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1、-一级圆锥减速器设计任务书-第 36 页 目录第一章 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二章 传动装置总体设计方案42.1传动方案42.2该方案的优缺点4第三章 电动机的选择43.1选择电动机类型43.2确定传动装置的效率43.3选择电动机的容量53.4确定电动机参数53.5确定传动装置的总传动比和分配传动比6第四章 计算传动装置运动学和动力学参数74.1电动机输出参数74.2高速轴的参数74.3低速轴的参数7第五章 普通V带设计计算8第六章 减速器圆锥齿轮传动设计计算126.1选精度等级、材料及齿数126.2按齿面接触疲劳强度设计136.3确定传动尺寸156.4校核齿根弯曲疲劳强
2、度156.5计算锥齿轮传动其它几何参数17第七章 轴的设计187.1高速轴设计计算187.2低速轴设计计算25第八章 滚动轴承寿命校核328.1高速轴上的轴承校核328.2低速轴上的轴承校核34第九章 键联接设计计算359.1高速轴与大带轮键连接校核359.2高速轴与小锥齿轮键连接校核359.3低速轴与大锥齿轮键连接校核369.4低速轴与联轴器键连接校核36第十章 联轴器的选择3610.1低速轴上联轴器36第十一章 减速器的密封与润滑3711.1减速器的密封3711.2齿轮的润滑3711.3轴承的润滑37第十二章 减速器附件设计3812.1油面指示器3812.2通气器3812.3放油孔及放油螺
3、塞3812.4窥视孔和视孔盖3912.5定位销3912.6启盖螺钉3912.7螺栓及螺钉40第十三章 减速器箱体主要结构尺寸40第十四章 设计小结41第十五章 参考文献42第一章 设计任务书1.1设计题目 一级圆锥减速器，工作机所需功率Pw=3.2kW，转速nw=110r/min，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计
4、 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆锥齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 一级圆锥齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机第三章 电动机的选择3.1选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼
5、型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆锥齿轮的传动效率：3=0.97 普通V带的传动效率：4=0.96 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=12334w=0.8423.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=3.2kW3.4确定电动机参数 电动机所需最小名义功率:P0=Pwa=3.20.842=3.800kW 电动机所需额定功率:Pd=1.253.800=4.75kW 工作转速：nw=n=110rpm， 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2-4一级圆锥齿轮减速器传动
6、比范围为：2-8因此理论传动比范围为：4-32。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(4-32)110=440-3520r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900电机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓
7、孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=960110=8.727（2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.5 减速器传动比为i1=iaiv=3.49第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=4.75kW转速：n0=nm=960rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551064.75960=47252.6Nmm4.2高速轴的参数功
8、率：P1=P04=4.750.96=4.56kW转速：n1=n0iv=9602.5=384rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551064.56384=113406.25Nmm4.3低速轴的参数功率：P2=P123=4.560.980.97=4.33kW转速：n2=n1i1=3843.49=110.03rpm扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551064.33110.03=375820.23Nmm 运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴4.7547252.69602.50.96轴4.564.47
9、113406.25111138.1253843.490.95轴4.334.24375820.23368303.8254110.0310.96工作机轴3.993.91346310.1339366.54110.03第五章 普通V带设计计算1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=4.75kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。2.设计计算步骤（1）确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP
10、=1.14.75=5.225kW（2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度v=dd1n601000=106960601000=5.33ms 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=idd11-=2.51061-0.02=259.7mm 根据表，取标准值为dd2=250mm。（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=280mm。 由式计算带所
11、需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2280+2106+250+250-106242801137mm 由表选带的基准长度Ld=1100mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=280+1100-11372262mm 按式,中心距的变化范围为246-295mm。（5）验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-250-10657.3262=148.51120（6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.16kW。 根据n1=960r/min，i=2.5和A型带，查
12、表得P0=0.112kW。 查表的K=0.917，表得KL=0.91，于是 Pr=P0+P0KKL=1.16+0.1120.9170.91=1.061kW2）计算带的根数zz=PcaPr=5.2251.0614.92 取5根。（6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9175.2250.91755.33+0.1055.332=172.21N（7）计算压轴力FpFp=2zF0sin12=25172.21sin148.512=1657.48N带型A中心距262mm小带轮基准直径106mm包角1
13、48.51大带轮基准直径250mm带长1100mm带的根数5初拉力172.21N带速5.33m/s压轴力1657.48N4.带轮结构设计（1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=38mm因为小带轮dd1=106300mm因此小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd1+2ha=106+22.75=112mmB=z-1e+2f=77mmC=0.25B=0.2577=19.25mmL=2.0d=2.038=76mm（2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=28mm因为大带轮dd2=250mm因此大带轮结构选择为孔板式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0
14、d=2.028=56mmda=dd1+2ha=250+22.75=256mmB=z-1e+2f=77mmC=0.25B=0.2577=19.25mmL=2.0d=2.028=56mm第六章 减速器圆锥齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为190HBS（2）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1i=303.49=106。实际传动比i=3.533（3）压力角=20。6.2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2 （1）确定公式内的各计算数值 1
15、）试选载荷系数KHt=1.3 2）查教材图标选取区域系数ZH=2.5T=9550000Pn=95500004.56384=113406.25Nmm 4）选齿宽系数R=0.3由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 6）查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 7）计算应力循环次数NL1=60njLh=60384116300101=1.106109NL2=NL1u=1.1061093.49=3.169108 8）由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.874，KHN2=0.948 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数
16、S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.8746001=524MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9485501=521MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=521MPa （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2=341.3113406.250.31-0.50.323.492.5189.85212=86.47mm 2）计算圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=86.471-0.50.3=73.5mmvm=dm1n601000=73.5384601000=1.48 3）计算当量齿宽系数db=Rd1
17、tu2+12=0.386.473.492+12=47.089mmd=bdm1=47.08973.5=0.64 4）计算载荷系数 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数KV=1.08 查表得齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.312 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.0811.312=1.417 5）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=86.4731.4171.3=88.99mm 6）计算模数m=d1z1=88.9930=2.97mm，取m=3mm。6.3确定传动尺寸（1）实际传动比u=z2z1=10630=3.533mm（2）大端分度圆
18、直径d1=z1m=303=90mmd2=z2m=1063=318mm（3）齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=901-0.50.3=76.5mmdm2=d21-0.5R=3181-0.50.3=270.3mm（4）锥顶距为R=d12u2+1=9023.5332+1=165.23mm（5）齿宽为b=RR=0.3165.23=49.569mm 取b=50mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=KFt0.85bm1-0.5RYFaYSaF1） K、b、m和R同前2）圆周力为F=2T1d11-0.5R=2113406.25901-0.50.3=2846N齿形系数YFa和应力修正
19、系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=30cos15.8025=31.21大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=106cos74.1975=383.95查表得：YFa1=2.478，YFa2=2.105YSa1=1.635，YSa2=1.882查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.788，KFN2=0.874取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7885001.4=281MPaF2=KFN2Flim2S=0.8743801.4=237MPaF
20、1=KFt0.85bm1-0.5RYFa1YSa1=1.69MPaF1=281MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=1.652MPaF2=237MPa故弯曲强度足够。6.5计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm s=m2=4.71mm （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=96mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=324mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=82
21、.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=310.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1224 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1180 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=165033 a2=2+a2=751415 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=14308 f2=2-f2=725350第七章 轴的设计7.1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=384r/min；功率P=4.56kW；轴所传递的转矩T=113406.25Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表
22、选用45，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11234.56384=25.55mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0525.55=26.83mm（4）轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用
23、过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度 第1段：d1=28mm，L1=54mm 第2段：d2=33mm（轴肩），L2=44mm 第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=17mm 第4段：d4=40mm（轴肩），L4=97mm 第5段：d5=35mm（与轴承内径配合），L5=17mm 第6段：d6=30mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=78mm轴段123456直径(mm)283335403530长度(mm)544417971778（6）弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）小锥齿轮
24、所受的圆周力Ft1=2T1dm1=2965N小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=1121N小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=3961N带传动压轴力（属于径向力）Fp=1657.48N第一段轴中点到轴承中点距离La=79.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=114mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=61mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关外传动件压轴力（属于径向力）Q=1657
25、.48Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力RAH=Fa1dm12-Fr1Lc-QLa+LbLb=396176.52-112161-1657.4879.5+114114= -2084.17N轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH-Q=1121-2084.17-1657.48= 1547.69N轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1LcLb=296561114= 1586.54N轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-2965+1586.54= -4551.54N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-2084.172+1586.542=2619.3
26、3N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1547.692+-4551.542=4807.48Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩MAH=QLa=1657.4879.5=131769.66Nmm截面B在水平面内弯矩MBH=-Fr1Lc+Fa1dm12=-112161+396176.52=83127.25Nmm截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1dm12=396176.52=151508.25Nmm截面D在水平面内弯矩MDH=0Nmme.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩MAV=0Nmm截面B在垂直面内弯矩MBV=RAVLb=1586.54114=180865.56Nmm截面C在
27、垂直面内弯矩MCV=0Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩MA=MAH2+MAV2=131769.662+02=131769.66Nmm截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=83127.252+180865.562=199053.99Nmm截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=151508.252+02=151508.25Nmm截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmmg.绘制扭矩图T=111138.12Nmmh.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=131769.662+0.6111138.122=147681
28、.58Nmm截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=199053.992+0.6111138.122=209926.41Nmm截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=151508.252+0.6111138.122=165533.55Nmm截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.6111138.122=66682.87Nmmi.校核轴的强度其抗弯截面系数为W=d332=4207.11mm3抗扭截面系数为WT=d316=8414.22mm3最大弯曲应力为=MW=49.9MPa剪切应力为=TWT=13.48MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=
29、0.6，则当量应力为ca=2+42=52.46MPa查表得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=110.03r/min；功率P=4.33kW；轴所传递的转矩T=375820.23Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11234.33110.03=38.1mm由于最小轴段直径
30、截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0738.1=40.77mm查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=1610mm(GB/T 1096-2003)，长L=80mm；定位轴肩直径为47mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=42mm，L1=110mm第2段：d2=47mm（轴肩），L2=55mm（轴肩突出轴承端盖2
31、0mm左右）第3段：d3=50mm（与轴承内径配合），L3=40mm（轴承宽度）第4段：d4=55mm（轴肩），L4=154mm（根据齿轮宽度确定）第5段：d5=52mm（与大锥齿轮内孔配合），L5=94mm（比配合的齿轮长度略短，以保证齿轮轴向定位可靠）第6段：d6=50mm（与轴承内径配合），L6=42mm（由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱体内壁距离确定）轴段123456直径(mm)424750555250长度(mm)11055401549442（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力Ft2=2
32、T2dm2=2781N大锥齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tansin1=3715N大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tancos1=1051Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=79mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=231mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=140mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLa+Fad2La+Lb=112179+3961270.3279+231= 1405NRBH=Fr-RAH=-1121-1405=2310N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=29657979+231=
33、709NRBV=FtLbLa+Lb=296523179+231= 2072N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=14052+7092=1573.76N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=23102+20722=3103.11Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm在水平面上，大锥齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBHLa=231079=182490Nmm在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：
34、MBV=0Nmm在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩：MCV右=RAVLa=70979=56011Nmm在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCV左=RBVLa-Fad2=207279-3961270.32=21645Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH2+MCV左2=1824902+216452=183769Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH2+MCV右2=1824902+560112=190892Nmm截面D处合成弯矩：M
35、D=0Nmmg.绘制扭矩图T=368303.83Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6368303.832=220982Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=183769Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=1908922+0.6368303.832=292015Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6368303.832=220982Nmmh.校核轴的强度因大锥齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=d332=16325.55mm3抗扭截面
36、系数为WT=d316=32651.09mm3最大弯曲应力为=MW=17.89MPa剪切应力为=TWT=11.51MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=22.6MPa查表得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ee，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-2084.172+1586.542=2619.33N
37、Fr2=RBH2+RBV2=1547.692+-4551.542=4807.48NFd1=Fr12Y=818.54NFd2=Fr22Y=1502.34NFa1=Fae+Fd2=5463.34NFa2=Fd2=1502.34NFa1Fr1=2.086eFa2Fr2=0.31e查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.42619.33+1.65463.34=9789.08NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=14807.48+01502.34=4807.48N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
38、Lh=10660nftCrfpPr103=80293.3h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3021050902073.2根据前面的计算，选用30210轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.42。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=73.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=
39、14052+7092=1573.76NFr2=RBH2+RBV2=23102+20722=3103.11NFd1=Fr12Y=562.06NFd2=Fr22Y=1108.25NFa1=Fae+Fd2=2159.25NFa2=Fd2=1108.25NFa1Fr1=1.372eFa2Fr2=0.36e查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41573.76+1.42159.25=3652.45NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=13103.11+01108.25=3103.11N取两轴承当量动载荷较
40、大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=3312025h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章 键联接设计计算9.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=32mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=20MPap=60MPa9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=68mm 小锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=21MPap=120MPa9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=64mm 大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=45MPap=120MPa9.4低速轴与联轴器键连接校核