薄壁零件冲压机设计说明书.doc

。薄壁零件冲压机设计系 别 机械工程系专 业机械设计制造及其自动化班 级XXX学 号XXX姓 名XXX指导教师XXX负责教师xxxxxxxxxxxxxxxxxxxx大学2012年6月-可编辑修改-。摘 要本设计是关于薄壁零件冲压机的设计，主要对冲压机的执行机构、传动系统进行设计和计算。前部分详细阐述了冲压机执行机构及与其相配合的送料机构的设计。根据两种机构的特点我拟定了三种设计方案，根据运动执行机构需具有急回特性和工作段近于匀速的特征，为满足这一特性，选择六杆机构，使压力角尽可能小。动力源选择了Y系列Y90L4型电机，它具有结构简单、体积小、重量轻、经济、等优点。其工作特性优于Y系列电机，适用于有轻微震动，正反转且转速不高的场合。后部分所涉及的是冲压机的传动系统的设计。齿轮材料为40Cr，并经调质及表面淬火。并对齿轮、轴承、键进行校核。关键词: 冲压机；电动机；键；齿轮AbstractThis design is on the design of thin-walled parts machine, stamping machine of executing agencies, mainly transmission system design and calculation.First part elaborates punching machine executing agencies and their complementary feeding mechanism design.According to two features I developed three designs, according to campaign implementing agencies required with quick-return characteristics and near-uniform features of the work, in order to meet this attribute, selecSelect the y series Y90L-4 motor power source, it has a simple structure, small size, light weight, economic, and so on.Its characteristics superior to the y series motors, applies a slight vibration, reverse and high speed applicationst six-bar mechanism, the pressure angle as small as possible.Is involved in the latter part of machine design of the transmission system.Gear materials of 40Cr, and through adjusting the quality and surface hardening.And check the gears, bearings, keys.Keywords: stamping machine; motor; key; gear附录 符号表压力角动载荷系数转角齿高传动角齿宽载荷系数弯曲疲劳许用应力转矩Nmm弯曲疲劳强度齿宽系数安全系数弹性影响系数中心距mm接触疲劳强度极限载荷系数接触疲劳寿命系数齿形系数齿数应力校正系数模数mm功率圆周速度m/s i传动比 d分度圆直径mm应力循环系数接触疲劳许用应力效率使用系数目录摘 要IAbstractII附录 符号表III1 绪论11.1 设计方案及机械设计11.2原始数据及设计要求11.3步骤设计2方案论证32.1 三种方案的比较与选择32.1.1 设计方案一32.1.2 设计方案二32.1.3设计方案三42.2最终选定方案方案53 机构设计63.1上模冲压机构的尺寸设计：63.2传动系统的尺寸设计：63.3下模顶出机构尺寸设计：73.4原动机的选择:73.5工作循环图84 传动系统的设计94.1传动装置总传动比的确定及传动比的分配：94.2计算传动装置的运动和动力参数94.3 V带传动设计104.3.1计算，选择V带型号：104.3.2确定带轮直径d1和d2:104.3.3确定中心距，带长，验算包角:114.3.4求V带根数：114.3.5确定预拉力和作用在轴上的力114.4齿轮的设计124.4.1高速轴上的齿轮设计计算124.4.2低速轴上齿轮的设计154.5轴的设计计算194.5.1高速轴设计194.5.2轴的设计计算214.5.3轴的设计计算224.6滚动轴承的选择及计算234.6.1轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承234.6.2 轴轴承型号为30207的圆锥滚子轴承244.6.3 轴轴承型号为30211的圆锥滚子轴承254.7键联接的选择及校核计算264.8联轴器的选择274.8.1高速输入轴1274.8.2低速输出轴327参考文献28致 谢29-可编辑修改-。1 绪论1.1 设计方案及机械设计电动机通过减速装置将其动力和运动传递给冲压机的主要执行机构。设计冲压薄壁零件的主要执行机构冲压机构及与其相配合的送料机构，设计减速传动装置。如(图1.1)所示，上模先以比较小的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成形工作，以后，上模继续下行将成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模以后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环。 图 1.1薄壁零件冲压机是用于将具有良好拉伸延展性的薄壁金属板（如铝板）一次冲压成所规定形状的机械机构。它的主要加工过程如下： 1将坯料送至待加工位置； 2下模固定在机架上，上模先以较大速度接近坯料，接着以近似匀速将坯料冲压拉延成形，最后快速返回。1.2原始数据及设计要求1动力源是电动机, 作转动; 从动件（执行构件）为上模，作上下往复直线运动，其大致运动规律如图所示，具有快速下沉、等速工作进给和快速返回的特性。2机构应具有较好的传力性, 特别, 是工作段的压力角应尽可能小；传动角大于或等于许用传动角。 3上模到达工作段之前，送料机构已将坯料送至待加工位置(下模上方)。4生产率约每分钟70件。5执行构件(上模)的工作段长度L=30100mm，对应曲柄转角=（1/31/2）；上模行程长度必须大于工作段长度的两倍以上。6行程速度变化系数K1.5。7许用传动角=40。8送料距离H=60250mm。1.3步骤设计1方案设计和总体布置。2计算各机构的尺寸。3绘制机构总体布置简图和运动循环图。2 方案论证2.1 三种方案的比较与选择 2.1.1 设计方案一设计方案一的的冲压机构是由一个四连杆机构串联一个摇杆滑块机构组合而成，送料机构是曲柄滑块机构。此方案自由度为一，自由度数等于原动件数，能够满足传动要求。机构的加压时间较短，一级传动角最大，效率高,成本低。但工作平稳性一般，加工装配较难。 （图一）2.1.2 设计方案二 该方案的冲压机构采用了有两个自由度的双曲柄七杆机构，用齿轮副将其封闭为一个自由度，使自由度为一，自由度数等于原动件数，能够满足传动要求。 送料机构是由凸轮机构和连杆机构串联组成的。（图二）2.1.3设计方案三设计方案三是一个凸轮机构附带一个曲柄滑块机构，自由度为一，可以准确的满足运动要求，并且满足杆件受力的要求（首大作用力的元件设计为凸轮，基本不受力的杆件设计为连杆，简单合理），最后这样的设计计算十分简单，也就容易对运动过程进行准确分析。但方案五设计的凸轮可能尺寸太大，浪费材料。 (图三)2.2最终选定方案方案在3个方案全部提出后，进行了对比。各个方案都由不同的基础机构组合而成，且基本都可完成设计要求的运动。但是考虑到机构的性能、加工成本和后期的建模，分析等的方便，最后决定采取第1个方案。分析：方案二稳定性、传动角等都较好，但结构过于复杂，不利于加工，成本比较高。方案三凸轮虽然机构简单紧凑，但是凸轮轮廓与推杆之间为点、线接触，易磨损，凸轮机构多用于传力不大的场合。而我们最终确定方案的机构设计中结构在满足其性能的同时相对其它方案又比较简单，在制造中可以大大减少工序，并且可以降低成本，较易实现。该机构的加压时间长，传动角大，因此可获得良好的传动效果，且机构的装配简单，成本低，易于投入实际生产。方案一可满足急回运动的要求，输送配料上工作台和上模冲压这2 个工作步骤也可较容易的配合出来。使整个机构完成一次送料冲压的周期。考虑到配料被冲压成形之后如果还留有切边，则成品就不能从下模的下部离开，而在方案的设计基础上，成品只可由一机构垂直将其顶出上模，然后同时由下一个送来的配料将其横向地推出下模工作台面。因此经过研讨在方案一的基础上增加了一个“上顶”机构，此机构的运动方向基本和上模相同，上模在回程时呈现出急回的特性，而“上顶”机构为了能迅速的将在下模中的成品顶出，其需要急速向上运动的特性。最终决定的专用精压机的运动简图3 机构设计3.1上模冲压机构的尺寸设计：因上模冲压机构采用曲柄滑块的传动机构，且根据任务书的要求行程速比系数K1.5，取K=1.5. 则:极位夹角为 =180（K-1）/(K+1) =36且要求上模冲压的总行程为480mm，则冲模锤的最高点到最低点的距离H为240mm。可以算出：CD=H/(2sin18) 388mm；取AB=250mm，则可算得： AC=250/(sin18) 809mm；取上模的工作段长度L=100, 经测量计算,对应曲柄转角为=65（1/31/2）.此时最小传动角最大取值maxmin = 72,满足许用传动角= 40.3.2传动系统的尺寸设计：为了方便运算以及统一性，且在保证大于冲锤的冲程范围，取三个小齿轮的分度圆直径为d=300mm，大齿轮分度圆直径为D=600mm，所有齿轮为渐开线齿轮。取相同模数m=10，压力角采用相同的=20 。GL水平距离取240mm。与此同时，根据输送配料的时推杆的最大行程距离200mm以及四连杆机构的行程速比系数K=1.5，考虑两处极限位置，即J,H,G三点共线的两个极限位置。可以算出：（步骤如下）如附图（1）设；则由图及所给条件可知：极位夹角为=180 （K-1）/(K+1) = 36 3.3下模顶出机构尺寸设计：下模采用与上模相称的设计方案，K值与上移距离均与上模相同，即曲柄MN=AB=250mm，机架PM=AC=809mm；3.4原动机的选择:考虑到电机输出功率的传递效率问题，电机应该安装在靠近工作件的齿轮轴上，又由于大齿轮输入动力时可以传递较大的扭矩，故选择将电机安装在与齿轮F的轴线上，且根据任务书的要求：生产率约每分钟70个工件，则齿轮F轴的转速可以确定为35r/min,故可也算出制造一个工件所以用的时间为t=0.857s.最大生产阻力为Fmax=5000N，且假定在拉延区内生产阻力均衡。构件的质量和转动惯量均忽略不计。从而由此根据能量守恒定律在冲压成形的过程中，可以估算出电机的功率： 代入数据=5000N，L=100mm ,t=0.857s. 可得： 1167w考虑到齿轮传输中的机械损失，取功率为1.5kw的电机。经查阅资料可知：电机可采用Y系列Y90L-4电机。其具体参数如表3.1所示。表3.1电动机的参数功 率电 流转 速功 率功率因数堵转转距堵转电流最大堵转1.5kw2.3A1400r/min72.5%0.702.06.02.0电机的安装选择B3中的B8是机座带底角，端盖无凸缘。其电机参数如表3.2所示。表3.2 Y90L4型电动机参数DEFGDGAAAABACAD2450872014037180175155BBBCCAHHAHCKLLC12516056110901319010310368根据上表得电动机中心距离H=90mm外伸段轴径DE=24mm50mm。3.5工作循环图 从循环图看出，顶杆正行程、推杆送料和上模回程同时开始，上模回程和顶杆正行程结束时推杆送料刚好到位，与此同时在上模回程一小段时间后顶杆开始顶出成型品并由推杆推走成型品;然后上模正行程开始，在开始冲压前送料已经完毕，同时，在下一个运动周期开始时顶杆完成正行程。4 传动系统的设计4.1传动装置总传动比的确定及传动比的分配：总的传动比： 取带传动的传动比，则减速器的总传动比：高速轴的传动比： 低速轴的传动比： 4.2计算传动装置的运动和动力参数带传动的效率: 齿轮啮合效率： 滚动轴承效率： 联轴器效率： 传动装置的总效率为 O轴：即电动机轴 Kw r/min NmI轴：即减速器高速轴 Kw r/minNmII轴：即减速器中间轴 Kw r/min III轴：即减速器低轴 Kw r/min Nm二级减速器数据如表4.1所示表 4.1 二级减速器数据轴序号功率P/kw转速n(r/min)转距T/N.m传动形式传动比效率O1.5140010.23带传动1.90.96I1.426736.8418.48齿轮传动5.430.97II1.369135.796.34齿轮传动3.880.97III1.31534.79360.974.3 V带传动设计4.3.1计算，选择V带型号：长期连续工作，工作时间16小时。查得：=1.2Pc= =1.21.5=1.8（kw）由Pc=1.8 kw , =1400（r/min） 查得：采用Z型带。4.3.2确定带轮直径d1和d2:取d1=80mm，d2=d1(1)=1.980(10.02)=148.96mm取d2=150mmv=d1 n1/(601000)=801400/(601000)5.86(m/s)因为5m/sv30m/s, 故带速合适。4.3.3确定中心距，带长，验算包角:0.7（d1+d2）120o 适合。4.3.4求V带根数：Z=，由n1=1400（r/min）,d1=80mm，查得P0=0.35kw根据n1=1400（r/min），和Z型带，查表得 =0.02 kw由表查得，包角系数=0.98Z= 4.2取=5根4.3.5确定预拉力和作用在轴上的力由表查Z型带的单位长度质量q=0.06 kg/m，所以 =30.71.552.05=49.64N应使带的实际初拉力。压轴力的最小值为N4.4齿轮的设计4.4.1高速轴上的齿轮设计计算 1 齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动；小齿轮用45钢，调质处理HB1=280HBS大齿轮用45钢，调质处理HB2=240HBS小齿轮齿数，大齿轮齿数,取=1302 齿面接触强度设计由设计算公式进行试算，即 确定公式内个数计算值 选择载荷系数 计算小齿轮转矩 Nmm 选取齿宽系数 材料的弹性影响系数MP 按齿面硬度查得小齿轮的接触度劳强度极限MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 计算应力循环系数 接触疲劳寿命系数 , 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1得MPa=540MPaMPa=522.5MPa 计算 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 计算圆周速度Vm/s=1.39m/s 计算齿轮bmm 计算齿宽与齿高之比 模数mm 齿高mm 计算载荷系数 根据V=1.39m/s ,7级精度，查得动载系数， 直齿轮,假设100N/mm ，查得，使用系数 由b/h=10.67 ,查得，故载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 mm 计算模数mm3齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 确定公式内各计算数值 齿轮的弯曲疲劳强度极度限MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极度限MPa 弯曲疲劳系数 , 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳系数S=1.4，得MPa=303.57MPaMPa=238.86MPa 计算载荷系数 齿形系数 , 应力校正系数 , 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大。 计算得mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度处得的模数1.19并就近圆整为1.5，按接触强度算得的分度直径mm，算出小齿轮数，大齿轮的齿数，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满下足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4 何尺寸计 计算分度圆直径mmmm 计算中心距mm 计算齿轮宽度mm取mm , mm5 验算NN/mm100N/mm所以合适。4.4.2低速轴上齿轮的设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动；选用7级精度（GB10095-88）；小齿轮材料为45钢（调质），硬度240HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS；选小齿轮齿数，大齿轮齿数 取2 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩Nmm 选取齿宽系数 材料的弹性影响系数MPa 按齿面硬度查提小齿轮的接触疲劳强度极限MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 计算应力循环系数 接触疲劳寿命系数 , 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数是S=1，得MPa=540MPaMPa=522.5MPa 计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 计算圆周速度 m/s 计算齿宽mm 计算齿宽与齿高之比 模数mm 齿高mm mm 计算载荷系数根据V=0.45 m/s，7级精度，查得动载荷系数，直齿轮，假设100N/mm，查得，查得使用系数查得7级精度，小齿轮相对而言支承非对称布置时由,查得故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的公度圆直径得 mm 计算模数mm3按齿根弯曲强度设计 确定公式内的各计算数值 弯曲强度的设计公式为 确定公式内的各计算数值 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度 极限MPa 弯曲疲劳系数 , 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数得 MPa=303.57MPa MPa=238.86MPa 计算载荷系数 齿形系数 , 应力校正系数 , 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大设计计算得mm.对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小取决于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数2.55并就近圆整为3mm，按接触强度算得的分度圆直径mm，算出小齿轮齿数，大齿轮的齿数,取86这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4 几何尺寸计算 计算分度圆直径 mm mm 计算中心距 mm 计算齿轮宽度 mm 取mm , mm5验算 N N/mm100N/mm所以合适。4.5轴的设计计算4.5.1高速轴设计1 按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为: ，轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表取。2 初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=13.2mm，又因为高速轴为输入轴，最小直径应该为安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KaT3，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取，则：N.mmN.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T50142003或手册，选用LH1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm。半联轴器的孔径mm，故取mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为mm。高速轴轴上零件的装配方案如图所示：首先确定各段直径A段：=dA=20mm 由联轴器直径得出B段：=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mmC段：=30mm，与圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径D段：=34mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmE段：=39mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书F段：=34mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmG段，=30mm, 与圆锥滚子轴承30206配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：=36mm,应该比联轴器毂孔长度L1=38mm略短B段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减 速器装配草图设计p24） =B+3+2=16+10+2=28mmD段：=90mm，根据实际情况酌情增减F段：=8mm，=2-2=10-2=8mmE段：=45mm，齿轮的齿宽=45mmG段：=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）轴总长L=289mm，两轴承间距离（不包括轴承长度）S=167mm，4.5.2轴的设计计算1 按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，依然取。2 初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=25.2mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取=30mm.轴的轴上零件设计装配图如下：首先，确定各段的直径A段: =30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合F段：=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合E段：=38mm，非定位轴肩，取轴肩高度h=4mmB段：=48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：=66mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：=50mm, 定位轴肩，取轴肩高度为6mm然后确定各段距离：A段：=28mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度B段：=8mm,根据轴齿轮端面到内壁的距离及其厚度C段：=70mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽B3E段：=38mm, 根据高速级大齿轮齿宽B2=40mm减去2mm（为了安装固定）F段：=41.5mm，考虑了轴承和挡油环长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：=13.5mm,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=167mm减去已知长度可得出轴总长L2=201mm，4.5.3轴的设计计算输入功率P=1.315KW, 转速n =34.79r/min, T=360970Nmm。轴的材料选用40Cr（调质），可由表查得=100，所以轴的直径: =33.56mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=37.59mm。又因为低速轴为输出轴，最小直径应该为安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取，则：1.3360970N.mm=469261N.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3，轴孔的直径=45mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。轴轴上零件设计装配图如下：首先，确定各轴段直径A段: =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合E段: =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段: =60mm,按照齿轮的安装尺寸确定C段: =72mm,定位轴肩，取轴肩高h=6mmD段: =68mm, 非定位轴肩，轴肩高h=6.5mmF段: =50mm,非定位轴肩,轴肩高h取2.5mmG段: =45mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =43.5mm,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸确定B段: =63mm，齿轮齿宽B4=65mm减去2mm，便于安装C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值E段: =33mm, 由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸确定D段: =59.5mm,由两轴承间167mm减去其他已确定长度数据F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =82mm,为保证轴端挡圈只压半联轴器上而不压在轴的端面上，故此段长度应略短于该轴器孔长度。轴总长L2=356mm，4.6滚动轴承的选择及计算4.6.1轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承1 计算轴承的径向载荷：2 计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KN，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为： 因为轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松、3 计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取4 校核轴承寿命按一年300个工作日,每天1班制.寿命19年.故所选轴承适用。4.6.2 轴轴承型号为30207的圆锥滚子轴承1 计算轴承的径向载荷：2 计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、3 计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为 因为， N所以取4 校核轴承寿命按一年300个工作日,每天1班制.寿命28年.故所选轴承适用。4.6.3 轴轴承型号为30211的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧,3）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为，所以取4）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天1班制.寿命87年.故所选轴承适用。4.7键联接的选择及校核计算普通平键连接的强度条件为： 键联接的组成零件均为钢，=110MPa 1轴上联轴器处根据课本P106表61，可选取键 A66，bhL=6628 单键满足设计要求 2轴上大齿轮处键根据课本P106表61，可选取键 A1225，bhL=10836 单键满足设计要求3轴上）联轴器处根据课本P106表61，可选取A型键，bhL=14956 单键满足设计要求2）联接齿轮处根据课本P106表61，可选取A型键 单键110Mpa满足设计要求。4.8联轴器的选择4.8.1高速输入轴1联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取，则：按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T50142003或手册，选用LH1型弹性柱销联轴器，