二级斜齿圆柱齿轮减速器毕业设计说明

1、设计任务书 1传动方案的拟定及说明 4电动机的选择 4计算传动装置的运动和动力参数 5传动件的设计计算 5轴的设计计算 8滚动轴承的选择及计算 14键联接的选择及校核计算 16连轴器的选择 16减速器附件的选择 17润滑与密封 18设计小结 18参考资料目录 18减速器概述1.1 、减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体的齿轮传动、 蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件， 常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置； 在少数场合下也用作增速的传动装置， 这时就称为增速器。 减速器由于结构紧凑、 效率较高、 传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。减

2、速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮- 蜗杆、蜗杆- 齿轮等。1.1.1 圆柱齿轮减速器当传动比在 8 以下时， 可采用单级圆柱齿轮减速器。 大于 8 时， 最好选用二级(i=8 40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。 二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、 分流式和同轴式等数种。 展开式最简单， 但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置， 因而将使载荷沿齿宽分布不均匀， 且使两边的轴承受力不等。 为此， 在设计这种减速器时应注意： 1) 轴的刚度宜取大些； 2) 转矩应从离齿轮远

3、的轴端输入， 以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀； 3) 采用斜齿轮布置， 而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间， 所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。 这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷， 其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。 同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上， 故箱体长度较短。 但这种 减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的围可从很小至40000kW圆周速度也可从很低至60m/s 70Ms,甚至高达150Ms。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式

4、。 这两种布置方式可由两对齿轮副 分担载荷， 有利于改善受力状况和降低传动尺寸。 设计双驱动式或中心驱动式齿 轮传动时， 应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配， 例如采用滑动轴承和弹性支承。圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。 除齿形不同外， 减速器结构基本相同。 传动功率和传动比相同时， 圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约 30。此说明书为完整版，下载无须修改！需要图纸请联系叩叩： 3607025011.1.2 圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。 二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成， 所以有时又称

5、圆锥圆柱齿轮减速器。 因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的， 为了使它受力小些， 常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。1.1.3 蜗杆减速器主要用于传动比较大(j>10) 的场合。 通常说蜗杆传动结构紧凑、 轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s 时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度

6、大于 4m/s 时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上1.1.4 齿轮 - 蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。近年来， 减速器的结构有些新的变化。1.2 、减速器结构为了和沿用已久、 国目前还在普遍使用的减速器有所区别， 这里分列了两节， 并称之为传统型减速器结构和新型减速 器结构。1.2.1 传统型减速器结构绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。 少量生产时也可以用焊接箱体。 铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。 大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形

7、状简单和表面平整。 箱体应具有足够的刚度， 以免受载后变形过大而影响传动质量。 箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成， 其剖分面则通过传动的轴线。 为了卸盖容易， 在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔， 以便拧进螺钉时能将盖顶起来。 联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置， 并注意留出扳手空间。 在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。 为保证箱座和箱盖位置的准确性， 在剖分面的凸缘上应设有2 3 个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、 为排出箱热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。 在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、

8、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。 在减速器中广泛采用滚动轴承。 只有在载荷很大、 工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。此说明书为完整版，下载无须修改！需要图纸请联系叩叩： 3607025011.2.2 新型减速器结构下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。1) 齿轮蜗杆二级减速器；2) 圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点：在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。 为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。在输入轴和输出轴端

9、不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。输出轴的尺寸加大了， 键槽的开法和传统的规定不同， 甚至跨越了 轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。和传统的减速器相比，这些结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。 但设计时要注意装配的工艺性， 要提高某些装配零件 的制造精度。1.2.3 、减速器润滑圆周速度u&12m/s 15m/s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升， 浸入油中的齿轮深度以 1 2 个齿高为宜。速度高的还应该浅些， 建议在 0 7 倍齿高左右， 但至少为10mm。 速度低的(0 5m/s

10、0. 8vm/s)也允许浸入深些，可达到1/6的齿轮半径；更低速时，甚至可 到 13 的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。 对于油面有波动的减速器( 如船用减速器) ， 浸入宜深些。 在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。 如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的， 从而使高速级和低速级传动的浸油 深度大致相等。此说明书为完整版，下载无须修改！需要图纸请联系叩叩： 360702501减速器油池的容积平均可按1kW约需0. 35L 0. 7L润滑油计算

11、(大值用于 粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm 50mm右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过90时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于0. 5L/kW。圆周速度u>12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑， 因为： 1) 由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处； 2) 由于搅油会使减速器的温升增加； 3) 会搅起箱底油泥， 从而加速齿轮和轴承的磨损； 4) 加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。 这时， 最好采用喷油润滑。 润滑油从自备油u<泵或中心供油站送来， 借助管子上的

12、喷嘴将油喷人轮齿啮合区。 速度高时， 对着 啮出区喷油有利于迅速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度20心s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mmi勺喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。 喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。 喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。 喷油润滑需要专门的管路装置、 油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。蜗杆圆周速度在 10m/s 以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时， 油面高度应低于蜗杆螺纹的根部， 并且不应超

13、过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠（柱） 的中心， 以免增加功率损失。 但如满足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环， 将油甩到蜗轮上以进行润滑。 当蜗杆在上时， 则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在10m s 以上的减速器应采用喷油润滑。 喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向， 但有时为了加速热的散失， 油也可从蜗杆两侧送人啮合区。 齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0，则使用时需先将油加热到0以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大。减速机是一种动力传达， 利用齿轮的速度转换器， 将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的。1

14、.2.4 、减速机的作用1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。2）速同畤降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。大家可以看一下一 般电机都有一个惯量数值。输出扭矩可以做的很大。但价格略贵。机械设计任务书题目： 设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器一 总体布置简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5一鼓轮；6联轴器二.工作情况：载荷平稳、单向旋转三.原始数据鼓轮的扭矩T （ N mm : 850鼓轮的直径D （mm: 350运输带速度 V （m/s）： 0.7 带速允许偏差（） : 5 使用年限（年）：

15、5 工作制度（班/日）：2四.设计容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写5 设计任务1 减速器总装配图一2 齿轮、轴零件图各一3 设计说明书一份6 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动类型为： 同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器。 故只要对本传动进行分析论 证。本传动的特点是： 减

16、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。电动机的选择1 .电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。2 .电动机容量的选择1）工作机所需功率PwPw= 3.4kW2）电动机的输出功率Pd= Pw/ r32八 cc/刀="联刀轴承”齿刀联"轴承=0.904Pd= 3.76kW3 .电动机转速的选择nd= （ i1 ' i2 ' in ' ） nw初选为同步转速为 1000r/min的电动机4 .电动机型

17、号的确定由表201查出电动机型号为 Y132M1-6,其额定功率为4kW/满载转速960r/min 。基本符合 题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 .计算总传动比由电动机的满载转速 nm和工作机主动轴转速 nw可确定传动装置应有的总传动比为:i = nm/nwnw= 38.4i =25.142 .合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1 =i2。因为 i = 25.14，取 i = 25, i1=i2=5速度偏差为0.5%<5%所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速（r/min ）96096

18、019238.438.4功率（kW43.963.843.723.57转矩（Nmm39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算1 .选精度等级、材料及齿数1)材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为280HBs大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBG二者材料硬度差为 40HBs2)精度等级选用7级精度；3)试选小齿轮齿数 z1 = 20,大齿轮齿数 z2 = 100的；4)选取螺旋角。初选螺旋角3=14。2 .按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式(1021)试

19、算，即3 2 心"口咨儿晨 U (Th1)确定公式的各计算数值(1)试选 Kt = 1.6(2)由图10-30选取区域系数 ZH= 2.433(3)由表107选取尺宽系数。d=1(4)由图 1026 查得 e a 1 = 0.75 , s a 2= 0.87，贝U e a = e a 1+ s a 2=1.62(5)由表106查得材料的弹性影响系数ZE= 189.8Mpa(6)由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限bHlim1 = 600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限(T Hlim2 = 550MPa(7)由式1013计算应力循环次数N1=60n1jLh =60X 1

20、92X 1 X ( 2X8X 300X 5) = 3.32 X 10e8N2 = N1/5 = 6.64 X 107(8)由图1019查得接触疲劳寿命系数 KHN仁0.95; KHN2= 0.98(9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式(1012)得b H1 = = 0.95 x 600MPa= 570MPad H2 = 0.98 x 550MPa= 539MPa(rH=川 + (rH2/2 =554.5MPa2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 d1t32空L空' M% uO-H3Q22 1.6 191 103 6 2.433 189.8:=67.851 1.

21、625554.5(2)计算圆周速度冗 dtn2冗 67.85192 02，v= =0.68m/s60 100060 1000(3)计算齿宽b及模数mntb=()dd1t=1 x 67.85mm=67.85mm h=2.25mnt=2.25 x 3.39mm=7.63mmmnt= c0sB j5cos14z120=3.39b/h=67.85/7.63=8.89(4)计算纵向重合度e 6£ 0 = 0.318&6乙 tan B =0.318 x 1 x tan14 =1.59(5)计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取Ka=1根据v=0.68m/s,7 级精度，由图108查得动载系数

22、 KV=1.11 ;由表104查的KH3的计算公式和直齿轮的相同，故 KH 3=1.12+0.18(1+0.6 X 1 2)1 X 1 2 +0.23 X 10 3 67.85=1.42由表 10-13 查得 KF3 =1.36由表10-3查得KHa =KHa =1.4。故载荷系数K=KAKVKH a KH3 =1 X 1.03 X 1.4 X 1.42=2.05(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(1010a)得3 3d1= d1t , K /Kt =67.85. 2.05/1.6 mm=73.6mm(7)计算模数mnd 1 cos S 73.6 cos14m n =mm=3.7

23、4Z1203.按齿根弯曲强度设计由式(1017)m>3：2KTYb CoS2B YFaYSamnF 12V 弧乙晨 与1）确定计算参数(1)计算载荷系数K=KAKVKF KF 3 =1 X 1.03 X 1.4 X 1.36=1.96(2)根据纵向重合度e 3 =0.318。dz1tan 3=1.59,从图10 28查得螺旋角影响系数 丫3 = 0。88(3)计算当量齿数z1=z1/cos 3 3 =20/cos 314 =21.89z2=z2/cos 3 3 =100/cos 3 14 ° =109.47(4)查取齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.724; Yfa2=

24、2.172(5)查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.569 ; Ysa2=1.798(6)计算1Fb F1=500Mpab F2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98b F1=339.29Mpab F2=266MPa(7)计算大、小齿轮的 丫a0 并加以比较YF2.74 "一。侬用 1339.29YFa2丫Sa2°F 22.172 1.798=0.01468266大齿轮的数值大。2）设计计算3 2 1.96 cos214 0.88 191 :1 202 1.620.01468=2.4mn=2.54 .几何尺寸计算1）计算中心距2)z1d1 cos-

25、=32.9 ,取 z1=33 mnz2=165zi z2 mna =255.07mm2 cosa圆整后取255mm按圆整后的中心距修正螺旋角3 =arcos _z_z2 mn =130 55' 50”2a3）计算大、小齿轮的分度圆直径z1mndi=85.00mmcos0z2mn d2=425mmcos04）计算齿轮宽度b= （）ddlb=85mmB1=90mm B2=85mm500mm故以选用腹板式为5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II轴：1 ,初步确定轴的最小直径,3 P 3 3.84d

26、> Ao J = 126q=34.2mmN . 1922 .求作用在齿轮上的受力2TFt1= - =899NFr1=Ft nn =337NcosBFa1=Fttan 3 =223N;Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3 .轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案I it inivvV1 Vil vui. I-II段轴用于安装轴承 30307,故取直径为35mmii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mmiii. III-IV段为小齿轮，外径90mmiv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mmv. V-VI段安装大齿轮，直径为40mmvi. VI-VI

27、II 段安装套筒和轴承，直径为 35mm2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mmb2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm轴承和箱体的间隙4mm所以长度为16mm3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为 120mm5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 83mm6. VI-VIII 长度为 44mm63.54.求轴上的载荷7.5HlUWnimmliiiirFr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=

28、443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N 5.精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2）截面IV右侧的Mm b W17.5MPa截面上的转切应力为生 7.64MPaWt15.987.99MPa由于轴选用40cr,调质处理，所以B 735MPa1 386MPa ,1 260MPa 。(2P355 表 15-1 )a）综合系数的计算,r2D由0.045,1.6经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应d55d力集中为 2.23,1.81,（2P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为q 0.85, q

29、 0.87,（2P37 附图 3-1 ）故有效应力集中系数为k 1 q （1） 2.05k 1 q （1） 1.70查得尺寸系数为0.72 ,扭转尺寸系数为0.76 ,（2P37 附图 3-2） （2P39 附图 3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为0.92 ,（2P40 附图 3-4 ） _， 一 一 1“一，一，轴表面未经强化处理，即 q 1 ,则综合系数值为k 1K 1 2.93k 1K 1 2.11b）碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为0.1 ,0.05c）安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为S 1 6.92KamS 1 24.66K amS S Sca 6.66 1.5 SS2S2故轴

30、的选用安全。I轴：1 .作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52,初步确定轴的最小直径da1A03fp 17.9mm,ni3 .轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案F VI I TI litIV VITTVIT2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d）由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mme）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。f）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mni勺圆角，则轴承选用 30207型，即该段直径定为 35m

31、mg）该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mmh）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm所以该段直径选为46mmi）轴肩固定轴承，直径为 42mmj）该段轴要安装轴承，直径定为35mm2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a）该段轴安装轴承和油盘，轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm=b）该段为轴环，宽度不小于7mm定为11mmc）该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短 2mm齿轮宽为90mm定为88mmd）该段综合考虑齿轮与多f体壁的距离取13.5mm轴承与箱体壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm,定为41.25mm=e）该段

32、综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mmf）该段由联轴器孔长决定为 42mm4.按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为p 275MPa ,又由于轴受的载荷为脉动的，所以 0.6。Mm （ T3）243MPa pIII轴1 .作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2,初步确定轴的最小直径.Pida1A0351.4mm, A3 .轴的结构设计1）轴上零件的装配方案2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVI

33、I-VIII直径607075877970长度105113.758399.533.255 .求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6 .弯扭校合W 0.1d3 0.1 60321600mm3Mm （ T1）251.2MPa p p滚动轴承的选择及计算I轴：1.求两轴承受到的径向载荷5、轴承30206的校核1）径向力Fr.后一FV；168.52）派生力_FrA_FrBFdA上52.7N ,FdB上 52.7N2Y2Y3）轴向力由于 Fa1FdB 223 52.7 275.7NFdA，所以轴向力为FaA223, FaB 52.74）当量载荷由于 FaA 1.32 e,里 0.

34、31 e, FrAFrB所以 Xa 0.4 , Ya 1.6, Xb 1 , Yb0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp 1.2,故当量载荷为202.22Pafp（XAFrA YaFha） 509.04N Pbfp（XBFrBYbF,b）5）轴承寿命的校核106 Cr7Lh（一）3.98 107h 24000h60nPaII轴:6、轴承30307的校核1）径向力Fra, FH21Fvi1418.5NFrbJf；2Fv22603.5N2）派生力FdA FA 443N , FdB -FrB- 189N2YdB 2Y3）轴向力由于 FaiFdB 892 189 1081N FdA，所以轴向力为FaA

35、 638N , FaB 189N4）当量载荷由于 FaA 0.45 e, FB 0.31 e,FrAFrB所以 XA 0.4 , ya 1.6, XB 1 , Yb 0 o由于为一般载荷，所以载荷系数为fp 1.2,故当量载荷为Pafp（XAF,A YaF,a） 1905.84NPbfp（XBFrB Yb FaB） 724.2N5）轴承寿命的校核106 Cr7Lh-（Cr） 1.50 107 h 24000h60nl PaIII 轴：7、轴承32214的校核1）径向力FrA- FH21Fv21 842.5NFrb F；2 Fv22842.5N2）派生力FdA Fr 294.6N , FdBFB

36、_ 294.6N2Y2Y3）轴向力由于 Fa1 FdB 294.6 1115 1409.6NFdA，所以轴向力为FaA 1115N , FaB 294.6N aAaB4)当量载荷由于 FaA 1.32 e,左 0.34 e, FrAFrB所以 Xa 0.4 , Ya1.5, Xb 1 , Yb0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp 1.2,故当量载荷为Pafp（XAFrA YaFha） 2317.87N Pbfp（XBFrB YbFhb） 1011N5）轴承寿命的校核106 Cr7Lh -（Cr） 56.1 107h 24000h60nl Pa键连接的选择及校核计算代号直径(mm工作长度(mm工作局度(mm转矩(N 成极限应力 (MPa高 速 轴8X7X60 （单头）25353.539.826.012X8X80 （单头）4068439.87.32中 间 轴12X8X70 （单头）4058419141.2低 速 轴20X 12X 80 （单头）75606925.268.518X 11X110 （单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为p 110MPa ,所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输