机械设计课程设计范例

1、一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、减速器的结构五、传动零件的设计计算六、轴的计算七、键的选择和校核八、轴承的的选择和寿命校核九、联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号设计带式输送机传动装置原始数据:参考传动方案：参 数7f7运输带工作拉力 F(kN)2500运输带工作速度u (m/min)1.1卷筒直径D(mm)400已知条件：1 滚筒效率n j=0. 96(包括滚筒和轴承的效率损失 );2 .工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3 .使用折旧期 3年一次大修，每年 280个工作日，寿命 8年；4 .工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温

2、度35 C；5.制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产。计算及说明一、选择电动机(1) 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V , Y型。(2) 选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：(1) Pd=Pw KW , (2) Pw=电 Kwna1000Fv因此Pd =Kw1000 駡a所以由电动机至卷筒的传动总功率为：a二1 L 3二 4一 5式中：1 ,2 ,3 ,4 ,5分别为带传动、轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。万案电动机型号额定功率Rd Kw电动机转速r/min电动机质量Kg同步转速异步转速1Y112M -243000289

3、0452Y112M - 441500144043取 1=0.96（带传动），2=0.98 （滚子轴承），3=0.97,4 =0.99,5=0.94. 贝a =0.960.983 0.9720.990.94=0.79又因为：所以：V =1.1m/sPd =Fv1000 aa=2500 汉 1.110000.79=3.48 Kw(3) 确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为3Y162M1-6410009607360 1000 v 60 1000 1.1n =52.55 r/mintiD3.14X400按表1推荐的传动比合理范围，取一级齿轮传动的传动比匚=24，二级圆柱齿轮减速器的传动比i 2 =840

4、,则总的传动比范围为i'a=16160 ，所以电动机转速的可II选范围为：nd =ial n = (16160) x 52.55= 8418408 r/min符合这一范围的同步转速有：1000r/min、1500r/min、3000r/min根据容量和转速，由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表：选用Y112M-2电动机：型号额定功率r满载时起动电流起动转矩最大转矩 额定转矩额疋电流额定转矩转速min电流(380v时)效率% 功率因数Y132S1 -25.5290038.7780.805.22.21.8低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大

5、，价格较高，但也以使传动装置总传 动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较 电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案1比较合适。所以，选定电动机型号为Y112M -2二、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号 Y112M-2，满载转速nm =2890r/min(1 )总传动比匹二垄90 = 55.0n 52.55(2)分配传动装置传动比式中i°表示滚子链传动比，i表示减速器传动比。初步取i0=2.5，则减速器传动比为:iai055.022.22.5(3)分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮

6、直径相近，可由图12展开式线查得 i1 =5.8,贝U:=注°£. 79i15. 8三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速 至低速依次为I轴、II轴、III轴，以及io、ii,为相邻两轴间的传动比；01、12 ,为相邻两轴间的传动效率；Pi、Pi ,为各轴的输入功率（Kw ）;T|、 T| ,为各轴的输入转矩（N m）;n|、nii ,为各轴的转速（r/min ）；（1）各轴的转速I 车由m =仏 =2890 =1156 r/minio 2.5II 轴n=匹= 1156 - 199.3 r/min11 5.

7、8_nii199.3III 轴n|-52.59 r/min12 3.79卷筒轴niV 二 nii =52.59 r/min（2）各轴输入功率I轴R =PdL 01 訴1 =3.48 0.96 =3.34KwII轴PII 二卩丄123 =3.34 0.98 0.97 = 3.18KwIII轴R| = rL 23 二 P|_ 2_ 3 =3.18 0.98 0.97 = 3.02Kw卷筒轴Piv = Pii 旦34 = PiiJ11 3.02 x 0.98 汉 0.99 = 2.93Kw各轴输出功率I轴R = pI?2 = 3.34 汉 0.98 二 3.27 KwII轴Pi *4=3.185.9

8、8=3.12©III轴Pi'i =Piii?2 =3.02 汉 0.98 = 2.96Kw卷筒轴Rv = Rv L 5 = 2.93 汉 0.96 = 2.75 Kw(3)各轴输入转矩3 48电动机轴输出转矩为：Td =955014.50Nm2890I 轴= TdLdb 0 1= Td T =f1 4. 50 2< 5 0. 96 ±N6r0II 轴几12= Tt Li _! 32 7. 6 0 5. 8 0. 9 8 0-9 7 jN5 2m 1 7III 轴 Ti i 尸 T Ld23 二 T誚 _2 31 5 2. 1 7 3. 7 9 0. 9 8 0

9、. 9 7 _N4r». 24卷筒轴TIv =T川 L2_ 4 =548.24 0.98 0.99 = 531.90NLm各轴输出转矩I 轴T； =T丄 2 =27.60 0.98 =27.05N_mII 轴I =Tii L 2 =152.17 0.98=149.13N_mIII 轴T川=T川?2 =548.24X0.98 = 537.28N_m卷筒轴TIv = TIv 5 = 531.90 0.94 = 500.00 N m运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名效率P （ Kw）转矩 T(N|m)转速nr/min转动比i效率n输入输出输入输出电动机轴3.4814.5028900.9

10、62.5I轴3.343.2727.6027.0511560.955.8II轴3.183.12152.17149.13199.30.953.79III轴3.022.96548.24537.2825.590.971卷筒轴2.932.75531.90500.0052.590.94四、减速器的结构铸铁减速器机体结构尺寸表:名称符号数值机座壁厚d8机盖壁厚d8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度bi12机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径di16机盖和机座联接螺栓直径d212联接螺栓d2的间距l180轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df至外机壁

11、距离Ci26di至外机壁距离Ci22d2至外机壁距离Ci18df至凸缘边缘距离C224d2至凸缘边缘距离C216轴承旁凸台半径R22凸台高度h49外机壁至轴承座端面距离li50圆柱齿轮外圆和内机壁距离10圆柱齿轮轮毂端面和内机壁距离亠8机座肋厚m7机盖肋厚mi7轴承端盖外径D2126和 135轴承端盖凸缘厚度t10146、 186、 170，硬大齿N2 = 5.88= 4.286 10轴承旁联接螺栓距离五、传动零件的设计计算第一对齿轮（高速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按卷扬机传动方案，选用直齿圆柱轮传动；（2）精度等级选 7级精度（GB10095-86）（3） 材料选择。

12、由表10-1 （常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr （调质） 度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS。（4） 选小齿轮齿数为乙=20，大齿轮齿数 Z2 = hLZj = 5.8 20 =116其中i=u2、按齿面接触强度设计公式如下：d” 2.32：佟习巨吾孑Y 0d U 肛H（1 ）确定公式内的各值计算1）、试选 Kt=1.34）、计算小齿轮传递的转矩T1 =95.5 105=2.759 104N|_mm11565）、由表10-7选取齿宽系数-d=116） 、由表10-6查得材料的弹性影响系数 Ze =189.8 MPa27） 、由图10-21d按齿面

13、硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限-Hlim1=600 MPa，轮的接触疲劳强度极限 二H lim2 =550 MPa8）、由式（10-30） N=60 n1j Lh计算应力循环次数。9N1=60 1156 1( 2 8 280 8) = 2.486 10 .9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.95, Khn2=0.9810）、计算接触疲劳许用应力 lcH J 二 Khn1* Hlimi =o£5 600=570 MPas' KHN2；Hlim2一 h 2=0.98550=539 MPas计算1）、试算小齿轮分度圆直径41.3d1t _2.3232.759 10

14、| 5.8 1 厂189.8、2（-）=40.230 mm15.85392）、计算圆周速度江 d1tm3.14x40.230x1156Vg =2.43 m/s60 1000 60 10003、计算齿宽b及模数mntb =£ ddit =1 40.230=40.230 mmdit40.230mt =2.012 mmZ120h=2.25 mt =2.25 2.012=4.53mmb/h=40.230 / 4.53=8.884、计算载荷系数K已知使用系数 Ka =1。根v=2.43 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.10。由表10-4用插入法查得7级精度的小齿轮相对支

15、承非对称布量时Kh =1.417由图 10-13 查得 Kf :=1.33由表10-3查得K-K：=1.0，所以载荷系数K =KaKvKh ：心 二11.10 1.0 1.417=1.5596）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10、得:<jl.559=40.230 3=42.742mmV 1.37）、计算模数mnm乙=42742 =2.13 mm203按齿根弯曲强度设计32KZ!（ Y；T（1）确定计算参数1）、计算载荷系数丫一：=0.88K = KaKvKf :Kf -=11.06 1.4 1.35 =22）、根据纵向重合度呂0=1. 903从图10-28查得螺旋

16、角影响系数3）、计算当量齿数Zv1 -乙24= 26.7cos3 1_3 一0cos 14Zv2Z2120-131.36cos3 :3八0cos 144）、查取齿形系数，由表10 5查得Yfb 2.592,Yfb 2.1525）、查取应力校正系数得：Ysa1 =1.596, Ysa2 =1.8256 ）、由图10-20C,查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2 =380MPa7 ）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.82, Kfn2=0.868）、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得:匚1二K FN1

17、L” FE1sK FN2 FE 29 ）、计算大、小齿轮的'-F 1a 2YSa2YFa1YSa10.82 500292.86 MPa 1.40.86 380233.43 MPa1.4r i ，并加以比较'-F I咤進=0.01413292.86墮進=0.01682233.43大齿轮的数值大(2) 设计计算对比计算结果;算的法面模数,mn 32 2 彳084 104。88 COr 0.01682 =1.21mm1 242 1.654由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计取 mn =1.46 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度

18、算得的分度圆直径d1 =50.99 mm来计算应有的齿数。于是有:乙J6*18 cos14° = 24.04 取 Z1 =24mn乙=i 乙=5 24=120 取 Z2=1204几何尺寸计算(1)计算中心距J24 120) 1.46 =108.37mm2cos -2 cos14将中心距圆整为：153mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角r arccos( Z1+Z2)mn(24+120)1.46。=arccosarccos14.112X08.372a因-值改变不多，所以参数 ；：、K,、Zh等不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径di24 汉 146-36.24 mmcos14.11d

19、2Z2mn120 1.460 =181.18mmcos14.11(4)计算齿轮宽度b = - ddi =1 36.24 = 36.24mm圆整后取 B2 =40mm, B1 =60mm5验算2Ti12 3084 10l1701.99NLm36.24b =40皿出呃仙合适第二对齿轮（低速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动；（2）精度等级选 7级精度（GB10095-86）（3） 材料选择。由表10-1 （常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr （调质），硬 度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4） 选小齿

20、轮齿数为Z! =24，大齿轮齿数 Z2 = iiLZi = 3.01 24 = 72.24。取Z2 =72（5）选取螺旋角。初选螺旋角：=14°2、按齿面接触强度设计公式如下:d1t -3（1 ）确定公式内的各值计算1）、试选 Kt=1.62） 、由图10-30选项取区域系数 ZH =2.433。3） 、由图 10-26 查-1 =0.78, -2=0.88 则 ；：=；厂；浮=1.664）、计算小齿轮传递的转矩=95.5 105 295 =1.4673 105NLmm11925）、由表10-7选取齿宽系数一 d=116） 、由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8 MP

21、a27） 、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限二Hlim1=600 MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限、二H lim2 =550 MPa。8）、由式（10-30）N=60 n1j Lh计算应力循环系数。N1=60 192 1（3 8 300 15） =1.244 109.98N2 = 1.139 10 /3.01= 4.133 1010）、计算接触褡许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得:lcH J = Khn1* Hiim1 =o£2 600=552 MPas|；_H 2 = Khn2、Hiim2 =0.96550=528 MPas所以 l

22、<-H 1=（I；H 1+）/2=（552+528）/2=540 MPa(2)计算1)、试算小齿轮分度圆直径3 2 1-6 1-4673 1053-01 1（2-433 189-8）2 =65.07mm、1 1.6543.015402）、计算圆周速度、，d1tni3.165.0192Vg =0.65 m/s60 1000 60 10003、计算齿宽b及模数mntb = . dd1t =165.07=65.07 mmd1t cos P 65.07 汉 cos140mint=2.63 mmZ124h=2.25 gt =2.25 2.63=5.92mmb/h = 65.07 / 5.92=10

23、.994）、计算纵向重合度 0.318 一 d Z1 tan ： =0.318 1 24 tan 140 =1.9035、计算载荷系数K已知使用系数 Ka =1。根v=0.65 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.01。由表10-4查得Kh ：的计算公式和直齿轮相同，则：Kh ? =1.12 0.18（1 0.6一 d2） - d20.23 1Ob=1.42由图 10-13 查得 Kf 1=1.35由表10-3查得KH ： - Kf：=1.4，所以载荷系数K 二 Kx K/ Kh Kh=1 1.01 1.4 1.42=2.0d d1t 3 K/ Kt =65.07 3 2/

24、1.6 =70.09mm7）、计算模数mnmn= = 7°.09 如4二2.83 mm243按齿根弯曲强度设计mn2KTY （ c O Y：=0.886 ）、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限匚fe1 =500MPa，大齿轮的弯（1）确定计算参数1）、计算载荷系数= KaKvKf ：Kf-：=11.011.4 1.35 =1.912）、根据纵向重合度®p=1. 903从图10-28查得螺旋角影响系数3）、计算当量齿数ZV1 -乙24= 26.7cos3 :cos3140Zv2Z272=78.82cos3 :一30cos 144）、查取齿开系数由表 10-5 查得

25、YFa1 =2.592，YFa2 =2.2305）、查取应力校正系数得：Ysa1 =1.596， Ysa2 =1.766曲疲劳强度极限 二FE2 =380MPa7 ）、8）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.82, KfN2=0.86计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得：r 1KfntfE1 0.82P00 “CM 一 rl；_F 1 FN1 空=292.86 MPas1.4I 冷纽 = 0.86 38 233.43 MPa 2-1.4计算大、小齿轮的 孕单，并加以比较1和YFa 2YSa2l-F L2230 亿6 "01687238.8

26、6大齿轮的数值大(2)设计计算mn -32 1.91 1.4687 105 0.88 cos31421 241.660- ： 0.01687 =1.98 mm对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =3.0 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =70.09 mm来计算应有的齿数。于是有:dosP 70.09 x cos14°乙mn3.0= 24.03 取 Z1 =24Z2 =i 乙=3.0124=72.44 取 Z2=724几何尺寸计算(1)计算中心距a=m=(24 72) 3

27、.0 = 140.04 mm2"os142COS :将中心距圆整为：140mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角R0+Z2)mn(24+72)汉 2 一 “0=arccosarccos14.072汉140.042a因值改变不多，所以参数 ；：、K 一：、Zh等不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径di3V 70.03 mmcos14.07d2Z2“lncos :QV 210.08 mm cos14.07°I<F 1YFah2.5921 = 0.01413292.86(4) 计算齿轮宽度b= - dd1 =1 70.03 = 70.03mm圆整后取 B2 =70mm, B

28、1=75mm5验算2Ti52 1.4673 10 “190.49NLm70.03KaR1 4190.49 =59.86N_m ：100N_m90合适六、轴的计算1第III轴的计算轴的输入功率为P3 =2.80Kw，轴的转速为 =63.79r/mm，轴的输入转矩为T3 =419.22 l0N|_mm。2、求作用在齿轮上的力由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径d2 二 210.08mm ，则:32T32x419.2210F t =d2210.08= 3991Ntan n F t COS := 3991tan 20COS14.070= 1497.5NF F ttan 1 =3991 tan 1

29、4.07 =1000.25N3、初步确定轴的最小直径按式（5-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表 15-3A -112,于是有:取最小直径为40mm.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用图15-22a所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a为了满足轴向定位要求，1-2轴段要制出一轴肩，故取2-3段的直径d2 =46mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。先取L1 q=82mm。b. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用但列 圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d2；=46mm,查手册P72由轴

30、承产品目录中 初步选取03尺寸系列，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为d D T = 50mm 110mm 29.25mm，故d3和d7均取50mm，所以L3 4 =29.25L7 8 =T+a+s+(70-66)=29.25+12.25+8+4=53.5mm=右端滚动轴承采用轴肩进行定位。则定位高度h=(0.70.1)d,取h=5mm，贝U d6j? =55mm。c. 取安装齿轮处的轴段 6-7的直径d6_7=55mm；而d4_s = d6/ = 55mm;齿轮的 右端和右轴承之间采用套筒定位。 已知齿轮轮毂的宽度为70mm。为了使套筒端面 可靠地压紧齿轮，此轴段

31、应略短于轮毂宽度，故取 L6=66m m,齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h= (0.070.1) d,取h=5mm,则轴环的直径d5=60mm。轴环宽度 1.4hb，取 L5£=12mm。L4=79.75d. 轴承端盖的总宽度为20m m。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑 脂的要求，取端盖的外端面和一轴的距离l=30mm (参考图15-21),故L2=50mm。 5、求轴上的载荷在确轴承的支点位置时，从手册中查得30310型圆锥滚子轴承 a=21mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距：0L2 L3 =63.5 131 =194.5mm。所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示:FcFb_

32、Frv2FlnimiMvl（i）计算支反力f 7Fl PF NH 1_f= 399LJ3=2688NL2 L363.5 131i I 1 I I I I I I I I他1 )FNH 2 -施 3991 63.5=1303nL263.5 131又 FNv1 ' FNv2二 F|（1-FrL Fa d2Fnv2 J L3) =0(2)将各已知数代入解得FNv1=1548.79 N ,Fnv2 二-51.29N（2）计算弯矩MMhF333991 635 131 =170690NLmmL2 ' L363.5 131Mvi= FNv1 丄2 =1548.79 63.5 =98348N_

33、HimMv2 =Fnv2L3 =(-51.29) 131 =-6719N_mm(3) 计算总弯矩M： = 1706902 98348" =196996NkimM2 = mH mV2 二 1706902 67192 =仃0822NL!m(4) 计算扭矩TT=419220NLmm5、按弯矩合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据（15-5），取6 = 0.6，则：M12(汀3)3V W1969962 (0.6 419220)2V0.仆60321.73MPa根据选定材料为45钢，调质处理，由表 15-1查得 匕_J二60MPa因此乙所以安全。6、精确校

34、核轴的疲劳强度（1）判断危险截面由轴的简图加以受力分析可知只需校核第IV个截面两侧即可（2）截面VII左侧333抗弯截面系数W =0.1d -0.1 55 -16637.5mm333抗扭截面系数Wt =0.2d =0.2 55 = 33275mm截面IV左侧的弯矩截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力M =384145 63.5 一3363.5T3 = 419220NLmm= 166362NLmm輕=10Mb W 16637.5aT3419220WT " 33275= 12.60MPa由轴的材料为45钢，调质处理。由表 15-1查得6 =640MPaf 二=275MPa,=

35、155MPa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：；及;:.按附表3-2查取。由r2.0D540.04,1.08，经插值后可查得d50d50:=1.0； =1.31又由附图3-1可查得轴的材料的敏性系数为q ；：.-= 0.82q . = 0.85故有效应力集中系数按式(附3-4)为k；，1 q ；1 =1 0.82 (2.0-1)"82k =1 q ：-1 =1 0.85(1.31-1) = 1.26查附图 3-2 得；厂=0.69,；= 0.83 ；轴按磨削加工查附图3-4得二0.92，则:1.820.690.922.72k丄十倍丄十1.60P0.830.92又由=0.10.

36、2，取 *=0.1 ；crcr0.5 二，取O.。5 ；于是，计算安全系数按式15-6、15-7、15-8则得Sc =2752.72 6.810.1 0= 14.85I JLK a1551.60 33.6-2 0.05 33.6 一：一 2=5.59SeaS ；：S14.85x5.59； 2 214.855.59=5.23、s = 1.5抗弯截面系数w =0.1d3 =0.1 50 12500mm3抗扭截面系数333州 =0.2d =0.2 50 = 25000mm截面IV右侧的弯矩63.5 33,M -19699694620NLmm63.5截面上的弯曲应力M 72904 厂 ccc-b 5.

37、83IVIPab w 12500a截面上的扭转切应力T3419220t316.77MPaW 25000截面上的扭矩为E =419220NLmm故可知其安全。(3)截面VII左侧校核3-8用插入法求出，并取过盈配合处的 一值，由附表k=0.8kz,于是得:a也=3.02, k =0.8-=0.8 3.02=2.42z <yz T z er轴按磨削加工查附图3-4得'0.92，则:丄一1".02 佥一“3*11 erK比_一42赢十251于是，计算安全系数按式15-6、15-7、15-8则得S116.87S K 存 am 汁 524 m 02.51 12.6“ 2 0.05

38、 12.6“ 29.6故可知其安全。七、键的选择和校核1、I轴(1) 键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7级，故采用平键联接。当轴(和联轴器连接)的直径d=40mm。根据此直径从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm,高度h=8mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=110。(2) 键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力|Lp =100120MPa取其平均值，；p U110MR。键的工作长度 l=L-b=110-12=98mm,键和轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。由式(6-1)得：可见联接的挤压强度满足要求。 同理第二轴第三轴算

39、法一样。八、轴承的的选择和寿命校核第III轴的轴承计算已知：Fte=3991N，Fre"498N，Fae=1000N。轴承预期计算寿命：Lh =3X 8X 15X300X =108000h，轴的转速为n =63.79r/min(1) 选择轴承型号为 30310。(2) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。 由力分析可知Fr1vFr 2v - FreF r 1v荷；f11Fre 63.5-Fae 210.081498 63.5-1000 210.0822二-50.99N63.5 13163.5 131-Fr1v =1498 50.99 =1548.99 NF r1H = F te 63539916351303N厂 r1H 厂 te 63.