二级圆锥圆柱减速器课程设计506%1.3%400%228
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计506%1.3%400%228,减速器课程设计
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Zhejiang Ocean University 机械课程设计说明书 带式运输机传动装置设 计 班级： A04机械（ 1）班 学号 ： 040101110 姓名： 王 平 指导老师： 章 海 nts 目 录 一、 设计任务 3 二、 传动方案的分析和拟定 3 三、 电动机的选择 4 四、 传动零件的设计计算 5 五、 减速器箱体设 计 9 六、 轴的结构设计 11 七、 轴承的校核 17 八、 键的校核 19 九、 轴承的润滑及密封 21 十、 小结 21 nts 第一节 设计任务 运输机工作原理：电动机的传动力通过减速器带动滚筒转动。其执行机构如下： 原始数据： 1） 运输带工作拉力 F=6KN； 2） 运输带工作速度 V=1.3m/s； 3） 滚筒直径 D=400mm； 4） 滚动效率 =0.95； 5） 工作情况：两班制，连续单向转动，载荷较平稳； 6） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35 C； 7） 使用折旧期 8年， 4年大修一次； 8） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 第二节 传动方案的分析和拟定 方案一：传动方案简图如下： 圆 柱 - - 齿 轮该方案优nts点：传动效率高，结构紧凑，传动比较平稳，适合单向连续传动，对工作的环境适应性强。缺点：制造及安装精度要求高，价格较贵。 方案二：传动方案简图如下： 蜗 杠 - 齿 轮第三节 电动机的选择 （ 1） 电动机的功率 P0 0p=wap = 7 . 8 9 . 2 90 . 8 4wwaFv k w k w 31 2 3 4 5a =0.84 其 中1=0.98 2=0.99 3=0.98 4=0.95 5=0.95 分别为二级减速器，滚筒，弹性联轴器，刚性联轴器，圆锥滚子轴承的传动效率。以上数据均有 1表 1-15 查得。 (2) 电动机的选择 根据0p及 其工作环境，查 1表 F1-2：选用2 61 6JO型号电动机，主要参数如下： 电动机型号 额定功率 KW 满载转速 r/min 起动转矩 / 额定转矩 最大转矩 / 额定转矩 质量 Kg 同步转速 1000r/min 2 61 6JO10 970 1.4 1.8 148 评析：此型号电动机，额定功率略高于工作功率，不会造成过载或空载，可延长电动机使用寿命。此型号为“封闭”型。适于灰尘多等恶劣环境下工作。 （ 3）联轴器的选择 电 动机到减速箱之间的联轴器，由于转速较快选用弹性联轴器。 ntscaATT K =1.8KN/1.5=1200KN 查 1得选用弹性柱销联轴器，型号为4HL。主要参数：公称扭矩，nT=1250， 许用转速为 2800r/min，转动惯量为 3.4Kg/ 2m ，质量 m=22Kg 减速箱到滚筒之间的联轴器，由于此处转速 不大，故选用凸缘联轴器，型号为6YL。 主要参数：公称扭矩nT=100Nm，许用转速 r/min。 （ 4）齿轮传动比确定 maxawni n =970/62.1=15.62 根据经验对于圆锥 -圆柱齿轮，可取圆锥齿轮传动比1i=0.252i，并尽量使1 3i，最大允许到 4，以使圆锥齿轮直径较小，1 0 . 2 5 0 . 2 5 1 5 . 6 2 4ii 21 1 5 . 6 2 3 . 9 1 3 . 9 8 4i i i （ 5）传动装置的运动和动力参数的计算 1） 各轴输入功率 1p=0 01p = 9 . 2 9 0 . 9 8 9 . 1 0 KW ，2p=1 12p =9.10*0.99*0.98=8.83KW 3p=2 23p =8.83*0.99*0.98=8.57KW 2） 各轴转速 1n=n满=970 r/min 2n=11ni =970/3.91=248r/min 3n = 22ni =248/3.99=62r/min 3） 各轴输入转矩 电动机输出转矩：dT=9550dpn满=9550*9.29/970=91.46Nm 轴 1：1T=dT 0 01i 91.46*1*0.98=89.63Nm 轴 2：2T=dT 1 12i 89.63*4*0.98*0.99=347.84 Nm 轴 3：3T=347.84*4*0.99*0.98=1349.9Nm 上面各式中2，3分别为弹性联轴器，圆锥滚子轴承的传动效率 12为轴 1 与轴 2 间齿轮传动效率，23为轴 2 与轴 3 的间齿轮传动效率 第四节 传动零件的设计计算 nts1 圆锥齿轮传动设计 1） 运输机为一般工作，速度不高，选用 7 级精度 2）材料选择：由表 10-1 选择用小齿轮材料为 40Gr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质） 硬度为 240HBS . 3）选择小齿轮齿数为1 24z 21 4 2 4 9 6z i z 取 13R 1 4ui4）确定齿轮许用应力 因为工作为 2 班制，连续单向运转，所以 8116 0 6 0 9 7 0 1 2 8 3 0 0 2 . 7 9 1 0N n j L h 8 712 2 . 7 9 1 0 6 . 9 8 1 04NN u 查图 10 18 10 19 可得 1 0.96KHN 1 0.88KFN2 0.95KHN2 0.93KFN查图 10 21 d 得lim1 675H lim1 600F lim 2 560H lim 2 640F 取失 效率为 1%，安全系数 1H ，弯曲疲劳安全系数 1.4FS 所以 l i m 6 7 5 0 . 9 6 6481HHHK H N M P a l i m 6 4 0 0 . 9 3 4251 . 4FFFK F N M P aS 小齿轮所需传递转矩 3 3 49 . 2 99 5 5 0 1 0 9 5 5 0 1 0 9 . 1 5 1 0970PT N m mn 电满 载由表 10 2 查得 1AK VK按图 10 8 1.15VK 取 1K 1.10K 1 . 5 1 . 5 1 . 1 0 1 . 6 5F H H b eK K K 1 1 . 1 5 1 1 . 6 5 1 . 9 0AVK K K K K 由表 10 6 查得 189.8Z 5） 计算小齿轮直径及齿数模数： 20 o 直齿圆锥齿轮 2.5HZ 213122 2 . 9 2 7 7 . 4( 1 0 . 5 )HK T ZdR R u mm 117 1 . 4 4 3 . 2 324dm Z 取整 m=3 所以 1 7 1 .4 4 253Z 2 2 5 4 1 0 0Z 6） 齿轮弯曲强度校验 a) 齿形系数FaY齿轮节锥角 1 11a r c t a n a r c t a n 1 4 0 44i o219 0 7 5 0 4 oonts 当量齿数：11 224 2 4 . 7 2 5c o s c o s 1 4 0 4VZZ o22 296 395c o s c o s 7 5 5 6VZZ o由表 10 5 查得 1 2.62FaY 2 1.97FaY b) 应力修正系数 由表 10 5 查得 1 1.5saY 2 2.06saY c) 齿根弯 曲强度效验 1 1 1132 2 214 1 8 1 . 0 6( 1 0 . 5 ) 1s a F aFFK T Y YR R Z m u 1 2 2232 2 224( 1 0 . 5 ) 1s a F aK T Y YR R Z m ud) 圆锥齿轮主要尺寸 11 3 2 5 7 5d m Z m m 22 1 0 0 3 3 0 0d Z m m 22 221211 7 5 3 0 0 1 5 52 4 4 2ddR m m 1 1 5 5 5 1 . 6 73Rb R m m 经过计算，既满足齿面接触疲劳强度，又做到结构紧凑。 2 圆柱齿轮传动设计 1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 a) 由图的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b) 运输机一般选用 7 级精度 c) 材料选择和锥齿一样，小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢，硬度为 240HBS d) 选小齿轮齿数 3 25Z 4 3 2 3 9 8 . 7 5Z u Z i Z 2）齿面接触强度设计 a) 试选载荷系数 1.3tK b) 小齿轮传递的转矩 5 3 52128 . 8 39 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 3 . 4 1 0248PT N m mn c) 由表 10 7 选取 1d d) 由表 10 6 查得 189.9Z e) 由图 10 21 d 查得 lim 3 675H lim 4 600H nts f) 732 6 . 9 8 1 0NN 7342 1 . 7 5 1 0NN u g) 由图 10 19 查得 3 0.95KHN4 1.2KHNh) 计 算 接 触 疲 劳 许 用 应 力 取 失 效 率 为 1% S=1 1 l i m 11 6 7 5 0 . 9 5 6 4 1 . 2 5HH K H N S 2 l i m 22 672HHK H N S 即 2 521 3312 2( 1 ) 1 . 3 3 . 4 1 0 3 . 9 8 1 8 4 02 . 3 2 2 . 3 2 8 2 . 31 3 . 9 8 6 7 2tEtHK T u Zddu 计算圆周速度 12 8 2 . 3 2 4 8 1 . 0 76 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdn mV s 计算齿宽 b 1 8 2 . 3tb d d m m 13 3 . 2 9tt dm m mZ2 . 2 5 7 . 4th m m m所以 11.12bh 计算载荷系数：根据 V 7 级精度 又图 10 8 查得 1.07VK 直齿轮，假设100tA F NK bm 由表查得 1 .2HFKK 由表 10 2 查得使用系数1AK 由表 10 4 查得 7 级 精 度 小 齿 轮 相 对 支 承 非 对 称 布 置 时231 . 1 2 0 . 1 8 (1 0 . 6 1 ) 0 . 2 3 1 0 1 . 4 2 7HKb 由 11.12bh 1.427HK 查 10 13 图得 1.35FK 所以1 1 . 0 7 1 . 2 1 . 4 2 7 1 . 8 3A V H HK K K K K 按实验的载荷系数校正所算得的分度圆直径3311 1 . 8 38 2 . 3 9 2 . 2 31 . 3ttKdd K 计算模数 m 139 2 . 2 3 3 . 6 925dm Z 3）按齿根弯曲强度设计 13 232 F a saFK T Y Ym dZa) 确定公式内的各计算值 b) 由图 10 20 c 查得小齿轮的弯曲强度疲劳极限1 520FE M pa 大齿轮的弯曲疲劳极限 2 375FE M pa c) 由图 10 8 查得弯曲疲劳寿命系数1 0.88FNK 2 0.9FNK nts d) 计 算 许 用 应 力 取 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 S=1.4 111 5 2 0 0 . 8 8 3 2 6 . 8 51 . 4F N F EF KK M p aS 2223 8 0 0 . 9 2 4 4 . 2 81 . 4F N F EF K M p aS e) 计算 K 1 1 . 0 7 1 . 2 1 . 3 5 1 . 7 3A V F FK K K K K f ) 查取齿型系数 由表 10 5 查得 1 2.62aY 2 2.18FaY g) 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1.59saY 2 1.79saY h) 计算大小齿轮的 Fa saFYY并加以比较 113 2 . 6 2 1 . 5 9 0 . 0 1 2 7 43 2 6 . 8 5F a s aFYY 224 2 . 1 8 1 . 7 9 0 . 0 1 5 9 72 4 4 . 2F a s aFYY 53 22 1 . 7 3 3 . 4 5 1 0 0 . 0 1 5 9 7 3 . 1 21 2 5m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根计算的模数，由于 m 的大小取决于弯曲强度所决定承载能力可取 m=3 1 92.23d 11 30dZ m21122Z uZ11 3 0 3 9 0d Z m 22 366d Z m12 9 0 3 6 6 28822dda 1 1 9 0 9 0b d d 验算： 5 312 2 3 . 1 4 1 0 6 . 9 8 1 090tFNd 31 6 . 9 8 1 0 7 7 . 6 1 0 090AtKF NNm m m mb 合适 第五节 减速器箱体设计 本方案采用圆锥齿 圆柱齿轮传动，故中心距 a 取圆柱齿轮传动中心距， a=228mm。 机体结 构尺寸如下（由 3表 3 得）： 机座壁厚 =0.025a+3=8.7 故取 =9mm 机盖壁厚 1=0.02a+3=7.58 故取1=8mm 机座凸缘厚度 b=1.5 =1.5 8=13.5mm nts机盖凸缘厚度 1b=1.51=12mm 机座底凸缘厚度 2b=2.5 =22.5mm 地脚螺钉直径 fd=0.036a+12=20.208mm 取fd=20 地脚螺钉数目 a 250,故取 n=4 轴承旁联接螺栓直径 1d=0.75fd=15mm 取1d=16mm 机盖与机座联接螺栓直径 2d=0.5fd=10mm 联接螺栓2d的间距 取 l =180mm 轴承端盖螺钉直径 3d=0.5fd=10mm 窥视孔盖螺钉直径 4d=0.4fd=8mm 定位销直径 d=0.82d=8mm 1d至外机壁距离 1c=22mm 2d至外机壁距离 1c=18mm fd至外机壁距离 1c=26mm 2d至凸缘边缘距离 2c=16mm fd至凸缘边缘距离 2c=24mm 轴承旁凸台半径 1R= 2c=14mm 凸台高度 h=50mm(便于扳手操作为准 ) 外机壁至轴承座端面距离 1 1 2 ( 8 1 2 ) 4 6 5 0l c c 大齿轮顶与内机壁距离 1=10.8mm1.2 大齿轮端面与内机壁距离 2=9mm 机盖厚 1m=0.851=6.8mm 机座肋厚 m=0.85 =7.65mm 轴承端盖外径 2 1 .2 5 1 0DD=(D 为轴承外径 ) nts轴承端盖凸缘厚度 t=3d=910.8mm 取 10mm 轴承联接螺栓距离 2sD= la由表及以前零 件设计尺寸得： a=10mm， L=65mm， B=65mm， S=9mm， l=230mm，1=8mm 第六节 轴的结构设计 第一根轴的设计 1 对轴 1：选用 45 号钢 （ 1） 初步设计轴径 3 pd n其中 p=9.1KW 为该轴传递功率， n=970r/min 为该轴转速 查表 15-3 A=112 为该轴许用切应力所确定的系数 所以，mind=23.6mm 根据mind=23.6mm 可确定联轴器的型号，联轴器的转矩：取 1.3AK 1 1 . 3 8 9 . 6 1 1 6 . 4 8c a AT K T N m 查机械零件设计手册，按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，采用弹性套柱销联轴器 TL6 型，半联轴器的孔径1 32d ，长度 L=82,联轴器与轴的配合长nts度1 60L ，取 32d mm 2 轴的结构设计 （ 1）拟订轴上零件的装配方案 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 为了满足轴向定位的要求，在 轴处左边设一轴肩，取 d -=37mm，右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径 40mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，故 -段长度比1L少短些，现取2 58L mm 初选轴承为滚动轴承，根据 40d mm 选取轴承 30308，基本尺寸为4 0 9 0 2 5 . 5d D T 故 2 . 5 2 . 5 3 7 2 5 . 5 6 7L d T 40d d m m ， 则 取 38d d m m 稍 小 于 为，2 5 . 5 4 . 5 , 4 8L L m m h m m d m m ， 其 右 端 采 用 轴 肩 进 行 定 位 ， 取 故 由于轮毂宽 度为 52mm 为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂 5 0 4 0L m m m m - ， 轴 肩 高 度 h0.7d ， 则 h=4.5mm,d ， 1.4 6bh 所以 9l 轴承盖的总宽度取为 30mm，轴承距离箱体内壁为 8mm，齿轮距离箱体内壁 a=16mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取 50l mm 3 轴上零件的周向定位 齿轮和半联轴器都采用平键联接。按 3 5 5 0dL ，由手册查得平键截面 10 8 28 ，齿轮轮毂与轴的配合为 7 6H n ，同理半联轴器与轴联接键截面同上，与轴配合为 7 6H k 4 轴的校核 nts 轴 1 弯 矩图： 第二根轴的设计 1 确定轴上有关数据 2 2 38 . 8 3 , 2 4 8 , 3 4 4 . 3 6m i nrP n T N m 2 作用在轴上的力：小齿轮的分度圆直径为1 90d mm，大齿轮分度圆直径为2 300d mm3 33112 2 3 4 4 . 3 6 1 0 7 . 6 5 1 090tTFd 32 2.3 10tF 3311 7 . 6 5 1 0 0 . 3 6 4 2 . 7 8 4 6 1 0r t nF F t g 32 0 . 8 3 7 2 1 0rF 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F1 8 8 2 .2NH N,F2 3 2 7 1 .5NH NF1 3 2 1 .0 9NV N,F2 1 1 9 0 .8NV N弯矩 M M2 157032 N m m M1 = 57158.4 N mm 总弯矩 M=22( 1 5 7 0 3 2 ) ( 5 7 1 5 8 . 4 ) 1 6 7 1 1 1 NM 扭矩 T T3 8 9 5 9 8 .7 5 Nmnts3 初步确定轴的最小径 ，轴材料为 45 钢，经调质处理。取3 112A 3333 8 . 8 31 1 2 3 6 . 8 5 , 4 0248Pd A m mn 取显然此处为轴的最小径， 即此处轴与轴承的内径相同。 4 轴的 轴向 结构设计 ： （ 1） 为了满足轴向定位的要求，在轴 -处右边设一轴肩，取 43d ，左右两端用轴承端盖封闭 （ 2 ） 初 选 轴承为 滚 动轴 承， 根 据 43d ，选 取 型号 32009 ， 基本 尺 寸为4 5 1 0 0 2 7 . 2 5d D B ，取 45dd ，齿轮和轴承之间用轴环确定距离，轴的 左端采用轴肩结构，取 h=5mm，故 55d mm ，由此可知取 10l mm 59d mm （ 3） 由于右边的锥齿轮毂宽度为 62.4mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取 58l mm ，同理，柱齿轮毂为 95，取 90l 5 轴的周向结构设计：齿轮和轴采用平键联接，按 52d mm ，由手册查得平键为： 12 8 40 选择齿轮轮毂与 轴的配合为 7 6H n ，按 55d mm ，得平键尺寸为 16 10 56 ，齿轮轮毂与轴的配合为 7 6H n 5 轴的校核 轴 2 载荷 水平 面 H 垂直面 V 支反力 F1 3246NH N,F2 6704NH NF1 1181.6NV N,F2 2 4 4 0 .2NV N弯矩 M Mh256120 N m m 1 9 2 7 2 7 . 6M v N m m 总弯矩 M1= 2 7 2 3 8 9 . 1 6 8 2 N m m 扭矩 T T3 345000 N m mnts 弯矩图： 第 三 根轴的设计： 1 确定输出轴上的功率3 8.57P KW，3 62 m inrn ，3 1 3 4 7 .8T N M2 作用在轴上的力 ：已知低速级齿轮的分度圆直径为2 300d mm3322 2 1 3 4 7 . 8 1 0 8985300tTFNd 3270.54rF 3 初步确定轴的最小直径 为3 57.9d ，显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需要确定联轴器的型号。联轴器的转矩，取 1.3AK 33 1 . 3 1 3 4 7 . 8 1 0 1 7 5 2 1 4 0c a AT K T 采用弹性块联轴器 HL5 型，半联轴器孔径1 57.9d ，长度 142mm，联轴器与轴的配合长度为 107L ，取 60d mm 4 轴向结构设计： （ 1） 为了满足轴向定位要求，在轴 处左边设一轴肩，取 63d mm ，右端用轴承挡圈挡住， 按轴承直径取挡圈直径 66mm，为保证轴承挡圈只压在联轴器上，故 段长度比1L少短些，现取 100l mm （ 2） 初选轴承为滚动轴承 30313，根据 63d mm ，在轴承中选取 0 基本游隙组，尺寸nts为 6 5 1 4 0 3 6d D T ，故取 65d ，而 36l mm ，其右端采用轴肩进行定位，取 h=6mm,故 77d mm （ 3） 由于轮毂宽等于 80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取 70l mm 左端采用轴键定位，轴肩高度 0.07hd ，则 h=6mm,所以油环处直径 82d mm （ 4） 轴承盖的总宽度为 20mm,轴承 距离箱体内壁为 12mm，根据轴承端盖的装拆及便 于对轴承加添加剂的要求，取端盖的外端与联轴器左端的距离为 30l mm , 故50l mm （ 5） 取齿轮距箱体内壁的距离 a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离 c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离 S，取 S=8mm,已知滚动轴承宽度 T=36mm,大锥齿轮轮毂宽长为 50，则 ( 8 0 7 6 ) 3 6 8 1 6 4 6 4l T S a m m 5 0 2 0 1 6 1 2 1 2 8 6l L c a s l m m 5 轴上零件的周向定位 ：根据 70d mm 查得键截面为 20 12 63 ，齿轮轮毂与轴配合为 7 6H n ， 同样半联轴器与周的联接所用平键尺寸为 16 10 70 ，半联轴器与轴的配合为 7 6H k 6 轴的校 核 ： 轴 2 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F1 20936NH N,F NNH 47272 F1 762.04NV N,F2 2 5 0 8 .5NV N弯矩 M Mh1419628. 4 N m m 1 516751M v N m m 总弯矩 M1=22( 1 4 1 9 6 2 8 . 4 ) ( 5 1 6 7 5 1 ) 1 5 1 0 7 5 3 . 5 2 2 N m m 扭矩 T T3 1347750 N m mnts弯 弯矩图 ： 第七节 轴承的校核 由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命。 （一）两轴承所受径向载荷 由上，轴强度的计算知 1 .轴垂直面支反力 31 . 1 8 1 1 0AVFN32 .4 4 1 0BVFN2.轴水平面支反力 33 . 2 4 6 1 0AHFN36 . 7 0 4 1 0BHFN3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力 2 2 31 3 . 4 5 4 1 0R A V A HF F F N 2 2 2 2 3 32 2 . 4 4 6 . 7 0 4 1 0 7 . 1 3 4 1 0R B V B HF F F N （二）计算轴承所受的轴向载荷 1.计算内部 轴向力 轴承型号 32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为 005 8 . 8 , 8 1 . 5 , 1 . 5 , 0 . 8C k N C k N Y Y nts由表 21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力2RS FF Y，则 3 3113 . 4 5 4 1 0 1 . 1 5 1 02 2 1 . 5RSFFNY 3 3227 . 1 3 4 1 0 2 . 3 7 8 1 02 2 1 . 5RSF Y 2.计算轴承所受的轴向载荷 轴上个轴向力的方向 1SF2XF1XF2SF由式（ 21-8），（ 21-9）可列出 取两者中较大者 取两者中较大者 （三）计算当量动载荷 由式（ 21-5）， ()P R AP f X F Y F由表 21-8取冲击载荷因数 1.2Pf 。系数 X， Y与判断因子e有关，由手册中查的 32009 轴承， 0.39e 轴承 111181 0 . 5 13454ARF eF 故 0 .4 , 1 .5XY,则 1 1 1( ) 1 . 2 ( 0 . 4 1 1 8 1 1 . 5 3 4 5 4 ) 6 7 8 5 . 5P R AP f X F Y F N 轴承 222440 0 . 3 47134ARF eF 故 1, 0XY,则 22 1 . 2 7 1 3 4 8 5 6 0 . 8PRP f F N (四 )寿命计算 因12PP,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取1PP由式（ 21-7）有 1066 3101 0 1 0 5 8 5 0 0( ) ( ) 9 2 3 0 56 0 6 0 7 6 . 6 4 9 5 0 6 . 4hCLhnP 寿命高于 43800 h ，故满足寿命要求。 （五）静强度计算 nts1.计算轴承静载荷 由式（ 21-13），当量静载荷0 0 0RAP X F Y F,由表 21-13， 32009 型圆锥滚子轴承000 .5 , 0 .8XY,故 0 1 0 1 0 1 0 . 5 6 8 3 0 0 . 8 3 4 6 0 6 1 8 3RAP X F Y F N 0 2 0 2 0 2 0 . 5 7 8 7 0 0 . 8 2 6 2 0 6 0 3 1RAP X F Y F N 2 .验算静强度 因01 02PP,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取1PP。由表 21-14，取静强度安全因数0 2.5 4S 。由式 （ 21-14） 0 0081500 1 3 . 26183C SP 故满足静强度要求。 第 八 节 键 的校核 设定输入轴与联轴器之间的键为 1 ，齿轮 2与中间轴之间的键为键 2，齿轮 3与中间轴之间的键为键 3，齿轮 4与输出轴之间的键为键 4，输出轴与联轴器之间的键为键 5。 键的类型nts 1、根据轴的直径选择键 根据条件选取的键型号规格如下（参考表 2）： 键 1：圆头普通平键（ A 型） b=10mm h=8mm L=28mm 键 2：
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