单级齿轮减速器使用说明

1、减速器设计说明书系 别: 专业班级： 姓 名: 学 号: 指导教师： 职 称:第一章 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1第二章传动装置总体设计方案22.1传动方案22.2该方案的优缺点2第三章选择电动机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33.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 5第四章计算传动装置运动学和动力学参数54.1电动机输出参数54.2高速轴的参数64.3低速轴的参数64.4工作机的参数6第五章普通V带设计计算7第六章减速器齿轮传动设计计算 12.6.1选精度等级、材料及齿数12.6.2按齿根弯曲疲劳强度设计12.6.3确定传动尺寸 .

2、15.6.4校核齿面接触疲劳强度 15.6.5计算齿轮传动其它几何尺寸17.6.6齿轮参数和几何尺寸总结17.第七章轴的设计19.7.1高速轴设计计算 1.9.7.2低速轴设计计算 27.第八章滚动轴承寿命校核 .3.6.8.1高速轴上的轴承校核36.8.2低速轴上的轴承校核38.第九章键联接设计计算 3.9.9.1高速轴与大带轮键连接校核39.9.2低速轴与大齿轮键连接校核39.9.3低速轴与联轴器键连接校核40.第十章联轴器的选择4.010.1低速轴上联轴器4.0.第十一章 减速器的密封与润滑 .4.1.11.1减速器的密封 4.1.11.2齿轮的润滑 4.1.11.3轴承的润滑 4.1.

3、第十二章 减速器附件42.12.1油面指示器 42.12.2 通气器42.12.3 放油塞42.12.4窥视孔盖43.12.5 定位销44.12.6起盖螺钉44.第十三章减速器箱体主要结构尺寸45.第十四章设计小结46.参考文献47.第一章设计任务书1.1设计题目一级直齿圆柱减速器，拉力F=2300N，速度v=1.1m/s ，直径D=350mm ，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

4、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. 箱体结构设计第二章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，减速器为一级圆柱齿轮减速器。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。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为Y系列三相

5、交流异步电动机第三章选择电动机380V，Y 型。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3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：n 1=0.99滚动轴承的效率：n 2=0.99V带的效率：n v=0.96闭式圆柱齿轮的效率：n 3=0.98工作机的效率：n w=0.96% = % X诫汇 X %江 = 0E碍3.3选择电动机容量工作机所需功率为FxV100023O&X 1.11000电动机所需额定功率出 2*53% 0.860工作转速:仍Ox 1000 x hiit x 350=GO.OSrpm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

6、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=ia Xnw=（620） X60.05=360-1201r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-6的三相异步电动机， 额定功率 Pen=3kW ,满载转速为nm=960r/min,同步 转速为 nt=1000r/min万案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/mi n)满载转速(r/mi n)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880电机主要外形尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺

7、栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL XHDA XBKD XEFXG132475 X315216 X1401238 X8010 X333.4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：二空二 15.9S761%60.05（2）分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=3.5减速器传动比为第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数955QOOOX2.919604.2高速轴的参数P * 二尸a X 口炉二 2.91 X 0.96 二 2.79fcV7S602 7*9 = 97139.8 mm4.

8、3低速轴的参数P* 二尸 f x?ja X75 二 2.7勺x0.99x 0.98 = 2.71fc?7274,294.57-6Q.03rpr?t= 95SOOOOX= 9S50000X叫2.7L6M2431197.93N*mm4.4工作机的参数户丹二 P / * 旳 X % x 可玄 x 厲的二 2.71X 0.99 x 0.99 x 0.99x 0,96 二 2.52= g5Soooox-=Mx60,024009663W-mm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/(N ?mm)电机轴9602.9128948.44高速轴274.292.7997139

9、.89低速轴60.022.71431197.93工作机60.022.52400966.34第五章普通V带设计计算(1)确定计算功率Pea由表查得工作情况系数KA=1.1，故P“ = Kd、p= 1.1x2,91 = 3,aaifcvy(2) 选择V带的带型根据Pea、n1由图选用A型。(3) 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1 )初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd仁75mm2)验算带速v。按式验算带的速度Ji x 75 x 96060 x 1000=-s-1(4)计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径=3.5X 75 = 262.57?im根据表，取标准值为 dd2=25

10、0mm(5) 确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式，初定中心距 a0=490mm由式计算带所需的基准长度j X (ddl 4+(ddlY = 2 X 490 + y X (7S + 250) +由表选带的基准长度 Ld=1550mm按式计算实际中心距 a。十。+空孕山注按式冲心距的变化范围为 489-558mm(6) 验算小带轮的包角a a=160.42 120 57,3 *57.3 1舸电 180 D (抚跑咖 J X -180 D (250 75) x 弓丄(7) 计算带的根数z1 )计算单根V带的额定功率Pr。由 dd仁75mm和 n1=960r/min,查表得 P0=0.51kW。根

11、据 n1=960r/min, i=3.5 和 A 型带，查表得厶 P0=0.112kW。查表得K a=0.951，表得KL=0.98，于是耳二(耳 +A Po) xXfl xKl = (0.514 0112)x0.951 x 0.96 = O.SSkWTPg 3 201匚才=t-二 r ft 5.52取6根。(8) 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2.5-)(2.S - 0,951)x3.201% = 500X-_- -+ q 2 二 5OQ X7-zcKaXz Xv 10,951X6 X 377=116.74N(9) 计算压轴力Fp带型AV带

12、中心距512mm小带轮基准直径75mm包角a 1160.42 dd1大带轮基准直径250mm带基准长度Ld1550mmdd2带的根数6根单根V带初拉力116.74N带速3.77m/s压轴力1380.48N2 x Jq x sin (半)2 x6x 11674X sin笃氐：l = 138046/(10) 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dd仁75因此小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：右=2.0 x d = 2.0 X 38 = ?6rmrtdA = cij 4 2 x = 7S + 2 x 2,75 = SO.Sttitti5=(z-l)xe

13、 + 2x / =(E 1) x 15 + 2 x 9 = 93mr?tL=2.0 Xd B (带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度)L = A37m7r小带轮结构图图5-1小带轮结构图(2)大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径 d=28mm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：= 2.0 x d = 2.0 x 2 8 = Sfimnt= Hit * 2 x 二 250 + 2 x 2.75 = 255,5wnE = (z - l)xe + 2x/ = ( 1) x 15 + 2 x 9 = 93 mm.C = 0,25 沢耳=0.25 x 93 =

14、 2 3,25?w?tL = 2.0 x d = 2.0 x 28 = 5Emm大带轮结构图图5-2大带轮结构图第六章减速器齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr （渗碳淬火），齿面硬度4855HRC ,大齿轮40Cr （渗碳淬火），齿面硬度4855HRC选小齿轮齿数 Z1=27，则大齿轮齿数 Z2=Z1 Xi=27 X4.57=124实际传动比i=4.593压力角a =20 。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7 ）试算模数，即主%2 X K幵 X T X 纬YFa X 丫手丄 %乂腐叶1）确定公式中的各参数值。a. 试选 KFt=1.3b. 由式

15、（10-5 ）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y &-D.75075r 二 62 5 4 二 0.25 4 -= 0.634片1.73c. 计算 YFaXYSa/ oF由图10-17查得齿形系数rpnl = 2.57,练垃二 2.096由图10-18查得应力修正系数怙厂仁“艮汗們07由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为吩血=620JWPlI . 0応讹=62OJWa.由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14 ）得Kfm1 X0,91 X 6205 二 L2S451.3 aKfk s x_ 0.9 2 x 6 2 0S =L2

16、5D.00911两者取较大值，所以0.00911mt 2）试算齿轮模数3J2 X 1.3 X97139.BQX 0.6841X272X 0.00911= 1.292mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备a. 圆周速度vdi = X = 1.292 X 27 = 34,984?n?tx di x n60 x WOO=0.77Sk x 34,884x274.2960 x 1000b. 齿宽b i x = 1 x :34-.S84= 34884ir?tc. 齿高h及齿宽比b/hh. = （2 x + 晴）x 凤讥=2.907mmh 34.664= =12K 2.9072）计算实际载荷

17、系数KF根据v=0.775m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数 Kv=1.065查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.1由表10-4用插值法查得 KH 3=1.315，结合b/h=12 查图10-13，得KF 3=1.061则载荷系数为JO = X x x = 1 x 1.065 x Llx 1.061= 1.2433）由式（10-13 ）,按实际载荷系数算得的齿轮模数3J 1.243m thc X 1.22 x J is 1.273mm.取 m=2mm4) 计算分度圆直径 = 771X2 = 2x27 =6.3确定传动尺寸(1) 计算中心距a. =( +；* 皿 _ i51ww7t

18、凰整为 15 lmm(2) 计算小、大齿轮的分度圆直径dj = xm = 27 x 2 =爲=zz x-m = 124x 2 = 240mm(3) 计算齿宽b = ipAxd2 =取 B仁60mmB2=55mm6.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为端面重合度为:188 -3.2轴向重合度为：fe4ik)l = 174g = 0.318 x Pd x Zj x tanfi = 0查得重合度系数Z =0.868a.计算接触疲劳许用应力oH由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:吩说=11加嘟4吩砲=1100/Wptr计算应力循环次数凤=60 x rij x cl x Lh = 60x

19、 274.29 ; 1 x 16 x 300x 10 = 7.9x 102叫 7.SX 10fl由图查取接触疲劳系数:1.03,Kftm =1,14取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力T1他二 1354ZWPiixz x Zs = 662.9/Wct -40 X -= 112X777;= 24.27mmJn、274.29由于最小轴段截面上要开 1个键槽，故将轴径增大 5%亦淞=(1 + 0.03 X 24r.27 = 25.4S?n?n查表可知标准轴孔直径为 28mm故取dmin=28(4) 确定各轴段的直径和长度。图7-1高速轴示意图1) 高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径

20、d12=28mm ,112长度略小于大带轮轮毂长度 L,取 I12=54mm 。选用普通平键， A 型键，b Xh = 8 X7mm(GB/T 1096-2003) ，键 长 L=40mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d23 = 33 mm ，由轴承产品目录中选择深沟球轴承 6207，其尺寸为 d XD XB = 35 X72 X17mm ,故 d34 = d78 = 35 mm ,取挡油环的宽度为 12 ,贝U 134 = 178 =17+12= 29 mm 。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩

21、高度h = 2.5mm，因此，取 d45 = d67 = 40 mm 。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以 156 = 60 mm , d56 = 58 mm4）轴承端盖厚度 e=9.6，垫片厚度 t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉 6= 20mm , C2=18mm ，箱座壁厚3 =8mm，则=占+ 6+G +血+ 占=8-F 20 + 1S + 2 4 9,6 + 5 + 24 - 17 -10 = 59,6mm5）取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm 。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动

22、轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取= 10 mm ，挡油环宽度s仁12mm ，则；4S =4= 10 + 10 - 12 = 8 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径28333540584035长度5459.629860829（5）轴的受力分析小齿轮所受的圆周力（di为小齿轮的分度圆直径）*57139.8954二 3597.774JV小齿轮所受的径向力 爲.=耳1 x tana = 3597,774x (zn20= 1309,4832根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm第一鼠轴中点到轴磁力中心踵萬q = y4斗tc =譽4 596 ME = 95,

23、1处朋鼬承虽力申心到齿軽我点鉅离认=-+ -十単一o二却十蛊+罟一8,5二5砧血皿齿耗申点甕轴滚压力申芯距篱証= is = 5B,5mm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带传动压轴力（属于径向力）Q=1380.48Na.在水平面内高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1380.48N轴承A处水平支承力:口网寿旳 X 535 - 13BQ48X 书,150.5 4 58.5轴承B处水平支承力: 尺时二

24、Q + 耳-斤心二 1380.48 + 1309.483 - (-4旳=3157b.在垂直面内轴承A处垂直支承力:=FC1 X= 3597J74X5&558.S 4 SS.5179W轴承B处垂直支承力:二片T xr ? r = 597774x5&558.5 4 58.5肌=轴承A的总支承反力为:4- a和=J(4厂尸 +(1了 明严=iase.63jv轴承B的总支承反力为:翁 + 只為=V(31S7)z + (179 = 3633.6JVC.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：甌询=ON* 7rtm截面B在水平面上弯矩：陋曲=Q % H = 1380,48x95.1 = 13128W* mm

25、截面C在水平面上的弯矩:MCr = R阳 x = -467 x 50.5 = -27320N* mm截面D在水平面上的弯矩：阳口丹=W* mmd. 在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：M血=QN mm截面B在垂直面上弯矩：M3V = ON mm截面C在垂直面上的弯矩：=斤打 x 1709 x 58.S = 105242A7 和和截面D在垂直面上弯矩：= OJV* THEe. 合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：叫=0J7* mm截面B处合成弯矩：Ms = 13128W. 77177：截面C处合成弯矩:斗嗣备=7(-7320)2 + (105242)E = L087302V*-jrtm截面D处合成弯

26、矩:转矩和扭矩图截面A处当量弯矩:Mva = ON * Trim截面B处当量弯矩:MV3 =甌 斗(吃 X T)左=7(131284)z+ (0.6x 97139.89)2 = L43 4W * mnt截面C处当量弯矩:ax T)2 = 7(106730J24 (0.6x 97139.89 = L23366N* nvn截面D处当量弯矩:-+(xr)2 =+ (0.6x 97139.89)2 = 5S234AZ* mmf. 画弯矩图 弯矩图如图所示:图7-2高速轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面其抗弯截面系数为7T X JT X 353VF = p = 42

27、Q7,1LS抗扭截面系数为w x ds略- 34142?F?t3最大弯曲应力为cr =由=34.14/lfPtr W剪切应力为11.54JWPU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a =0.6，则当量应力为嘔-4rX (tr x t)2 - 36.8411查表得40Cr（渗碳淬火）处理，抗拉强度极限b B=600MPa ，则轴的许用弯曲应力（T-1b=55MPa ,bca1.4h , 取 156 = 7 mm 。4）轴承端盖厚度 e=9.6，垫片厚度 t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉 6= 20

28、mm , C2=18mm ，箱座壁厚3 =8mm ,则% = $ + 6 + 总 + 心 + e + 5 + K 山-8-F 20 + 10 + 2 4 9,6 + 5 + 24 - 21 -10 = 55,6mm5）取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm ，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取= 10 mm ，已知滚动轴承的宽度 B = 21 mm ，则ISi = 214 10 += 45.5 mrttl67 S5 = 21 +10+ 12.5 7 = 36.5 mm.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径455055586855长度

29、11255.645.553736.5(5)轴的受力分析大齿轮所受的圆周力(d2为大齿轮的分度圆直径)431197-93248二 3477.403大齿轮所受的径向力Frz = Fc2 x tana = 3 +77,403 x cwt20 = 1265,根据6211深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mmf53越承压力中心到齿轮玄点毎离q = 4 + a-fl = y + 45S - 10,5 = 61,5wnF53运轮中点甕轴承压力中心铠离抵二导+ is - a = + 455- 10,5 =辎諛S力中心到蕭一段轴玄点距离4 = y 4 Lz + a =爭+ 55.6 + 10.5 = 122

30、1时爪轴承压力中心到齿轮支点距离I1=61.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离I2=61.5mm ，轴承压力中心到第一段轴支点距离I3=122.1mm轴承A和轴承B在水平面上的支反力 RAH和RBH1265,671X61561.5+61.5633島片=再-R期=1265,671 - (633) = 633/7轴承A和轴承B在垂直面上的支反力 RAV和RBV陥-几X；14 一61.5= U77.X&LS + 6LS= 1 啊f261.5严如球药173W轴承A的总支承反力为:=7(33)2 4 (173*5)2 = 1850.62JV轴承B的总支承反力为:Jj?备 + 月爲=7(633)+7173

31、9 = 1B50.62J7a.计算弯矩在水平面上，轴截面 A处所受弯矩：脸甘=077* 771771在水平面上，轴截面 B处所受弯矩：= 0JV 初用在水平面上，齿轮 2所在轴截面C处所受弯矩:朋册=孔丹丈片=633 X 61.5 = 383 W mm在水平面上，轴截面 D处所受弯矩:= OJV* mm在垂直面上，轴截面 A处所受弯矩:M血=QN mm在垂直面上，轴截面 B处所受弯矩:叫卩=OJV* mm在垂直面上，齿轮 2所在轴截面C处所受弯矩:M( = x = 1739X61.5 = 106948N在垂直面上，轴截面 D处所受弯矩:= OJV* mm截面A处合成弯矩弯矩:畅沁蚁严尸斗(严截

32、面B处合成弯矩：= 0J7* 771771合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为%=7(36930) CW694B)2= 113613/Vinnt截面D处合成弯矩:Mu =W* mm转矩为：T= 431197.93-mm截面A处当量弯矩:叽=+ (n xT)2 = 70 -b (0,6x431197.93) = 25871W*mm截面B处当量弯矩:截面C处当量弯矩:4 (a X Ty = 7(113813)2 + (0.6 X 431197.3 = 232646JV mm截面D处当量弯矩：% =地十(trxQE = 0 + (0.6x431197,93)- = 25871W*mr?t图7-4低

33、速轴受力及弯矩图受力图1泮鹵疔拒图Y平面西葩图合岐弯總图巴慣邃图(6)校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面其抗弯截面系数为7T X H X 583.W =-灯145刃殆？屮抗扭截面系数为x dsWT二飞=382兀乃間最大弯曲应力为cr =由=1476/lfPtr W剪切应力为7二師llL.26JMPc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a =0.6，则当量应力为j-ca 二 &护 + (工x 匸尸=20.01(1查表得45(调质)处理，抗拉强度极限cB=650MPa ,则轴的许用弯曲应力(T -1b=60MPa ,uca討b，所以强度

34、满足要求。第八章滚动轴承寿命校核8.1高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)620735721725.5根据前面的计算，选用 6207深沟球轴承，内径d=35mm ，外径D=72mm ，宽度B=17mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷 Cr=25.5kN ，额定静载荷 C0r=15.2kN ，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：耳 1 二十船f 二 467）总十口799泸二 1B58.63/?片工=7?為 += (3157)2 + (1799)2 = 3633.6JV查表

35、得X仁1 ，丫仁0 ， X2=1，Y2=0查表可知ft=1 ，fp=1=1 X 為 H- X= 1x1858.63 + 0 x 0 = 1858.3/耳工=X2 x 4 x= 1 x 3633,6 + 0x0 = 5633.取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式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)6211551002143.2根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径 d=55mm ，外径D=100mm ，宽度B=21mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷 Cr=43.2kN ，额定静载荷 C0r=2

36、9.2kN ，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：岭 1 = 吧沁略=丫笳翦)E + (1739)2 = 1850227耳忑= 略* Rsv = VC633)2 +(173g)z = 1 亦0启查表得 X1=1 ，丫仁0 ， X2=1，Y2=0查表可知ft=1 ，fp=1耳i = & X 為X = 1 X 1850.62 + 0 x 0 = 1850,耳岳=& x 弘+比 x F卫=1 x 1&SO.62 40x0 = 1850.62取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式348000ft由此可知该轴承的工作寿命足够

37、。第九章键联接设计计算9.1高速轴与大带轮键连接校核选用 A 型键，查表得 b Xh=8mm X7mm (GB/T 1096-2003)，键长 40mm。键的工作长度l=L-b=32mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力op=60MPa。键连接工作面的挤压应力吟=也寓 i 天 & = SOAffa jp = 60/WPd9.2低速轴与大齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 b Xh=16mm X10mm (GB/T 1096-2003 ),键长 40mm。键的工作长度l=L-b=24mm大齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力cp=120MPa 。键连接工作面的挤压应力吟=h

38、 x I x 记= Mp =口9.3低速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得 b Xh=14mm X9mm ( GB/T 1096-2003 )，键长 键的工作长度l=L-b=86mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力op=120MPa 。键连接工作面的挤压应力120/lfPa第十章联轴器的选择10.1低速轴上联轴器(1 )计算载荷由表查得载荷系数 K=1.3计算转矩 Tc=K XT=560.56N ?m选择联轴器的型号(2)选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002Tn=1250N ?m，许用转速n=4700r/min，丫型轴孔，主动端孔直径d=45mmL1=112mm