機械設(shè)計課程設(shè)計說明書二級圓柱齒輪減速箱設(shè)計

1、本科課程設(shè)計（論文）說明書 二級圓柱齒輪減速箱設(shè)計 院（系） 機械與汽車工程學(xué)院專 業(yè) 09車輛1班 學(xué)生姓名 學(xué)生學(xué)號 指導(dǎo)教師 提交日期 2012 年 1 月 13 日機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一、 設(shè)計題目運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器。設(shè)計內(nèi)容：根據(jù)給定的工況參數(shù)，選擇適當(dāng)?shù)碾妱訖C、選取聯(lián)軸器、設(shè)計v帶傳動、設(shè)計兩級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯(lián)軸器。二、 傳動簡圖v滾筒輸送帶減速裝置電動機三、 原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力f= 5250（n）運輸帶速度v= 1.25（m/s）滾筒直徑d= 620（mm）滾筒及運輸帶效率h=0.94。工作時，

2、載荷有輕微沖擊。室內(nèi)工作，水分和顆粒為正常狀態(tài)，產(chǎn)品生產(chǎn)批量為成批生產(chǎn)，允許總速比誤差4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時，試設(shè)計齒輪減速器（兩級）。四、 設(shè)計工作量及要求每個同學(xué)獨立完成總裝圖一張（一號圖紙），高速軸、低速大齒輪各一張（二號或三號圖紙）、設(shè)計計算說明書一份。設(shè)計內(nèi)容包括電機和聯(lián)軸器選用，軸承選用與校核，v帶、齒輪、軸、齒輪箱設(shè)計（包括v帶、軸、齒輪的校核）。具體內(nèi)容參見機械設(shè)計課程設(shè)計一書1。 教材:1 朱文堅，黃平.機械設(shè)計課程設(shè)計.廣州: 華南理工大學(xué)出版社主要參考文獻(xiàn)：2 朱文堅，黃平主編.機械設(shè)計（第二版）. 高等教育出版社，2

3、008，10.3 機械零件設(shè)計手冊，北京:冶金工業(yè)出版社4 機械零件設(shè)計手冊，北京:化學(xué)工業(yè)出版社課程設(shè)計（論文）評語： 課程設(shè)計（論文）總評成績： 課程設(shè)計（論文）答辯負(fù)責(zé)人簽字： 年 月 日 計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定設(shè)計傳動圖如上圖所示第21組：運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，載荷有輕微沖擊，室內(nèi)工作，水分和顆粒為正常狀態(tài)，產(chǎn)品生產(chǎn)批量為成批生產(chǎn)，允許總速比誤差4%。軸承使用壽命不小于15000小時。滾筒及運輸帶效率h=0.94。（2） 原始數(shù)據(jù)：運輸帶拉力f=5250n；帶速v=1.25m/s；滾筒直徑d=620mm。

4、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2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總效率：連軸器為彈性連軸器，軸承為圓錐滾子軸承，齒輪為精度等級為7的閉式圓柱斜齒輪，帶傳動為v帶傳動。根據(jù)表2-3則有:總=帶3軸承2齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.950.9830.9720.990.94=0.7829(2)電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總=52501.25/（10000.7829）=8.3823kw 3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=601000v/d=6010001.25/620=38.525r/min按表2-4推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動高速級與低速級均為斜齒

5、，傳動比范圍i1= i2=36（查表2-1得，兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比范圍i=840）。取v帶傳動比i3=24，則總傳動比范圍為ia=16160。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=（16160）38.525=6206200r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500r/min和3000r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選nd =1000r/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上計算選用的電動機類型，由所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，由表16-1選定電動機型號為y160l-6。其主要性能：額定功率：11kw，滿載轉(zhuǎn)速970r/min，額定轉(zhuǎn)矩

6、2.0。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=970/38.525=25.1782、分配各級傳動比（1） 取v帶傳動比i帶=2.240（初選v帶的傳動比為2.248，在v帶的相關(guān)計算中，修正為2.240），則兩級齒輪減速器的減速比為i減速器=i總/i帶=11.2，根據(jù)表2-4(以下無特殊說明則表格皆為機械設(shè)計課程設(shè)計一書表格)分配兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比與低速級傳動比i1=4.0 i2=2.8四、計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）(0軸為電動機軸)n0=n電機=970r/minni=n0/i帶=970/2.24=431.495(r/

7、min)nii=ni/i 1=431.495/4.0=107.87375(r/min)niii=nii/i 2=107.87375/2.8=38.526(r/min)2、 計算各軸的功率（kw） 輸入功率計算：p0=p工作=8.3823kwp=p0帶=8.38250.95=7.963185kwp=pi軸承齒輪=7.9631850.980.97=7.5698kwp=pii軸承齒輪=7.56980.980.97=7.19585kwp= piii軸承聯(lián)軸器=7.195850.980.99=6.9814 kw輸出功率計算：p= p軸承=7.9631850.98=7.8039kwp=p軸承=7.5698

8、0.98=7.4184kwp=p軸承=7.195850.98=7.05193kwp= p軸承=6.98140.98=6.841772kw3、 計算各軸扭矩（nmm）輸入各軸的扭矩：t0=9550p0/n0=95508.3823/970=82.527nmt=9550p/n=95507.963185/431.495=176.244nmt=9550p/n=955017.5698/107.87375=670.150nmt=9550p/n=95507.19585/38.526=1783.741nmt=9550p/n=95506.9814/38.526=1730.582nm 各軸的輸出扭矩：t=9550p

9、/n=95507.8039/431.495=172.72nmt=9550p/n=95507.4184/107.87375=656.77nmt=9550p/n=95507.05193/38.526=1748.06nmt=9550p/n=95506.841772/38.526=1695.96nm運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值可以整理列表備查：電動機輸出i軸ii軸iii軸n（r/min）970431.495107.873838.526p（kw）8.38237.963187.56987.19585t（nm）82.527176.244670.1501783.741五、傳動零件的設(shè)計計算1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計

10、算（1） 確定計算功率 pca 由機械設(shè)計課本附表11.6得工作情況系數(shù)ka=1.3pca=ka ped=1.311=14.3kw（2） 選擇普通v帶截型根據(jù)pca、ni，由機械設(shè)計課本的附圖2.1確定選用b型v帶。（3） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速由教材附表2.5a和附表2.7 得，選取小帶輪基準(zhǔn)直徑為d1=125mm大輪的基準(zhǔn)直徑為d2=280mm 帶的傳動比為： i帶=282/125=2.24驗算帶速v：v= d1 ni /601000=125970/（601000）=6.345m/s 1200（適用）（6）確定帶的根數(shù) 由ni=970r/min、d1=180mm、i帶=2.248，根

11、據(jù)機械設(shè)計課本附表2.5a和附表2.5b得p0=1.67kw（由轉(zhuǎn)速800和轉(zhuǎn)速980插值而得），p0=0.30kw根據(jù)機械設(shè)計課本附表2.8得k=0.95根據(jù)機械設(shè)計課本附表2.9得kl=0.95由機械設(shè)計課本式（11.29）得z= pca/（p0+p0）kkl）=14.3/（1.67+0.3）0.950.95）=8.043取z=8根。(7)計算預(yù)緊力f0由機械設(shè)計課本附表2.2查得q=0.17kg/m，由式（11.30）得f0=500（pca/zv）（2.5/k-1）+qv2=500（14.3/（6.3458）(2.5/0.95-1)+0.176.3452n=236.67n（8）計算作用在

12、軸承的壓力q由機械設(shè)計課本式（11.31）得q=2zf0sin（1/2）=28236.67xsin（163.8560/2）=3749.20n2、齒輪傳動的設(shè)計計算1）高速級斜齒輪傳動設(shè)計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)a.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設(shè)計課本附表12.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為hrc1=hrc2=45。b.初選8級精度。(gb10095-88)c.選小齒輪齒數(shù)z1=26，大齒輪齒數(shù)z2=i1 z1=4.0x26=104，取z2=104。d.初選螺旋角為=150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎

13、曲強度設(shè)計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3a. 確定公式內(nèi)的各計算值載荷系數(shù)k：試選kt=1.7小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩ti=176244.03nmm齒寬系數(shù)：由機械設(shè)計課本附表12.5選取=0.9彈性影響系數(shù)ze：由機械設(shè)計課本附表12.4查得ze=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh： zh= 由得=20.6470 （端面壓力角）=14.07670 （基圓螺旋角）則zh=2.425端面重合度：=29.9960=23.4640代入上式得=1.654接觸疲勞強度極限hlim：由機械設(shè)計課本附圖12.6按硬齒面查得hlim1=hlim2=10

14、00mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n1=60n1jlh=60x431.495x1x(2x8x360x10)=1.5147x109n2= n1/i1=1.5147x109/4=3.7934x108接觸疲勞壽命系數(shù)khn：由機械設(shè)計課本附圖12.4查得khn1=0.88，khn2=0.905接觸疲勞許用應(yīng)力h通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)sh=1.0h1 =hlim1 khn1/sh=10000.88/1.0mpa=880mpah2 =hlim2 khn2/sh=10000.905/1.0mpa=930mpa因（h1+ h2）/2=905mpa 1.34=1.38取=

15、1.40由附圖12.2查得徑向載荷分布系數(shù)=1.42載荷系數(shù)k=(5)按實際的載荷系數(shù)驗算分度圓直徑=59.134mm模數(shù)：mn=cosxd1/z1=59.134cos15/26=2.197mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 (1) 確定公式中的參數(shù)1. 載荷系數(shù)kka=1.4 ka=1.25 kv=1.1 =1.42k=1.25x1.1x1.4x1.42=2.73352. 齒形系數(shù)yfa和應(yīng)力修正系數(shù)ysa根據(jù)齒數(shù)z1=26，z2=104當(dāng)量齒數(shù) zv1=z1/cos=28.8 zv2=z2/ cos=115.4由機械設(shè)計課本附表12.6查得yfa1=2.53 ysa1=1.62yfa2=2.1

16、8 ysa2=1.802. 計算螺旋角影響系數(shù)y：軸面重合度 0.318 1.9941，所以取=1帶入下式運算：y11x15/1200.8753.許用彎曲應(yīng)力f由機械設(shè)計課本附圖12-3查得：knf1=0.86， knf2=0.88由機械設(shè)計課本附圖12-5查的：flim1=flim2 =500mpa取安全系數(shù)sf1.44.計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力f1= flim1 knf1/sf=307.1mpaf2= flim2 knf2/sf=314.3mpa5.計算確定yfys/fyf1ys1/f1=0.01335yf2ys2/f2=0.01243所以選大值yf1ys1/f1帶入公式計算(2)計算齒輪模

17、數(shù)：m=2.185比較兩種強度校核結(jié)果，確定模數(shù)為mn2.54.幾何尺寸計算（1） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (z1+z2)/2cos=2.5*(26+104)/（2*cos150）=168.2mm取a169mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=15.9420（3） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*z1/cos67.60mmd2mn*z2/cos270.40mm（4） 計算齒輪齒寬：b160.84mm調(diào)整后取b260mm，b165mm計算數(shù)據(jù)總結(jié)如下：（高速齒輪）齒數(shù)模數(shù)傳動比分度圓直徑齒寬小齒輪262.5467.6065大齒輪104270.40601）低速級斜

18、齒輪傳動設(shè)計 （1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)a.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設(shè)計課本附表12.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為hrc1=hrc2=45。b.初選7級精度。(gb10095-88)c.選小齒輪齒數(shù)z1=26，大齒輪齒數(shù)z2=i2 z1=2.833x26=72.8，取z2=73d.初選螺旋角為考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設(shè)計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3a. 確定公式內(nèi)的各計算值載荷系數(shù)k：試選kt=1.7小齒輪傳遞的

19、轉(zhuǎn)矩=667765nmm齒寬系數(shù)：由機械設(shè)計課本附表12.5選取=0.9彈性影響系數(shù)ze：由機械設(shè)計課本附表12.4查得ze=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh： zh= 由得=20.6470 （端面壓力角）=14.07670 （基圓螺旋角）則zh=2.425端面重合度：=29.419060=25.9420代入上式得=2.049接觸疲勞強度極限hlim：由機械設(shè)計課本附圖12.6按硬齒面查得hlim1=hlim2=1000mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n1=60n1jlh=60x431.495x1x(2x8x360x10)=3.7934x108n2= n1/i1=3.7934x108/2.833=1.3548x1

20、08接觸疲勞壽命系數(shù)khn：由機械設(shè)計課本附圖12.4查得khn1=0.92，khn2=0.93接觸疲勞許用應(yīng)力h通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數(shù)sh=1.0h1 =hlim1 khn1/sh=10000.92/1.0mpa=920mpah2 =hlim2 khn2/sh=10000.93/1.0mpa=930mpa因（h1+ h2）/2=915 mpa 1.34=1.38取=1.40由附圖12.2查得徑向載荷分布系數(shù)=1.42載荷系數(shù)k=(5)按實際的載荷系數(shù)驗算分度圓直徑=85.55mm模數(shù)：mn=cosxd1/z1=85.55cos15/26=3.

21、18mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 (2) 確定公式中的參數(shù)3. 載荷系數(shù)kka=1.4 ka=1.25 kv=1.05 =1.42k=1.25x1.05x1.4x1.42=2.612. 齒形系數(shù)yfa和應(yīng)力修正系數(shù)ysa根據(jù)齒數(shù)z1=26，z2=73當(dāng)量齒數(shù) zv1=z1/cos=26.92 zv2=z2/ cos=75.58由機械設(shè)計課本附表12.6查得yfa1=2.57 ysa1=1.60yfa2=2.23 ysa2=1.76計算螺旋角影響系數(shù)y：軸面重合度 0.318 1.9941，所以取=1帶入下式運算：y11x15/1200.8753.許用彎曲應(yīng)力f由機械設(shè)計課本附圖12-3查得：

22、knf1=0.88， knf2=0.90由機械設(shè)計課本附圖12-5查的：flim1=flim2 =500mpa取安全系數(shù)sf1.44.計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力f1= flim1 knf1/sf=314mpaf2= flim2 knf2/sf=321mpa5.計算確定yfys/fyf1ys1/f1=0.0131yf2ys2/f2=0.0122所以選大值yf1ys1/f1帶入公式計算(2)計算齒輪模數(shù)：m=3.95比較兩種強度校核結(jié)果，確定模數(shù)為mn4.04.幾何尺寸計算（5） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (z1+z2)/2cos=4*(26+73)/（2*cos150）=204.98mm取a2

23、05mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=15.4880（7） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*z1/cos107.68mmd2mn*z2/cos302.32mm（8） 計算齒輪齒寬：b196.9mm調(diào)整后取b295mm，b1100mm計算數(shù)據(jù)總結(jié)如下：（低速齒輪）齒數(shù)模數(shù)傳動比分度圓直徑齒寬小齒輪264.02.8107.68100大齒輪73302.3295六：軸以及軸承的設(shè)計計算輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs根據(jù)機械設(shè)計課本9.14式，并查表10-2，取a=110d110 (7.96318/431.495)1/3mm=29.

24、034mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配考慮帶輪的結(jié)構(gòu)要求及軸的剛度，取裝帶輪處軸徑=40mm，按軸的結(jié)構(gòu)要求，取軸承處軸徑d=50mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承（在后續(xù)計算中會發(fā)現(xiàn)，軸承承受的軸向力比較大，因此選用圓錐滾子軸承），由軸頸d=50mm選定軸承30210，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=50mm，外徑d=90mm，t=21.75mm，b=20mm，a=20mm，e=0.42，y=1.4，cr=72.2kn，c0r=55.2kn（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸簡圖見下圖:(3) 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度1.繪出軸的計

25、算簡圖2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 ft12xt/d15214.32n徑向力 fr1ft1*tanan/cos1973.77n軸向力 fa1ft1tan=1489.47n帶傳動作用在軸上的壓力為q3749.20n計算支反力：垂直面 rav=1294.20n rbv=ft1-rav=3920.12n水平面 因為rah+ rah =5827.50n因為， rbh=-rah+q-fr1=-4052.07n3.作彎矩圖垂直面彎矩：mcv=-rbvx51.75=-192516.21n*mm水平面彎矩：mah=-qx156.25=-585812.5n*mmmch1=-qx(156.25+1

26、56.75)+rahx156.75=-262952.73n*mmmch2=rbhx52.75=-209694.62n*mm合成彎矩：ma=mah=-585812.5n*mm mc1= =325893.59 n*mmmc2= =284665.29n*mm4.扭矩計算： t=176244 n*mm5.當(dāng)扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取系數(shù)0.6計算彎矩為： mcad=105746.4n*mm mcaa=597188.18n*mm mcac1=342620.68n*mm mcac2=284665.29n*mm6.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度由于軸材料選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650mpa，=6

27、0mpa， =30mpa由計算彎矩圖可見，a剖面的計算彎矩最大，該處的計算應(yīng)力為: 故安全。d剖面的軸徑最小，該處得計算應(yīng)力為:=105746.4/（0.1*403）=16.530mpafd1=1989.83n軸左移，左端的軸承被壓緊，右端軸承放松，所以：（3）計算軸承當(dāng)量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.3（輕微沖擊） 因為：fa1/fr1e=0.42 所以：x1=0.4，y1=1.4 p1=fp（x1fr1+y1fa1）=9673.27n 又因為：fa2/fr2=0.23fd1+fa2=4922.36n軸左移，左端的軸承被壓緊，右端軸承放松，所以：（3）計算軸承當(dāng)量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.2

28、（輕微沖擊） 因為：fa1/fr1=0.598e=0.4 所以：x1=0.4，y1=1.5 p1=fp（x1fr1+y1fa1）=16025.16n 又因為：fa2/fr2=0.456e=0.4 所以：x2=0.4，y2=1.5 p2= fp（x2fr2+y2fa2）=10211.78n 因此取p=p1=16025.16n來校核軸承的壽命（5） 校核軸承的壽命 因此初選的軸承30211滿足使用壽命的要求。低速軸的設(shè)計計算及軸承校核1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs根據(jù)機械設(shè)計課本9.14式，并查表10-2，取a=110d110 (7.19585/107.87)1/3mm=

29、44.61mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配考慮聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)要求及軸的剛度，取安裝聯(lián)軸器處軸徑=70mm，按軸的結(jié)構(gòu)要求，取軸承處軸徑d=80mm。根據(jù)軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承（在后續(xù)計算中會發(fā)現(xiàn)，軸承承受的軸向力比較大，因此選用圓錐滾子軸承），由軸頸d=80mm選定軸承30216，軸承參數(shù)如下：內(nèi)徑d=80mm，外徑d=140mm，t=28.25mm，b=26mm，a=28.1mm，e=0.42，y=1.4，cr=160kn，c0r=212kn（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸簡圖見下圖:(4) 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度1

30、.繪出軸的計算簡圖2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 ft4= ft3=12447.07n徑向力 fr4= fr3=4690.20n 軸向力 fa4fa3=3356.15n計算支反力：垂直面 rav=8267.9n rbv=ft4-rav=4179.1n水平面 因為rah- rah =664.66n因為=0， rbh=-rah +fr1=4025.52n3.作彎矩圖垂直面彎矩：mcv1=-ravx69.5=-574619.05n*mm mcv2=-574626.25水平面彎矩：mch1=46193.87n*mmmch2=553509n*mm合成彎矩： mc1= =576472.83n

31、*mmmc2= =797851.83n*mm4.扭矩計算： t=2309065n*mm5.當(dāng)扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取系數(shù)0.6計算彎矩為 mcac1=576472.82n*mm mcac2=1334912.37n*mm6.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度由于軸材料選擇#45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得=650mpa，=60mpa，=30mpa由計算彎矩圖可見，c2剖面的計算彎矩最大，該處的計算應(yīng)力為: 故安全。d剖面的軸徑最小，該處得計算應(yīng)力為: 故安全。3.校核低速軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：(2) 計算軸承的軸向載荷：e=0.42，y=1.4兩軸的派生軸向力為：因為：fd1+fa=2962.

32、35+3356.16=6318.51nfd2=2072.35n軸右移，右端的軸承被壓緊，左端軸承放松，所以：（3）計算軸承當(dāng)量載荷 取載荷系數(shù)為fp=1.3（輕微沖擊） 因為：fa1/fr1=0.35e=0.42 所以：x2=0.42，y2=1.4 p2=14667.89n 因此取p=p2=14667.89n來校核軸承的壽命（4）校核軸承的壽命 因此初選的軸承30216滿足使用壽命的要求。七.鍵連接的選擇和強度校核1. 高速軸與v帶輪的鍵連接：（1）選用a型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸40mm，輪轂長度156mm，查表10-1得：選鍵12*8（gb/t 1095-1979），長度選用125mm，

33、即鍵的代號為12*125（2）鍵的材料為45鋼，v帶輪的材料為鑄鐵，查機械設(shè)計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應(yīng)力為=5060mpa，鍵的工作長度為：l=l-b=125-12=113mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=4mm，則鍵的工作擠壓應(yīng)力為： p=2t/（kld）=2*176244/（4*113*40）=20.4mpa=5060mpa所以此處鍵的強度符合要求。2. 中間軸與齒輪的鍵連接：（1）選用a型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸65mm，輪轂長度55mm，查表10-1得：選鍵18*11（gb/t 1095-1979），長度選用50mm，即鍵的代號為18*50（2）鍵的材料為45鋼

34、，齒輪與軸的材料均為45鋼，查機械設(shè)計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應(yīng)力為=100120mpa，鍵的工作長度為：l=l-b=50-18=32mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=5.5mm，則鍵的工作擠壓應(yīng)力為： =2t/（nkld）=2*67150/（4*5.5*32*65）=58.57mpa=100120mpa安全低速軸與齒輪的鍵連接：（1）選用a型普通平鍵，參數(shù)如下：按軸頸90mm，輪轂長度95mm，查表10-1得：選鍵25*14（gb/t 1095-1979），長度選用90mm，即鍵的代號為25*90鍵的材料為45鋼，齒輪與軸的材料均為45鋼，查機械設(shè)計課本附表8-1得，該處鍵連接的許用應(yīng)力為=100120mpa，鍵的工作長度為：l=l-b=90-25=65mm，鍵與輪轂槽的接觸高度為：k=0.5h=7mm，則鍵的工作擠壓應(yīng)力為： =2t/（nkld）=2*1783741/（7*65*90）=87.2mpa=100120mpa故安全。 。3. 低速軸與聯(lián)軸器之間的鍵連接（1）選用單圓頭普通平鍵（c型），參數(shù)如下：按軸頸70