北方工業(yè)大學機械設計課程設計

1、聯軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-鏈傳動，F=2200，v=1.1，D=250，16小時300天8年（左側_近端向上） 目錄第一部分 課程設計任務書31.1設計題目31.2減速器設計步驟3第二部分 傳動裝置總體設計方案32.1傳動方案32.2該方案的優(yōu)缺點3第三部分 電動機選擇43.1選擇電動機的類型43.2確定傳動裝置的效率43.3選擇電動機參數43.4確定電動機型號43.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5第四部分 計算傳動裝置運動學和動力學參數64.1電動機輸出參數64.2高速軸的參數64.3中間軸的參數64.4低速軸的參數74.5工作機軸的參數7第五部分 鏈傳動設計計算8第六部分 減速器高

2、速級齒輪傳動設計計算96.1選精度等級、材料及齒數96.2確定傳動尺寸116.3校核齒根彎曲疲勞強度126.4計算錐齒輪傳動其它幾何參數13第七部分 減速器低速級齒輪傳動設計計算147.1選精度等級、材料及齒數147.2按齒面接觸疲勞強度設計147.3確定傳動尺寸167.4校核齒根彎曲疲勞強度177.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸187.6齒輪參數和幾何尺寸總結18第八部分 軸的設計198.1高速軸設計計算198.2中間軸設計計算258.3低速軸設計計算31第九部分 滾動軸承壽命校核379.1高速軸上的軸承校核379.2中間軸上的軸承校核389.3低速軸上的軸承校核39第十部分 鍵聯接設計計算40

3、10.1高速軸與聯軸器鍵連接校核4010.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核4110.3中間軸與大錐齒輪鍵連接校核4110.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核4110.5低速軸與鏈輪鍵連接校核41第十一部分 聯軸器的選擇4211.1高速軸上聯軸器42第十二部分 減速器的密封與潤滑4212.1減速器的密封4212.2齒輪的潤滑4212.3軸承的潤滑43第十三部分 減速器附件4313.1油面指示器4313.2通氣器4313.3放油孔及放油螺塞4313.4窺視孔和視孔蓋4413.5定位銷4413.6啟蓋螺釘4413.7螺栓及螺釘44第十四部分 減速器箱體主要結構尺寸45第十五部分 設計小節(jié)46第十六部分 參

4、考文獻46第一部分 課程設計任務書1.1設計題目 設計二級圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力F=2200N，速度v=1.1m/s，直徑D=250mm，每天工作小時數：16小時，工作壽命：8年，工作天數（每年）：300天，1.2減速器設計步驟 1.總體設計方案 2.選擇電動機 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數 5.鏈傳動設計 6.減速器內部傳動設計 7.傳動軸的設計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯接設計 10.聯軸器設計 11.潤滑密封設計 12.箱體結構設計第二部分 傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，后置外傳動為鏈傳動，減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速

5、器2.2該方案的優(yōu)缺點 二級圓錐圓柱齒輪減速機承載能力強，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直角布置的機械傳動中。 和齒輪傳動比較,鏈傳動可以在兩軸中心相距較遠的情況下傳遞運動和動力;能在低速、重載和高溫條件下及灰土飛揚的不良環(huán)境中工作;和帶傳動比較,它能保證準確的平均傳動比,傳遞功率較大,且作用在軸和軸承上的力較小;傳遞效率較高,一般可達0.950.97;鏈條的鉸鏈磨損后,使得節(jié)距變大造成脫落現象;安裝和維修要求較高。第三部分 電動機選擇3.1選擇電動機的類型 按照動力源和工作條件，選用Y系列全封閉自扇冷式結構三相異步電動機，其額定電壓為380V。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯軸器的

6、效率：1=0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.98 閉式圓錐齒輪的傳動效率：3=0.97 閉式圓柱齒輪的傳動效率：4=0.98 鏈傳動效率：5=0.96 工作機效率：w=0.97 傳動裝置總效率3.3選擇電動機參數 工作機所需功率為3.4確定電動機型號 電動機所需額定功率: 工作轉速： 經查表按推薦的合理傳動比范圍，二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為：6-16鏈傳動比范圍為：2-6因此理論傳動比范圍為：12-96。可選擇的電動機轉速范圍為nd=ianw=(12-96)84.08=1009-8072r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y100L2-4的三相異步電動機，

7、額定功率Pen=3kW，滿載轉速為nm=1430r/min，同步轉速為nt=1500r/min。方案電動機型號額定功率（kW）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880電機尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG1003802451601401228608243.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：（2）分配傳動裝置傳

8、動比 取鏈傳動比：ic=3 錐齒輪（高速級）傳動比 則低速級的傳動比為 減速器總傳動比第四部分 計算傳動裝置運動學和動力學參數4.1電動機輸出參數4.2高速軸的參數4.3中間軸的參數4.4低速軸的參數4.5工作機軸的參數 運動和動力參數計算結果整理于下表:軸名功率P(kW)轉矩T(Nmm)轉速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸320034.97143010.99軸2.972.9119834.6219437.927614301.420.95軸2.822.7626742.7326207.87541007.043.990.96軸2.712.66102541.7100490.86625

9、2.3930.93工作機軸2.432.38275840.96270165.2284.13第五部分 鏈傳動設計計算（1）確定鏈輪齒數 由傳動比取小鏈輪齒數Z1=25，因為鏈輪齒數最好為奇數，大鏈輪齒數Z2=iZ1=75，所以取Z2=77。 實際傳動比i=z2/z1=3.08（2）確定鏈條型號和節(jié)距 查表得工況系數KA=1.8 小鏈輪齒數系數：取單排鏈,則計算功率為:選擇鏈條型號和節(jié)距：根據Pca=5.951kW，n1=252.39r/min，查圖選擇鏈號10A-1，節(jié)距p=15.875mm。（3）計算鏈長 初選中心距 則，鏈長為:取Lp=133節(jié)采用線性插值，計算得到中心距計算系數f1=0.24

10、532則鏈傳動的最大中心距為：計算鏈速v，確定潤滑方式按v=1.669m/s，鏈號10A，查圖選用滴油潤滑。（4）作用在軸上的力有效圓周力作用在軸上的力鏈輪尺寸及結構分度圓直徑第六部分 減速器高速級齒輪傳動設計計算6.1選精度等級、材料及齒數（1）由選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調質），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數Z1=40，則大齒輪齒數Z2=Z1i=401.42=57。實際傳動比i=1.425（3）壓力角=20。由設計計算公式進行試算，即（1）確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數KHt=1.3 2）查教材圖標選取區(qū)域系數ZH=2.5 4）選齒寬系

11、數R=0.3由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 6）查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa0.5 7）計算應力循環(huán)次數 8）由圖查取接觸疲勞系數： 9）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，得取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即（2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入H中較小的值 2）計算圓周速度v 3）計算當量齒寬系數d 4）計算載荷系數 查表得使用系數KA=1.75 查圖得動載系數KV=1.144 查表得齒間載荷分配系數：KH=1 查表得齒向載荷分布系數：KH=1.254 實際載荷系數為5）按實際載荷系數算得的分度圓直徑6）計算

12、模數6.2確定傳動尺寸（1）實際傳動比（2）大端分度圓直徑（3）齒寬中點分度圓直徑（4）錐頂距為（5）齒寬為 取b=37mm6.3校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為1） K、b、m和R同前2）圓周力為齒形系數YFa和應力修正系數YSa，當量齒數為：小齒輪當量齒數:大齒輪當量齒數:查表得：查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:由圖查取彎曲疲勞系數：取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得許用彎曲應力故彎曲強度足夠。6.4計算錐齒輪傳動其它幾何參數 （1）計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 （2）計算齒頂圓直徑 （3）計算齒根圓直徑 （4）計算齒頂角 a1=a2=atan(ha/R)=1384

13、2 （5）計算齒根角 f1=f2=atan(hf/R)=15826 （6）計算齒頂錐角 a1=1+a1=364216 a2=2+a2=56358 （7）計算齒根錐角 f1=1-f1=3357 f2=2-f2=525759第七部分 減速器低速級齒輪傳動設計計算7.1選精度等級、材料及齒數（1）由選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調質），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數Z1=20，則大齒輪齒數Z2=Z1i=203.99=81。實際傳動比i=4.05（3）初選螺旋角=13。（4）壓力角=20。7.2按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式

14、中的各參數值試選載荷系數KHt=1.3小齒輪傳遞的扭矩:查表選取齒寬系數d=1由圖查取區(qū)域系數ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa重合度端面重合度為：軸向重合度為：查得重合度系數Z=0.726查得螺旋角系數Z=0.987計算接觸疲勞許用應力H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：計算應力循環(huán)次數由圖查取接觸疲勞系數：取失效概率為1%，安全系數S=1，得取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即2）試算小齒輪分度圓直徑（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備。圓周速度齒寬b2）計算實際載荷系數KH查表得使用系數KA=1.75查圖得動載系

15、數Kv=1.09齒輪的圓周力。查表得齒間載荷分配系數：KH=1.4查表得齒向載荷分布系數：KH=1.433 實際載荷系數為3）按實際載荷系數算得的分度圓直徑4）確定模數7.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角=121218 （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒寬 取B1=70mm B2=65mm7.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為1） K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=65齒形系數YFa和應力修正系數YSa，當量齒數為：小齒輪當量齒數：大齒輪當量齒數：查表得：查圖得重合度系數Y=0.687查圖得螺旋角系數Y=0.841查得小齒輪和大齒輪的齒

16、根彎曲疲勞極限分別為:由圖查取彎曲疲勞系數：取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得許用彎曲應力故彎曲強度足夠。7.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑7.6齒輪參數和幾何尺寸總結參數或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數ha*1.01.0法面頂隙系數c*0.250.25螺旋角左121218右121218齒數z2081齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d61.388248.62齒頂圓直徑da67.388254.62齒根圓直徑df53.888241.12齒寬B

17、7065中心距a155155第八部分 軸的設計8.1高速軸設計計算（1）已知運動學和動力學參數 轉速n=1430r/min；功率P=2.97kW；軸所傳遞的轉矩T=19834.62Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調質），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%查表可知標準軸孔直徑為25mm故取d1=25（4）軸的結構設計a.軸的結構分析高速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯

18、軸器，選用普通平鍵，A型，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，長L=45mm；定位軸肩直徑為30mm；聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.初步確定軸的直徑和長度 第1段：d1=25mm，L1=60mm 第2段：d2=30mm（軸肩），L2=44mm 第3段：d3=35mm（與軸承內徑配合），L3=17mm 第4段：d4=40mm（軸肩），L4=86mm 第5段：d5=35mm（與軸承內徑配合），L5=17mm 第6段：d6=30mm（與主動錐齒輪內孔配合），L6=55mm軸段123456直徑(mm)253035403530長度(mm)60441

19、7861755（6）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）小錐齒輪所受的圓周力小錐齒輪所受的徑向力小錐齒輪所受的軸向力第一段軸中點到軸承中點距離La=82.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=103mm，齒輪受力中點到軸承中點距離Lc=44.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關c.計算作用在軸上的支

20、座反力軸承A在水平面內的支反力軸承B在水平面內的支反力軸承A在垂直面內的支反力軸承B在垂直面內的支反力軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：d.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內彎矩截面B在水平面內彎矩截面C在水平面內彎矩截面D在水平面內彎矩e.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內彎矩截面B在垂直面內彎矩截面C在垂直面內彎矩截面D在垂直面內彎矩f.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩截面B處合成彎矩截面C處合成彎矩截面D處合成彎矩g.繪制扭矩圖h.計算當量彎矩圖截面A處當量彎矩截面B處當量彎矩截面C處當量彎矩截面C處當量彎矩i.校核軸的強度其抗彎截面系數為抗扭截面系數為最大彎曲應力為剪切應力為按彎扭

21、合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數=0.6，則當量應力為查表得調質處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e-1b，所以強度滿足要求。8.2中間軸設計計算（1）已知運動學和動力學參數轉速n=1007.04r/min；功率P=2.82kW；軸所傳遞的轉矩T=26742.73Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用40Cr（調質），齒面硬度280HBS，許用彎曲應力為=70MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直

22、徑dmin=35mm（4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖a.軸的結構分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=35mm（與軸承內徑配合），L1=34mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定）第2段：d2=67.388mm（齒輪

23、段），L2=70mm第3段：d3=52mm（軸肩），L3=47mm第4段：d4=42mm（與大錐齒輪內孔配合），L4=21mm（比大錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=35mm（與軸承內徑配合），L5=32mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定）軸段12345直徑(mm)3567.388524235長度(mm)3470472132（5）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力大錐齒輪所受的徑向力大錐齒輪所受的軸向力齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）齒輪3所受的徑

24、向力齒輪3所受的軸向力c.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=61mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=92.5mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=34.5mm軸承A在水平面內支反力軸承B在水平面內支反力軸承A在垂直面內支反力軸承B在垂直面內支反力軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：d.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內彎矩截面C右側在水平面內彎矩截面C左側在水平面內彎矩截面D右側在水平面內彎矩截面D左側在水平面內彎矩e.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內彎矩截面C在垂直面內彎矩截面D在垂直面內彎矩f.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩

25、截面C右側合成彎矩截面C左側合成彎矩截面D右側合成彎矩截面D左側合成彎矩f.繪制扭矩圖g.繪制當量彎矩圖截面A和截面B處當量彎矩截面C右側當量彎矩截面C左側當量彎矩截面D右側當量彎矩截面D左側當量彎矩h.校核軸的強度因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數為抗扭截面系數為最大彎曲應力為剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數=0.6，則當量應力為查表得調質處理，抗拉強度極限B=785MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=70MPa，e-1b，所以強度滿足要求。8.3低速軸設計計算（1）已知運動學和動力學參數轉速

26、n=252.39r/min；功率P=2.71kW；軸所傳遞的轉矩T=102541.7Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調質），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%查表可知標準軸孔直徑為28mm故取dmin=28（4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖a.軸的結構分析低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，bh=108mm(GB/T

27、1096-2003)，長L=50mm；定位軸肩直徑為33mm；聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=28mm，L1=56mm第2段：d2=33mm（軸肩），L2=63mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=35mm（與軸承內徑配合），L3=17mm（軸承寬度）第4段：d4=40mm（軸肩），L4=76.5mm（根據齒輪寬度確定）第5段：d5=50mm（軸肩），L5=12mm第6段：d6=37mm（與大齒輪內孔配合），L6=63mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第7段：d7=35mm（與軸承

28、內徑配合），L7=36.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內壁距離確定）軸段1234567直徑(mm)28333540503735長度(mm)56631776.5126336.5（5）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）齒輪4所受的徑向力齒輪4所受的軸向力c.計算作用在軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離La=60mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=129mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=100mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH軸承A和軸承B

29、在垂直面上的支反力RAV和RBV軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：在水平面上，軸截面B處所受彎矩：在水平面上，軸截面C右側所受彎矩：在水平面上，軸截面C左側所受彎矩：在水平面上，軸截面D處所受彎矩：在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：f.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：截面B處合成彎矩：截面C左側合成彎矩：截面C右側合成彎矩：截面D處合成彎矩：g.繪制扭矩圖h.繪制當量彎矩圖截面A處當量彎矩：截面B處當量彎矩：截面C左

30、側當量彎矩：截面C右側當量彎矩：截面D處當量彎矩：h.校核軸的強度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數為抗扭截面系數為最大彎曲應力為剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數=0.6，則當量應力為查表得調質處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，ee，Pr=0.4Fr+YFa軸承基本額定動載荷Cr=54.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y

31、2=0查表可知ft=1，fp=2因此兩軸承的當量動載荷如下：取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.2中間軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020735721754.2根據前面的計算，選用30207軸承，內徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa軸承基本額定動載荷Cr=54.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支

32、反力：查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=2因此兩軸承的當量動載荷如下：取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.3低速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020735721754.2根據前面的計算，選用30207軸承，內徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa軸承基本額定動載荷Cr=54.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。由前面的

33、計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=2因此兩軸承的當量動載荷如下：取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。第十部分 鍵聯接設計計算10.1高速軸與聯軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長45mm。鍵的工作長度 l=L-b=37mm 聯軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力10.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-200

34、3）,鍵長36mm。鍵的工作長度 l=L-b=28mm 小錐齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力10.3中間軸與大錐齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長10mm。鍵的工作長度 l=L-b=-2mm 大錐齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力10.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長50mm。鍵的工作長度 l=L-b=40mm 低速級大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力10.5低速軸與鏈輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長45mm。鍵的工作長度 l=L-b=37mm 鏈輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力第十一部分 聯軸器的選擇11.1高速軸上聯軸器（1）計算載荷 由表查得載