献
[2]式(10-12)得9)计算大,小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大
(2)设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数,取m=2,已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算出的分度圆直径=
64.27的齿数于是由取=31取=1254.几何尺寸计算
(1)计算中心距将中心距圆整为161
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故参数、、等不必修正
(3)计算大、小齿轮的分度圆直径
(4)计算齿轮宽度mm圆整后取;小结表3六.轴的设计齿轮机构的参数列于下表表4
(一)高速轴的设计已知参数,,1.求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为而圆周力,径向力及轴向力的方向如图3所示图3高速轴结构图2.初步确定轴的最小直径先按参考文献
[2]式(15-2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理根据参考文献
[2]表15-3,取,于是得高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径(图4)为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应,需同时选取联轴器型号联轴器的计算转距,查参考文献
[2]表14-1,考虑到转距变化很小,故取,则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件,查参考文献
[1]标准GB/T5014-2003,选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转距为630000N.mm半联轴器的孔径,故取,半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度3.轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案,如图4
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径,左端用轴端挡圈定位,半联轴器与轴配合的毂孔长度,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段长度应比略短一些,现取2)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,故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32008,其尺寸为的故3)由于齿根圆到键槽底部的距离(为端面模数),所以把齿轮做在轴上,形成齿轮轴参照工作要求并根据,左端滚动轴承采用轴肩定位,右端滚动轴承与轴之间采用挡油板定位,因此,取4)已知高速级齿轮轮毂长b=50mm做成齿轮轴,则至此,已初步确定了轴的各段直径和长度
(3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接半联轴器与轴连接,按由参数文献
[2]表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工,长为45mm;同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择半联轴器与轴配合为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m64)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献
[2]表15-2,取轴端倒角为,各轴肩处的圆角半径R
1.6
(二)中速轴的设计已知参数,,1.求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为而由受力分析和力的对称性,则中速轴大齿轮的力为,,圆周力,径向力及轴向力的方向如图5所示图5中速轴结构图2.初步确定轴的最小直径先按参考文献
[2]式(15-2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理根据参考文献
[2]表15-3,取,于是得3.轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案,如图4
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)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,故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据轴的最小直径,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33008的故2)取安装小齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径,齿轮的左端与左轴承之间采用挡油板定位.轮轮毂的宽度为69,为了使套筒可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取,齿轮右端采用轴肩定位,取h=3mm,则轴直径3取安装大齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径,齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位已知齿轮轮毂的宽度为45m,为了使套筒可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取,齿轮左端采用轴肩定位,取h=3mm,与小齿轮右端定位高度一样4)取小齿轮距箱体内壁之距离,由齿轮对称原则,大齿轮距箱体内壁的距离为,齿轮与齿轮之间的距离为c=12,已知滚动轴承宽度T=19m则至此,已初步确定了轴的各段直径和长度
(3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接按由参数文献
[2]表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工,长为56mm;同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮与轴配合为同理,由参数文献
[2]表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工,长为36;同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮与轴配合为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k64)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献
[2]表15-2,取轴端倒角为,各轴肩处的圆角半径R
1.
6.4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图(图5)做出轴的计算简图(图6),在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值对于30207型圆锥滚子轴承,由参考文献
[1]中查得a=
15.5为简支梁的轴的支承跨距根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图(图6)图6中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险截面现将计算出的截面B和C处的的值列于下表(参看图6)表65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距和扭距的截面(即危险截面c)的强度,根据参考文献
[2]式(15-5)及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由参考文献
[2]表15-1得因此,故安全
(三).低速轴的设计已知参数,,*----图7低速轴结构图⒈轴的最小直径先按参考文献
[2]式(15-2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理根据参考文献
[2]表15-3,取,于是得可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径(图4)为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应,需同时选取联轴器型号联轴器的计算转距,查参考文献
[2]表14-1,考虑到转距变化很小,故取,则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件,查参考文献
[1]标准GB/T5014-2003,选用HL4型弹性柱销联轴器;联轴器的孔径,故取,半联轴器与轴配合的毂孔长度3.轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径,右端用轴肩定位半联轴器与轴配合的毂孔长度,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段长度应比略短一些,现取2)初步选择滚动轴承,选用圆锥滚子轴承参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承32910,其尺寸为的故;右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位,故取3)取安装齿轮处的轴段是直径,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位齿轮右端采用轴肩定位,取h=3mm则轴环处的直径,取4)轴承端盖的总宽度为20mm,(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故取至此,已初步确定了轴的各段直径和长度
(3)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由参数文献
[2]表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工,长为56mm;同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴配合为同样,半联轴器与轴连接,选用平键截面,半联轴器与轴的配合为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k64)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献
[2]表15-2,取轴端倒角为,各轴肩处的圆角半径见图7七.键的校核
(一)高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接,传递的转矩为,轴径为,宽度b=8mm高度h=7mm,键长L=45mm联轴器、轴和键的材料皆为45钢,有轻微冲击,由参考文献
[2]表6-2查得许用挤压应力[]=120~150Mpa取其平均值,[]=135Mpa键的工作长度l=L-b=48mm-8mm=40mm键与联轴器键槽的接触高度k=
0.5h=
3.5mm.由参考文献
[2]式(6-1)可得Mpa故挤压强度足够
(二)中速轴上键的校核1)中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接,传递的转矩为,轴径为,宽度b=12mm高度h=8mm键长L=56mm齿轮,轴和键的材料皆为45钢,有轻微冲击,由参考文献
[2]表6-2查得许用挤压应力[]=120~150Mpa取其平均值,[]=135Mpa键的工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm键与齿轮键槽的接触高度k=
0.5h=
0.58mm=4mm.由参考文献
[2]式(6-1)可得故挤压强度足够2)中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接,传递的转矩为,轴径为,宽度b=12mm高度h=8mm键长L=36mm齿轮,轴和键的材料皆为45钢,有轻微冲击,由参考文献
[2]表6-2查得许用挤压应力[]=120~150Mpa取其平均值,[]=135Mpa键的工作长度l=L-b=36mm-12mm=24mm键与齿轮键槽的接触高度k=
0.5h=
0.58mm=4mm.由参考文献
[2]式(6-1)可得故挤压强度足够
(三)低速轴上键的校核1)低速轴上外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接,传递的转矩为,轴径为,宽度b=14mm高度h=9mm,键长L=70mm联轴器、轴和键的材料皆为45钢,有轻微冲击,由参考文献
[2]表6-2查得许用挤压应力[]=120~150Mpa取其平均值,[]=135Mpa键的工作长度l=L-b=70mm-14mm=56mm键与联轴器键槽的接触高度k=
0.5h=
0.59mm=
4.5mm.由参考文献
[2]式(6-1)可得Mpa故挤压强度足够2低速轴上齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接,传递的转矩为,轴径为,宽度b=16mm高度h=10mm键长L=50mm齿轮,轴和键的材料皆为45钢,有轻微冲击,由参考文献
[2]表6-2查得许用挤压应力[]=120~150Mpa取其平均值,[]=135Mpa键的工作长度l=L-b=76mm-14mm=62mm键与齿轮键槽的接触高度k=
0.5h=
0.510mm=5mm.由参考文献
[2]式(6-1)可得八.轴承寿命的验算一高速轴上轴承的寿命校核已知参数,查参考文献
[1]可知圆锥滚子轴承32008的基本额定动载荷C=21200N
1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知,
2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承,按参考文献
[2]中表13-7,轴承派生轴向力,其中Y是对应参考文献
[2]表13-5中的Y值查参考文献
[1]可知Y=
1.6,因此可算得按参考文献
[2]中式(13-11)得
3.求轴承当量载荷查参考文献
[1]可知e=
0.38,比较按参考文献
[2]中表13-5,得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为按参考文献
[2]中式(13-8a),当量动载荷由于轴承有轻微冲击,查参考文献
[2]表13-6,取,则
4.校核轴承寿命由参考文献
[2]式(13-4)知滚子轴承因为,所以按轴承1的受力大小校核故所选轴承满足寿命要求二中速轴上轴承的寿命校核已知参数,查参考文献
[1]可知圆锥滚子轴承33008的基本额定动载荷C=54200N
1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知,
2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承,按参考文献
[2]中表13-7,轴承派生轴向力,其中Y是对应参考文献
[2]表13-5中的Y值查参考文献
[1]可知Y=
2.1,因此可算得按参考文献
[2]中式(13-11)得
3.求轴承当量载荷查参考文献
[1]可知e=
0.28,比较按参考文献
[2]中表13-5,得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为按参考文献
[2]中式(13-8a),当量动载荷,查参考文献
[2]表13-6,取,则
4.校核轴承寿命由参考文献
[2]式(13-4)知滚子轴承因为,所以按轴承2的受力大小校核故所选轴承满足寿命要求三低速轴上轴承的寿命校核已知参数,查参考文献
[1]可知圆锥滚子轴承32910的基本额定动载荷C=22200N
1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知,
2.求轴承当量载荷由于轴承只承受纯径向动载荷的作用,按参考文献
[2]式(13-9a)得,当量动载荷查参考文献
[2]表13-6,取,则
4.校核轴承寿命由参考文献
[2]式(13-4)知滚子轴承因为,所以按轴承1的受力大小校核故所选轴承满足寿命要求九.润滑与密封
(一)润滑查参考文献
[1],齿轮采用浸油润滑;当齿轮圆周速度时,圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜,大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm轴承润滑采用油润滑
(二)密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承,并阻止润滑剂的漏失查参考文献
[3]表7-3-44,高低速轴密封圈为毡圈密封箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封选电动机型号为Y132S-4传动比分配为取2=22=121a=147取=31=125选用HL4型弹性柱销联轴器选用单列圆锥滚子轴承32910选用单列圆锥滚子轴承32008中速轴的强度满足要求高速轴上的键满足强度要求中速轴上键满足强度要求低速轴上的键满足强度要求高速轴上的轴承满足寿命要求中速轴上轴承的寿命要求低速轴上的轴承满足寿命要求。