帶式運輸機傳動裝置課程設(shè)計

1、機械課程設(shè)計 學生姓名 李杰 學 號 20096988 學 院 制造科學與工程學院專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化指導教師 岳大鑫二一一 年 十二月 五 日目 錄一、機械零件課程設(shè)計任務(wù)書3二、電動機的設(shè)計4三、計算總傳動比及分配各級的傳動比5四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算5五、傳動零件的設(shè)計計算6六、軸的設(shè)計計算11七、 減速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計24八、滾動軸承的選擇及校核計算26九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算28十、密封和潤滑的設(shè)計29十一、設(shè)計小結(jié)29十 一、參考資料30一、機械零件課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目：帶式運輸機傳動裝置電動機V帶傳動聯(lián)軸器運輸帶FV已知條件1 工作參數(shù)運輸帶工作拉力F12 kN運輸帶

2、工作速度V3 m/s（允許帶速誤差±5%）滾筒直徑D= 500 mm滾筒效率hi0.96（包括滾筒與軸承的效率）2 使用工況兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。3 工作環(huán)境室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35。4 動力來源三相交流電，電壓380/220V。5 壽命要求使用折舊期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年。6 制造條件一般機械廠制造，?。ù螅┡可a(chǎn)。設(shè)計工作量：減速器裝配圖1張（A0或A1），零件工作圖 1 張，計算說明書1份。二、電動機的設(shè)計設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F=3000N

3、；帶速V=2.5m/s；滾筒直徑D=500mm；電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶×2軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.850（2）電機所需的工作功率：P工作=Fv/1000總=3000×2.5/(1000×0.85)=8.82KW （3）確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.5/(×500)=95.49r/mi

4、n按表11推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=36。取V帶傳動比I1=24，則總傳動比范圍為Ia=624。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ia×n筒=（624）×95.49=573.02291.8r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由P1673查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，則選nd=1000r/min 。根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y160L-6。其主要性能：額定

5、功率：11KW，滿載轉(zhuǎn)速970r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比（1）總傳動比：i總=nd/n筒=970/95.49=10.16（2）分配各級傳動比據(jù)表12，取齒輪i齒輪=4（單級減速器i=36合理）i總=i齒輪×I帶i帶=i總/i齒輪=10.16/=2.54四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI =n電動/i帶=970/2.54=381.89(r/min)nIII=nII= nI /i齒輪=381.89/4=95.47(r/min)計算各軸的輸入功率（KW）PI=P工作=Pm帶=8.82×0.96=8.47KWPII=PI×齒輪

6、=8.47×0.97=8.21KWPIII=PII×聯(lián)軸器=8.21×0.99 =8.13KW2、 計算各軸的輸出功率（KW）PI出=P工作=Pm帶軸承=8.82×0.96×0.98=8.30KWPII出= PII×軸=8.21×0.9 8=8.05KWPIII出= PIII×軸承=8.13×0.98 =7.97KW3、 計算各軸輸入扭矩（N·mm）T0 = 9550×Pm/ n電動= 9550×8.82/970 =86.84NmTI=9550×PI/nI=9550

7、×8.47/381.89=211.81N·mTII=9550×PII/nII=9550×8.21/95.47 =821.26N·mTw=9550×PW/nW=9550×8.13/95.47 =813.26N·m4、計算各軸輸出扭矩（N·mm）T0 = 9550×Pm/ nd= 9550×8.82/970 =86.84 N·mTI出=9550×PI出/nI=9550×8.30/381.89=207.56N·mTII出=9550×PII出/

8、nII=9550×8.05/95.47 =805.25N·mTw出=9550×PW出/nW=9550×7.97/95.47 =797.25N·m五、傳動零件的設(shè)計計算1、皮帶輪傳動的設(shè)計計算選擇普通V選帶截型，由表5.53得：kA=1.2PC=KAP=1.2×11=13.2KW由圖5-143得：選用B型V帶，確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由圖5-143得，推薦的小帶輪基準直徑為125200mm 則取dd1=160mm dd2=n1/n2·dd1=2.54×160=406.4mm由表5-63，取dd2=400mm實際從

9、動輪轉(zhuǎn)速n2=n1dd1/dd2=970×160/400=388r/min轉(zhuǎn)速誤差為：(n2-n2)/n2=(381.89-388)/381.89 =-1.6%<5%(允許)帶速V：V=dd1n1/（60×1000） =×160×970/60×1000 =8.13m/s在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（1）確定帶長和中心矩0. 55(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 55(160+400)a02×(160+400)所以有：308mma01120mm（2）初取a0=500L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd

10、2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(160+400)+(400-160)2/（4×500）=1908mm根據(jù)表5-23取Ld=1800mmaa0+（Ld-L0）/2=500+(1800-1908)/2 =500-54=446mm（3）驗算小帶輪包角1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30 =1800-(400-160)/446×57.30=1800-30.830 =149.170>1200（適用）（4）確定帶的根數(shù)根據(jù)表5.33 P1=2.70KW 表5.43P1=0.30KW表5.7 3 K=0.92 表5.23 KL=0.95

11、得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =13.2/(2.70+0.30) ×0.95×0.92 =3.85取Z=4根（5）計算軸上壓力由表5.13 查得q=0.17kg/m，單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×13.2/（4×8.13）×(2.5/0.92-1)+0.17×8.132N =360.31N則作用在軸承的壓力FQ，F(xiàn)Q=2ZF0sin1/2=2×4×360.31sin149.2/2=2778.99N2、齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級選取一對

12、斜齒輪。齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為241286HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度229286HBS；確定許用應(yīng)力（MPa）圖6.143 、圖6.153 得sHlim1=700 MPa (HBS= 250 )，sHlim2= 600 MPa (HBS =210 )、 sFlim1= 280 MPa (HBS=250 )、 sFlim2= 220 MPa (HBS =210 )、 由表6.53 取 SHmin =1.2 ，SFmin =1.6 使用壽命 N1=60n1 jLh= 60*381.89*8*300*16 =8.80×108 （按每年300個工作日

13、計算） N2= N1/ i = 8.80×108 /4 = 2.20×108 由圖6.163曲線1：ZN1= 1 ，ZN2= 1.12 由圖6.173得：YN1= YN2= 1 ，YST= 2sHP1=583.33MPa ，sHP2= 500 MPa 。sFP1= 350 MPa ，sFP2= 275 MPa 。（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（長期單向運轉(zhuǎn)的閉式齒輪傳動），工作轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106= 211.81 NmZH= 2.42 （圖6.123），ZE= 189.8 （表6.33），Ze = 0.8 ，yd = 1.（表6.83）Z=0.98載荷系數(shù)

14、K= KA×Kv×Ka×Kb = 1.8 其中： KA = 1.25 （表6.23 ），Kv = 1.2，Kb = 1，Ka= 1.2。(3)確定中心距盡量使尾數(shù)為0或5,以便于制造和測量，所以初定。 (4)選定模數(shù)、齒數(shù)、和螺旋角 一般，取螺旋角為150初選， 則 由標準模數(shù)取 ，則取 則 取 則 齒數(shù)比：誤差允許范圍內(nèi)，可用。于是 滿足要求。（5）計算齒輪分度圓直徑小齒輪 大齒輪（6）齒輪寬度圓整大齒輪寬度取小齒輪寬度（7）校核齒輪彎曲疲勞強度取根據(jù)、查表?。?，又名稱符號公式齒1齒2齒數(shù)zz28107分度圓直徑dd=mz86.60330.93齒頂高haha=h

15、a*m3.03.0齒根高hfhf=(ha*+c*)m3.753.75齒頂圓直徑dada=d+2ha92.60336.93齒根圓直徑dfdf=d-2hf79.1323.43標準中心距aa=m(z1+z2)/2202.5齒寬bb=dd19590所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種設(shè)計合理。六、軸的設(shè)計計算輸入軸的設(shè)計計算在單級減速器中，可將齒輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，齒輪左端面用軸肩定位，右端面用套筒軸向定位，周向采用鍵和過渡或過盈配合，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，周向定位采用過渡或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左端裝入，齒輪、套筒和右軸承依次從右端裝入。（1）按扭矩初算軸徑選用4

16、5#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS，-1=60Mpa根據(jù)表11.33，取C=112由式11.23考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則選d=33.04mm（2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器和軸的周向定位均采用平鍵連接。按d由表4-12查得平鍵截面b×h=20×12，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長取70mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長取90mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為b×h×L=16×10×70，配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3

17、）確定軸各段直徑和長度 左起第一段軸=35mm，帶輪寬度B=82mm,B<1.5D, 取60mm左起第二段取=40mm。取第二段的長度=50mm 左起第三段，取小齒輪距箱體內(nèi)壁間距a=14mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承，則軸承有徑向力，選用30209型軸承，其尺寸為d×D×T=45×85×20.75，那么該段的直徑為=45mm，長度為=47mm。 左起第四段為齒輪軸段，齒輪寬為b=95mm，為了保證定位的可靠性，=50mm,取軸段長度為=91mm。 左起第五段

18、，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為=60mm ,長度取=8mm。左起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取=52mm，長度取= 14mm。 左起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑為=45mm，長度=21（4）按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=86.60mm求轉(zhuǎn)矩：已知T1=91470N·mm求圓周力Ft， 求徑向力Fr, 求軸向力Fa, Fa=Ft·tan=4891.66×tan14.10=1228.7N 軸承支反力：該軸兩軸承對稱:LA=LB=72.5 = =2445.83垂直面內(nèi)支反力：得=1284.66N =5

19、50.82N 作出彎矩圖根據(jù)上述簡圖，分別求出水平面和垂直平面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎距：=177322.68N·mm =93137.85N·mm =39934.45N·mm總彎距 =200294.76N·mm =181763.85N·mm 作出計算彎矩圖 =221785.12N.mm 校核軸的強度 =18.98MPa<-1故安全。軸的載荷分布圖如下：（5）精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起應(yīng)力集中最重要，截面和的應(yīng)力影響相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核，只需校核截

20、面左右兩側(cè)即可。截面IV左側(cè)抗彎截面模量按表11.53中的公式計算： W=0.1=9112.5mm抗扭截面模量： =0.2=18225mm截面IV右側(cè)的彎矩M為：截面扭距T1為：截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，因 r/d=2.0/45=0.044 ,D/d=50/45=1.11=2.4 又查圖1.13得軸的材料敏性系數(shù)為=0.70故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 =1+0.6(1.98-1)=1.59 查圖11.173得尺寸系數(shù)=0.70，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.70因軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為=0.88， =0.6*0.88+0.4=0.93軸未經(jīng)表面強化處理

21、，即=1 ，則得綜合系數(shù)值為=材料特性系數(shù)取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取計算安全系數(shù) =1.5故可知其安全。截面IV右側(cè)抗彎截面模量按表11.53中的公式計算： W=0.1=12500mm抗扭截面模量： =0.2=25000mm截面IV右側(cè)的彎矩M為：截面扭距T1為：截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：過盈配合處的/值，并且=0.8/=3.16，=0.8*3.16=2.53因軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為=0.88， =0.6*0.88+0.4=0.93則得綜合系數(shù)值為=材料特性系數(shù)取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取計算安全系數(shù) =1.5故可知其安全。輸出軸的設(shè)計

22、計算（1）按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255HBS）根據(jù)表11.33，取C=112由式11.23考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d>51.91mm （2）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過渡配合固定（3）確定軸的各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始左起第一段，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2,查表10.133取KA=1.5 則 Tca=1.5×805250=1207875 N·mm 選用彈性注銷聯(lián)軸器，型號為LX

23、4，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000 N·mm半聯(lián)軸器的孔徑=55mm，故取=55mm，查表得聯(lián)軸器軸孔長度選用 =84mm為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該段軸的長度應(yīng)比L1略短一些，取為82mm。左起第二段，由于要軸肩定位該段的直徑取D2=60mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與開始小齒輪左端面的距離為20mm，故取該段長為L2=50mm左起第三段，該段裝有滾動軸承，選用角接觸球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用7213C型軸承，其尺寸為d×D×B=65×120×23，套筒為20mm,那

24、么該段的直徑為D3=65mm，長度為L3=49mm左起第四段，該段裝有齒輪，按照標準尺寸取D4=70mm,齒輪寬為b=90mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=86mm左起第五段，為齒輪的定位軸肩,取D5=80mm，兩軸承對稱布置，長度取L5= 10mm左起第六段，該段為滾動軸承的定位軸肩，取軸徑為D6=74mm，長度L6=12mm左起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑為=65mm，長度L7=23mm（4）按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=330.93mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2=821.26N·m求圓周力Ft, 求徑向力Fr,求軸向力Fa, Fa=Ft·tan=

25、4963.35×tan14.070=1246.71N 該兩軸承對稱，LA=LB=64mm水平面內(nèi)支反力：垂直面內(nèi)支反力：得=2943.94N =-1081.59N 作出彎矩圖根據(jù)上述簡圖，分別求出水平面和垂直平面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎距：=158827.52N·mm =194300.04N·mm =71384.94N·mm總彎距 =250955.52N·mm =174132.11N·mm 作出計算彎矩圖 =522618.82N.mm 校核軸的強度 =16.12MPa<-1故安全。軸的載荷分布圖如下：（5）精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面

26、從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起應(yīng)力集中最重要，截面和的應(yīng)力影響相近，但截面軸徑也較大，故不必做強度校核，只需校核截面左右兩側(cè)即可。 截面IV左側(cè)抗彎截面模量按表11.53中的公式計算：抗扭截面模量：截面IV右側(cè)的彎矩M為：截面扭距T2為： 截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，因 , 由圖1.153得 =2.4 又查圖1.163得軸的材料敏性系數(shù)為=0.82故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 查圖1.173得尺寸系數(shù)=0.67，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.67因軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為=0.92，軸未經(jīng)表面強化處理，即=1 ，則得綜合系數(shù)值為材料

27、特性系數(shù)取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取計算安全系數(shù) =1.5故可知其安全。截面IV右側(cè)抗彎截面模量： 抗扭截面模量： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：過盈配合處的/值， /=0.8/，于是得 /=3.16 /=0.8×3.16=2.53 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為：材料特性系數(shù)取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取計算安全系數(shù) =1.5 故該軸在左側(cè)的強度也是足夠的。又因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。七、 減速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)窺視孔和窺視孔蓋 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便

28、檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2)放油螺塞 減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標 油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘 機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機

29、蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。(7)調(diào)整墊片 調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。

30、密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。根據(jù)表32P26，得如下表格:名稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度1.512箱座凸緣厚度1.512箱座底凸緣厚度2.520地腳螺釘直徑0.036a+12M20地腳螺釘數(shù)目a<250,n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑0.75M16機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑(0.50.6) M12聯(lián)接螺栓的間距150200180軸承端蓋螺栓直徑(0.40.5) M10 視孔蓋螺釘直徑(0.30.4) M8定位銷直徑(0.70.8) M8、到外箱壁距離見表426,22,18、至凸緣邊緣距離見表424,16軸承旁凸臺半徑22凸臺高度由低

31、速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。外箱壁至軸承座端面距離c1+c2+(812)50大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離>1.210齒輪端面與內(nèi)箱壁距離>10箱蓋、箱座肋厚、0.8 0.85=7、=7軸承端蓋外徑軸承孔直徑+（55.5）d3140,160軸承端蓋凸緣厚度(11.2) 9軸承旁聯(lián)接螺栓距離S140八、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命(一年按300個工作日計算） Lh=16×300×8=38400h對初選軸承30209校核（1）計算軸承所承受軸向力R=2762.69NR =2507.09N表6-73得C=67800N；C=83500N。表8.

32、63取fp=1.1，由表8.73知：派生軸向力S=R/2y，于是S=R/0.8cota =2762.69×0.4/1.5/0.8=920.90NS=R/0.8cota=2507.09×0.4/1.5/0.8=835.70N因Fa=1228.7N指向2軸承，所以2軸承壓緊,1軸承放松，于是 A = S+Fa =2064.4N A = S=920.9N（2）計算當量動負荷表8.53知，判斷系數(shù)e=0.4。又P=fp(xR+yA)因=0.33<e，則有P=1.1×(1×2762.69+0×920.9)= 2762.69N因=0.82>e，

33、則有P =1.1×(0.4×2507.09+0.4*3.73*2064.4) =4082.8N（3）軸承壽命計算因P <P，按右軸承計算壽命L=（）> ()=509896h >L=32000h所選軸承30209合格。 對初選軸承7013AC校核（1）計算軸承所承受軸向力R=3850.39NR =2707.13N表6-61得Cr=69800N；C0r=55200N。表8.63取fp=1.1，由表8.73知：派生軸向力S=0.7R，于是S=0.5R =0.5×3850.39=1925.20NS=0.5 R=0.5×2707.13=1353.

34、57N因Fa=1246.71N指向1軸承，所以1軸承壓緊、2軸承放松，于是 A = S+Fa =3171.91N A = S=1353.57N（2）計算當量動負荷由表8.53知，判斷系數(shù)e=0.39。又P=fp(xR+yA)因=0.82>e，則有P =1.1×(0.44×3850.39+1.45×3171.91)=6293.44N因=0.50 >e，則有P =1.1×(0.44×2707.13+1.45×1353.57)=3153.82N（3）軸承壽命計算因P> P，按左軸承計算壽命L=（）= ()=531136.62h >L=32000h所選軸承7013AC合格。九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算（1）大帶輪與輸入軸的聯(lián)接 軸徑d1=35mm,L1=60mm 查P531選用A型平鍵，得： GB/T 1096 鍵 10×8×50 (A型）, （2）輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=50mm, L2=91mm 查P531