機械設(shè)計課程設(shè)計二級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書2-

1、 *機械設(shè)計*課程設(shè)計題目: 二級圓柱齒輪減速器學(xué)生姓名專業(yè)_ 材料成型及控制工程學(xué)號_ 20064600145班級2006級1班指導(dǎo)教師成績機械工程學(xué)院2008年12月目錄1 前言2 傳動裝置的總體設(shè)計2.1比較和選擇傳動方案2.2選擇電動機2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比2.4 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)3 傳動零件的設(shè)計計算3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計計算3.2 第二級齒輪傳動設(shè)計計算4 畫裝配草圖4.1 初估軸徑4.2 初選聯(lián)軸器4.3 初選軸承4.4 箱體尺寸計算5 軸的校核計算5.1 高速軸受力分析5.2 中速軸校核計算5.3 低速軸校核計算6軸承驗算6.1 高速軸軸承驗算6.2

2、 中速軸軸承驗算6.3 低速軸軸承驗算7 鍵聯(lián)接的選擇和計算7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算8 齒輪和軸承潤滑方法的確定8.1 齒輪潤滑方法的確定8.2 軸承潤滑方法的確定9 密封裝置的選擇10 結(jié)論參考文獻致謝二級圓柱齒輪減速器南華大學(xué)機械工程學(xué)院,衡陽 4210011 前言機械設(shè)計課程設(shè)計是學(xué)生第一次較全面的在機械設(shè)計方面的訓(xùn)練,也是機械設(shè)計課程的一個重要教學(xué)環(huán)節(jié),其目的是:第一、通過機械設(shè)計課程設(shè)計,綜合運用機械設(shè)計課程和其它有關(guān)先修課程的理論和知識,結(jié)合生產(chǎn)實際

3、知識,培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力,并使學(xué)生知識得到鞏固,深化和擴展。第二、學(xué)習機械設(shè)計的一般方法,掌握通用機械零件部件、機械傳動裝置和簡單機械的設(shè)計原理和過程,第三、進行機械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練,如計算、繪圖、熟悉和運用設(shè)計資料(手冊、圖冊、標準和規(guī)范等以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù),進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。機械設(shè)計課程設(shè)計的題目是帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計,設(shè)計內(nèi)容包括:確定傳動裝置總體設(shè)計方案,選擇電動機;計算傳動裝置運動和動力的參數(shù);傳動零件,軸的設(shè)計計算;軸承,聯(lián)軸器,潤滑,密封和聯(lián)接件的選擇與校核計算;箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計;繪制裝配工作圖及零件工作圖;編寫設(shè)計說明書;畢業(yè)設(shè)計總結(jié);最后

4、完成答辯。2 傳動裝置的總體設(shè)計2.1比較和選擇傳動方案 2.2、選擇電動機類型及功率2.2.1選擇電動機類型: 用Y系列電動機2.2.2 確定電動機功率:計 算 及 說 明結(jié) 果工作機的效率 0.96w j =傳動裝置中各部分的效率,查手冊中表1-7 7級精度的一般齒輪傳動效率 0.97=齒 彈性聯(lián)軸器傳動效率 0.99=聯(lián) 齒式聯(lián)軸器傳動效率 0.99l = 滾子軸承傳動效率 0.98=球電動機至工作機之間傳動裝置的總效率l =聯(lián)滾子齒滾子齒滾子0.990.980.970.980.970.990.980.960.833=工作機所需功率8.121000w w F P kW =所需電動機功率9

5、.74wd P P kW =0.833=8.12w P kW = 9.74d P kW =2.2.3 確定電動機轉(zhuǎn)速由所需電動機功率查手冊中表12-1,可選Y160M-4型電機,額定功率11kW ,滿載轉(zhuǎn)速1460r/min,電機級數(shù):4級。由60000w V D =,得60000 1.772.173/min 3.14450w n r =。 2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比要求為14602073m w n i n = 式中: n m 電動機滿載轉(zhuǎn)速,r/min.一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比21i 5.13.1(i =,取125,4i i =. 2.4 計算

6、傳動裝置運動和動力參數(shù)該傳動裝置從電動機到工作機有三軸,依次為、軸,則: 1.各軸轉(zhuǎn)速11460min m n n r =1211460292min 5n n r i = 23227673min 4n n r i = 式中: n m 為電動機滿載轉(zhuǎn)速,r/min;n 1、n 2、n 3 分別為、軸轉(zhuǎn)速,r/min;為高速軸,為低速軸. 2.各軸功率1019.64779d P P kW = 21129.17119P P kW = 32238.71813P P kW = 式中: P d 為電動機輸出功率,KW;P 、P 、P 分別為、軸輸入功率,KW ; 231201,依次為電動機與軸軸軸的傳動效

7、率。 3.各軸轉(zhuǎn)矩111955063.107T P n N m = 2229550299.94816T P n N m =33395501094.907495501062.27w w w T P n N mT p n N m=3 傳動零件的設(shè)計計算用機械設(shè)計課程設(shè)計手冊所附光盤工具配合Auto CAD 2006設(shè)計各級嚙合齒輪過程及結(jié)果如下: 3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計計算輸入數(shù)據(jù)如圖: 工作模式設(shè)定如圖: 校核如圖: 第一級齒輪設(shè)計最終結(jié)果如下:計算及說明結(jié)果設(shè)計傳遞功率 /kW: 9.74523小輪最高轉(zhuǎn)速 /(r/min: 1460.00小輪最大扭矩 /(N.mm: 63744.50預(yù)期

8、工作壽命 /h: 38400第公差組精度(運動精度 : 7第公差組精度(運動平穩(wěn)性: 7第公差組精度(接觸精度 : 7名義傳動比 : 5.00實際傳動比 : 5.00 使用系數(shù) : 1.10 動載系數(shù) : 1.12 接觸強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.29 接觸強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.49 彎曲強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.43 彎曲強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.415 i支承方式 : 非對稱支承傳動方式 : 閉式傳動齒面粗糙度Rz /m : 3.20潤滑油運動粘度V40/(mm2/s: 22.00小輪齒數(shù)z1 : 17小輪齒寬b1 /mm: 68.00小輪變位系數(shù)x1 /mm: 0.00

9、00小輪分度圓直徑 /mm: 68.00齒輪法向模數(shù)mn /mm: 4.00小輪計算接觸應(yīng)力 /MPa: 448.47小輪接觸疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 605.36小輪接觸疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 730.00小輪計算彎曲應(yīng)力 /MPa: 50.57小輪彎曲疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 295.18小輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 275.00小輪材料及熱處理方式 : 合金鋼調(diào)質(zhì)小輪齒面硬度 /HV10 : 280.00大輪齒數(shù)z2 : 85中心距 /mm: 204.000 大輪齒寬b2 /mm: 68.00大輪變位系數(shù)x2 /mm: 0.0000大輪分度圓直徑 /mm: 340.00大輪計算接觸

10、應(yīng)力 /MPa: 448.47大輪接觸疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 473.78大輪接觸疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 485.00大輪計算彎曲應(yīng)力 /MPa: 46.71大輪彎曲疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 210.44大輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 195.00大輪齒面硬度 /HBW : 210.00 z1=17b1=68d1=68mn=440Crz2=85b2=68d2=340大輪材料及熱處理方式 : 結(jié)構(gòu)鋼正火 極限傳遞功率(kW: 10.87613 45鋼3.2 第二級齒輪傳動設(shè)計計算: 輸入數(shù)據(jù)如圖: 工作模式設(shè)定如圖: 校核如圖: 第二級齒輪設(shè)計最終結(jié)果如下:計算及說明結(jié)果設(shè)計傳遞功率 /k

11、W: 9.17119小輪最高轉(zhuǎn)速 /(r/min: 292.00小輪最大扭矩 /(N.mm: 299948.18預(yù)期工作壽命 /h: 38400第公差組精度(運動精度 : 7第公差組精度(運動平穩(wěn)性: 7第公差組精度(接觸精度 : 7名義傳動比 : 4.00實際傳動比 : 4.00 使用系數(shù) : 1.10 動載系數(shù) : 1.07 接觸強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.28 接觸強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.51 彎曲強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.42 彎曲強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.434 i支承方式 : 非對稱支承傳動方式 : 閉式傳動齒面粗糙度Rz /m : 3.20潤滑油運動粘度V40/(

12、mm2/s: 22.00小輪齒數(shù)z1 : 17小輪齒寬b1 /mm: 110.00小輪變位系數(shù)x1 /mm: 0.0000小輪分度圓直徑 /mm: 110.50齒輪法向模數(shù)mn /mm: 6.50小輪計算接觸應(yīng)力 /MPa: 471.33小輪接觸疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 595.63小輪接觸疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 730.00小輪計算彎曲應(yīng)力 /MPa: 53.70小輪彎曲疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 258.79小輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 275.00小輪材料及熱處理方式 : 合金鋼調(diào)質(zhì)小輪齒面硬度 /HV10 : 280.00大輪齒數(shù)z2 : 68中心距 /mm: 276.250 大輪

13、齒寬b2 /mm: 110.00大輪變位系數(shù)x2 /mm: 0.0000大輪分度圓直徑 /mm: 442.00大輪計算接觸應(yīng)力 /MPa: 471.33大輪接觸疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 490.75大輪接觸疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 485.00大輪計算彎曲應(yīng)力 /MPa: 49.26大輪彎曲疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 183.62大輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 195.00大輪齒面硬度 /HBW : 210.00 z1=17b1=110d3=110.50mn=6.540Crz2=68b2=110d4=442大輪材料及熱處理方式 : 結(jié)構(gòu)鋼正火 極限傳遞功率 (kW: 9.9424245鋼4 畫

14、裝配草圖4.1 初估軸徑在畫裝配草圖前需初估軸徑,從而提高設(shè)計效率,減少重復(fù)設(shè)計的工作量,并盡可能的降低生產(chǎn)成本。由<<機械設(shè)計>>式16.2,得各軸的最小直徑分別為:133119.6410219.14331460P d C mm n = 339.1710232.213292P d C mm n = 333338.18211250.3552.52P d C mm n = 式中: C 為軸強度計算系數(shù),40Cr 和45鋼所對應(yīng)的系數(shù)分別為102和112。 考慮到實際情況,可將這三軸的最小軸徑定為22mm, 35mm 和52mm 。 4.2 初選聯(lián)軸器聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞

15、轉(zhuǎn)矩外,有些還具有補償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能,以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉(zhuǎn)速較高,為減小啟動載荷,緩和沖擊,應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器,該設(shè)計選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉(zhuǎn)速較低,不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量,但傳遞轉(zhuǎn)矩較大,又因減速器與工作機不在同一底座上,要求具有較大的軸線偏移補償,因此選用鼓型齒式聯(lián)軸器。根據(jù)上述分析并考慮到實際情況,聯(lián)軸器選擇如下: 電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用LT6聯(lián)軸器42824082Y Y /GB T 43232002-;減速器低

16、速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用GY7聯(lián)軸器1481125084Y J /GB T 58432003。4.3 初選軸承軸承是支承軸頸的部件。由于該傳動裝置采用兩對直齒輪傳動,經(jīng)比較選擇,采用兩對深溝球軸承。從高速軸到低速軸,選用的軸承分別為6305,6308,6312。 4.4 箱體尺寸計算查手冊中表11-10.025,可計算出箱體各部分尺寸,具體如下:名稱符號具體數(shù)值箱座壁厚10mm 箱蓋壁厚110mm箱蓋凸緣厚度b115mm 箱座凸緣厚度 b 15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑df24mm 地腳螺釘數(shù)目n 6軸承旁聯(lián)接螺釘直徑d118mm蓋與座聯(lián)接螺釘直徑d212mm聯(lián)接螺栓d2

17、的間距l(xiāng) 150mm軸承端蓋螺釘直徑d312mm視孔蓋螺釘直徑d410mm 定位銷直徑 d 10mm軸承旁凸臺半徑R124mmd f 、d1、d2至外箱壁距離C1342618d f 、d2至凸緣邊緣距離C22816箱座肋厚m 9mm大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁距離114mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210mm 結(jié)合以上參數(shù),可設(shè)計出傳動裝置的裝配草圖,其結(jié)構(gòu)形式如下圖所示:5軸的校核計算5.3 低速軸校核計算低速軸結(jié)構(gòu)和受力分析圖如下: 70194減速器布局草圖92 1007294176A B C1''5761.2R F N =1'2258.2R F N =2'1206.1R

18、 F N =43464.3r F N =48838.2t F N =1'2258.2R F N = 43464.3r F N =2'1206.1R F N =e 垂直面受力圖1''5761.2R F N =48838.2t F N =2''3077R F N =2''3077R F N =541552212270.8g 合成彎矩圖581667.8h 轉(zhuǎn)矩圖65750422xy xz M M M =+N.mm581667.8T 3=1123236N .mm657504T N mm =a 軸結(jié)構(gòu)圖b 軸受力圖c 水平面受力圖d 水平面

19、彎矩圖f 垂直面彎矩i 當量彎矩圖低速軸材料選用45鋼調(diào)質(zhì), 650,360B S MPa MPa =.軸的彎曲應(yīng)力校核步驟如下:計 算 及 說 明結(jié) 果 計算齒輪受力 齒輪所受的力:圓周力 243223093378838.270t T F N d = 徑向力 24332tan 20tan 203464.3r t TF F N d =轉(zhuǎn)矩 T 3=1123236N.mm 計算支承反力 水平面反力41176'2258.2270r R F F =4294'1206.1270r R F F N =垂直面反力41176''5761.2270t R F F N = 241

20、''''8838.25761.23077R t R F F F N =-=-=水平面受力圖,如c圖所示 垂直面受力圖,如e圖所示 畫軸彎矩圖水平面彎矩圖,如d圖所示 垂直面彎矩圖,如f圖所示合成彎矩圖,如g圖所示 合成彎矩 22xy xz M M M =+ 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩T=T 3 轉(zhuǎn)矩圖,見圖h 許用應(yīng)力用插入法由表16.3,查得1060,102.5b b MPa MPa -=48838.2t F N =43464.3r F N =T 3=1123236N.mm1'2258.2R F N = 2'1206.1R F N =1'&#

21、39;5761.2R F N = 2''3077R F N =應(yīng)力校正系數(shù)10600.585102.5b b -=畫當量彎矩圖當量轉(zhuǎn)矩 0.5851123236657504T N mm =當量彎矩: 在齒輪中間處(22'581667.8M M T N mm =+= 當量彎矩圖,見圖i 校核軸徑 軸徑331'581667.845.9650.10.160bM d mm -=<經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。657504T N mm ='581667.8M N mm =45.965d mm =<合格。低速軸安全系數(shù)校核計算如下:計 算 及 說 明結(jié) 果經(jīng)過初

22、步判斷,截面的應(yīng)力較大,并且較集中。因此,下面將對截面進行安全系數(shù)校核。材料選用45鋼,MPa 650B =,MPa 360S =。 對稱循環(huán)疲勞極限 MPa 28665044.044.0B b 1=- MPa 19565030.030.0B 1=- 脈動循環(huán)疲勞極限 MPa 4867.12867.1b 1b 0=- MPa 3121956.16.110=-等效系數(shù) 18.048648628622b 0b 0b 1=-=-=-25.031231219522001=-=-=- 截面上的應(yīng)力 水平面彎矩:212270.8N mm MPa 286b 1=- MPa 1951=-MPa 486b 0=

23、 MPa 3120= 18.0=25.0=垂直面彎矩:541552N mm 合成彎矩: 581667.8I M N mm = 彎曲應(yīng)力幅:3581667.816.950.170I a M MPa W = 彎曲平均應(yīng)力:0m = 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力: 3112323.6 1.640.270T T MPa W = 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和平均切應(yīng)力: 0.822a m MPa =應(yīng)力集中系數(shù) 有效應(yīng)力集中系數(shù)因在此截面處,有軸徑變化,過渡圓角半徑r=3mm ,由0375.080/3/,1.1/=d r d D 和MPa 650B =,從附錄表1中查出24.1,95.1=t k k 。表面狀態(tài)系數(shù) 由附錄5查出92.

24、0=尺寸系數(shù) 由附錄6查出72.0,73.0=安全系數(shù)彎曲安全系數(shù) 設(shè)為無限壽命,1k N =,由式16.5得 112866.291.816.950.920.73N ba mk s k -=+扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)1119564.851.241.640.250.730.920.72N a mk s k -=+復(fù)合安全系數(shù) 22226.2964.85 6.26 1.56.2964.85s s s s s s =>+經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。581667.8I M N mm=16.95a MPa=0m =1.64MPa =0.82a m aMP =24.1,95.1=t k k 92.0= 72.0,73

25、.0=6.29s =s =64.85S=6.26>1.5S 合格6軸承驗算6.1 高速軸軸承驗算52.8,31.8,8000/min(r or o C KN C KN N r =脂潤滑計 算 及 說 明結(jié) 果軸承壽命計算 經(jīng)計算:112122608981804.467.5t t T F N F d = 112tan 20656.7r t r F F N F =水平受力分析:對C 點取矩,則有1170656.770'174.119470264r R F F N =+ 對A 點取矩,則有12203656.7194'482.6264264r R F F N = 垂直面受力分析:

26、 對C 點取矩,則有: 11701804.470''478.4264264t R F F N = 211''''1804.4478.41326R t R F F F N =-=-=左邊軸承徑向力 221174.1478.4509r F N =+= 右邊軸承徑向力 222482.613261411r F N =+=沖擊載荷系數(shù),查表18.8得2.1f d =取1=X ,0=Y當量動載荷111( 1.2(1509610.8d r P f X F N =222( 1.2114111693.2P fd X Fr N =基本額定壽命由于12P P <

27、,所以只需要對該軸右邊的軸承進行壽命校核:66331022101052800(3464568606014601693.2Cr L h h n P =>年1509r F N = 21411r F N =2.1f d =1610.8P N = 21693.2P N =101346156L h h =故高速級軸承滿足壽命要求。 軸承載荷計算 當量靜載荷011509r r P F N = 0221411r r P F N =安全系數(shù)S 0 正常使用圓柱滾子軸承,查表18.14,得20=S 計算額定靜載荷 01001025091018r r r C S P N C '=<020020

28、214112822r r r C S P N C '=<許用轉(zhuǎn)速驗算載荷系數(shù)f 1 由11640.80.01252800r P C =,查圖18.19,得1f 11= 由221693.20.03252800r P C =,查圖18.19,得1f 12=許用轉(zhuǎn)速N 1110180008000N f N =2120180008000N f N =均大于工作轉(zhuǎn)速1460r/min 。檢驗結(jié)果 該軸承合格。01509r P N = 021411r P N = 20=S0101018r rC N C '=<0202822r r C N C '=<1f 11= 1

29、f 12=18000/min N r = 28000/min N r =合格6.2 中速軸軸承驗算計 算 及 說 明結(jié) 果軸承壽命計算左邊軸承徑向力 N F r 53946.50263.1829221=+= 右邊軸承徑向力 N F r 3.6696297.228222=+= 沖擊載荷系數(shù),查表18.8得1=d f1=X ,0=Y當量動載荷N XF f P r d 539453941(11=(22XFr fd P =N 3.6693.6691=N F r 53941= N F r 3.6692=1=d fN P 53941= N P 3.6692=基本額定壽命 查«機械設(shè)計手冊

30、7;第67頁表6-2,得51.551500Cr kN N =, KN C r 530=。因21P P >,只計算左邊軸承:年8106.7534951500(1946010(601043632610>=h P Cr n h L故中速級軸承滿足壽命要求。 軸承載荷計算 當量靜載荷N F P r r 5349110= N F P r r 3.669220=安全系數(shù)S 0 正常使用圓柱滾子軸承,查表18.14,得20=S 計算額定靜載荷 r r r C N P S C 0100101069853492<='r r r C N P S C 0200206.13383.6692&

31、lt;='許用轉(zhuǎn)速驗算載荷系數(shù)f 1 由1.051500534911=r C P ,查圖18.19,得96.0f 11= 由013.0515003.66922=r C P ,查圖18.19,得112=f 許用轉(zhuǎn)速N 6720700096.00111=N f N7000700010122=N f N均大于工作轉(zhuǎn)速194r/min 。經(jīng)檢驗該軸承合格。h h L 410106.7=N P r 534910= N P r 3.66920=rr C N C 01010698<='r r C N C 0206.1338<='96.0f 11=112=fmin /672

32、01r N = min /70002r N =合格。6.3 低速軸軸承驗算計 算 及 說 明結(jié) 果軸承壽命計算左邊軸承徑向力 2212258.25761.26187.96r F N =+= 右邊軸承徑向力 2221206.130773304.94r F N =+=16187.96r F N = 23304.94r F N =沖擊載荷系數(shù),查表18.8得 1.1d f =取1=X ,0=Y當量動載荷111( 1.1(16187.966806.76d r P f X F N =222( 1.113304.943635.43d P f X Fr N =基本額定壽命由于12P P >,所以只需要

33、對該軸左邊的軸承進行壽命校核:查«機械設(shè)計手冊»第66頁表6-1,得81.881800Cr KN N =。 66331011101081800(3962453840086060736806.76Cr L h h n P =>=年故高速級軸承滿足壽命要求。 軸承載荷計算 當量靜載荷0116187.96r r P F N = 0223304.94r r P F N =安全系數(shù)S 0 正常使用圓柱滾子軸承,查表18.14,得0 1.8S = 基本額定靜載荷C 0r =51.8kN計算額定靜載荷 0100101.86187.9611138.33r r r C S P N C

34、'=< 0200201.83304.945948.89r r r C S P N C '=< 許用轉(zhuǎn)速驗算載荷系數(shù)f 1 由116806.760.08381800r P C =,查圖18.19,得110.98f = 由223635.430.04481800r P C =,查圖18.19,得1f 12=許用轉(zhuǎn)速N 11100.9850004900/min N f N r =2120150005000/min N f N r =均遠遠大于工作轉(zhuǎn)速73r/min 。校驗結(jié)果 該軸承合格。1.1d f =16806.76P N = 23635.43P N =10139624

35、5L h h =016187.96r P N = 023304.94r P N = 0 1.8S =010r r C C '<020r r C C '<110.98f = 1f 12=14900/min N r = 25000/min N r =合格7鍵聯(lián)接的選擇和計算7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的軸的直徑為22mm ,查表4-1,可知2230d mm =時可選用鍵8770,即鍵寬8mm 、高7mm ,鍵長mm l 70=。 鍵的接觸長度mm b l l 601070=-=-='。聯(lián)軸器采用35鍛鋼制造,MPa 130p =。 校核鍵的聯(lián)接強度:m N 348.87T 1=,mm 42hh =',192287.34822.752246010p p T MPa dh l -=<'',符合要求。 鍵標記:鍵8770 20031