车辆工程设计带式输送机传动装置说明书

设计内容 计算及说明 结果 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 350C） ,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 350C） ,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 动机的选择 动机类型 定电动机功率 定电动机转速 定电动机 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/送带工作速度 v(m/s) 筒直径 D(450 选用 工作机的效率 传动装置中各部分的效率，查机械设计课程设计手册表 1 级精度的一般齿轮传动效率 齿 高速级弹性联 轴器传动效率 联 低速级齿式联轴器传动效率 滚子轴承传动效率 )(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 工作机所需功率4 2 0 0 1 . 9 8 . 3 11 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 6 W 所需电动机功率 8 . 3 1 9 . 3 40 . 8 9P K W 采用同步转速 1500r/出电动机型号为 额定功率为 11载转速 1460r/本符合题目所需的要求。 齿 联 球 设计内容 计算及说明 结果 作机转速 配各级传动比 算传动装置运动及动力参数 算 各轴转速 算各轴输入功率 6 0 1 0 0 0 1 . 9 6 0 1 0 0 0 8 0 . 6 8 m i 0w 总传动比 1460 1 8 . 1 08 0 . 6 8n i= i1 i2 1.5)取 4 6 0 m i n r 11460 2 8 0 . 7 6 m i 2 22 8 0 . 7 6 8 0 . 2 2 m i 5 0 . 2 2 r / m i 式中 : 为电动机满载转速 ,r/n、 n 、 n 分别为、轴转速 ,r/为高速轴 ,为低速轴 . 01 9 . 3 4 0 . 9 9 9 . 2 5 K W 12 9 . 2 5 0 . 9 7 0 . 9 9 8 . 8 8P P P K W 齿 滚 23 8 . 8 8 0 . 9 7 0 . 9 9 8 . 5 3P P P K W 齿 滚 式中 : 为电动机输出功率 ,P、 P 、 P 分别为、轴输入功率 , 231201 ， 依次为电动机与轴轴轴的传动效率。 .2 计内容 计算及说明 结果 一级齿轮传动的设计计算 面接触疲劳强度计算 （ 1）初步计算 转矩 宽系数 d 接触疲劳极限 初步计算的许用接触应力 H 9 5 5 0 9 5 5 0 9 . 2 5 1 4 6 0 6 0 . 5 0T P n N m 9 5 5 0 9 5 5 0 8 . 8 8 / 2 8 0 . 7 6 3 0 2 . 0 5T P n N m 9 5 5 0 9 5 5 0 8 . 5 3 8 0 . 2 2 1 0 1 5 . 4 8T P n N 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 40质处理 ,硬度 241286 均取为 260 齿轮用 45钢 ,调质处理 ,硬度 229 286 均取为 240 6619 . 2 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 01460 1 2 . 1 3 , 1 . 0d 由 表 取 由图 8 7 1 2l i i （ 式 1 2 . 1 6 , 8 5由 表 取 1T 60500 .m m 1=710 =580 2 2 6 3 921 设计内容 计算及说明 结果 初步计算小齿轮直径 步齿宽 b （ 2）较核计算 圆周速度 v 精度等级 齿数 m 使 用系数 载系数 算传动比误差 131 23216 0 5 0 0 5 . 2 1851 5 2 2 5 . 25 4 . 5 8 （式 1 1 5 7 11 5 7 1 4 6 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 由表 取齿数 0;z2=30=156 m=d1/7/30= m=2.5 d1/m=57/2.8 z2=23=表 表 1 1111z i 0 5 . 2 5 . 2 2i 5 . 2 2 , =z 2 3 i 5 . 21 0 0 % 0 . 3 8 % ( 3 5 ) % 满 足 要 求取 7mm b=57mm v=s 选 8 级精度 3; 20 v=计内容 计算及说明 结果 齿间载荷分配系数 K 齿 向 载 荷 分 布 系 数 载荷系数 K 区 域 系 数 1112221 2 . 1 0 ,2 2 6 0 5 0 02 1 2 2 . 8 1571 2 1 2 2 . 8 13 7 . 2 4 /571 0 0 /111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 12 3 1 2 0( 1 2 . 64 4 1 . 7 10 . 8 733( 1 2 . 1 0111. 3 20 . 8 7m m 由 表 先 求式 ）式 ）由 此 得23131 2 . 1 1b( ) 1 0 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 1 0 5 7 B C b 由 表1 1 . 2 1 . 8 2 1 . 4 7A v H K K K （式 由表 图 = =K=K= 设计内容 计算及说明 结果 总工作时间 力循环系数 触寿命系数 用接触应力H 验算 由表 300 16 9 1 01 1 199211 2 . 1 5 , 1 0 1 0m 7 . 0 86 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 1 4 6 0 3 8 4 0 03 . 3 6 1 03 . 3 6 1 0/ n i 由 表 估 计 ， 则指 数式 ）原 估 计 应 力 循 环 次 数 正 确 。 由图 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 51 . 0 55 8 0 1 . 0 41 . 0 5(式 12122 11 2 . 81 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 72 2 . 1 5 6 0 5 0 0 5 . 2 15 7 5 7 5 . 2H E Zb d u （ 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 . 8400h 1 06 1 02 6 4 2 . 3 8 5 7 4 . 4 8p aM p a25 3 4 . 2 6 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 根弯曲疲劳强度验算 向载荷分布系数 齿形系数 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=23=120=3002m ( z z ) 2 . 5 ( 2 3 1 2 0 )22a 1 1 5 7 5 7 m 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 ( 1 2 . 1 8 )1 . 7 1Y 式111 2 . 1 0 , 0 . 6 9 由 表b/h=57/(图 =A V F a K K = 7mm 00mm a= 7mm 7Y =2Y 设计内容 计算及说明 结果 应力修正系数曲疲劳极限 弯曲最小安全系数 力循环系数 曲寿命系数 寸系数 用弯曲应力 F 由图 图 表 1 01 1 198211 2 . 1 5 , 3 1 0 1 0m 4 9 . 9 16 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 1 4 6 0 3 8 4 0 03 . 3 6 1 03 . 3 6 1 0/ n i 由 表 估 计 ， 则指 数式 ）原 估 计 应 力 循 环 次 数 正 确 。由图 图 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 1 . 0 1 2 . 9 1 . 2 54 5 0 0 . 9 3 1 . 01 . 2 5F N （ 式 ）l i m 1 = 6 0 0 M p aFl i m 2 = 4 5 0 M p 1 06 1 0X= = 4 3 2 M p a F2 = 3 3 4 . 8 M p a F设计内容 计算及说明 结果 验算 二级齿轮传动的设计计算 面接触疲劳强度计算 （ 1）初步计算 转矩 宽系数 d 接触疲劳极限 初步计算的许用接触应力 H 11 1 11222211122 2 . 2 4 6 0 5 0 05 7 5 7 2 . 52 . 6 8 1 . 5 7 0 . 6 92 . 1 7 1. 8 21 0 5 . 5 32 . 6 8 1. 5 7F F a S aF a S a S Yb d 传动无严重过载，故不作静强度校核 6618 . 8 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 02 8 0 . 7 6 1 2 . 1 3 , 1 . 0d 由 表 取 由图 8 7 1 2l i i （式 1 2 . 1 6 , 8 5由 表 取 11221 0 5 9 9 a2 3 0 2 0 5 0 .m 1=710 =580 2 2 6 3 921 设计内容 计算及说明 结果 初步计算小齿轮直径 步齿宽 b （ 2）较核计算 圆周速度 v 精度等级 齿数 m 验算传动比误差 使用系数 载系数 323213 0 2 0 5 0 3 . 5 1851 5 2 2 3 . 59 5 . 6 6 （式 3 1 9 7 3 9 7 2 8 0 . 7 66 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 由表 取齿数 0;z4=30=105 m=d3/7/30= m=3 d3/m=97/3=z4=33= 2 2232z i 6 3 . 5 3 . 5 2i 3 . 5 2 , =z 3 3 i 3 . 51 0 0 % 0 . 5 7 % ( 3 5 ) % 满 足 要 求由表 表 7mm b=97mm v=s 选 9 级精度 3 16 v=计内容 计算及说明 结果 齿间载荷分配系数 K 齿 向 载 荷 分 布 系 数 载荷系数 K 区 域 系 数 总工作时间 334221 2 . 1 0 ,2 2 3 0 2 0 5 06 2 2 7 . 8 4971 6 2 2 7 . 8 46 4 . 2 0 /971 0 0 /111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 63 3 1 1 6( 1 2 . 64 4 1 . 7 60 . 8 633( 1 2 . 1 0111. 3 50 . 8 6m m 由 表 先 求式 ）式 ）由 此 得23131 2 . 1 1b( ) 1 0 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 1 0 9 7 B C b 由 表1 1 . 1 5 1 . 3 5 1 . 3 9A v H K K K （式 由表 图 表 300 16 = =K=K= 8400h 设计内容 计算及说明 结果 应力循环系数 触寿命系数 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 791 1 188211 2 . 1 5 , 1 0 1 0m 8 . 7 86 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 2 8 0 . 7 6 3 8 4 0 06 . 4 7 1 06 . 4 7 1 0/3 . 5 n i 由 表 估 计 ， 则指 数式 ）原 估 计 应 力 循 环 次 数 正 确 。 由图 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 1 . 0 41 . 0 55 8 0 1 . 1 41 . 0 5(式 2322 11 2 . 81 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 62 2 . 1 6 3 0 2 0 5 0 3 . 5 19 7 9 7 3 . 5H E Zb d u （ 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= 33=994= 116=3484m ( z z ) 2 . 5 ( 3 3 1 1 6 )22a 3 1 9 9 9 9 m 81826 1 1 02 7 0 3 . 2 4 6 2 9 . 7 1p aM p a25 5 3 . 2 6 满 足 条 件9mm 48mm a= 094=99计内容 计算及说明 结果 根弯曲疲劳强度验算 向载荷分布系数载荷系数 K 齿形系数 力修正系数曲疲劳极限 弯曲最小安全系数 力循环系数 曲寿命系数 寸系数 用弯曲应力 F 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 ( 1 2 . 1 8 )1 . 7 6Y 式111 2 . 1 0 , 0 . 6 8 由 表b/h=99/(3)=图 =A V F a K K = 由图 图 表 1 01 1 188211 2 . 1 5 , 3 1 0 1 0m 4 9 . 9 16 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 2 8 0 . 7 6 3 8 4 0 06 . 4 7 1 06 . 4 7 1 0/ n i 由 表 估 计 ， 则指 数式 ）原 估 计 应 力 循 环 次 数 正 确 。 由图 图 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 2 1 . 0 1 2 . 91 . 2 54 5 0 0 . 9 5 1 . 01 . 2 5F N （ 式 ）Y =2Y l i m 1 = 6 0 0 M p aFl i m 2 = 4 5 0 M p 1826 1 1 0X= = 4 4 1 . 6 M p a F2 = 3 4 2 M p a F设计内容 计算及说明 结果 验算 第轴轴径 第轴轴径 第轴轴径 1 12 . 1 6 3 0 2 0 5 09 9 9 9 32 . 4 7 1 . 6 4 0 . 6 82 . 1 7 1. 8 21 2 2 . 2 42 . 4 7 1. 6 4F F a S aF a S a S Yb d 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 45钢，调质处理。 3319 . 2 51 1 2 2 0 . 7 21460 m 3328 . 8 81 1 2 3 5 . 4 22 8 0 . 7 6 m 3338 . 5 31 1 2 5 3 . 8 68 0 . 2 2 m 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轴器1142 6030 60 20024323 11221 2 2 . 2 41 1 9 . 1 8 a取1d=302d=503d=65计内容 计算及说明 结果 第轴轴承 第轴轴承 第轴轴承 体尺寸计算 箱座壁厚 箱盖壁厚 1 箱盖凸缘厚度 座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚度 脚螺钉直径 脚螺钉数目 n 轴承联接螺栓直径 与座联接螺栓直径 接螺栓 间距 l 轴承端盖螺钉直径 孔盖螺钉直径 位销直径 d df,d1,外箱壁距离 C2 对应的 速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用155 8440 84 854 2001。 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 6308 深沟球轴承 6310 深沟球轴承 6313 均为 10为 102554 202500001=34， 8 设计内容 计算及说明 结果 对应的 c2 对应的 承旁凸台半径 台高度 h 外箱壁至轴承座端面距离 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 轴承端盖外径 承旁联接螺栓距离 S 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 6， 4 8,6 24据低速轴承外径确定以便扳手 操作 60=3,y=15 150mm m=21=1306023=1901=1602=190mm d=348 1 0 1 5 4 8 0 m m3342 2 1 0 1 5 4 8 0315t TF d 33 t a n 2 0 5 8 3 6 0 . 3 6 d=348 1 0 1 5 4 8 0 m m3836N 32124N 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 (力图 垂直面反力 垂直面 (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 31 168 259F 2124 168259 32 91 259F 2124 91259 31 1 6 8 5 8 3 6 1 6 8 2 5 9 2 5 9F 2 3 1 5 8 3 6 3 7 8 6R t F 1 9 1 1 3 7 8 9 1 1 9 1 3 7 8 5 9 1 2 2 2 21 2 5 3 9 8 3 4 4 4 3 5 M 低 速 轴 材 料 选 用 45 钢调质 , 6 5 0 , 3 6 0 a M P a T=插入法由表 得 M P a 2,60 01 应力校正系数 2600 1 b b0 0 1 5 4 8 0T 1378N 246N 1786N 2050N 125398 m m344435 m m366552M N m m609288T N m m 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 22 2 21 3 6 6 5 5 2 6 0 9 2 8 8M M T 在靠近输出端轴颈中间处 22 2 22 3 6 6 4 9 5 6 0 9 2 8 8M M T 4 2 ( ) 3 4 8 2 1 . 2 5 3d h c m 1 33 1 6 2 0 2 1 60 . 1 0 . 1 6 0 2 33 1 6 2 0 2 1 30 . 1 0 . 1 6 0 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45 钢， ， 。 1 0 . 4 4 0 . 4 4 6 5 0 1 0 . 3 0 0 . 3 0 6 5 0B 011 . 7 2 8 6 1 . 7 011 . 6 1 . 6 1 9 5 1002 2 2 8 6 4 8 6486 1002 2 1 9 5 3 1 2312 1 6 2 0 2 1 6M N m m 2 6 2 0 2 1 3M N m m 6 3 4 0 m m 4 6 5 5d m m 1 286b M P a 1 195M 0 486b M 0 312 设计内容 计算及说明 结果 截面 水平面弯矩 垂直面弯矩 合成弯矩 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转切应力 扭转切应力幅和平均切应力 应力集中系数 有效应力集中系数 表面状态系数 尺寸系数 安全系数 弯曲安全系数 1 9 1 1 3 7 8 9 1 1 9 1 3 7 8 5 9 1 2 2 2 21 2 5 3 9 8 3 4 4 4 3 5 M 3 2 3 2( ) 7 0 2 0 7 . 5 ( 7 0 7 . 5 )3 2 2 3 2 2 7 0d b t d tW d 36655229472W 0m 3 2 3 2( ) 7 0 2 0 7 . 5 ( 7 0 7 . 5 )1 6 2 1 6 2 7 0T d b t d tW d 101548063128 1 6 . 0 922 因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=2 / 8 0 7 0 1 . 1 4 , / 2 / 7 0 0 . 0 2 9D d r d 和 ，从附录表 。 由附录 5查出 由附录 6查出 设为无限寿命， 1，由式 1 1 2 8 62 . 2 5 7 1 2 . 4 40 . 9 2 0 . 7 8 125398 m m 344435 m m366552M N m m W =29472 1 2 a M P a 63128 设计内容 计算及说明 结果 扭转安全系数 复合安全系数 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 静载荷计算 00, 1 1 1 9 51 . 5 2 8 . 0 4 0 . 2 5 8 . 0 40 . 9 2 0 . 7 4 2 2 2 27 . 3 0 9 . 7 77 . 3 0 9 . 7 7( 1 . 3 1 . 5 )经检验轴所用尺寸合格。 221 5 6 5 1 9 9 222 1 5 6 9 5 5 4 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 5 5 9f X F 22 2 1 . 2 1 1 6 6 4P f d X F r 查 机械设计手册 第 64页表 6r=7000r/4 0 . 8 4 0 8 0 0C r K N N， 0 2 4 2 4 0 0 0 N 。因 2 1，只计算右边轴承 66331021 0 1 0 4 0 8 0 0( ) ( )6 0 6 0 1 4 6 0 1 9 9 6 . 8 故高速级轴承满足寿命要求。 查 a 0 1 1 0 1 105 9 9 , 0 . 6 5 9 9 3 5 9 . 4r r r N P X F N 0 2 2 0 2 201 6 6 4 , 0 . 5 1 6 6 4 8 3 2r r r N P X F N 取 最 大 值 5 1 1 599 2 1664 1 2 510 0 1 0 8hL h h t 年 01025991664设计内容 计算及说明 结果 安全系数 算额定静载荷 许用转速验算 载荷系数 静载荷分布系数 许用转速 N 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 20S 0 2 0 0 2 2 1 6 6 4 P （ 01 02只算轴承） 由 116 7 0 . 8 0 . 0 1 640800,查图 11 由 221 9 9 6 . 8 0 . 0 4 940800，查图 12 002211 1 1 2 1 02 2 1 2 2 01 1 7 0 0 01 1 7 0 0 0N f f NN f f N 经检验该轴承合格。 221 7 8 0 1 4 1 7 222 2 1 6 5 3 9 3 7 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 1 6 1 7f X F 2 2 2 1 . 2 1 4 4 9 3P f d X F r 查 机械设计手册 第 64页表 6r=6000r/6 1 . 8 6 1 8 0 0C r K N N， 0 3 8 3 8 0 0 0 N 。因 2 1，只计算右边轴 20S 0 2 03328 C 11 12 1122211 7 0 0 0 / m i 7 0 0 0 / m i 4 6 0 / m i 于 工 作 转 速 1 1617 2 4493 1 2 设计内容 计算及说明 结果 静载荷计算 00, 安全系数 算额定静载荷 许用转速验算 载荷系数 静载荷分布系数 许用转速 N 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 承 66331021 0 1 0 6 1 8 0 0( ) ( )6 0 6 0 2 8 0 . 7 6 5 3 9 1 . 6 故中速级轴承满足寿命要求。 查 a 0 1 1 0 1 101 6 1 7 , 0 . 6 1 6 1 7 9 7 0 . 2r r r N P X F N 0 2 2 0 2 204 4 9 3 , 0 . 5 4 4 9 3 2 2 4 6 . 5r r r N P X F N 取 最 大 值 正常使用深沟球轴承，查表 20S 0 2 0 0 2 2 4 4 9 3 P （ 01 02只算轴承） 由 111 9 4 0 . 4 0 . 0 3 161800,查图 11 由 225 3 9 1 . 6 0 . 0 8 761800，查图 12 002211 1 1 2 1 02 2 1 2 2 01 1 6 0 0 01 0 . 9 8 6 0 0 0N f f NN f f N 经检 验该轴承合格。 221 7 4 6 3 7 8 6 222 3 7 8 6 2 0 5 0 510 0 1 0 8hL h h t 年 01021617449320S 0 2 08986 C 11 12 1122211 6 0 0 0 / m i 5 8 8 0 / m i 8 0 . 7 6 / m i 于 工 作 转 速 1 3858 2 4305 设计内容 计算及说明 结果 冲击载荷系数 当量动载荷 基本额定寿命 静载荷计算 00,安全 系数 算额定静载荷 许用转速验算 载荷系数 静载荷分布系数 许用转速 N 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 3 8 5 8f X F 2 2 2 1 . 2 1 4 3 0 5P f d X F r 查 机械设计手册 第 64页表 6r=4500r/9 3 . 8 9 3 8 0 0C r K N N， 0 6 0 . 5 6 0 5 0 0 N 。因 2 1，只计算右边轴 承 66331021 0 1 0 9 3 8 0 0( ) ( )6 0 6 0 8 0 . 2 2 5 1 6 6 故中速级轴承满足寿命要求。 查 a 0 1 1 0 1 103 8 5 8 , 0 . 6 3 8 5 8 2 3 1 4 . 8r r r N P X F N 0 2 2 0 2 204 3 0 5 , 0 . 5 4 3 0 5 2 1 5 2 . 5r r r N P X F N 取 最 大 值 正常使用深沟球轴承，查表 20S 0 2 0 0 2 2 4 3 0 5 P （ 01 02只算轴承） 由 114 6 2 9 . 6 0 . 0 4 993800,查图 11 由 225166 0 . 0 5 593800，查图 12 002211 1 1 2 1 02 2 1 2 2 01 1 4 5 0 01 1 4 5 0 0N f f NN f f N 经检验该轴承合格。 1 2 5166 610 1 1 0 8hL h h t 年 01023858430520S 0 2 08610 C 11 12 1122211 4 5 0 0 / m i 4 5 0 0 / m i 0 / m i 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 速轴与联轴器键联接的选择和计算 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 30表4可知 2 2 3 0d 时可选用 8 7 50键 ，即键宽 8 7键长 0 。 键的接触长度 5 0 8 4 2l l b m m 。 联轴器采用 45锻钢制造， 由表 1 5