V带-一级直齿圆柱-联轴器,F=1800,v=2,D=380,16小时300天10年(高上低下)难点.doc

目录第一部分 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二部分 选择电动机32.1电动机类型的选择32.2确定传动装置的效率32.3选择电动机容量42.4确定电动机参数42.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数63.1电动机输出参数63.2高速轴的参数63.3低速轴的参数63.4工作机轴的参数6第四部分 普通V带设计计算7第五部分 减速器齿轮传动设计计算105.1选精度等级、材料及齿数105.2确定传动尺寸135.3计算齿轮传动其它几何尺寸145.4齿轮参数和几何尺寸总结14第六部分 轴的设计156.1高速轴设计计算156.2低速轴设计计算21第七部分 滚动轴承寿命校核277.1高速轴上的轴承校核277.2低速轴上的轴承校核28第八部分 键联接设计计算298.1高速轴与大带轮键连接校核298.2低速轴与大齿轮键连接校核298.3低速轴与联轴器键连接校核29第九部分 联轴器的选择309.1低速轴上联轴器30第十部分 减速器的密封与润滑3010.1减速器的密封3010.2齿轮的润滑3010.3轴承的润滑31第十一部分 减速器附件3111.1油面指示器3111.2通气器3111.3放油孔及放油螺塞3111.4窥视孔和视孔盖3211.5定位销3211.6启盖螺钉3211.7螺栓及螺钉32第十二部分 减速器箱体主要结构尺寸33第十三部分 设计小结34第十四部分 参考文献34第一部分 设计任务书1.1设计题目 一级直齿圆柱减速器，拉力F=1800N，速度v=2m/s，直径D=380mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10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.箱体结构设计第二部分 选择电动机2.1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。2.2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=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=v23122w=0.8772.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=180021000=3.6kW2.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=3.60.877=4.1kW 工作转速：nw=601000VD=60100023.14380=100.57rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(620)100.57=603-2011r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 电机主要外形尺寸中心高H外形尺寸LHD安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE键部位尺寸FG13251531521617812388010332.5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=960100.57=9.546 （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=3.82第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数3.1电动机输出参数P0=4.1kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500004.1960=40786.46Nmm3.2高速轴的参数P=P0v=4.10.96=3.94kWn=n0i0=9602.5=384rpmT=9550000Pn=95500003.94384=97986.98Nmm3.3低速轴的参数P=P23=3.940.990.98=3.82kWn=ni1=3843.82=100.52rpmT=9550000Pn=95500003.82100.52=362922.8Nmm3.4工作机轴的参数P=P122w=3.820.990.990.990.97=3.6kWn=n=100.52rpmT=9550000Pn=95500003.6100.52=342021.49Nmm 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9604.140786.46高速轴3843.9497986.98低速轴100.523.82362922.8工作机轴100.523.6342021.49第四部分 普通V带设计计算 1.已知条件和设计内容 设计窄V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=4.1kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2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=1.14.1=4.51kW （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=106960601000=5.33ms 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=280mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2280+2106+250+250-106242801137mm 由表选带的基准长度Ld=1120mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=280+1120-11372272mm 按式,中心距的变化范围为255-306mm。 （5）验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-250-10657.3272=149.66120 （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=960r/min,查表得P0=1.06kW。 根据n1=960r/min，i=2.5和SPA型带，查表得P0=0.112kW。 查表的K=0.919，表得KL=1.09，于是 Pr=P0+P0KKL=1.06+0.1120.9191.09=1.174kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=4.511.1743.84 取4根。 （6）计算单根V带的初拉力F0 由表得SPA型带的单位长度质量q=0.112kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9194.510.91945.33+0.1125.332=185.14N （7）计算压轴力FpFp=2zF0sin12=24185.14sin149.662=1429.51N带型SPA中心距272mm小带轮基准直径106mm包角149.66大带轮基准直径250mm带长1120mm带的根数4初拉力185.14N带速5.33m/s压轴力1429.51N 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=38mm 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=2.038=76mmda=dd1+2ha=106+22.75=112mmB=z-1e+2f=62mm （因为带轮为实心式，所以轮缘宽度应大于等于带轮宽度即LB）L=76mm （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=30mm 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=2.030=60mmda=dd1+2ha=250+22.75=256mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5mmL=2.0d=2.030=60mm第五部分 减速器齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （2）选小齿轮齿数Z1=28，则大齿轮齿数Z2=Z1i=283.82=107。 实际传动比i=3.821 （3）压力角=20。 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩:T=9550000Pn=95500003.94384=97986.98Nmm 查表选取齿宽系数d=1 由图查取区域系数ZH=2.46 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cosz1+2han*=arccos28cos2028+21=28.712a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos107cos20107+21=22.713=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=28tan28.712-tan20+107tan22.713-tan202=1.749Z=4-3=4-1.7493=0.866 计算接触疲劳许用应力H 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 计算应力循环次数NL1=60njLh=6038411630010=1.106109NL2=NL1u=1.1061093.82=2.895108 由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.978，KHN2=0.994 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9786001=587MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9945501=547MPa 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=547MPa 2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.397986.9813.82+13.822.46189.80.8665472=56.004mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v=d1tn601000=56.004384601000=1.125 齿宽bb=dd1t=156.004=56.004mm 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数Kv=1.073 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=297986.9856.004=3499.285NKAFtb=13499.28556.004=62Nmm100Nmm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.444 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.0731.41.444=2.169 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=56.00432.1691.3=66.424mm 4）确定模数m=d1z1=66.42428=2.372mm，取m=2.5mm。5.2确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2m2=168.75mm，圆整为169mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=282.5=70mmd2=z2m=1072.5=267.5mm （3）计算齿宽b=dd1=70mm 取B1=80mm B2=70mm 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmd1YFaYSaYF 1） K、T、m和d1同前 齿宽b=b2=70 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 查表得：YFa1=2.53，YFa2=2.156YSa1=1.61，YSa2=1.814 查图得重合度系数Y=0.679 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=0.788，KFN2=0.881 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7885001.4=281.429MPaF2=KFN2Flim2S=0.8813801.4=239.129MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1Y=62.564MPaF1=281.429MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=60.071MPaF2=239.129MPa 故弯曲强度足够。5.3计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=75mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=272.5mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=63.75mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=261.25mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.4齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z28107齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d70267.5齿顶圆直径da75272.5齿根圆直径df63.75261.25齿宽B8075中心距a169169第六部分 轴的设计6.1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=384r/min；功率P=3.94kW；轴所传递的转矩T=97986.98Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，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=11233.94384=24.34mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0524.34=25.56mm 查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 1)轴的结构分析 由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。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=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=45mm；定位轴肩直径为35mm；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。 外传动件到轴承透盖端面距离K=10mm 轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离=12mm 2)各轴段直径的确定 d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=30mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=35mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=40mm，选取轴承型号为深沟球2系列轴承6208 d4：轴肩段，选择d4=45mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=45mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=40mm。 3)各轴段长度的确定 L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=58mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=65mm。 L3：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L3=30mm。 L4：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L4=8mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=80mm。 L6：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L6=8mm。 L7：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L7=30mm。轴段1234567直径(mm)30354045754540长度(mm)586530880830 (5)轴的受力分析 1)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 2)计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）Ft1=2T1d1=297986.9875=2613N 齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1tan=2613tan20=951N 第一段轴中点到轴承中点距离La=103mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=69mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=69mm 3)计算作用在轴上的支座反力 a.水平面内 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 b.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1429.51N 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1Lb-QLaLb+Lc=95169-1429.5110369+69= -591N 轴承B处水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=1429.51+2613-591=4634N c.在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=26136969+69= 1306N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=26136969+69= 1306N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-5912+13062=1433.5N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=46342+13062=4814.52N d.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=QLa=1429.51103=147240Nmm 截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAHLc=-59169=-40779Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm e.在垂直平面上： 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上的弯矩：MCV=RAVLc=130669=90114Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm f.合成弯矩，有： 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=147240Nmm 截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=-407792+901142=98911Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩和扭矩图T1=97986.98Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=1472402+0.697986.982=158544Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=989112+0.697986.982=115065Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.697986.982=58792Nmm g.画弯矩图 弯矩图如图所示： h.按弯扭合成强度校核轴的强度 其抗弯截面系数为W=d332=8941.64mm3 抗扭截面系数为WT=d316=17883.28mm3 最大弯曲应力为=MW=37.73MPa 剪切应力为=TWT=5.48MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=38.3MPa 查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。6.2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=100.52r/min；功率P=3.82kW；轴所传递的转矩T=362922.8Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，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=11233.82100.52=37.65mm 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0737.65=40.29mm 查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 1)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=1610mm(GB/T 1096-2003)，长L=56mm；定位轴肩直径为47mm；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。 2)确定各轴段的长度和直径。 3)各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=42mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=47mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=50mm，选取轴承型号为深沟球2系列轴承6210 d4：齿轮处轴段，选取直径d4=55mm。 d5：轴肩，故选取d5=65mm。 d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=50mm。 4)各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=110mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=44.5mm。 L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=73mm。 L5：过渡轴段，选取L5=8mm。 L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=34.5mm。轴段123456直径(mm)424750556550长度(mm)110634473834 (5)弯曲-扭转组合强度校核 1)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 2)计算作用在轴上的力 齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）Ft2=2T2d2=2362922.8264=2749N 齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2tan=2749tan20=1000N 3)计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到齿轮中点距离La=69mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=71mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=71mm a.支反力 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLaLa+Lb=10006969+71= 493NRBH=Fr-RAH=1000-493=507N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=27496969+71= 1355NRBV=FtLbLa+Lb=27497169+71= 1394N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=4932+13552=1441.9N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=5072+13942=1483.34N b.画弯矩图 弯矩图如图所示： 在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm 在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm 在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RAHLa=49369=34017Nmm 在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RBVLa=139469=96186Nmm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm 截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=340172+961862=102024Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩为：T=362922.8Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6362922.82=217754Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=1020242+0.6362922.82=240469Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6362922.82=217754Nmm c.校核轴的强度 因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为W=d332=16325.55mm3 抗扭截面系数为WT=d316=32651.09mm3 最大弯曲应力为=MW=14.73MPa 剪切应力为=TWT=11.12MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=19.88MPa 查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e48000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2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)621050902035 根据前面的计算，选用6210深沟球轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=35kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 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=4932+13552=1441.9NFr2=RBH2+RBV2=5072+13942=1483.34N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11441.9+00=1441.9NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11483.34+00=1483.34N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr3=49355h48000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。第八部分 键联接设计计算8.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。 键的工作长度 l=L-b=37mm 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=50MPap=60MPa8.2低速轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,键长56mm。 键的工作长度 l=L-b=40mm 大齿轮材料为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=66MPap=120MPa8.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mm（GB/T