機(jī)械設(shè)計(jì)--塔式起重機(jī)行走部減速裝置設(shè)計(jì)

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目H.塔式起重機(jī)行走部減速裝置設(shè)計(jì)學(xué)院設(shè)計(jì)者：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)老師：2012 年 1 月 13 日 目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書二、傳動(dòng)方案擬定三、電動(dòng)機(jī)的選擇 四、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比 五、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算六、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算八、角接觸球軸承軸承的選擇及校核算九、鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算十、潤滑與密封十一、參考文獻(xiàn)計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果一 、 設(shè)計(jì)任務(wù)書1、設(shè)計(jì)條件1）機(jī)器功用 塔式起重機(jī)有較大的工作空間，用于高層建筑施工和安裝工程起吊物料用，起重機(jī)可在專用鋼軌上水平行走。2）工作情況 減速裝置可以正反轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境溫度不超過40；3）

2、運(yùn)動(dòng)要求 運(yùn)動(dòng)速度誤差不超過5%；4）使用壽命 忙閑程度中等，工作類型中等，傳動(dòng)零件工作總數(shù)小時(shí)，滾動(dòng)軸承壽命4000小時(shí)；5）檢修周期 500小時(shí)小修；2000小時(shí)大修；6）生產(chǎn)批量 單件小批量生產(chǎn)；7）生產(chǎn)廠型 中型機(jī)械制造廠。2、原始數(shù)據(jù)題 號(hào)運(yùn)行阻力(KN)運(yùn)行速度(m/s)車輪直徑(mm)啟動(dòng)系數(shù)kdH21.60.73501.43、設(shè)計(jì)任務(wù)1）設(shè)計(jì)內(nèi)容 電動(dòng)機(jī)選型；減速機(jī)設(shè)計(jì)；開式齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)；傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)；軸承選擇計(jì)算；鍵、聯(lián)軸器選型設(shè)計(jì)。2）設(shè)計(jì)工作量 減速器裝配圖一張（A1）；零件圖2張（A3），分別為高速級(jí)輸入軸和輸出軸上大齒輪；設(shè)計(jì)說明書一份。3)設(shè)計(jì)要求 至少一對(duì)斜齒。4.

3、 傳動(dòng)裝置總圖1325461 電動(dòng)機(jī)；2減速器；3傳動(dòng)軸；4開式齒輪傳動(dòng)；5車輪；6軌道二、傳動(dòng)方案的擬定 1） 行走部由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，電動(dòng)機(jī)1通過聯(lián)軸器2將動(dòng)力傳入減速器3，在經(jīng)聯(lián)軸器4傳至開式齒輪5，帶動(dòng)車輪6工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中采用兩級(jí)分流式圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，高速級(jí)齒輪相對(duì)于軸承位置對(duì)稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級(jí)和低速級(jí)分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）根據(jù)機(jī)構(gòu)工作計(jì)算車輪轉(zhuǎn)速備用1500r/min的Y系列電動(dòng)機(jī)，因此初步計(jì)算總傳動(dòng)比。查設(shè)計(jì)書表5-1選用二級(jí)分流式圓柱齒輪減速器。3）為加工方便采用水平剖分式。4）由于高速級(jí)轉(zhuǎn)速較高且無軸向力，故選用深溝球軸承；中、低速級(jí)選

4、用圓柱滾子軸承。5)電動(dòng)機(jī)和輸入軸，工作機(jī)構(gòu)和輸出軸均選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。=10000hF=1600NV=0.7m/sD=350mm分流式二級(jí)圓柱齒輪減速器三、電動(dòng)機(jī)的選擇查得公式（kw）式中,式中為總效率。查表9-1知：滾動(dòng)軸承效率，齒輪效率，聯(lián)軸器效率，車輪效率。得總效率。故kw由題目一直條件取K=1.4，則電動(dòng)機(jī)所需額定功率kw查表16-2得：Y系列1500r/min電動(dòng)機(jī)的具體牌號(hào)為Y100L2-4型，額定功率為3kw,滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min。四、計(jì)算總傳動(dòng)比及其各傳動(dòng)比分配已知: 運(yùn)行速度v=0.7m/s 滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min則：利用公式計(jì)算工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為=38.2r

5、/min 故總傳動(dòng)比為：=37.17對(duì)于分流式減速機(jī)，起傳動(dòng)比應(yīng)逐級(jí)遞減，故高速級(jí)傳動(dòng)比.05、中速級(jí)傳動(dòng)比，低速級(jí)傳動(dòng)比。五、計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)參數(shù)1）各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算從減速器的高速軸開始各軸命名為1軸、2軸、3軸，電動(dòng)機(jī)軸記為0軸，輸出軸為4軸，連接車輪的軸記為5軸。=79r/min2）各軸功率計(jì)算 （KW） (KW) (KW) (KW) (KW) (KW)3）各軸扭矩計(jì)算 =9500 /=19.77(N.m) =9500 /=18.76(N.m) =9500 / =91.08(N.m) =9500 / =359(N.m) =9500 / =301(N.m) =9500 / =592.4(N.m

6、)4)各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表軸號(hào)轉(zhuǎn)速n(r/min)輸出功率P(KW)輸出扭矩T(N.m)014202.9419.77114202.7918.7622812.67991.8371.12.573359471.12.496301538.212.397592.4六、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)：1）選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力 由教材表6.2選 小齒輪40cr調(diào)質(zhì) 大齒輪45正火2)齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按估取圓周速度=3.56m/s查表6.7、表6.8（教材）選取小輪分度圓直徑，由式6-15（教材）得齒寬系數(shù)參考表6.9（教材）=1.2按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置小輪

7、齒數(shù)=27大輪齒數(shù)=.=136.3 齒數(shù)比u=/=5.07小輪轉(zhuǎn)矩 =/2=198.77 初定螺旋角載荷系數(shù)-使用系數(shù)查表6.3(教材)-動(dòng)載系數(shù) 由推薦值 1.051.4-齒間載荷分配系數(shù) 1.01.2-齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2=1.452材料彈性系數(shù)查表6.4（教材） 鍛鋼 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)查圖6-3（教材）重合度系數(shù) 由推薦值0.750.88 ，螺旋角系數(shù) =0.972許用接觸應(yīng)力 由式6-6（教材），=接觸疲勞極限 查圖6-4（教材）小齒=750大齒=700接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式6-7（教材）得小齒輪循環(huán)次數(shù)N1=60.nj.=8.82=1.7查圖6-5（教材）得

8、=1.18=1.02接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)=1.2則=1.18/1.2=625=1.11/1=595取較小的一個(gè)，即 =595綜上，=27.54 mm法面模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)中心距=125圓整a=130分度圓螺旋角=分度圓直徑mm，圓整取42mm齒寬b= =50.4圓整取55mm大輪齒寬=55mm小輪齒寬 mm由式6-16(教材)得3）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 查表6.5 （教材） 應(yīng)力修正系數(shù) 齒形系數(shù)小輪 大輪 不變位時(shí)，端面嚙合角端面模數(shù)mm重合度重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)，推薦0.850.92選0.89 許用彎曲應(yīng)力 由式6-12（教材），彎曲疲勞極限 查圖6-7（教材），雙向傳動(dòng)乘以0.7=4

9、20=371彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)查圖6-8（教材）彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)查圖6-9（教材）(設(shè)模數(shù)m小于5mm)=1彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)=1.4則=300=265綜上知，齒輪彎曲強(qiáng)度滿足大齒分度圓直徑，圓整取218mm根圓直徑 頂圓直徑 2、低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)：由表6.2（教材）選 小齒輪40cr 調(diào)質(zhì) 大齒輪45 正火許用接觸應(yīng)力由式6-6（教材），=解除疲勞極限 查圖6-4（教材）=700接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式6-7（教材）得小齒輪循環(huán)次數(shù)查圖6-5（教材）得=1.18=1.11接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)取=1則=826=666則 =666許用彎曲應(yīng)力 由式6-12（教材），彎曲疲勞極限 查圖6-

10、7（教材），雙向傳動(dòng)乘以0.7彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)查圖6-8（教材）彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)（由機(jī)械設(shè)計(jì)課本）查圖6-9(設(shè)模數(shù)m小于5mm)=1彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)=1.5則因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按估取圓周速度參考表6.7、表6.8（教材）選取公差組8級(jí)小輪分度圓直徑，由式6-15(教材)得齒寬系數(shù)（由機(jī)械設(shè)計(jì)課本）參考表6.9（1）按齒輪相對(duì)軸承為對(duì)稱布置（2）小輪齒數(shù) 25（3）大輪齒數(shù)， ?。?）齒數(shù)比（5）小輪轉(zhuǎn)矩（6）載荷系數(shù)-使用系數(shù)查表6.3(教材)-動(dòng)載系數(shù) 由推薦值 1.051.4 =3.56m/s=1.2=27=137 u =5.0

11、7=198.77 =0.972=1.18=1.02=1.2=595a=130b=55mm mmmm=0.694 ,滿足218mm=1.18=1.11=666公差組8級(jí)3.96 90086-齒間載荷分配系數(shù) 1.01.2-齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2材料彈性系數(shù)查表6.4(教材) 鍛鋼 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)查圖6-3 重合度系數(shù) 由推薦值0.750.88 ，故法面模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)分度圓直徑，圓整取70mm中心距齒寬大輪齒寬 =80mm小輪齒寬 由式6-16(教材)得查表6.5 （教材） 應(yīng)力修正系數(shù) 齒形系數(shù) 小輪 小輪大輪 大輪重合度重合度系數(shù)故根圓直徑 頂圓直徑 1.3243.79mm 62.5

12、15075=75=1.120.694滿足強(qiáng)度 53.5mm233.75mm65mm245mm3、開式齒輪計(jì)算：表6.2（教材）選 小齒輪40cr 表面淬火 大齒輪45 表面淬火由于是開式齒輪傳動(dòng)，主要形式是疲勞打斷和齒面磨損，所只能進(jìn)行彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算，并將模數(shù)增加10%20%考慮磨損的影響。許用彎曲應(yīng)力 由式6-12（教材），彎曲疲勞極限 （教材）查圖6-7，雙向傳動(dòng)乘以0.7 彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)查圖6-8（教材）彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)查圖6-9（教材）=1（初設(shè)模數(shù)小于5）彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)=2則因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按=0.418估取圓周速度

13、參考表6.7、表6.8（教材）選取公差組8級(jí)小輪分度圓直徑，由式6-15（教材）得齒寬系數(shù)參考表6.9（教材）由于齒輪為非對(duì)稱布置選小輪齒數(shù)大輪齒數(shù)， 齒數(shù)比小輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)-使用系數(shù)查表6.3（）教材.25-動(dòng)載系數(shù) 由推薦值 1.051.4取-齒間載荷分配系數(shù) 1.01.2取-齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2取材料彈性系數(shù)查表6.4（教材） 鍛鋼 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)查圖6-3（教材） 重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92，取故齒輪模數(shù)m =3.64 加大15%，即=4.19 取標(biāo)準(zhǔn)m=4.5小輪分度圓直徑=126大齒分度圓直徑圓周速度標(biāo)準(zhǔn)中心距齒寬給b=100mm大輪齒寬=100mm小輪齒

14、寬=105mm 由式6-10(教材)得查表6.5 （教材）應(yīng)力修正系數(shù) 齒形系數(shù) 小輪 小輪大輪 大輪 重合度重合度系數(shù)故根圓直徑 頂圓直徑 七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算軸的設(shè)計(jì)（一）.高速軸設(shè)計(jì)已知n=1420r/min ， T=19.77 T=T/2=9.8851. 求作用在齒輪上的力（斜齒） 圓周力KN 徑向力KN 軸向力KN 法向力KN 圓周力 ，徑向力及軸向力的方向如圖所示1 初步確定軸的最小直徑。公式(教材) 初選軸的材料為45#，調(diào)質(zhì)處理。查表8.6（教材）=110，得 14.77mm因?yàn)橐谧钚≥S徑處開聯(lián)軸器固定鍵槽，故最小軸徑應(yīng)加大3%輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型

15、號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩公式為 （11） 查表14-1（教材），取=1.3，則=1.3×18.76 =24.38 根據(jù)=22.5及電動(dòng)機(jī)軸徑D=28mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB4323-1984，選用TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小直徑=25 mm2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)分析比較，選用如圖所示的裝配方案（1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 聯(lián)軸器采用軸肩定位 ，查GB聯(lián)軸器尺寸可知=42mm，又因聯(lián)軸器采用軸肩定位，肩高3.5mm，2） 有前面?zhèn)鲃?dòng)方案分析知，初選深溝球軸承。根據(jù)=30mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級(jí)公差的深溝球軸承61907， 故=

16、35mm3） 取=37mm，根據(jù)小斜齒齒寬取=76mm 4） 由于箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離mm（教材） ，取=45mm，采用凸緣式軸承蓋，則=53mm5） 選定齒輪端面到箱體內(nèi)壁的距離為16mm。根據(jù)角接觸球軸承尺寸標(biāo)準(zhǔn)可知=25 mm（軸承多出軸外端面=2mm）25mm6） 根據(jù)總的傳動(dòng)方案，參考大小斜齒齒寬及中速軸上直齒齒寬選定LvL=115mm3.軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=25 =mm，=42mm 查GB/T1095-2003取=8mm×7mm×33mm 。校核： 4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力F470

17、N190N彎矩=27260=13570總彎矩M=30531.5扭矩TT=19570當(dāng)量彎矩=36265.1N.mm（教材）取=1 根據(jù)扭力彎矩圖確定危險(xiǎn)面并根據(jù)上表對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力4.9MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表8.2，8.9（教材），得=60MPa，因此，故軸安全。（二）中速軸的設(shè)計(jì)與校核 已知T=91.8 ，n=281r/min 1求作用在齒輪上的力 =293.7N ，=106N，=130N =2937.3N=1069 N軸上力的方向如下圖所示初步確定軸的最小直徑 初步確定軸的最小直徑，方法同上，選

18、取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表8.6（教材），取=110 ，于是得A×mm=24.64mm 。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，參考GB，取=30mm3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖（2）確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù)=30mm 取=30mm，軸承與齒輪1，3之間采用擋油環(huán)定位，取=36mm，齒輪1與齒輪2之間用套筒定位，取=42mm ，齒輪2與3之間采用軸環(huán)定位，查閱資料取h=5mm ，則=52mm ，查資料知兩齒輪之間間隙為10mm，計(jì)算得出7.5mm 取=105-3=102 mm ，則62.5mm 52mm 2）根據(jù)GB/T283-1994選NF206型

19、圓柱滾子軸承，初步選取0組游隙，0級(jí)公差的，則取=42.5mm ， 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通A平鍵連接 查GB/T1095-2003取各鍵的尺寸為 1、b×h×L=10mm×8mm×40mm 2、b×h×L=10mm×8mm×70mm 3、b×h×L=10mm×8mm×30mm中速軸的校核： 4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖 載荷水平面H垂直面V支反力F872.15N298.5N彎矩=365262.675=47080.75總彎矩M=368284.4扭矩TT=

20、93950按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)扭力彎矩圖確定危險(xiǎn)面，并根據(jù)上表對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力51.2MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表8.2（教材）得=60MPa，因此，故軸安全。（三）低速軸（軸III）的設(shè)計(jì) 已知T=359000 1求作用在軸上的力 =2901.1N =1055N 2初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。查表8.6（教材）取=110，于是得 A×mm=36.4mm 。該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，根據(jù)GB選取聯(lián)軸器的型號(hào)為TL8型。選取軸孔直徑d=62mm，其軸孔

21、長度L=84mm，則軸的最小直徑=40mm3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)比較，選取如下圖所示的方案（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取d-= d-=40mm，L-= L-=81mm，考慮到避免干涉現(xiàn)象，聯(lián)軸器采用套筒定位。因此取d-=43mm。聯(lián)軸器外部用軸端擋圈固定。 2）查GB，初選NF209型圓柱滾子軸承，故d-=d-=45mm 3）軸承采用嵌入式端蓋定位?？紤]到端蓋的軸肩定位，取d-=60. 4）考慮到齒輪采用軸肩定位，給d-=55mm，L-=100-3=97mm。齒輪的另一端采用軸套定位。給d-=50mm5）因?yàn)橄潴w內(nèi)壁軸的長度應(yīng)相等，根據(jù)結(jié)構(gòu)圖，確

22、定L-=86.5mm L-=83.5mm6）參考軸承寬度，以及軸承到箱體內(nèi)壁的距離取8mm.確定L-=25mm3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器采用普C連接，軸的周向定位采用普A連接，查GB得： 1、3：b×h×L=16mm×10mm×60mm 2：b×h×L=14mm×9mm×50mm 校核： 4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力F1342.15N488.5N彎矩=202664=73763.5總彎矩M=215638.6扭矩TT=306860按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核

23、，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力22.49MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表8.2（教材）得=60MPa，因此，故軸安全。八、軸承的選擇和校核計(jì)算已知軸承的預(yù)計(jì)壽命為=2000h1輸入軸承的選擇與計(jì)算由軸的設(shè)計(jì)知，初步選用深溝球軸承，由于受力對(duì)稱，只需要計(jì)算一個(gè)，其受力=506.95 N，=0，=3 ，轉(zhuǎn)速n=1420r/min1）查GB知深溝球軸承的基本額定動(dòng)載荷C=9500N，基本額定靜載荷=6800N 2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P 因?yàn)?0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，查表13-6（教材），取=1.2，則 P=（X+

24、Y）=228 3）驗(yàn)算軸承壽命 =849000h> 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用角接觸球軸承7007AC2軸II上的軸承選擇與計(jì)算由軸II的設(shè)計(jì)已知，初步選用角接觸球軸承7010AC型，由于受力對(duì)稱，故只需要校核一個(gè)。其受力=298.5N，=0，=10/3，n=281r/min1）查GB知圓柱滾子軸承的基本額定動(dòng)載荷C=19500N，基本額定靜載荷=18200N2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P 因?yàn)?0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，查表13-6（教材），取P=（X+Y）=298.5N3）驗(yàn)算軸承壽命 66000000h> 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用角

25、接觸軸承7010AC型。3輸出軸上的軸承選擇與計(jì)算由軸的設(shè)計(jì)知，初步選角接觸球軸承7010型，由于受力對(duì)稱，只需要計(jì)算一個(gè)，其受力=488.5 N，=0，=10/3 ，轉(zhuǎn)速n=91.8rad/min1）查GB知角接觸7010AC的基本額定動(dòng)載荷C=25800N，基本額定靜載荷=41000N 2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P 因?yàn)?0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按表13-6（教材），取=1.0，則 P=（X+Y）=488.5N3）驗(yàn)算軸承壽命 =41000000h> 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用角接觸球軸承型。九、鍵連接的選擇與校核計(jì)算1高速軸與聯(lián)軸器的鍵連接 1) 由前面的設(shè)計(jì)知初步選用鍵C8X7X25，=19.57 2) 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表11.1(教材)查得許用應(yīng)力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7mm=4mm。由式可得 =21MPa< 可見連接的強(qiáng)度足夠，故選用。2中速軸上（代號(hào)在上圖體現(xiàn)） 1) C:10X8X40，=93.95 校核鍵連接的強(qiáng)度 方法如上。