【JS041】二级圆柱直齿轮减速器设计【课设】[F5000V0.85D360]【含2张CAD图+设计说明书】【机械类课程设计】
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- 内容简介：
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滚筒直径360 s 传送带主动轴所需扭距9001 目 录 目 录 . 1 第一部分 任务书 . 2 第二部分 传动装置总体设计方案 . 3 第三部分 电动机的选择 . 4 第四部分 传动装置参数计算 . 6 第五部分 V 带的设计 . 8 第六部分 齿轮的设计 . 10 第七部分 轴承和轴及联轴器的设计 . 17 第八部分 键联接的选择及校核计算 . 26 第九部分 轴承的选择及校核计算 . 27 第十部分 减速器及其附件的设计 . 29 第十一部分 润滑与密封设计 . 30 设计小结 . 31 参考文献 . 32 2 第一部分 任务书 一、设计课题： 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 。 运输机连续单向运转 ， 载荷变化不大 ， 空载起动 ， 卷筒效率为 括其支承轴承效率的损失 )，减速器小批量生产 ， 使用期限 8 年 (300 天 /年 )， 1 班制工作 ， 运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流 ,电压 380/220V。 二 . 设计要求 : 制轴、齿轮零件图各一张 ( 三 . 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. 设计 V 带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴 器设计 3 第二部分 传动装置总体设计方案 动装置由电机、减速器、工作机组成。 轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。 虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。其传动方案如下： 图一 : 传动装置总体设计图 初步确定传动系统总体方案如 :传动装置总体设计图所示。 选择 V 带传动和二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。 计算传动装置的总效率 a： a 3 为 V 带的效率 ， 2 为轴承的效率 ， 3 为齿轮啮合传动的效率 ， 4 为联轴器的效率 ， 5 为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。4 第三部分 电动机的选择 1 电动机的选择 滚筒参数 : v m s ， 360D ，扭矩 900T N m 滚筒 拉力 F : 2 / 2 9 0 0 / 0 . 3 6 5 0 0 0F T D N 工作机的功率 5 0 0 0 0 . 8 5 4 . 2 51 0 0 0 1 0 0 0w w 电动机所需工作功率为 : 4 . 2 5 5 . 1 20 . 8 3wd w 滚筒 转速为 : 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 8 5 4 5 . 1 2 / m i 经查表按推荐的传动比合理范围， V 带传动的传动比1 2 4i ，二级圆柱直齿轮减速器传动比2 8 40i ，则总传动比合理范围为 16 160，电动机转速的可选范围为 1 6 1 6 0 4 5 . 1 2 7 2 1 . 9 2 7 2 1 9 . 2 / m i i n r 。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为三相异步电动机，额定功率为 满载转速 1 4 3 0 / m 同步转速 1500r/ 2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 （ 1）总传动比： 由选定的电动机满载转速 n 和工作 机主动轴转速 n ，可得传动装置总传动比为 : 0 / 1 4 3 0 / 4 5 . 1 2 3 1 . 7mi n n （ 2）分配传动装置传动比 : 5 01i i i式中1使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取1 3i，则减速器传动比为 : 01/ 3 1 . 7 / 3 1 0 . 6i i i 取两级圆柱齿轮 减速器高速级的传动比为 : 12 1 . 3 1 . 3 1 0 . 6 3 . 7 1 则低速级的传动比为 : 2 3 1 2/ 1 0 . 6 / 3 . 7 1 2 . 8 6i i i 6 第四部分 传动装置参数 计算 （ 1）各轴转速 : 11/ 1 4 3 0 / 3 4 7 6 . 6 7 / m i n i r 2 1 1 2/ 4 7 6 . 6 7 / 3 . 7 1 1 2 8 . 4 8 / m i nn n i r 3 2 2 3/ 1 2 8 . 4 8 / 2 . 8 6 4 5 . 1 2 / m i nn n i r 43 4 5 . 1 2 / m i nn n r（ 2)各轴输入功率 : 11 5 . 1 2 0 . 9 6 4 . 9 2 K w 2 1 2 3 4 . 9 2 0 . 9 9 0 . 9 7 4 . 7 2P P K w 3 2 2 3 4 . 7 2 0 . 9 9 0 . 9 7 4 . 5 3P P K w 4 3 2 4 4 . 5 3 0 . 9 9 0 . 9 9 4 . 4 4P P K w 则各轴的输出功率： 11 0 . 9 9 4 . 8 7P P K w 22 0 . 9 9 4 . 6 7P P K w 33 0 . 9 9 4 . 4 8P P K w 44 0 . 9 6 4 . 2 5P P K w (3)各轴输入转矩 : 1 i 电动机 轴的输出转矩 : 5 . 1 29 5 5 0 9 5 5 0 3 4 . 21430dd 所以： 11 3 4 . 2 3 0 . 9 6 9 8 . 5 i N m 7 2 1 1 2 2 3 9 8 . 5 3 . 7 1 0 . 9 9 0 . 9 7 3 5 0 . 9T T i N m 3 2 2 3 2 3 3 5 0 . 9 2 . 8 6 0 . 9 9 0 . 9 7 9 6 3 . 7T T i N m 4 3 2 4 9 6 3 . 7 0 . 9 9 0 . 9 9 9 4 4 . 6T T N m 输出转矩为： 11 0 . 9 9 9 7 . 5T T N m 22 0 . 9 9 3 4 7 . 4T T N m 33 0 . 9 9 9 5 4T T N m 44 0 . 9 6 9 0 6T T N m 8 第五部分 1 选择普通 V 带型号 计算功率 1 . 1 5 . 1 2 5 . 6 3c A P K w 根据手册查得知其交点在 选用 带。 2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为1 80d 则： 21 3 8 0 2 4 0d i d m m 带速验算： 1 / 6 0 1 0 0 0 1 4 3 0 8 0 / 6 0 1 0 0 0 5 . 9 8 /mv n d m s 介于 5 25 /合适。 3 确定带长和中心距 a 1 2 0 1 20 . 7 2d d a d d 00 . 7 8 0 2 4 0 2 8 0 2 4 0a 02 2 4 6 4 0a初定中心距0 378a 则带长为 : 20 0 1 2 2 1 022 / 2 / 42 3 7 8 8 0 2 4 0 / 2 2 4 0 8 0 / 4 3 7 81275L a d d d d 由表 9用 1250dL 确定实际中心距为： 00 / 2 3 7 8 1 2 5 0 1 2 7 5 / 2 3 6 5 . 5da a L L m m 4 验算小带轮上的包角1 1 2 11 8 0 5 7 . 3 / 1 8 0 2 4 0 8 0 5 7 . 3 / 3 6 5 . 5 1 5 4 . 9 1 2 0d d a 9 5 确定带的根数： 00/ P P K K 故要取 Z = 5 根 A 型 V 带。10 第六部分 齿轮的设计 （一） 高速级齿轮传动的设计计算 1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此 减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。 材料：高速级小齿轮选用 45 号钢调质，齿面硬度为小齿轮： 250速级大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬度为大齿轮： 200小齿齿数： 26，则： 1 = 6 = 取： 96 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计： 231 2 1t 确定各参数的值 : 1) 试选 ) 1 m3) 选取齿宽系数 1d4) 由表 8得材料的弹性影响系数 5) 由图 8得节点区域系数 ) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ： 610 齿轮的接触疲劳强度极限 ： 560 7) 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数： 60 605721830018 = 08 大齿轮应力循环次数： 60 N1/u = 08/ 08 8) 由图 8得接触疲劳寿命系数 ： ) 计算接触疲劳许用应力 ,取失效概率为 1%， 安全系数 S=1， 得 : 11 H1 = K = 10 = H2 = K = 60 = 用接触应力 : H = ( H1+ H2)/2 = (2 = 设计计算 : 小齿轮的分度圆直径 : 231232 12 1 . 2 9 8 . 5 1 0 0 0 3 . 7 1 1 2 . 5 1 8 9 . 86 2 . 2 71 3 . 7 1 5 2 9 . 0 5t 4 修正计算结果： 1) 确定模数： 116 2 . 2 7 2 . 426m 取为标准值 ： 2) 中心距： 12 2 6 9 6 2 . 5 1 5 2 . 522nz z ma m m 3) 计算齿轮参数： 11 2 6 2 . 5 6 5nd z m m m 22 9 6 2 . 5 2 4 0nd z m m m 1 65db d m m 70b 2 65b 4) 计算圆周速度 v： 11 3 . 1 4 6 5 4 7 6 . 6 7 1 . 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 由表 8取齿轮精度等级为 9 级。 12 5 校核齿根弯曲疲劳强度： (1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表 8得齿间载荷分配系数： K = K = 轮宽高 比为： * 65 1 1 . 5 62 . 5 2 1 0 . 2 52 h c m 求得 :K 0 02 = 由图 8得： K = ) K = = 1 ) 由图 88得齿形系数和应力修正系数： 齿形系数 : 力校正系数 : ) 由图 8齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： 245 220 ) 同例 8 小齿轮应力循环次数 ： 08 大齿轮应力循环次数 ： 08 6) 由图 8得弯曲疲劳寿命系数为： ) 计算弯 曲疲劳许用应力，取 S=式 8： F1 = K = = F2 = K = = F 1= = F 2= = 齿轮数值大选用。 13 (2) 按式 8核齿根弯曲疲劳强度： 1 33 2212 2 1 . 6 2 9 8 . 5 1 0 0 0 0 . 0 2 6 7 2 2 . 3 31 2 6F a S an m 所以强度足够。 (3) 各齿轮参数如下： 大小齿轮分度圆直径： 1 65d 240d 整的大小齿轮宽度为： 70 65 心距： ，模数： （二） 低速级齿轮传动的设计计算 1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。 材料：高速级小齿轮 选用 45 号钢调质，齿面硬度为小齿轮： 250速级大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬度为大齿轮： 200小齿齿数： 28，则： 4 2 3 3 2 . 8 6 2 8 8 0 . 0 8z i z 取 ：4 80z 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计： 231 2 1t 确定各参数的值 : 1) 试选 ) ) 选取齿宽系数 1d4) 由表 8得材料的弹性影响系数 5) 由图 8得节点区域系数 ) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ： 610 齿轮的接触疲劳14 强度极限 ： 560 7) 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数： 60 60830018 = 08 大齿轮应力循环次数： 60 N1/u = 08/ 07 8) 由图 8得接触疲劳寿命系数 ： ) 计算接触疲劳许用应力 ， 取失效概率为 1%， 安全系数 S=1， 得 ： H3 = K = 10 = H4 = K = 60 = 用接触应力 : H = ( H3+ H4)/2 = (2 = 541 设计计算 ： 小齿轮的分度圆直径 ：1231232 12 1 . 2 3 5 0 . 9 1 0 0 0 2 . 8 6 1 2 . 5 1 8 9 . 89 7 . 11 2 . 8 6 5 2 9 . 0 5t 4 修正计算结果： 1) 确定模数： 139 7 . 1 3 . 4 728m 取为标准值 ： 2) 中心距： 34 2 8 8 0 3 . 5 18922nz z ma m m 3) 计算齿轮参数： 33 2 8 3 . 5 9 8nd z m m m 44 8 0 3 . 5 2 8 0nd z m m m 15 3 98db d m mb 圆整为整数为： 98b 。 4) 计算圆周速度 v 32 3 . 1 4 9 8 1 2 8 . 4 8 0 . 6 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 由表 8取齿轮精度等级为 9 级。 5 校核齿根弯曲疲劳强度： (1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表 8得齿间载荷分配系数： K = K = 轮宽高比为： * 98 1 2 . 4 42 1 0 . 2 5 3 . 52 h c m 求得 :K = 0 00 = 由图 8得： K = ) K = = 1 ) 由图 88得齿形系数和应力修正系数： 齿形系数 ： 力校正系数 ： ) 由图 8齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度 极限为： 220 ) 同例 8 小齿轮应力循环次数 :N 3 = 08 大齿轮应力循环次数 :N 4 = 07 6) 由图 8得弯曲疲劳寿命系数为： ) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=式 8： F3 = K = = 4 = K = = 6 Y F 4= = F 4= = 齿轮数值大选用。 (2) 按式 8核齿根弯曲疲劳强度： 2 33 2232 2 1 . 6 2 3 5 0 . 9 1 0 0 0 0 . 0 2 6 7 2 3 . 3 81 2 8F a S an m 以强度足够。 (3) 各齿轮参数如下： 大小齿轮分度圆直径： 3 98d 280d 98db d m mb 圆整为整数为： 98b 圆整的大小齿轮宽度为： 103 98 心距： a = 135 数： m = 3.5 七部分 轴承和 轴及联轴器的设计 轴的设计 1 输入轴上的功率1P、转速1 1 w1 4 7 6 / m i m2 求作用在 齿轮上的力 ： 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 ： 1 65d ： 112 2 9 8 . 5 1 0 0 0 303065 t a n 3 0 3 0 t a n 2 0 1 1 0 3 N 3 初步确定轴的最小直径 ： 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15 112，得： 1 33m i n 014 . 9 21 1 2 2 6 . 34 7 6 . 6 7 m 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键 将轴径增大4%，故选取 : 30 轮的宽度： B = (e+2f = (518+28 = 88 保证大带轮定位可靠取： 86 带轮右端用轴肩定位，故取 轴直径为 ： 36 带轮右端距箱体壁距离为 20，取 ： 35 4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 : 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端 安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取 : 25 轴只受径载荷作用，查轴承样本选用： 6205 型深沟球轴承，其尺寸为 :dDT = 255215 承右端采用挡油环定位，取 : 15 端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得 6205。型轴承的定位轴肩高度： h = 3 取： 31 18 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于 :所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以 : 57 轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则 : s+a = 10+8 = 18 mm b3+c+a+s = 75+12+10+8 = 105 mm T = 15 轴的受力分析和校核 : 1）作轴的计算简图（见图 a） : 根据 6205 深沟球轴承查手册得 T = 15 轮中点距左支点距离 (88/2+35+15/2) 86.5 宽中点距左支点距离 (57/2+15+105) 141 宽中点距右支点距离 (57/2+18+15) 54 ）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图 b）： 3 = 4141+54 = 3 = 41141+54 = 垂直面支反力（见图 d）： 1+3)3 = 40641+54)141+54 = 3 = 406141+4 = 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面 C 处的水平弯矩： 41 43555 面 A 处的垂直弯矩： 48656 面 C 处的垂直弯矩： 41 4 29327 别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。 截面 C 处的合成弯矩： 19 2= 107832 2 = 2= 52508 合成弯矩图（图 f）。 4）作转矩图（图 g）。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴 上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（ 14取 ，则有： = )W = 1078322+( )91000 23 = 60 设计的轴有足够的强度，并有一 定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下： 的设计 20 1 求中间轴上的功率2P、转速2 2 w，2 1 2 8 / m i 3 5 0 m2 求作用在齿轮上的力 ： 已知高速级大齿轮的分度 圆直径为 : 2 240d : 222 2 3 5 0 . 9 1 0 0 0 2924240 t a n 2 9 2 4 t a n 2 0 1 0 6 4 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为 : 3 98d : 232 2 3 5 0 . 9 1 0 0 0 716198 t a n 7 1 6 1 t a n 2 0 2 6 0 6 N 3 确定轴的各段直径和长度 : 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质）， 根据机械设计（第八版）表 15： 112，得 : 2 33m i n 024 . 7 21 1 2 3 7 . 2 31 2 8 . 4 8 m 中间轴最小直径显然是安装轴承的直径 选定轴承型号为： 6208型深沟球轴承，其尺寸为： dDT = 356219 ： 40 高速大齿轮的内孔直径为： 49 于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则： 50 肩高度： h = 0 = 2.1 肩宽度：b 以： 35 14.5 于低速小齿轮直径 2将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为： 70 75 ： T2+s+a+ = 37.5 1 10 7 mm T2+s+ 15+8+10 26 轴的受力分析和校核： 1）作轴的计算简图（见图 a） : 根据 6205 深沟球轴承 查手册得 T = 15 速大齿轮齿宽中点距左支点距离 (52/2) 54 间轴两齿轮齿宽中点距离 (52/2+14.5+) 78 速小齿轮齿宽中点距右支点距离 (+7+26) 63 ）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图 b）： 2+2+ = 1076(78+63)+354+78+63 = 1+1+3 = 107654+54+78)54+78+63 = 垂直面支反力（见图 d）： 2+2+ = 78+63)354+78+63 = 1+1+3 = 54+78)54+78+63 = 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面 B、 C 处的水平弯矩： 4 93506 3 144635 面 B、 C 处的垂直弯矩： 4 3 别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。 截面 B、 C 处的合成弯矩： 2= 93570 2 = 2= 149795 合成弯矩图（图 f）。 22 4）作转矩图（图 g）。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（ 14取 ，则有： = )W = 935702+( )000 03 = 60 设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下： 23 的设计 1 求输出轴上的功率3P、转速3 3 w3 4 / m i 9 6 3 m2 求作用在齿轮上的力 ： 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 ： 4 280d : 342 2 9 6 3 . 7 1 0 0 0 6884280 t a n 6 8 8 4 t a n 2 0 2 5 0 5 N 3 初步确定轴的最小直径 : 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15 : 105，得 : 3 33m i n 034 . 5 31 0 5 4 8 . 84 5 . 1 2 m 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处 以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩 : 机械设计（ 第八版）表 14于转矩变化很小，故取 :K A = : m 由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为 :，其尺寸为：内孔直径50 孔长度 84 ： 50 保证联轴器定位可靠取： 82 联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为： D = 50 端用轴肩定位，故取 轴直径为： 56 4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和 长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端 安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取： 45 轴只受径载荷作用，查轴承样本选用 :6209 型深沟球轴承，其尺寸为： dDT = 4559轴承样本查得 6209 型轴承的定位轴肩高度为： h = 3.5 取： 52 4 轴承端盖的总宽度为： 20 端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为： l = 20 35 齿轮的定位及安 装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为： 52 以： 52 使齿轮定位可靠取： 68 轮右端采用轴肩定位，轴肩高度： h 2 = 肩宽度： b 5.1 以： 60 10 轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则： 19 mm B2+a+s+5+c+ 52+10+8+5+12+ 79.5 mm T3+s+a+ = 19+8+10+ = 41.5 轴的受力分析和校核 : 1）作轴的计算简图（见图 a） : 根据 6209 深沟球轴承查手册得 T= 19 宽中点距左支点距离 (70/2+10+9) 134 宽中点距右支点距离 (70/2) 65 ）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图 b）： 3 = 283765134+65 = 3 = 2837134134+65 = 垂直面支反力（见图 d）： 3 = 5134+65 = 3 = 34134+65 = 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面 C 处的水平弯矩： 34 124178 面 C 处的垂直弯矩： 34 45198 别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。 25 截面 C 处的合成弯矩： M = 2V = 132148 合成弯矩图（图 f）。 4）作转矩图（图 g）。 5）按弯扭组 合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（ 14取 ，则有： = )W = 2+( )000 23 = 60 设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下： 26 第八部分 键联接的选择及校核计算 1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为： bhl = 50触长度 :l = 80 75 键联接所能传递的转矩为 : T = F = 7517120/1000 = m T键满足强度要求。 2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为： bhl = 85触长度 :l = 45 37 键联接所能传递的转矩为 : T = F = 3730120/1000 = m T键满足强度要求。 3 输出轴键计算： (1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为： bhl = 1603触长度 :l = 63 47 键联接所能 传递的转矩为 : T = F = 04752120/1000 = m T键满足强度要求。 (2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为： bhl = 120触长度 :l = 70 58 键联接所能传递的转矩为 : T = F = 5840120/1000 = m T键满足强度要求。27 第九部分 轴承的选择及校核计算 根据 条件，轴承预计寿命： 818300 = 19200 h 1 输入轴的轴承设计计算 : (1) 初步计算当量动载荷 P: 因该轴承只受径向力，所以 : P = 406 N (2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为 : C = 0n 1106L h = 4063 6057210619200 = 3533 N (3) 选择轴承型号 : 查课本表 11择 :6205 轴承， 14 课本式 11： 10660n 1 = 106605721410004063 = 06以轴承预期寿命足够。 2 中间轴的轴承设计计算 : (1) 初步计算当量动载荷 P: 因该轴承只受径向力，所以 : P = (2) 求轴 承应有的基本额定载荷值 C 为 : C = 0n 1106L h = 609200 = 6039 N (3) 选择轴承型号 : 28 查课本表 11择 :6205 轴承， 14 课本式 11： 10660n 1 = 1066014= 05以轴承预期寿命足够。 3 输出轴的轴承设计计算 : (1) 初步计算当量动载荷 P: 因
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