带式运输机传动装置一级斜齿齿轮减速器(DOC毕设论文).doc

機械設計課程設計計算說明書設計題目 帶式運輸機傳動裝置 目 錄第一部分 總體設計1. 方案選擇及評價 32. 電機的選擇 4第二部分 V帶及帶輪的結構設計 7第三部分 斜齒齒輪設計 9附：齒輪受力分析 13第四部分 軸的設計 1. 高速級軸的設計 152. 低速級軸的設計 21第五部分 軸承、潤滑密封、連接件和聯軸器的選擇及校核1. 軸承的確定及校核 282. 鍵的校核 333. 聯軸器的校核 344. 潤滑密封的選擇 34第六部分 減速器的附件的設計及說明 36第七部分 主要尺寸及資料 37參考文獻 40第一部分 傳動裝置的總體設計一、 傳動方案（已給定）1. 題目：設計用於帶式運輸機的“帶傳動單級圓柱斜齒減速器”，圖示如下，連續單向運轉，載荷平穩，空載起動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。2. 設計資料：運輸帶工作拉力F(N)運輸帶工作速度V(m/s)捲筒直徑D(mm)19001.5270二、 分析傳動方案該工作機在工作時有輕微振動，由於V帶有緩衝吸振能力，採用V帶傳動能減小振動帶來的影響，並且該工作機屬於小功率、載荷變化不大，可以採用V帶這種簡單的結構，並且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。這種減速器的傳動比一般小於6，傳遞功率可達數萬千瓦，效率較高，工藝簡單，精度易於保證，一般工廠均能製造，應用廣泛。設 計 內 容.電機的選擇11) 選擇電動機類型：按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠式非同步電動機，其結構為全封閉扇冷式結構，電壓380V。2) 選擇電動機的容量工作機的有效功率為Pw=Fv1000=19001.51000=2.85Kw確定工作機各個部位的效率，分別表示V帶，聯軸器、軸承、齒輪和捲筒處的傳動效率。由表9.1（機械設計課程設計書由）可知：0.96，=0.99，=0.98，=0.98，=0.96，則0.9920.9930.960.980.96=0.859所以電動機的功率為Pd=Pw=2.850.859=3.32Kw3) 確定電動機的轉速：按機械設計課程設計表9.2推薦的傳動比合理範圍，V帶傳動的傳動比在的範圍，一級圓柱齒輪的傳動比在的範圍，而工作機的轉速為：nw601000vd=6010001.5270=106.1 r/min所以電動機的可選範圍為ndinw=624106.1=6362544 r/min在綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、品質及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000 r/min的電動機。根據課設表15.1選擇Y132M1-6型三相非同步電動機。其相關資料為：電動機型號額定功率（kw）滿載轉速(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-64.09602.02.0、計算傳動裝置的總傳動比i並分配傳動比(1) 總傳動比：i=nmnw=960106=9.06(2) 分配傳動比：i=iIiII考慮減速器結構，故iI=2.5，iII=3.623. 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(1) 各軸的轉速： 軸nInm=960 r/min 軸 nII=nIiI=9602.5=384 r/min 軸 nIII=nIIiII=3843.62106 r/min捲筒軸n卷nIII106 r/min(2) 各軸的輸入功率：軸PI=Pd2=3.420.99=3.287Kw軸 PII=PI13=3.2870.960.98=3.124Kw軸 PIII=PII43=3.1240.980.98=3.031Kw捲筒軸 P卷=PIII23=3.0310.990.98=2.97Kw(3) 各軸的輸入轉矩電機軸的輸入轉矩Td為Td9.55106Pdnw=9.551063.42960=3.3104 Nmm軸：TI=Td2=3.31040.99=3.27104 Nmm軸：TII=TI13iI=3.271040.960.982.5=7.77104Nmm軸：TIII=TII43iII=7.771040.980.983.62=2.73105Nmm捲筒軸：SdfT卷=TIII23=2.731050.990.98=2.67105Nmm將上述計算值都匯總於下表,以備查用。表1 帶式傳動裝置的運動和動力參數軸 名功率P/Kw轉矩T/(Nmm)轉速n/(rmin-1)傳動比i效率電機軸3.323.310496010.99軸3.2873.271049602.50.95軸3.127.71043843.620.97軸3.032.7310510610.97捲筒軸2.9972.67105106第二部分 V帶及帶輪結構設計由第一部分總體設計可以得到如下要求：電動機的功率4Kw，轉速n1=960 r/min，傳動比i=2.5，每天工作16小時，使用期限10年（每年按300小時計算），允許的誤差為5%。因此，可以按照上述條件進行V帶設計2。1. 確定計算功率Pca由於帶式運輸機的載荷變動小，查機械設計表8-7，得帶的工作情況係數KA=1.1，故Pca=KAP=1.14Kw=4.4Kw2. 選擇V帶的帶型根據Pca和n1查機械設計表8-10，可選擇A型帶3. 確定帶輪的基準直徑dd1並驗算帶速v1) 初選小帶輪的基準直徑：由機械設計表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1125mm2) 驗算帶速vv=dd1n1601000=125960601000 m/s=6.28 m/s因為5m/s v 906. 計算帶的根數z1) 計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=125 mm 和n1=960 r/min ，查機械設計表8-4a得P0=1.3816Kw。根據n1=960 r/min , i=2.5 和A型帶，查機械設計表8-4b得P0=0.1116。查機械設計表8-5和表8-2得到K=0.956 KL=1.03，於是Pr=(P0+P0)KKL=(1.3816+0.1116)0.9561.03=1.413Kw2) 計算V帶的根數zzPcaPr=4.41.413=3.11因此，取4根V帶。7. 計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min由機械設計表8-3得A型帶的單位長度品質q=0.1kg/m，所以F0min5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9564.40.95646.28+0.16.282=135.25N應使帶的實際初拉力F0(F0)min8. 計算壓軸力壓軸力的最小值為(Fp)min=2z(F0)minsin12=24135.25sin161.82=1068N9. 帶輪的結構設計：由於dd300 mm,故選用輪輻式第三部分斜齒齒輪設計由前面的計算得到的表1可以知道，該對齒輪傳動的輸入功率為3.12Kw，小齒輪的轉速n1=384 r/min，傳動比為3.62，工作時間10年（按每年300天計算），兩班制工作，載荷平穩，連續單向運轉。由這些條件，就可以對齒輪進行設計計算。(該部分所用到的表都是在機械設計書中)1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1) 按照設計要求，選擇右旋斜齒傳動；2) 運輸機為一般工作機器，該對齒輪轉速不高，故可以選用7級精度；3) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS；4) 選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=3.6224=86.88，取z2=87；初選螺旋角：142. 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行計算，即：dd132KtT1du1uZHZEH2(1) 確定公式內的各計算數值1) 試選載荷係數Kt=1.62) 由表1可以得到小齒輪傳遞的扭矩T1=7.7104 Nmm3) 由表10-7選齒寬係數d 14) 計算應力迴圈次數。N1=60n1jLh=6038411630010=1.11109N2=N13.62=3.051085) 由圖10-19取接觸疲勞壽命係數KHN1=0.92；KHN2=0.956) 由表10-6查得材料的彈性影響係數ZE=189.8MPa127) 由圖10-2d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。8) 由圖10-30選取區域係數ZH=2.433。9) 由計算式1.88-3.2（1Z1+1Z2）cos=1.88-3.2(124+187)cos14=1.6610) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全係數S1，由式（10-12）得，H1=KHN1Hlim1S=0.92600MPa=552MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95550MPa=522.5MPaH=H1+H22=552+522.52=537.25MPa(2) 計算1) 試計算小齒輪分度圓直徑dd1，由計算公式得dd1321.67.710411.663.62+13.622.433189.9537.25252.08 mm2) 計算圓周速度v=dd1n1601000=52.08384601000 m/s=1.05 m/s3) 計算齒寬b及模數mntb=ddd1=152.08 mm =52.08 mm mnt=dd1cosz1=52.08cos1424=2.11 mmb/h=b/(2.25mnt)=52.082.252.11114) 計算縱向複合度=0.318dz1tan=0.318124tan14=1.9035) 計算載荷係數K已知使用係數KA=1，根據圓周速度v=1.05 m/s和7級精度，由圖10-8查得動載係數KV=1.1；由表10-4查得KH1.3113（插值法）；由表10-3查得KHKF1.2。故動載荷係數KKAKvKHKH=11.11.31131.2=1.736) 按實際載荷係數校正所算得的分度圓直徑d1=dd13KKt=52.0831.731.6=53.46 mm7) 計算模數mn=d1cosz1=53.46cos1424=2.16 mm3. 按齒根彎曲強度進行設計由設計公式mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF(1) 確定計算參數1) 計算載荷係數由表10-13查得KF1.28；KKAKvKFKF=11.11.281.2=1.692) 根據縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響係數Y=0.883) 計算當量齒數zv1=z1cos3=24cos314=26.27zv2=z2cos3=87cos314=95.244) 查取齒形和應力校正係數由表10-5查得YFa1=2.592 YFa2=2.189YSa1=1.596 YSa2=1.7855) 查10-20c得到彎曲強度極限Flim1=500MPa，Flim2=380MPa由圖10-18查得KFN1=0.85， KFN2=0.926) 計算彎曲許用應力取彎曲安全係數S1.4，F1=KFN1Flim1S=0.92500MPa1.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.95280MPa1.4=244.29MPa7) 計算大、小齒輪的YFaYSaF並加以比較YFa1YSa1F12.5921.596303.570.0136YFa2YSa2F22.1981.758244.290.016大齒輪的計算數值大(2) 設計計算mn321.697.771040.88cos21412421.660.016=1.538對比兩種設計的計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大於由齒根彎曲疲勞強度計算的模數由於齒輪模數m的大小主要取決於彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞的模數1.538並圓整為標準值mn=2.0 mm，按齒面接觸強度算得的分度圓直徑d1=53.46 mm並算出小齒輪的齒數：z1=d1cosmn=53.46cos142.0=25.9取z1=26，则z2iz1=3.6226=93.9，取z2=944. 幾何尺寸計算(1) 計算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(26+94)2.02cos14=123.67 mm圓整為a=124 mm(2) 修正螺旋角arccos(z1+z2)mn2a=arccos(26+94)2.02124=143533由於改變不大，故前面的參數不必修正。(3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=262.0cos143533=53.73 mmd2=z2mncos=942.0cos143533=194.27 mm(4) 計算齒輪寬度b=dd1=153.73=53.73 mm圓整後B1=60mm，B2=55 mm至此，齒輪的相關設計已經結束，齒輪零件圖由圖紙形式給出，其相應的參數都在圖紙中標出。附：齒輪受力分析Fa2Fr2Fr2Ft2Fa1Ft1n2n1小齒輪：Ft1=2T1d1=27.710453.73=2866 NFr1=Ft1tanancos=2866tan20cos143533=1077 NFa1=Ft1tan=2866tan143533=746 N大齒輪：Ft2=2T2d2=22.73105194.27=2810.5 NFr2=Ft2tanncos=2810.5tan20cos143533=1057 NFa2=Ft2tan=2810.5tan143533=731 N由於齒輪在嚙合時有效率損失，因此兩齒輪上的力不能簡單的相等。因而，每個齒輪的值都應分開計算。附：齒輪參數及其受力分析，以備查表齒輪參數 表2名 稱值模 數mn=2 mm法向壓力角an20螺旋角=143533端面壓力角at=2036分度圓d1=53.73 mmd2=194.27 mm齒頂圓da1=57.73 mmda2=198.27 mm齒根圓df1=48.73 mmdf2=189.27 mm周向力Ft1=2866 NFt2=2810.5 N徑向力Fr1=1077 NFr2=1057 N軸向力Fa1=746 NFa2=736 N第四部分 軸的設計計算一、 高速級齒輪設計1. 材料選擇及熱處理由於減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.2. 初定軸的最小直徑按扭轉強度條件，可得軸的直徑計算式dA03 P n由機械設計表15-3查得A0=103126，由第一部分的表1可查得P3.12Kw，n=384 r/min；所以d(103126)3 3.12Kw 384 r/min=20.725.3 mm取中間值d=22.53 mm，由於該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大57%，故dmin=22.53(1+57%)=23.724.1 mm綜合考慮，取dmin=25 mm3. 軸的結構設計(1) 擬定零件的裝配方案，如下圖BC(2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設計。1) 由於在L11這段上所連接的是大帶輪，根據它的扭轉強度已經計算得到此處的最小直徑，在這個直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故d1=dmin=25 mm。此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定，由機械設計圖8-14(d)查得：L1.52d=1.5225 mm=37.550 mm取L=44mm，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度略小於其輪轂值，取L1142 mm。2) 初選滾動軸承。一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產生的軸向力不是很大，再根據這段軸的尺寸，可選擇7307C型軸承。查機械設計課程設計表12.2得，d3=d7=35 mm，要求的定位軸肩是4.5 mm。故，要求在這此處的定位套筒的直徑是44 mm。因此取d2=32 mm。3) 由該說明書後面的箱體設計可以得到L740 mm。該箱體壁與齒輪的距離L6=L315 mm,L8=10 mm。由軸承端蓋的厚度一般為10 mm左右，因此，整個軸承蓋的長度是20mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm，再考慮軸承端蓋的調整範圍，可以確定L10=50 mm。4) 如果再按照這種方法選擇下去，那麼d5=48 mm，這樣會使齒輪的齒根到鍵槽頂的距離小於2mt，齒輪很容易損壞，所以這裏必須採用齒輪軸。則由表2可以得到d5=57.73 mm，L460 mm。5) L5處的寬度大於1.4h，取L5=L2=9 mm，d4=d6=42 mm；則L9L6+L7-L8-L9=15+40-10-9=36 mm6) 同樣，也就確定了L134 mm。至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位採用平鍵鏈結。按該截面直徑查課設表11.28採用bhL8 mm 7 mm 32 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸按照課設表9.8確定軸兩端的倒角均為145，各處圓角半徑都為1.6 mm。4. 軸的受力分析(1) 根據結構圖畫出軸的受力簡圖Fa1Fr1F带轮Ft1FV1FV2(2) 受力計算1) 由前面的計算可得Ft1=2866 N，Fr1=1077 N，Fa1=746 N由前面帶輪的壓軸力計算可知 F带轮(Fp)min1068 N2) 計算支反力在垂直面內進行計算FV2=1119(107759.5-74653.732-1068197.5)-1402 NFV1=Fr1-F带轮-FV2=1077-1068-(-1402)=1411 N；在水平面內進行計算FH1=FH2=12Ft=28862=1433 N3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 NmmMVMHM扭矩圖：單位 NmmT5. 由彎扭圖上看，截面B是危險面。現將計算出的截面B處的MH、MV及M的值列於下表3表3載荷水平面垂直面支反力FFH1=FH2=1433 NFV1=1411 NFV2=-1402 N彎矩MMH=76955 NmmMV1=83945.5 NmmMV2=63913 NmmMV3=83768 Nmm總彎矩M1768852+83945.52=113914 NmmM2=769952+639132=100065 NmmM3=837862+0=83768 Nmm扭矩T2=77700 Nmm6. 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由於軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動迴圈變應力，取=0.6，軸的計算應力ca=M12+T2W=1139142+0.67770020.157.733=6.4MPa根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課程設計表15-1查得-1=60 Mpa。因此ca0.07d=0.0755=3.85 mm，取h=5 mm，則軸環處的直徑d5=65 mm，軸環寬度應大於1.4h，取軸環寬度為8 mm。4) 軸承端蓋的總寬度為20 mm。根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離為30 mm，故取L250 mm。5) 取齒輪與箱體之間的距離為15 mm（由後面的箱體設計確定）。滾動軸承到箱體的距離為10mm，則 L320+10+15+3=48 mmL6=20+10+15-8=37 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。(3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均採用平鍵連接。半聯軸器與軸的連接，按直徑d1由課設表11.28查得平鍵選為bhL=16 mm10 mm40 mm，配合為H7k6。齒輪與軸的連接，按d4查表11.28得，選用平鍵為bhL=12 mm8 mm70 mm，配合為H7n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考課設表9.8，取軸端倒角為245，C、D、E處的圓角半徑r=2 mm，A、B處的圓角半徑r1.6 mm。4. 軸的受力分析（1） 畫出軸的受力簡圖FVN1FVN26461Fa2Fr2Ft2（2） 進行受力計算1) 由前面的計算得Ft2=2810.5 N，Fr2=1057 N，Fa2=731 N2) 支反力計算垂直面內：FVN2=164+61105761-731194.72= -53.5 NFVN1=Fr2-FVN2=1057+53.5=1110.5 N水平面內：FHN1=6461+64 2810.5=1439NFHN2=6161+64 2810.5=1371.5 N3) 畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：(單位：Nmm)MVMHM扭矩圖：(單位：Nmm)T2730005. 由彎扭圖上看，截面C-D是危險面。現將計算出的截面C-D處的MH、MV及M的值列於下表表4載荷水平面垂直面支反力FFH1=1439 NFH2=1371.5 NFV1=1110.5 NFV2=-53.5 N彎矩MMH=87777.5NmmMV1=67740.5 NmmMV2=3424 Nmm總彎矩M187777.52+67740.52=110876 NmmM2=87777.52+34242=87844 Nmm扭矩T3=273000 Nmm6. 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由於軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動迴圈變應力，取=0.6，軸的計算應力ca=M12+T32W=1108762+0.627300020.1553=11.9MPa根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課程設計表15-1查得-1=60 Mpa。因此ca-1，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強度（所用的表來自機械設計）(1) 判斷危險面在C-D這個截面上雖然受到的彎矩較大，但由於這個截面的直徑很大，其抗彎能力是很強的。A、B截面只受扭矩作用，雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕的情況下確定的。D、E截面的軸徑都很大，也不必校核。由於鍵槽的應力集中係數比過盈配合的小，因而該軸只需校核C截面的左右兩側。(2) 截面C左側抗彎截面係數 W=0.1d3=0.1503=12500 mm3抗扭截面係數 WT=0.2d3=0.2503=25000 mm3截面C左側的彎矩M為（作M1處彎矩的近似計算）M=1108763838+26=65832.6Nmm截面C上的扭矩 T3273000 Nmm截面上的彎曲應力 b=MW=65832.612500=5.27MPa截面上的扭轉切應力 T=T3WT=27300025000=10.92MPa由表15-1查得：B=640MPa，s=355MPa，-1=275MPa，-1=155 MPa截面上由於軸肩而形成的理論應力集中係數 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又由軸的材料的敏感係數為q=0.74，q=0.78故有效應力集中係數為k=1+q-1=1+0.742.0-1=1.74k=1+q-1=1+0.781.7-1=1.55由附圖3-2的尺寸係數=0.67；由附圖3-3的扭轉尺寸係數=0.84。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面品質係數為=0.92軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合係數為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節得碳鋼的特性係數=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05於是，計算安全係數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右側抗彎截面係數 W=0.1d3=0.1553=16637.5 mm3抗扭截面係數 WT=0.2d3=0.2553=33275 mm3截面C左側的彎矩M為M=1108762638+26=48508.3Nmm截面C上的扭矩 T3273000 Nmm截面上的彎曲應力 b=MW=48508.312500=3.24MPa截面上的扭轉切應力 T=T3WT=27300033275=8.2MPa過盈配合處的k，由機械設計附表3-8用插值法求出，並取 k=0.8k，於是得k3.16 ， k=0.83.162.53軸按磨削加工，由附圖3-4得表面品質係數為=0.92軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合係數為K=k+1-1=3.16+10.92-1=3.25K=k+1-1=2.53+10.92-1=2.62於是，計算安全係數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右側的強度也是足夠的。至此，高速級、低速級兩根軸的設計已經完成了。第五部分 軸承、潤滑密封和聯軸器等的選擇及校驗計算一、 軸承的確定及校核1. 對初選高速級軸承7307C校核(1) 受力分析FaeFr1F带轮Ft1Fr1Fr2Fd1Fd2由表3的資料可以計算：Fr1=FH12+FV12=14332+14112=2011 NFr2=FH22+FV22=14332+-14022=2005 NFae=Fa1=746 N(2) 計算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2查課設表12.2，得到軸承7307C的Cr=34.2kN，Cor=26.8kN對於70000C型軸承，它的派生軸向力Fd=eFr，而軸向力未知，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由於 Fd1e1Fa2Fr2=8022005=0.4=e2由課設表12.2查得，徑向係數和軸向係數為對軸承1：X1=0.44，Y1=1.3對軸承2：X2=1，Y2=0由機械設計表13-6查得，運輸有輕微衝擊，取fp=1.1P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=1.10.442011+1.31544=3187 NP2=fpX2Fr2+Y2Fa2=1.112005=2205.5 N(4) 計算軸承壽命由於P1P2，所以按軸承1的受力大小驗算Lh=10660nCP1=106603843420031873=53635 hLh1030016=48000 h所選軸承滿足壽命要求。故此軸承不用重選。2. 對初選低速級軸承7210AC進行校核Fr1Fr26461Fa2Fr2Ft2由表3的資料可以計算：Fr1=FH12+FV12=14392+1110.52=1817.7 NFr2=FH22+FV22=1371.52+-53.52=1372.5 NFae=Fa1=731 N(5) 計算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2查課設表12.2，得到軸承7210AC的Cr=31.5kN，Cor=25.2kN對於70000AC型軸承，它的派生軸向力Fd=0.68Fr。 Fd1=0.68Fr1=0.681817.7=1236 NFd2=0.68Fr2=0.681372.5=933.3 N由於 Fd1e1Fa2Fr2=933.31372.5=0.68e2由課設表12.2查得，徑向係數和軸向係數為對軸承1：X1=0.41，Y1=0.87對軸承2：X2=0.41，Y2=0.87由機械設計表13-6查得，運輸有輕微衝擊，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) 計算軸承壽命由於P1P2，所以按軸承1的受力大小驗算Lh=10660nCP1=106601063150024123=350000 h由於軸承壽命太大，應重新選擇。對同一尺寸要求可選7210C。(8) 對軸承7210C進行校核查課設表12.2，得到軸承7210C的Cr=32.8kN，Cor=26.8kN對於70000C型軸承，它的派生軸向力Fd=eFr，而軸向力未知，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由於 Fd1e1Fa2Fr2=539.11372.5=0.393e2由課設表12.2查得，徑向係數和軸向係數為對軸承1：X1=0.44，Y1=1.33對軸承2：X2=0.44，Y2=1.40由機械設計表13-6查得，運輸有輕微衝擊，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) 計算軸承壽命由於P1P2，所以按軸承1的受力大小驗算Lh=10660nCP1=10660384328002790.53=255339 hLh1030016=48000 h所選軸承滿足壽命要求。這相對7210AC來說更加合適。由於7210C和7210AC結構尺寸都是一樣，故原來設計好的軸不必再重新設計。至此，軸承的選擇及校核已全部完成。二、 鍵的校核1. 高速軸上的鍵(1) 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由於在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選用單圓頭鍵（C型）。由軸的設計裏已確定的鍵尺寸為bhL=8 mm7 mm 36 mm(2)