减速器设计课程设计

《减速器设计课程设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《减速器设计课程设计（30页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、学 号： 机械设计课程设计题 目教 学 院专 业班 级姓 名指导教师2013年01月04日目录一、设计数据及要求1.工作机有效功率2.查各零件传动效率值3.电动机输出功率。4.工作机转速5.选择电动机6.理论总传动比7.传动比分配8.各轴转速9.各轴输入功率：10.电机输出转矩：11.各轴的转矩12.误差三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级四、齿轮传动校核计算（1）、中间轴（2）、高速级（3）、低速级五、初算轴径六、校核轴及键的强度和轴承寿命：七、选择联轴器八、润滑方式九、减速器附件：十一 、参考文献计算过程及计算说明一、传动方案拟定第六组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件

2、：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒直径D=380N；带速V=0.9m/s；转矩T=950。 1 电动机2 V带传动3 减速器4 联轴器5 滚 筒6 输送带图1 清洗零件输送设备的传动装置运动简图该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限5年（每年按300天计算），输送带速度容许误差为5% 。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2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：总=带3轴承2齿轮联轴器滚筒=0.960.9930.9820.990.96=0.850(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=50000.9

3、/(10000.850)=5.29KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：nw=601000V/D=6010000.9/(3.14380)=45.23r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级级减速器传动比范围Ia=840。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（16160）45.23=723.687236.8r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、

4、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-4。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。质量68kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=nm/nw=1440/45.23=31.8352、分配各级伟动比（1） V带传动比i带=24，取V带传动比i带=2.5（2） i总=i二级i带i二级=i总/i带 =31.835/2.5=12.734齿轮传动i1=（1.31.5）i2 取i1=1.4 i2故i1=4.

5、23, i2=3.02四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI= nm/i0=1440/2.5=576r/minnII=nI/i1=576/4.23=136.17r/minnIII=nII/i2=137/3.02=45.09r/min2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd0I=5.360.96=5.08KWPII=PI1=Pd0II II=5.360.960.98=4.93KW PIII=PIIII III=5.120.98=4.78KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551065.08/576=84.23NmTII=9.55106PII/n

6、II=9.551064.93/136.17=345.76NmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551064.78/45.09=1012.39Nm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.1PC=KAP=1.15.5=6.05KW由课本P82图5-10得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75100mm则取dd1=90mmdmin=75dd2= i带dd1=2.590=225mm由课本P74表5-4，取dd2=224mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=96

7、0100/200=480r/min验算带速V：V=dd1n1/601000=901440/601000=6.78m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本P84式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(90+224)a02(90+224)所以有：219.8mma0628mm初定中心距a0=480mm由课本P84式（5-15）得：Ld0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0=2480+1.57(90+224)+(224-90)2/(4500)=1462.58mm根据课本P71表（5-2）取Ld=1400m

8、m根据课本P84式（5-16）得：aa0+Ld-L0/2=480+(1400-1462.58)/2=450mm(4)验算小带轮包角1=1800-(dd2-dd1)/a57.30 =1800-(224-90)/45057.30=16301200（适用）（5）确定带的根数根据课本P78表（5-5）P0=1.064KW根据课本P79表（5-6）P0=0.17KW根据课本P81表（5-7）K=0.955根据课本P81表（5-8）KL=0.96由课本P83式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=6.05/(1.064+0.17) /(0.95520.99)=5.35取Z=5根(6)计算

9、轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PCax(2.5-K)/(ZVK)+qV2=5006.05/(56.780.955)x(2.5-0.955)-1)+0.16.782=150N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=25150xsin(163/2)=1483.5N2、齿轮传动的设计计算高速级齿轮设计计算：（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本P139表6-12

10、选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i1=4.23取小齿轮齿数Z1=21。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.221=88.23取Z2=89初取=140由课本P138表6-10取d=0.8 , kt=1.6(3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551065.08/576=84230Nmm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：HlimZ1=600Mpa HlimZ2=550Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60

11、n1rth=605761(283005)=8.2944108NL2=NL1/i=8.294108/4.2=1.96108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1.01 ZNT2=1.1通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=6001.01/1.0Mpa=606MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5501.1/1.0Mpa=605Mpa H=(H1+H2)/2=605.5 Mpa故d1t =53.41mmV=dd1tn1/601000x576/(60x1000) =1.6 m/s计算齿宽B及模数mnt模数mnt= d1

12、t xcos/ Z1= 53.41xcos140/21=2.47mmh=2.25mnt=2.25x2.47=5.56 mmb/h=42.73/5.56=7.69计算纵向重合度=0.318d x Z1 xtanx21xtan140=1.33计算载荷系数查表10-2使用系数=1查图10-8动载荷系数=1.07查表10-4齿向载荷分布系数=1.290查表10-3齿向载荷分布系数=1.4则载荷系数 =1.93由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1= d1t (K/ kt)1/3=54.41x(1.93/ 1.6)1/3=56.85mmmn =d1cos/ Z1=56.85x cos140/21=2.

13、63 (6)按齿根弯曲强度设计查机械设计基础表11-6，得齿宽系数小齿轮上的转矩齿形系数 许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得： 由参考文献1 P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数=1.4。 由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 查机械设计基础图11-8得：， 查机械设计基础图11-9得：，因为和比较所以对大齿轮进行弯曲强度计算。法向模数 取由Z1=d1cos/ mn=22取Z1=30则Z2=4.23x22=93.06计算中心距a圆整为150mm。确定螺旋角：确定齿

14、轮的分度圆直径：齿轮宽度：圆整后取；。低速级齿轮设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i1=3.02取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.0321=63.42取Z2=64初取=150由课本P138表6-10取d=0.8 kt=1.6(3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551064.93/136.1

15、7=345760Nmm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：HlimZ1=600Mpa HlimZ2=550Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60136.171(283005)=1.96108NL2=NL1/i=8.294108/4.2=6.49107由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1.12, ZNT2=1.17通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=6001.12/1.0Mpa=672Mp

16、aH2=Hlim2ZNT2/SH=5501.17/1.0Mpa=643.5Mpa H=(H1+H2)/2=657.75 Mpa故d1t =82.95mmV=dd1tn1/601000x136.17/(60x1000) =0.59 m/s计算齿宽B及模数mnt模数mnt= d1t xcos/ Z1= 82.95.xcos150/21=3.82mmh=2.25mnt=2.25x3.82=8.6 mmb/h=82.95/8.6=9.65计算纵向重合度=0.318d x Z1 xtan=0.318x1x21xtan150=1.43计算载荷系数查表10-2使用系数=1查图10-8动载荷系数=1.03查表

17、10-4齿向载荷分布系数=1.296查表10-3齿向载荷分布系数=1.4则载荷系数 =1x1.03x1.4x1.296=1.8688由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1= d1t (K/ kt)1/3=82.95.x(1.8688/ 1.6)1/3=87.35 mmmn =d1cos/ Z1=87.35x cos150/21=4.01 (6)按齿根弯曲强度设计查机械设计基础表11-6，得齿宽系数0.8小齿轮上的转矩齿形系数 许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得： 由参考文献1 P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 由参考文献1 P147表8.7，

18、取安全系数=1.4。 由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 查机械设计基础图11-8得：， 查机械设计基础图11-9得：， 因为和比较所以对大齿轮进行弯曲强度计算。法向模数 取由Z1=d1cos/ mn=21.09取Z1=21则Z2=3.02x21=63.42取 Z2=64计算中心距a圆整为176mm。确定螺旋角：确定齿轮的分度圆直径：齿轮宽度：圆整后取；。六、轴的设计计算中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=112d112 (4.93/136.17)1/3mm=3

19、7.05mm确定轴各段直径和长度轴段1与轴段5上要安装轴承，故其直径既便于安装轴承，又要复合轴承内径系列，初选轴承为7310C，由表11-9查得轴承内径d=50mm,B=27mm故d1=d5=50mm轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为了便于安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm，齿轮左端采用轴肩固定，右端采用套筒固定，为使套筒能够顶到齿轮端面，轴段2和轴段4的长度应比相应齿轮轮毂略短，故取L2=72mm,L4=48mm.轴段3为中间轴两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=3.645.2，取其高度h=5故d3=62mm. 齿轮3左端面与箱体

20、内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为10mm，齿轮2与齿轮3距离初取为10mm，则像体内壁之间的距离Bx=2x10+10+75+(55+50)/2=157.5mm，去齿轮2、3距离为10.5mm，则Bx=158mm，轴段3的长度为L3=10.5mm 该减速器的圆周速度小于2m/s，故采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，则轴段1的长度为L1=52mm，轴段5的长度为L5=(27+12+12.5+2)mm=53.5mm 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=22mm,则轴的支撑点及受力点的距离为 l1=(5

21、2+75/2-26-3)mm=64.5mm l2=(10.5+(50+75)/2mm=73mm l3=(53.5+50/2-22-2)mm=54.5mm键连接：齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表4-1，的键的型号分别为键16X10X90GB/T 1096-1990和键16X10X56GB/T 1096-1990 轴的受力分析 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2。 竖直方向，轴承1 轴承2轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为抗弯剖面模量 mm

22、抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力b故a-a剖面右侧为危险截面。查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。 键校核：齿轮2处键连接的挤压应力取键及齿轮材料都为钢，由表8-33查得，显然键的强度足够 齿轮3 处的键大于齿轮2处的键，故其强度也足够 校核轴承寿命： 由参考文献2P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=53.5KN，基本额定静负荷=4.72KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： A=Fa3-Fa2=1424N S2+AS1 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力R1R2,Fa1Fa2,故只需要校核轴承1 的寿命由 由参考文献1P220表

23、11.12可查得：又取故根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求 高速轴的设计计算：选取45号钢作为轴的材料，调质处理 根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。 查表取A=115d112 (5.28/576)1/3mm=24.46mm取dmin=25mm 轴段1上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。初定d1=30mm，带轮轮毂的宽度为（1.52.0）d1=45mm60mm，结合带轮结构，取带轮轮毂宽度为L带轮

24、=50mm，轴段1的长度应略小于轮毂孔的长度，取L1=48mm. 在确定轴段2的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸、带轮用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=2.1mm3mm，轴段2的轴径d2=d1+2h=34.1mm36mm，最终由其密封圈确定。该出的圆周速度小于3m/s，可选用毛毡圈油封，查表7-12，选毛毡圈35，则d2=35mm. 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7308C,其内径d=40mm，宽度B=23mm外径D=80mm，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=18.5mm，则d3=40mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到

25、轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁12mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=18mm，则L3=B+B1=(23+18)mm=41mm. 通常一根轴上的两个轴承应取相同型号，则d7=40mm，L7= B+B1=(23+18)mm=41mm. 轴段5上安装齿轮，为便于安装d5应略小于d3，可初定d5=42mm，由表4-1知该处键的截面尺寸为bXh=12mmX8mm，则该出齿轮上齿根圆与轮毂键槽底部的距离e=df/2-d3/2-t1=(50.38/2-42/2-3.3)=0.89b故a-a剖面右侧为危险截面。查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，

26、并有一定的裕度。校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135表11.28选择=8745， =45mm。轴径为=30mm 联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7308C轴承得轴承基本额定动负荷=40.2KN，基本额定静负荷=32.3KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故，故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218

27、公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求低速轴设计计算： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理 根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响。 查表取A=106d106 (4.78/45.09)1/3mm=49.694mmd=(1+5%)X49.694=52.17mmdmin=52.17mm 轴段1上安装联轴器，此段设计与联轴器的选择同步进行 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表14-1，取KA=1.5则 Tc=KAT3=1.5x1012390=1518585N.mm 查表8-7取LX4 48X84GB/T5

28、014-2003 联轴器，相应的轴段1的直径d1=55mm，轴段1的长度略小于联轴器轮毂宽度，故L1=82mm 密封圈与轴段2 在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高h=（0.070.1）d1=(3.855.5)mm，d2=d1+2h=(62.766)mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毛毡圈油封，查表7-12选毛毡圈65，则d2=65mm 轴承与轴段3及轴段6的设计 轴段3和轴段6上安装轴承，其直径应该既便于轴承安装，又复合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7314C，得其内径d=70

29、mm，宽度B=35mm，外径D=150mm，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=29.2mm，则d3=70mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁12mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=18mm，则L3=B+B1=(35+18)mm=53mm. 通常一根轴上的两个轴承应取相同型号，则d6=60mm齿轮与轴段5 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应该略大于d6，可初定d5=72mm，齿轮右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段5 的长度应该比轮毂略短，故取L5=6

30、8mm。 轴段4 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴间的高度h=（0.070.1）d5=(5.047.2)mm，取h=6mm，则d4=84mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为10+（100-95）/2=12.5mm,则轴段4的长度L4=158-12.5-70+12-18=69.5mm。 轴段2与轴段6的长度 轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，股联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10。则有L2=60+2+12+10-35-12=37mm则轴段6的长度L6=35+12+12.5+2=

31、61.5mm轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=29.2mm，则轴的支点及受力点的间距为 l1=61.5+68-70/2-29.2=65.3mm l2=69.5+37+70/2-29.2=112.3mm l3=29.2+37+42=108.2mm 轴的受力分析： 计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力抗弯剖面模量 抗扭剖面模量

32、弯曲应力 扭剪应力 剪应力取=0.6b故a-a剖面右侧为危险截面。查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。 校核键的强度： 联轴器处键连接的挤压应力齿轮处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7314C轴承得轴承基本额定动负荷=102KN，基本额定静负荷=91.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得

33、温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求参考文献：1 陈光蕴 主编 机械设计基础，北京：高等教育出版社，20062 主编 互换性与技术测量 北京：机械工业出版社，2006D=380mmV=0.9m/sT=950N.mnw=45.23r/min总=0.850Pd=5.29KW电动机型号Y132S-4i总=31.835据手册得i带=2.5i1=4.23i2=3.02nI =576r/minnII=136.17r/minnIII=45.09r/minPI=5.08KWPII=4.93KWPIII=4.78KWTI

34、=84.23NmTII=345.76NmTIII=1012.39Nmdd2=224mmV=6.78m/s219.8mma0628mm取a0=480mmLd0=1462.58mmLd=1400 mma0=480mm1=1630Z=5根F0=150NFQ =1483.5NI1=4.23Z1=21Z2=89T1=84230NmmHlimZ1=600MpaHlimZ2=550MpaNL1=8.2944108NL2=1.96108ZNT1=1.01ZNT2=1.1H1=606MpaH2=605MpaH=605.5Mpad1t=53.41mmmnt=2.5mmV= =1.6 m/smnt=2.5mmh=5

35、.56 mm=1.33b/h=7.69=1=1.07=1.290=1.93d1=56.85mmmn=2.63Flim1=500MpaFlim2 =380MpaYN1=0.89YN2=0.90SF=1.4Z1=22Z2=93a=150mmI1=3.02Z1=21Z2=64T1=345760NmmHlimZ1=600MpaHlimZ2=550MpaNL1=1.96108NL2=6.49107ZNT1=1.12ZNT2=1.17H1=672MpaH2=643.5MpaH=657.75Mpad1t=82.95mmV= 0.59 m/smnt=3.82mmh=8.6 mm=1.43b/h=9.65=1=

36、1.03=1.296=1.8688d1=87.35 mmmn=4.01Flim1=500MpaFlim2 =380MpaYN1=0.91YN2=0.92SF=1.4Z1=21.09Z2=64a=176mm45钢调质c=112轴承为7310Cd1=d5=50mmd2=d4=52mmL2=72mmL4=48mmd3=62mmL3=10.5mmL1=52mmL5=53.5mml1=64.5mml2=73mml3=54.5mm键16X10X90键16X10X56轴的强度满足要求键的强度满足要求7310C轴承=53.5KN=4.72KNA =1424NR1R2,Fa1Fa2轴承寿命满足要求高速轴45号钢

37、调质处理A=115d24.46mmdmin=25mmd1=30mmL带轮=50mmL1=48mmd2=35mm轴承为7308Ca3=18.5mmd3=40mmL3=41mmd7=40mmL7=41mm.d5= df1=50.38mmL5=b1=55mmL6=4mmL4=87mmL2=79mml1=122.5mml2=164.5mml3=54mm键8X7X45=0.6轴的强度满足要求键的强度满足要求7308C轴承=40.2KN=32.3KN，轴承寿命满足要求联轴器LX448X84GB/T5014-2003d1=55mmL1=82mmd2=65mm轴承为7314Cd3=60mmL3=53mmd6=60mmL5=68mmd5=72mmd4=84mmL4=69.5mmL2=37mmL6=61.5mma3=29.2mml1=65.3mml2=112.3mml3=108.2mm=0.6满足轴的强度要求联轴器键齿轮键键强度满足要求7314C轴承=102KN=91.5KN轴承寿命满足要求