带式运输机传动装置地二级圆柱齿轮减速器详解

1、机械设计课程设计（机械设计基础）设计题目带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器机电工程学院 院（系）过程装备与控制工程 专业班级装控07-1学号06设计人陈明濠指导教师 周瑞强老师完成日期_2009年 12 月 1日设计工作量：设计说明书1份减速器装配图1张减速器零件图2张茂名学院机械设计课程设计任务书目 录一、设计任务书 3二、 传动方案的拟定4三、电动机的选择 4四、计算总传动比及配合的传动比 5五、传动装置的运动和动力参数计算 6六、传动零件的设计计算 71、 高速级齿轮传动的设计计算 72、 低速级齿轮传动的设计计算 9七、轴的设计计算131、轴的材料选择和最小直径估算 132、轴的结

2、构设计 143、轴的校核 17八、 滚动轴承的选择及校核 231、中间轴的滚动轴承 232、 高速轴的滚动轴承243、 低速轴的滚动轴承 25九、键连接的选择及核计算 26十、减速器机体结构尺寸 27十 、联轴器的选择 29十二、润滑方式的确定 29十三、其它有关数据 30十四、参考资料目录 30十五、课程设计总结 30（一）、机械设计课程设计任务书题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图轮UI1 电动机；2 联轴器；3 齿轮减速器;4 带式运输机;5 鼓轮；6 联轴器2、工作情况：载荷平稳、单向旋转，有轻微振动，经常满载，空载起动。3、原始数据输送带拉力F （N）: 1

3、800;滚筒直径D（ mm : 340;运输带速度V（m/s）: 2.35 ；带速允许偏差（）: -5;使用年限（年）：8;工作制度（班/日）：单班制。4、设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴 的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配 图、零件图的绘制；7.设计计算说明书的编写 。5. 设计任务1. 减速器总装配图一张；2.齿轮、轴零件图各一张；3.设计说明书一份6. 设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算；第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制；第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。三

4、）电动机选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式丫（|P44）系列的电动机。2. 电动机容量的选择1) 工作机所需功率PwPw= Fv/1000=1800 X 2.35/(1000 X 0.96)=4.41 KW2) 电动机的输出功率Pd= Pw/n . kWn 严 i42 5其中：1 带传动效率：0.96每对滚子轴承的传动效率：0.988级精度圆柱齿轮的传动效率：0.974弹性联轴器的传动效率：0.99、一卷筒的传动效率：0.96则总的效率：n 1；45=0.98 0.984 0.972 0.992 0.96 = 0.80Pd= Pw/n

5、-=4.41/0.80=5.5125kW从表22-1中可选出额定功率为5.5kw的电动机。3 电动机转速的选择卷筒轴转速为 n=60 X 1000v/( - D)=60X 1000X 2.35/(3.14 X340)=132.07r/mi n按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i =840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为i a=840。故电动机转速的可选范围为：nd = i a X n=(8-40) X 132.07=1056.56 5282.8 r/mi n可见，电动机同步转速可选 1500r/min和3000r/min三种。根据相同 容量的三种转速，从表19-

6、1中查出三个电动机型号，再将总传动比 合理分配给V带传动和减速器，就得到三种传动比方案，如下表：nmla :其中总传动比为：nw0式中nm_电动机满载转速,r/min ；工作机转速，r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2 之间满足 i1= (1.31.5)i2.表中取 i仁 1.4 x i2;i=i2 x i2 x 1.4.两种不同的传动比方案：方案电动机型号额定功率 Ped kW电动机转速r/mi n传动装置的传动比同步转速、卄 +、，满载转速总传动比高速i 1低速i 221Y 132S-45.51500144010.903.912.792Y 132S1

7、-25.53000292022.113.975.564. 电动机型号的确定由表22 1查出电动机型号为Y 132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。(四)计算总传动比及配各级的传动比1. 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i 总=门口/nw=1440/132.07=10.902. 传动比分配分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）i 总=i 减=i 高*i 低=nm/nwi高一一减速器内高速级传动比动比nm电动机满载转速i高=1.4* i低, i低x i

8、高=i总i减减速器传动比i低一一减速器内低速级传nw工作机转速由上表可得：i高=i1=3.91 ; i低=i2=2.79 。速度偏差为0.2%5%，所以可行（五）运动参数及动力参数的计算1、计算各轴转速I轴n仁 nm/1=1440 r/mi nII轴n2= n1/ i 高=1440/3.91=368.29/minIII轴n3=n2/ i 低=368.29/2.97=132.00 r/min滚筒n4=n3=132.00 r/mi n2）各轴输入功率：电动机轴：Pd=5.5kwI 轴：P I =Pd X n =5.5 X 0.99=5.445kwII 轴：P I 匸 P I x nx n3=5.4

9、45X 0.98X 0.97=5.176kwIII 轴:pIII= P I I X nx n3=5.176X 0.98X 0.97=4.92 kw滚筒:pW = pIII X r2X r4=4.92X 0.98 X 0.99=4.774 kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为:P1II轴= 5.176 0.98 =5.072 kW2二 p. 2 =5.445 0.98=5.337Kw滚筒轴p3) 各轴扭矩电动机轴：Td=9550X Pd/nm=9550X 5.5/1440=36.48 (Nm)I 轴：TI= 9550 X PI/ n1=9550 X 5.445/1440=36.

10、11 (Nm)II 轴：TII= 9550 X Pll/n2=9550 X 5.176/368.29=134.22 (Nm)III 轴：Tlll=9550 X pIII/n3=9550 X 4.92/132.00=355.95 (Nm) 滚筒：t 滚=9550X p 滚/ n4=9550X 4.774/132.00= 345.39 (Nm)（六）传动零件的设计计算）、高速级齿轮的设计计算 设计参数:P1=5.337 KwT1=36.11 Nm ；N1=1440 r/mi nN2=368.29 r/mi n；i1=3.91 ；1、 选材：因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表 面淬

11、火钢，H/im1 =1130MPa, fe =690MPa ;大齿轮参数也一样。（书 本表11-1）根据书本表 11-5 得：取 Sf min =1.25, Sh min =1.0;根据书本表 11-4 得：Zh =2.5, Ze =189.8;2、确定许用应力：fe1 690Sf25二= 1130/1 =1130MPa ；3小齿轮的工作转矩:二 F=二 F2】 一552MPap15.337 =9550955035.39N mn114404根据接触强度，求小齿轮分度圆直径： 设齿轮按8级精度制造。取载荷系数 K=1.3 , 齿宽系数d =0.8选取 ZE =188 , ZH =2.5; 初选螺

12、旋角：螺旋度系数:才汙，Icos 1 = .1-0.983选小齿轮齿数乙=24,大齿轮齿数 Z2=iZ 1=3.91 x 19=93.84,取乙=94。实际传动比为i=74/19=3.9167,所以,取齿数z, =24 ;乙=94。齿数系数Z124coS15= 26.63 zv294cos315二 104.3查书本图11-8得:Fa1= 2.68YFa2= 2.22 ,查书本图11-9得:Sa1= 1.60Ysa2= 1.79.丫 FaVsa1因，丨10.007768F1YFa2YSa2-F 1F1二 0.0071989故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数:MnCos213 2 35.93

13、10000.8 2420.007768 Cos215二 1.13mm=91.6mm=(z Z2)mn取 m 1.5mm中心距: 取 a=92mm.确定螺旋角：B = arcCOs(Z1 *Z2)m仏=15.85齿轮分度圆直径：di=mvzi/cos： = 1.5 19/cos18.67mm = 30mmd2 二 mvz/cos： =1.5 101/COS18.670mm = 159.92mm小齿轮齿顶圆：d a1 =4 +2 =d1 +2h；m =37.42+2 X 1.5=40.42mm 大齿轮齿顶圆:da2 二 d2 2ha 二 d2 2h；m =146.57+2 X 1.5=149.57

14、mm 小齿轮 齿根圆：d f1 =4 -2hf =d1-2(h； c*)m =37.42-3 X 1.25=34.92mm大齿轮齿根圆： d f2 2 -2hf 2 -2(ha c )m =146.57-3 X1.25=114.17mm齿轮宽度：b = cjd1 = 0.8 X 30.64=24mm,取 4 = 30mm b=25mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度：J = Ze Z h2KT 一1 二 815.85 *“1“611；1。4bd : U.30*47.42214 91=68.163Mpa a2Ysa2 二 2.26 1.7 0.0071648二 F2552；十25

15、52故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数：2KTYFaiYFai cos2 P3：2* 1.3* 3.49* 105 * 0.007758* cos215 o “mn =3*2 =3,2=2.42:GdZ110.8*24mm取 mn =2.5mm中心距：a=(Z1+ Z2)mn/2cos - =(24+67)*25/2*cos15 = 117.763 取 a=120mm确定螺旋角：-=arccos (Z1Z2)mn 二 arccos =18.75 2a2* 120齿轮分度圆直径：d 1= mnz1/cos ： =25*24/cos18.57 =63.30 mmd2 = mnZ2/cos :

16、=25*67/cos18.57 =176.6mm 小齿轮齿顶圆：d a1 =4 +20 =d1 +2h；m =63.30+2 x 2.5=68.30mm 大齿轮齿顶圆：da2 =d2 2ha =d2 2h；m =176.70+2 x 3=181.70mm 小齿轮 齿根圆：d f1 =d1 -2hf =d1 -2(ha c )m =63.30-5 x 1.25=57.05mm大齿轮齿根圆：df2 二d2-2hf 二d2-2(h； c*)m =176.70-5 x1.25=170.45mm齿轮宽度：b = d d1 = 0.8 x 63.3=50.64mm, 取 b = 60mm b2=55mm3

17、、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度：-h = Ze Z h= 189.8*2.5 . COS18.572*1.3*3.611*10430*47.422故安全.49 =68.163Mpa 1130Mpa4、齿轮的圆周速度屁1 n3.14* 63.30* 132.00V= - -0.44m/s60*1000 60* 1000对照书本表11-2，所以选8级制造精度合理的；结构设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。三）得出画图尺寸数据表格:高速级齿轮传动的尺寸低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm名称计算公式结果/mm模数1.5模数mn2.5压力角%20压力角n20螺旋角P15.8

18、50螺旋角P18.570齿数乙Z22494齿数k2467传动比i23.91传动比132.79分度d137.42分度圆d963.30圆直d2146.57直径176.6径0齿顶圆直B +2h；m40.42齿顶圆= d严68.30d屛二 g+2h：m181.7径da2 =d2 +2h：mn149.57直径0齿根df12(h；+(门34.92齿根圆R取 R2,倒角为 C2。2、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如下图：3303$70I高速轴(1) 各轴段的直径的确定du :最小直径，安装联轴器的外伸轴段，du二d1fmin =30mmdi2 :密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，定位高度 h =(0.

19、070.1)dn，以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封)，di2 =33mm di3:角接触轴承处轴段，di3=40mm，角接触轴承选取72058AC,其尺 寸为 dx DX B=40mm 80mnhc,取 R2,倒角为 C2。3、低速轴的结构设计 低速轴轴系的结构如下图:图4 低速轴(1) 各轴段直径的确定d3i :动轴承处轴段，d3i =80mm。角接触轴承选取7211AC,其尺寸为dx DX B=80mm 140mrK 26mmd32 :低速级大齿轮轴段，d32 =85mmd33 :轴环，根据齿轮的轴向地位要求，d33 =90mmd34 :过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d34=85mmd3

20、5:角接触轴承处轴段，d35 = d3i =80mmd36:密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准(拟 采用毡圈密圭寸)，d36 =75mmd37 :最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d37= 70mm(2) 各轴段长度的确定131 :由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，I31 =56mm132 :由低速大齿轮的毂孔宽度 B4=105,确定l32 =100mmI33 :轴环宽度，133=10mm134 :由装配关系、箱体结构等确定，b4=70mm135 :由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，I35 =60mm136 :由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，b6=80mm137

21、:由连轴器的轴孔宽度 J =84mm,确定L37=82m(3) 细部结构设计低速大齿轮处取 A 键：b x h-L=18mm x 11mm-45mm(t=7.0mm,r=0.250.40mm);联轴器处键取 C 型：bx h-L=12mm x 8mm-70mm (t=5.0, r=0.2560.40)齿轮轮毂与轴的配合选为60H 7/ n6 ；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若70d50取C2。三) 轴的校核1)高速轴的校核Li=40mm , L2 =55mm , L3 =46mm , L4 =58mm , L5 =30mm , L6 =50mmLi

22、=57mmL2=111mm L3=78mm2T作用在齿轮上的圆周力为：Ft1 =2 x 36.11 x 1000/37.42=1930Nd1径向力为 Fr = Fttg =1930 x 0.364=702.46N作用在轴1带轮上的外力：F=1800N求垂直面的支反力：l2FrF1V - =(111x 702.46)/(57+111)=464.13 N11 +I 2F2V 二 Fr - F1V =702.46-464.13=238.3N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：Mav =F2vI2 =238.3 x Mav = F1vl1 =464.13 x 57/1000=26.45 N.m求水平面的支承

23、力：由 F1H (h +I2)=日2 得F1HFt =111 X 1930/(57+111)=1275.2NF2H 二 Ft -F1H =1930-1275.2=654.82N求并绘制水平面弯矩图:MaH 二 F1Hl1=1275.2X MaH 二 F2H l2 =654.82 X 求F在支点产生的反力:F1FI3Fh I2=78 X 1800/(111+57)=853.7NF2F =F1F F =853.7+1800=2635.7N求并绘制F力产生的弯矩图：M 2f 二 Fl3=1800X M aF =: F1F l1 =853.7 X F在a处产生的弯矩：M aF 二 F1F l1 =85

24、3.7 X 求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把M aF与.M ； M ；H直接相加。M a =M ；F + vM av +M 爲=48.6+ J(26.45( +(73.69 )2 M a 二 M aF . M a； M aH =48.6+ . 26.45 272.69 2 =126 N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：(取折合系数巴-0.6 )Me = *M 2 +(刃2 = J(126 2 +(0.6 X 36.11 f 计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得匚b =650MPa，许用弯 曲应力匕jb-60MPa，则：3 127.850.

25、1 60=2.77 mm因为d5d4=55mmd，所以该轴是安全的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式 Lh =(C)h进行校承受径向载荷核，由于轴承主要60n PfP的作用，所以P =Fr ,查课本279页表16-8,9, 10取ft =1, fp =1.2,取；=3 按最不利考虑，则有：Fr1Fr2=JF；F1HF1f = . 463.132 1275.22 +853.7=2210.4NLh106eft60n I fpPh=60如4401.2 2210.4=5.5年5年因此所该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下:二-F2v F2HF2F= 23.832 654.822 +2635.7=

26、3291N2 ）中间轴的校核：L1=52.5mmL2=50mmL3=50.5mm作用在2、3齿轮上的圆周力：2T2Ft2- =2X 134.22 X 1000/146.57=1831.48Nd2T3Ft3 =2 X 355.95 X 1000/63.3=1246.45Nd3径向力： Fr2 = Ft2tg =1831.48X 0.364=666.66NFr3 = Ft3tg=1246.45 X 0.364=453.71N求垂直面的支反力：F1vF2I3F r2I2 I3h I2 I3=-453.71X50.5+666.66 X(50+50.5)/(185)=285.3NF2v 二 Fr3F1v

27、 - Fr2=453.71+285.3-666.66=72.34N计算垂直弯矩：M avm 二 F1vh=285.3 X MavF1v(l1l2)Fr2l2 =285.3 X (52.5+50)/1000-666.66 X 求水平面的支承力:_ Ft3l3 +Ft2x(l2 +l3+ 1831.48x(50+50.5) _r 1H=1619 Nl1 l2 l352.5 50 50.5F2H 二 Ft2Ft3 - F1H =1831.48+1246.45-1619=1458.9N2)、计算、绘制水平面弯矩图：MaHm = F1Hl1 =1619 X 52.5/1000=85N.mMaHn = F

28、2H (h l2) Ft3l2=-1458.9 X (52.5+50)/1000-1246.45 X求合成弯矩图，按最不利情况考虑：M am = Jm ；m M ；Hm = -14.982 85? ManM 爲 M；Hn 二；(-4.09)2(-211.86)2 求危险截面当量弯矩：最危险截面当量弯矩为：(取折合系数=0.6 )Me =jM；m +(盯 了 =86.32 +(0.643.22 丫 “。二九和 汀2 =86.于 0.6 143.22 2 =3976N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得匚B=650MPa，许用弯曲应力匕xb-60MPa，

29、则：Med _30.1 603976=25.74 mm因为di=30mmd，所以该轴是安全的。3）、弯矩及轴的受力分析图如下：3）低速轴的校核：Li=58mmL2=106mmL3=147.5mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 作用在齿轮上的圆周力：2T3Ft2X 355.95X 1000/63.3=11246.4Nd3径向力： Fr = Rtg： =11246.4X 0.36=4093.4N求垂直面的支反力：l2&F1v106 X 418.75/(58+106)= 272.3mmh + JF2v Fr - Fiv =4093.4-272.3=3821.1mm计算垂直弯矩：M av

30、= F2vl2 =3821.1 X 106/1000=405.3 N.mM av 二 F1vl1求水平面的支承力。R十虫=106 X 11246.4/(58+106)= 7269N h +2F2H 二 Ft - F1H =11246.4-7269. =3977.4N 计算、绘制水平面弯矩图。M aH 二卩伯丨1= 7269X M aH = F2H l2 = 3977.4 106/1000 = 421.6N.m 求F在支点产生的反力IF1800 47.5F1f-1618.9Nl1 l258 106F2F =F1F F =1618.9+1800=3419.9N 求并绘制F力产生的弯矩图：M 2F

31、二 Fl3=1800 X M mF 二 F1Fl1 =1618.9 X F在a处产生的弯矩：M 讦 F1Fl11618.9 58/1000 = 93.9N.m求合成弯矩图：M am =MmF +m7+M；h =93.9+ U（405.3 f + （421.6 f 求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数；：=0.6 ）M e = . M 爲 汀 2 = . 1378.7 20.6 355.95 2 = 1395.1 N.m计算危险截面处轴的直径：#因为材料选择45调质，查课本第166页表11-1得匚B=650MPa，许用弯曲应力4北= 60MPa，则：3 1395.1，0.1

32、60=15.2 mm因为d1=42mmd，所以该轴是安全的。3）弯矩及轴的受力分析图如下:a)I F（方叵 l未定）（八）滚动轴承的选择及校核计算一）中间轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据d25 2i=30mm,角接触球轴承选取7206AC,根据表17-5得：尺寸为dx DX B=30X 62x 16mmCr =22kN。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略1、先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2齿 轮2 产 生 的 轴 向 力2TFA1 =Ft2tan ：22 tan 15.852246.36 0.284 = 63

33、8.04Nd2齿轮2的产生轴向力FA2二Ft3 tan飞二3778.3N外部轴向力 FA 二 FA1 FA2 =4416.3NFs1 =0.68Fn =0.68 817.6 =556N（方向见图示）Fs2 =0.68Fr0.68 4093.4 = 2783.5N （方向见图示）因为 Fs1 Fa Fs2所以轴承1为松端Fa1 = Fs1 =556N所以轴承2为压紧端FaFs1 FA=4972.3N 2、计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68Fa1 二 0.68 二 eF r1a2= 0.96 0.68r2查表得 X1 =0.41,丫1 =0.87;X2 =0.41,丫2 =0.87，故当量

34、动载荷为:R = X1F“+Fa1= 0.41 x 938.8 十0.87x 556 = 868.64NP2 = X2Fr2+YFa2= 0.41 汉 7312.2+ 0.87 汇 4972.3 = 7323.9N3、验算轴承寿命因BaR，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8 （年）X 300 （天）X 8 (小时)=19200h6,10/ft。、.Lh()60n2fpF2106/ 22 如0.3 、3 匚仁 ()h = 55236.1h 60 368.291.1 2134.5619200h其中，温度系数=1 （轴承工作温度小于1200），fp=1.1 （轻微冲击）轴承具有足够寿

35、命。二）高速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取 7205AC，根据表17-5得：尺寸为dx DX B=25X 52x 16mmCr =15.8kN。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略4、先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2外部轴向力 Fa =Ft tan： -621.3NFs1 =0.68Fm =403.58N （方向见图示）Fs2 =0.68Fr2 =1002.78N（方向见图示）因为 Fs1 Fa Fs2所以轴承1为松端Fa广Fs1 =403.58N所以轴承2为压紧端Fa2二Fs2 Fa=1624.

36、08N5、计算轴承1、2的当量载荷= 1.025 0.68Fa2查表得e=0.68=0.85 - 0.68r2查表得 X, =0.41 =0.87;X2 =0.41,Y2 =0.87，故当量动载荷为:P, = X, F r1 F 玄计 594 .5NP2 = X 2F r2 Y,F a2=2017 .6N6、验算轴承寿命因P1 P2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8 （年）X 300 （天）X 8 （小时）=192001%60-珂宪”60n2fpP210660 1440（15.8 10、（1.1 594.5）h=163239h19200h其中，温度系数ft=1 （轴承工作温度

37、小于1200 ）, fp=1.1 （轻微冲击）轴承具有足够寿命。三）低速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7211AC，根据表17-5得：尺寸为dX DX B=55X 100X 21mmCr =50.5kN。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2外部轴向力 Fa =Fttan 1； =3778.3NFsi =0.68Fn - -963.7N （方向见图示）Fs2 =0.68F2 = 2630.852N（方向见图示）因为 Fs2 Fa Fsi所以轴承1为松端Fai二Fs2

38、Fa =2814.6N所以轴承2为压紧端Fa2 = Fs2 = 2630.85N7、计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68-3.460.68Fa2Fr2=0.68 = e查表得Xi =0.41 =0.87;X2=0，故当量动载荷为:=X1Fr P，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8 （年）X 300 （天）X 8 （小时）=192001%60n2（匹）迺 （5.5 10.3 卄fpP260 368.291.1 1173.0927124h19200h其中，温度系数 ft =1 （轴承工作温度小于1200 ），fp =1.1 （轻微冲击）轴承具有足够寿命。（九）键联接的选择及校

39、核计算1键：b）中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为 x H-L=12mmX 8mm-20mm （轴深 t=5.0mm,毂深 t1=3.3 ;半径 r=0.250.40mm）;标记：键 12X 36 GB/T1096-1979圆头普通平键（A 型）；低速级小齿轮处取 2键：bx H-L=12mm x 8mm-40mm （轴深t=5.0mm, 毂深 t1=3.3;半径 r=0.250.40mm）;标记：键 12 x 40GB/T1096-1979圆 头普通平键（A型）;由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm键的接触高度 k=0.5h=0.5x 8=4.0mm;传递的转矩为：T2=134.42N/m;由书本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力；p=100Mpa （45钢调质）二p=2 114.71 1000 Mpa =51.21Mpa :二p，键联