同軸式兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

1、 同軸式兩級圓柱齒輪減速器設計說明書設計計算及說明計算結(jié)果1、 設計任務設計一用于帶式運輸機上的同軸式兩級圓柱齒輪減速器（如圖），工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)，兩班制工作。運輸帶容許速度誤差為5%。減速器成批生產(chǎn)，使用期限10年。設計參數(shù)：運輸機工作軸扭矩T=1500N·m，運輸帶速度v=0.85m/s，卷筒直徑D=350。2、 傳動方案的分析與擬定如設計任務書上布置簡圖所示，傳動方案采用V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱。采用V帶可起到過載保護作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小。3、 電動機的選擇3.1電動機類型的選擇按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，工作

2、電壓為380V。3.2選擇電動機的容量3.2.1確定電動機所需功率工作機的有效功率 = = = 取V帶傳動效率，滾動軸承傳遞效率（三對），齒輪傳動效率，卷筒傳動效率，聯(lián)軸器傳動效率。設計計算及說明計算結(jié)果從電動機到工作機輸送帶間的總效率電動機所需功率 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率，只需稍大于即可，查表確定電動機功率。 3.2.2 確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速V帶傳動范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比, 總傳動比范圍,電動機轉(zhuǎn)速可選范圍=（16300）×46.40 rmin =（742.413920）rmin符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750 rmin、1000 rmin、1500 rmin和3

3、000 rmin四種。初選同步轉(zhuǎn)速為1000 rmin和1500 rmin的兩種電動機比較。方案型號同步轉(zhuǎn)速 rmin滿載轉(zhuǎn)速 rmin效率 %質(zhì)量 1Y160M-415001460881232Y160L-6100097087147由表中數(shù)據(jù)知，兩個方案均可行，但方案1電動機質(zhì)量小，且比價低，故采用方案1，選擇電動機型號為Y160M-4。3.2.3 確定電動機參數(shù)型號功率 kW同步轉(zhuǎn)速 rmin滿載轉(zhuǎn)速 rmin效率 %質(zhì)量 Y160M-4111500146088123額定轉(zhuǎn)矩2.2最大轉(zhuǎn)矩2.3電機軸鍵槽寬F(mm) 12鍵槽深GF (mm)5電機軸直徑D(mm)電機軸長度E(mm)110H

4、(mm)160G(mm) 37電動機型號為Y160M-4設計計算及說明計算結(jié)果4、 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算。4.1傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比4.1.1傳動裝置總傳動比 = = 31.4664.1.2分配各級傳動比其中，為使兩級大齒輪直徑相近，取，取V帶傳動的傳動比，兩級圓柱齒輪減速器傳動比 = = 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。4.2 傳動裝置的運動和動力參考數(shù)的計算4.2.1 各軸轉(zhuǎn)速電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為 軸。 = 設計計算及說明計算結(jié)果4.2.2 各軸功率4.2.3 各軸扭矩 N·m N·m N&#

5、183;m N·m N·m運動和動力參數(shù)如下表：軸名參數(shù)電動機軸高速軸中速軸低速軸卷筒軸轉(zhuǎn)速n (rmin)1460584164.6046.3946.39功率P（kW）8.938.578.237.907.29扭矩T（N·m）58.41140.14476.341628.381500.74傳動比 i2.53.5483.5481效率0.950.960.960.93設計計算及說明計算結(jié)果5、 傳動零件的設計5.1 V帶輪的設計5.1.1 V帶設計電動機功率，轉(zhuǎn)速 rmin ，傳動比 ，每天工作16小時。1、 確定計算功率由機械設計（第八版）156頁表8-7查得工作情況系數(shù)

6、，故2、 選擇V帶帶型根據(jù)、，根據(jù)機械設計（第八版）157頁圖8-11選用B型。3、 確定V帶輪的基準直徑 并驗算帶速1）初選小帶輪的基準直徑。由機械設計（第八版）155頁表8-6和157頁表8-8，取小帶輪基準直徑。2）驗算帶速因為，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑由機械設計（第八版）157頁表8-8，大帶輪基準直徑圓整為。B型設計計算及說明計算結(jié)果4、 確定V帶的中心距和基準長度1）由式得，初定中心距。2）計算帶所需的基準長度由機械設計（第八版）146頁表8-2選帶的基準長度。3）計算實際中心距中心距的變化范圍是 5、 驗算小帶輪上的包角6、 計算帶的根數(shù)1）計算單根V帶的額定功率由和

7、查機械設計（第八版）152頁表8-4得，。設計計算及說明計算結(jié)果根據(jù)，和B型帶，查表8-4得，查表8-5得，查表8-2得，于是2）計算V帶的根數(shù)，故取5根帶。7、 計算單根V帶的初拉力的最小值由機械設計（第八版）149頁表8-3得，B型帶的單位長度質(zhì)量 ，故應使帶的實際初拉力。8、 計算壓軸力壓軸力的最小值為5根設計計算及說明計算結(jié)果5.1.2 V帶輪的結(jié)構設計電動機主軸直徑，長度，轉(zhuǎn)速，主軸上鍵槽深，鍵槽寬。選擇平鍵。1、小V帶輪的設計選材，由于（其中，），故采用腹板式帶輪。小V帶輪，由機械設計（第八版）161頁表8-10查得，。則，取，取。輪槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。2、大V帶輪

8、的設計選材，由于，故采用輪輻式帶輪。查表10-8得。依小V帶輪取，取，則，腹板式帶輪輪輻式帶輪設計計算及說明計算結(jié)果，輪槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。5.2 齒輪傳動設計5.2.1 低速級齒輪強度設計輸入功率，扭矩N·m ，轉(zhuǎn)速，齒數(shù)比，工作壽命10年兩班制（每天16 h ）。1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1） 根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。3） 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為4

9、0HBS。4） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。2、 按齒面接觸強度設計直齒圓柱齒輪7級精度設計計算及說明計算結(jié)果1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 試選載荷系數(shù)， 計算小齒輪傳遞的扭矩， 由表10-7選取齒輪寬系數(shù)， 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)， 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限， 計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)， 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)，設計計算及說明計算結(jié)果2） 計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 計算圓周速度 計算齒寬 計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖

10、10-8查得動載系數(shù)，直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)，設計計算及說明計算結(jié)果由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，由，查圖10-13得，故載荷系數(shù) 按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑 計算模數(shù)m3、 按齒根彎曲強度設計1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限。 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，設計計算及說明計算結(jié)果 計算載荷系數(shù)K 查取齒形系數(shù)由表10-5查得， 查取應力校正系數(shù)由表10-5查得， 計算大小齒輪的，并加以比較，大齒輪的數(shù)值大。2） 設計計算對比計算結(jié)

11、果，由齒面接觸強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲強度算的的模數(shù)3.42并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)設計計算及說明計算結(jié)果，取，大齒輪齒數(shù)，取，這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算1） 計算分度圓直徑2） 計算中心距3） 計算齒輪寬度，取，5.2.2 高速級齒輪強度計算輸入功率，扭矩N·m ，轉(zhuǎn)速，齒數(shù)比，工作壽命10年兩班制（

12、每天16 h ）。1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1） 根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。直齒圓柱齒輪7級精度設計計算及說明計算結(jié)果3） 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。2、 按齒面接觸強度設計1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 試選載荷系數(shù)， 計算小齒輪傳遞的扭矩， 由表10-7選取齒輪寬系數(shù)， 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)， 由圖10-21d按齒面硬度

13、查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限， 計算應力循環(huán)次數(shù)設計計算及說明計算結(jié)果 由圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)， 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)，2） 計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 計算圓周速度 計算齒寬 計算齒寬與齒高之比設計計算及說明計算結(jié)果模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)，直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，由，查圖10-13得，故載荷系數(shù) 按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑 計算模數(shù)m設計計算及說明計算結(jié)果3、按齒根彎曲強度設計（1） 確定

14、公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限。 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)， 計算載荷系數(shù)K 查取齒形系數(shù)由表10-5查得， 查取應力校正系數(shù)由表10-5查得， 計算大小齒輪的，并加以比較設計計算及說明計算結(jié)果，大齒輪的數(shù)值大。（2） 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲強度算的的模數(shù)2.25并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的

15、分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，取，大齒輪齒數(shù)，取，這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑（2） 計算中心距設計計算及說明計算結(jié)果（3） 計算齒輪寬度，取，。由于減速器為同軸式，要求高低速級齒輪中心距相等。且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。故高速級齒輪傳動選擇的齒輪與低速級相同。5.2.3 齒輪結(jié)構設計參數(shù)。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.548模數(shù)（mm）4中心距（mm）264嚙合角齒數(shù)2910329103齒寬（mm）125120

16、125120直徑（mm）分度圓116421116412齒根圓106402106402齒頂圓124420124420設計計算及說明計算結(jié)果6、 軸的設計計算6.1 高速軸的設計計算6.1.1 按轉(zhuǎn)矩確定軸的最小直徑1、高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩功率（）轉(zhuǎn)速（）轉(zhuǎn)矩（）8.57584140.142、作用在軸上的力高速級小齒輪的分度圓直徑 ，3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-3，取，于是得6.1.2 軸的結(jié)構設計1）擬定軸上零件的裝配方案設計計算及說明計算結(jié)果2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 為了滿足V帶輪軸向定位，1-2段軸右端需制出一軸肩，故取2-3

17、段的直徑是。V帶輪與軸的配合長度，為了保證軸擋圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略段些，取。按徑取擋圈直徑。 初選滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組。標準精度級的圓柱滾子軸承，其尺寸為，故取，而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計實踐與創(chuàng)新表14.5查得型軸承的定位軸肩高度，因此套筒左端高度為，且有。 取安裝齒輪的軸段4-5的直徑，已知齒輪輪轂的寬度為125mm，為使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂的寬度，取，齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位，右端用軸肩定位，取，軸5-6

18、段的直徑，軸環(huán)寬度，故取。 軸承端蓋的總寬度為20 mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構設計而定）。根據(jù)軸承端設計計算及說明計算結(jié)果的裝拆，取端蓋的左端與V帶輪右端面間的距離，故取。取齒輪距箱體避之間距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，滾動軸承寬度，則有，考慮到軸承承受載荷的對稱性和高低兩級的齒輪距離，取。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的周向定位。V帶輪與軸的周向定位選用平鍵，V帶輪與軸的配合為，齒輪與軸的周向定位選用平鍵，為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周定定位是由過度配合來保證的，此處選軸的

19、直徑尺寸公差為。4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表15-2，取軸端倒角。軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明127845與V帶輪鍵連接配合235052定位軸肩345255與滾動軸承配合，套筒定位4512160與小齒輪鍵連接配合561070定位軸環(huán)672964定位軸肩782155與滾動軸承配合總長度361mm設計計算及說明計算結(jié)果5）軸上載荷的計算根據(jù)軸的結(jié)構圖作出軸的計算簡圖，確定支撐位置并計算。設計計算及說明計算結(jié)果載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩，扭矩T6.1.3 按彎矩合成應力校核軸的強度根據(jù)表中數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力應為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力，已選定軸的材料

20、為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得，因此，故安全。6.2 中速軸的設計計算6.2.1 按轉(zhuǎn)矩確定軸的最小直徑1、中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩功率（）轉(zhuǎn)速（）轉(zhuǎn)矩（）8.23164.60476.342、作用在軸上的力高速級大齒輪分度圓直徑，安全設計計算及說明計算結(jié)果，。高速級小齒輪分度圓直徑，。3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-3，取，于是得6.2.2 軸的設計計算1）擬定軸上零件的裝配方案設計計算及說明計算結(jié)果2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力作用，故選用圓柱滾子軸承，參照工作要求確定，據(jù)此由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取

21、0基本游隙、標準精度級的圓柱滾子軸承，其尺寸為。左右兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，由查得型軸承定位軸肩高度，因此左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)高度為。 取安裝齒輪的軸段2-3和4-5直徑。齒輪與軸承之間采用套筒定位，大齒輪輪轂長，小齒輪輪轂長，為了使套筒壓緊齒輪端面故取，。 大齒輪右端和小齒輪左端用軸肩定位，軸肩高度，取，則，考慮高低速軸的配合，取。 大齒輪左端面與箱體間距，小齒輪右端面與箱體間距，考慮箱體鑄造誤差，故。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的周向定位大小齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。大齒輪周向定位按查選用平鍵，小齒輪周向定位按查選用平鍵。同時為了保證齒輪與軸配

22、合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周定定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表15-2，取軸端倒角。設計計算及說明計算結(jié)果軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明125450與滾動軸承配合2311655與大齒輪鍵連接配合3422067定位軸肩，保證高低速齒輪配合4512155與小齒輪鍵連接配合565450與滾動軸承配合總長度565mm5) 軸上載荷的計算根據(jù)軸的結(jié)構圖作出軸的計算簡圖，確定支撐位置并計算。設計計算及說明計算結(jié)果載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩，扭矩T6.2.3 按彎矩合成應力校核軸的強度根據(jù)表中數(shù)據(jù)

23、以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力應為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力，已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得，因此，故安全。6.3 低速軸的設計計算6.3.1 按轉(zhuǎn)矩確定軸的最小直徑1、低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩功率（）轉(zhuǎn)速（）轉(zhuǎn)矩（）7.9046.391626.322、作用在軸上的力高速級大齒輪分度圓直徑，安全設計計算及說明計算結(jié)果3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-3，取，于是得6.3.2 軸的設計計算1）擬定軸上零件的裝配方案設計計算及說明計算結(jié)果2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。聯(lián)軸器的設計計算轉(zhuǎn)矩

24、，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則。按照，查標準，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7-8軸段左端需制出一軸肩，取該段直徑，則取6-7段直徑，右端用軸端擋圈定位。按軸段直徑取擋圈直徑。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面，故取7=8段直徑比略短，取。 初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力，故選用圓柱滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的圓柱滾子軸承，其尺寸為，故，而。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，查得定位軸肩高度，因此取. 取安裝齒

25、輪處的軸段4-5的直徑，齒輪的右端與軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取。則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取。 軸承端蓋的總寬度為20 mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構設計而定）。根據(jù)軸承端的裝拆，取端蓋的左端與V帶輪右端面間的距離，故取。設計計算及說明計算結(jié)果 取齒輪距箱體避之間距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，故 ?？紤]到軸載荷對稱分布以及裝配工藝性，取。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接

26、，按選用平鍵，同時為保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為。半聯(lián)軸器與軸連接按選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為。軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明122885與滾動軸承配合232095定位軸肩3412104定位軸環(huán)4511690與大齒輪鍵連接配合565985與滾動軸承配合，套筒定位675082定位軸肩7813075與半聯(lián)軸器鍵連接配合總長度415mm設計計算及說明計算結(jié)果5）求軸上載荷根據(jù)軸的結(jié)構圖做出軸的計算簡圖，確定支撐位置并計算。載荷水平面

27、H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩 扭矩T設計計算及說明計算結(jié)果6.3.3 按彎矩合成應力校核軸的強度根據(jù)表中數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力應為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力，已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得，因此，故安全。7、滾動軸承的選擇計算軸承預期壽命 7.1 高速軸上滾動軸承的選擇計算7.1.1 軸上軸承的選擇選用型圓柱滾子軸承，。7.1.2 軸上軸承壽命計算1、兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程可知，；，；，。2、軸承當量動載荷和查機械設計（第八版）表13-6，載荷系數(shù)，安全設計計算及說明計算結(jié)果3、驗算軸承壽命因為，所以按照軸承1的受力大小驗算，故所選軸承滿足

28、壽命要求。7.2 中速軸上滾動軸承的選擇計算7.2.1 軸上軸承的選擇選用型圓柱滾子軸承，。7.2.2 軸上軸承壽命計算1、兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程可知，；，；，。2、軸承當量動載荷和查機械設計（第八版）表13-6，載荷系數(shù)，滿足壽命要求設計計算及說明計算結(jié)果3、驗算軸承壽命因為，所以按照軸承2的受力大小驗算，故所選軸承滿足壽命要求。7.3 低速軸 上滾動軸承的選擇計算7.1.1 軸上軸承的選擇選用型圓柱滾子軸承，。7.1.2 軸上軸承壽命計算1、兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程可知，；，；，。2、軸承當量動載荷和查機械設計（第八版）表13-6，載荷系數(shù)，3、驗算軸

29、承壽命滿足壽命要求設計計算及說明計算結(jié)果因為，所以按照軸承2的受力大小驗算，故所選軸承滿足壽命要求。8、 鍵連接的選擇計算普通平鍵鏈接的強度條件為 ，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計（第八版）表6-2取。8.1 電機上鍵鍵連接的選擇計算取普通平鍵，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，故該鍵滿足強度要求。8.2 軸上鍵連接的選擇計算8.2.1 V帶輪處的鍵的選擇計算取普通平鍵，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，故該鍵滿足強度要求。滿足壽命要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求設計計算及說明計算結(jié)果8.2.2 小齒輪處鍵的選擇計算取普通平鍵，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，故該鍵滿足強度要求。8.3 軸上鍵連接的選擇計算8.3.1 大齒輪處鍵的選擇計算取普通平鍵，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，故該鍵滿足強度要求。8.3.2 小齒輪處鍵的選擇計算取普通平鍵，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，故該鍵滿足強度要求。8.4 軸上鍵連接的選擇計算8.4.1 大齒輪處鍵的選擇計算該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求設計計算及說明計算結(jié)果取普通平鍵，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，故該鍵滿足強度要求。8.4.2 聯(lián)軸器周向定位鍵取普通平鍵，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，故該鍵滿足強