机械设计课程设计-带传动——单级圆柱斜齿减速器.doc

目 录第一部分 总体设计1. 方案选择及评价 22. 电机的选择 3第二部分 v带及带轮的结构设计 6第三部分 斜齿齿轮设计 8附：齿轮受力分析 9第四部分 轴的设计 1. 高速级轴的设计 112. 低速级轴的设计 17第五部分 轴承、润滑密封、连接件和联轴器的选择及校核1. 轴承的确定及校核 242. 键的校核 283. 联轴器的校核 304. 润滑密封的选择 30第六部分 减速器的附件的设计及说明 31第七部分 主要尺寸及数据 32参考文献 34传动装置的总体设计一、 传动方案（已给定）1. 题目：设计用于带式运输机的“带传动单级圆柱斜齿减速器”，图示如下:1.设备要求:固定2.工作环境：室外多尘3.工作条件：轻型、连续4.安装形式：卧式5.生产工厂：校机械厂6.生产批量：小批量7.工作年限：二班制，工作八年，年工作日250天。2. 设计数据：运输带工作拉力f(n)转速（r/min）卷筒直径d(mm)1370140280二、 分析传动方案该工作机在工作时有轻微振动，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。这种减速器的传动比一般小于6，传递功率可达数万千瓦，效率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。设 计 内 容.电机的选择选择电动机类型：按工作要求和工作条件选用y系列三相鼠笼式异步电动机，其结构为全封闭扇冷式结构，电压380v。1) 选择电动机的容量工作机的有效功率为pw=fv1000=13702.051000=2.81kw确定工作机各个部位的效率33，分别表示v带、轴承、齿轮、弹性连轴器和卷筒处的传动效率。由表9.1（机械设计课程设计书由）可知：0.96，=0.98，=0.97，=0.99，=0.96，则0.960.9830.970.990.96=0.83所以电动机的功率为pd=pw=2.810.83=3.39kw2) 确定电动机的转速：按机械设计课程设计表9.2推荐的传动比合理范围，v带传动的传动比在24的范围，一级圆柱齿轮的传动比在35的范围，而工作机的转速为：nw140r/min所以电动机的可选范围为ndinw=620140=8402800 r/min在综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机。根据机械设计课程设计表22-1选择y112m-4型三相异步电动机。其相关数据为：电动机型号额定功率（kw）满载转速(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩y112m-44.014402.22.2、计算传动装置的总传动比i并分配传动比(1) 总传动比：i=nmnw=1440140=10.29(2) 分配传动比：i=iiiii考虑减速器结构，故ii=2.78，iii=3.73、 计算传动装置各轴的运动和动力参数(1) 各轴的转速： 轴ninm=1440 r/min 轴 nii=niii=14402.78=517.99 r/min 轴 niii=niiiii=517.993.7140r/min卷筒轴n卷niii140r/min(2) 各轴的输入功率：轴pi=pd1=3.390.96=3.25kw轴 pii=pi23=3.250.980.97=3.09kw卷筒轴 piii=pii42=3.090.990.98=3.00kw(3) 各轴的输入转矩电机轴的输入转矩td为td9550pdnw=95503.391440=22.48 nm轴：轴：轴：卷筒轴：将上述计算值都汇总于下表,以备查用。表1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率p/kw转矩t/(nm)转速n/(rmin-1)传动比i效率输入输出输入输出电机轴3.3922.4814402.780.96轴3.253.1959.9258.725183.70.95轴3.093.03210.78206.5614010.97卷筒轴3.002.94204.64200.55140第二部分 v带及带轮结构设计由第一部分总体设计可以得到如下要求：电动机的功率4kw，转速n1=1440r/min，传动比i=2.78，每天工作12小时，使用期限8年（每年按250小时计算），允许的误差为5%。因此，可以按照上述条件进行v带设计。1. 确定计算功率pca由于带式运输机的载荷变动小，查机械设计表8-7，得带的工作情况系数ka=1.2，故pc=kap=1.24kw=4.8kw2. 选择v带的带型根据pc和n1查机械设计课程设计图12-13，可选择a型带3. 确定带轮的基准直径dd1并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径：由机械设计课程设计表12.7，取小带轮的基准直径dd1100mm2) 验算带速vv=dd1n1601000=1001440601000 m/s=7.536 m/s因为5m/s v 25m/s，故带速合适。3) 计算大带轮的基准直径dd2=idd11-=2.781001-0.01=247.5mm根据机械设计课程设计表12.7，圆整为dd2=250mmn2=n1d1d21-=572.79r/min误差:1440572.79-2.451440572.79100%=2.5%120，合适。6. 计算带的根数z1) 计算单根v带的额定功率pr由dd1=250mm 和n1=1440 r/min ，查机械设计课程设计表12.4得p0=1.31kw。根据n1=1440 r/min , i=2.78 和a型带，查机械设计课程设计表12.4得p0=0.17。查机械设计课程设计表12.8得到k=0.934 kl=0.93，于是pr=(p0+p0)kkl=(1.31+0.17)0.9340.93=1.29kw2) 计算v带的根数zzpcapr=4.81.29=3.72因此，取4根v带。7. 计算单根v带的初拉力的最小值(f0)min由机械设计表8-3得a型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以f0min5002.5-kpcakzv+qv2=5002.5-0.9344.40.93442.05+0.12.052=450.25n应使带的实际初拉力f0(f0)min8. 计算压轴力压轴力的最小值为(fp)min=2z(f0)minsin12=24450.25sin154.872=3515.73n9. 带轮的结构设计：由于dd200 mm,故选用轮辐式第三部分斜齿齿轮设计由前面的计算得到的表1可以知道，该对齿轮传动的输入功率为3.25kw，小齿轮的转速n1=518r/min，传动比为3.7，工作时间8年（按每年250天计算），两班制工作，载荷平稳，连续单向运转。由这些条件，就可以对齿轮进行设计计算。1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按照设计要求，选择右旋斜齿传动；2) 运输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，故可以选用8级精度；3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为zg35simn钢（调质）硬度为250hbs，二者材料硬度差为30hbs；2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即：ai+13305h2kt1ai(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数kt=1.05*1.1*1.0*1.1=1.272) 由表1可以得到小齿轮传递的扭矩t1=52.32 nm3) 由表10-7选齿宽系数d 1.24) 由图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=750mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2=690mpa。5) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s1，由式得，h1=khn1hlim1s=750mpah2=khn2hlim2s=690mpah=h1+h22=750+6902=720mpa(2) 计算1) 齿宽系数=0.4小齿轮上的转矩：t=9550000*4/587.76=65000n.mmai+13305h2kt1ai=4.05+1330569021.276.61044.050.4=108.64取a=110mm，选小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=4.0521=85.05，取z2=85；初选螺旋角：112) mn=2acosz1+z2=220cos1123+85=1.99 mm 按表4.1，取mn=2mmarccos(z1+z2)mn2a=arccos(23+85)2.02110=1056333) 计算分度圆直径d1=223/cos10.942=46.85mmd2=285/cos10.942=173.15mm4) 计算齿宽b b=dd1=1.243.58mm =52.30 mm 取b2=55mm，b1=60mm 5)验算轮齿弯曲疲劳强度由图10-8查得齿形系数yf1=2.82，yf2=2.24f1=kt1yf11.6bd1mn=1.61.276.51042.826043.582=81.71f1f2=f1yf2yf1=2.242.8281.71=64.9f2所以安全。附：齿轮受力分析fa2fr2fr2ft2fa1ft1n2n1小齿轮：ft1=2t1d1=25.23210443.58=2401nfr1=ft1tanancos=2401tan20cos15.99=906.87 nfa1=ft1tan=2401tan15.499=665.8 n大齿轮：ft2=2t2d2=22.0335105176.42=2305.29nfr2=ft2tanncos=2305.29tan20cos15.499=870.75 nfa2=ft2tan=2305.29tan15.499=639.27 n由于齿轮在啮合时有效率损失，因此两齿轮上的力不能简单的相等。因而，每个齿轮的值都应分开计算。附：齿轮参数及其受力分析，以备查表齿轮参数 表2中心矩110mm名 称值模 数mn=2 mm法向压力角an20螺旋角=端面压力角at=分度圆d1=46.85 mmd2=173.15mm齿顶圆da1=50.85mmda2=177.15mm齿根圆df1=42.85mmdf2=169.15mm周向力ft1=2401 nft2=2305.29 n径向力fr1=906.87 nfr2=870.75 n轴向力fa1=665.8 nfa2=639.27 n第四部分 轴的设计计算一、 高速级齿轮设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2. 初定轴的最小直径按扭转强度条件，可得轴的直径计算式da03 p n由机械设计表15-3查得a0=105，由第一部分的表1可查得p3.25kw，n=518r/min；所以d1053 3.25kw 518r/min=19.37 mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=19.37(1+57%)=20.3420.73mm综合考虑，取dmin=22mm3. 轴的结构设计(1) 拟定零件的装配方案，如下图(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。1) 由于在l1这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故d1=dmin=22 mm。此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由机械设计图8-14(d)查得：取l=36mm，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于其轮毂值，取l138mm。2) 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7207ac型轴承。查机械设计课程设计表12.2得，d2=35 mm，要求的定位轴肩是5 mm。故，要求在这此处的定位套筒的直径是40mm。因此取d5=35mm。3) 由轴承端盖的厚度一般为10 mm左右，因此，整个轴承盖的长度是20mm，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度34mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定l2=28mm。4) 如果再按照这种方法选择下去，那么d4=40mm，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于4mm，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。则由表2可以得到l460 mm。5) l5处的宽度大于1.4h，取l5=26mm，d5=35mm；至此，已初步了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查课设表11.28采用bhl10 mm 8mm 50 mm，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性。故大带轮与轴的配合为h7n6。滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照课设表9.8确定轴两端的倒角均为145，各处圆角半径都为1.6 mm。4. 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图fa1fr1f带轮ft1fv1fv2(2) 受力计算1) 由前面的计算可得ft1=2401n，fr1=960.87n，fa1=665.8 n由前面带轮的压轴力计算可知 f带轮(fp)min969.77n2) 计算支反力在垂直面内进行计算fv2=1119(107759.5-74653.732-1068197.5)-1402 nfv1=fr1-f带轮-fv2=1077-1068-(-1402)=1411 n；在水平面内进行计算fh1=fh2=12ft=28862=1433 n3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 nmmmvmhm扭矩图：单位 nmmt5. 由弯扭图上看，截面b是危险面。现将计算出的截面b处的mh、mv及m的值列于下表3表3载荷水平面垂直面支反力ffh1=fh2=1433 nfv1=1411 nfv2=-1402 n弯矩mmh=76955 nmmmv1=83945.5 nmmmv2=63913 nmmmv3=83768 nmm总弯矩m1768852+83945.52=113914 nmmm2=769952+639132=100065 nmmm3=837862+0=83768 nmm扭矩t2=77700 nmm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=m12+t2w=1139142+0.67770020.157.733=6.4mpa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得-1=60 mpa。因此ca-1，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（所用的表来自机械设计）(1) 判断危险面虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度确定的，因此这个截面不是危险面。只有在截面c处有较大的应力集中，因此必须对其进行精确校核。(2) 截面c右侧抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1403=6400 mm3抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2403=12800 mm3截面c右侧的弯矩m为m=11391460-3060=56957 nmm截面c上的扭矩 t277700 nmm截面上的弯曲应力 b=mw=569576400=8.9mpa截面上的扭转切应力 t=t2wt=7770012800=6.07mpa由表15-1查得：b=640mpa，s=355mpa，-1=275mpa，-1=155 mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及按附表3-2查取。因rd=2.040=0.05，dd=57.7342=1.37，用插值法可得2.1，1.7又由轴的材料的敏感系数为q=0.82，q=0.85故有效应力集中系数为k=1+q-1=1+0.822.1-1=1.90k=1+q-1=1+0.851.7-1=1.6由附图3-2的尺寸系数=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.72。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数为k=k+1-1=1.900.67+10.92-1=2.92k=k+1-1=1.60.72+10.92-1=2.31又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数sca值，按15-6到15-8式得：sca=-1ka+m=2752.928.9+0.10=10.58s=-1k a+m=1552.326.072+0.056.072=21.5sca=sss2+s2=10.5821.510.582+21.52=9.5故知其安全。(3) 截面c左侧，由于该轴是齿轮轴，没有因过盈配合而造成的应力集中，因此不用校核。(4) 由上面的计算，说明该轴的强度是足够的。二、低速轴的设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。2. 初定轴的最小直径(1) 按扭转强度条件，可得轴的直径计算式da03 p n由机械设计表15-3查得a0=105，由第一部分的表1可查得p3kw，n=145.12 r/min；所以d1053 3kw 145.12 r/min=28.82 mm(2) 联轴器的选择根据轴所传递的扭矩t2.03105nmm，可选择弹性套柱销联轴器，因为它是由蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振，其制造容易，装拆方便，成本较低，适用于连接载荷平稳、起动频繁的中小转矩的轴。查课设表13.2选用lt7联轴器 3284 gb/t 4323综合考虑，取dmin=38mm3. 轴的结构设计(1) 拟定结构方案如下图：(2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 从右端开始。为了满足半联轴器的轴向定位要求，l1轴段左端需制出一轴肩，故取d5=40 mm。由于前面已经对联轴器进行了选择，故d6=32 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴的端面上，则l6就比82略短一点，现取l680mm。2) 初步选择滚动轴承。根据d5=50mm，初步选择0基本游隙组，选用角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择ac系列的轴承，查课设表12.2，选用7208ac，其尺寸为ddb=40 mm80 mm18 mm，其定位轴肩为8mm，故定位套筒的直径为48 mm。因此，d2=d5=50mm3) 取安装齿轮处的轴段的直径d3=54 mm，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂的宽度，故取l3=53 mm，轴承端盖的总宽度为20 mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为11 mm，故取l528 mm。4) 取齿轮与箱体之间的距离为12 mm（由后面的箱体设计确定）。滚动轴承到箱体的距离为8mm。5) l1=44mm至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。(3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用键连接。半联轴器与轴的连接，按直径d1由课设表11.28查得半圆头键选为bhl=10 mm8mm70 mm，配合为h7k6。齿轮与轴的连接，按d4查表11.28得，选用双圆头键为bhl=14 mm9 mm45mm，配合为h7n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考课设表9.8，取轴端倒角为245，c、d、e处的圆角半径r=2 mm。 4. 轴的受力分析（1） 画出轴的受力简图fvn1fvn26461fa2fr2ft2（2） 进行受力计算1) 由前面的计算得ft2=2810.5 n，fr2=1057 n，fa2=731 n2) 支反力计算垂直面内：fvn2=164+61105761-731194.72= -53.5 nfvn1=fr2-fvn2=1057+53.5=1110.5 n水平面内：fhn1=6461+64 2810.5=1439nfhn2=6161+64 2810.5=1371.5 n3) 画出弯矩、扭矩图弯矩图：(单位：nmm)mvmhm扭矩图：(单位：nmm)t2730005. 由弯扭图上看，截面c-d是危险面。现将计算出的截面c-d处的mh、mv及m的值列于下表4载荷水平面垂直面支反力ffh1=1439 nfh2=1371.5 nfv1=1110.5 nfv2=-53.5 n弯矩mmh=87777.5nmmmv1=67740.5 nmmmv2=3424 nmm总弯矩m187777.52+67740.52=110876 nmmm2=87777.52+34242=87844 nmm扭矩t3=273000 nmm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=m12+t32w=1108762+0.627300020.1553=11.9mpa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得-1=60 mpa。因此ca-1，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（所用的表来自机械设计）(1) 判断危险面在c-d这个截面上虽然受到的弯矩较大，但由于这个截面的直径很大，其抗弯能力是很强的。a、b截面只受扭矩作用，虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕的情况下确定的。d、e截面的轴径都很大，也不必校核。由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核c截面的左右两侧。(2) 截面c左侧抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1503=12500 mm3抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2503=25000 mm3截面c左侧的弯矩m为（作m1处弯矩的近似计算）m=1108763838+26=65832.6nmm截面c上的扭矩 t3273000 nmm截面上的弯曲应力 b=mw=65832.612500=5.27mpa截面上的扭转切应力 t=t3wt=27300025000=10.92mpa由表15-1查得：b=640mpa，s=355mpa，-1=275mpa，-1=155 mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及按附表3-2查取。因rd=2.050=0.02，dd=5550=1.1，用插值法可得2.0，1.7又由轴的材料的敏感系数为q=0.74，q=0.78故有效应力集中系数为k=1+q-1=1+0.742.0-1=1.74k=1+q-1=1+0.781.7-1=1.55由附图3-2的尺寸系数=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.84。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数为k=k+1-1=1.740.74+10.92-1=2.44k=k+1-1=1.550.84+10.92-1=1.93又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数sca值，按15-6到15-8式得：s=-1ka+m=2752.445.27+0.10=21.7s=-1k a+m=1551.9310.922+0.0510.922=14.3sca=sss2+s2=21.714.321.72+14.32=121.5故知其安全。(3) 截面c右侧抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1553=16637.5 mm3抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2553=33275 mm3截面c左侧的弯矩m为m=1108762638+26=48508.3nmm截面c上的扭矩 t3273000 nmm截面上的弯曲应力 b=mw=48508.312500=3.24mpa截面上的扭转切应力 t=t3wt=27300033275=8.2mpa过盈配合处的k，由机械设计附表3-8用插值法求出，并取 k=0.8k，于是得k3.16 ， k=0.83.162.53轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数为k=k+1-1=3.16+10.92-1=3.25k=k+1-1=2.53+10.92-1=2.62于是，计算安全系数sca值，按15-6到15-8式得：s=-1ka+m=2753.253.24+0.10=26.1s=-1k a+m=1552.628.22+0.058.22=14.2sca=sss2+s2=26.114.226.12+14.22=12.5s=1.5因此，在截面c右侧的强度也是足够的。至此，高速级、低速级两根轴的设计已经完成了。第五部分 轴承、润滑密封和联轴器等的选择及校验计算一、 轴承的确定及校核1. 对初选高速级轴承7307c校核(1) 受力分析faefr1f带轮ft1fr1fr2fd1fd2由表3的数据可以计算：fr1=fh12+fv12=14332+14112=2011 nfr2=fh22+fv22=14332+-14022=2005 nfae=fa1=746 n(2) 计算两轴承的轴向力fa1、fa2查课设表12.2，得到轴承7307c的cr=34.2kn，cor=26.8kn对于70000c型轴承，它的派生轴向力fd=efr，而轴向力未知，故先取e=0.4，因此可估算fd1=0.4fr1=0.42011=804.4 nfd2=0.4fr2=0.42005=802 n由于 fd1e1fa2fr2=8022005=0.4=e2由课设表12.2查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：x1=0.44，y1=1.3对轴承2：x2=1，y2=0由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.442011+1.31544=3187 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.112005=2205.5 n(4) 计算轴承寿命由于p1p2，所以按轴承1的受力大小验算lh=10660ncp1=106603843420031873=53635 hlh1030016=48000 h所选轴承满足寿命要求。故此轴承不用重选。2. 对初选低速级轴承7210ac进行校核fr1fr26461fa2fr2ft2由表3的数据可以计算：fr1=fh12+fv12=14392+1110.52=1817.7 nfr2=fh22+fv22=1371.52+-53.52=1372.5 nfae=fa1=731 n(5) 计算两轴承的轴向力fa1、fa2查课设表12.2，得到轴承7210ac的cr=31.5kn，cor=25.2kn对于70000ac型轴承，它的派生轴向力fd=0.68fr。 fd1=0.68fr1=0.681817.7=1236 nfd2=0.68fr2=0.681372.5=933.3 n由于 fd1e1fa2fr2=933.31372.5=0.68e2由课设表12.2查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：x1=0.41，y1=0.87对轴承2：x2=0.41，y2=0.87由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.411817.5+0.871664.3=2412 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.1(0.411372.50.87933.3=1512.2 n(7) 计算轴承寿命由于p1p2，所以按轴承1的受力大小验算lh=10660ncp1=106601063150024123=350000 h由于轴承寿命太大，应重新选择。对同一尺寸要求可选7210c。(8) 对轴承7210c进行校核查课设表12.2，得到轴承7210c的cr=32.8kn，cor=26.8kn对于70000c型轴承，它的派生轴向力fd=efr，而轴向力未知，故先取e=0.4，因此可估算fd1=0.4fr1=0.41817.7=727.1 nfd2=0.4fr2=0.41372.5=549 n由于 fd1e1fa2fr2=539.11372.5=0.393e2由课设表12.2查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：x1=0.44，y1=1.33对轴承2：x2=0.44，y2=1.40由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.441817.5+1.331306.1=2790.5 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.1(0.441372.5+1.4539.1)=1494.5 n(10) 计算轴承寿命由于p1p2，所以按轴承1的受力大小验算lh=10660ncp1=10660384328002790.53=255339 hlh1030016=48000 h所选轴承满足寿命要求。这相对7210ac来说更加合适。由于7210c和7210ac结构尺寸都是一样，故原来设计好的轴不必再重新设计。至此，轴承的选择及校核已全部完成。二、 键的校核1. 高速轴上的键(1) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（c型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为bhl=8 mm7 mm 50 mm(2) 校核键连接的强度键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由机械设计表6-2查得挤压应力p=5060 mpa。键工作长度l=l=36 mm，键与带轮键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm,计算挤压强度p=2tkld=277700 nmm3.53625=49.3 mpa由于有pp故，该键满足要求。2. 键的标记为：键c 850 gb/t 10962003高速轴上的键(3) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于键槽不在轴端，故选用普通平键（a型）。由低速轴的设计里已确定的键尺寸为齿轮处：bhl=14 mm9 mm 45 mm联轴器处：bhl=10mm8 mm 70 mm(4) 校核键连接的强度键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查得挤压应力p=100120 mpa，取其平均值p=110 mpa。1) 齿轮处键工作长度l=l-b=45-14=21 mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm,计算挤压强度p=2tkld=2273000 nmm52455=82.7 mpap故，该键满足要求。键的标记为：键 1445 gb/t 109620032) 联轴器处键工作长度l=l-b=70-10=60mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm,计算挤压强度sadfasdfp=2tkld=2273000 nmm46042=63 mpap故asdf，该键满足要求。键的asdf标记为：键 1070 gb/t 10962003三、 联轴器的校核1. 参数为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。由前面的设计已经选择了lt5弹性套柱销联轴器，由课设表19-5查得，其公称转矩tn=500 nm。2. 载荷计算由表1可以得到t3=273000nmm由机械设计表14-1查得ka=1.5，故得计算转矩为tca=kat3+1.5273000=409.5 nmtn该联轴器合格。标记为：lt7联轴器 3282 gb/t 4323-2002四、润滑密封1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度v=dn601000=176.42145.12601000 m/s=1.34 m/s12 m/s所以才用浸油润滑的润滑方式。 大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。2滚动轴承的润滑对于高速级轴承 dn353841.3104对于低速级轴承 dn=50106=0.53104它们的dn值都很小，故选用脂润滑，