1、 成績_機械產品設計項目設計說明書設計題目：行星式攪拌機傳動裝置設計 專業班級： 機制 1208 學生姓名： 學 號： 指導教師： 姚 貴 英 河 北 工 程 大 學 機 電 學 院2014 年 12月 20 日目 錄第1章 題目設計 1.1 總體設計 1.1.1. 機器的功能要求-3 1.1.2機器工作條件-3 1.1.3工作裝置功能參數-3第二章 理論分析與設計計算 2.1 電動機的選擇和運動及動力參數計算-4 2.1.1電動機的選擇-4 2.1.2分配傳動比-6 2.1.3運動和動力參數計算-7 2.1.4電動機的安裝及外形尺寸-8 2.2 V帶的設計-82.2.1確定計算功率Pca-8

2、2.2.2選擇V帶的型號-92.2.3確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v -92.2.4確定V帶的中心距a和基準長度Ld-92.2.5驗算小帶輪的包角1-102.2.6計算帶的根數z-102.2.7計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min-11 2.2.8計算壓軸力-11 2.3齒輪的設計及參數計算-122.3.1選擇齒輪材料及精度等級-122.3.2按齒面接觸強度設計-122.3.3按齒根彎曲強度設計-14 2.4行星輪系傳動比及參數設計-172.4.1選擇齒輪材料及精度等級-172.4.2按齒面接觸強度設計-182.4.3按齒根彎曲強度設計-20 2.5軸系零件設計計算-212.5.1

3、輸入軸的設計計算-212.5.2輸出軸的設計計算-252.5.3滾動軸承的選擇及壽命校核計算-272.5.4鍵聯接的選擇及強度校核計算-292.5.5聯軸器的選擇-31第3章 攪拌部分的分析 3.1葉片的運動分析-31 3.1.1葉片運動方程-31 3.2參數的分析-32 3.2.1 動點Q運動軌跡長度-323.2.2 攪拌空間系數G-323.2.3 攪拌死區-33 3.3小節-34 參考文獻第一章 題目設計1.1總體設計 廠品介紹：行星式攪拌機是一種筒體固定式攪拌機。攪拌機具有一個普通的圓形筒體，各種不同組分的的料投放在圓筒內，攪拌裝置上有選旋轉葉片整個攪拌裝置又做圓周運動，有利于各種組分的

4、料攪拌均勻一致。 1.1.1機器的功能要求利用帶傳動將電機動力傳到一級齒輪減速器，通過一級減速到攪拌主軸。在滾筒筒體上裝圍繞滾筒筒體設置的齒圈作為太陽輪，攪拌主軸與滾筒齒輪間用行星齒輪進行齒輪嚙合鏈接作為攪拌副軸，兩軸均裝有螺旋攪拌葉片且通過齒輪鏈接。主軸和副軸的自轉及副軸的公轉一起實現充分攪拌作用。 1.1.2機器工作條件 單班制工作，空載啟動，單向、連續運轉，載荷平穩，適用于各種 液體間的混合及少數體積小的固體或粉末。1.1.3工作裝置功能參數 傳動裝置輸出轉矩T及轉速n:如下表表1-1 工作裝置功能參數1234傳動裝置輸出扭矩T/(N.m)20253035傳動裝置輸出轉速n/(r/min

5、)200220240260第二章 理論分析與設計計算2.1電動機的選擇和運動及動力參數計算2.1.1電動機的選擇 (1) 按工作要求選用Y系列全封閉自冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V. (2) 按公式，電動機所需的工作功率為 Pd=Pw /總 (2-1) 又由傳動裝置如圖2-1所示 圖2-1電動機傳動裝置 按公式， 工作機所需的功率為 Pw =Tnw/9550kw 所以得： Pw =（35x260)/9550kw Pw 0.95kw傳動裝置的總效率為 總= 1 22 3 (2-2) 查手冊確定各部分的效率為：V帶的傳動效率1 =0.96，滾動軸承（一對）2=0.99，閉式齒輪的效率3=0

6、.97帶入得 總=0.96×0.992×0.970.913 則所需電動機的功率為 Pd=0.95÷0.9131.04kw 因載荷平穩，電動機額定功率Ped略大于 Pd即可Ped。Y系列電動機技術數據選電動機的額定功率Ped為1.1kw 。 (3)電動機型號的選擇 通常，V帶的傳動比常用范圍為24，一級圓柱齒輪減速器為25，所以總傳動比i=420,故電動機轉速的可選范圍為 n=inw=(420)×260=10405200r/min (2-3)符合這一范圍的同步轉速有1000、1500和3000r/min，現以同步轉速3000、1500和1000r/min三

7、種方案進行比較。由相關資料查得的電動機數據及計算出的總傳動比于表2-1。 表2-1額定功率為1.1kw時電動機 方案型號額定功率同步轉速/滿載轉速nm(r/min)傳動比1Y802-21.13000/282511.82Y90S-41.11500/14005.83Y90L-61.11000/9103.8 通過上表的數據比較，因為傳動比范圍為4-20，故方案3不可取。比較方案1和方案2，方案1總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結構不緊湊，故不可取。先選用方案2，即選定電動機的型號為Y90S-4。 2.1.2分配傳動比 （1）總傳動比 i=nm/nw=1400/2605.38 (2-4)

8、(2) 分配傳動裝置各級傳動比 取V帶的傳動比i1=2, 則單級圓柱齒輪的傳動比i2為 i2=5.38/22.69 取輪系傳動比i1H=42.1.3運動和動力參數計算 0軸（電動機軸）： P01´= Pd=0.83kw n0=nm=1400r/min T0=9550( P0/n0)=5.66N.m (2-5) 1軸： P1=P011=1.04×0.96 0.998kw (2-6) n1=n0/i1=1400/2=700r/min (2-7) T1=9550(P1/n1)=13.61N.m (2-8) 2軸： P2=P123 =0.99×0.99×0.97

9、0.95kw n2=n1/i2=700÷2.69260r/min T2=9550(P2/n2 行星輪軸： nH=n1/iaH=260/4=65r/min Tc=KpT2/np=1.0×34.9/3=11.6N.m (2-9) 1-2軸的輸出功率或輸出轉矩分別為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘軸承效率0.99 。如表2-2 表2-2 各軸運動和動力參數軸名輸入功率輸出功率輸入轉矩輸出轉矩轉速傳動比0軸0.83kw1400r/min1軸0.995kw0.98kw700r/min22軸0.95kw0.94kw260r/min2.69 2.1.4電動機的安裝及外形尺寸 如圖2-2各尺寸大

10、小如表2-3所示： 表2-3 電動機的安裝及外形尺寸 (單位：mm) DEFGMNPRSTACADHEL24508201651302000123.51751551953102.2V帶的設計2.2.1確定計算功率Pca 由設計手冊查得工作情況系數 KA= 1.0 ，故 Pca=KAPd=0.83×1.0=0.83kw (2-10)2.2.2選擇V帶的型號根據 Pca、n0 由圖8-10選用Z型。2.2.3確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v （1)初選小帶輪的基準直徑dd1 。由設計手冊， 取小帶輪的基準直徑dd1 =71mm 。 （2）驗算帶速v。按公式有 v=dd1n0/(60&#

11、215;1000)5.20m/s (2-11)因為帶速的范圍為5m/s25m/s，故帶速合適。 （3）計算大帶輪的基準直徑，根據公式,大帶輪的基準直徑dd2 dd2 =i1dd1 =2×71=142mm (2-12) 根據手冊, 圓整為dd2=140mm 。2.2.4 確定V帶的中心距a和基準長度Ld (1)根據公式0.7（dd1 +dd2）a02（dd1 +dd2） (2-13)初定中心距a0=280mm。（2） 由公式計算所需的基準長度 Ld0=2a0+（dd1 +dd2）/2+（dd2dd1 ）²/（4a0） (2-14)帶入數據得： Ld0895mm由設計手冊選帶的

12、基準長度Ld=900mm（3） 按公計算實際中心距a 。 a =a0+（LdLd0）/2=282.5 283mm (2-15)中心距的變化范圍為270mm310mm 。2.2.5 驗算小帶輪的包角1 1180°（dd2dd1 ）×（57.3°/a）167°902.2.6 計算帶的根數z (1)計算單根V帶的額定功率Pr 。 由 dd1 =71mm和 n0=1400r/min ，查設計手冊得P0=0.30kw 。 根據n0=1400r/min ，i1=2和Z型帶，查設計手冊得P0=0.03kw 。 查設計手冊得K=0.965，查設計手冊得KL=1.03，于

13、是 Pr =（P0+P0）K KL (2-16) =（0.30+0.03）×0.965×1.030.328kw（2） 計算帶的根數z z=Pca/ Pr =0.83/0.3282.53 (2-17) 取 Z=3根。2.2.7 計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min 由設計手冊得Z型帶的單位質量q=0.06/m,所以 （F0）min=500（2.5K)Pca/(Kzv)qv²=44N (2-18)應使帶的初拉力F0（F0）min 。2.2.8 計算壓軸力 （Fp）min =2z（F0）minsin(1/2)=262N (2-19) 帶的相關參數如下表所示 表 2

14、-4型號dd1 dd2 a z （Fp）min LdZ711402833262N 900mm 2.3. 齒輪的設計及參數計算2.3.1選擇齒輪材料及精度等級 （1）傳動方案為單級齒輪傳動，功率小，所以選擇圓柱直齒輪。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS； 由于速度不高，故選用7級精度。 （2）選小齒輪齒數為z1=22,大齒輪齒數為z2=2.69×22=59.18，取z2=602.3.2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 由 d1t2.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 (2-20) (1)確定公式內各計算

15、數值 1）試選載荷系數Kt=1.2 。 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 T1=（95.5×105P1）/n1=1.36×104N. 3) 由課本表10-7選取齒寬系數d=1 。 4）由課本表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8Mpa½ 。 5）由設計手冊按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa ，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550Mpa 。 6）由公式計算應力循環次數。 假設每年工作300天 N1=60n1jLh (2-21)=60×700×1×8×300×8=8.06×

16、;108 N2= N1/2.92=2.76×108 7)由設計手冊取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.94 ； KHN2=0.99。 8)計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數S=1，由公式得 H1=KHN1lim1/S=0.94×600=564Mpa (2-22) H2 KHN2lim2/S=0.99×550=544.5Mpa (2-23)(2) 計算 1）試算小齒輪的分度圓直徑, 帶入H中較小的值，K=Kt=1.2。得 d1t29.867 2）計算圓周速度V0 V0=d1tn1/（60×1000）1.09m/s (2-24) 3）計算齒寬b b

17、 =dd1t=1×29.867=29.867 (2-25)4)計算齒寬與齒高之比b/h 模數 mt= d1t/z1 =1.36 齒高 h=2.25 mt=3.05 則 b/h9.79 (2-26) 5)計算載荷系數 由V0=1.09m/s，7級精度，由設計手冊查得動載荷系數KV=1.08； 直齒輪，KH=KF=1； 由手冊查得使用系數KA=1；小齒輪相對支承非對稱布置時 KH=1.417 由 b/h9.79，KH=1.417 ，查設計手冊的KF=1.33； 故載荷系數 K= KAKVKHKH (2-27)=1×1.08×1×1.417=1.530 6)按

18、實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑為： d1=d1t（K/Kt）1/3 =32.39 (2-28) 則模數為 m=d1/z1=1.47 2.3.3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度公式為 m(2KT1 /dz12)(YFYS/F)1/3 (2-29)(1) 確定公式內各計算數值 1)由設計手冊查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限EF1=500Mpa；大齒輪 的彎曲疲勞強度極限EF2 = 380Mpa； 2）由設計手冊取彎曲疲勞壽命系數 KFN1 = 0.91 KFN 2 = 0.99 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，有 F1=KFN1EF1 /S=325Mpa (2-30) F2

19、=KFN1EF2 /S =268.71Mpa (2-31) 4)計算載荷系數K。 K=KAKVKFKF (2-32)=1×1.08×1×1.33 1.436 5)查設計手冊得 YF1 = 2.91 YF2= 2.30 YS1 =1.53 YS2 = 1.71 6）計算大、小齒輪的 YFYS/F (2-33) 并加以比較。 YF1YS1/F=0.013699 YF2YS2/F=0.014636 大齒輪的數值較大。 （2） 設計計算 m0.98 就近圓整為m=1，但是當m=1時，在設計箱體時，軸承端蓋會發生交涉，故在齒數不變的情況下，增大模數，即取m=2 。 齒輪的相

20、關參數如下： 分度圓直徑 d1 = mz1 = 44 d2 =m z2 = 128 計算中心距 a=(d1 + d2 )/2=86 計算齒輪寬度 B1=50 B2=44 齒頂圓直徑 da1=(z1 +2ha)m=48 da2=(z2+2ha)m=132 齒根圓直徑 df1=(z1 2ha2c)m=39 df2=(z22ha2c)m=123 齒頂高 ha1=ha2=ham=2 齒根高 hf1=hf2=(ha+c)m=2.5 齒距 p=m=6.28 齒厚 s=m/2=3.14 基圓直徑 db1=d1 cos=41.4 db2=d2cos 120.3 注：ha為齒頂高系數（=1）；c為頂隙系數（=0

21、.25）； 為壓力角（=20°）。2.4行星輪系傳動比及參數設計2.4.1選擇齒輪材料及精度等級 （1）該行星輪系傳動選擇圓柱直齒輪。中心齒輪和行星齒輪均選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS； 由于速度不高，故選用7級精度。 （2）選中心齒輪齒數為 za=64,半徑為ra=64圖2-3 傳動比條件Zb=（iaH-1）Za (2-34) 同心條件ra+rc=rb-rc (2-35) za+zc=zb-zc (2-36) zc=za（iaH-2）/2 (2-36)選取iaH=4，計算得nH=na/iaH=260/4=65r/min； 行星輪齒數 zc=za（iaH-2）/2=64（4-

22、2）/2=64 行星輪半徑 rc=ra（iaH-2）/2=64（4-2）/2=64 內齒圈齒數 Zb=（iaH-1）Za=（4-1）64=192 內齒圈半徑 rb=（iaH-1）ra=（4-1）64=192 當zcza時行星輪個數np定為3，載荷不均勻系數Kp=1.01.3取1.0 Tc=KpTa/np=1.0×34.9/3=11.6N.m (2-37)2.4.2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 由d1t2.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 (2-38) (1)確定公式內各計算數值 1）試選載荷系數Kt=1.2 。 2）計算中心齒輪傳遞的轉矩。 T2=（9

23、5.5×105P1）/n1=3.49×104N. (2-39) 3) 由課本表10-7選取齒寬系數d=0.4 。 4）由課本表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8Mpa½ 。 5）由設計手冊按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlima=550Mpa 。 6）由公式計算應力循環次數。 假設每年工作300天 Na=60n2jLh (2-40)=60×260×1×8×300×8=3.74×107 Nc= Na/4=9.35×106 7)由設計手冊取接觸疲勞壽命系數ZNT1=0.94 ；

24、ZNT2=0.99。 8)計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1，安全系數S=1，由公式得 H1=ZNT1lima/S=0.94×600=564Mpa H2 ZNT2lim2/S=0.99×550=544.5Mpa(2)計算 1）試算中心齒輪的分度圓直徑 d1t2.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 (2-41) 帶入H中較小的值，K=Kt=1.2。得2.32 d1t116.68 2）計算圓周速度V0 V0=d1tn1/（60×1000）1.588m/s (2-42) 3）計算齒寬b 查機械設計手冊尺寬系數取d=0.4 b=dd=0.39×54

25、.171=46.627mm (2-43) 4)計算齒寬與齒高之比b/h 模數 mt= d1t/z1 =0.911 齒高 h=2.25 mt=2.05 則 b/h22.74 5)計算載荷系數按齒輪相對行星架的圓周速度VH計算 VH=da（na-nH）/60×1000 (2-43) =×128（260-65）/60×1000 =1.276m/s由課本圖10-8查得動載荷系數Kv=1.05 直齒輪，取KH=KF=1； 由手冊查得使用系數KA=1；齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.417 。 由 b/h22.74，KH=1.417 ，查設計手冊的KF=1.33；故載荷系

26、數 K= KAKVKHKH (2-44) =1×1.05×1×1.417=1.488 6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑為： d1=d1t（K/Kt）1/3 =125.35 (2-45) 則模數為 m=d1/z1=0.995 2.4.3 按齒根彎曲強度設計 (1)彎曲強度公式為 m(2KT1 /dz12)(YFYS/F)1/3 (2-46)(2) 確定公式內各計算數值 1)中心齒輪的彎曲疲勞強度極限EF = 380Mpa； 2）由設計手冊取彎曲疲勞壽命系數 KFN = 0.99 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，有 F=KFNEF/

27、S =268.71Mpa (2-47)4） 計算載荷系數K。 K=KAKVKFKF (2-48)=1×1.05×1×1.33 1.3975) 查設計手冊得 YF= 2.30 YS = 1.716）計算齒輪的YFYS/F (2-49) YFYS/F=0.0146362.5 軸系零件設計計算2.5.1輸入軸的設計計算 (1)按扭轉強度初算軸徑 選用45#調質，硬度217255HBS。由公式得 dA0(P1/n1)1/3 (2-50)由設計手冊查取A0=126 ，則d=14mm，考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=14×(1+5%)mm15 (2-51) 選d

28、=15mm又因為帶的根數為3，所以帶輪的寬度定為60mm，即此段軸的長度為60mm。（2）軸的結構設計 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， 相對兩軸承對稱分布， 因為小齒輪的寬度為50mm，齒輪端面到內壁的距離為16mm。 2）確定軸各段直徑和長度 I段：d1=15mm 長度取L1=42mm h=2c c=2.5mm II段:d2=d1+2h=15+2×2.5×5=25mm d2=25mm初選用6005型深溝角球軸承，其內徑為25mm寬度為12mm 。內壁至外壁凸臺的距離，考慮軸承的寬度和凸緣式端蓋參數，以及端蓋至帶輪的距離，所以取 II段

29、的L=44mm。內壁到齒輪端面的距離III段長度為16mm，且齒輪端面到內壁的III段直徑d3=32mm。由于小齒輪為齒輪軸，所以軸徑不需再確定，IV長度即為齒輪的寬度。V段長度和軸徑同III段。VI段與軸承搭配，所以軸徑為25mm，長度取26mm。如圖2-4 3）按彎矩復合強度計算 分度圓直徑： d1=44mm 轉矩： T1=13610N·mm 圓周力：Ft 根據公式得 Ft=T1/d1=13610/44=309.31N (2-52) 徑向力Fr 根據公式式得 Fr=Ft·tan (2-53)=247.727×tan200=112.91N 圖2-4輸入軸設計 因

30、為該軸兩軸承對稱，所以：LB=LC=47mm，帶輪至軸承的距離為 LA=76mm 又因為帶輪對軸有一個壓軸力（Fp）min =262N 繪制軸受力簡圖（如圖a） 繪制水平面彎矩圖（如圖b） 繪制垂直面彎矩圖（如圖c） 繪制彎矩合成圖 （如圖d) 繪制扭矩圖 （如圖e) 軸承支反力： FBx=Fr/2+（Fp）min (94/170)=200.6N (2-54) FCx= Fr/2+（Fp）min (76/170)=172.86N (2-55) FBY=FCY= Ft/2= 154.65N (2-56) 圖2-5輸入軸受力圖與力矩圖 由上圖可知 MH=FBYL2=FCYL3=154.65

31、5;47=7268.55N.mm (2-57) MV1=FBxL1=200.6×76=15245.6N.mm (2-58) MV2=FCxL3=172.68×47=8115.96N.mm (2-59)又由合成彎矩公式得 M=(MH2+MV22)½=10895.0 N.mm (2-60) M=10895.0N.mm<MV1=15245.6N.mm (2-61) 所以危險截面為B截面。又因為彎扭合成強度公式為 Mec=M2+(T)21/2/w -1 (2-62)查設計手冊的 =1, -1=60Mpa, w0.1d23 帶入數據得Mec=11.74 -1=60Mp

32、a 所以軸強度足夠。2.5.2 輸出軸的設計計算（1）按扭矩初算軸徑 選用45#調質鋼，硬度（217255HBS）有公式得 dA0(P2/n2)1/3 (2-63) 由設計手冊查取A0=103，則d=15mm，考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則取d=16mm（2）軸的結構設計 1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪右面用軸肩定位，左面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，右軸承從右面裝入，齒輪套筒，左軸承和皮帶輪依次從左面裝入。 2）確定軸的各段直徑和長度 初選600

33、5型角接球軸承，其內徑為25mm，寬度為12mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為16mm，則該段長16mm 。與齒輪相連的軸徑為30mm ，長度為50mm。如圖2-6 圖2-6輸出軸設計3)按彎扭復合強度計算 分度圓直徑：已知d2=128mm 轉矩：已知T2=34.9N·m 圓周力Ft：根據公式得 Ft=2T2/d2=2×30.33×103/128=545.31N (2-64) 徑向力Fr根據公式得 Fr=Ft·tan=473.90×tan20°=198.47N (2-65)兩軸承對稱 L2=L3

34、=47mm4) 支反力FBX、FBY、FCX、FCY FBX=FCX=Fr/2=198.47/2=99.235N (2-66) FBY=FCY=Ft/2=545.31/2=272.655N (2-67)5)由兩邊對稱，齒輪截面截的彎矩也對稱 齒輪截面在垂直面彎矩為 MH=FBXL2=FCXL3=99.235× (2-68) 齒輪截面在水平面彎矩為 MV=FBYL2=FCYL3=272.655×47=12814.785N.mm (2-69)則合成彎矩 M M=（MH2+MV 2）1/2=13636.40N.mm (2-70)圖2-7輸出軸受力圖與力矩圖6) 計算當量彎矩：根據

35、設計手冊得=1 ，w0.1d3 Mec=M2+(T)21/2/w -1 (2-71) Mec=12.65Mpa<-1b=60Mpa (2-72)此軸強度足夠。2.5.3 滾動軸承的選擇及壽命校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命 8×300×8=19200小時(1) 計算輸入軸軸承 1）已知n1=700r/min兩軸承徑向反力：FR1=200.6N FR2=172.86N 初先兩軸承為角接觸球軸承6005型。 因為圓柱直齒輪對軸承無軸向力，即Fa=0，查設計手冊可知 當Fa/Fre時Pr=Fr 。 2)軸承壽命計算FR1=200.6N ，FR2=172.86N ，故取P

36、=200.6N 深溝球軸承=3 根據手冊得6005型的C=10000N 由公式得 LH=(106/60n1)(C/P) (2-73) =2.97×106h19200h 預期壽命足夠（2）計算輸出軸軸承 1)已知n2=260r/min Fa=0 FR1=FR2= 99.235N試選6005型角接觸球軸承e時，Pr=Fr 2)計算軸承壽命LH FR1=FR2= 99.24N,故P=99.24N =3 根據手冊得6005型的C=10000N由公式得 LH=(106/60n1)(C/P) (2-74) =6.59×107h19200小時 此軸承合格（3）推力球軸承的選用 為配合機架

37、及箱體，選擇軸承代號為51160型推力球軸承信息如下表表2-5推力球軸承軸承代號基本尺寸/mm基本額定載荷/kN最小載荷常數極限轉速/r.min質量/kg51000型dDTCaC0aA脂油W5116432040063418192020.248067018.92.5.4 鍵聯接的選擇及強度校核計算 (1) 帶輪與輸入軸連接采用平鍵聯接軸徑d1=15mm,L1=42mm查手冊得，選用A型平鍵，得： 鍵A 5×25 GB1095-2003 l=L1-b=42-5=37mm T1=13.61N·m h=5mm根據公式得 p=（2T1×103）/kd1l (2-75) =（

38、2×13.61×103）/ （0.5×5×15×37） =19.62Mpa<R(40Mpa) 此鍵合格（2）輸出軸與齒輪連接采用平鍵聯接 軸徑d2=30mm L2=50mm T2=34.9N·m 查手冊 選A型平鍵 鍵A 10×36 GB1095-2003 l=L2-b=50-10=40mm h=8mm 根據公式得 p=（2T2×103）/kd2l (2-76) =(2×34.9×103)/ （0.5×8×30×40） p=21.25Mpa<p(40Mpa) 此鍵合格（3） 輸出軸與聯軸器連接用平鍵聯接 軸徑d3=25mm L3=40mm T 查手冊, 選用C型平鍵 鍵 5×40 GB1095-2003 l=L3-b/2=40-5/2=37.5mm h=5mm 據公式得 p=（2T×103）/kd3l (2-77) =(2×34.9×103