畢業(yè)設(shè)計(jì)B650帶式輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)裝置

1、重慶工商大學(xué)2009屆畢業(yè)“論文”設(shè)計(jì)題 目： b650帶式輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)裝置 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)及自動(dòng)化 姓 名： 班 級： 指導(dǎo)教師： 起止日期： 2012年1月18日至2012年5月18日 目 錄1 設(shè)計(jì)題目12 傳動(dòng)方案分析12.1 整體布局12.2傳動(dòng)方案分析13 主要部件選擇13.1 電動(dòng)機(jī)選擇23.2 傳動(dòng)比分配33.3 傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)34 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)54.1 錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)54.2 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)104.3齒輪上作用力的計(jì)算155 軸系的設(shè)計(jì)計(jì)算165.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算165.2中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算165.3低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算205.4軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算215.5鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算2

2、46 減速器附件的選擇267 潤滑與密封278 參考文獻(xiàn)271. 設(shè)計(jì)題目1.1 題目：b650帶式輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)裝置設(shè)計(jì)。1.2已知條件：b650帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，傳動(dòng)滾筒驅(qū)動(dòng)合力f=6500n，輸送機(jī)帶速=2.5m/s，輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒直徑d=500mm（包膠），輸送機(jī)工作壽命10年（每天工作8小時(shí)，每年工作300天），單向運(yùn)轉(zhuǎn)，有粉塵，室內(nèi)工作。1.3 減速器類型：錐-斜齒輪直交兩級齒輪減速器。2. 傳動(dòng)方案分析2.1 整體布局：1電動(dòng)機(jī) 2聯(lián)軸器 3軸承 4高速級齒輪 5軸承 6軸承7低速級齒輪 8聯(lián)軸器 9軸承座 10運(yùn)輸膠帶 11傳動(dòng)滾筒圖1 傳動(dòng)方案簡圖2.2傳動(dòng)方案分析：擬定的

3、依據(jù)是整體布局結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)平穩(wěn)，傳動(dòng)效率高，適應(yīng)于惡劣環(huán)境下長期工作。3. 主要部件選擇3.1 電動(dòng)機(jī)選擇1） 電動(dòng)機(jī)類型由于該皮帶機(jī)用于室內(nèi)工作，要求該電動(dòng)機(jī)具有隔爆功能，因此選用yb2系列型電動(dòng)機(jī)，工作電壓380/660v。2） 電動(dòng)機(jī)容量選擇（1）皮帶機(jī)所需功率pw=16.93kw式中：f皮帶機(jī)阻力，n； 皮帶機(jī)帶速，m/s；皮帶機(jī)效率，取0.96。（2）電動(dòng)機(jī)輸出功率pd考慮到傳動(dòng)裝置的功率損耗，電動(dòng)機(jī)輸出功率為pd =為從電動(dòng)機(jī)到傳動(dòng)滾筒傳動(dòng)軸之間的總效率=式中： 滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率，取0.99；圓錐齒輪傳動(dòng)效率，取0.95；圓柱齒輪傳動(dòng)效率，取0.97；聯(lián)軸器傳動(dòng)效率，取0.993

4、；傳動(dòng)滾筒傳動(dòng)效率，取0.96。 =0.838 pd =20. 2kw（3）電動(dòng)機(jī)額定功率ped：電動(dòng)機(jī)額定功率暫定為ped=22kw。3）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（1）傳動(dòng)滾筒工作轉(zhuǎn)速 nw =95.49（2）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由于兩級圓錐圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比范圍一般為815，因此，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇范圍為 nd1 nd2 =（815）nw =763.921432.35由計(jì)算結(jié)果，可選擇同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電動(dòng)機(jī)。4） 確定電動(dòng)機(jī)根據(jù)以上計(jì)算，參照電動(dòng)機(jī)相關(guān)手冊，選擇電動(dòng)機(jī)的型號規(guī)格為yb2-200l2-6，滿載時(shí)的轉(zhuǎn)速nm = 970r/min。3.2 傳動(dòng)比分配1）總傳動(dòng)比i=10.162）傳動(dòng)比分配

5、該減速器高速級為圓錐齒輪傳動(dòng)，其傳動(dòng)比的取值應(yīng)小于低速級圓柱齒輪的傳動(dòng)比，一般取i1 0.25i，則有 i1 0.2510.16 = 2.54，i2 = 43.3傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1）傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)定將從電動(dòng)機(jī)軸到帶式輸送機(jī)傳動(dòng)滾筒軸依次設(shè)為o軸、軸、軸、軸和軸，則有：（1）對應(yīng)的各軸轉(zhuǎn)速分別為：n0、n1、n2、n3和n4，單位：r/min；（2）對應(yīng)的o軸的輸出功率及其余各軸的輸入功率分別為：p0、p1、p2、p3、p4，單位：kw；（3）對應(yīng)的o軸的輸出轉(zhuǎn)矩及其余各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為：t0、t1、t2、t3、t4，單位：nm；（4）相鄰兩軸間的傳動(dòng)比分別為：i01、i12、i23、i

6、34；（5）相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率分別為：1、2、3、4、5。2） 動(dòng)力參數(shù)計(jì)算（1）各軸轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)o軸轉(zhuǎn)速：n0 = nm =970r/min軸轉(zhuǎn)速：n1 = nm /i01 =970/1=970r/min軸轉(zhuǎn)速：n2 = n1 /i12 =970/2.54=381.89r/min軸轉(zhuǎn)速：n3 = n2 /i23 =381.89/4=95.49r/min軸轉(zhuǎn)速：n4 = n3 /i34 =95.49/1= nw=95.49r/min（2）輸出（輸入）功率電動(dòng)機(jī)（o軸）輸出功率：p0 = pd =20.2kw軸輸入功率：p1 = pd4 =20.20.993=20.06kw軸輸入功率：p2 =

7、p112=20.060.990.95=18.86kw軸輸入功率：p3 = p223 =18.860.950.97=17.38kw軸輸入功率：p4 = p314=17.380.990.993= pw=17.09 kw（3）輸出（輸入）轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)（o軸）輸出轉(zhuǎn)矩：t0 =9550 =9550=198.88n.m軸輸入轉(zhuǎn)矩：t1 = 9550 =9550=197.5n.m軸輸入轉(zhuǎn)矩：t2 = 9550 =9550=471.64n.m軸輸入轉(zhuǎn)矩：t3 =9550 =9550=1738.2n.m軸輸入轉(zhuǎn)矩：t4 = 9550 =9550=1709.2 n.m3）計(jì)算結(jié)果軸編號電動(dòng)機(jī)減速器傳動(dòng)滾筒o軸軸軸

8、軸軸轉(zhuǎn)速r/minn0=970n1=970n2=381.89n3=95.49n4=95.49功率kwp0=20.2p1=20.06p2=18.86p3=17.38p4=17.09轉(zhuǎn)矩nmt0=60.23t1=59.78t2=338.82t3=1378.2t4=1709.2兩軸連接聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動(dòng)比ii01=1i12=2.54i23=4i34=1傳動(dòng)效率0=0.991=0.942=0.963=0.984. 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)4.1高速級錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)4.1.1已知條件輸入功率pi =20.06kw，小齒輪轉(zhuǎn)速ni =970r/min，傳動(dòng)比ii =2.54，輸送機(jī)工作壽命10年（每天工作16小

9、時(shí)，每年工作300天），單向運(yùn)轉(zhuǎn)，有粉塵，室內(nèi)工作。4.1.2齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)1）高速級選用圓錐齒輪傳動(dòng)；2）齒輪精度等級選定為7級精度；3）齒輪材料：小齒輪材質(zhì)選用40cr，調(diào)制處理，熱處理硬度hb280。大齒輪材料45鋼，調(diào)制處理，熱處理硬度hb240；大、小齒輪材料熱處理硬度差hb40。4）齒輪齒數(shù)選擇：選取小齒輪齒數(shù)z1=19，則大齒輪齒數(shù)z2=i1 z1=2.5419=48.264.1.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算校核公式：d1t2.92 1）符號意義、取值（1）kt1 載荷系數(shù)，選取kt1 =1.8（2）t1 小錐齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，t1=59.78n.m=5

10、9.78103n.mm（3）r齒寬系數(shù)，取r =0.35（4）hlim接觸疲勞強(qiáng)度極限，由齒面硬度查圖10-21d得齒輪的接觸強(qiáng)度疲勞極限hlim1 =650mpa，hlim2 =550mpa（5）ze 材料彈性影響系數(shù)，由表10-6查得ze =189.8mpa（6）n 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由式10-13，n1=60njlk，n2= n1/i1，其中，j為配比系數(shù)，j取為1，lk=（年小時(shí)天） n1 =609701（108300）=13.968108 n2 = =5.5108（7）khn 接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，由圖10-19查得，khn1 =0.9，khn2 =0.93（8）接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力hl

11、im：安全系數(shù)s=1，失效概率1%，由式10-12，則接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力：h 1=6500.9=585mpah 2=5500.93=511.5mpa2）設(shè)計(jì)計(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑，h為其中的較小值d1t2.92 =2.92=84.79mm（2）小齒輪圓周速度=4.3m/s（3）載荷系數(shù)k已知：使用系數(shù)ka=1按照=4.3m/s，7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)k=1.15由表10-3，得kh= kf=1由于小齒輪懸臂布置，大齒輪兩端支承，查表10-9得khb=1.25的kh=kf=1.51.25=1.875得載荷系數(shù)k=kakkhkh=11.1511.875=2.156（4）實(shí)際

12、載荷下的分度圓直徑由式10-10a，得d1= d1t =84.79 =90.05mm（5）實(shí)際計(jì)算模數(shù)mm =4.74mm4.1.4按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算校核公式：m 1）符號意義、取值（1）k計(jì)算載荷系數(shù)，k =kakkfkf=11.1511.875=2.156（2）zv當(dāng)量齒數(shù) zv=，1取249 36，2取6550 24zv1=20.82zv2=117.28（3）yf齒形系數(shù)，由表10-5查得齒形系數(shù)yf1= 2.562，yf2=2.1532ys應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù)ys1= 1.604，ys2=1.8168（4）fe彎曲疲勞強(qiáng)度極限由圖20-20

13、c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe1=520mpa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe2=400mpa（5）kfn彎曲疲勞壽命系數(shù)由圖10-18查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.83，大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn2=0.85（6）f彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4f 1 =308.29mpaf 2 =242.86 mpa（7）比較大小齒輪的=0.0133=0.0161大齒輪的大與小齒輪，以大齒輪計(jì)算參數(shù)為依據(jù)2）設(shè)計(jì)計(jì)算m =3.28mm取m=3.5mm。根據(jù)計(jì)算結(jié)果，可以看出，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于齒根彎曲

14、強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑的大小，因此可取m=3.5mm。齒輪齒數(shù)的確定：z1=26，則z2=iz1=2.5426=664.1.5齒輪幾何尺寸1）d1=z1m=263.5=91mm2）d2=z2m=663.5=231mm3）1=arctan= arctan=21.5=21304）2=90-1=90-21.5=68.5=68305）r= d1= 91=175.65mm6）b=rr=175.650.35=61.47mm，小齒輪b1=65，大齒輪b2=607）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小錐齒輪大端齒頂圓直徑97.5mm，采用實(shí)心結(jié)構(gòu)大錐齒輪大端齒頂圓直徑233.56mm，采用幅

15、板結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)4.2 低速級斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)4.2.1已知條件輸入功率pi =18.86kw，小齒輪轉(zhuǎn)速ni =381.89r/min，傳動(dòng)比ii =4，t2=338.82n.m=338.82103n.mm。4.2.2齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)1）齒輪類型選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)；2）齒輪精度等級選為8級精度；3）齒輪材料：大小齒輪材質(zhì)均選用45鋼，小齒輪調(diào)制處理，熱處理硬度hb252。大齒輪正火處理，熱處理硬度hb210；大、小齒輪材料熱處理硬度差hb42。4.2.3設(shè)計(jì)計(jì)算由于該傳動(dòng)副所采用的是軟齒面閉式傳動(dòng)，因此，按照齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算。d3 1）符號意義、取值（1）t2 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，

16、t2=338.82n.m=338.82103n.mm （2）kt 載荷系數(shù)，初選kt =1.4（3）ze 材料彈性影響系數(shù)，由表11-28查得ze =189.8（4）zh 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，初選齒輪螺旋角=12，由圖11-16查得zh =2.45（5）齒數(shù)比，=i2=4（6）d齒寬系數(shù)，取d =1.1（7）初選z3=21，z4=421=84 端面重合度=1.65 軸向重合度 =0.318dz3tan=0.3181.121 tan12=1.56z 重合度系數(shù)，由圖11-17查得z =0.755（8）z 螺旋角度系數(shù)，由圖11-17查得z =0.98（9）hlim接觸疲勞強(qiáng)度極限，由圖11-18b、c

17、查得，hlim3=580mpa，hlim4=390mpan 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由式10-13，n3=60njlk，n4= n1/i1，其中，j為配比系數(shù)，j取為1，lk=（年小時(shí)天） n3 =60381.891（108300）=5.5108 n4= =1.375108zh壽命系數(shù)，由圖11-19查得，zh3=1.03，zh4=1.12sh安全系數(shù)，由式11-17得，sh=1則：h3 = =597.4mpah4 = =436.8mpa取h=436.8mpa（10）初算小齒輪分度圓直徑 d3t d3t= =74mm2）修正計(jì)算參數(shù)（1）計(jì)算修正載荷系數(shù)ka使用系數(shù)，由表11-24，查得ka=1.25=

18、1.48m/skv動(dòng)載荷系數(shù)，由圖11-14b，查得kv=1.09k齒間載荷分配系數(shù)，由表11-27，查得k=1.1k齒向載荷分配系數(shù)，由圖11-15，查得k=1.05k= ka kv kk=1.251.091.11.05=1.57（2）修正小齒輪分度圓直徑d3 = d3t =74=76.94mm3）計(jì)算參數(shù)尺寸（1）模數(shù) mn=3.58mm取標(biāo)準(zhǔn)值mn=4mm（2）中心距a=214.69mm圓整，取a=215mm（3）螺旋角 =arccos= arccos=12.38 =1222 48（4）分度圓直徑d3=86mmd4=344mm（5）齒寬 b=dd3=1.186=94.6，取b4=95mm

19、 b3= b4 +（510）mm，取b3 =100mm4.2.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度： f =yf ys y y f1）符號意義、取值（1）已知k、t2、mn、d3（2）b齒寬，b=b4=95（3）zv 當(dāng)量齒數(shù) zv3 =22.5 zv4 =90.1yf齒形系數(shù)，由圖11-8，查得yf3 =2.61，yf4 =2.22ys應(yīng)力修正系數(shù)，由圖11-9，查得ys3 =1.57，ys4 =1.81（4）y重合度系數(shù)，由圖11-10，查得y=0.71（5）y螺旋角系數(shù)，由圖11-23，查得y=0.852） f許用彎曲應(yīng)力 f = 由圖11-4b、f，查得彎曲疲勞極限應(yīng)力flim3 =

20、215mpa，flim4 =170mpayn壽命系數(shù)，由圖11-11查得，yn3=yn4=1sf安全系數(shù)，由圖11-20查得，sf =1.25 f3 = = =172mpa f4 = = =136mpa3）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度f3 =yf ys y y=2.611.570.710.85= 80.5 f3f4 =f3=80.5=78.94 f44）結(jié)論：通過校核，滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。4.2.5齒輪上作用力的計(jì)算1、高速級齒輪傳動(dòng)的作用力1）已知條件：高速軸傳遞的扭矩t1=59.78103n.mm，n1=970r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=91mm，1=21.5，cos1=0.9304，si

21、n1=0.36652）小錐齒輪1上的作用力（1）圓周力ft1=1592.54n圓周力的方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反。（2）徑向力fr1= ft1tancos1=1592.54tan20cos21.5=539.3n其中：為壓力角，=20徑向力的方向?yàn)橛闪ψ饔命c(diǎn)指向齒輪1的轉(zhuǎn)動(dòng)中心。（3）軸向力fa1= ft1tansin1=1592.54tan20sin21.5=212.4n軸向力的方向?yàn)檠剌S向從小錐齒輪的小端指向大端。（4）法向力fn1=1694.7n3）齒輪2上的作用力：與齒輪1上的作用力相等，方向相反。2、低速級齒輪傳動(dòng)的作用力1）已知條件：中間軸（軸）傳遞的扭矩t2=338.82103

22、n.mm，n2=381.89r/min，齒輪螺旋角=12.38，大、小齒輪螺旋旋向相反，小齒輪分度圓直徑d3=86mm2）小齒輪3上的作用力（1）圓周力ft3=7879.5n圓周力的方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反。（2）徑向力fr3= ft3 =7879.5=2936.2n其中：n為法面壓力角，n=20徑向力的方向?yàn)橛闪ψ饔命c(diǎn)指向齒輪3的轉(zhuǎn)動(dòng)中心。（3）軸向力fa3 = ft3tan=7879.5tan12.38=1729.5n軸向力的方向用右手法則來判斷確定。（4）法向力fn3=8584.8n3）齒輪4上的作用力：與齒輪3上的作用力相等，方向相反。5. 軸系的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1高速軸的設(shè)計(jì)1）已

23、知條件高速軸（軸i）傳遞功率p1=20.06kw，n1=970r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=91mm，齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑dm1=（1-0.5r）d1=75.075mm，齒輪寬度b=60mm。2）軸的材料選擇選用45號鋼，調(diào)制處理，熱處理硬度hb217255。3）軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的強(qiáng)度計(jì)算均按照實(shí)心軸進(jìn)行計(jì)算（1）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算 d1 = a = 115=31.56mm式中：t1高速軸傳遞的扭矩，t1=59.78n.m； 許用切應(yīng)力，查表5-1-7得=35mpa，a=115按照表5-1-8，該軸增大后的直徑31.56+31.565%=33.14mm（2）按彎矩合成強(qiáng)度計(jì)算校核 = -1d

24、 = 式中：軸截面的工作應(yīng)力，mpam軸截面的合成彎矩，n.mm脈動(dòng)循環(huán)系數(shù)，=0.6t軸截面的轉(zhuǎn)矩，n.mm-1許用彎曲應(yīng)力，mpa，查表5-1-1得，-1=215mpam= =63115nmm= =19.95mpa -1符合設(shè)計(jì)要求4）支承點(diǎn)的載荷計(jì)算根據(jù)軸的支點(diǎn)布置，可取軸承1和軸承2的跨度l1=80mm，軸承2與齒輪寬度中點(diǎn)距離l2=120mm。則fr1=ft =1592.54=637nfr2=ft =1592.54=956n5.2 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）已知條件中間軸（軸ii）傳遞功率p2=18.86kw，n2=381.89r/min，傳遞轉(zhuǎn)矩t2=338.82n.m，小齒輪分度圓直徑

25、d3=86mm，齒輪寬度60mm。2）軸的材料選擇選用45號鋼，調(diào)制處理，熱處理硬度hb217255。3）軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的強(qiáng)度計(jì)算均按照實(shí)心軸進(jìn)行計(jì)算（1）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算 d2 = a = 115=42.19mm式中：t2中間軸傳遞的扭矩，t2=338.82n.m； 許用切應(yīng)力，查表5-1-7得=35mpa，a=115按照表5-1-8，該軸增大后的直徑42.19+42.195%=44.3mm（2）按彎矩合成強(qiáng)度計(jì)算校核 = -1d = 式中：軸截面的工作應(yīng)力，mpam軸截面的合成彎矩，n.mm脈動(dòng)循環(huán)系數(shù)，=0.6t軸截面的轉(zhuǎn)矩，n.mm-1許用彎曲應(yīng)力，mpa，查表5-1-1得，-1=215

26、mpam= =361578nmm= =47.7mpa -1符合設(shè)計(jì)要求4）支承點(diǎn)的載荷計(jì)算根據(jù)軸的支點(diǎn)布置，可取軸承1和錐齒輪的距離l1=100mm，錐齒輪和小斜齒輪的跨距l(xiāng)2=150mm，小斜齒輪與軸承2的跨度l3=100mm。則fr3=ft =7879.5=2251nfr4=ft =7879.5=5628n5.3 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1）已知條件低速軸（軸）傳遞功率p3=17.38kw，n3=95.49r/min，傳遞轉(zhuǎn)矩t3=1378.2n.m，齒輪分度圓直徑d4=344mm，齒輪寬度95mm。2）軸的材料選擇選用45號鋼，調(diào)制處理，熱處理硬度hb217255。3）軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的強(qiáng)度計(jì)算均

27、按照實(shí)心軸進(jìn)行計(jì)算（1）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算 d3 = a = 115=65.17mm式中：t3低速軸傳遞的扭矩，t3=1378.2n.m； 許用切應(yīng)力，查表5-1-7得=35mpa，a=115按照表5-1-8，該軸增大后的直徑65.17+65.175%=68.43mm（2）按彎矩合成強(qiáng)度計(jì)算校核 = -1d = 式中：軸截面的工作應(yīng)力，mpam軸截面的合成彎矩，n.mm脈動(dòng)循環(huán)系數(shù)，=0.6t軸截面的轉(zhuǎn)矩，n.mm-1許用彎曲應(yīng)力，mpa，查表5-1-1得，-1=215mpam= =1446312nmm= =52mpa s2所以： fa1=s1=199n fa2= s1+ fa1=413.4n3）

28、當(dāng)量載荷軸承=0.31e=0.37，因此，由表6-1-20查得x2=0.4，y2=1.5p2= fp(x2fr2+y2fa2)=1.5（0.4956+1.5413.4）=1504n4）軸承壽命由于p120000h滿足要求。5.4.2 軸軸承的設(shè)計(jì)校核1）初選軸承型號：按照軸的軸徑和工作條件，初選軸承型號為30209，由表6-1-54查得，cr=64.2kn，c0r=47.8kn，e=0.4，y=1.5。2）計(jì)算兩軸承所受的軸向力s3、s4和軸向載荷fa3和fa4由表6-1-21： s3=662n s4=1876n因?yàn)椋?s3+fa3=662+1729.5=2391.5s4所以： fa3=s3=

29、662n fa4= s3+ fa4=2391.5n3）當(dāng)量載荷軸承=0.29e=0.4，因此，由表6-1-20查得x4=0.4，y4=1.5p4= fp(x4fr4+y4fa4)=1.5（0.45628+1.52391.5）=8758n4）軸承壽命由于p320000h滿足要求。5.4.3 軸軸承的設(shè)計(jì)校核1）初選軸承型號：按照軸的軸徑和工作條件，初選軸承型號為30314，由表6-1-54查得，cr=208kn，c0r=162kn，e=0.35，y=1.7。2）計(jì)算兩軸承所受的軸向力s5、s6和軸向載荷fa5和fa6由表6-1-21： s5=719n s6=1805n因?yàn)椋?s5+fa5=719+1729.5=2448.5s4所以： fa5=s5=719n fa6= s5+ fa5=2448.5n3）當(dāng)量載荷軸承=0.29e=0.4，因此，由表6-1-20查得x6=0.4，y6