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減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)
系 別：
班 級(jí)：
姓 名：
學(xué) 號(hào)：
指導(dǎo)教師：
職 稱(chēng)：
目錄
第1節(jié) 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 1
第2節(jié) 選擇電動(dòng)機(jī) 2
2.1電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇 2
2.2確定傳動(dòng)裝置的效率 2
2.3選擇電動(dòng)機(jī)容量 2
2.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 3
2.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算 4
第3節(jié) V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 5
第4節(jié) 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 9
4.1選擇材料及確定許用應(yīng)力 9
4.2按輪齒彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 10
4.3驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度 11
4.4計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 11
4.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 12
第5節(jié) 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 12
5.1選擇材料及確定許用應(yīng)力 12
5.2按輪齒彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 13
5.3驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度 14
5.4齒輪的圓周速度 14
5.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 15
第6節(jié) 軸的設(shè)計(jì) 15
6.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 15
6.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 21
6.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 27
第7節(jié) 滾動(dòng)軸承壽命校核 32
7.1高速軸上的軸承校核 32
7.2中間軸上的軸承校核 33
7.3低速軸上的軸承校核 34
第8節(jié) 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 35
8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 35
8.2高速軸與小齒輪鍵連接校核 35
8.3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核 36
8.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核 36
8.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 36
第9節(jié) 聯(lián)軸器的選擇 37
9.1低速軸上聯(lián)軸器 37
第10節(jié) 減速器的密封與潤(rùn)滑 37
10.1減速器的密封 37
10.2齒輪的潤(rùn)滑 37
10.3軸承的潤(rùn)滑 38
第11節(jié) 減速器附件 38
11.1油面指示器 38
11.2通氣器 39
11.3放油塞 40
11.4窺視孔蓋 41
11.5定位銷(xiāo) 42
11.6起蓋螺釘 43
11.7起吊裝置 44
11.8軸承端蓋的結(jié)構(gòu)計(jì)算 45
第12節(jié) 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 46
第13節(jié) 設(shè)計(jì)小結(jié) 48
第14節(jié) 參考文獻(xiàn) 48
第1節(jié) 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
1.設(shè)計(jì)題目
同軸式二級(jí)斜齒-直齒圓柱減速器，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。
拉力F
5200N
速度v
0.85m/s
直徑D
400mm
2.設(shè)計(jì)計(jì)算步驟
1.確定傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)方案
2.選擇合適的電動(dòng)機(jī)
3.計(jì)算減速器的總傳動(dòng)比以及分配傳動(dòng)比
4.計(jì)算減速器的動(dòng)力學(xué)參數(shù)
5.V帶設(shè)計(jì)
6.齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與校核
8.滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)與校核
9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)
10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)
11.減速器潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)
12.減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
3.傳動(dòng)方案特點(diǎn)
(1)組成:傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、V帶、聯(lián)軸器、工作機(jī)組成。
(2)特點(diǎn):齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱(chēng)布置
(3)確定傳動(dòng)方案,根據(jù)任務(wù)書(shū)要求，將V帶設(shè)置在高速級(jí),選擇傳動(dòng)方案為電動(dòng)機(jī)-V帶-同軸式二級(jí)斜齒直齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。
第2節(jié) 選擇電動(dòng)機(jī)
2.1電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇
按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。
2.2確定傳動(dòng)裝置的效率
查表得：
聯(lián)軸器的效率：η1=0.99
滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.99
閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98
V帶的效率：ηv=0.96
工作機(jī)的效率：ηw=0.97
ηa=η1 η23 η32 ηv ηw=0.99×0.993×0.982×0.96×0.97=0.859
2.3選擇電動(dòng)機(jī)容量
工作機(jī)所需功率為
Pw=F V1000=5200×0.851000=4.42kW
電動(dòng)機(jī)所需額定功率:
Pd=Pwηa=4.420.859=5.15kW
工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速：
nw=60×1000 Vπ D=60×1000×0.85π×400=40.58r╱min
查課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表選取推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：2～4，同軸式二級(jí)齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8～40，因此合理的總傳動(dòng)比范圍為：16～160。電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可以選擇的范圍為nd=ia×nw=(16～160)×40.58=649--6493r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、價(jià)格、重量、和減速器、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=5.5kW，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。
方案
電機(jī)型號(hào)
額定功率(kW)
同步轉(zhuǎn)速(r/min)
滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速(r/min)
1
Y160M2-8
5.5
750
720
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
3
Y132S-4
5.5
1500
1440
4
Y132S1-2
5.5
3000
2900
圖3-1電機(jī)尺寸
中心高
外形尺寸
地腳安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
軸伸尺寸
鍵部位尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132
515×315
216×178
12
38×80
10×33
2.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
（1）總傳動(dòng)比的計(jì)算
由選定的電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：
ia=nmnw=96040.58=23.657
（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比
取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2.5
高速級(jí)傳動(dòng)比
i1=iaiv=3.08
則低速級(jí)的傳動(dòng)比為
i2=3.08
減速器總傳動(dòng)比
ib=i1 i2=9.4864
2.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算
（1）各軸轉(zhuǎn)速：
高速軸：n1=n0iv=9602.5=384r╱min
中間軸：n2=n1i1=3843.08=124.68r╱min
低速軸：n3=n2i2=124.683.08=40.48r╱min
工作機(jī)軸：n4=n3=40.48r╱min
（2）各軸輸入功率：
高速軸：P1=P0 ηv=5.15×0.96=4.94kW
中間軸：P2=P'1 η3=4.89×0.98=4.79kW
低速軸：P3=P'2 η3=4.74×0.98=4.65kW
工作機(jī)軸：P4=P'3 η1=4.6×0.99=4.55kW
則各軸的輸出功率：
高速軸：P'1=P1 η2=4.94×0.99=4.89kW
中間軸：P'2=P2 η2=4.79×0.99=4.74kW
低速軸：P'3=P3 η2=4.65×0.99=4.6kW
工作機(jī)軸：P'4=P4 ηw=4.55×0.97=4.41kW
（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩：
電機(jī)軸：T0=9550×P0n0=9550×5.15960=51.23N?m
高速軸：T1=9550×P1n1=9550×4.94384=122.86N?m
中間軸：T2=9550×P2n2=9550×4.79124.68=366.9N?m
低速軸：T3=9550×P3n3=9550×4.6540.48=1097.02N?m
工作機(jī)軸：T4=9550×P4n4=9550×4.5540.48=1073.43N?m
則各軸輸出轉(zhuǎn)矩：
高速軸：T'1=9550×P'1n1=9550×4.89384=121.61N?m
中間軸：T'2=9550×P'2n2=9550×4.74124.68=363.07N?m
低速軸：T'3=9550×P'3n3=9550×4.640.48=1085.23N?m
工作機(jī)軸：T'4=9550×P'4n4=9550×4.4140.48=1040.4N?m
各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表
軸名稱(chēng)
轉(zhuǎn)速n/(r/min)
功率P/kW
轉(zhuǎn)矩T/(N?m)
電機(jī)軸
960
5.15
51.23
高速軸
384
4.94
122.86
中間軸
124.68
4.79
366.9
低速軸
40.48
4.65
1097.02
工作機(jī)軸
40.48
4.55
1073.43
第3節(jié) V帶設(shè)計(jì)計(jì)算
(1)求計(jì)算功率Pc
查表13-9得KA=1.1，故
Pc=KA P=1.1×5.15=5.665kW
(2)選普通V帶型號(hào)
根據(jù)Pc=5.665kW、n1=960r/min，由圖13-15選用A型。
(3)求大、小帶輪基準(zhǔn)直徑d2、d1
由圖13-15，因傳動(dòng)比不大，取d1=100mm。
d2=n1n2 d11-ε=960384×1001-0.02=245mm
由表13-10，取d2=250mm。
n2'=n1 d1 1-εd2=960×100 1-0.02250=376.32r╱min
?n=∣ n2'-n2n2∣ 100％=∣ 376.32-384384∣ 100％=2％＜5％
(4)驗(yàn)算帶速v
v=π dd1 n60×1000=π×100×96060×1000=5.02r╱min
帶速在5～30m/s范圍內(nèi)，合適。
(5)求普通V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和中心距a
初步選取中心距
a0=1.5×d1+d2=1.5×100+250=525mm。
取a0=520mm，符合0.7d1+d2
120°
合適。
(7)求普通V帶根數(shù)z
由式（13-14）得
z=PcP0+△P0×Kα KL
今n1=960r/min，d1=100，查表13-4得
P0=0.95kW
由式（13-8）得傳動(dòng)比
i=d2d11-ε=250100×1-0.02=2.55
查表13-6得
△P0=0.112kW
由α1=164.08°查表13-8得Kα=0.974，表13-2得KL=0.99，由此可得
z=5.6650.95+0.112×0.974×0.99=5.53
取6根。
求作用在帶輪軸上的壓力FQ
查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得單根V帶的初拉力
F0=500×Pcz v2.5Kα-1+q v2=500×5.6656×5.022.50.974-1+0.105×5.022=149.98N
作用在軸上的壓力
FQ=2 z F0 sinα12=2×6×149.98 sin164.08°2=1782.42N
(8)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
小帶輪的軸孔直徑d=38mm
因?yàn)樾л哾d1=100
小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。
因此小帶輪尺寸如下：
代號(hào)名稱(chēng)
計(jì)算公式
代入數(shù)據(jù)
尺寸取值
內(nèi)孔直徑d
電機(jī)軸
D=38mm
38mm
分度圓直徑dd1
100mm
da
dd1+2ha
100+2×2.75
105.5mm
輪轂直徑d1
(1.8～2)d
(1.8～2)×38
76mm
B
(z-1)×e+2×f
(6-1)×15+2×9
93mm
L
(1.5～2)d0
(1.5～2)×d0
93mm
圖4-1小帶輪結(jié)構(gòu)示意圖
2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
大帶輪的軸孔直徑d=28mm
因?yàn)榇髱л哾d2=250mm
因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。
因此大帶輪尺寸如下：
代號(hào)名稱(chēng)
計(jì)算公式
代入數(shù)據(jù)
尺寸取值
內(nèi)孔直徑d
高速軸
D=28mm
28mm
分度圓直徑dd1
250mm
da
dd1+2ha
250+2×2.75
255.5mm
輪轂直徑d1
(1.8～2)d
(1.8～2)×28
56mm
B
(z-1)×e+2×f
(6-1)×15+2×9
93mm
L
(1.5～2)d0
(1.5～2)×d0
56mm
腹板內(nèi)徑dr
d2-2(hf+δ)
250-2×(8.7+6)
221mm
C
0.25×B
0.25×93
23.25mm
圖4-2大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖
(9)主要設(shè)計(jì)結(jié)論
選用A型V帶6根，基準(zhǔn)長(zhǎng)度1640mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=100mm，dd2=250mm，中心距控制在a=515～589mm。單根帶初拉力F0=149.98N。
帶型
A
V帶中心距
540mm
小帶輪基準(zhǔn)直徑
100mm
包角
164.08°
大帶輪基準(zhǔn)直徑
250mm
帶長(zhǎng)
1640mm
帶的根數(shù)
6
初拉力
149.98N
帶速
5.02m/s
壓軸力
1782.42N
第4節(jié) 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1選擇材料及確定許用應(yīng)力
小齒輪選用20CrMnTi（滲碳淬火），齒面硬度56～62HRC，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，σHlim1=1500MPa，σFE1=850MPa（表11-1），大齒輪選用20Cr（滲碳淬火），齒面硬度56～62HRC，σHlim2=1500MPa，σFE2=850由表11-5，取SH=1，SF=1.25，則
σH1=σHlim1SH=15001=1500MPa
σH2=σHlim2SH=15001=1500MPa
σF1=σFE1SF=8501.25=680MPa
σF2=σFE2SF=8501.25=680MPa
4.2按輪齒彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
設(shè)齒輪按7級(jí)精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3（表11-3）
齒寬系數(shù)φd=0.8表（11-6）
小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取
T=9.55×106 Pn=9.55×106 4.79124.68=366895.25N?mm
取ZE=189.8√MPa(表11-4)
齒數(shù)取Z1=24，則Z2=i×Z1=3.08×24=73。故實(shí)際傳動(dòng)比
i=7324=3.042
查圖11-8和11-9得齒形系數(shù)：
YFa1=2.65，YFa2=2.23
YSa1=1.58，YSa2=1.76
YFa1 YSa1σF1=2.65×1.58680=0.0062＞ YFa2 YSa2σF2=2.23×1.76680=0.0058
故應(yīng)對(duì)小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算
模數(shù)
m≥32 K T1φd z12 YFa1 YSa1σF1=32×1.3×366895.250.8×242 2.65×1.58680=2.336mm
由表4-1取模數(shù)
m=3mm
中心距
a=m2z1+z2=m2 24+73×mm=146mm
齒輪分度圓直徑
d1=m z1=3×24=72mm
d2=m z2=3×73=219mm
齒寬
b=ψd d1=0.8×72=57.6 mm
故取b2=60mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=65mm
4.3驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度
σH=2.5 ZE 2 K T1b d12 u+1u=2.5×189.8 2×1.3×366895.2560×722 3.08+13.08=956MPa
1.齒輪的圓周速度
v=π d1 n60×1000=π×72×124.6860×1000=0.47m╱s
可知選用7級(jí)精度是合適的。
主要設(shè)計(jì)結(jié)論
齒數(shù)Z1=24，Z2=73，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，中心距a=146mm，齒寬B1=65mm、B2=60
4.4計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸
(1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高
ha=m han*=3×1=3mm
hf=mhan*+cn*=3×1+0.25=3.75mm
h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm
(2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑
da1=d1+2 ha=72+2×3=78mm
da2=d2+2 ha=219+2×3=225mm
(3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑
df1=d1-2 hf=72-2×3.75=64.5mm
df2=d2-2 hf=219-2×3.75=211.5mm
注：han*=1.0，cn*=0.25
4.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)
代號(hào)名稱(chēng)
計(jì)算公式
小齒輪
大齒輪
模數(shù)m
3
3
螺旋角β
右旋0°0'0"
左旋0°0'0"
齒頂高系數(shù)ha*
1.0
1.0
頂隙系數(shù)c*
0.25
0.25
齒數(shù)z
24
73
齒寬B
65
60
齒頂高h(yuǎn)a
m×ha*
3
3
齒根高h(yuǎn)f
m×(ha*+c*)
3.75
3.75
分度圓直徑d
72
219
齒頂圓直徑da
d+2×ha
78
225
齒根圓直徑df
d-2×hf
64.5
211.5
中心距
a
146
146
第5節(jié) 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1選擇材料及確定許用應(yīng)力
小齒輪選用20CrMnTi（滲碳淬火），齒面硬度56～62HRC，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，σHlim1=1500MPa，σFE1=850MPa（表11-1），大齒輪選用20Cr（滲碳淬火），齒面硬度56～62HRC，σHlim2=1500MPa，σFE2=850由表11-5，取SH=1，SF=1.25，則
σH1=σHlim1SH=15001=1500MPa
σH2=σHlim2SH=15001=1500MPa
σF1=σFE1SF=8501.25=680MPa
σF2=σFE2SF=8501.25=680MPa
5.2按輪齒彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
設(shè)齒輪按7級(jí)精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3（表11-3）
初選螺旋角β=14°
齒寬系數(shù)φd=0.8表（11-6）
小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取
T=9.55×106 Pn=9.55×106 4.94384=122856.77N?mm
取ZE=189.8√MPa(表11-4)
齒數(shù)取Z1=23，則Z2=i×Z1=3.08×23=71。故實(shí)際傳動(dòng)比
i=7123=3.042
當(dāng)量齒數(shù)
zv1=z1cos3β=24cos314°=26.272
zv2=z2cos3β=73cos314°=79.912
查圖11-8和11-9得齒形系數(shù)：
YFa1=2.59，YFa2=2.22
YSa1=1.6，YSa2=1.77
YFa1 YSa1σF1=2.59×1.6680=0.0061＞ YFa2 YSa2σF2=2.22×1.77680=0.0058
故應(yīng)對(duì)小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算
法向模數(shù)
mn≥32 K T1φd z12 YFa1 YSa1σF1 cos2β=32×1.3×122856.770.8×232 2.59×1.6680×cos214=1.63mm
由表4-1取模數(shù)
mn=3mm
中心距
a=z1+z2×mn2 cos β=23+71×32 cos 14=145.32mm，圓整為146mm
β=acosz1+z2×mn2 a=acos23+71×32×146=15.0381°
β=15°2'17"
齒輪分度圓直徑
d1=mn z1cos β=3×23cos 15.0381=71.45mm
d2=mn z2cos β=3×71cos 15.0381=220.55mm
b=ψd d1=0.8×71.45=57.2 mm
故取b2=60mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=65mm
5.3驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度
σH=3.54 ZE Zβ K T1b d12 u+1u=549MPa
5.4齒輪的圓周速度
v=π d1 n60×1000=π×71.45×38460×1000=1.44m╱s
可知選用7級(jí)精度是合適的。
主要設(shè)計(jì)結(jié)論
齒數(shù)Z1=23，Z2=71，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，螺旋角β=15.0381°=15°2'17"，中心距a=146mm，齒寬B1=65mm、B2=60
1.計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸
（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高
ha=m han*=3mm
hf=mhan*+cn*=3.75mm
h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm
（2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑
da1=d1+2 ha=71.45+2×3=77.45mm
da2=d2+2 ha=220.55+2×3=226.55mm
（3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑
df1=d1-2 hf=71.45-2×3.75=63.95mm
df2=d2-2 hf=220.55-2×3.75=213.05mm
注：han*=1.0，cn*=0.25
5.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)
代號(hào)名稱(chēng)
計(jì)算公式
小齒輪
大齒輪
模數(shù)m
3
3
螺旋角β
左旋15°2'17"
右旋15°2'17"
齒頂高系數(shù)ha*
1.0
1.0
頂隙系數(shù)c*
0.25
0.25
齒數(shù)z
23
71
齒寬B
65
60
齒頂高h(yuǎn)a
m×ha*
3
3
齒根高h(yuǎn)f
m×(ha*+c*)
3.75
3.75
分度圓直徑d
71.45
220.55
齒頂圓直徑da
d+2×ha
77.45
226.55
齒根圓直徑df
d-2×hf
63.95
213.05
中心距
a
146
146
第6節(jié) 軸的設(shè)計(jì)
6.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算
1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)
轉(zhuǎn)速n=384r/min；功率P=4.94kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=122856.77N?mm
2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力
由表14-1選用45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa
3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑
由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取C=112。
dmin≥C 3Pn=112×34.94384=26.24mm
由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%
dmin=1+0.05×26.24=27.55mm
查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28
圖7-1高速軸示意圖
(1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=28mm，l12長(zhǎng)度略小于大帶輪輪轂長(zhǎng)度L，取l12=54mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=45mm。
(2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。。參照工作要求并根據(jù)d23=33mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d34=d67=35mm。
(3)采用分體式齒輪，該段安裝齒輪，l45略短于齒輪寬度，則l45=63mm。軸肩h34=1.5mm，則d45=38mm。軸肩h45=4，則d56=46mm。
(4)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則
l23=δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ=8+20+18+2+10+5+24-17-10=60 mm
(5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，擋油環(huán)寬度s1=20mm，則
l34=B+Δ+Δ1+2=17+10+10+2=39 mm
l56=5 mm
l67=B+Δ+Δ1-l56=17+10+10-5=32 mm
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
軸段
1
2
3
4
5
6
直徑
28
33
35
38
46
35
長(zhǎng)度
54
60
39
63
5
32
4.軸的受力分析
高速級(jí)小齒輪所受的圓周力（d1為高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑）
Ft1=2×Td1=2×122856.7771.45=3438.96N
高速級(jí)小齒輪所受的徑向力
Fr1=Ft1 tan αcos β=3438.96×tan 20°cos 15.0381°=1296.06N
高速級(jí)小齒輪所受的軸向力
Fa1=Ft1 tan β=3438.96 tan 15.0381°=924N
根據(jù)7207AC角接觸查手冊(cè)得壓力中心a=21mm
因齒輪倒角為2
齒輪輪轂寬度B=65mm
第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:
l1=L12+L2+a=542+60+21=108mm
軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:
l2=L3-2+B2-a=39-2+652-21=48.5mm
齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:
l3=l2=48.5mm
高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力FQ=1782.42
①求水平面支反力RBH、RDH和彎矩MH，做水平面彎矩圖
RBH=Fr lCD-FQlAB+lBC+lCD-Fa d2lBC+lCD=1296.06×48.5-1782.42×108+48.5+48.5-924×71.45248.5+48.5=-3459.25N
RDH=FQ lAB+Fr lBC+Fa d2lBC+lCD=1782.42×108+1296.06×48.5+924×71.45248.5+48.5=2972.89N
MBH=FQ lAB=1782.42×108=192501.36N?mm
MCH1=FQlAB+lBC+RBH lBC=1782.42×108+48.5-3459.25×48.5=111175.11N?mm
MCH2=MCH1+Fa d2=111175.11+33009.9=144185.01N?mm
②求垂直平面支反力RBV、RDV和彎矩MV，做垂直面彎矩圖
RBV=Ft lCDlBC+lCD=3438.96×48.548.5+48.5=1719.48N
RDV=Ft lBClBC+lCD=3438.96×48.548.5+48.5=1719.48N
MCV=RBV lBC=1719.48×48.5=83394.78N?mm
MCV2=MCV=83394.78
③計(jì)算合成彎矩，作合成彎矩圖
MB=MBH2+MBV2=192501.362+02=192501.36N?mm
MC1=MCH12+MCV2=111175.112+83394.782=138976.96N?mm
MC2=MCH22+MCV2=144185.012+83394.782=166565.32N?mm
④計(jì)算轉(zhuǎn)矩，作轉(zhuǎn)矩圖
T=122856.77N?mm
⑤計(jì)算當(dāng)量彎矩，作當(dāng)量彎矩圖。取α=0.6
MAe=MA2+α T2=02+0.6×122856.772=73714.06N?mm
MBe=MB2+α T2=192501.362+0.6×122856.772=206132.33N?mm
MC1e=MC12+α T2=138976.962+0.6×122856.772=157316.11N?mm
MC2e=MC22+α T2=166565.322+0.6×122856.772=182147.66N?mm
圖7-2高速軸受力及彎矩圖
5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動(dòng)），則有
抗彎截面系數(shù)為
W=0.1 d3=0.1×353=4287.5mm3
當(dāng)量應(yīng)力為
σca=McaW=M2+α T2W=192501.362+0.6×122856.7724287.5=48.08MPa<[σ-1b]
故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。
6.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算
1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)
轉(zhuǎn)速n=124.68r/min；功率P=4.79kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=366895.25N?mm
2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力
由表14-1選用45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa
3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑
由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取C=112。
dmin≥C 3Pn=112×34.79124.68=37.79mm
由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm
圖7-3中間軸示意圖
(1)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56，因軸承受徑向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=37.79mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7208AC，其尺寸為d×D×B=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。
(2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=47mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2=60mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=58mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=47mm查表，取h=2mm，則軸環(huán)處的直徑d34=52mm。取l34=93.5mm。
(3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。
(4)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=65mm，則l23=b3=65mm，d23=d3=72mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2=60mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=58mm，d45=47mm。
(5)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則
l12=B+Δ+Δ1=18+10+10=38 mm
l56=B+Δ+Δ2+2=18+10+12.5+2=42.5 mm
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
軸段
1
2
3
4
5
直徑
40
78
52
47
40
長(zhǎng)度
38
65
93.5
58
42.5
4.軸的受力分析
高速級(jí)大齒輪所受的圓周力（d2為高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑）
Ft2=2×Td2=2×366895.25220.55=3327.09N
高速級(jí)大齒輪所受的徑向力
Fr2=Ft2 tan αcos β=3327.09×tan 20°cos 15.0381°=1253.9N
高速級(jí)大齒輪所受的軸向力
Fa2=Ft2 tan β=3327.09 tan 15.0381°=894N
低速級(jí)小齒輪所受的圓周力（d3為低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑）
Ft3=2×Td3=2×366895.2572=10191.53N
低速級(jí)小齒輪所受的徑向力
Fr3=Ft3 tan α=10191.53 tan 20°=3709.41N
低速小齒輪輪轂寬度B1=65mm
高速大齒輪輪轂寬度B2=60mm
根據(jù)7208AC角接觸查手冊(cè)得壓力中心a=23mm
軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離:
l1=L1+B12-a=38+652-23=47.5mm
低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離:
l2=B12+L3+B22=65+602+93.5=156mm
高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:
l3=B22+L5-a=602+42.5-23=49.5mm
①求水平面支反力RBH、RDH和彎矩MH，做水平面彎矩圖
RBH=Fr2 lCD+Fr3lBC+lCD+Fa2 d22lAB+lBC+lCD=1253.9×49.5+3709.41×156+49.5+894×220.55247.5+156+49.5=3647.97N
RDH=Fr2-RBH+Fr3=1253.9-3647.97+3709.41=1315.34
MBH1=-RBH×lAB=-3647.97×47.5=-173278.58N?mm
MBH2=MBH1=-173278.58
MCH1=-RDH×lCD=-1315.34×49.5=-65109.33
MCH2=Fa2 d22-RDH lCD=894×220.552-1315.34×49.5=33476.52N?mm
②求垂直平面支反力RBV、RDV和彎矩MV，做垂直面彎矩圖
RBV=Ft3lBC+lCD+Ft2 lCDlAB+lBC+lCD=10191.53×156+49.5+3327.09×49.547.5+156+49.5=8929.05N
RDV=Ft3 lAB+Ft2lAB+lBClAB+lBC+lCD=10191.53×47.5+3327.09×47.5+15647.5+156+49.5=4589.57N
MBV1=-RBV×lAB=-8929.05×47.5=-424129.87N?mm
MCV1=-RBV×lCD=-8929.05×49.5=-441987.98N?mm
③計(jì)算合成彎矩，作合成彎矩圖
MB1=MBH12+MBV12=173278.582-424129.872=458161.12N?mm
MB2=MB1=458161.12
MC1=MCH12+MCV12=65109.332-441987.982=446757.88N?mm
MC2=MCH22+MCV12=33476.522-441987.982=443253.94N?mm
④計(jì)算轉(zhuǎn)矩，作轉(zhuǎn)矩圖
T=366895.25N?mm
⑤計(jì)算當(dāng)量彎矩，作當(dāng)量彎矩圖。取α=0.6
MDe=MD2+α T2=02+0.6×366895.252=220137.15N?mm
MAe=MA2+α T2=02+0.6×366895.252=220137.15N?mm
MBe1=MB12+α T2=458161.122+0.6×366895.252=508303.04N?mm
MBe2=MBe1=508303.04
MCe1=MC12+α T2=446757.882+0.6×366895.252=498049.16N?mm
MCe2=MC22+α T2=443253.942+0.6×366895.252=494908.5N?mm
圖7-4中間軸受力及彎矩圖
5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險(xiǎn)截面B左側(cè)）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動(dòng)），則有
抗彎截面系數(shù)為
W=0.1 d3=0.1×783=47455.2mm3
當(dāng)量應(yīng)力為
σca=McaW=M2+α T2W=458161.122+0.6×366895.25247455.2=10.71MPa<[σ-1b]
故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。
6.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算
1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)
轉(zhuǎn)速n=40.48r/min；功率P=4.65kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1097023.22N?mm
2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力
由表14-1選用45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa
3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑
由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取C=112。
dmin≥C 3Pn=112×34.6540.48=54.44mm
由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%
dmin=1+0.07×54.44=58.25mm
查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為60mm故取dmin=60
圖7-5低速軸示意圖
(1)低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:
Tca=KA T=1426.13N?m
按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為142mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h=18×11mm(GBT1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=125mm。
(2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=65mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7214AC，其尺寸為d×D×B=70×125×24mm，故d34=d67=70mm。
(3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45=73mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=60mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=58mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=73mm故取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d56=83mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=5mm。
(4)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則
l23=δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ=8+20+18+2+10+5+24-24-10=53 mm
(5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度B=24mm，則
l34=B+Δ+Δ2+2=24+10+12.5+2=48.5 mm
l67=B+Δ+Δ2-l56=24+10+12.5-5=41.5 mm
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
軸段
1
2
3
4
5
6
直徑
60
65
70
73
83
70
長(zhǎng)度
142
53
48.5
58
5
41.5
4.軸的受力分析
低速級(jí)大齒輪所受的圓周力（d4為低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑）
Ft4=2×Td4=2×1097023.22219=10018.48N
低速級(jí)大齒輪所受的徑向力
Fr4=Ft4 tan α=10018.48 tan 20°=3646.43N
低速大齒輪輪轂寬度B=60mm
因齒輪倒角為2
根據(jù)7214AC角接觸查手冊(cè)得壓力中心a=35.1mm
軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離::
l1=L12+L2+L3-a=1422+53+48.5-35.1=159.1mm
軸承壓力中心到大齒輪中點(diǎn)距離:
l2=L3-2+B2-a=48.5-2+602-35.1=41.4mm
大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:
l3=B2+L5+L6-a=602+5+41.5-35.1=41.4mm
①求水平面支反力RBH、RDH和彎矩MH，做水平面彎矩圖
RBH=Fr lCDlBC+lCD=3646.43×41.441.4+41.4=1823.22N
RDH=Fr lBClBC+lCD=3646.43×41.441.4+41.4=1823.22N
MCH1=RBH lBC=1823.22×41.4=75481.31N?mm
②求垂直平面支反力RBV、RDV和彎矩MV，做垂直面彎矩圖
RBV=Ft lCDlBC+lCD=10018.48×41.441.4+41.4=5009.24N
RDV=Ft lBClBC+lCD=10018.48×41.441.4+41.4=5009.24N
MCV=RBV lBC=5009.24×41.4=207382.54N?mm
③計(jì)算合成彎矩，作合成彎矩圖
MC1=MCH12+MCV2=75481.312+207382.542=220691.97N?mm
④計(jì)算轉(zhuǎn)矩，作轉(zhuǎn)矩圖
T=1097023.22N?mm
⑤計(jì)算當(dāng)量彎矩，作當(dāng)量彎矩圖。取α=0.6
MAe=MA2+α T2=02+0.6×1097023.222=658213.93N?mm
MBe=MB2+α T2=02+0.6×1097023.222=658213.93N?mm
MC1e=MC12+α T2=220691.972+0.6×1097023.222=694226.57N?mm
圖7-6低速軸受力及彎矩圖
5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險(xiǎn)截面C左側(cè)）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動(dòng)），則有
抗彎截面系數(shù)為
W=0.1 d3=0.1×733=38901.7mm3
當(dāng)量應(yīng)力為
σca=McaW=M2+α T2W=220691.972+0.6×1097023.22238901.7=17.84MPa<[σ-1b]
故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。
第7節(jié) 滾動(dòng)軸承壽命校核
7.1高速軸上的軸承校核
軸承型號(hào)
內(nèi)徑d(mm)
外徑D(mm)
寬度B(mm)
基本額定動(dòng)載荷(kN)
7207AC
35
72
17
29
根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=48000h。
選用7207AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm
當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa
軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=29kN，額定靜載荷C0r=19.2kN，軸承采用正裝。
由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：
Fr1=RBH2+RBV2=-3459.252+1719.482=3863.03N
Fr2=RDH2+RDV2=2972.892+1719.482=3434.34N
Fd1=0.68 Fr1=0.68×3863.03=2626.86N
Fd2=0.68 Fr2=0.68×3434.34=2335.35N
由前面計(jì)算可知軸向力Fae=924N
Fae+Fd2=3259.35N>Fd1=2626.86N
由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。
Fa1=Fae+Fd2=924+2335.35=3259.35N
Fa2=Fd2=2335.35N
Fa1Fr1=0.84
Fa2Fr2=0.68
查設(shè)計(jì)手冊(cè)知X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查設(shè)計(jì)手冊(cè)知ft=1，fp=1
Pr1=X1 Fr1+Y1 Fa1=1×3863.03+0×3259.35=3863.03N
Pr2=X2 Fr2+Y2 Fa2=1×3434.34+0×2335.35=3434.34N
將兩軸較大的當(dāng)量動(dòng)載荷值帶入軸承壽命計(jì)算公式，可得
Lh=10660n ft Crfp Pr3=52413.03h>48000h
所以該軸承的工作壽命足夠。
7.2中間軸上的軸承校核
軸承型號(hào)
內(nèi)徑d(mm)
外徑D(mm)
寬度B(mm)
基本額定動(dòng)載荷(kN)
7208AC
40
80
18
35.2
根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=48000h。
選用7208AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm
當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa
軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=35.2kN，額定靜載荷C0r=24.5kN，軸承采用正裝。
由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：
Fr1=RBH2+RBV2=3647.972+8929.052=9645.5N
Fr2=RDH2+RDV2=1315.342+4589.572=4774.33N
Fd1=0.68 Fr1=0.68×9645.5=6558.94N
Fd2=0.68 Fr2=0.68×4774.33=3246.54N
由前面計(jì)算可知軸向力Fae=894N
Fae+Fd2=4140.54N48000h
所以該軸承的工作壽命足夠。
7.3低速軸上的軸承校核
軸承型號(hào)
內(nèi)徑d(mm)
外徑D(mm)
寬度B(mm)
基本額定動(dòng)載荷(kN)
7214AC
70
125
24
69.2
根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=48000h。
選用7214AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度B=24mm
當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa
軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=69.2kN，額定靜載荷C0r=57.5kN，軸承采用正裝。
由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：
Fr1=RBH2+RBV2=1823.222+5009.242=5330.72N
Fr2=RDH2+RDV2=1823.222+5009.242=5330.72N
Fd1=0.68 Fr1=0.68×5330.72=3624.89N
Fd2=0.68 Fr2=0.68×5330.72=3624.89N
由前面計(jì)算可知軸向力Fae=0N
Fae+Fd2=3624.89N48000h
所以該軸承的工作壽命足夠。
第8節(jié) 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算
8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核
選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)45mm。
鍵的工作長(zhǎng)度l=