機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書1

1、上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院課程設(shè)計(jì)說明書減速箱設(shè)計(jì)計(jì)算機(jī)械四班 楊浩 07140003222010/1/22設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)一帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置，傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如下：工作條件如下：用于輸送碎料物體，工作載荷有輕微沖擊（使用系數(shù)、工況系數(shù)），輸送帶允許速度誤差±4%，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年（軸承壽命），原始數(shù)據(jù)為：運(yùn)輸帶工作拉力Fw(N)運(yùn)輸帶工作速度Vw(m/s)卷筒直徑D(mm)16001.1220一、 電動(dòng)機(jī)的選擇1. 選用電動(dòng)機(jī)1) 選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求和工作條件選用Y系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)。2) 電動(dòng)機(jī)的輸出功率P電動(dòng)機(jī)所需的輸出

2、功率為：P=Pw kW式中：Pw為工作裝置所需功率，kW；為由電動(dòng)機(jī)至工作裝置的傳動(dòng)裝置的總效率。工作裝置所需功率Pw應(yīng)由機(jī)器工作阻力和運(yùn)行速度經(jīng)計(jì)算求得：Pw=Fwvw1000=1600×1.11000=1.76kW式中：Fw為工作裝置的阻力，N；vw為工作裝置的線速度，m/s。由電動(dòng)機(jī)至工作裝置的傳動(dòng)裝置總效率按下式計(jì)算：=帶滾2齒聯(lián)卷查機(jī)械設(shè)計(jì)表2-4，得：帶取0.96，滾取0.995，齒取0.97，聯(lián)取0.99，卷取0.97則=0.96×0.9952×0.97×0.99×0.97=0.885所以P0=1.760.885=1.99kW3)

3、 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速工作裝置的轉(zhuǎn)速為：nw=60×1000vwDw=95.5r/min由于普通V帶輪傳動(dòng)比為：i124圓柱齒輪傳動(dòng)比為：i235故總的傳動(dòng)比為：i=i1i2620則電動(dòng)機(jī)所需轉(zhuǎn)速為：n=inw(620)×95.5=(5731910)r/min查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-184，選取電動(dòng)機(jī)Y112M-6，技術(shù)數(shù)據(jù)如下：型號(hào)額定功率P（kW）滿載轉(zhuǎn)速n（r/min）堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量（kg）Y112M-62.29402.02.2452. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比1) 總傳動(dòng)比為：ia=nnw=94095.5=9.842) 分配傳動(dòng)比：Ia

4、=i外i內(nèi)考慮減速器結(jié)構(gòu)，故：i外=3 ；i內(nèi)=3.283. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1) 各軸轉(zhuǎn)速n電=n=940r/minn1=n電i外=313r/minn2=n1i內(nèi)=95r/minnw= n2=95r/min2) 各軸輸入功率P1=P0 帶=1.99×0.961.910kWP2=P1 齒滾=1.910×0.97×0.9951.843kWPw=P2 聯(lián)滾=1.843×0.99×0.9951.815kW3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550P1n1=95501.910313=58.28N·mT2=9550P2n2=95501.843

5、95=185.27N·mTw=9550Pwnw=95501.81595=182.46N·m電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩T0=9550P0n=95501.99940=20.22N·m將以上算得的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表如下：軸名參數(shù)電動(dòng)機(jī)軸1軸2軸工作軸轉(zhuǎn)速n(r/min)9403139595功率P(kW)1.991.9101.8431.815轉(zhuǎn)矩T(N·m)20.2258.28185.27182.46傳動(dòng)比i33.281效率0.960.9650.985二、 V帶輪設(shè)計(jì)1. 確定計(jì)算功率Pca由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KAP=1.1×

6、;2.2kW=2.42kW2. 選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1由圖8-10選用A型。3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-6和機(jī)械設(shè)計(jì)表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=106mm2) 驗(yàn)算帶速v。v=dd1n160×1000=×106×94060×1000m/s=5.22m/s因?yàn)?m/s<v<30m/s，故帶速合適。3) 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。dd2=idd1=3×106mm=318mm 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表8-8，圓整為dd2=315mm。4. 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1)

7、 一般初選帶傳動(dòng)的中心距為0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)式中，a0為初選的帶傳動(dòng)中心距，mm。故0.7(106+315)mma02(106+315)mm即294.7mma0842mm初選中心距a0=500mm。2) 計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0Ld02a0+2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a0=2×500+2×(106+315)+(315-106)24×500mm1683mm由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1600mm。3) 傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似為aa0+Ld-Ld02=( 500+1600-16832)mm460mm考慮到帶輪的

8、制造誤差、帶長(zhǎng)誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充張緊的需要，常給出中心距的變動(dòng)范圍amin=a-0.015Ldamax=a+0.03Ld故中心距的變化范圍為436508mm。5. 驗(yàn)算小帶輪上的包角11180-(dd2-dd1)57.3a=180- (315-106) 57.3500156906. 計(jì)算帶的根數(shù)z1) 計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=106mm和n1=940r/min，查機(jī)械設(shè)計(jì)表8-4a得P0=1.15kW。根據(jù)n1=940r/min，i=3和A型帶，查機(jī)械設(shè)計(jì)表8-4b得P0=0.11kW。查機(jī)械設(shè)計(jì)表8-5得K=0.93，機(jī)械設(shè)計(jì)表8-2得KL=0.99，于是

9、Pr=( P0+P0)·K·KL=(1.15+0.11)×0.93×0.99kW=1.16kW2) 計(jì)算V帶的根數(shù)z。z=PcaPr=2.421.16=2.09取3根。7. 計(jì)算單根V帶的初拉力和最小值(F0)min由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以(F0)min=500(2.5-K)PcaKzv+qv2=500×(2.5-0.93)×2.420.93×3×5.22+0.1×5.222N=133.16N應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0>(F0)min。8. 計(jì)算壓軸力Fp壓軸力的

10、最小值為(Fp)min=2z(F0)minsin12=2×3×133.16×sin1562N=781.5N9. 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表8-6，取帶寬75mm。三、 齒輪設(shè)計(jì)1. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2) 由于速度不高，故選用8級(jí)精度。3) 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)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)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=3.28×20=65.6，取z2=66。5) 選取螺旋角。初選螺旋角

11、=14。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)d1t=32KtT1du±1u(ZHZEH)2(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.6。2) 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。3) 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。4) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550MPa。5) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60×940×1×(2×8×300×10)=9.01×108N2=N

12、1i內(nèi)=9.01×1083.28=2.75×1086) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.01，KHN2=1.06。7) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。8) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-26查得1=0.750，2=0.860則=1+2=1.61。9) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.01×600MPa=606MPaH2=KHN2Hlim2S=1.06×550MPa=583MPa則H=H1H22=594.5MPa(2) 計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計(jì)算公式得d1t32&#

13、215;1.6×5.828×1041×1.614.283.28(2.433×189.8594.5)2mm=45.00mm2) 計(jì)算圓周速度。v=d1tn160×1000=×45×94060×1000m/s=2.21m/s3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt。b=dd1t=1×45mm=45mmmnt=d1tcosz1=45×cos1420=2.18mmh=2.25 mnt=2.25×2.18=4.91mmb/h=45/4.91=9.164) 計(jì)算縱向重合度。=0.318dz1tan=0.318

14、×1×20×tan14=1.595) 計(jì)算載荷系數(shù)K。由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25；根據(jù)v=2.21m/s，8級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.1；由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-4查得KH=1.466；由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-13查得KF1.35；由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-3查得KH=KF=1.2。故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=1.25×1.1×1.2×1.466=2.426) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得d1= d1t3KKt=45×32.421.6mm=51.65mm7) 計(jì)算模數(shù)mn。mn=d1

15、cosz1=51.65×cos14202.51mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)mn32KtT1Ycos2dz12YFaYSaF(1) 確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù)。K=KAKvKFKF=1.25×1.1×1.2×1.35=2.232) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=380MPa。3) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.92。4) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=3

16、03.57MPaF2=KFN2FE2S=0.92×3801.4=244.29MPa5) 根據(jù)縱向重合度=1.59，從機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.886) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。zv1=z1cos3=20cos314=21.89zv2=z2cos3=66cos314=72.257) 查取齒形系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得YFa1=2.72;YFa2=2.248) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得YSa1=1.57;YSa2=1.759) 計(jì)算大、小齒輪的YFa1YSa1F并加以比較。YFa1YSa1F1=2.72×1.57303.57=0.01407YFa

17、2YSa2F2=2.24×1.75244.29=0.01605大齒輪的數(shù)值大。(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算mn32×2.23×5.828×104×0.88×cos2141×202×1.61×0.01605mm=1.75mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面解除疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d1=51.65mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z1=d1cosmn=51.65×cos142=25.05取z

18、1=25，則z2=uz1=3.28×25=82。4. 幾何尺寸計(jì)算(1) 計(jì)算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(25+82)×22×cos14=110.28mm將中心距圓整為110mm。(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(25+82)×22×110=132443”因值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。(3) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=25×2cos132443”=51.4mmd2=z2mncos=82×2cos132443”=168.6mm(4

19、) 計(jì)算齒輪寬度b=dd1=1×51.4mm=51.4mm圓整后取B2=50mm；B1=55mm。四、 軸的設(shè)計(jì)1. 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)(1) 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對(duì)其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼，調(diào)制處理。(2) 初定軸的最小直徑按鈕轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件，得dA03Pn由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3查得A0=103126。所以d(103126)×31.910kW313r/min=18.823.0mm取中間值d=20mm，由于該軸有一個(gè)鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大57%，故dmin=20×(1+57%)=2121.4mm綜合考慮，取dmin=25mm。(3)

20、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 擬定零件的裝配方案，如下圖BC2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度，從右開始設(shè)計(jì)。a) 由于在L11這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度已經(jīng)計(jì)算得到此處的最小直徑，在這個(gè)直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強(qiáng)度，故：d1=dmin=25mm此處軸段的長(zhǎng)度由大帶輪的輪轂的寬度所決定，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖8-14(b)查得：L=(1.52)d=(1.52)×25mm=37.550mm取L=44mm，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長(zhǎng)度略小于其輪轂值，取L11=42mm。b) 初選滾動(dòng)軸承。一般運(yùn)輸機(jī)傳遞載荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)

21、這段軸的尺寸，可選擇7307C型軸承。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-1得，d3=d7=35mm，要求的定位軸肩是4.5mm。故，要求在這此處的定位套筒的直徑是44mm。因此取d2=32mm。c) 由該說明書后面的箱體設(shè)計(jì)可以得到L7=40mm。該箱體壁與齒輪的距離L6=L3=15mm，L8=10mm。由軸承端蓋的厚度一般為10mm左右，因此，整個(gè)軸承蓋的長(zhǎng)度是20mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個(gè)螺栓的長(zhǎng)度25mm，再考慮軸承端蓋的調(diào)整范圍，可以確定L10=50mm。d) 如果再按照這種方法選擇下去，那么d5=48mm，這樣會(huì)使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小于2mt，齒輪很容易損壞，所以這里必須采

22、用齒輪軸。由齒輪各參數(shù)可以得到d5=57.73mm，L4=60mm。e) L5處的寬度大于1.4h，取L5=L2=9mm，d4=d6=42mm；則L9=L6+L7-L8-L9=15+40-10-9=36mm。f) 同樣，也就確定了L1=34mm。至此，已初步了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-61采用b×h×L=8mm×7mm×32mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對(duì)中性。故大帶輪與軸的配合為H8h7。滾動(dòng)軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑

23、尺寸公差為k6。4) 確定軸上圓角和倒角尺寸按照機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158確定軸兩端的倒角均為1×45°，各處圓角半徑都為1.66mm。2. 低速軸的設(shè)計(jì)(1) 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級(jí)軸的材料一致。并做調(diào)質(zhì)處理。(2) 初定軸的最小直徑由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3查得A0=103126。所以d(103126)×31.843kW95r/min=27.733.9mm取中間值d=30mm，由于該軸有一個(gè)鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大57%，故dmin=30×(1+57%)=31.532.1mm。綜合考慮，取dmin=35mm。(3) 聯(lián)軸器的

24、選擇根據(jù)軸所傳遞的扭矩T=185.27N·m，可選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，因?yàn)樗怯捎紶畹膹椥蕴讉鬟f轉(zhuǎn)矩，故可緩沖減振，其制造容易，裝拆方便，成本較低，適用于連接載荷平穩(wěn)、起動(dòng)頻繁的中小轉(zhuǎn)矩的軸。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-177選用LT7聯(lián)軸器42×84GB/T4323-2002綜合考慮，取dmin=42mm。(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 擬定結(jié)構(gòu)方案如下圖：2) 根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度，從左開始設(shè)計(jì)。a) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，L1軸段右端需制出一軸肩，故取d2=46mm。由于前面已經(jīng)對(duì)聯(lián)軸器進(jìn)行了選擇，故d1=42mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84

25、mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則L1就比84略短一點(diǎn)，現(xiàn)取L1=82mm。b) 初步選擇滾動(dòng)軸承。根據(jù)d2=46mm，初步選擇0基本游隙組，選用角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對(duì)較大，故選擇AC系列的軸承，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158，選用7210AC，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm，其定位軸肩為3.5，故定位套筒的直徑為57mm。因此，d3=d6=50mm。c) 取安裝齒輪處的軸段的直徑d4=55mm，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂的寬度，故取L4=52mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h

26、>0.07d=0.07×55=3.85mm，取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑d5=65mm，軸環(huán)寬度應(yīng)大于1.4h，取軸環(huán)寬度為8mm。d) 軸承端蓋的總寬度為20 mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為30 mm，故取L2=50mm。e) 取齒輪與箱體之間的距離為15mm（由后面的箱體設(shè)計(jì)確定）。滾動(dòng)軸承到箱體的距離為10mm，則L3=20+10+15+3=48mmL6=20+10+15-8=37mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及長(zhǎng)度。3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑

27、d1由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-61查得平鍵選為b×h×L=16mm×10mm×40mm，配合為H7k6。齒輪與軸的連接，按d4查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-61得，選用平鍵為b×h×L=12mm×8mm×70mm，配合為H7k6。滾動(dòng)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k6。4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158確定軸端倒角為2×45°，C、D、E處的圓角半徑r=2mm，A、B處的圓角半徑r=1.6mm。五、 軸承的確定及校核1. 對(duì)初選高速級(jí)軸承730

28、7C校核(1) 受力分析FaeFr1F帶輪Ft1FH1FH2FV1FV2Fr1=FH12+FV12=14332+14112=2011 NFr2=FH22+FV22=14332+-14022=2005 NFae=Fa1=746 N1) 計(jì)算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158，得到軸承7307C的Cr=34.2kN，Cor=26.8kN對(duì)于70000C型軸承，它的派生軸向力Fd=eFr，而軸向力未知，故先取e=0.4，因此可估算Fd1=0.4Fr1=0.4×2011=804.4NFd2=0.4Fr2=0.4×2005=802N由于Fd1<Fd2+F

29、ae所以Fa1=Fd2+Fae=802+746=1544 NFa2=Fd2=802NFa1Cor=154426800=0.057Fa2Cor=8022680=0.030由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158進(jìn)行插值計(jì)算，得e1=0.428，e2=0.400。再計(jì)算各力Fd1=e1Fr1=0.428×2011=860.7NFd2=e2Fr2=0.400×2005=802NFa1=Fd2+Fae=802+746=1544 NFa2=Fd2=802 NFa1Cor=154426800=0.057Fa2Cor=8022680=0.030兩次計(jì)算的FaCor的值相差不大，因此確定e1=0.4

30、28，e2=0.4，F(xiàn)a1=1544 N，F(xiàn)a2=802 N2) 計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷Fa1Fr1=15442011=0.77>e1Fa2Fr2=8022005=0.4=e2由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對(duì)軸承1：X1=0.44，Y1=1.3對(duì)軸承2：X2=1，Y2=0由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6查得，運(yùn)輸有輕微沖擊，取fp=1.1P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.1(0.44×2011+1.3×1544)=3187NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.1×1×2005=2205.5N3) 計(jì)算軸承壽命由于P1>

31、P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算Lh=10660nCP1=10660×3843420031873=53635 hLh>10×300×16=48000 h所選軸承滿足壽命要求。故此軸承不用重選。2. 對(duì)初選低速級(jí)軸承7210AC進(jìn)行校核6461Fr1=FH12+FV12=14392+1110.52=1817.7 NFr2=FH22+FV22=1371.52+-53.52=1372.5 NFae=Fa1=731 N1) 計(jì)算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158，得到軸承7210AC的Cr=31.5kN，Cor=25.2kN對(duì)于70000AC

32、型軸承，它的派生軸向力Fd=0.68Fr。Fd1=0.68Fr1=0.68×1817.7=1236N由于Fd1<Fd2+Fae所以Fa1=Fd2+Fae=933.3+7311664.3 N由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158進(jìn)行插值計(jì)算，得e1=0.439，e2=0.408。2) 計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷Fa1Fr1=1664.31817.7=0.91>e1Fa2Fr2=933.31372.5=0.68>e2由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對(duì)軸承1：X1=0.41，Y1=0.87對(duì)軸承2：X2=0.41，Y2=0.87由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6查得，運(yùn)輸有輕微

33、沖擊，取fp=1.13) 計(jì)算軸承壽命由于P1>P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算Lh=10660nCP1=10660×1063150024123=350000 h由于軸承壽命太大，應(yīng)重新選擇。對(duì)同一尺寸要求可選7210C。4) 對(duì)軸承7210C進(jìn)行校核查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158，得到軸承7210C的Cr=32.8kN，Cor=26.8kN對(duì)于70000C型軸承，它的派生軸向力Fd=eFr，而軸向力未知，故先取e=0.4，因此可估算由于Fd1<Fd2+Fae所以Fa1=Fd2+Fae=549+731=1098 N由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158進(jìn)行插值計(jì)算，得e1=0.4

34、22，e2=0.393。再計(jì)算各力Fa1=Fd2+Fae=539+767.1=1306.1 NFa2=Fd2=539.1 NFa1Cor=1306.126800=0.049Fa2Cor=5392680=0.020因此確定（插值計(jì)算）e1=0.423，e2=0.390，F(xiàn)a1=1306.1 N，F(xiàn)a2=539.1 N計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷Fa1Fr1=13061817.7=0.72>e1Fa2Fr2=539.11372.5=0.393>e2由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表8-158查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對(duì)軸承1：X1=0.44，Y1=1.33對(duì)軸承2：X2=0.44，Y2=1.40由機(jī)械設(shè)計(jì)表1

35、3-6查得，運(yùn)輸有輕微沖擊，取fp=1.1計(jì)算軸承壽命由于P1>P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算Lh=10660nCP1=10660×384328002790.53=255339 hLh>10×300×16=48000 h所選軸承滿足壽命要求。這相對(duì)7210AC來說更加合適。由于7210C和7210AC結(jié)構(gòu)尺寸都是一樣，故原來設(shè)計(jì)好的軸不必再重新設(shè)計(jì)。至此，軸承的選擇及校核已全部完成。3. 鍵的校核(1) 高速軸上的鍵選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度的要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選用單圓頭鍵（C型）。由軸的設(shè)計(jì)里已確定的鍵尺寸為b×h×L=8 mm×7 mm ×36 mm校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得擠壓應(yīng)力p=5060 MPa。鍵工作長(zhǎng)度l=L=36 mm，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm計(jì)算擠壓強(qiáng)度由于有pp故，該鍵滿足要求。鍵的標(biāo)記為：鍵C 8