材成專業(yè)帶式輸送機二級同軸式減速器設計

1、目錄一、設計任務書1二、傳動方案的擬定及說明1三、電動機的選擇3四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比3五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4六、傳動件的設計計算51.V帶傳動設計計算52.斜齒輪傳動設計計算7七、軸的設計計算121.高速軸的設計122.中速軸的設計153.低速軸的設計19精確校核軸的疲勞強度22八、滾動軸承的選擇及計算261.高速軸的軸承262.中速軸的軸承273.低速軸的軸承29九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算31十、聯(lián)軸器的選擇32十一、減速器附件的選擇和箱體的設計32十二、潤滑與密封33十三、設計小結34十四、參考資料35設計計算及說明結果一、 設計任務書設計一用于帶式運輸機上

2、同軸式二級圓柱齒輪減速器1. 總體布置簡圖 2. 工作情況3. 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期8年，小批量生產，單班制工作，運輸帶的速度允許誤差為 。運輸機卷筒扭矩（Nm）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）10500.804805814. 設計內容(1) 電動機的選擇與參數(shù)計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設計計算說明書的編寫5. 設計任務(1) 減速器總裝配圖一張(2) 齒輪、軸零件圖一張(3) 設計計算說明書一份二、 傳動方案的擬定

3、及說明如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。設計計算及說明結果三、 電動機的選擇1. 電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2. 電動機容量l 卷筒軸的輸出功率(1) 電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計課程設計（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動；滾動軸承；圓柱齒輪傳動；彈性聯(lián)軸器；卷筒軸滑動軸承，卷筒的效率，則故 (2) 電動機額定功率由第二十章表20-1選取電動機額

4、定功率。3. 電動機的轉速由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍，由表2-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為設計計算及說明結果可見同步轉速為750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動機均符合。這里初選同步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表：方案電動機型號額定功率（kW）電動機轉速（r/min）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動兩級減速器1Y132S-45.51500144029.5752.810.5652Y160M-67.5100097023.2182.210.554由表中數(shù)據可

5、知兩個方案均可行，但方案1的電動機質量較小，且比價低。因此，可采用方案1，選定電動機型號為Y132S-4。4. 電動機的技術數(shù)據和外形、安裝尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型電動機的主要技術數(shù)據和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。型號額定功率(kw)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132S-45.5150014402.22.3HDEGKL×質量（kg）1323880331251510×81四、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1. 傳動裝置總傳動比2. 分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動

6、比為所得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。設計計算及說明結果五、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1. 各軸轉速電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為2. 各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 3. 各州轉矩電動機軸高速軸中速軸低速軸轉速（r/min）1440504.57155.1347.77功率（kW）5.55.255.034.819轉矩（）36.4799.36322.69963.39設計計算及說明結果六、 傳動件的設計計算1. V帶傳動設計計算（1） 確定計算功率由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查機械設計（V帶設計部分未作說明皆

7、查此書）表8-7得， 工作情況系數(shù)（2） 選擇V帶的帶型由、 由圖8-11選用A型（3） 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑驗算帶速v。按式(8-13)驗算帶的速度,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據式(8-15a),計算大帶輪基準直徑根據表8-8，圓整為（4） 確定V帶的中心距a和基準長度根據式(8-20)，初定中心距。由式(8-22)計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度A型設計計算及說明結果按式(8-23)計算實際中心距a。中心距變化范圍為518.4599.4mm。（5） 驗算小帶輪上的包角（6） 確定帶的根數(shù) 計算單根V

8、帶的額定功率由和，查表8-4a得根據，i=2.5和A型帶，查表8-4b得 計算V帶的根數(shù)z。取5根。（7） 計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以應使帶的實際初拉力（8） 計算壓軸力5根設計計算及說明結果2. 斜齒輪傳動設計計算按低速級齒輪設計：小齒輪轉矩，小齒輪轉速，傳動比。（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）由機械設計（斜齒輪設計部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240H

9、BS，二者硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)初選取螺旋角（2） 按齒面接觸強度設計按式(10-21）試算，即確定公式內各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c) 由圖10-26查得，d) 小齒輪傳遞的傳矩e) 由表10-7選取齒寬系數(shù)f) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)g) 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h) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：斜齒圓柱齒輪7級精度設計計算及說明結果i) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)j) 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得k) 許用接

10、觸應力計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)mntd) 計算縱向重合度e) 計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù) 根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因表10-3查得；圖10-13查得設計計算及說明結果故載荷系數(shù)： f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得g) 計算模數(shù)（3） 按齒根彎曲強度設計由式(10-17)確定計算參數(shù)a) 計算載荷系數(shù)b) 根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c) 計算當量齒數(shù)d) 查取齒形系數(shù)由表10-5查得e) 查取應力校正系數(shù)由表10-

11、5查得f) 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限設計計算及說明結果由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-12)得g) 計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設計計算對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則（4） 幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為233mm按圓整后的中心距修正螺旋角設計計算及說明結果因值改變不多，故參數(shù)等不必修正計算大、小齒輪

12、的分度圓直徑計算齒輪寬度圓整后取由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據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。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.713模數(shù)(mm)3螺旋角中心距(mm)233齒數(shù)3211932119齒寬(mm)105100105100直徑(mm)分度圓98.75367.2498.75367.24齒根圓91.25359.7491.25359.74齒頂圓10

13、4.75373.24104.75373.24旋向左旋右旋右旋左旋設計計算及說明結果七、 軸的設計計算1. 高速軸的設計(1) 高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）高速軸功率（）轉矩T（）504.575.2599.36(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=98.75 ，根據機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 設計計算及說明結果2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿

14、足V帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=32mm。V帶輪與軸配合的長度L1=80mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L-=75mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d-=32mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故d-=d-=35mm；而L-=21+21=42mm，L-=10mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。

15、由手冊上查得30308型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度為4.5mm，d-=44mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=40mm，取L-=103mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為36mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位V帶輪與軸的周向定位選用平鍵10mm×8mm×63mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵12mm×8mm×70mm，為了

16、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為H7/n6；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m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-7530與V帶輪鍵聯(lián)接配合-6032定位軸肩-4235與滾動軸承30307配合，套筒定位-10340與小齒輪鍵聯(lián)接配合-1044定位軸環(huán)-2335與滾動軸承30307配合總長度313mm（5） 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30307型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18mm。因此，軸的

17、支撐跨距為L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。設計計算及說明結果設計計算及說明結果載荷水平面H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-5)及上表中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速軸的設計(1) 中速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）155.135.03322.6

18、9(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則安全設計計算及說明結果(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據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。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d-=d-=45mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為d×D×

19、T=45mm×100mm×27.25mm，故L-=L-=27+20=47mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得30309型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，左邊套筒左側和右邊套筒右側的高度為4.5mm。取安裝大齒輪出的軸段-的直徑d-=50mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。為了使大齒輪軸向定位，取d-=55mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取L-=100mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。設計計算及說明結果3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵14mm×9mm×70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好

20、的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；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m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-4945與滾動軸承30309配合，套筒定位-9850與大齒輪鍵聯(lián)接配合-9055定位軸環(huán)-10350與小齒輪鍵聯(lián)接配合-4545與滾動軸承30309配合總長度385mm（5） 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=21mm。因此，軸的支撐跨距為L1=76mm， L2=192

21、.5，L3=74.5mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩設計計算及說明結果設計計算及說明結果（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-5)及上表中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速軸的設計(1) 低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）47.774.819963.39(2) 作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑

22、為，根據式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得 (4) 軸的結構設計1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 安全設計計算及說明結果2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=64mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L-=105mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要

23、求并根據d-=65mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為d×D×T=70mm×150mm×38mm，故d-=d-=70mm；而L-=38mm，L-=38+20=58mm。左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得30314型軸承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6mm。取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=75mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l-=

24、98mm。軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm×11mm×80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm×12mm×80mm，為了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為H7/n6。4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-3

25、870與滾動軸承30314配合-1082軸環(huán)-9875與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-5870與滾動軸承30314配合-6068與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-10563與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度369mm設計計算及說明結果設計計算及說明結果（5） 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30314型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=31mm。因此，軸的支撐跨距為根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎

26、矩扭矩（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-5)及上表中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。從應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力集中最嚴重；從受載情況來看，截面B上的應力最大。截面的應力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應力最大，但應力集中不

27、大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側。安全設計計算及說明結果2） 截面左側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 經插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經表面強化處理，即q=

28、1，則得綜合系數(shù)值為設計計算及說明結果又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù), 取；, 取；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 安全設計計算及說明結果經插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜

29、合系數(shù)值為又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ?。? ??；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。安全設計計算及說明結果八、 滾動軸承的選擇及計算軸承預期壽命 1. 高速軸的軸承選用30307型圓錐滾子軸承，查課程設計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和設計計算及說明結果 由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。2. 中速軸的軸承選用30

30、309型圓錐滾子軸承，查課程設計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和滿足壽命要求設計計算及說明結果由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和 由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。滿足壽命要求設計計算及說明結果3. 低速軸的軸承選用30314型圓錐滾子軸承，查課程設計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由低速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷

31、和 設計計算及說明結果由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。滿足壽命要求設計計算及說明結果九、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算由機械設計式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2，?。?） V帶輪處的鍵取普通平鍵10×63GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（2） 高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵12×70GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（3） 中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵14×70GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（4） 中速軸

32、上小齒輪處的鍵取普通平鍵14×70GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（5） 低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵20×80GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求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結果（6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵取普通平鍵18×80GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度聯(lián)接擠壓強度不夠，而且相差甚遠，因此考慮采用雙鍵，相隔180°布置。則該雙鍵的工作長度為十、 聯(lián)軸器的選擇根據輸出軸轉矩，查課程設計表17-4選用HL5聯(lián)軸器60×14