機械設計課程設計帶傳動——單級圓柱斜齒減速器

1、目 錄第一部分 總體設計1. 方案選擇及評價 22. 電機的選擇 3第二部分 v帶及帶輪的結構設計 6第三部分 斜齒齒輪設計 8附：齒輪受力分析 9第四部分 軸的設計 1. 高速級軸的設計 112. 低速級軸的設計 17第五部分 軸承、潤滑密封、連接件和聯軸器的選擇及校核1. 軸承的確定及校核 242. 鍵的校核 283. 聯軸器的校核 304. 潤滑密封的選擇 30第六部分 減速器的附件的設計及說明 31第七部分 主要尺寸及數據 32參考文獻 34傳動裝置的總體設計一、 傳動方案（已給定）1. 題目：設計用于帶式運輸機的“帶傳動單級圓柱斜齒減速器”，圖示如下:1.設備要求:固定2.工作環(huán)境：

2、室外多塵3.工作條件：輕型、連續(xù)4.安裝形式：臥式5.生產工廠：校機械廠6.生產批量：小批量7.工作年限：二班制，工作八年，年工作日250天。2. 設計數據：運輸帶工作拉力f(n)轉速（r/min）卷筒直徑d(mm)1370140280二、 分析傳動方案該工作機在工作時有輕微振動，由于v帶有緩沖吸振能力，采用v帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用v帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。這種減速器的傳動比一般小于6，傳遞功率可達數萬千瓦，效率較高，工藝簡單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應用廣泛。設 計 內 容.電機的選擇選擇電動機

3、類型：按工作要求和工作條件選用y系列三相鼠籠式異步電動機，其結構為全封閉扇冷式結構，電壓380v。1) 選擇電動機的容量工作機的有效功率為pw=fv1000=13702.051000=2.81kw確定工作機各個部位的效率33，分別表示v帶、軸承、齒輪、彈性連軸器和卷筒處的傳動效率。由表9.1（機械設計課程設計書由）可知：0.96，=0.98，=0.97，=0.99，=0.96，則0.960.9830.970.990.96=0.83所以電動機的功率為pd=pw=2.810.83=3.39kw2) 確定電動機的轉速：按機械設計課程設計表9.2推薦的傳動比合理范圍，v帶傳動的傳動比在24的范圍，一級

4、圓柱齒輪的傳動比在35的范圍，而工作機的轉速為：nw140r/min所以電動機的可選范圍為ndinw=620140=8402800 r/min在綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500 r/min的電動機。根據機械設計課程設計表22-1選擇y112m-4型三相異步電動機。其相關數據為：電動機型號額定功率（kw）滿載轉速(r/min)啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩y112m-44.014402.22.2、計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比(1) 總傳動比：i=nmnw=1440140=10.29(2) 分配傳動比：i=iiiii考慮減

5、速器結構，故ii=2.78，iii=3.73、 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(1) 各軸的轉速： 軸ninm=1440 r/min 軸 nii=niii=14402.78=517.99 r/min 軸 niii=niiiii=517.993.7140r/min卷筒軸n卷niii140r/min(2) 各軸的輸入功率：軸pi=pd1=3.390.96=3.25kw軸 pii=pi23=3.250.980.97=3.09kw卷筒軸 piii=pii42=3.090.990.98=3.00kw(3) 各軸的輸入轉矩電機軸的輸入轉矩td為td9550pdnw=95503.391440=22.48

6、nm軸：軸：軸：卷筒軸：將上述計算值都匯總于下表,以備查用。表1 帶式傳動裝置的運動和動力參數軸 名功率p/kw轉矩t/(nm)轉速n/(rmin-1)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸3.3922.4814402.780.96軸3.253.1959.9258.725183.70.95軸3.093.03210.78206.5614010.97卷筒軸3.002.94204.64200.55140第二部分 v帶及帶輪結構設計由第一部分總體設計可以得到如下要求：電動機的功率4kw，轉速n1=1440r/min，傳動比i=2.78，每天工作12小時，使用期限8年（每年按250小時計算），允許的誤差為5

7、%。因此，可以按照上述條件進行v帶設計。1. 確定計算功率pca由于帶式運輸機的載荷變動小，查機械設計表8-7，得帶的工作情況系數ka=1.2，故pc=kap=1.24kw=4.8kw2. 選擇v帶的帶型根據pc和n1查機械設計課程設計圖12-13，可選擇a型帶3. 確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v1) 初選小帶輪的基準直徑：由機械設計課程設計表12.7，取小帶輪的基準直徑dd1100mm2) 驗算帶速vv=dd1n1601000=1001440601000 m/s=7.536 m/s因為5m/s v 25m/s，故帶速合適。3) 計算大帶輪的基準直徑dd2=idd11-=2.781001

8、-0.01=247.5mm根據機械設計課程設計表12.7，圓整為dd2=250mmn2=n1d1d21-=572.79r/min誤差:1440572.79-2.451440572.79100%=2.5%120，合適。6. 計算帶的根數z1) 計算單根v帶的額定功率pr由dd1=250mm 和n1=1440 r/min ，查機械設計課程設計表12.4得p0=1.31kw。根據n1=1440 r/min , i=2.78 和a型帶，查機械設計課程設計表12.4得p0=0.17。查機械設計課程設計表12.8得到k=0.934 kl=0.93，于是pr=(p0+p0)kkl=(1.31+0.17)0.

9、9340.93=1.29kw2) 計算v帶的根數zzpcapr=4.81.29=3.72因此，取4根v帶。7. 計算單根v帶的初拉力的最小值(f0)min由機械設計表8-3得a型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以f0min5002.5-kpcakzv+qv2=5002.5-0.9344.40.93442.05+0.12.052=450.25n應使帶的實際初拉力f0(f0)min8. 計算壓軸力壓軸力的最小值為(fp)min=2z(f0)minsin12=24450.25sin154.872=3515.73n9. 帶輪的結構設計：由于dd200 mm,故選用輪輻式第三部分斜齒齒輪設計由前面

10、的計算得到的表1可以知道，該對齒輪傳動的輸入功率為3.25kw，小齒輪的轉速n1=518r/min，傳動比為3.7，工作時間8年（按每年250天計算），兩班制工作，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉。由這些條件，就可以對齒輪進行設計計算。1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1) 按照設計要求，選擇右旋斜齒傳動；2) 運輸機為一般工作機器，該對齒輪轉速不高，故可以選用8級精度；3) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為zg35simn鋼（調質）硬度為250hbs，二者材料硬度差為30hbs；2. 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行計算，即：ai+13

11、305h2kt1ai(1) 確定公式內的各計算數值1) 試選載荷系數kt=1.05*1.1*1.0*1.1=1.272) 由表1可以得到小齒輪傳遞的扭矩t1=52.32 nm3) 由表10-7選齒寬系數d 1.24) 由圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hlim1=750mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限hlim2=690mpa。5) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數s1，由式得，h1=khn1hlim1s=750mpah2=khn2hlim2s=690mpah=h1+h22=750+6902=720mpa(2) 計算1) 齒寬系數=0.4小齒輪上的轉矩：t=955

12、0000*4/587.76=65000n.mmai+13305h2kt1ai=4.05+1330569021.276.61044.050.4=108.64取a=110mm，選小齒輪齒數z1=23，大齒輪齒數z2=4.0521=85.05，取z2=85；初選螺旋角：112) mn=2acosz1+z2=220cos1123+85=1.99 mm 按表4.1，取mn=2mmarccos(z1+z2)mn2a=arccos(23+85)2.02110=1056333) 計算分度圓直徑d1=223/cos10.942=46.85mmd2=285/cos10.942=173.15mm4) 計算齒寬b b

13、=dd1=1.243.58mm =52.30 mm 取b2=55mm，b1=60mm 5)驗算輪齒彎曲疲勞強度由圖10-8查得齒形系數yf1=2.82，yf2=2.24f1=kt1yf11.6bd1mn=1.61.276.51042.826043.582=81.71f1f2=f1yf2yf1=2.242.8281.71=64.9f2所以安全。附：齒輪受力分析fa2fr2fr2ft2fa1ft1n2n1小齒輪：ft1=2t1d1=25.23210443.58=2401nfr1=ft1tanancos=2401tan20cos15.99=906.87 nfa1=ft1tan=2401tan15.4

14、99=665.8 n大齒輪：ft2=2t2d2=22.0335105176.42=2305.29nfr2=ft2tanncos=2305.29tan20cos15.499=870.75 nfa2=ft2tan=2305.29tan15.499=639.27 n由于齒輪在嚙合時有效率損失，因此兩齒輪上的力不能簡單的相等。因而，每個齒輪的值都應分開計算。附：齒輪參數及其受力分析，以備查表齒輪參數 表2中心矩110mm名 稱值模 數mn=2 mm法向壓力角an20螺旋角=端面壓力角at=分度圓d1=46.85 mmd2=173.15mm齒頂圓da1=50.85mmda2=177.15mm齒根圓df1

15、=42.85mmdf2=169.15mm周向力ft1=2401 nft2=2305.29 n徑向力fr1=906.87 nfr2=870.75 n軸向力fa1=665.8 nfa2=639.27 n第四部分 軸的設計計算一、 高速級齒輪設計1. 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.2. 初定軸的最小直徑按扭轉強度條件，可得軸的直徑計算式da03 p n由機械設計表15-3查得a0=105，由第一部分的表1可查得p3.25kw，n=518r/min；所以d1053 3.25kw 518r/min=19.37 mm由于該軸有一個鍵槽，

16、故軸的直徑應加大57%，故dmin=19.37(1+57%)=20.3420.73mm綜合考慮，取dmin=22mm3. 軸的結構設計(1) 擬定零件的裝配方案，如下圖(2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設計。1) 由于在l1這段上所連接的是大帶輪，根據它的扭轉強度已經計算得到此處的最小直徑，在這個直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故d1=dmin=22 mm。此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定，由機械設計圖8-14(d)查得：取l=36mm，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度略小于其輪轂值，取l138mm。2) 初選滾動軸承。一般運輸機傳遞載

17、荷不是很大，由斜齒產生的軸向力不是很大，再根據這段軸的尺寸，可選擇7207ac型軸承。查機械設計課程設計表12.2得，d2=35 mm，要求的定位軸肩是5 mm。故，要求在這此處的定位套筒的直徑是40mm。因此取d5=35mm。3) 由軸承端蓋的厚度一般為10 mm左右，因此，整個軸承蓋的長度是20mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度34mm，再考慮軸承端蓋的調整范圍，可以確定l2=28mm。4) 如果再按照這種方法選擇下去，那么d4=40mm，這樣會使齒輪的齒根到鍵槽頂的距離小于4mm，齒輪很容易損壞，所以這里必須采用齒輪軸。則由表2可以得到l460 mm。5) l5處的寬度大于

18、1.4h，取l5=26mm，d5=35mm；至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查課設表11.28采用bhl10 mm 8mm 50 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為h7n6。滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸按照課設表9.8確定軸兩端的倒角均為145，各處圓角半徑都為1.6 mm。4. 軸的受力分析(1) 根據結構圖畫出軸的受力簡圖fa1fr1f帶輪ft1fv1fv2(2) 受力計算1) 由前面的計算可得ft

19、1=2401n，fr1=960.87n，fa1=665.8 n由前面帶輪的壓軸力計算可知 f帶輪(fp)min969.77n2) 計算支反力在垂直面內進行計算fv2=1119(107759.5-74653.732-1068197.5)-1402 nfv1=fr1-f帶輪-fv2=1077-1068-(-1402)=1411 n；在水平面內進行計算fh1=fh2=12ft=28862=1433 n3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 nmmmvmhm扭矩圖：單位 nmmt5. 由彎扭圖上看，截面b是危險面?，F將計算出的截面b處的mh、mv及m的值列于下表3表3載荷水平面垂直面支反力ffh1=fh

20、2=1433 nfv1=1411 nfv2=-1402 n彎矩mmh=76955 nmmmv1=83945.5 nmmmv2=63913 nmmmv3=83768 nmm總彎矩m1768852+83945.52=113914 nmmm2=769952+639132=100065 nmmm3=837862+0=83768 nmm扭矩t2=77700 nmm6. 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力ca=m12+t2w=1139142+0.67770020.157.733=6.4mpa根據前面選定軸

21、的材料為45鋼，調質處理，由課程設計表15-1查得-1=60 mpa。因此ca-1，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強度（所用的表來自機械設計）(1) 判斷危險面雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉強度確定的，因此這個截面不是危險面。只有在截面c處有較大的應力集中，因此必須對其進行精確校核。(2) 截面c右側抗彎截面系數 w=0.1d3=0.1403=6400 mm3抗扭截面系數 wt=0.2d3=0.2403=12800 mm3截面c右側的彎矩m為m=11391460-3060=56957 nmm截面c上的扭矩 t277700 nmm截面上的彎曲應力 b=mw=569576400=8.9

22、mpa截面上的扭轉切應力 t=t2wt=7770012800=6.07mpa由表15-1查得：b=640mpa，s=355mpa，-1=275mpa，-1=155 mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及按附表3-2查取。因rd=2.040=0.05，dd=57.7342=1.37，用插值法可得2.1，1.7又由軸的材料的敏感系數為q=0.82，q=0.85故有效應力集中系數為k=1+q-1=1+0.822.1-1=1.90k=1+q-1=1+0.851.7-1=1.6由附圖3-2的尺寸系數=0.67；由附圖3-3的扭轉尺寸系數=0.72。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為=0

23、.92軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數為k=k+1-1=1.900.67+10.92-1=2.92k=k+1-1=1.60.72+10.92-1=2.31又由3-1及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數sca值，按15-6到15-8式得：sca=-1ka+m=2752.928.9+0.10=10.58s=-1k a+m=1552.326.072+0.056.072=21.5sca=sss2+s2=10.5821.510.582+21.52=9.5故知其安全。(3) 截面c左側，由于該軸是齒輪軸，沒有因過盈配合而造成的應力集

24、中，因此不用校核。(4) 由上面的計算，說明該軸的強度是足夠的。二、低速軸的設計1. 材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調質處理。2. 初定軸的最小直徑(1) 按扭轉強度條件，可得軸的直徑計算式da03 p n由機械設計表15-3查得a0=105，由第一部分的表1可查得p3kw，n=145.12 r/min；所以d1053 3kw 145.12 r/min=28.82 mm(2) 聯軸器的選擇根據軸所傳遞的扭矩t2.03105nmm，可選擇彈性套柱銷聯軸器，因為它是由蛹狀的彈性套傳遞轉矩，故可緩沖減振，其制造容易，裝拆方便，成本較低，適用于連接載荷平穩(wěn)、起

25、動頻繁的中小轉矩的軸。查課設表13.2選用lt7聯軸器 3284 gb/t 4323綜合考慮，取dmin=38mm3. 軸的結構設計(1) 擬定結構方案如下圖：(2) 根據軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 從右端開始。為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，l1軸段左端需制出一軸肩，故取d5=40 mm。由于前面已經對聯軸器進行了選擇，故d6=32 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度為82mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，則l6就比82略短一點，現取l680mm。2) 初步選擇滾動軸承。根據d5=50mm，初步選擇0基本游隙組，選用角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對較大，故

26、選擇ac系列的軸承，查課設表12.2，選用7208ac，其尺寸為ddb=40 mm80 mm18 mm，其定位軸肩為8mm，故定位套筒的直徑為48 mm。因此，d2=d5=50mm3) 取安裝齒輪處的軸段的直徑d3=54 mm，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂的寬度，故取l3=53 mm，軸承端蓋的總寬度為20 mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離為11 mm，故取l528 mm。4) 取齒輪與箱體之間的距離為12 mm（由后面的箱體設計確定）。滾動軸承到箱體的距離為8mm。5) l1=44mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度

27、。(3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均采用鍵連接。半聯軸器與軸的連接，按直徑d1由課設表11.28查得半圓頭鍵選為bhl=10 mm8mm70 mm，配合為h7k6。齒輪與軸的連接，按d4查表11.28得，選用雙圓頭鍵為bhl=14 mm9 mm45mm，配合為h7n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考課設表9.8，取軸端倒角為245，c、d、e處的圓角半徑r=2 mm。 4. 軸的受力分析（1） 畫出軸的受力簡圖fvn1fvn26461fa2fr2ft2（2） 進行受力計算1) 由前面的計算得ft2=

28、2810.5 n，fr2=1057 n，fa2=731 n2) 支反力計算垂直面內：fvn2=164+61105761-731194.72= -53.5 nfvn1=fr2-fvn2=1057+53.5=1110.5 n水平面內：fhn1=6461+64 2810.5=1439nfhn2=6161+64 2810.5=1371.5 n3) 畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：(單位：nmm)mvmhm扭矩圖：(單位：nmm)t2730005. 由彎扭圖上看，截面c-d是危險面。現將計算出的截面c-d處的mh、mv及m的值列于下表4載荷水平面垂直面支反力ffh1=1439 nfh2=1371.5 nfv1=

29、1110.5 nfv2=-53.5 n彎矩mmh=87777.5nmmmv1=67740.5 nmmmv2=3424 nmm總彎矩m187777.52+67740.52=110876 nmmm2=87777.52+34242=87844 nmm扭矩t3=273000 nmm6. 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力ca=m12+t32w=1108762+0.627300020.1553=11.9mpa根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課程設計表15-1查得-1=60 mpa。因此ca-1

30、，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強度（所用的表來自機械設計）(1) 判斷危險面在c-d這個截面上雖然受到的彎矩較大，但由于這個截面的直徑很大，其抗彎能力是很強的。a、b截面只受扭矩作用，雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕的情況下確定的。d、e截面的軸徑都很大，也不必校核。由于鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核c截面的左右兩側。(2) 截面c左側抗彎截面系數 w=0.1d3=0.1503=12500 mm3抗扭截面系數 wt=0.2d3=0.2503=25000 mm3截面c左側的彎矩m為（作m1處彎矩的近似計算）m=1108763838+26=65832.6

31、nmm截面c上的扭矩 t3273000 nmm截面上的彎曲應力 b=mw=65832.612500=5.27mpa截面上的扭轉切應力 t=t3wt=27300025000=10.92mpa由表15-1查得：b=640mpa，s=355mpa，-1=275mpa，-1=155 mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及按附表3-2查取。因rd=2.050=0.02，dd=5550=1.1，用插值法可得2.0，1.7又由軸的材料的敏感系數為q=0.74，q=0.78故有效應力集中系數為k=1+q-1=1+0.742.0-1=1.74k=1+q-1=1+0.781.7-1=1.55由附圖3-2

32、的尺寸系數=0.67；由附圖3-3的扭轉尺寸系數=0.84。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為=0.92軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數為k=k+1-1=1.740.74+10.92-1=2.44k=k+1-1=1.550.84+10.92-1=1.93又由3-1及3-2節(jié)得碳鋼的特性系數=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數sca值，按15-6到15-8式得：s=-1ka+m=2752.445.27+0.10=21.7s=-1k a+m=1551.9310.922+0.0510.922=14.3sca=sss2+s2=21.714.321

33、.72+14.32=121.5故知其安全。(3) 截面c右側抗彎截面系數 w=0.1d3=0.1553=16637.5 mm3抗扭截面系數 wt=0.2d3=0.2553=33275 mm3截面c左側的彎矩m為m=1108762638+26=48508.3nmm截面c上的扭矩 t3273000 nmm截面上的彎曲應力 b=mw=48508.312500=3.24mpa截面上的扭轉切應力 t=t3wt=27300033275=8.2mpa過盈配合處的k，由機械設計附表3-8用插值法求出，并取 k=0.8k，于是得k3.16 ， k=0.83.162.53軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為

34、=0.92軸未經表面強化處理，即q=1，則得綜合系數為k=k+1-1=3.16+10.92-1=3.25k=k+1-1=2.53+10.92-1=2.62于是，計算安全系數sca值，按15-6到15-8式得：s=-1ka+m=2753.253.24+0.10=26.1s=-1k a+m=1552.628.22+0.058.22=14.2sca=sss2+s2=26.114.226.12+14.22=12.5s=1.5因此，在截面c右側的強度也是足夠的。至此，高速級、低速級兩根軸的設計已經完成了。第五部分 軸承、潤滑密封和聯軸器等的選擇及校驗計算一、 軸承的確定及校核1. 對初選高速級軸承730

35、7c校核(1) 受力分析faefr1f帶輪ft1fr1fr2fd1fd2由表3的數據可以計算：fr1=fh12+fv12=14332+14112=2011 nfr2=fh22+fv22=14332+-14022=2005 nfae=fa1=746 n(2) 計算兩軸承的軸向力fa1、fa2查課設表12.2，得到軸承7307c的cr=34.2kn，cor=26.8kn對于70000c型軸承，它的派生軸向力fd=efr，而軸向力未知，故先取e=0.4，因此可估算fd1=0.4fr1=0.42011=804.4 nfd2=0.4fr2=0.42005=802 n由于 fd1e1fa2fr2=8022

36、005=0.4=e2由課設表12.2查得，徑向系數和軸向系數為對軸承1：x1=0.44，y1=1.3對軸承2：x2=1，y2=0由機械設計表13-6查得，運輸有輕微沖擊，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.442011+1.31544=3187 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.112005=2205.5 n(4) 計算軸承壽命由于p1p2，所以按軸承1的受力大小驗算lh=10660ncp1=106603843420031873=53635 hlh1030016=48000 h所選軸承滿足壽命要求。故此軸承不用重選。2. 對初選低速級軸承7210ac進行校核fr1f

37、r26461fa2fr2ft2由表3的數據可以計算：fr1=fh12+fv12=14392+1110.52=1817.7 nfr2=fh22+fv22=1371.52+-53.52=1372.5 nfae=fa1=731 n(5) 計算兩軸承的軸向力fa1、fa2查課設表12.2，得到軸承7210ac的cr=31.5kn，cor=25.2kn對于70000ac型軸承，它的派生軸向力fd=0.68fr。 fd1=0.68fr1=0.681817.7=1236 nfd2=0.68fr2=0.681372.5=933.3 n由于 fd1e1fa2fr2=933.31372.5=0.68e2由課設表1

38、2.2查得，徑向系數和軸向系數為對軸承1：x1=0.41，y1=0.87對軸承2：x2=0.41，y2=0.87由機械設計表13-6查得，運輸有輕微沖擊，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.411817.5+0.871664.3=2412 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.1(0.411372.50.87933.3=1512.2 n(7) 計算軸承壽命由于p1p2，所以按軸承1的受力大小驗算lh=10660ncp1=106601063150024123=350000 h由于軸承壽命太大，應重新選擇。對同一尺寸要求可選7210c。(8) 對軸承7210c進行校核查課設

39、表12.2，得到軸承7210c的cr=32.8kn，cor=26.8kn對于70000c型軸承，它的派生軸向力fd=efr，而軸向力未知，故先取e=0.4，因此可估算fd1=0.4fr1=0.41817.7=727.1 nfd2=0.4fr2=0.41372.5=549 n由于 fd1e1fa2fr2=539.11372.5=0.393e2由課設表12.2查得，徑向系數和軸向系數為對軸承1：x1=0.44，y1=1.33對軸承2：x2=0.44，y2=1.40由機械設計表13-6查得，運輸有輕微沖擊，取fp=1.1p1=fpx1fr1+y1fa1=1.10.441817.5+1.331306.

40、1=2790.5 np2=fpx2fr2+y2fa2=1.1(0.441372.5+1.4539.1)=1494.5 n(10) 計算軸承壽命由于p1p2，所以按軸承1的受力大小驗算lh=10660ncp1=10660384328002790.53=255339 hlh1030016=48000 h所選軸承滿足壽命要求。這相對7210ac來說更加合適。由于7210c和7210ac結構尺寸都是一樣，故原來設計好的軸不必再重新設計。至此，軸承的選擇及校核已全部完成。二、 鍵的校核1. 高速軸上的鍵(1) 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于在這根軸的

41、鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選用單圓頭鍵（c型）。由軸的設計里已確定的鍵尺寸為bhl=8 mm7 mm 50 mm(2) 校核鍵連接的強度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由機械設計表6-2查得擠壓應力p=5060 mpa。鍵工作長度l=l=36 mm，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5mm,計算擠壓強度p=2tkld=277700 nmm3.53625=49.3 mpa由于有pp故，該鍵滿足要求。2. 鍵的標記為：鍵c 850 gb/t 10962003高速軸上的鍵(3) 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于鍵槽

42、不在軸端，故選用普通平鍵（a型）。由低速軸的設計里已確定的鍵尺寸為齒輪處：bhl=14 mm9 mm 45 mm聯軸器處：bhl=10mm8 mm 70 mm(4) 校核鍵連接的強度鍵、軸、齒輪和聯軸器的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得擠壓應力p=100120 mpa，取其平均值p=110 mpa。1) 齒輪處鍵工作長度l=l-b=45-14=21 mm，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm,計算擠壓強度p=2tkld=2273000 nmm52455=82.7 mpap故，該鍵滿足要求。鍵的標記為：鍵 1445 gb/t 109620032) 聯軸器處鍵工作長度l=l-b

43、=70-10=60mm，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm,計算擠壓強度sadfasdfp=2tkld=2273000 nmm46042=63 mpap故asdf，該鍵滿足要求。鍵的asdf標記為：鍵 1070 gb/t 10962003三、 聯軸器的校核1. 參數為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器。由前面的設計已經選擇了lt5彈性套柱銷聯軸器，由課設表19-5查得，其公稱轉矩tn=500 nm。2. 載荷計算由表1可以得到t3=273000nmm由機械設計表14-1查得ka=1.5，故得計算轉矩為tca=kat3+1.5273000=409.5 nmtn該聯軸器合格。標記為：lt7聯軸器 3282 gb/t 4323-2002四、潤滑密封1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度v=dn601000=176.42145.12601000 m/s=1.34 m/s12 m/s所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 大齒輪浸入油高度不宜超過1個齒高（不小于10mm）。2滾動軸承的潤滑對于高速級軸承 dn353841.3104對于低速級軸承 dn=50106=0.53104它們的dn值都很小，故選用脂潤滑，