减速器设计说明书

一、设计任务方案号电机型号额定功率同步转速见任务书原件

满载转速 总传动比

P=2.015kwW4=0.0816P=r2.469kwP=3kw0n=1420r/min二、电动机的选择计算按工作要求条件选用三相异步沟通电动机，封闭式扇冷式构造,Y系列。1、选择电动机功率

°i三=34.3i带=2.8i减=12.25i=4.06112

PW7

31000.652.015kw

=3.01223

10007] 刀刀

1000

P=2.469 kwon=1420r/min40?”1? 2?17-9确定个局部效率如下：皮带传动效率： 400.95

3?44

oT=16.61Nm0P=2.346kwn〔二I507r/min 「二44.18Nm齿轮啮合效率： 中 为8级〕

2

8kw滚动轴承效率： 刀20.99〔球轴承〕

n=124.6r/min2T=172.66Nm2滚筒效率：

心 0.99. 0.96

P=2.163kw3n=41.4r/min3T=499.1Nm3传动总效率：40.950.9720.9940.990.960.816所需电动机功率：P= =cC“=2.469kwPr]0.816

P=2.12kw4m=41.4r/minT=489.1Nm4P=2.716kwc查设计资料表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4型，dd1=100mmB=3kw;Y系列三相异步电动机Y132S-6型，额定功率V=7.4m/sR=3kw;均?f足B>Pr。2、选取电动机的转速、,小代六由仕、击慑同岫转速：n

60v600.65/一,.41.4r/min

d=280mmd2i带=2.8a=493.5mmwTTD3.140.3w

adP=1.24

=1581 01500r/min1000r/min两种方案进展比较，由O表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表 1中。Y100L2-比较两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表27-2查得表2: 电动机型号为Y100L2-4,其主要性能如下

△R=0.1913.01500142034.3213.01500142034.324Y132S-63.O100096023.22R/=1.36Z=2F°=155NQ=608.6NP0

/kw

3 电动机轴伸长度E/mm 60

Ni=1X109n0/(r/min)1420

H/mm

100

8N=3.58X10电动机轴伸直径D/mm 28 堵转转矩/额定转矩T/N.m2.2三、传动装置的运动及动力参数计算1、安排传动比

[]565.6MPa1H12[]566.7MPa2HZ=2.44总传动比：i如您34.3 H0 41.4w17-9i=2~4i2.8i343则减速器的传动比：i34312.25i带2.8对减速器传动比进展安排时，为使两级传动浸油深度相近，且避免

K0.3Z189.8JMPaEZ=0.987ZH=2.44a=125mmZ=241中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰，取双级齿轮减速器高速级的传动比：%J.35i减=4.061则低速级的传动比：

m=2d49.180mm1d=200.81mm2V=1.31m/si25423

3.012

b=40i 4.067122、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即电动机轴TF=F=2.469kwT0n=1420r/min0

K=1.25AK=1.024v2=1.06L=1.2K=1.628P 2469103

d=46.156mmb1nT=9.55，n0o

9.5516.61Nm1420

d=188.475mmb2轴:I轴即减速器高速I轴

aat1

=29.782Pi=P0-

401

=P0-40

=2.469义

=23.2640.=2.346kw

aat2n=—1

1420i带 507r/min2.8

葭=1.349T=9.55 9.5i

2.346103

44.18Nm

=1.38£35n 50751

Z,=0.86轴: 轴即减速器中间轴II IIP=P2 i• 41•42

=2.3460.97义

ZR0.99n 0.99=2.253kwn=.1

507

124.6r/min

Z=2.452i4.06712

H=537.9Mpa八P八 2.253103 H2 “

9.55 172.66Nm124.6

Z=25.8v1Z=105.4轴:IH

轴即减速器的低速轴=2.253X0.97X0.99=2.163kw41•42

v2Y=2.65Fa1n二124.6“ 3—

41.4r/

YFa2

=2.24i 3.012 min232.163103

Nm

Ysa1

=1.58P3

9.5533 n 41.3

Y=1.814sa sa242轴: 轴即传动滚筒轴IV IV

(T =230MPaFlim1P=P3•

=2.1630.99义

=210MPa4 42Tl3

(TFlim20.99=2.12kwn=n4

[]328.6MPa=41.4r/min F 13 =9.55巳9.552.121034n4 41.4

489.1Nm

[]=300MPaF2将上述计算结果汇总如下

=108.60MPa(TF1=105.29MPa(TF28Ni=2.24X10N2=7.45X17[6HI1=597.6MPa[6H|2=602.14MPaKtZ2t1.2表三： 各轴运动及动力参数转速轴序 功率/

T/N• 传动形式

传动比 效率

K0.35Z=0.987号 /KW2.46

(r/minm)

Z=189.8/TMPaE %0 1420 16.61

Z=2.4492.34

2.8 0.95

Ha=155mmm=2.5nI 5076

44.18

齿轮传动

4.067

0.96

Z=301Z=91d二2.25 172.6 2 1R 124.6

76.86mm3 6

3.012

0.96

d=233.14mm22.16m3

41.4

499.1

联轴器

v=0.50m/s1.0 0.98 K=1.25AIV2.12 41.4IV

489.1

(=1.025四、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算PC4—4K=1.1

b=54.25mmK=1.03PKa=1.2K=1.6362d=81.86mma1

=KP=1.1X2.469=2.716kw

d=238.14mmC

a=20.46选取V带型号 0 td=72.00mmPn4-12P、n工作点处于A型区，故选C o c oAV带。d、ddi d2

b1d=218.43mmb2 aat1=28.410=23.48aat2&a=1.69ddi4-54-6确定，由于占用空间限制/ddi

>dmin

&B=1.295乙=0.769ZB=0.988Bb=11.8604-6ddi

=100mm

Z=2.44V

H(T =574.4MPaHV=「…二匚

100_1420=7.4m/s

Z*32.3601000 6010005—25m/s之间，故符合要求。d

Z=97.94v2YB=0.86Ye=0.677d2 [b]F1

=328.6MPad=id=2.8100=280mm查教材表4-6取d=280mmd2 di d2

[(r]=300MPaF2=149MPan和实际传动比i

(TF12(TF

2=144.402MPa不计影响，假设算得n与预定转速相差5%为允许。e 2

F=1794Ntd 280 0d2=

F=669NrF=400Na2.a8基准长度L

R=787N1H1①初定中心a。

dd100d1

=847NRHRS=16.72因没有给定中心距，故按教材书式4—25确定0.7(d+da2(d+ddi d2 0 di d2

S=68.26S=10.480.7X(100+280)<a0

<2X(100+280)

S=12.14266mm <a<760mm0取a=500mm0L

R=980N1R=1470N按教材式4-26: 2c：/pld2dd1)0L~2a+2(d d )+一4a0c 0 d1 d22802100

A=01A=400N2Ld

_ 冗 =2X500+-(100+280)=1613mm

+----------4500

P=1176N1P=1943.04N2L10h=14.49年4-2Ld

=1600mmo

=87.65MpabPa

T=611.37Nmca=a+—=500+1600_1613=493.5顺220aamax

=a+0.03L=493.5+0.03X1600=541.5mmda=a-0.015Ld

=493.5-0.015X1600=469.5mmminai4-28得：a180°-(d1d)X60。=180°(280100)X60。a493.51= d d=158>120符合要求0Z4-29：Z>Pc<ZmaxP04-19,V带所能传递的功率P=K(P+AP+AP)0 a 0 1 24-20得包角系数K“Ka=1.25(1514-2查得：

)=1.25X(15

C=3.78X104I -

C=9.81X10C=9.6X10-152 -3 3-5C4=4.65X10 L0

=1700mm公山=U20=148rad/s60 604-18、4-21、4-22可知:CP=d0

d131

2d-Cdd1 3

2(d )-Cd131

1g(dd4 1a1)]=100X148X[3.78X104--

9.8110100

3--9.6X10

15(100148)- 2-4.65X10lg(100X148)]-5X=1.24=Cd

21g --------TT----△P1

4d1⑴1

_Co1 1110」一(_1)Cds4 di=4.65X10

-5X

100X1481g-----------23 =0.19..八9.81103

1/1 .、110--------

——(——1)F4.651051002.8可得：

=CdC)1g—LL△p2 4 d1 1 °L=4.65X10100X148X1g-5X

1600=-0.002431700P=K(P+AP1+A )=0.95X(1.24+0.19-0.00243)=1.36c a 0 p2Pc27164-29:V带的根数：Z>一=—6=1.99Z=2根PO1.36FO：4-1:q=0.1kg/m.................PC2.5 9按教材书式4-30:FO=500—(——1)+qv vzKaQ

2.716 2.52=500X------(----1)0.17.47.4 20.95 2=155N按教材书式4-31:Q=2FZsina=2X155X2Xsin^^=608.6N°确定带轮构造d(2.5~3)dd s大带轮承受孔板式构造d1=1.8d=1.8x26=46.8mm查设计资料表7-8得e=15,f=10,he=12,6=6,小=340,ba=11mmh=2.75amin带轮的宽度：B=(z-1)e+2f=(2-1)x15+2x10=35mm五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算原始数据：电动机的输出功率：2.345kW小齿轮转速传动比

：507r/min：4.067单向传动，工作载荷有稍微冲击，830010年1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力455-1240HB大齿5-1:200HB选齿轮精8级(GB10095-88)。5-16(b):240HB时，*皿580MPa200HB时，*位550MPa计算应力循环次数：由教材书式5—33得：__ 8N=60n1 1

jL=60X507X1X(10X8X300)=7.3X10h=1.79X10i4.067N2&31 82查教材书图5-17得：Zw1.06,Z 1.122N由教材书式5-29得：Z Z 1.0x1 x2取Z=1.0,S=1.0,Z 0.92(精加工齿轮)w Hmin LVR5-28确定疲乏许用应力：［用］

可际1

1ZZ=

580

1.061.01.00.92=565.6Mpa［ H SHmin

X WLVR

1.0-ci_|ii9_m

_ _ _

550 _ _ .［］ ZZZb H

Z=一1.121.01.00.92=566.7MPaxH 2II™

N2 x2IN

XLR

」、vv VI 4SHmin

1.0由于［即］1

<［即］,2

所以计算中取［为］=［即］1

=565.6MPa2、按接触疲乏强度确定中心距a小齿轮转矩：T=44180Nmm1KZ1.2,B13,M0.3t2t由教材书式5-42得：Z§^coSJJcos135-5得：Z=189.8v”MPaE

0.987估取 =20°an

tana、 /tan20%arctan(

----)axctan( o端面压力角:

cos0

)20.4829oo基圆螺旋角：瓦arctan(tanpcosat)12.20355-39计算中心距a：、/KT

ZZZI HE Ba>(u+1)；S------------V2小aU (TH

2.44189.80.987

=121.7mm=4.067

1 1.2441803.20.34.067

2565.6圆整取：a=125mm估算模数：m=(0.007 0.02)a=0.875mm-2.5mmn取标准值：m=2mmn,2acos0m(u1)n

2125cos13-==24.032(4.0671)ZuZ1

=4.067X24.03=97.72取ZI24,Z2 98实际传动比：i实

4.08乙24传动比误差：Ai1iI100%i理|

4.08-4.0674.067

100%=0.3%<5%在允许范围内修正螺旋角: =arccos

mZZn I 22a29824 ,=arccos 〃---------=12°34”H与初选B=13接近,Z ZB可不修正。HmZ 2 24 =49.180mm齿轮分度圆直径：d

n1 cos12.578cos0mZ 298-=200.81mmdn2 cos12.578d2圆周速度: V=

cos0九nd1 l

九49.182507,60103

=1.31m/s33、校核齿面接触疲乏强度 60105-3,电动机驱动，稍微冲击，查得K=1.25A按沮1.31240.31,85-4(b)得100100K=1.024v齿宽b=a=0.3X125=37.5mm^a取b=40mm2」0_=0.8,低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于d149.180轴承为非对称布置查教材书图5-7(a)得：《=1.0685-4得：L=1.25-4计算载荷系数：K=KKKB K1.251.0241.061.21.628A V a计算重合度还，8B齿轮齿顶圆直径：dd1

+2hmn

=49.180+2X1.0

2=53.462mmXa ad=d+2hm=200.81+21.0X2=204.810mma2 2 an X端面压力角:aarctan(

tanocn

tan20o0t )arctan( )=20.452n 0cos0 cos12.578

d=dcos =49.180xcos20.452=46.156mmb1 1 at 0d=dcosa=200.18Xcos20.452b2 2 t

0=188.475mm

aat1

=arccos

d 46.156b1Ob1=arccos=29.782d 53.180民at2

=arccos

d 188.475b2 Oa2——=arccos=23.264a2(tan -tan )+Z(tan -tan£a=27 [Z2 otat1 at 3 aat2 at)]12 tan20.452)+98(tan23.264=1.349

tan20.452)]bsinB40sin12.578 =1.38---由教材书式5-43计算:

Z=/=

—1—=0.861.349

Z§JcosBJcos12.578=0.99H由教材书式5-41ZH基圆螺旋角: Bb=arctan(tanBcosat)=arctan(tan12.5780xcos20.452°)=11.808°Z=2cosB= 2cos11.808bH--cosatsinOt-，cos20.452sin20.452=2.455-39计算齿面接触应力叫2KTu1=Z 1Z^H HZ

EZCZB

bdu2=2.45X189.8X0.86X0.992441801.6284.06714049.1802 4.067=537.9MPa<[b]=565.6MPa 安全H4、校核齿根弯曲疲乏强度取ZviY=2.65

=25.8,Z=2.24

=105.4,查教材书图5-14得：v2FHI ,%a2查教材书图5-15得：=1.58, =1.81Ka1 %2由教材书式5-47计算Y,因年=1.38>1.0“=1-

120=1-1.0由教材书式5-48Y2-0.75cosBb

cc0.75cos

11.8082a

b=0.25+ 1.349=0.79查教材书图5-18bF230MPa 210MPa(TFlim2得:Flim1查教材书图5-19得:YNIYN21.0YST5-32,由于计算许用齿根弯曲应力

2.0, 1.4SFminm=2<5,所以取

=Y=1.0Y1 2F YFlim1 STv

v_2302.0

1.01.0=328.6MpaSFmin

YN1YX1= 1.4(TFlim2YST、，、， 2102.01.01.0=300MpaSFmin

YYN2

= 1.45-44计算齿根弯曲应力-2KT1

YYY

Y0>1

=1 YFa1

sa1

Ye13bdm1 n21.62844180…c”cc=2.651.580.790.94049.2622=108.6MPa<阡=328.6Mpa安全1(TF2

%%2_==1 Y_=YY

sa12.241.81=108.65、齿轮主要几何参数

2.651.58=105.2MPa<

=300MPa安全bF2Z24,Z98,u=4.067,m=2mm0=12°34”41〃d1 2

=49.180mmd=200.81mmda1

=53.180mmda2

=204.81mmdf1

=d「2(hac)mn2=49.180-22X(1.0+0.25)=43.180mmXd=d-2(ha c)m=200.81-2X2X(1.0+0.25)=195.81mmf2 2 na=25mm

齿儿：b1

=45mmb=40mm2六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算P=2.252kw,小2n=124.6r/min,传动比i=u=3.0121、选择齿轮材料，确定精度2455-1齿面硬度为240HB455-1200HB选8级(GB10095-88)5-16(b):小齿轮齿面240HB寸，/而580MPa200HB时，叫而550MPa1 2(对于工业用齿轮，通常按乂俄取值)5—33得：N8

=60njL=60X124.6X1X(10X8X300)=2.24乂2 hN 2.2410M 1 8 «N=_ =7.45X102 i 3.0125-17得：Zw5-29得：Zx1

1.12, 1.19ZN2ZZ1.0x2取Z=1.0,S=1.0,Z 0.92(精加工齿轮)w Hmin LVR5-28确定疲乏许用应力：r 1[ ]°-H1

7 777Hlim1ZZZZN1x1WLVRSHmin580=——1.121.01.00.92=597.6MPa1.0r i 7777Hlim2[ ] 0^H2SHmin

ZZZZN2x2WLVR550=——1.191.01.00.92=602.14MPa1.0==597.6MPa1 2, bH12、按接触疲乏强度确定中心距a小齿轮转矩：T=172660NmmIKZ2t1.2,暂取螺旋角13,K0.35t B由教材书式5-42得：ZB 7cosBMcos130.9875-5得：Z=189.8^lMPaE5-41ZH

估取*=20°端面压力角：0ct基圆螺旋角：

arctan(

cos0

)arctan( )20.4829cos132cos0 _1 _ b

2cos12.2035

=2.44Z= =■HHTcosat

sin0t

tcos20.4829

sin20.48295-39a：1KT1HEa>(u+1)3HE

ZZZZB12=3.0121

U小a (TH小1.0172660\20.353.012

2.44189.80.987597.6=154.38mm圆整取：a=155mm估算模数： m=(0.007 0.02)a=1.085mm-3.1mmn取标准值： m=2.5mmn2acos0

2155cos13小齿轮齿数: m(u1)2.5(3.0121)n

==30.1ZuZ1

=30.1X3.012=90.62取乙30,Z 912实际传动比:传动比误差:修正螺旋角:

3.012-3.033.012

100%0.7%<5%==arccos

mZZn 1 22a

=arccos2530+91=12。37”44〃2155B=13°接近，ZHZB可不修正mZ1n

2530d

=----= =76.86mm1cosBcos12.628Z,m 2.591=233.14mmZn2 cos12.628 d 2cosB同国、击详 、, 冗冗76.86124.6八“，圆周速度： V=---------3-

=-------

3-------

=0.50m/s3、枚核齿面接触疲乏强度

60103

601035-3,电动机驱动，稍微冲击，查得K=1.25A按%0.50300.15100 10085-4(b)K=1.025v齿宽b=Ka=0.35x155=54.25mm取b=55b552^^0.7,低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴d176.86承为非对称布置查教材书图5-7(a)得：。=1.0385-4得：(=1.25-4计算载荷系数：K=KKLK=1.251.025X1.03X1.2=1.58A V a计算重合度笃，齿轮齿顶圆直径：d=d1

+2hm=76.86+2X1.0X2.5=81.86mma1 a nd=d+2hman

=233.14+2

1.0X2.5=238.14mmX端面压力角：

a2 2队工,arctan(tan、an-----)，,队工,arctan(tan、an-----)，,arctan(tan20、八八,八。o}=20.46cos0cos12.628o1 at

0=72.000mmd=dcosa=233.14xcos20.46b2 2 t

=218.43mm0

otat1

=arccos

=arccos =28.41d 81.86a1d 218.43~，c°[Z22兀

(tanat-tana)+Z(tana-at)]=1.69tanat1 t 3 at2tanbsinB54.25sin12.63彳…&B = = =1.295冗111n

2.5冗5-43计算：Z“fT=J，=0.769;强\1.695-42计算：乙SJJcos12.628=0.9885-41ZH基圆螺旋角:

B btb=arctan(tan12.628=11.86°

0xcos20.46°)Z=2cosH

瓦=,2cos“86

=2.44\c0soesin0c\cos20.46sin20.46t t5-39计算齿面接触应力(TH=2.44X189.8X0.769X0.988

21726601.583.01215576.862

3.012=574.4MPa<［叫］=597.6MPa安全4、校核齿根弯曲疲乏强度2取Z=32,Z=98,查教材书图5-14得：丫尸却=2.56,Y=2.272VI v2 FH查教材书图5-15得：％=1.63,Y=1.82sa25-47计算丫,因电=1.295>1.03=1-e”=1-1.0

12.628

=0.861205-48计算丫2-—0.75cos

0.75cos

11.862丫=0.25+------

b=0.25+=0.677与高速级齿轮一样 昨=328.6MPa,昨=300MPa1 25-44计算齿根弯曲应力=2KT0 1YY0>1

=；~~；-bd〔mn

”Fa1

L1sa1 YB21.58172660„5576.862

2.561.630.6770.86=149MPa<r =328.6Mpa 安全F1=144.402MPa<阡=300MPa 安全25、齿轮主要几何参数Z30,Z91,u=3.012,m=2.5mm1 20=12°37”44〃d=76.86mm d=233.14mmd1 2

=81.86mmda2

=238.14mmd=d1

-2(ha

c)mn

=76.86-2X2.5X(1.0+0.25)=70.61mmf1d=d-2(haf2 2

c)mn

=233.14-2X2.5义(1.0+0.25)=226.89mma=155mm

齿宽：b=55mmb=50mm1 2(T=b 2

YFa2

YSa2

2.261.80=147.867 F2 F1

F1YFa1

Ysa1

2.541.64七、轴的设计计算1、减速器轴的设计计算45号钢，调质处理按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮，其轴径可按下式求得：P8-2得：dA3I1-8-2得：A=130,0 01n估算高速轴外伸端最小直径：圆整取：d26mm1该段轴长：l=(Z-1)e+2f=(2-1)x15+2X10=35mm估算低速轴外伸端最小直径：圆整取：d48mm3估算中间轴安轴承处最小直径：d36mm22、高速轴强度计算44.18Nm,带轮上的压轴力Q=609N齿轮的分度圆直径d=54.18mmd=49.180mm1 f螺旋角0=12.578°,=20.452°。at设计轴的构造a1112mm2b、布置轴上零件，设计轴的构造。依据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图1按弯矩合成强度条件校核轴aa所示。bHVb-e所示。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图 b圆周力：Ft

2T1=1794Ntd1轴向力：FFtan0400Na径向力：FrFtan%669NcMf所示。d、画轴的扭矩图，T=44180Nmm,g所示。

画计算弯矩图hoa,取依据：M ‘M (aT) 0.6ca 2 2,aM2HM1Hf、确定危急剖面，校核强度依据图中轴的构造尺寸，选择弯矩最大的剖面和弯矩较大,I轴颈较细的剖面进展验算II8-3查得：45号钢，[]=55MPa(rb-i剖面的计算应力:I剖面的计算应力：IIMa1

10.44MPa<[(7]=55MPa合格b-i61432°ca

214.3MPa<[

(rb

=55MPa合格-10.1353

按疲乏强度安全系数校核轴分别选择田、IV肩圆角处有应力集中。IV剖面除受弯矩和扭矩外，四周还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：丘637MPa,

268MPa,1r 155MPa。1a、III剖面疲乏强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。依据教材附表查取应力集中系数，确定尺寸影响系数和外表质量系数。依据:Dd依据:Dd54.18049.4801.r2.66,d5查得:1.81.5,即0.8487

1.5—049.180

0.03则: S 268 =16.72ff 1.88=S_=—乂K

0.8 4 5

6.801.570.780.95

1550.9750.210.975

=68.2616.7268.26 =16.2316.7268.262 2取 1.8 满足要求，所以III剖面疲乏强度[S]=1.5才两足要求。

S>[S],b、IV剖面疲乏强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动理。

依据教材附表查取应力集中系数，确定尺寸影响系数和外表质量系数。查得: 1.76,A1.54, 0.91, 0.89,( £ff £tT取以0.21268则: =10.481.7612.5600.910.95=1.54

155 =12.140.890.956.280.216.28c S。S 10.4812.14S= =_

=7.98SS22取[S]=1.5 1.8满足要S>[S],

,10.4812.142 2IV剖面疲乏强度八、滚动轴承的选择和寿命验算I1、滚动轴承的选择减速器中的轴承承受较小的径向载荷，可承受深沟球轴承。21-135mm选取轴承代6207。40mm6208。55mm6211。2、高速轴滚动轴承寿命验算d=35mm该轴承所承受的轴向载荷F=400N,轴转速an=507r/min,工作有轻度冲击，初选深沟球轴承6207,要求轴承预期寿24000h。R,RFA由前面计算得知：R787NIH■,R2合成支反力： R R=：7872■,R2I IH 2V 22 2 R<RR2 2 2 H VF=F=400NA a

1210=1470N2确定轴承的承载力量，查课程设计教材表21-1,6207轴承:Cr〔动〕=19.8KNCr〔静〕=13.5KNo计算当量动载荷

故：A=F=400N,A=0a I因 黑0.029为:

,确定e=0.22由：L-4000.27>e=0.222 1270所以：X=0.56,Y=1.992 2轴承承受轻度载荷冲击，按教材书表9-17f=1.2,d9-41=1,由于轴承不承受力矩载荷，故

f=1omPffn(XRYA)1.21(0.562 d 22 22

14701.99400)1943.04N校核轴承寿命P>R,所以按2计算轴承寿命。,L10h

10fc6 t

106 1

3 ,34784h60nP 605071943.04由于L=34784>24000h,故6207轴承适用。10h九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进展周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V4545钢，轮毂长为33mmT=44180Nmm选择键联接的类型和尺寸。选择最常用的圆头(A便利等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径定，键的长度由轮毂的宽确定，查课程设计教材表为：bh=8X7,L=28mm

d由标准中选20-1得两个键键联接的强度计算一般平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表键的工作长度：l=L--=28--=24mm22

3-1h=100MPa.,、 ，1 4T444180 、.3-1得：

=-L(rP

= =87.65MPa<bpdhl26728

=100MPa安全p十、联轴器的选择和验算且有稍微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振力量，应选择弹性柱销联轴器。489.1Nm依据：d=48mm选择联轴器TL8:48X112(GB/T4323-2002)由课