1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：V帶一一單級斜齒圓柱齒輪減速器機電工程系機電二班設計者：楚萬龍學號：0915060207指導教師：二OO八年12月19日目錄一、傳動方案擬定 .3二、電動機的選擇.4三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比 .5四、運動參數及動力參數計算:5五、傳動零件的設計計算 :.6六、軸的設計計算.13七、 滾動軸承的選擇及校核計算 :26八、鍵聯接的選擇及計算 30九、聯軸器的選擇.31十、減速器附件的選擇 .32十一、潤滑與密封34 計算過程及計算說明一、傳動方案擬定（1）設計題目：設計一用于帶式運輸機上的一級斜 齒圓柱齒輪減速器（2）工作條件：兩班制，連續單向運轉，

2、載荷輕微 沖擊；工作年限5年，環境最高溫度35 C。（3） 原始數據：運輸帶工作拉力 F=2100N ;帶速V=1.6m/s （允許運輸帶速度誤差為 ±5%）;F=2100NV=1.6m/sD=400mm滾筒直徑D=400mm。一：傳動方案擬定（已給定）1）、外傳動為v帶傳動2）、減速器為一級圓柱斜齒輪減速器1-電動機2-帶傳動3-減速器4-聯軸器5-滾筒6-傳送帶3) 、方案簡圖如下：.4) 、該工作機有輕微振動，由于V帶具有緩沖吸振 能力，采用V帶傳動能減小帶來的影響，并且該工 作機屬于小功率、載荷變化不大，可采用V帶這種 簡單的結構，并且價格便宜，標準程度咼，大幅度 降低了成本

3、。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機，電壓380V2、電動機功率選擇：(1) 電動機工作所需的有效功率為P= FV/1000=2100 X1.6/1OOO=3.36 KW(2) 傳動裝置的總功率：帶傳動的效率n帶=0.95齒輪傳動效率n齒輪=0.97聯軸器效率n聯軸器=0.99滾筒效率t滾筒=0.96軸承效率n軸承=0.99n總=n帶xn軸承Xn輪Xn軸器筒=0.95 x 0.92 X 0.9 X 0.99 X 0.96=0.87(3)電機所需的工作功率：Pd= P/ n總=3.36/0.87=3.86KW根據PO選取電動機的額定功率Ped，使n 總=0.87Pm=(11

4、.3)Po=3.865.018KW查手冊得Ped =4KW選電動機的型號：Y 132M1-6則 n 滿= 960r/minPd=3.86KW三、計算總傳動比及分配各級的傳動比電動機型號工作機的轉速 n=60 X 1000v/( n D)Y 132M1-6=60 X 1000 X5/3.14 4X0Ped=4KW=76.43r/mi ni 總=n 滿/n=960/76.43=12.56查表取i帶=3 則i齒=12.56/3=4.19四、運動參數及動力參數計算i 總= 12.561、計算各軸轉速i帶=3n°=n 滿=960(r/min)i 齒=4.19ni=n o/i 帶=960/3=3

5、20(r/min )nii=n i/i 齒=320/4.19=76.37(r/min)n山=n n=76.37 (r/min)2、計算各軸的功率(KW)no=960Po=Pd=4KWr/minPi=PoXnt = 4 x 0.5=3.8KWni =320r/mi nPii=P|Xn由承 Xn齒輪=3.8 x 0.9x 0.7=3.65KWn II=76.37r/miPiii= Pii Xn<x承=3.65 x 0.99 0.X8=3.54KWn3、計算各軸扭矩(Nmm )n m=76.37r/miTo=955OP o/n o=955O x4/960=39.79N mnTi=9550P i

6、/n i=9550 x3.8/320=113.41 N mTii=9550P ii/n ii=9550 x3.65/76.37=456.43 N mPo=4 KWTm =9550P iii/n mPi=3.8KW=9550 x3.54/76.37=442.67 N mPii=3.65KW五、傳動零件的設計計算Piii=3.54KW1、帶輪傳動的設計計算T0=39.79 N m(1)根據設計要求選擇普通V帶截型Ti=113.41 N 由表8-7查得：kA=1.1mPca=KAP=1.1 x4=4.4KWTii=456.43 N m由圖8-11查得：選用A型V帶Tih=442.67n m(2)確定

7、帶輪基準直徑，并驗算帶速由表8-6和表8-8取主動輪基準直徑為dd1=112mm從動輪基準直徑 dd2= id d1=3 x112=336mm取 dd2=335mm帶速 V: V二 ndini/60 X 1000=nX12 X960/60 X 1000=5.63m/s在525m/s范圍內，帶速合適。(3)確定帶長和中心矩0. 7(ddi+dd2)2(di+dd2)0. 7(112+355 ) <a< 2 XQ2+355)所以有：326.9 Wa<934初步確定ao =600mm由 l_0=2a 0+ n (d+d d2)/2+(d d2-d d1)2/4a 0得：5=2 X6

8、00+ n 112+355)/2+(355-112) 2/4 X00=1957.79mm由表8-2確定基準長度Ld=2000mm計算實際中心距aa°+( L d-Lo) /2=600+(2000-1957.79 ) /2=621.105mm 取 a=620mm(4)驗算小帶輪包角a=180 0-( d d2-dd1) /a X 5703= 180 0- (355-112 ) /621.105 X 57.3= 157.5°>120° (適用)(5)確疋帶的根數由 n0=960r/mindd1 =112mmi=3查表8-4a和表8-4b得dd1 =112mmP0

9、=1.20kwP o=0.12kwdd2=355mm查表 8-5 得 Ka=0.93查表 8-2 得 Kl=1.03V=5.63m/s由 Z=Pca/p=KAP/(P 1 + P 1)K aK得:Ld=2000mm=4.4(1.20+0.1 2) X 水=3.5取 Z=4a=621.105m(6)計算張緊力F0m由表8-3查得q=0.1kg/m ,則:取 a=620mmFo=500Pca (2.5- k a) / ka ZV+qV 2a1=157.580=500 X4.4/ (2.5-0.93 ) /0.93 X4X5.63+0.1 X 5532N=168.09NF° =168.09

10、N則作用在軸承的壓軸力Fq :FQ=2ZF0sin a1/2=2 X X168.09 X sin 17.58°/2Fq = 1271.63N= 1324.96N2、齒輪傳動的設計計算(1)選擇齒輪材料及精度等級參考表6-2初選材料。小齒輪選用45鋼,調質;齒 面硬度為197286HBW。大齒輪選用 45鋼，正 火，齒面硬度156217HBW ；根據小齒輪齒面硬度 236HBW 和大齒輪齒面硬度 190HBW,按圖10-21a 線查得齒面接觸疲勞極應力為：限oHiim1 =580MPaoHiim2 =530 Mpa按圖10-20b線查得輪齒彎曲度疲勞極限應力為：oefi =244Mpa

11、oef2=204 Mpa按圖10-20C查得接觸壽命系數Khni=1.02 Khn2 = 1.1按圖10-20C查得彎曲壽命系數Yni=0.9 YN2=0.95 其中2= 60rn1tn=60x 960 x 500 x 16=4.6x 103N2= N1/4.19=1.098 x id3根據要求取安全系數S=1ohi=(Khni x oHiimi)/S=(1.02 X580) =591 MPa02 =( K hn2 x oiim2 )/S=(1. 1 X530)=583 MPa(2)按齒面接觸疲勞強度設計由 di2.23(KT1/ )(u+1/u)(Z e/ <h) 2 1/3確定有關參

12、數如下可用齒數比：u= 320/76.。37根據齒輪為軟齒面和齒輪在兩軸承間為對稱布置由表10-7取辰=1.11) 轉矩T1=95.5 x 105P/ n 1=95.5 x 1c5 x3.8/320=113406 N m2) 載荷系數k由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷aHlim1 =580Mp aaHlim2 =530Mpa0EF1=244Mpa平穩，齒輪在兩軸承間對稱布置。試選K=1.2OEF2=2043)由表10-6得材料的彈性影響系數Ze=189.9Mpadi >2.32(KT1/ d)(u+1/u)(Z e/ <h) 2 1/3N仁4.6 x 108=2.32 (

13、1.2 1W406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 )N2=1.098 xi(189.9 594.6 ) 2 1/30 8=58.18mm(3)確定齒輪傳動主要參數及幾何尺寸S=1中心距 a= (1+u ) d1/2= (1+4.19 ) x 58.18/2時=591MP=150.98mma取 a=150mm由經驗公式 m= (0.0070.02 ) a=1.23.H2=583MP取標準m=2.5a取 p=15 °Z1 =d 1cos /m= (58.18cos15 °)/2.5=22.18取 Z1=25 貝S Z2=u Z 1 = 4.19 X25=1

14、04.8取 Z2=105反算中心距a=m/2(Z 1+ Z2) cos =2.5/2(25+105) cos15 °=165a=165符合要求實際傳動比 uo= Z2/Z1=105/25=4.2傳動比誤差(u-uo)/u=(4.2-4.19)/4.19 X 100%=02%<5%(允許)螺旋角 B=rccos m (乙 + Z22a二 arccos 2.5 X ( 2105 )/( 2 X165 )=12.753 °在8 °15。內，合適確定有關參數和糸數分度圓直徑:d1=mZ1 /cos =2.5 X25 / cos12.753=63.7mmi 齒=4.1

15、9d2= m Z 2 / cos2=X105/cos12.753 °=67.9mmu=4.764齒頂咼 ha=h *am=1 ><2.5=2.5mm=113406 N 齒根高 hf=(h* a+c*) =(1+0.25) x2.5=3.125mmm齒全高 h= h a+ hf=5.625mm齒頂圓直徑 da1 =d1+2 ha =63.7+ 2>2.5=68.7mmda2=d 2+2 ha =267.9+ 2 X2.5=272.9mm齒根圓直徑 df1 =d 1-2hf =63.7 X3.125=57.45mmm=2.5df2 = d2-2hf =261.65mmp

16、=15齒寬：b= ©dd1=1.1 x63.7mm=70.07mm取 b1= 70mmb2= b 1-(510)mm=65mm(4)計算齒輪的圓周速度VV= n dm 1/60 x 1000=3.14 x 63.7 x 320/60 xa=165mm1000=1.067m/sZ仁25(5)精確計算載荷Z2=105KT1二KAKf aKf bKvTiK=KaK faKf 3Kv查表 10-2 , KA=1; 查圖 10-8 Kv=1.05查表 10-13 Kf a=1.3 查表 10-4© d=1.1 ,得Kf 尸1.32薩12.753K=KaK faKf 3Kv=1 X1.

17、05 X1.3 X1.32=1.80KT1=KAKf aKf bKvT1=1.80 X113.41=204.34 N mKFti=2KT1/d1=2 X204.34 x 10/63.7=6.42KNd1=63.7mm(6)驗算輪齒接觸疲勞承載能力oH=ZHZEKFt/bd 1(u+1/u) 1/2d2=267.9mm=2.4 X189.9ha=2.5mmX2.69 x103/67 X56(4.764+1/4.764)oh 1/2hf=3.125mm=400.3MPa< oH=537.8MPah=5.625mm(7)驗算輪齒彎曲疲勞承載能力da1 =68.7mm查圖 6-20 Y 3=0.

18、9da2=272.9mZv1=Z1/ cos3 3=22/ cos 3 11.1863 °23.31mZV2=Z2/ cos3 3=104/ cos 3 11.1863 °110.17df1 =57.45m根據課本表 7-10 得，：Yf1二 4.28Yf2=3.93m(5F1 = KFt Yf1 Y 3 bmdf2=261.65m=2.69 X103 X4.28 X0.9/67 X2.5m=61.86MPa < oF1102= KFt Yf2 Y bmb1=70mm=2.69 X103 X3.39 X0.9/67 X2.5b2=65mm=56.8 <冋齒根彎曲

19、強度足夠V =1.067m/s選取7級六、軸的設計計算KA=1輸入軸的設計計算Kv=1.051.選擇軸的材料確定許用應力Kf a=1.3由于設計的是一級減速器的輸入軸，旋轉方向假設Kf 尸1.32左旋，屬于一般軸的設計問題，選用45鋼調質處理硬度 217255HBW ©=60MpaK=1.802、估算軸的基本直徑根據表15-3，取C=105主動軸：d 毛(P/nJ 1/3 =105(3.8/320) 1/3 =23.96CT考慮有鍵槽，將直徑增5%.則H=400.3MPadi=23.96 x (1+5%mm=25.15mm 取 di =26mm從動軸：d >C(PIi/n ii

20、) 1/3 =105(3.65/76.37) 1/3 =38.10考慮有鍵槽，將直徑增大5%則d2=38.10 x (1+5%)mm=40.10mm 取 d2=42mm3、軸的結構設計Zv1=23.31(1)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Zv2=110.17軸承對稱分布，主動軸采用齒輪軸.(2)確定軸各段直徑和長度(T初選用7207C角接觸球軸承，其內徑為35m,寬度F1=61.86MPa為17mm要安裝擋油盤所以取di=35mLi=26mm。由于該處是齒輪軸處齒輪的oF2=56.8長度為 L=65mm,所以 d2= d 3 =40mmL3= L4=16m

21、m安裝軸承和擋油盤所以取d4=35mL4=26mmd5=30mm L5=55mm由前面計算得d6=26mm 取L6=31mm(3)按彎矩復合強度計算1)主動軸的強度校核T=60Mpa圓周力 Ft=2Ti/di=2 X1134O6/63.7=356O.63N徑向力 Fr= Fttan a/cos B取 C=105=3560.63 xtan20 7cos12.753 °=1180.53N軸向力 Fa二Fttan p=3560.63 Xtan12.753 °=721.93N取d仁26mm2)計算軸承支反力圖1(2)1(4)水平面Rah=(Fq x 82+Fa x d1F2 x 6

22、7.5(67.5+67.5)=(1324.96 x 824721.93 X63.7/2-1180.53 x 67.5)/135 =555.17NRbh=Fq+F+F an=1324.96+1180.53+288.61 +=2505.49N垂直面 Rav=Rbv=Fi72=1180.53/2=590.27N(1)繪制水平面彎矩圖(如圖1(3)和垂直面彎矩圖(如圖1(5)小齒輪中間斷面左側水平彎矩為Mchl=Rah x67.5=3.7473 x 10N mm小齒輪中間斷面右側水平彎矩為M chr= Rah x 67.5Fa x d1/2= 555.17 x 67.-721.93 x31.85= 1

23、.448 x 10N mm右軸頸中間斷面處水平彎矩為取 d2=42mmd1=30mmL1=26mm d2=40mmL2=L3=16mm d3=40mm d4=35mL4=26mm d5=30mm l_5=55mm d6=26mmL6=31mmMbh=FqX82=1324.96 x 82=1.0864 x 10N mm小齒輪中間斷面處的垂直彎矩為M cv= Rav x 67.5=800.54x 67.5=3.9845 x ifiN mm(2)按下式合成彎矩圖(如圖1 (6)M=( M h 2+ Mv 2) 1/2小齒輪中間斷面左側彎矩為M cl= ( M chl 2 + M cv 2) 1/2=

24、(3.7473 x104) 2 + (3.9845 xi04)21/2=5.4698 xi04 N mm小齒輪中間斷面右側彎矩為M cr= ( M chr 2 + M cv 2) 1/2=(1.448 x104) 2 + (3.985 x104)21/2=4.239 x104 N mm(3) 畫出軸的轉矩T圖1 (7)T=113406Nmm(4) 按下式求當量彎矩并畫當量彎矩圖1 (8)Me= ( Mh2+( a T 2) 1/2這里，取a =0.6 ,a T=0.6 x113406=6.8043 x104 N mm由圖1 (1)可知，在小齒輪中間斷面右側和右側軸弱中間斷面處的最大當量彎矩分別

25、為Ft=3560.63NFr= =1180.53NFa=721.93NRah=555.17NRbh= 2505.49NRav = Rbv=590.27NMc=(Mcr2+( a T 2) 1/2 =(6.8043 x104) 2 + (4.2394 X1O4)21/2=8.1O7 X104 N mmMb=(M bh2+( a T 2) 1/2=(1.086467 x105) 2 + (6.80436 X104)21/2=7.656 X104 N mm(5)校核軸的強度 取B和C兩截面作為危險截面B截 面處的強度條件：o=M b/W=M B/0.1d3= 1.28195 X105/0.1 X35

26、3=29.90< 胡C截面處的強度條件：o=M c/W=M c/0.1d3=1.281953 X105/0.1 X57.453=6.76 Mpa < a結論：按彎扭合成強度校核小齒輪軸的強度足夠安 全M chl=3.7473 x104N mmM chr=1.448 X 10N mmM bh= 1.0864x105N mmM cv= 3.985 X104N mmM cl=5.4698X104 N mmM cr=4.239 X104 N mmT=1.13406xiO5N.mm a T=6.8043X104 N mmMc=8.01702X104 N mmMb=1.281953 x 105

27、N mm1(1)1(2)1(3),FtRAV1(4)RBV3.9845 X 1041(5)(1) 軸的零件定位，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，靠平鍵和過盈配合實現周向固定。(2) 確定軸的各段直徑和長度初選用7210C型角接觸球軸承，其內徑為50mm,寬度為20mm。d1=50mm 由于要安裝擋油盤所以取 L1=39mm。d2= 66mmL2=8mm安裝齒輪的所以ds=58mm，Ls=64mm安裝軸承和擋油盤所以取d4=48mmL4=50mmd5=44mm L 5=54mm由前面計算得d6=42mm。取L6=50

28、mm(3)從動軸的強度校核 圓周力Ft:Ft=2T 2/ d 2=2 X456429 /267.9 =3407.5N 徑向力Fr：d1=50mmFr= F ttan a/cos 3=3407.5 xtan20 °/cos12.753=1271.6N軸向力Fa： Fa=Fttan 3=3407.5 xtan 12.753 °=691.9N(4) 計算軸承支反力水平面：RAH=(Fa Xd2/2-Fr X67.5)/(67.5+67.5)=(721.9 X267.9/2-1271.6 X67.5)/135=807.5NRbh=F+F an=1271.6+807.5=2079.1

29、N垂直面 R av=R BV=Fr/2=1271.6/2=635.8N(3)畫出水平彎矩 MH圖2 (3)垂直彎矩Mv圖2(5)大齒輪中間斷面左側水平彎矩Mchl=RahX6 7.5 = 54506 Nmm大齒輪中間斷面右側水平彎矩為L1=39mm。 d2= 66mmL2=8mm d3=58mm,L3=64mmd4=48mmL4=50mmd5=44mmL5=54mmd6=42mmL6=42mmFt=3407.5NFr=1271.6NMcHR=RAHX6 7.5Fad 2/2Fa=691.9N=8 07.5 - 691.9 X267.9/2=-3.967X10 4Nmm大齒輪中間斷面處的垂直彎矩

30、為Rah =807.5NMcv=RavX6 7.5=4.292 X 1 0 4 Nmm(4)計算合成彎矩M= ( M h 2+M v 22) 1/2大齒輪中間斷面左側彎矩為Rbh=2079.1M cl= ( M CHL 2 + M CV 2) 1/2N=4.380 X104 N mm大齒輪中間斷面右側彎矩為R av=RbvM CR= ( M CHR 2 + M CV 2) 1/2=635.8N=5.744 X104 N mmM chl =54506(5) 畫出軸的軸轉矩T圖2(7)N mmT= 4.56429 X10 5 N mmM c H R =(6)按下式求當量彎矩并畫當量彎矩圖2(8)3

31、 .8174 X 1Me= ( M h2+( a T 2) 1/20 4 N mm這里，取a =0.6 ,a T=2.73857 X10 5 N mmM c v =4.292 X 1 0 4由圖2( 1)可知，在大齒輪中間斷面左側處的最大N mm當量彎矩分別為Mc=(Mcr2+( a T 2)1/2=(57440)2+(2.73857 X10 5 )2嚴=2.79816 X10 5 N mm(7)校核軸的強度去C截面作為危險截面C截面處的強度條件：(T =Mt/W=M c/0.1d3=2.79826 X10 5 /0.1 X583= 14.34 Mpa < t結論：按彎扭合成強度校核大齒

32、輪軸的強度足夠安Mcl =4.380 X104 N mmMcr=5.744 X104 N mmT = 4.56429X10 5 N mm全aT=2.73857X10 5 N mmMc=2.7982(1)16 X 10 N mmRAV545062(3)Ft1 14RAV2(4)RBV4.292X 1 02(5)5.744 X 1042(6)4.56429 X 105TaT273857X1052(7)2.79816 X 1052.73857 X 1054.380X 1042(8)七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命5年，要求一天工作16小時，一年工作日為300天，得16 X300

33、 X5=24000 小時1、由上面的設計，初選軸承的內徑小齒輪軸的軸承內徑 d仁35mm大齒輪軸的軸承內徑 d2=50mm由于軸承要承受徑向和軸向的載荷，故選擇角接觸球軸承，查手冊：小齒輪軸上的軸承選擇型號為 7207AC大齒輪軸上的軸承選擇型號為 7210AC7207 AC型號的軸承的主要參數：d = 3 5mm Cr = 22.5 KNCor = l 6.5 KN D= 72mmB=1 7mm7210 AC型號軸承的主要參數：d = 5 0mm Cr = 32.8 KNCor= 26.8 KN D= 90 mmB = 20 mm2小齒輪軸的軸承(1)計算軸承的軸向載荷和徑向載荷小齒輪軸的軸

34、向力 Fa1=721.93NA端軸承所受的徑向力Fra=(Rah2+Rav2) 1/2 =(555.17) 2+(590.27) 2 1/2=810.33NB端軸承所受的徑向力Frb=(Rbh2+Rbv2) 1/2 =(2505.49) 2+(590.27) 2 1/2=2574.08N兩軸承的派生軸向力查表得：Fs=0.68F r則 Fsa=0.68Fra=551.02N則 Fsb=0.68Frb =1750.37N由于Fsa水平向右Fsb水平向左 Fa1水平向右有 Fsa + Fa1=551.02+721.93=1272.95N<Fsb因而軸有向左移動的趨勢，即軸承A被壓緊，軸承B

35、被放松FAa=Fa+F sb=-721.93+1750.37=1028.44NFAb=FsB=1750.37N(2)計算當量動載荷FAa/FRA=1028.44/810.33=1.269>0.68FAb /Frb=1750.37/2574.08=0.679查手冊，得：Pl= (0.41F Ra+0.87FAa)=(0.41 X810.33+0.87 x1028.44)=1226.98NP2= Frb= 1750.37NP2 >P1所以只需校核軸承2的壽命(3)軸承壽命計算由于有輕微沖擊，故由表13-6 ,取fp=1.02工作溫度低于100°C,查表13-4 ,得fT=1.

36、0軸承2的壽命 為:Lh=10 6/60n(f tC/fpP) 3=10 6/ (60 x960 ) x(22500/1.02 x1750.37)3=34739h>24000hFa1=721.93 nFra=810.33n預期壽命足夠2、計算從動軸承(1)計算軸的軸向載荷和徑向載荷Frb=2574.0大齒輪軸的軸向載荷 Fa2=691.9NNA端所承受的徑向力Fra=(Rah2+Rav2) 1/2 =(807.5) 2+(635.8) 2 1/2=1027.76NB端軸承所受的徑向力Fsa=551.02NFrb=(Rbh2+Rbv2) 1/2 =(2079.1) 2+(635.8) 2

37、1/2Fsb=1750.37=2174.14NN兩軸承的派生軸向力查表得Fs=0.68F r則 Fsa=0.68F ra=698.904N則 Fsb=0.68Frb =1478.42N由于Fsa水平向右Fsb水平向左 Fa2水平向右有：FAa=1028.44Fsa + Fa2N=698.904+691.9=1390.8N<F sb=1478.42FAb= 1750.37NN因而軸有向左移動的趨勢，即軸承A被壓緊，軸承B被放松FAa=Fa+F sb=-691.9+1478.42=786.52NFAb=FsB=1478.42N(2)計算當量動載荷FAa/FRA=786.52/1027.76=

38、0.77>0.68FAb/FRB=1478.42/2174.14=0.679查手冊得：Pi= (0.41F Ra+0.87FAa)=(0.41 X1027.76+0.87 x786.52)=1105.65NP2= Frb= 2174.14N P2 >Pi所以只需校核軸承2的壽命(3)軸承壽命計算由于有輕微沖擊，故由表13-6，取fp=1.0工作溫度低于100°C,查表13-4，得fT=1.0軸承2的壽命 為:Lh=10 6/60n(f tC/fpP) 3=10 6/ (60 x960 ) x(32800/2174.14) 3=29608h>24000h此軸承合格八、

39、鍵聯接的選擇及校核計算1、主動軸外伸端 d=26mm,考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵 8 X30GB/T1096-1990,b=8mm,L=32mm,h=8mm,t=4mm,k=h-t=4mm,選擇45鋼，許用擠壓應力op=100MPaop=2T/dkl=2 x113406/26 x4 X32Fra=1027.76NFrb=2174.14N=68.15Mpa< oR(100Mpa)則強度足夠，合格2、從動軸外伸端 d=42mm,考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵 12 X55GB/T1096-1990,b=12mm,L=55mm,h=9mm,t=5mm,k=h-t=4mm,選擇45鋼，許用擠壓應

40、力op=1OOMPaop=2T/dkl=2 X456429/42 滋 x55=97.79Mpa< oR(100Mpa)則強度足夠，合格3從動軸與齒輪聯接處d=58mm,考慮鍵槽在軸中部 安裝，故選鍵 16 x 50 GB/T10961990,b=16mm,L=50mm,h=9mm,t=5.5mm, k=h-t=3.5mm, 選擇45鋼，許用擠壓應力op=1OOMPa op=2T/dkl=2 x456429/58 x3.5 x50 =89.8Mpa< on(100Mpa)則強度足夠，合格九、聯軸器的選擇由于減速器載荷平穩，速度不咼，無特殊要求，考 慮裝卸方便及經濟問題，選用彈性套柱銷聯軸器K=1