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设计内容 计算及说明 结果 1 前言 2 传 动 装 置 的 总体设计 2 1比较和选择 传动方案 这次设计的机构要求连续单向运转 载荷平稳 室内工作环境恶劣 灰尘较大 环境最高温度 3 5 0 C 还要求维修方便 故选用的是展开式二级圆柱齿轮减 速器 在这次课程设计过程中 为了更好地达到培养设 计能力的要求 应养成独立思考 严肃认真 精益求 精的好习惯 还要综合考虑多种因素 要采取多种办 法进行比较分析 最重要的是 通过这次的课程设计 要学会机械 设计的一半规律 树立正确的设计思想 还要学会用 计算机绘图 这次设计的机构要求连续单向运转 载荷平稳 室内工作环境恶劣 灰尘较大 环境最高温度 3 5 0 C 还要求维修方便 故选用的是展开式二级圆柱齿轮减 速器 本传动机构的特点是 减速器横向尺寸较小 两 大齿轮浸油深度可以大致相同 结构较复杂 轴向尺 寸大 中间轴较长 刚度差 中间轴承润滑较困难 结构如下 设计内容 计算及说明 结果 2 2电动机的选 择 2 2 1电动机类 型 2 2 2确定电动 机功率 2 2 3确定电动 机转速 2 2 4选定电动 机 2 3计算总传动 比 和 分 配 各 级 传动比 参数 题号 9 输送带工作拉力 F K N 4 2 输送带工作速度 v m s 1 9 滚筒直径 D m m 4 5 0 选用 Y 系列三相异步电动机 工作机的效率 96 0jw 传动装置中各部分的效率 查机械设计课程设计手册 表 1 7 8 级精度的一般齿轮传动效率 97 0 齿 高速级弹性联轴器传动效率 99 0 联 低速级齿式联轴器传动效率 99 0l 滚子轴承传动效率 99 0一对球 电动机至工作机之间传动装置的总效率 l 滚子齿滚子齿滚子联 89 099 099 097 099 097 099 099 0 工作机所需功率 4200 1 9 8 31 10001000 0 96 w w F PKW 所需电动机功率 8 31 9 34 0 89 w d P PKW 采用同步转速 1 5 0 0 r m i n 查出电动机型号为 Y 1 6 0 L 4 其额定功率为 1 1 k W 满 载转速 1 4 6 0 r m i n 基本符合题目所需的要求 0 96w 97 0 齿 99 0 联 99 0l 0 99 球 设计内容 计算及说明 结果 2 3 1工作机转 速 2 3 2分配各级 传动比 2 4计算传动装 置 运 动 及 动 力 参数 2 4 1计算各轴 转速 2 4 2计算各轴 输入功率 60 10001 9 60 1000 80 68 min 450 w v nr D 总传动比 1460 18 10 80 68 m w n i n i i1 i2 i1 1 3 1 5 i2 取 i1 1 5 i2 则 i1 5 2 i2 3 5 1460minmnnr 1 1460 280 76min 5 2 n nr i 2 280 76 80 22min 3 5 n nr i w n80 22r minn 式中 nm 为电动机满载转速 r m i n n n n 分别为 轴转 速 r m i n 为高速轴 为低速轴 019 34 0 999 25dPPKW 129 25 0 97 0 99 8 88PPPKW 齿 滚 238 88 0 97 0 99 8 53PPPKW 齿 滚 式中 Pd 为电动机输出功率 K W P P P 分别为 轴输入功 率 K W 231201 依次为电动机与 轴 轴 轴的传动效率 i1 5 2 i2 3 5 设计内容 计算及说明 结果 2 4 3 计算各轴 输入转矩 3 传 动 零 件 的 设计计算 3 1第一级齿轮 传 动 的 设 计 计 算 3 1 1齿面接触 疲劳强度计算 1 初步计算 转矩 T1 齿宽系数 d 接 触 疲 劳 极 限 limH 初步计算的许用 接触应力 H d A值 95509550 9 25146060 50TP nN m 95509550 8 88 280 76 302 05TP nN m 95509550 8 5380 22 1015 48TPnN m 因该机构传动尺寸无严格限制 且进行小批量生 产 故小齿轮用 4 0 C r 调质处理 硬度 2 4 1 H B 2 8 6 H B 平均取为 2 6 0 H B 大齿轮用 4 5 钢 调质处理 硬度 2 2 9 H B 2 8 6 H B 平均取为 2 4 0 H B 66 1 9 25 9 55 109 55 10 1460 P T n 12 13 1 0 d 由表取 由图 1 2 1 7 c 5809 09 0 7109 09 0 2lim2 1lim1 HHl HHl 式 1 2 1 5 12 16 85 d A 由表取 1 T60500 mm 1 0 d 1limH 7 1 0 M p a 2limH 5 8 0 M p a MPa MPa Hl Hl 522 639 2 1 设计内容 计算及说明 结果 初步计算小齿轮 直径 d1 初步齿宽 b 2 较核计算 圆周速度 v 精度等级 齿数 z 各模数 m 使用系数 KA 动载系数 K v 验算传动比误差 1 3 12 3 2 1 605005 21 85 1 5225 2 54 58 d dH Tu dA u 式 1 2 1 4 1 1 57 d bd 1 1 57 1460 60 100060 1000 dn v 由表 1 2 6 初取齿数 z1 3 0 z2 i z1 5 2 3 0 1 5 6 m d1 z1 5 7 3 0 1 9 由表 1 2 3 取 m 2 5 z1 d1 m 5 7 2 5 2 2 8 z2 i z1 5 2 2 3 1 1 9 6 由表 1 2 9 由表 1 2 9 211 1 11 zii1205 2 5 22 i5 22 z23i5 2 100 0 38 3 5 满足要求 取 d1 5 7 m m b 5 7 m m v 4 3 6 m s 选 8 级精度 z1 2 3 z2 1 2 0 KA 1 0 0 K v 1 2 0 设计内容 计算及说明 结果 齿间载荷分配系 数 K h a H K 齿 向 载 荷 分 布 系 数 载荷系数 K E Z弹性系数 H Z 节点区域系数 1 1 12 22 12 10 2260500 2122 81 57 12122 81 37 24 57 100 11 1 883 2 cos 11 1 883 2 1 71 23120 12 6 441 71 0 87 33 12 10 11 1 32 0 87 t At H T FN d K F Nmm b Nmm zz Z K Z 由表先 求 式 式 由此 得 23 1 3 12 11 b 10 d 1 170 1610 61 1057 H KABCb 由表 1 1 2 1 82 1 47 AvHH KK K KK 式 1 2 5 由表 1 2 1 2 由图 1 2 1 6 1 7 1 Z 0 8 7 H K 1 3 2 H K 1 3 6 K 2 1 5 MPaZE8 189 2 5 H Z 设计内容 计算及说明 结果 minH S安全系数 接触最小 总工作时间 th 应力循环系数 NL 接触寿命系数 ZN 许 用 接 触 应 力 H 验算 由表 1 2 1 4 th 8 3 0 0 1 6 910 111 9 9 21 12 15 1010 m7 08 60 12 12 60 1 1460 38400 3 36 10 3 36 10 5 2 L LVh LL N NNnt NNi 由表估计 则 指数 式 原估计应力循环次数正确 由图 1 2 1 8 lim11 1 min lim22 2 min 710 0 95 1 05 580 1 04 1 05 HN H H HN H H Z S Z S 式 1 2 1 1 1 2 1 2 21 12 8 189 8 2 5 0 87 2 2 15 60500 5 2 1 57 575 2 HEH KTu Z Z Z bdu 式 计算结果表明 接触疲劳强度较为合适 齿轮尺寸无 需调整 05 1 min H S th 3 8 4 0 0 h 9 1 8 2 3 36 10 6 47 10 L L N N ZN 1 0 9 5 ZN 2 1 0 4 1 2 642 38 574 48 H H Mpa Mpa 2 534 26 HH 满足条 件 设计内容 计算及说明 结果 3 确定传动主 要尺寸 实际分度圆直径 d 中心距 a 齿宽 b 3 1 2齿根弯曲 疲劳强度验算 Y重合度系数 齿间载荷分配系 数 KF a 齿向载荷分布系 数 F K 载荷系数 K 齿形系数 Yf a 因模数取标准值时 齿数已重新确定 但并未圆整 故分度圆直径不会改变 即 d1 m z1 2 5 2 3 5 7 5 m m d2 m z2 2 5 1 2 0 3 0 0 m m 12 m zz 2 5 23 120 22 a 1 1 5757mm d bd 0 750 75 0 250 25 12 18 1 71 Y 式 11 12 10 0 69 F K Y 由 表 b h 5 7 2 2 5 2 5 1 0 1 3 由图 1 2 1 4 K AVFaF K K KK 1 0 1 2 1 4 5 1 4 12 21由图 d1 5 7 m m d2 3 0 0 m m a 1 7 8 7 5 m m 取 b1 6 7 m m b2 5 7 m m Y 0 6 9 KF a 1 4 5 F K 1 4 K 2 4 4 1 2 Y2 68 Y2 17 Fa Fa 设计内容 计算及说明 结果 应 力 修 正 系 数 YS a 弯 曲 疲 劳 极 限 limF 弯曲最小安全系 数 S f m i n 应力循环系数 NL 弯曲寿命系数 YN 尺寸系数 YX 许 用 弯 曲 应 力 F 由图 1 2 2 2 由图 1 2 2 3 c 由表 1 2 1 4 610 111 9 8 21 12 15 3 1010 m49 91 60 12 12 60 1 1460 38400 3 36 10 3 36 10 5 2 L LVh LL N NNnt NNi 由表估计 则 指数 式 原估计应力循环次数正确 由图 1 2 2 4 由图 1 2 2 5 lim11 1 min lim22 2 min 600 0 9 1 0 12 9 1 25 450 0 93 1 0 1 25 FNX F F FNX F F Y Y S Y Y S 式 YS a 1 1 5 7 YS a 2 1 8 2 lim1 600MpaF lim2 450MpaF S f m i n 1 2 5 9 1 8 2 3 36 10 6 47 10 L L N N YN 1 0 9 0 YN 2 0 9 3 YX 1 0 1 432Mpa F 2 334 8Mpa F 设计内容 计算及说明 结果 验算 3 2第二级齿轮 传 动 的 设 计 计 算 3 2 1齿面接触 疲劳强度计算 1 初步计算 转矩 T1 齿宽系数 d 接 触 疲 劳 极 限 limH 初步计算的许用 接触应力 H d A值 1 111 1 2 22 21 11 2 2 2 24 60500 57 572 5 2 68 1 57 0 69 2 17 1 82 105 53 2 68 1 57 FFaSa FaSa FF FaSa KT Y Y Y bd m YY YY 传动无严重过载 故不作静强度校核 66 1 8 88 9 55 109 55 10 280 76 P T n 12 13 1 0 d 由表取 由图 1 2 1 7 c 5809 09 0 7109 09 0 2lim2 1lim1 HHl HHl 式 1 2 1 5 12 16 85 d A 由表取 1 1 2 2 105 53 99 05 F F F F MPa MPa 2 302050 mmT 1 0 d 1limH 7 1 0 M p a 2limH 5 8 0 M p a MPa MPa Hl Hl 522 639 2 1 设计内容 计算及说明 结果 初步计算小齿轮 直径 d1 初步齿宽 b 2 较核计算 圆周速度 v 精度等级 齿数 z 各模数 m 验算传动比误差 使用系数 KA 动载系数 K v 3 32 3 2 1 3020503 51 85 15223 5 95 66 d dH Tu dA u 式 1 2 1 4 3 197 d bd 3 97280 76 601000601000 d n v 由表 1 2 6 初取齿数 z3 3 0 z4 i z3 3 5 3 0 1 0 5 m d3 z3 9 7 3 0 3 2 3 由表 1 2 3 取 m 3 z3 d3 m 9 7 3 3 2 3 3 z4 i z3 3 5 3 3 1 1 5 5 422 2 32 zii1163 5 3 52 i3 52 z33i3 5 100 0 57 3 5 满 足 要 求 由表 1 2 9 由表 1 2 9 取 d3 9 7 m m b 9 7 m m v 1 4 3 m s 选 9 级精度 Z3 3 3 Z4 1 1 6 KA 1 0 0 K v 1 1 5 设计内容 计算及说明 结果 齿间载荷分配系 数 K h a H K 齿 向 载 荷 分 布 系 数 载荷系数 K E Z弹性系数 H Z 节点区域系数 minH S安全系数 接触最小 总工作时间 th 1 3 34 22 12 10 22302050 6227 84 97 16227 84 64 20 97 100 11 1 883 2 cos 11 1 883 2 1 76 33116 12 6 441 76 0 86 33 12 10 11 1 35 0 86 t At H T FN d KF Nmm b Nmm zz Z K Z 由 表先 求 式 式 由 此 得 23 1 3 12 11 b 10 d 1 170 1610 611097 H KABCb 由 表 1 1 15 1 35 1 39 AvHH KK K KK 式 1 2 5 由表 1 2 1 2 由图 1 2 1 6 由表 1 2 1 4 th 8 3 0 0 1 6 1 7 6 Z 0 8 6 H K 1 3 2 H K 1 3 9 K 2 1 6 MPaZE8 189 2 5 H Z 05 1 min H S th 3 8 4 0 0 h 设计内容 计算及说明 结果 应力循环系数 NL 接触寿命系数 ZN 许 用 接 触 应 力 H 验算 3 确定传动主 要尺寸 实际分度圆直径 d 中心距 a 齿宽 b 79 111 8 8 21 12 15 1010 m8 78 60 12 12 60 1 280 76 38400 6 47 10 6 47 10 3 5 L LVh LL N NNnt NNi 由表估计 则 指数 式 原估计应力循环次数正确 由图 1 2 1 8 lim11 1 min lim22 2 min 710 1 04 1 05 580 1 14 1 05 HN H H HN H H Z S Z S 式 1 2 1 1 2 3 2 21 12 8 189 82 5 0 86 22 16 3020503 51 97973 5 HEH KTu Z Z Z bdu 式 计算结果表明 接触疲劳强度较为合适 齿轮尺寸无 需调整 因模数取标准值时 齿数已重新确定 但并未圆整 故分度圆直径不会改变 即 D3 m z3 3 3 3 9 9 m m D4 m z4 3 1 1 6 3 4 8 m m 34 m zz 2 5 33 116 22 a 3 1 9999mm d bd 8 1 8 2 6 47 10 1 85 10 L L N N ZN 1 1 0 4 ZN 2 1 1 4 1 2 703 24 629 71 H H Mpa Mpa 2 553 26 HH 满足条 件 d3 9 9 m m d4 3 4 8 m m a 2 2 3 5 m m 取 b3 1 0 9 m m B4 9 9 m m 设计内容 计算及说明 结果 3 1 2齿根弯曲 疲劳强度验算 Y重合度系数 齿间载荷分配系 数 KF a 齿向载荷分布系 数 F K 载荷系数 K 齿形系数 Yf a 应 力 修 正 系 数 YS a 弯 曲 疲 劳 极 限 limF 弯曲最小安全系 数 S f m i n 应力循环系数 NL 弯曲寿命系数 YN 尺寸系数 YX 许用弯曲应力 F 0 750 75 0 250 25 12 18 1 76 Y 式 11 12 10 0 68 F K Y 由 表 b h 9 9 2 2 5 3 1 4 6 7 由图 1 2 1 4 K AVFaF K K KK 1 0 1 1 5 1 4 7 1 3 7 12 21由图 由图 1 2 2 2 由图 1 2 2 3 c 由表 1 2 1 4 610 111 8 8 21 12 15 3 1010 m49 91 60 12 12 60 1 280 76 38400 6 47 10 6 47 10 5 2 L LVh LL N NNnt NNi 由表估计 则 指数 式 原估计应力循环次数正确 由图 1 2 2 4 由图 1 2 2 5 lim11 1 min lim22 2 min 6000 92 1 0 12 9 1 25 4500 95 1 0 1 25 FNX F F FNX F F Y Y S Y Y S 式 Y 0 6 8 KF a 1 4 7 F K 1 3 7 K 2 3 2 1 2 Y2 47 Y2 17 Fa Fa YS a 1 1 6 4 YS a 2 1 8 2 lim1 600MpaF lim2 450MpaF S f m i n 1 2 5 9 1 8 2 6 47 10 1 85 10 L L N N YN 1 0 9 2 YN 2 0 9 5 YX 1 0 1 441 6Mpa F 2 342Mpa F 设计内容 计算及说明 结果 验算 4 画装配草图 4 1 初估轴径 第 轴轴径 第 轴轴径 第 轴轴径 4 2 初选联轴器 111 3 2 22 21 11 2 2 2 16 302050 99 993 2 47 1 64 0 68 2 17 1 82 122 24 2 47 1 64 FFaSa FaSa FF FaSa KT Y Y Y bd m YY YY 传动无严重过载 故不作静强度校核 在画装配草图前需初估轴径 从而提高设计效率 减少重复设计的工作量 并尽可能的降低生产成本 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 4 5 钢 调质处理 3 3 1 9 25 11220 72 1460 P dCmm n 3 3 2 8 88 11235 42 280 76 P dCmm n 3 3 3 8 53 11253 86 80 22 P dCmm n 联轴器除联接两轴并传递转矩外 有些还具有补 偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能 以及具有缓冲 吸振 安全保护等功能 电动机轴和 减速器高速轴联接用的联轴器 由于轴的转速较高 为减小启动载荷 缓和冲击 应选用具有较小转动惯 量和具有弹性的联轴器 该设计选用弹性柱销联轴 器 减速器低速轴与工作机联接用的联轴器 由于轴 的转速较低 不必要求具有较小的转动惯量 但传递 转矩较大 又因减速器与工作机不在同一底座上 要 求具有较大的轴线偏移补偿 因此选用齿史联轴器 根据上述分析并考虑到实际情况 联轴器选择如 下 电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用 L T 6 联轴器 1 1 42 60 30 60 J J 20024323 GB 1 1 2 2 122 24 119 18 F F F F MPa MPa 取 1 d 3 0 m m 取 2 d 5 0 m m 取 3 d 6 5 m m 设计内容 计算及说明 结果 4 3 初选轴承 第 轴轴承 第 轴轴承 第 轴轴承 4 4箱体尺寸计 算 箱座壁厚 箱盖壁厚 1 箱盖凸缘厚度 b 1 箱座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚度 b2 地脚螺钉直径 d f 地脚螺钉数目 n 轴承联接螺栓直 径 d 1 盖与座联接螺栓 直径 d 2 联接螺栓 d 2的 间距 l 轴承端盖螺钉直 径 d 3 视孔盖螺钉直径 d 4 定位销直径 d d f d 1 d 2 到 外 箱壁距离 C 1 C 2 d f所对应的 c 1 和 c 2 减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用 G I G L 4 联轴器 1 1 55 84 40 84 J J JB T8 8 5 4 2 0 0 1 轴承是支承轴颈的部件 由于该传动装置采用两对直 齿轮传动 经比较选择 采用三对深沟球轴承 深沟球轴承 6 3 0 8 深沟球轴承 6 3 1 0 深沟球轴承 6 3 1 3 均为 1 0 m m 均为 1 0 m m 1 2 m m 1 5 m m 2 5 m m 2 4 m m 4 2 0 m m 1 2 m m 1 5 0 m m 1 0 m m 1 0 m m 1 0 m m C 1 3 4 c 2 2 8 设计内容 计算及说明 结果 d 1所对应的 c 1 和 c 2 d 2所对应的 c 1 和 c 2 轴承旁凸台半径 R 1 凸台高度 h 外箱壁至轴承座 端面距离 l 1 铸造过渡尺寸 x y 大齿轮顶圆与内 箱壁距离 1 齿轮端面与内箱 壁距离 2 箱盖 箱座肋厚 m 1 m 轴承端盖外径 D 2 轴承旁联接螺栓 距离 S 5 轴的校核计算 5 1低速轴校核 计算 计算齿轮受力 齿轮直径 d 齿轮受力转矩 圆周力 径向力 受力图 C 1 2 6 c 2 2 4 C 1 1 8 c 2 1 6 2 4 m m 根据低速轴承外径确定以便扳手操作 6 0 m m X 3 y 1 5 1 5 m m 1 0 m m m 1 6 8 m 8 5 D2 1 1 3 0 m m D2 2 1 6 0 m m D2 3 1 9 0 m m S1 1 6 0 m m S2 1 9 0 m m d 3 4 8 m m 3 1015480 TN mm 3 3 4 22 1015480 315 t T F d 33tan205836 0 36rtFF d 3 4 8 m m 3 1015480 TN mm 3tF5836N 3rF 2 1 2 4 N 设计内容 计算及说明 结果 计算支承反力 水平面反力 水平面 x y 受力 图 垂直面反力 垂直面 x z 受力 图 水平面弯矩图 垂直面弯矩图 合成弯矩图 轴受转矩 许用应力 许用应力值 应力校正系数 当量转矩 3 1 168 259 r R F F 2124 168 259 3 2 91 259 r R F F 2124 91 259 3 1 1685836 168 259259 t R F F 231 5836 3786RtRFFF 1 911378 91 xR MF 1 913785 91 yR MF 2222 125398344435 xy MMM 低速轴材料选用4 5钢调质 650 360 BS MPaMPa T T 3 用插入法由表 1 6 3 查得 MPaMPabb5 102 6001 应力校正系数 6 0 5 102 60 0 1 b b 0 6 1015480T 1 RF1378N 2 RF746N 1 RF3786N 2 RF2050N 125398 x MN mm 344435 y MN mm 366552MN mm 609288TN mm 设计内容 计算及说明 结果 当量转矩图 当量弯矩 当量弯矩图 校核轴径 齿根圆直径 轴径 安全系数校核计 算 对称循环疲劳极 限 脉动循环疲劳极 限 等效系数 在齿轮 中间处 2 222 1 366552609288MMT 在靠近输出端轴颈中间处 2 222 2 366495609288MMT 4 2 348 2 1 25 3 fa ddhc m 1 3 3 1 620216 0 10 1 60b M d 2 3 3 1 620213 0 10 1 60b M d 经检验轴所用尺寸合格 以截面 为例进行安全系数校核 轴材料选用 4 5 钢 MPa650 B MPa360 S 1 0 440 44 650 bB 1 0 300 30 650 B 01 1 7286 1 7 bb 01 1 61 6 195 10 0 22 286486 486 bb b 10 0 22 195312 312 1 620216MN mm 2 620213MN mm f d340 5mm 46 93 340 5dm m 46 9355dmm 只计算右边轴 承 66 33 10 2 101040800 6060 1460 1996 8 Cr L h n P 故高速级轴承 满足寿命要求 查 b 表 1 8 1 2和 a 0 110 11 0 599 0 6 599359 4rrrrPFN PX FN 0 220 22 0 1664 0 5 1664 832rrrrPFN PX FN 取 最 大 值 9 77s 5 851 5 ss 1599rFN 21664rFN 2 1fd 1670 8PN 21996 8PN 5 100 97 108 h Lhh t 年 5 0 6 0 0 0 Y X 0 1 0 2 599 1664 r r PN PN 设计内容 计算及说明 结果 安全系数 S0 计算额定静载荷 许用转速验算 载荷系数 f1 静载荷分布系数 许用转速 N 6 2中速轴轴承 验算 寿命计算 受力图 左边轴承径向力 右边轴承径向力 冲击载荷系数 当量动载荷 基本额定寿命 正常使用深沟球轴承 查表 1 8 1 4 得20 S 0 200 22 1664rrCS P 0 1rP 0 2rP 只算轴承 由 1 1 670 8 0 016 40800r P C 查图 1 8 1 9 得111 0f 由 2 2 1996 8 0 049 40800r P C 查图 1 8 1 9 得121 0f 0 0 2 2 1 1 r a r a F F F F 查 b 图 1 8 2 0 111210 221220 1 1 7000 1 1 7000 Nf f N Nf f N 经检验该轴承合格 22 17801417rF 22 221653937rF 查表 1 8 8 得2 1fd 取1 X 0 Y 1111 2 1 1617drPf X F 2221 2 1 4493PfdX Fr 查 机械设计手册 第 6 4 页表 6 1 得 r 6 0 0 0 r m i n 61 861800CrKNN 03838000rCKN 因2 1 PP 只计算右边轴 20 S 0 203328rrCNC 年 5 0 6 0 0 0 Y X 0 1 0 2 1617 4493 r r PN PN 20 S 0 208986rrCNC 只计算右边 轴 承 66 33 10 2 101093800 6060 80 225166 Cr L h n P 故中速级轴承 满足寿命要求 查 b 表 1 8 1 2和 a 0 110 11 0 3858 0 6 38582314 8rrrrPFN PX FN 0 220 22 0 4305 0 5 4305 2152 5rrrrPFN PX FN 取 最 大 值 正常使用深沟球轴承 查表 1 8 1 4 得20 S 0 200 22 4305rrCS P 0 1rP 0 2rP 只算轴承 由 1 1 4629 6 0 049 93800r P C 查图 1 8 1 9 得111 0f 由 2 2 5166 0 055 93800r P C 查图 1 8 1 9 得121 0f 0 0 2 2 1 1 r a r a F F F F 查 b 图 1 8 2 0 111210 221220 1 1 4500 1 1 4500 Nf f N Nf f N 经检验该轴承合格 2 1fd 14629 6PN 25166PN 6 101 24 1 08 h Lhh t 年 5 0 6 0 0 0 Y X 0 1 0 2 3858 4305 r r PN PN 20 S 0 208610rrCNC 111 0f 121 0f 1 1 22 21 f f 1 4500 minNr 2 4500 minNr 80 22 minr 均大于工作转速 设计内容 计算及说明 结果 6 键联接的选择 和计算 7 1 高速轴与联 轴器键联接的选 择和计算 7 2 中间轴与大 齿轮键联接的选 择和计算 高速轴与连轴器键连接的轴的直径为3 0 m m 查表 4 1 可知22 30dmm 时可选用8750 键 即键宽 8 m m 高 7 m m 键长mml50 键的接触长度5