机械设计课程设计计算说明书

目录

一、传动方案拟定…………….……………………………….3 二、电动机的选择……………………………………….…….4 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5 四、运动参数及动力参数计算………………………….……5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....13 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…26 八、键联接的选择及计算………..……………………………30 九、联轴器的选择………………………………………….....31 十、减速器附件的选择………………………………….….32

构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机，电压 380V 2、电动机功率选择： (1)电动机工作所需的有效功率为 P= FV/1000=2100× 1.6/1000=3.36 KW (2)传动装置的总功率： 带传动的效率η 带=0.95 齿轮传动效率η 联轴器效率η 滚筒效率η 轴承效率η η 总=η 带×η2 轴承 齿轮

=0.97

联轴器

=0.99

滚筒 轴承

=0.96 =0.99齿轮

×η

×η

联轴器

×η

滚筒

=0.95× 0.99 × 0.97× 0.99× 0.96 =0.87 (3)电机所需的工作功率： Pd= P/η 总=3.36/0.87 =3.86KW 根据 Po 选取电动机的额定功率 Ped,使 Pm=(1~1.3)Po=3.86~5.018KW 查手册得 Ped =4KW 选电动机的型号：Y 132M1-6 则 n 满=960r/min 三、计算总传动比及分配各级的传动比 工作机的转速 n=60×1000v/(πD) =60× 1000× 1.6/3.14× 400 =76.43r/min i 总=n 满/n=960/76.43=12.56 查表取 i 带=3 则 i 齿=12.56/3=4.19 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 n0=n 满 =960(r/min) nI=n0/i 带=960/3=320(r/min) nII=nI/i 齿=320/4.19=76.37(r/min) nIII=nII=76

.37 (r/min) 2、 计算各轴的功率(KW) P0=Pd=4KW PI=P0× 带=4× η 0.95=3.8KW PII=PI× η 3、轴承

2

η 总=0.87

Pd=3.86KW 电动机型号 Y 132M1-6 Ped=4KW

i 总=12.56 i 带=3 i 齿=4.19

× η

齿轮

=3.8× 0.99× 0.97=3.65KW轴承

no=960 r/min nI =320r/min nII=76.37r/min nIII=76.37r/min

PIII=PII× 联× η η

=3.65× 0.99× 0.98=3.54KW

计算各轴扭矩(N·mm) T0=9550P0/n0=9550× 4/960=39.79N·m TI=9550PI/nI=9550×3.8/320=113.41 N·m

Po=4 KW PI=3.8KW

TII=9550PII/nII =9550×3.65/76.37=456.43 N·m TIII =9550PIII/nIII =9550×3.54/76.37=442.67 N·m 五、传动零件的设计计算 1、 带轮传动的设计计算 由表 8-7 查得：kA=1.1 Pca=KAP=1.1× 4=4.4KW 由图 8-11 查得：选用 A 型 V 带 (2)确定带轮基准直径，并验算带速 由表 8-6 和表 8-8 取主动轮基准直径为 dd1=112mm 从动轮基准直径 dd2= idd1=3× 112=336mm 取 dd2=335mm 带速 V:V=πdd1n1/60× 1000 =π×112× 960/60× 1000 =5.63m/s 在 5~25m/s 范围内，带速合适。 (3)确定带长和中心矩 0. 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 7(112+355)≤a0≤2×(112+355) (1)根据设计要求选择普通 V 带截型

PII=3.65KW PIII=3.54KW T0=39.79N·m TI=113.41N·m TII=456.43N·m TIII=442.67N·m

所以有：326.9≤a0≤934 初步确定 a0 =600mm 由 L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0 得： L0=2× 600+π(112+355)/2+(355-112)2/4× 600 = 1957.79mm 由表 8-2 确定基准长度 Ld=2000mm 计算实际中心距 a≈a0+( Ld-L0) /2=600+(2000-1957.79)/2 =621.105mm 取 a=620mm (4) 验算小带轮包角 α1=1800-( dd2-dd1) /a× 57.30 =1800-(355-112)/621.105× 57.30 =157.50>1200(适用) (5)确定带的根数 由 n0=960r/min dd1=112mm i=3 查表 8-4a 和表 8-4b 得 P0=1.20kw △ P0=0.12kw 查表 8-2 得 KL=1.03 查表 8-5 得 Kα =0.93

dd1=112mm dd2=355mm V=5.63m/s Ld=2000mm a=621.105mm 取 a=620mm α1=157.580 F0 =168.09N

由 Z=Pca/[p]=KAP/(P1+△ P1)KαKL 得： =4.4(1.20+0.12) × 0.93× 1.03 =3.5 取 Z=4 (6) 计算张紧力 F0 由表 8-3 查得 q=0.1kg/m,则：

F0=500Pca (2.5- k a)/ k a ZV+qV2 =500× 4.4/(2.5-0.93)/0.93× 5.63 4× +0.1× 5.632N=168.09N 则作用在轴承的压轴力 FQ: FQ=2ZF0sinα1/2=2× 168.09× 4× sin157.580/2 =1324.96N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 参考表 6-2 初选材料。小齿轮选用 45 钢,调质;齿面硬度为 197~286HBW。大 齿轮选用 45 钢，正火，齿面硬度 156~217HBW;根据小齿轮齿面硬度 236HBW 和 大齿轮齿面硬度 190HBW,按图 10-21a 线查得齿面接触疲劳极应力为：限 σHlim1 =580MPa

FQ=1271.63N

σHlim2=530 Mpa σEF2=204 Mpa

按图 10-20b 线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：σEF1 =244Mpa 按图 10-20c 查得接触寿命系数 KHN1=1.02 KHN2=1.1 按图 10-20c 查得弯曲寿命系数 YN1=0.9 YN2=0.95 N1=60rn1tn=60× (960/3)× 300× 1× 5× 16=4.6× 10 N2= N1/4.19=1.098× 8 10 根据要求取安全系数 S=1 [σH1]=(KHN1× σ 580) Hlim1) /S=(1.02× =591 MPa [σ

H2 ]=( KHN2 ×σHlim2)/S=(1. 1 × 530)=583 MPa (2) 按齿面接触疲劳强度设计 由 d1≥2.23[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3 确定有关参数如下 可用齿数比： u= 320/76.。37 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置 由表 10-7 取 φd=1.1 1) 转矩 T1 T1=95.5× 5P/ n 1=95.5× 5× 10 10 3.8/320 =113406N· m 2) 载荷系数 k8

其中

αHlim1=580Mpa αHlim2=530Mpa σEF1 =244Mpa σEF2=204 Mpa N1=4.6× 8 10 N2=1.098× 8 10 S=1 [σH1]=591MPa

由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布 置。试选 K=1.2 3)由表 10-6 得材料的弹性影响系数 ZE=189.9 d1≥2.32[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) ] =58.18mm (3) 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 中心距 a=(1+u)d1/2=(1+4.19)× 58.18/2 =150.98mm 取 a=150mm 由经验公式 m=(0.007~0.02)a=1.2~3. 取标准 m=2.52 1/3

=2.32[(1.2× 113406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 ) ( 189.9× 591.6 ) 2 ] 1/3

[σH2]=583MPa

取 β=15° Z1 =d1cosβ/m=(58.18cos15° )/2.5=22.18 取 Z1=25 则 Z2=u Z1=4.19× 25=104.8 取 Z2=105 反算中心距 a=m/2(Z1+ Z2) cosβ=2.5/2(25+105) cos15° =165 a=165 符合要求 实际传动比 u0= Z2/Z1=105/25=4.2 传动比误差 (u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19× 100%=0.2%<5%(允许) 螺旋角 β=arccos m(Z1+Z2/2a =arccos 2.5× (2105)/(2× 165)=12..753° 在 8° ~15° 内，合适 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1 /cosβ=2.5×25 / cos12.753° =63.7mm d2= m Z2 / cosβ=2.5× 105/cos12.753° =267.9mm 齿顶高 ha=h*am=1× 2.5=2.5mm 齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)× 2.5=3.125mm 齿全高 h= ha+ hf=5.625mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha =63.7+2× 2.5=68.7mm da2=d2+2ha =267.9+2× 2.5=272.9mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf =63.7×3.125=57.45mm df2=d2-2hf =261.65mm 齿宽：b=φ dd1=1.1×63.7mm=70.07mm 取 b1=70mm b2= b1-(5~10)mm=65mm (4)计算齿轮的圆周速度 V V=π d1n1/60×1000=3.14×63.7×320/60×1000=1.067m/s (5)精确计算载荷 KT1=KAKf aKfβKVT1 K=KAK faKfβKV 查表 10-2,KA=1; 查图 10-8 KV=1.05 查表 10-13 Kf a=1.3 查表 10-4 φ d=1.1,得 Kfβ=1.32 K=KAK faKfβKV=1×1.05×1.3×1.32=1.80 KT1=KAKf aKfβKVT1=1.80× 113.41=204.34N· m KFtI=2KT1/d1=2× 204.34× 3/63.7=6.42KN 10 (6)验算轮齿接触疲劳承载能力 σ H=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u)] 1/2 =2.4×189.9 ×[2.69×103/67×56(4.764+1/4.764) σ H] 1/2 =400.3MPa<[σ H]=537.8MPa (7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力 查图 6-20 Yβ=0.9 ZV1=Z1/ cos3β=22/ cos3 11.1863° =23.31

i 齿=4.19 u=4.764 T1=113406N· m

m=2.5 β=15°

a=165mm Z1=25 Z2=105

β=12..753°

d1=63.7mm d2=267.9mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm da1=68.7mm da2=272.9mm df1=57.45mm df2=261.65mm b1=70mm b2=65mm

ZV2=Z2/ cos3β=104/ cos3 11.1863° =110.17 根据课本表 7-10 得，:YF1= 4.28 σF1=KFt

YF2=3.93

YF1 Yβ/ bm

=2.69×103×4.28×0.9/67×2.5 =61.86MPa<[σ F1]1 σF2=

KFt YF2 Yβ/ bm

V =1.067m/s 选取 7 级 KA=1 KV=1.05 Kf a=1.3 Kfβ=1.32 K=1.80

=2.69×103×3.39×0.9/67×2.5 =56.8<[σ F2] 齿根弯曲强度

足够 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1.选择轴的材料确定许用应力 由于设计的是一级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题， 选用 45 钢 调质处理 硬度 217~255HBW 2、 估算轴的基本直径 根据表 15-3,取 C=105 主动轴：d≥C(PI/nI)1/3

σ H=400.3MPa

[σ1]=60Mpa

ZV1=23.31=105(3.8/320)1/3

=23.96

考虑有键槽,将直径增 5%.则 d1=23.96×(1+5%)mm=25.15mm 取 d1 =26mm 从动轴：d≥C(PII/nII) =105(3.65/76.37) =38.10 考虑有键槽,将直径增大 5% 则 d2=38.10×(1+5%)mm=40.10mm 3、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，主动轴采用齿 轮轴. (2)确定轴各段直径和长度 初选用 7207C 角接触球轴承，其内径为 35m,宽度为 17mm 要安装挡油盘所 以取 取 d2=42mm1/3 1/3

ZV2=110.17 σ σF1=61.86MPa

F2=56.8

[σ1]=60Mpad1=35m L1=26mm。 由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为 L=65mm, 所以 d2=

d3 =40mm

取 C=105

L3= L4=16mm

安装轴承和挡油盘所以取 d4=35m

取 d1=26mm 取 d2=42mm

L4=26mm d5=30mm L5=55mm

由前面计算得 d6=26mm 取 L6=31mm

(3)按弯矩复合强度计算

1)主动轴的强度校核

圆周力 Ft=2T1/d1=2×113406/63.7=3560.63N

径向力 Fr= Fttanα /cosβ =3560.63×tan20° /cos12.753° =1180.53N 轴向力 Fa=Fttanβ=3560.63×tan12.7530=721.93N

2)计算轴承支反力图 1(2) 1(4)

d1=30mm L1=26mm d2=40mm L2=L3=16mm d3=40mm d4=35m L4=26mm d5=30mm L5=55mm d6=26mm L6=31mm

水平面

Ft=3560.63NRAH=(FQ× 82+Fa× d1/2-Fr× 67.5)/(67.5+67.5)

=(1324.96× 82+721.93× 63.7/2-1180.53× 67.5)/135

Fr==1180.53N Fa=721.93N

=555.17N

RBH=FQ+Fr+FAN

=1324.96+1180.53+288.61+

=2505.49N

RAH=555.17N

垂直面 RAV=RBV=Fr/2=1180.53/2=590.27N

(1)

绘制水平面弯矩图(如图 1(3))和垂直面弯矩图(如图 1(5))

小齿轮中间断面左侧水平弯矩为 MCHL=RAH×67.5=3.7473× 4N· 10 mm 小齿轮中间断面右侧水平弯矩为 MCHR= RAH× 67.5-Fa× d1/2 =555.17× 67.5-721.93× 31.85= 1.448× 4N· 10 mm 右轴颈中间断面处水平弯矩为 MBH=FQ×82=1324.96× 82=1.0864× 5N· 10 mm 小齿轮中间断面处的垂直弯矩为 MCV=RAV× 67.5=800.54× 67.5

RBH=2505.49N RAV=RBV =590.27N

MCHL=3.7473

×7

=3.9845× 4N· 10 mm (2) 按下式合成弯矩图(如图 1(6) ) M=( MH 2+ MV 2) 1/2 小齿轮中间断面左侧弯矩为 MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 =[(3.7473×104) 2 + (3.9845×104)2]1/2 =5.4698×104 N·mm 小齿轮中间断面右侧弯矩为 MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =[(1.448×104) 2 + (3.985×104)2]1/2 =4.239×104 N·mm (3)画出轴的转矩 T 图 1(7) T=113406Nmm (4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图 1(8) Me= ( MH2+(aT 2)) 1/2 这里 ，取a=0.6, aT=0.6×113406=6.8043×104 N·mm 由图 1(1)可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩 分别为 MC=(MCR2+(

aT 2)) 1/2=[(6.8043×104) 2 + (4.2394×104)2]1/2=8.107×104 N·mm MB=(MBH2+(aT 2)) N·mm (5)校核轴的强度 取 B 和 C 两截面作为危险截面 B 截面处的强度条件： σ=MB/W=MB/0.1d3=1.28195×105/0.1×353 =29.90<[σ-1] C 截面处的强度条件： σ=MC/W=MC/0.1d3 =1.281953×105/0.1×57.453 =6.76Mpa<[σ-1] 结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全1/2

104N· mm MCHR= 1.448× 4N· 10 mm MBH=1.0864 × 5 10 N· mm MCV=3.985× 4N· 10 mm

MCL=5.4698 × 104 N·mm

=[(1.086467 ×105)

2

+ (6.80436 ×104)2]1/2=7.656 ×104

MCR=4.239 × 104 N·mm T=1.13406 × 5 10 N.mm

a T=6.8043 × 104 N·mm

MC=8.01702 × 104 N·mm MB=1.281953 × 105 N·mm

1.08646×105 5.4698×104

3.9845×104

1(6)

113406

T aT6.8043×104

1(7)

1.28195×105 8.0170×10 5.4698 104 4

× 6.8043×104

1(8)

从动轴的设计计算 1 选择轴的材料，确定许用应力 由于设计的是单级减速器的输出轴，属于一般轴的设计问题，选用 45#调质钢， 硬度 217~255HBS, [σ-1]=60Mpa 2、轴的结构设计 (1)轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴 肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选用 7210C 型角接触球轴承，其内径为 50mm,宽度为 20mm。

d1=50mm 由于要安装挡油盘所以取 L1=39mm。

d2= 66mm

L2=8mm

安装齿轮的所以 d3=58mm,L3=64mm

安装轴承和挡油盘所以取 d4=48mm

L4=50mm

d5=44mm L5=54mm

由前面计算得 d6=42mm。取 L6=50mm

(3)从动轴的强度校核 ①圆周力 Ft: Ft=2T2/ d2=2×456429/267.9=3407.5N ②径向力 Fr: Fr= Fttanα /cosβ =3407.5×tan200/cos12.753° =1271.6N ③轴向力 Fa: Fa=Fttanβ =3407.5×tan12.7530=691.9N (4)计算轴承支反力 水平面：

d1=50mm L1=39mm。

d2= 66mm L2=8mm

d3=58mm L3=64mm

,

RAH=(Fa×d2/2-Fr×67.5)/(67.5+67.5)

d4=48mm=( 721.9×267.9/2-1271.6×67.5)/135

L4=50mm=807.5N

d5=44mmRBH=Fr+FAN

L5=54mm

=1271.6+807.5

=2079.1N

d6=42mm L6=42mm Ft=3407.5N Fr=1271.6N

垂直面RAV=RBV=Fr/2=1271.6/2=635.8N (3)画出水平弯矩 MH 图 2(3)垂直弯矩MV图2(5) 大齿轮中间断面左侧水平弯矩 MCHL=RAH×67.5=54506Nmm

大齿轮中间断面右侧水平弯矩为 MCHR=RAH× 67.5-Fad2/2 =807.5-691.9× 267.9/2 =-3.967× 10 Nmm 大齿轮中间断面处的垂直弯矩为 MCV=RAV× 67.5 =4.292× 10 Nmm (4)计算合成弯矩 M=(MH2+MV22)1/2 大齿轮中间断面左侧弯矩为 MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 =4.380×104 N·mm 大齿轮中间断面右侧弯矩为 MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =5.744×104 N·mm (5)画出轴的轴转矩T图2(7) T=4.56429×10 N·mm (6)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图2(8) Me= ( MH2+(a

T 2)) 1/2 这里 ，取a=0.6, aT=2.73857×10 N·mm 由图2(1)可知，在大齿轮中间断面左侧处的最大当量弯矩分别为 MC=(MCR2+(aT 2)) 1/2=[(57440) 2 + (2.73857× )2]1/2 10 =2.79816× 105 5 5 5 4 4

Fa=691.9N

RAH=807.5N

RBH=2079.1N

RAV=RBV =635.8N MCHL=54506 N·mm M C H R = - 4 3 .8174 × 1 0 N·mm MCV=4.292×1 4 0 N·mm

N· mm

(7)校核轴的强度去C截面作为危险截面 C截面处的强度条件： σ=MC/W=MC/0.1d3 =2.79826×10 /0.1×5835

=14.34Mpa<[σ-1] 结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全

MCL =4.380×104 N·mm

MCR=5.744 × 104 N·mm T = 4.56429× 10 N·mm5

aT=2.73857 × 10 N·mm

5

A

Fr

C

B MC=2.79816 × 5 10 N·mm

RAV

RAH

Fa Ft 2(1) RBV T

RAV Fa Fr r

2(2)3.8174×104

54506

2(3)

Ft

RAV

2(4)

RBV

4.292×10

4

2(5)

5.744×104 4.380×104

2(6)

4.56429×105

T aT2.73857×105

2(7)2.79816×105 2.73857×105 4.380×104

2(8)

七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件， 轴承预计寿命 5 年， 要求一天工作 16 小时， 一年工作日为 300 天， 得 16×300×5=24000 小时 1、由上面的设计，初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径 d1=35mm 大齿轮轴的轴承内径 d2=50mm 由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承,查手册: 小齿轮轴上的轴承选择型号为 7207AC 大齿轮轴上的轴承选择型号为 7210AC 7207AC型号的轴承的主要参数： d=35mm B=17mm 7210AC型号轴承的主要参数： d=50mm Cr=32.8KN D=90mm Cr=22.5KN D=72mm Cor=16.5KN

Fa1=721.93N

Cor=26.8KN

B=20mm 2小齿轮轴的轴承 (1)计算轴承的轴向载荷和径向载荷 小齿轮轴的轴向力 Fa1=721.93N A 端轴承所受的径向力 FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(555.17) 2+(590.27) 2] 1/2 =810.33N B 端轴承所受的径向力 FRB=(RBH +RBV ) =2574.08N 两轴承的派生轴向力查表得: FS=0.68FR 则 FSA=0.68FRA=551.02N 则 FSB=0.68FRB =1750.37N 由于 FSA 水平向右 FSB 水平向左 Fa1 水平向右 有 FSA + Fa1=551.02+721.93=1272.95N<FSB 因而轴有向左移动的趋势，即轴承 A 被压紧，轴承 B 被放松 FAa=Fa+FSB=-721.93+1750.37=1028.44N FAb=FSB=1750.37N (2)计算当量动载荷 FAa/FRA=1028.44/810.33=1.269>0.68 FAb/FRB=1750.37/2574.08=0.679 查手册，得: P1= (0.41FRa+0.87FAa) = (0.41×810.33+0.87×1028.44)=1226.98N P2= FRB= 1750.37N P2 >P1 所以只需校核轴承 2 的寿命 (3)轴承寿命计算 由于有轻微冲击，故由表 13-6,取 fp=1.02 工作温度低于 100 C,查表 13-4,得 fT=1.0 轴承 2 的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3 =106/(60×960)×(22500/1.02×1750.37)3 =34739h>24000h ∴预期寿命足够 2、计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷 大齿轮轴的轴向载荷 Fa2=691.9N A 端所承受

的径向力 FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(807.5) 2+(635.8) 2] 1/2 =1027.76N B 端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=[(2079.1) 2+(635.8) 2] 1/2 =2174.14N 两轴承的派生轴向力查表得: FS=0.68FR0

FRA==810.33N

FRB==2574.0N

2

2 1/2

=[(2505.49) +(590.27) ]

2

2 1/2

FSA=551.02N FSB=1750.37N

FAa=1028.44N FAb=1750.37N

FRA=1027.76N

FRB=2174.14N

FSA=698.904N FSB=1478.42N

则 FSA=0.68FRA=698.904N 则 FSB=0.68FRB =1478.42N 由于 FSA 水平向右 FSB 水平向左 Fa2 水平向右有: FSA + Fa2 =698.904+691.9=1390.8N<FSB=1478.42N 因而轴有向左移动的趋势，即轴承 A 被压紧，轴承 B 被放松 FAa=Fa+FSB=-691.9+1478.42=786.52N FAb=FSB=1478.42N (2)计算当量动载荷 FAa/FRA=786.52/1027.76=0.77>0.68 FAb/FRB=1478.42/2174.14=0.679 查手册得: P1= (0.41FRa+0.87FAa) = (0.41×1027.76+0.87×786.52)=1105.65N P2= FRB= 2174.14N P2 >P1 所以只需校核轴承 2 的寿命 (3)轴承寿命计算 由于有轻微冲击， 故由表 13-6, fp=1.0 工作温度低于 100 C, 取 查表 13-4, fT=1.0 得 轴承 2 的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3 =106/(60×960)×(32800/2174.14)3 =29608h>24000h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 1 、 主 动 轴 外 伸 端 d=26mm, 考 虑 到 键 在 轴 中 部 安 装 ， 故 选 键 8× 30GB/T1096-1990,b=8mm, L=32mm,h=8mm,t=4mm,k=h-t=4mm, 选择 45 钢，许用挤压应力 [σ ]p=100MPa σ p=2T/dkl=2×113406/26×4×32 =68.15Mpa<[σ R](100Mpa) 则强度足够，合格 2 、 从 动 轴 外 伸 端 d=42mm, 考 虑 到 键 在 轴 中 部 安 装 ， 故 选 键 12× 55GB/T1096-1990,b=12mm, L=55mm,h=9mm,t=5mm,k=h-t=4mm, 选择 45 钢，许用挤压应力[σ ]p=100MPa σ p=2T/dkl=2×456429/42×4×55 =97.79Mpa<[σ R](100Mpa)则强度足够，合格 3 从 动 轴 与 齿 轮 联 接 处 d=58mm, 考 虑 键 槽 在 轴 中 部 安 装 ， 故 选 键 16× 50 GB/T1096-1990, b=16mm,L=50mm,h=9mm,t=5.5mm, k=h-t=3.5mm, 选择 45 钢，许用挤压应力[σ ]p=100MPa σ p=2T/dkl=2×456429/58×3.5×50 =89.8Mpa<[σ R](100Mpa)则强度足够，合格 九、联轴器的选择0

由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装卸方便及经济问题，选用 弹性套柱销联轴器 K=1.3 Tc=9550KP/n

=9550× 1.3× 3.65/76.37=593.36 N· m 选用 TL8 型 GB/T4353-1984 弹性套注销联轴器公称尺寸转矩 Tn=710N· Tc<Tn, m, 才用 Y 型轴孔长度 L=112mm 十、减速器附件的选择 1.减速器箱体设计

Tc=266.653N· m

机座壁厚：δ=0.025a+1=0.025×155+1=4.875 取 δ=8mm

机盖壁厚：δ1=8mm

机座凸缘厚度：b=1.5δ=12mm

机盖凸缘厚度：b1=1.5δ1=12mm

机座底凸缘厚度：b2=2.5δ=20mm

地脚螺钉直径：df=0.036a+12=17.58mm≈18mm

地脚螺钉数目：n=4

轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df =16mm

机盖与机座连接螺栓直径：d2=(0.5~0.6)df=10mm

轴承端盖螺钉直径：d3=(0.4~0.5)df=8mm

窥视孔盖螺钉直径：d4=(0.3~0.4)df=6mm

定位销直径： d=(0.7~0.

8)d2=8mm

轴承旁凸台半径：R1=C2=20mm

外机壁至轴承座端面距离：l1 =50mm

大齿轮顶圆于内机壁距离：Δ1>1.2δ=9.6mm