機械設計基礎課程設計說明書

1、鍵入文字 <<機械設計基礎課程設計>> 說 明 書機 械 制 造 及 自 動 化 專 業(yè)Jixie zhizao ji zidonghua zhuanye機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 任 務 書 2Jixie sheji jichu kecheng sheji renwu shu 2姓 名: x x x 學 號: 班 級: 09級機電1班 指導教師: x x x 完成日期: 2010/12/12 機械制造及自動化專業(yè)機械設計基礎課程設計任務書2學生姓名： 班級： 學號： 一 、設計題目：設計一用于帶式運輸機上的單級圓錐齒輪減速器給定數(shù)據(jù)及要求已知條件：運輸帶工

2、作拉力F=4kN；運輸帶工作速度v=1.2m/s（允許運輸帶速度誤差為±5%）；滾筒直徑D=400mm；兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。環(huán)境最高溫度350C；小批量生產(chǎn)。二 、 應完成的工作1. 減速器裝配圖1張；2. 零件工作圖1張（從動軸）；3. 設計說明書1份。系主任： 科室負責人： 指導教師：前 言 這次設計是由封閉在剛性殼內(nèi)所有內(nèi)容的齒輪傳動是一獨立完整的機構。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整設計及方法，構成減速器的通用零部件。這次設計主要介紹了減速器的類型作用及構成等，全方位的運用所學過的知識。如：機械制圖，金屬材料工藝學公差等已學過的理論知識。在實際生

3、產(chǎn)中得以分析和解決。減速器的一般類型有：圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、齒輪-蝸桿減速器，軸裝式減速器、組裝式減速器、聯(lián)體式減速器。在這次設計中進一步培養(yǎng)了工程設計的獨立能力，樹立正確的設計思想，掌握常用的機械零件，機械傳動裝置和簡單機械設計的方法和步驟，要求綜合的考慮使用經(jīng)濟工藝性等方面的要求。確定合理的設計方案。目 錄§ 一、電動機的設計 61. 選擇電動機 62. 選擇電動機容量 63計算總傳動比并分配各級傳動比 74. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 75. 電動機草圖 8§ 二、帶傳動的設計 91. 確定計算功率 92確定V帶型號 93. 確定帶輪基準直徑 104.

4、 驗算帶速 105. 確定帶長及中心距 106. 驗算小帶輪包角 107. 確定帶的根數(shù) 118. 計算單根V帶的初拉力 129. 計算作用在軸上的力 1210輪的結構尺寸及草圖12§ 三、減速器齒輪設計 121. 材料的選擇及熱處理 132參數(shù)的選擇和幾何尺寸計算 133確定許用應力 134確定齒輪精度 135按齒輪強度條件設計 136計算齒輪幾何尺寸 147校核齒面接觸疲勞強度 158校核齒根彎曲疲勞強度 16§ 四、軸的結構設計 161. 按扭矩估算軸最小直徑 172. 軸的復合強度校核 17§ 五、軸承的選擇及校核 211. 從動軸軸承 222. 主動軸軸

5、承 23§ 六、鍵的選擇及校核 231. 從動軸鍵的選擇及校核 232. 主動軸鍵的選擇及校核 24§ 七、聯(lián)軸器的選用 24§ 八、減速器附件的選擇 24§ 九、箱體的設計 25§ 十、潤滑和密封的選擇 26§ 主要參考文獻 27Ø 另附:減速器裝配圖1張零件工作圖2張一 、電動機的設計1電動機類型選擇按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉（自扇）冷籠型三相異步電動機。2選擇電動機容量(1)計算工作機所需功率PwPw = = 4000×1.2/1000×0.98 Kw 11Kw其中，帶式輸送機的效率

6、:w=0.98(查機械設計、機械設計基礎課程設計P131附表10-1)。(2)計算電動機輸出功率P0按機械設計、機械設計基礎課程設計P131附表10-1查得V帶傳動效率b = 0.96，一對滾動球軸承效率r = 0.99，一對圓錐齒輪傳動效率g = 0.97，聯(lián)軸器效率c = 0.98。 （其中，為電動機至滾筒主動軸傳動裝置的總效率，包括V帶傳動、一對圓錐齒輪傳動、兩對滾動球軸承及聯(lián)軸器等的效率）。傳動裝置總效率為： =br2gc = 0.95×0.992×0.97×0.98 = 0.894，電動機所需功率為：P0 = = 4.90/0.894 Kw 5.48 K

7、w。 根據(jù)P0 選取電動機的額定功率Pm，使Pm = (11.3) P0 = 5.48 7.124 Kw。為降低電動機重量和成本，由機械設計、機械設計基礎課程設計P212附表10-112查得電動機的額定功率為Pm = 5.5 Kw。 (3)確定電動機的轉(zhuǎn)速工作機主軸的轉(zhuǎn)速nw，即輸送機滾筒的轉(zhuǎn)速：nw = = 60×1.2×1000/3.14×400 r/min 57.30 r/min根據(jù)機械設計、機械設計基礎課程設計P12表3-3確定傳動比的范圍，取V帶傳動比ib = 24, 單級圓錐齒輪的傳動比ig = 23，則傳動比范圍比 i = (2×2)（4&

8、#215;3) = 412。電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：n = inw = (412)×57.30 r/min = 230688 r/min ，符合這一同步轉(zhuǎn)速范圍的有750 r/min一種。根據(jù)同步轉(zhuǎn)速查機械設計、機械設計基礎課程設計 P212附表10-11確定電動機的型號為Y160M28，其滿載轉(zhuǎn)速n m = 970 r/min。此外，電動機的中心高、外形尺寸、軸伸尺寸等均可查表得出。3計算總傳動比并分配各級傳動比(1)總傳動比i = 720/57.30 r/min = 12.57 r/min(2)分配各級傳動比 為使帶傳動的尺寸不至過大，滿足ib<ig ，可取 ib = 3,則齒

9、輪的傳動比：ig = i/ib = 12.57/3 = 4.19 4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸的轉(zhuǎn)速n = nm / ib = 720/3 r/min = 240 r/minn = n/ig = 240/4.19 r/min = 57.30 r/minn w = n = 57.30 r/min(2)各軸的功率P = Pmb = 5.5×0.96 Kw = 5.28 Kw P= Prg = 5.28×0.99×0.97 Kw = 5.07 KwPW= Prc = 5.07×0.99×0.98 Kw = 13.28 Kw(3)各軸的轉(zhuǎn)矩

10、各軸的轉(zhuǎn)矩T0 = 9550 = 9550×5.5/720 N·m 73 N·mT1 = 9550 = 9550×5.28/240 N·m 210.1 N·mT2 = = 9550×5.07/57.3 N·m 845 N·mTw = 9550 Pw/ nw = 9550×4.92/57.3 N·m 820 N·m(4)將計算的結果填入下表參數(shù)軸名稱電動機軸軸軸滾筒軸轉(zhuǎn)速n（r/min）72024057.357.3功率P（kw）5.55.285.074.92轉(zhuǎn)矩T（N·

11、;m）73210.1845820傳動比 i34.191效率 0.960.960.975電動機的草圖型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速Y160M2-85.5 KW720 r/min2.02.0二、帶傳動的設計由設計任務書條件要求，此減速器工作場合對傳動比要求不嚴格但又要求傳動平穩(wěn)，因此適用具有彈性的饒性帶來傳遞運動和動力。V帶傳動時當量摩擦系數(shù)大，能傳遞較大的功率且結構緊湊；故此處選擇V型槽帶輪。 帶輪材料常采用鑄鐵、鋼、鋁合金或工程塑料等，當帶的速度 v25 m/s時，可采用HT150；當帶速 v=2530 m/s時，可采用HT200；當 v35 m/s時，則用鑄鋼或鍛鋼（或用鋼板沖壓后焊接而成），傳遞功率

12、較小時，可用鑄鋁或工程塑料等材料。 帶輪的設計準則是，在保證代傳動不產(chǎn)生打滑的前提下，具有足夠的疲勞強度，帶輪的質(zhì)量小，結構公益性好，無過大的鑄造內(nèi)應力，質(zhì)量分布要均勻等。1. 確定計算功率PC = KAP = 1.2×5.5 = 6.6 Kw查機械基礎P226頁 表9-7知：KA=1.22. 確定V帶型號按照任務書要求，選擇普通V帶。根據(jù)PC = 6.6 Kw及n1 = 720 r/min，查機械基礎 P227頁 圖9-8確定選用B型普通V帶。3. 確定帶輪基準直徑(1)確定帶輪基準直徑根據(jù)機械基礎P228頁 表9-8取標準值確定：dd1 = 140mm。(2)計算大帶輪直徑dd2

13、 = i dd1（1-）=（720/240）×140×（1-0.02）mm = 411.6mm根據(jù)GB/T 13575.1-9規(guī)定，選取dd2 = 410mm。4. 驗算帶速v= = 3.14×140×720/60×1000m/s = 5.28 m/s由于5m/sv25m/s,帶速合適。5. 確定帶長及中心距(1)初取中心距a 0 = 500 mm根據(jù)知：385a 01100.(2)確定帶長Ld：根據(jù)幾何關系計算帶長得 = 1900.39 mm根據(jù)機械基礎P226表9-6取相近的標準值Ld，Ld = 2000 mm(3)確定中心距= 500+(

14、2000-1900.39)/2 mm = 549.81mm，取a= 550 mm；a min = a - 0.015Ld = 550 - 0.015×2000 mm = 520mm；a max = a + 0.03Ld = 550 + 0.03×2000 mm = 610mm.6. 驗算小帶輪包角： = 151.9°120°，符合要求。7. 確定V帶根數(shù)Z根據(jù)dd1 = 140mm及n1 = 720r/min，查機械基礎P224表9-3得:P0 = 1.75Kw，根據(jù)帶型和i查機械基礎P224表9-4得：P0 = 0.23Kw，查機械基礎P225表9-5

15、得：K = 0.93，查機械基礎P226表9-6得：Kl = 0.98,Z = Pc /P0 = 3.66, 取Z=4.8. 確定V帶初拉力F0查機械基礎P219表9-1得:q = 0.17/m,則F0 = 500 N = 268.6 N9. 作用在軸上的力FQ FQ = 2ZF0sin= 2×4×268.6×sin151.9/2 N = 2084.5 N10.帶輪的結構尺寸及草圖B型V帶：節(jié)寬bp /mm:14.0 ； 頂寬b/mm:17.0；高度h/mm:11.0； 楔角:40°；截面面積A/ mm2 :138； 每米帶長質(zhì)量q/（ kg·

16、m-1 ）:0.17。V帶輪：基準寬度bp/mm:14.0； 基準線至槽頂高度hamin:3.5；槽頂寬b/mm:17.2； 基準線至槽底深度hfmin:10.8；槽間距e/mm:19±0.4； 第一槽對稱線至端面距離f/mm: 12.5；最小輪緣厚度/mm:7.5；輪緣寬度B/mm: B =(Z-1)e+2f(Z為齒模數(shù)) = 82mm。三減速器齒輪設計設計任務書齒輪傳動由主動輪、從動輪（或齒條）和機架組成，通過齒輪的嚙合將主動軸的運動和轉(zhuǎn)矩傳遞給從動軸，使其獲得預期的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。錐齒輪的傳動比恒定，結構緊湊且效率高，工作可靠且壽命長。鑒于齒輪的以上優(yōu)點因此選用齒輪傳動，即圓錐齒輪

17、是兩相交軸傳動。所以齒輪傳動在機械傳動中應用廣泛。齒輪材料要求齒面硬，齒芯也要有韌性，具有足夠的強度以及具有良好的加工工藝及熱處理性，當齒輪的尺寸較大（da400 mm600 mm）或結構復雜不容易鍛造以及一些低速運載的開式齒輪傳動時，才有鑄鋼；高速小功率、精度要求不高或需要低噪音的特殊齒輪傳動中，也常采用非金屬材料。材料：小齒輪 40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火處理 齒面平均硬度HB1 =4855；大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 齒面平均硬度HB2 =217255。1. 材料選擇及熱處理由于結構要求緊湊，故采用硬齒齒輪傳動。查機械基礎P181表6-3，選擇小齒輪材料為40cr,調(diào)質(zhì)后淬火處理，齒面平均硬度H

18、B=53HRC；大齒輪選用45 鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度HB=250HRC。2. 參數(shù)選擇和幾何尺寸計算(1)齒數(shù)比取小齒輪齒數(shù)Z1 = 20，則大齒輪齒數(shù)Z2 = 20×4.19 = 84，實際齒數(shù)比 = Z2/Z1 = 4.2，與要求相差不大，可用。(2)齒寬系數(shù)兩輪為硬齒面非對稱布置，R = b/R = 0.284。一般取: 取R = 0.250.30，齒寬b R/3（查機械基礎P195表7-2）。(3)載荷系數(shù)由于載荷較平穩(wěn)，且采用硬齒面齒輪，應取最大值，故查機械基礎P183表6-5，取K=1.2。3確定許用應力小齒輪查機械基礎P181表6-3，取H1=1080MPa, bb

19、1=510MPa, 由于承受單向載荷，故 bb1=510MPa不變；大齒輪查機械基礎P181表6-3，用插值法得H2=522MPa, bb2=304MPa,因受單向載荷，故bb2=304MPa不變。4選擇精度運輸機為一般機械，速度不高，故選擇9級精度。5. 根據(jù)齒輪強度條件設計(1)按齒面接觸疲勞強度設計根據(jù)齒面接觸疲勞強度，按機械基礎P197公式（7-7）確定尺寸d：d ZHZE/H ·4KT1/0.85R(1-0.5R) 2= 104.05 mm式中R =0.28，按機械基礎P183表6-5選載荷系數(shù)K=1.2，轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106 P1/N1 = 9.55

20、15;106 5.28/240 N·mm=2.1×105N·mm。查機械基礎P181表6-3H1=1080MPa ，H2=522MPa,鋼制齒輪配合：Z E = 189.8  N/ mm2。 計算圓周速度v：v = = 3.14×104.05×240/60×1000 = 1.31m/s(2)按齒根彎曲疲勞強度設計 根據(jù)齒根彎曲疲勞強度，按機械基礎P197公式（7-9），確定模數(shù)m：m n = 3.54 式中R =0.28, =4.2, k=1.2，YFS為齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)Zv = Z/cos,查機械基礎P185

21、表6-7，得： YF1 = YFS1 = 4.344, YF2 = YFS2 = 4.06； f1=bb1=510MPa,f2=bb2=304MPa，因為 = 0.00852， = 0.01336,，故將代入計算。根據(jù)機械基礎P185表7-1，錐齒大端標準模數(shù)m = 3.75mm。6計算齒輪幾何尺寸(1)齒數(shù)比: = Z2/Z1 = 84/20 = 4.2(2)分度圓錐角： 1 = arctan Z1/Z2 = 20/84 =13。2332”2 = arctan Z2/Z1 = 84/20 =76。3627”(3)分度圓直徑：d1 = m Z1 = 3.75×20 = 75 mmd2

22、 = m Z2 = 3.75×84 = 315 mm(4)齒頂圓直徑：da1 = d1 + 2hacos1 = 82.30 mmda2 = d2 + 2hacos2 = 316.74 mm(齒頂高ha* =1,頂隙系數(shù)c* =0.2, hf =(ha* + c*)m=1.2m=4.5mm,ha = ha* m =3.75mm) (5)齒頂圓直徑: df1 = d1 - 2hacos1 = 66.25 mmdf2 = d2 - 2hacos2 = 312.92 mm(6)錐頂距： R=m/2 (Z12+Z22) = 161.90 mm(7)齒寬系數(shù)： R = b/R = 0.28(8)

23、平均模數(shù)： m m = m(1-0.5R) = 3.22 mm(9)當量齒數(shù)： Zv1= Z1 /cos1 = 20.56Zv2= Z2/cos2 = 362.66(10)小錐齒齒輪傳遞的扭矩：T1 = 9550P1/N1 = 210.1 N·m7. 校核齒面接觸疲勞強度按機械基礎P127公式（7-6）校核公式： H = ZHZE4KT1/0.85R(1-0.5R) 2 d13 = 853.03Mpa H 式中, Z H = 2.5,Z E = 189.8  N/ mm2, R =0.28, = 4.2, T1 = 2.10×105N·mm因電

24、動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查機械基礎P183表6-5，取K=1.28. 校核齒根彎曲疲勞強度按機械基礎P197公式（7-8）校核公式：bb= 4KT1YFS/0.85R(1-0.5R) 2 m3z12(1+2) = 273.15bb式中，R = 0.28, k = 1.2, YFS = 4.344, m = 3.75,= 4.2,故符合要求。結論：經(jīng)校核可知，這對直齒圓錐齒輪傳動的齒根彎曲疲勞強度和齒面疲勞強度足夠。四、軸的結構設計軸扭轉(zhuǎn)強度條件為： T= T/WT9550000(部分參數(shù)見下表)軸幾種常用材料的 T及 A0值:軸的材料Q235-A、20Q257、354540Cr、35SiMn3Cr

25、13T1525203525453555A014912613511212610311297應當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑d100的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%；有兩個鍵槽時，應增大7%。對于直徑d100的軸，有一個鍵槽時，槽時，軸徑增大5%7%；有兩個鍵槽時，應增大10%15%。然后將軸徑圓整為標準直徑。應當注意，這樣求出的直徑只能作為 承受扭矩作用的軸段的最小直徑d min。綜上所述，此軸材料選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理表面硬度要求217225HBS。1按扭矩估算最小直徑(1)選擇軸的材料及熱處理，確定許用應力選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其b = 1080

26、MPa，HB=217 225。(2)按扭矩估算軸的最小直徑主動軸：d1 C = 33.1mm式中C為考慮彎曲影響和材料確定的系數(shù)（查機械基礎P268表12-5，取C=118考慮軸上鍵槽的影響，軸徑加大5%，得d1= 33.1×1.05 =34.8mm。查機械基礎P267取標準值d1= 40mm從動軸：d2 C = 52.1mm同理，考慮鍵槽的影響，并選取標準值d2= 55mm2. 軸的復合強度校核(1)確定軸各段直徑和長度軸的復合強度校核與軸的支承點間的跨距有關,由下表所示：尺寸項目主動軸從動軸說明外伸端軸徑4055應符合軸徑標準系列估取安裝軸徑4560應符合滾動軸承標準系列安裝齒輪

27、的軸頭直徑4666應符合軸徑標準系列預選軸承及其寬度B3020930212按錐齒輪受力狀態(tài)選取類型2124左起第一段，由于安裝聯(lián)軸器，因開有鍵槽，軸徑擴大7%并圓整，取軸徑55mm，長度84mm，為了便于安裝，軸端進行2×45°倒角。左起第二段直徑取58mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，則取第二段的長度42mm。左起第三段，該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承， 取軸徑60mm，長度為34mm。 左起第四段，對軸承起到軸肩定位作用,其直徑大于第三段軸，取74mm。根據(jù)整體布局，長度取158mm。 左起第五段安裝大圓錐齒輪，根據(jù)齒輪的孔徑，此段的直

28、徑取66mm，長度取45mm。 左起第六段，為軸承安裝段，根據(jù)軸承的尺寸，取軸徑60mm。長度取36mm。(2)確定軸上零件的定位和固定方式(如圖)(3)從動軸的強度校核首先計算齒輪列和節(jié)點的作用力圓周力：Ft = 2T1/dm1=2×210100/64.35N = 6529.9 N = Ft2軸向力：Fa = Ft tancossin1 = 517.3N = Fa2徑向力：Fr = Ft tan/ cos1 = 2312.1N = Fr2 式中，dm1為小齒輪的平均分度圓直徑, dm1=(1-0.5R)d1 = 64.35mm。危險斷面的復合強度校核按下列步驟進行：A. 作從動軸的

29、受力簡圖(圖a)B. 做軸垂直面(Z)的受力簡圖，求支座反力，并作彎矩圖(圖b、c)垂直面的支反力:MB = 0 Fr L2 FAZ (L1 +L2)Fa(d2/2)= 0 FAZ = RV1 = 1718.5NMA = 0FBZ (L1 +L2)Fr L1Fa(d2/2)= 0 FBZ = RV2 = 593.7NC點稍偏左處的彎矩為:MC1 = MCZ1 = FAZ L1 = 80 N·mC點稍偏右處的彎矩為:MC2 = MCZ2 = FBZ L2 = 95 N·mC. 作軸水平面(Y)的受力簡圖，求支座反力，并作彎矩圖(圖d)水平支座反力:MB = 0Ft L2 FA

30、y (L1 +L2) = 0 FAy = RH1 = 5052.3NMA = 0FBy(L1 +L2) Ft L1 = 0 FBy = RH2 = 1477.6NC點稍偏左處的彎矩為MCY1 = FAY L1 = 235 N·mC點稍偏右處的彎矩為MCY2 = FBY L1 = 235 N·mD. 作軸的合成彎矩(圖e)C點稍偏左處的合成彎矩為M1 =2cy1 = 248 N·mC點稍偏右處的合成彎矩為M2 =22cy2 = 153 N·mE. 作軸的扭矩圖(圖f)T1 = = 845 N·mF. 作出軸的當量彎矩圖(圖g)該軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩按

31、脈沖循環(huán)考慮根據(jù)軸的材料，查機械基礎P199表12-3,查得其-1b = 60MPa, 0b = 103MPa,則 = -1b / 0b = 0.583最大當量在C點處，當量彎矩：Me =2+(T) 2,可求出：C截面左側(cè)：Mec1 = 12 + (T) 2 = 552 N·mC截面右側(cè)：Mec2 = 22 + (T) 2 = 554 N·mC截面,只有扭矩：Me =2+(T) 2 = T = 493 N·mG按當量彎矩計算軸的直徑(圖h)由軸的結構尺寸及Me圖看出，該軸的危險截面C處（該截面Me最大）和D處（該截面Me最?。?，所以分別計算C、D處直徑。計算C處直

32、徑：dc 3MeC/0.1-1bb = 45.19mm考慮鍵槽的影響，軸徑加大5%: dC = 45.19×1.05 = 47.45mm結構設計時，此處直徑為66mm,安全。計算D處直徑：dd 3MeD/0.1-1bb = 43.47mm考慮鍵槽的影響，軸徑加大5%: dD = 43.47×1.05 = 45.64mm結構設計時，此處直徑為56mm,安全。五、軸承的選擇及校核主動軸30209軸承兩對，從動軸30212軸承兩對。根據(jù)要求對從動軸上的軸承進行強度校核。1. 從動軸軸承查相關手冊，30212軸承的判斷系數(shù)e=0.4，當e時，Pr=Fr；當e時，Pr=0.4Fr+Y

33、Fa ,Y=1.7。軸承基本額定動載荷Cr=102KN，由于減速器為兩班制工作，預期使用3年,其壽命:Lh = 8×3×300h=7200h(每年按300工作日計算)。(1)繪制軸承計算簡圖(2)徑向力計算左軸承：FrA= Fr1 = 5337N右軸承：FrB= Fr2 = 1592N(3)軸向力計算預選軸承為30212。兩軸承在徑向載荷作用下，自身產(chǎn)生的附加軸向反力為：SA = eFr1= 0.7×5337N = 3735.9NSB = eFr2= 0.7×1592N = 1114.4N則軸向力分別為： FaA = SA = 3735.9N FaB =

34、 SA = 1114.4N(4)判斷放松、壓緊端FaA+Fa = 3735.9+517.3=4253.2NFaB故，軸承2壓緊，軸承1放松。則 Fa1 = FaA = 807.60N , Fa2 = FAB = 1114.4N(5)計算當量動載荷左軸承： = 3735.9/5337 = 0.7e,根據(jù)機械設計、機械設計基礎課程設計P164表10-38查得e=0.4,Y=1.5，則e，故當量動載荷為：PrA=0.4FrA+YFaA = 0.4×5337 + 1.5×3735.9 N = 7738.7N右軸承： = 1114.4/1592 = 0.7e, 故當量動載荷為：PrB

35、=0.4FrB + YFrB = 0.4×1592 + 1.5×1114.4 N = 2308.4N因PrAPrB，故按左軸承的當量動載荷計算壽命，即取P=PrA=7738.7N,(6)軸承壽命校核計算Lh = = (106/60×57.3)(102000/7738.7) = 1573294h7200h故，所選軸承符合要求。2. 主動軸軸承主動軸軸承的選擇計算方法與從動軸軸承的選擇計算方法相同，故省略。六、鍵的選擇及校核1. 從動軸鍵的選擇及校核(1)外伸端根據(jù)軸徑d = 55mm ,考慮鍵在軸端安裝，故選鍵GBT 1096鍵16×10×78。

36、根據(jù)材料為鋼，載荷平穩(wěn)（輕微沖擊），查機械基礎P245表11-2, p= 110MPa, 查機械基礎P245公式（11-1），擠壓強度為：p =4×845×100055×10×（80-10）= 87.8MPa p = 110MPa式中A型鍵：l= L-b= 68mm,故該鍵滿足強度要求。(2)與齒輪聯(lián)接的鍵根據(jù)軸徑d= 66mm ,考慮鍵在軸端安裝，故選鍵GBTB 1096鍵20×12×42。擠壓強度為：p = = 4×820×100066×12×42= 98.6MPa p = 110MPa式中

37、A型鍵：l= L= 43mm，故該鍵滿足強度要求。2主動軸鍵的選擇及校核主動軸鍵的選擇及校核方法與從動軸鍵的選擇及校核方法相同，故省略。七、聯(lián)軸器的選擇計算轉(zhuǎn)矩Tca = KA T根據(jù)工作情況，查表得KA = 1.5，則Tca = KA T= 1.5×820N·m= 1230N·m根據(jù)機械設計、機械設計基礎課程設計P174表10-48考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器LX4聯(lián)軸器GB/T 5014-2003。其主要參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩：2500 N·m 軸孔直徑：55mm質(zhì)量：22Kg 轉(zhuǎn)動慣量：0.109Kg/m2八、減速器附件的選擇1. 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上