1、1.傳動(dòng)方案的擬定減速器是原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置，用來(lái)降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿足各種工作的機(jī)械的需要。減速器按照傳動(dòng)形式不同可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星減速器；按照傳動(dòng)的級(jí)數(shù)可分為單級(jí)和多級(jí)減速器；按照傳動(dòng)的布置形式又可分為展開(kāi)式、分流式和同軸式。 本次課程設(shè)計(jì)擬定展開(kāi)式減速器，根據(jù)工作機(jī)的轉(zhuǎn)速要求選擇二級(jí)齒輪傳動(dòng)。同軸式減速器橫向尺寸較小，但軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長(zhǎng)、剛度差，沿齒寬載荷分布不均勻。展開(kāi)式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離輸入端，這樣軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和在載荷作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分的相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均的現(xiàn)象，一般適用于載荷比

2、較均勻的場(chǎng)合。 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖如下： 二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器2.電動(dòng)機(jī)的選擇2.1計(jì)算負(fù)載功率效率、電機(jī)功率記工作機(jī)實(shí)際需要的輸入功率Pw，工作機(jī)實(shí)際需要的電動(dòng)機(jī)輸入功率為Pd，則： 其中為總的效率，w為工作機(jī)的效率,由指導(dǎo)書P4表1-5,卷筒效率為0.96。則： 由指導(dǎo)書P4表1-5，有彈性元件的撓性聯(lián)軸器效率為0.99，球軸承效率為0.99（一對(duì)）；很好跑合的7級(jí)精度齒輪傳動(dòng)（油潤(rùn)滑）效率為0.98。總的效率為：則工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)輸出功率為：工作機(jī)轉(zhuǎn)速n（r/min）: 2.2選擇電機(jī)型號(hào) 電動(dòng)機(jī)一般是選擇Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，標(biāo)準(zhǔn)電動(dòng)機(jī)的容量由額定功率表示，所選電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)等于或

3、稍大于工作機(jī)工作要求的功率，容量過(guò)低工作機(jī)不能正常工作，容量過(guò)大則增加了成本，造成浪費(fèi)。電機(jī)同步轉(zhuǎn)速多選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min或1000r/min，同一功率的電機(jī)通常有幾種轉(zhuǎn)速可供選擇，按照工作機(jī)轉(zhuǎn)速要求和合理的傳動(dòng)比范圍，采用電機(jī)軸直接和聯(lián)軸器相連，推算電機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍：，計(jì)算得在826.38 r/min2295.5r/min之間，因此可選用1500 r/min的電動(dòng)機(jī)。 根據(jù)同步轉(zhuǎn)速，查指導(dǎo)書P173表12-1，由 Pd=5.1323KW，選擇額定功率為5.5KW的電動(dòng)機(jī)，進(jìn)一步確定電機(jī)的額定（滿載）轉(zhuǎn)速、型號(hào)。電機(jī)型號(hào)：Y132S-4 安裝形式：B3 電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW滿載

4、轉(zhuǎn)速/ r/min額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量/KgY132S-45.514402.368 由指導(dǎo)書P174表12-3，所選電機(jī)輸出軸軸徑D=38mm所選電機(jī)主要技術(shù)參數(shù)如下：由指導(dǎo)書P176表12-6，所選三相異步電動(dòng)機(jī)的參考比價(jià)為3.09。2.3確定電機(jī)的結(jié)構(gòu)尺寸 由指導(dǎo)書P174表12-3，電機(jī)主要結(jié)構(gòu)尺寸如下：機(jī)座號(hào)級(jí)數(shù)DEFGMNPS130S438801033265230j630014.5T凸緣孔數(shù)ACADHEL442752103154753.傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 3.1傳動(dòng)比的分配 普通圓柱齒輪傳動(dòng)單級(jí)傳動(dòng)比常取35 總傳動(dòng)比 高速級(jí)傳動(dòng)比 低速級(jí)傳動(dòng)比 3.2各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算電

5、機(jī)軸：轉(zhuǎn)速：=1440 r/min 功率： Pd=5.5KW轉(zhuǎn)矩：高速軸： 轉(zhuǎn)速： n1=1440r/min 功率： P1= Pd 轉(zhuǎn)矩：中間軸：轉(zhuǎn)速n2= = r/min =306.3830r/min 功率： P2= P1 *=5.3906*0.99*0.98KW=5.2299KW 轉(zhuǎn)矩：低速軸：轉(zhuǎn)速：n3= = r/min =92.84r/min功率：P3= P2 * =5.2299*0.99*0.98KW=5.0741KW轉(zhuǎn)矩：工作機(jī)軸：轉(zhuǎn)速： n4= n3=92.84r/min 功率： 轉(zhuǎn)矩： =521.9295Nm各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)如下表所示：軸 號(hào)轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/K

6、w轉(zhuǎn)矩T/(N.m)電機(jī)軸14405.536.4757軸14405.390635.7498軸306.38305.2299163.0167軸92.845.0741521.9295工作機(jī)軸92.845.0233521.92954.傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 本次設(shè)計(jì)未采用帶傳動(dòng)，因此傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)為箱體內(nèi)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算。 4.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算已知輸入功率P15.3906KW，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，齒數(shù)比u=4.7，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作年限8年（設(shè)每年工作300個(gè)工作日），兩班制（16h），帶式輸送機(jī)工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。4.1.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）、按圖所示傳動(dòng)

7、方案，選用斜齒圓柱齒輪，壓力角為取20 º，螺旋角取14 º （2）、帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，參考課本P205表10-6，選擇7級(jí)精度 （3）、材料選擇，由表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），平均取齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為HT350，平均取齒面硬度為200HBS。 （4）、初選小齒輪齒數(shù)z125，則大齒輪齒數(shù) z2=uz1=4.7×25=117.5，圓整，取z2118 4.1.2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 （1）由式（10-1）試算小齒輪的分度圓直徑，即： 1)確定公式中各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3由教材P203，圖10-20，查取區(qū)域

8、系數(shù)ZH=2.433由教材P206頁(yè)表 10-7，圓柱齒輪的齒寬系數(shù)d1計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 由表10-5，查得材料的彈性影響系數(shù) 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 計(jì)算螺旋角系數(shù)接觸疲勞許用應(yīng)力由教材P221，圖10-25d，查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞許用極限分別為：計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由教材P208圖10-23，查得接觸疲勞壽命系數(shù)： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 取最小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力 2）試算小齒輪分度圓直徑： （2）調(diào)整小齒輪的分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的準(zhǔn)備 圓周速度v齒寬b 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)由P192，表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由教材

9、P194表10-8得，動(dòng)載系數(shù)齒輪的圓周力，查教材P195表10-9得，由P196表10-4利用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承不對(duì)稱分布時(shí)，則載荷系數(shù)為： 3）由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 4.1.3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式（10-20），試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值初選載荷系數(shù)由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)計(jì)算由當(dāng)量齒數(shù) 由教材P200,圖10-17，得齒形系數(shù) YFa1=2.61,YFa2=2.18，由 P201表10-18，查得應(yīng)力修正系數(shù)

10、 YSa1=1.62，YSa2=1.81P208圖10-22，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞壽命系數(shù)S=1.4.由P209圖10-24C，查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為， 許用應(yīng)力 由于大齒輪的大于小齒輪的，所以，取2）計(jì)算齒輪模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度v 齒寬b齒高h(yuǎn)及寬高比 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) 根據(jù)=3.0358m/s，7級(jí)精度，由P194圖10-8可得： 計(jì)算得查表10-3得齒間載荷分配系數(shù) 由教材P196表10-4，由差值法得，結(jié)合=11.4512,查P197圖10-13，的，則載荷系數(shù)為：3）由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的

11、齒輪模數(shù)，對(duì)比計(jì)算結(jié)果，從標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)中就近取=2mm，滿足按齒面接觸疲勞強(qiáng)度和按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的結(jié)果。4.1.4.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距 將中心距圓整為148mm（2）按圓整之后的中心距修正螺旋角 （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 (4)計(jì)算齒輪寬度 取4.1.5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核 齒輪副的中心距在圓整之后，等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核，以明確齒輪的強(qiáng)度。 （1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 按前述類似做法，查表得到以下參數(shù)， ， ，帶入公式得：因此滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 按前述做法，查表計(jì)算得到各參數(shù)的值如下： 代入公式得： 因此齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小

12、齒輪抵抗彎曲疲勞破壞能力大于大齒輪。4.1.6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論： 小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為HT350，精度等級(jí)為7級(jí)。4.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算已知輸入功率P25.2299KW，小齒輪轉(zhuǎn)速n2=306.3830r/min，齒數(shù)比u=3.3，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作年限8年（設(shè)每年工作300個(gè)工作日），兩班制（16h），帶式輸送機(jī)工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。4.2.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）、按圖所示傳動(dòng)方案，選用斜齒 圓柱齒輪，壓力角為取20 º，螺旋角取14 º （2）、帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，參考課本P205表10-6，選擇7級(jí)精度 （3）、材料選擇

13、，由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），平均取齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），平均取齒面硬度為240HBS （4）、初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，圓整，取 4.2.2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 （1）由式（10-1）試算小齒輪的分度圓直徑，即： 1)確定公式中各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3由教材P203，圖10-20，查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由教材P206頁(yè)表 10-7，圓柱齒輪的齒寬系數(shù)d1計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 由表10-5，查得材料的彈性影響系數(shù)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z計(jì)算螺旋角系數(shù)接觸疲勞許用應(yīng)力由教材P221，圖10-25d，查得小齒輪和大

14、齒輪的接觸疲勞許用極限分別為：計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由教材P208圖10-23，查得接觸疲勞壽命系數(shù)： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 2）試算小齒輪分度圓直徑： （2）調(diào)整小齒輪的分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的準(zhǔn)備 圓周速度v齒寬b 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)由P192，表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由教材P194表10-8得，動(dòng)載系數(shù)齒輪的圓周力，查教材P195表10-9得，由P196表10-4利用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承不對(duì)稱分布時(shí)，則載荷系數(shù)為： 3）由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 4.2.3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)， （1）

15、由式（10-20），試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值初選載荷系數(shù)由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)計(jì)算由當(dāng)量齒數(shù) 由教材P200,圖10-17，得齒形系數(shù) YFa1=2.61,YFa2=2.21，由 P201表10-18，查得應(yīng)力修正系數(shù) YSa1=1.6，YSa2=1.77P208圖10-22，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞壽命系數(shù)S=1.4.由P209圖10-24C，查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為， 許用應(yīng)力 由于大齒輪的大于小齒輪的，所以，取2）計(jì)算齒輪模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前

16、的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度v 齒寬b，齒高h(yuǎn)及寬高比 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) 根據(jù)=0.7167m/s，7級(jí)精度，由P194圖10-8， 計(jì)算得 由教材P196表10-4，由差值法得，結(jié)合=10.9932,查P197圖10-13，的，則載荷系數(shù)為：3）由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)，對(duì)比計(jì)算結(jié)果，從標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)中就近取=3mm，同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。則，互質(zhì)。4.2.4.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算中心距 將中心距圓整為160mm（2）按圓整之后的中心距修正螺旋角 （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 (4)計(jì)算齒輪寬度 取4.2.5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核 齒輪副的中心距在

17、圓整之后，等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核，以明確齒輪的強(qiáng)度。 （1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 按前述類似做法，查表得到以下參數(shù)， ， ，帶入公式得：因此滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 按前述做法，查表計(jì)算得到各參數(shù)的值如下： 代入公式得： 因此齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞能力大于大齒輪。4.2.6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論： ， 小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），精度等級(jí)為7級(jí)。5.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1. 高速軸的動(dòng)力參數(shù)P、n、T 2.求作用在齒輪上的力 3. 初步確定軸的最小直徑取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理

18、，根據(jù)表取 ,得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，因此需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ,考慮轉(zhuǎn)矩的變化較小，因此取 ,則 選取型號(hào)為L(zhǎng)T6彈性套柱銷聯(lián)軸器，許用轉(zhuǎn)矩為250000N.mm,半聯(lián)軸器的孔徑為32mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為82mm ,與軸連接處的長(zhǎng)度60mm。軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：5.1.2高速軸的校核列出軸的 、 和 的值，如下表載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩T 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，由式，取 ,則 故軸的強(qiáng)度符合要求。5.2低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.2.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.低速軸的動(dòng)力參數(shù)P、n、T 2.求

19、作用在齒輪上的力 3.初步確定軸的最小直徑取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，根據(jù)表取 ,得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，因此需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ,考慮轉(zhuǎn)矩的變化較小，因此取 ,則 選取型號(hào)為L(zhǎng)T8的聯(lián)軸器，許用轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸器的孔徑為48mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為 ,與軸連接處的長(zhǎng)度84mm。 軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：5.2.2低速軸的校核載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩T 、 和 的值，如下表 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，由式，取 ,則故軸的強(qiáng)度符合要求。5.3中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.3.1中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.中間軸的

20、動(dòng)力參數(shù)P、n、T 2. 求作用在齒輪上的力由于齒輪1與齒輪2相互嚙合，所以二者的受力大小相等，方向相反，3、4齒輪同理，故可得： 3.初步確定軸的最小直徑取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，根據(jù)表取 ,得 考慮軸上鍵槽的影響，故取軸的最小直徑為35mm。 軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下： 5.3.2中間軸的校核 列出軸的 、 和 的值，如下表載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩T 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，由式，取 ,則故軸的強(qiáng)度符合要求。6.軸承的選用及校核6.1高速級(jí)軸承的選擇計(jì)算6.1.1軸承的受力分析及壽命計(jì)算選用角接觸球軸承軸承7208AC，其基本

21、額定動(dòng)載荷 ，基本額定靜載荷 求兩軸承受到的徑向載荷，對(duì)軸承受力分析如下圖： Ft1由前面所得結(jié)果：2.求兩軸承的計(jì)算軸向力和對(duì)于7208AC軸承，軸承派生軸向力。 因?yàn)椋瑒t3.求當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2因?yàn)?查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1：X=0.41,Y=0.87對(duì)軸承2：X=1,Y=0因軸承在運(yùn)行平穩(wěn)，所以選取，則 4.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1<P2,所以按軸承2的受力大小驗(yàn)算即軸承的壽命合格。 6.1.2軸承潤(rùn)滑方式的選擇由于故軸承選用脂潤(rùn)滑。6.2低速級(jí)軸承的選擇計(jì)算6.2.1軸承的受力分析及壽命計(jì)算選用角接觸球軸承7211AC，其基本額定動(dòng)載荷 ，基本額定靜載荷 。1.

22、求兩軸承受到的徑向載荷 由前面所得結(jié)果：2.求兩軸承的計(jì)算軸向力和對(duì)于7211AC承，軸承派生軸向力 , e=0.68。 因?yàn)椋瑒t3.求當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2因?yàn)?查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1：X=1,Y=0對(duì)軸承2：X=0.41,Y=0.87因軸承在運(yùn)行平穩(wěn)，所以選取，則 4.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1>P2,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算即軸承的壽命合格。7.2.2軸承潤(rùn)滑方式的選擇由于故軸承選用脂潤(rùn)滑。6.3中間軸軸承的選擇計(jì)算6.3.1軸承的受力分析及壽命計(jì)算選用角接觸球軸承7307AC，其基本額定動(dòng)載荷 基本額定靜載荷 。 1.求兩軸承受到的徑向載荷由前面所得結(jié)果：2.求兩軸

23、承的計(jì)算軸向力和對(duì)于7007AC軸承，軸承派生軸向力，e=0.68。 因?yàn)閯t3.求當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2因?yàn)?查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1：X=1,Y=0對(duì)軸承2：X=0.41,Y=0.87因軸承運(yùn)行中平穩(wěn)，所以選取，則 4.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1>P2,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算即軸承的壽命合格。6.3.2軸承潤(rùn)滑方式的選擇由于，故軸承選用脂潤(rùn)滑。7 鍵的選取7.1 高速軸的鍵選取 此處軸與聯(lián)軸器的鍵是靜聯(lián)接，所以選A型普通鍵，由于此處的軸直徑為32mm,所以選擇，根據(jù)此處軸頸,根據(jù)普通鍵長(zhǎng)系列選取鍵長(zhǎng)為。7.2 中間軸的鍵選取7.2.1 小齒輪處的鍵選取 由于此處的聯(lián)結(jié)為靜

24、聯(lián)結(jié)，所以選擇A型普通鍵，根據(jù)此處的軸的直徑d=43mm,選取，有此處的軸頸的鍵長(zhǎng) 。 7.2.2 大齒處的鍵選取 由于此處的聯(lián)結(jié)為靜聯(lián)結(jié)，所以選擇A型普通鍵，根據(jù)此處的軸的直徑d=40mm選取，有此處的軸頸的，選鍵長(zhǎng)為40mm7.3 低速軸的鍵選取 7.3.1 聯(lián)軸器處的鍵 此處軸與聯(lián)軸器的鍵是靜聯(lián)接，所以選A型普通鍵，由于此處的軸直徑為48mm,所以選擇，根據(jù)此處軸頸,根據(jù)普通鍵長(zhǎng)系列選取鍵長(zhǎng)為。 7.3.2大齒處的鍵選取 由于此處的聯(lián)結(jié)為靜聯(lián)結(jié)，所以選擇A型普通鍵，根據(jù)此處的軸的直徑的d=60mm,所以選取，有此處的軸頸的，鍵長(zhǎng)。8.聯(lián)軸器的選擇 8.1低速軸上聯(lián)軸器的選擇已知低速軸輸入

25、功率為5.0741KW，轉(zhuǎn)速92.84r/min （1）類型選擇 為了隔離振動(dòng)與沖擊，要求聯(lián)軸器有一定的緩沖吸振能力，并且減速器中所傳遞的轉(zhuǎn)矩并不是特別大，因此可選用彈性套銷聯(lián)軸器。 （2）載荷計(jì)算 公稱轉(zhuǎn)矩：由P347表14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則（3）型號(hào)選擇： 由指導(dǎo)書P103表8-7查得LT8型聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為710Nm，許用最大轉(zhuǎn)速3000r/min,故合用。 所選聯(lián)軸器主要參數(shù)如下：型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩/(N·m)許用轉(zhuǎn)速（r/min）軸孔長(zhǎng)度/mmLT8710300084/1128.2高速軸上聯(lián)軸器的選擇已知高速軸輸入功率為5.39055KW，轉(zhuǎn)速1440r/min （1）類型選擇 為了隔離振動(dòng)與沖擊，