减速器设计说明书.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除减速器设计说明书 系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：此文档仅供学习与交流目 录第1部分 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1第2部分 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1第3部分 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3第4部分 计算传动装置运动学和动力学参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3低速轴的参数44.4工作机的参数4第5部分 普通V带设计计算5第6部分 减速器齿轮传动设计计算86.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数86.2按齿面接触疲劳强度设计96.3确定传动尺寸106.4校核齿根弯曲疲劳强度116.5计算锥齿轮传动其它几何参数126.6齿轮参数和几何尺寸总结13第7部分 轴的设计137.1高速轴设计计算137.2低速轴设计计算18第8部分 滚动轴承寿命校核238.1高速轴上的轴承校核238.2低速轴上的轴承校核24第9部分 键联接设计计算259.1高速轴与大带轮键连接校核259.2高速轴与小锥齿轮键连接校核269.3低速轴与大锥齿轮键连接校核269.4低速轴与联轴器键连接校核26第10部分 联轴器的选择2710.1低速轴上联轴器27第11部分 减速器的密封与润滑2711.1减速器的密封2711.2齿轮的润滑2711.3轴承的润滑28第12部分 减速器附件2812.1油面指示器2812.2通气器2812.3放油孔及放油螺塞2812.4窥视孔和视孔盖2912.5定位销2912.6启盖螺钉2912.7螺栓及螺钉29第13部分 减速器箱体主要结构尺寸30第14部分 设计小结31参考文献31第1部分 设计任务书1.1设计题目一级圆锥减速器，扭矩T=80Nm，转速nw=160r/min，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第2部分 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆锥齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 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。 一级圆锥齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机第3部分 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.98 V带的效率：v=0.96 闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97 工作机的效率：w=0.97a=123v3w=0.8423.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=Tn9550=1.34kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=1.340.842=1.59kW 工作转速：nw=n=160rpm， 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，一级圆锥齿轮传动比范围为：28，因此理论传动比范围为：432。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(432)160=640-5120r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y112M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=2.2kW，满载转速为nm=940r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1132S-82.27507102Y112M-62.210009403Y100L1-42.2150014304Y90L-22.230002840 电机主要外形尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG1124002651901401228608243.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=940160=5.875 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.5 减速器传动比为i1=iaiv=2.35第4部分 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数P0=2.2kWn0=nm=940rpmT0=9550000P0n0=95500002.2940=22351.06Nmm4.2高速轴的参数P=P0v=2.20.96=2.11kWn=n0i0=9402.5=376rpmT=9550000Pn=95500002.11376=53591.76Nmm4.3低速轴的参数P=P23=2.110.980.97=2.01kWn=ni1=3762.35=160rpmT=9550000Pn=95500002.01160=119971.87Nmm4.4工作机的参数P=P122w=2.010.990.980.980.97=1.85kWn=n=160rpmT=9550000Pn=95500001.85160=110421.88Nmm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9402.222351.06高速轴3762.1153591.76低速轴1602.01119971.87工作机1601.85110421.88第5部分 普通V带设计计算 1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=2.2kW；小带轮转速=940r/min；大带轮转速376r/min和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。 2.设计计算步骤 （1）确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.12.2=2.42kW （2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度v=dd1n601000=106940601000=5.21ms 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=idd11-=2.51061-0.02=259.7mm 根据表，取标准值为dd2=250mm。 （4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=400mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2400+2106+250+250-106244001372mm 由表选带的基准长度Ld=1430mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=400+1430-13722429mm 按式,中心距的变化范围为408-472mm。 （5）验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-250-10657.3429=160.77120 （6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=940r/min,查表得P0=1.04kW。 根据n1=940r/min，i=2.5和A型带，查表得P0=0.109kW。 查表得K=0.952，表得KL=0.96，于是 Pr=P0+P0KKL=1.04+0.1090.9520.96=1.05kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=2.421.052.3 取3根。 （6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9522.420.95235.21+0.1055.212=128.73N （7）计算压轴力FpFp=2zF0sin12=23128.73sin160.772=761.53N带型AV带中心距429mm小带轮基准直径106mm包角160.77大带轮基准直径250mm带长1430mm带的根数3初拉力128.73N带速5.21m/s压轴力761.53N 4.带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=28mm 因为小带轮dd1=106 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.028=56mmda=dd1+2ha=106+22.75=112mmB=z-1e+2f=48mm L=2.0dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=56mm （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=22mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.022=44mmda=dd1+2ha=250+22.75=256mmB=z-1e+2f=48mmC=0.25B=0.2548=12mmL=2.0d=2.022=44mm第6部分 减速器齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）根据传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为=20。 （2）参考表10-6选用7级精度。 （3）材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度197286HBS （4）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1i=302.35=71。 实际传动比i=2.3676.2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即d1t34KHtTR1-0.5R2u(ZHZEH2 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数KHt=1.3 2）查图选取区域系数ZH=2.5T=9550000Pn=95500002.11376=53591.76Nmm 4）选齿宽系数R=0.3 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 6）查图得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 7）计算应力循环次数NL1=60njLh=6037621630081=1.733109NL2=NL1u=1.7331092.35=7.373108 8）由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.988，KHN2=1.044 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9886001=593MPaH2=KHN2Hlim2S=1.0445501=574MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=574MPa （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值d1t34KHtTR1-0.5R2u(ZHZEH2=341.353591.760.31-0.50.322.352.5189.85742=72.04mm 2）计算圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=72.041-0.50.3=61.23mmvm=dm1n601000=61.23376601000=1.2 3）计算当量齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.372.042.352+12=27.598mmd=bdm1=27.59861.23=0.45 4）计算载荷系数 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数KV=1.074 取齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.273 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.07411.273=1.367 5）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=72.0431.3671.3=73.257mm 6）计算模数mt=d1z1=73.25730=2.44mm 取标准模数m=2.5mm。6.3确定传动尺寸 （1）实际传动比u=z2z1=7130=2.367mm （2）大端分度圆直径d1=z1m=302.5=75mmd2=z2m=712.5=177.5mm （3）齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=751-0.50.3=63.75mmdm2=d21-0.5R=177.51-0.50.3=150.875mm （4）锥顶距为R=d12u2+1=7522.3672+1=96.36mm （5）齿宽为b=RR=0.396.36=28.908mm 取b=29mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=4KTYFaYSaR1-0.5R2m3z12u2+1F 1） K、b、m和R同前 2）圆周力为Ft=2T1d11-0.5R=253591.76751-0.50.3=1681N 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=30cos22.906=32.57 大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=71cos67.094=182.16 查表得：YFa1=2.484，YFa2=1.548YSa1=1.638，YSa2=2.352 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.88，KFN2=0.911 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.9113801.25=277MPaF1=4KTYFaYSaR1-0.5R2m3z12u2+1=125.267F1=352MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=112.093MPaF2=277MPa 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.5计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.5mm s=m2=3.927mm （2）分锥角（由前面计算） 1=22.906 2=67.094 （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2hacos1=79.61mm da2=d2+2hacos2=179.45mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2hfcos1=69.47mm df2=d2-2hfcos2=175.16mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=12910 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=14659 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=242331 a2=2+a2=683449 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=21721 f2=2-f2=6518396.6齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm2.52.5齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z3071齿顶高hamha*2.52.5齿根高hfm(ha*+c*)33分度圆直径dd75177.5齿顶圆直径dad+2ha79.61179.45齿根圆直径dfd-2hf69.47175.16分锥角22542067539齿顶角aatan(ha/R)1291012910齿根角fatan(hf/R)1465914659第7部分 轴的设计7.1高速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=376r/min；功率P=2.11kW；轴所传递的转矩T=53591.76Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11232.11376=19.9mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0519.9=20.9mm 查表可知标准轴孔直径为22mm故取dmin=22 （4）轴的结构设计 a.轴的结构分析 高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，bh=66mm(GB/T 1096-2003)，长L=28mm；定位轴肩直径为27mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度 第1段：d1=22mm，L1=42mm 第2段：d2=27mm（轴肩），L2=44mm 第3段：d3=30mm（与轴承内径配合），L3=17mm 第4段：d4=35mm（轴肩），L4=79mm 第5段：d5=30mm（与轴承内径配合），L5=14mm 第6段：d6=25mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=63mm轴段123456直径222730353025长度424417791463 1.轴的受力分析 （6）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力Ft1=2T1dm1=1681N 小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=564N 小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=238N 带传动压轴力（属于径向力）Q=761.53N 第一段轴中点到轴承中点距离l1=73.5mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=95mm，齿轮中点到轴承中点距离l3=56.5mm 计算支反力 在水平面上的支反力为FN1=Fa1dm12-Fr1l3-Ql1+l2l2=23863.752-56456.5-761.5373.5 +9595=-1606.29N 式中负号表示与图中所画力的方向相反，以下相同FNH2=Fr1-FNH1-Q=564-1606.29-761.53=1408.76N 在垂直平面上支反力为FNV1=Ft1l3l2=168156.595=999.75NFNV2=-Ft1+FNV1=-1681+999.75=-2680.75N 轴承1的总支承反力为FN1=FNH12+FNV12=-1606.292+999.752=1892N 轴承2的总支承反力为FN2=FNH22+FNV22=1408.762+-2680.752=3028.37N (1)弯矩计算 在水平面上，A处截面为MAH=Ql1=761.5373.5Nmm=55972.45Nmm 在水平面上，B处截面为MBH=-Fr1l3+Fa1dm12=-56456.5Nmm+23863.752Nmm=-24279.75Nmm 齿轮所在截面左侧弯矩为M1H=Fa1dm12=23863.752Nmm=7586.25Nmm 在垂直平面上，B处截面弯矩为MBV=-FNV1l2=999.7595Nmm=94976.25Nmm 合成弯矩，B处截面弯矩为MB=MBH2+MBV2=-24279.752+94976.252Nmm=98030.58Nmm A处截面弯矩为MA=MAH=55972.45Nmm 齿轮所在截面弯矩为M1=M1H=7586.25Nmm (2)转矩T1=53591.76Nmm 转矩图如图所示 2.校核轴的强度 因A弯矩大，且作用有转矩，故A为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=4207.11mm3 抗扭截面系数为WT=d316=8414.22mm3 最大弯曲应力为=MW=13.3MPa 剪切应力为=TWT=6.37MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于双向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=1，则当量应力为ca=2+42=18.42MPa 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=160r/min；功率P=2.01kW；轴所传递的转矩T=119971.87Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11232.01160=26.04mm 由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0726.04=27.86mm 查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=45mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。 第1段：d1=28mm，L1=60mm 第2段：d2=33mm（轴肩），L2=57mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右） 第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=40mm（轴承宽度） 第4段：d4=40mm（轴肩），L4=46mm（根据齿轮宽度确定） 第5段：d5=50mm（与大锥齿轮内孔配合），L5=97mm（比配合的齿轮长度略短，以保证齿轮轴向定位可靠） 第6段：d6=35mm（与轴承内径配合），L6=38mm（由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱体内壁距离确定）轴段123456直径283335405035长度605740469738 1.轴的受力分析 （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画低速轴的受力图 如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 大锥齿轮所受的圆周力Ft2=2T2dm2=1590N 大锥齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tansin1=225N 大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tancos1=533N c.计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到齿轮中点距离l1=78mm，齿轮中点到轴承中点距离l2=126mm，轴承中点到第一段轴中点距离l3=118.5mm 支承反力 在水平面上为FNH1=Fr2l3-Fa2dm22l2+l3=225118.5-533150.8752126+118.5=-55.4NFNH2=Fr2-FNH1=225-55.4=280.4N 在垂直平面上支反力为FNV1=Ft2l3l2+ l3=1590118.5126+118.5=770.61NFNV2=Ft1-FNV1=1590-770.61=819.39N 轴承A的总支承反力为FN1=FNH12+FNV12=-55.42+770.612=772.6N 轴承B的总支承反力为FN2=FNH22+FNV22=280.42+819.392=866.04N (1)弯矩和弯矩图 弯矩图如图所示 在水平面上，齿轮齿宽中点所在轴截面左侧弯矩为M2H=FNH1l2=-55.4126Nmm=-6980.4Nmm 齿轮齿宽中点所在轴剖面截面右侧弯矩为M2H=FNH2l3=280.4118.5Nmm=33227.4Nmm 在垂直平面上，齿轮齿宽中点所在轴截面左侧弯矩为M2=M2H2+M2V2=-6980.42+97096.862Nmm=97347.45Nmm 齿轮齿宽中点所在轴截面右侧弯矩为M2=M2H2+M2V2=33227.42+97096.862Nmm=102624.85Nmm (2)转矩 T_2=119971.87Nmm 2.校核轴的强度 因2-2右侧弯矩大，且作用有转矩，故2-2右侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=4207.11mm3 抗扭截面系数为WT=d316=8414.22mm3 最大弯曲应力为=MW=24.39MPa 剪切应力为=TWT=14.26MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于双向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=1，则当量应力为ca=2+42=37.53MPa 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，cae，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=38400h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-1606.292+999.752=1892NFr2=RBH2+RBV2=1408.762+-2680.752=3028.37N 查表得系数Y=1.6Fd1=Fr12Y=591.25NFd2=Fr22Y=946.37N 由前面计算可知轴向力Fae=238NFa1=Fae+Fd2=1184.37NFa2=Fd2=946.37NFa1Fr1=0.626eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41892+1.61184.37=2651.79NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=13028.37+0946.37=3028.37N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=46392h38400h 由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020735721754.2 根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。 当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=38400h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-55.42+770.612=772.6NFr2=RBH2+RBV2=280.42+819.392=866.04N 查表得系数Y=1.6Fd1=Fr12Y=241.44NFd2=Fr22Y=270.64N 由前面计算可知轴向力Fae=533NFa1=Fae+Fd2=803.64NFa2=Fd2=270.64NFa1Fr1=1.04eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.4772.6+1.6803.64=1594.86NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=1866.04+0270.64=866.04N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=45272.6h38400h 由此可知该轴承的工作寿命足够。第9部分 键联接设计计算9.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=6mm6mm（GB/T 1096-2003）,键长28mm。 键的工作长度 l=L-b=22mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=20MPap=60MPa9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长28mm。 键的工作长度 l=L-b=20mm 小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=61MPap=120MPa9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。 键的工作长度 l=L-b=20mm 大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=75MPap=120MPa9.4低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得