1、課題名稱課題名稱帶式輸送機帶式輸送機的的傳動傳動系統系統設計設計學學院院xxxxxXXXXXXXXxxxxxXXXXXXXX專專業業機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化作作者者XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX學學號號XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX指導老師指導老師XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX二二 0 0 一五年十二月二十一一五年十二月二十一 機 械 設 計機 械 設 計 課 程 設課 程 設計 說 明 書計 說 明 書目錄目錄第一章第一章緒論緒論.1.1第二章

2、第二章 減速器結構選擇及相關性能參數計算減速器結構選擇及相關性能參數計算.2.2第三章第三章 V V 帶傳動設計帶傳動設計.4.4第四章第四章 齒輪的設計計算齒輪的設計計算.6.6第五章第五章 軸的設計計算軸的設計計算.12.12第六章第六章 軸承、鍵和聯軸器的選擇軸承、鍵和聯軸器的選擇.18.18第七章第七章減速器潤滑減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算主要結構尺寸的計算.20.20第八章第八章 設計小結設計小結.24.24參考資料參考資料.24.240第一章第一章緒論緒論1.1設計目的設計目的（1）培養我們理論聯系實際的設計思想，訓練綜合運

3、用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養獨立、全面、科學的工程設計能力和創新能力。（3）另外培養了我們查閱和使用標準、規范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖數據處理等設計方面的能力。1.2 傳動方案擬定傳動方案擬定1 1、傳動系統的作用及傳動方案的特點：、傳動系統的作用及傳動方案的特點：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運

4、動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機， 工作機為皮帶輸送機。 傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用

5、的是單級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結構，用 HT200 灰鑄鐵鑄造而成。2 2、傳動方案的分析與擬定、傳動方案的分析與擬定1、工作條件：使用年限 8 年，工作為兩班工作制，單向運轉，不均勻載荷，中等沖擊，空載運行。2、原始數據：滾筒圓周力 F=4.5KN；帶速 V=1.9m/s；滾筒直徑 D=320mm；3、方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。圖 1帶式輸送機傳動系統簡圖1第二章第二章 減速器結構選擇及相關性能參數計算減速器結構選擇及相關性能參數計算2.1 電動機類型及結構的選擇電動機類型及結構的

6、選擇本減速器設計為水平剖分，選用 Y 系列三相異步電動機，封閉臥式結構。2.2 電動機選擇電動機選擇1、工作機的功率wP=FV=4.51.9=8.55 (kw)2、總效率總=?齒輪聯軸器2軸承=0.960.970.960.993=0.87式中效率由簡明機械設計手冊P11 表 15 獲得3、所需電動機功率)(9.768.55/0.875/KWPPwd總查簡明機械設計手冊P637 表 19-3 得電機型號選用Y180L-82.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比1、 工作機的轉速 n=601000v/（D）=6010001.9/(3.14320)=113.4

7、6 (r/min)2、確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機滿載轉速滿n和工作機主動軸轉速In可得傳動裝置總傳動比為：總i=滿n/In=730/113.46=6.4343、分配各級傳動裝置傳動比：總傳動比等于各傳動比的乘積總i=帶i齒i取帶i=2（普通 V 帶 i5）額定功率滿載轉速堵轉轉矩比額定轉矩最大轉矩比額定轉矩質量11kw7301.72.0145Pw=8.55KW總=0.87dP=9.76KW電動機選用：Y180L-8n=113.46(r/min)總i=6.4342因為：總i=帶i齒i所以：齒i總i帶i6.434/23.2172.4 動力運動參數計算動力運動參數計算（一）轉速 n0n=滿

8、n=730 (r/min)n=0n/帶i=滿n/帶i=730/2=365（r/min）IIn=In/齒i=365/3.27=113.46（r/min）IIIn=IIn=113.46（r/min）（二）功率 P)(9.610kwPPd低速軸：)(369. 901kwPP帶高速軸：)(997. 812kwPP軸承軸承卷筒軸)(64. 823kwPP軸承聯軸器（三）轉矩 T68.127730/9550679./9550000nPT(Nm)低速軸)(15.24501mNiTT帶帶高速軸21757.34TTi(Nm)卷筒軸27.72723帶軸承聯軸器iTT(Nm)將上述數據列表如下：軸號功率P/kWN/

9、(r.min-1)T/(Nm)i2帶i齒i=3.2170n=730(r/min)n=365(r/min)IIn=113.46(r/min)n3=113.46(r/min)09.61()Pkw19.369()Pkw28.997()Pkw38.64()PkwT0=127.15(N m)1245.15()TN m2757.34T (Nm)3727.27()mTN309.37730127.68218.9976365245.1528.64113.46757.343.2738.64113.46727.271第三章第三章 V V 帶傳動設計帶傳動設計3.13.1 確定計算功率確定計算功率查表得 KA=1.2

10、，則PC=KAP=1.29.76=11.721KW3.23.2 確定確定 V V 帶型號帶型號由于普通 V 帶其性能低，而要求的傳動的力矩較大，故選用 SPB型窄 V 帶。3.33.3 確定帶輪直徑確定帶輪直徑（1）確定小帶輪基準直徑根據機械設計手冊P6-18 表 6-18J，小帶輪選用直徑范圍為112140mm，選擇dd1=140mm。（2）驗算帶速v =10006011ndd=60000307140=5.348m/s5m/sv25m/s,帶速合適。（3）計算大帶輪直徑dd2= i dd1（1-）=2140（1-0.02）=274.4mm根據 GB/T 13575.1-9 規定，選取 dd2

11、=280mm3.43.4 確定帶長及中心距確定帶長及中心距（1）初取中心距 a02102127 . 0ddddddadd得 294a0420， 根據總體布局，取ao=350mm(2) 確定帶長 Ld：PC=11.721KW選用SPB型窄V 帶dd1=140mmv=5.348m/s,帶速合適dd2=280mm取ao=800mm4根據幾何關系計算帶長得0221210422addddaLdddddo=3504140280280140235022=1373.4mm根據機械設計P145 表 8-2，取 Ld=1400mm。(3)計算實際中心距2L-Ld0d0 aa=21373.4-1400350=363

12、.15mm取370mm3.5.3.5.驗算包角驗算包角3 .57180121adddd=3 .57370140280180=158.31120，包角合適。3.6.3.6.確定確定 V V 帶根數帶根數 Z ZZLcKKPPP)(00根據 dd1=140mm 及 n1=730r/min， 查 機械設計手冊 P6-14 表 6-180d得 P0=3.53KW,P0=0.22KW查機械設計P155 得 K=0.95，P140 表 8-2 得 KL=0.84則 Z84. 095. 0)22. 053. 3(72.11=3.92，取 Z=43.7.3.7.確定粗拉力確定粗拉力 F F0 0F0=5002

13、)5 .2(500qvZKKPc查機械設計P6-11 表 6.1-15 得 q= 0.192 /m,則F0=500224. 5192. 034. 5495. 0)95. 05 . 2(50072.11=452.13N3.8.3.8.計算帶輪軸所受壓力計算帶輪軸所受壓力 Q Qao=350mmLd=1400mm中心距a=370mm=158.31包角合適帶數Z=4F0=452.13N5Q=2ZF0sin21=3552.44N第四章第四章 齒輪的設計計算齒輪的設計計算4.14.1、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數4.1.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數

14、、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度。（3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為 40Cr(調質)，硬度為 280HBS；大齒輪材料為 45 鋼(調質)，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。（4）選小齒輪齒數124Z ，大齒輪齒數23.2 2476.8Z ，取277Z 4.24.2 按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計4.2.14.2.1 試算小齒輪的分度圓直徑試算小齒輪的分度圓直徑321121tHEtdHkTZ Z Zudu1 1）確定公式內的各計算數值）確定公式內的各計算數

15、值試選1.3tk 小齒輪傳遞轉矩1245.15 .TN mm查機械設計p203 圖 10-20 可選取區域系數2.5HZ查P192 表 10-7 可選取齒寬系數1d查 P202 表 10-5 可得材料的彈性影響系數12189.8EZMP。查機械設計圖 10-21d 得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限lim1600HaMP，大齒輪的接觸疲勞強度極限Q=3552.44NZ1=24 齒Z2=77 齒Kht=1.3T1=245.157N.md=1Zh=2.5Ze=189.8MPa6lim2550HaMP。按計算式計算應力循環次數9116060665 110300 151.572 10hNn jL

16、 9821.572 104.1 103.2N查圖可選取接觸疲勞壽命系數10.90HNk，20.92HNk。計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數1S ，按計算式(10-12)得1lim110.9 600540HNHHakMPS2lim220.95 550523HNHHakMPS小者為齒輪的接觸疲勞許用應力，即H1=523mpa按接觸疲勞強度用重合度系數*111arccoscos/(2)arccos24cos20/(242 1)29.841aazzh *222arccoscos/(2)23.666aazzh1122 (tantan)(tantan)/ 21.711azz0.873z2)

17、2)試算小齒輪分度圓直徑試算小齒輪分度圓直徑公式得3212 1.3 245104.22.5 189.8 0.87380.7213.2523tdmm4.2.24.2.2 調整分度圓直徑調整分度圓直徑計算圓周速度1180.72 3651.5460 100060 1000td nvm sa1=31.321N91.572 10824.1 10N 1540HaMP2523HaMP129.841a223.666a1.711a1td80.72mm1.54vm s7齒寬 bb=dd1t=80.72mm計算實際載荷系數 KH由機械設計P192 表 102 的 KA=1.5根據 v，7 級精度的 Kv=1.05齒

18、輪圓周力Ft1=2T1/d1t=6070NKAFt1/b=112.8100N/mm查機械設計P196 表 104 得 7 級精度，小齒輪相對支撐對稱布置得 KH=1.318KH=KAKVKHKH=1.51.1211.318=2.2114.2.34.2.3 由實際動載荷算得分度圓直徑由實際動載荷算得分度圓直徑33112.21480.0796.401.3HtHtKddmmK4.34.3 按齒根彎曲疲勞強度計算按齒根彎曲疲勞強度計算4.3.14.3.1 試算模數試算模數31212FtFaSatdFK TY Y YmZ（1 1）確定公式內的各計算數值）確定公式內的各計算數值試選1.3FtK由式（10-

19、5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數0.750.750.250.250.6881.711aY計算/FasaFY Y由機械設計P200 圖 10-17 查得齒形系數12.65FaY、21.76FaY由機械設計P210 圖 10-24c 查得小齒輪和大齒輪得齒根彎曲疲勞極限分別為lim500FMPa、lim380FMPab=80.72mmFt1=6070NKH=2.211196.40dmm0.688Y8由機械設計P208 圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數10.85FNK、20.88FNK取彎曲疲勞安全系數1.4S 1lim11303.57FNFFKMPaS1lim220.88*380238.861

20、.4FNFFKMPaS112.65 1.580.0138303.57FasaFYy2222.23 1.760.0164238.86FasaFYY因為大齒輪得 FasaY Y大于小齒輪，所以取2220.0164 FasaFasaY YYY（2 2）計算模數）計算模數123212()2.32 FtFasatdK TYY YmZ4.3.24.3.2 調整齒輪模數調整齒輪模數(1)計算實際載荷系數 Kf前的數據準備圓周速度112.32 2455.68tdm zmm1 155.68 3651.063/6000060000d nm s齒寬b111 55.6855.68dbdmm 寬高比/b h*(2)(2

21、 10.25)2.325.22athhc mmm 1 155.68 3651.063/6000060000d nm s1.4S 2.32tm 155.68dmm1.063/m s55.68bmm1.063/m s9（2）計算實際載荷系數FK根據1.063/m s，7 級精度，查機械設計P194 得動載系數1.02K1112/2 245100/55.688804tFTdN,1/1 5092/ 41.259237AFtK FbNmm 大于100/Nmm，查機械設計P195 表 10-3 得齒間系數分配系數1.0FK由 機械設計 P196 表 10-4 求得1.318HK,結合/10.67b h 查

22、 機 械 設 計 P197 圖 10-13 ， 得1.34FK則 載 荷 系 數 為1.08 1.5 1.0 1.3182.175FAFFKK K KK 由 式 (10-13), 可 得 實 際 載 荷 系 數 算 得 得 齒 輪 模 數332.1752.322.7541.3FtFtKmmmmK對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數 2.754mm并就近圓整為標準值3mmm，接觸疲勞強度算得的分度圓直徑196.40d

23、，算出小齒輪齒數11/32.1zdm取133z 則大齒輪齒數213.2 33106.1ziz，取2106z ，1z2z互為質數這樣設計出得齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.44.4 幾何尺寸計算幾何尺寸計算1 計算分度圓直徑1133 399dzmmm 22106 3318dz mmm 1.02K18804tFN2.754mmm3mmm133z 2106z 199dmm2318dmm102 計算中心距120()/ 2208.5addmm3 計算齒輪寬度11 9999dbdmm 取 100mm考慮不可避免安裝誤差， 為了保證設計齒寬b和節省材料

24、， 一般將小齒輪略為加寬（5 到 10）mm即1(510)84(510)104109bbmm取1105b mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即2100bmm4 齒頂圓直徑為da1=m（z1+2）=335=105mmda2=m（z2+2) =3121=363mm5 齒根圓直徑為df1=m（z1-2.5）=330.5=91.5mmdf2=m（z2-2.5）=3106.5=319.5mm4.54.5 校核校核齒面接觸疲勞強度校核h=ZZZuduTKEHdH311) 1(2=501.9MPaH齒根彎曲疲勞強度校核MPaMPazmYYYKTFSaFaF57.30346.10421213d11112F2

25、22132d2283.28238.86FaSaFKT YYYMPaMPam z，安全。4.64.6 主要設計結論主要設計結論0208.5amm100bmm1105b da1=105mmda2=363mmdf1=91.5mmdf2=319.5mm1303.57FMPa2F238.86MPa11齒數133z 、2106z ，模數3mmm，壓力角20，中心距158a ，齒寬190bmm，284bmm。小齒輪選用40Cr（調質）。大齒輪選用 45 鋼（調質），齒輪按 7 級精度設計。第五章第五章 軸的設計計算軸的設計計算5.15.1 軸的材料和熱處理的選擇軸的材料和熱處理的選擇由機械零件設計手冊中的圖

26、表查得選 45 號鋼，調質處理，HBS217255b=650MPas=360MPa1=280MPa5 5.2.2 高速軸的設計高速軸的設計5.2.1 按扭轉強度估算軸的直徑按扭轉強度估算軸的直徑軸的輸入功率為19.369Pkw轉速為 n1=365 r/min根據課本查表計算取 a=110mmb=77mmc=77mmd339.36911032.448365PCmmn考慮有一個鍵槽，將直徑增大 5%，則 d=32.448(1+5%)mm=34.07mm圓整為 35mm以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。5.2.2 軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配

27、單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央， 相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。5.2.35.2.3 求齒輪上作用力的大小、方向求齒輪上作用力的大小、方向1 1 小齒輪分度圓直徑小齒輪分度圓直徑：d1=99mm2 2 作用在齒輪上的轉矩為作用在齒輪上的轉矩為：T1 =245.15Nmm3 3 求圓周力求圓周力 FtFtd=35mmd1=99mmT1=245.15N mm12Ft=2T1/d1=2245.15/0.099=4952.52N4 4 求徑向力求徑向力 FrFrFr=Fttan=4952.52tan20=1

28、802.22N5 5 軸長支反力軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RB1= Ftc/2=2476N垂直面的支反力：RB1= Frc/2=901N5.2.45.2.4 畫彎矩圖畫彎矩圖剖面-處的彎矩：水平面的彎矩：MC1= RB1b=190.652Nm垂直面的彎矩：MC1= RB1b =69.377Nm合成彎矩：M1=190.652Nm（7）軸上傳遞的轉矩： T1= 245.15Nmm（8）帶作用在軸上的力：預緊力：0F=452.13N帶對軸作用力:QF=3552.44N該力產生的彎矩圖，如圖（e）在軸承 B 處彎矩FM=aQF=390

29、768 Nmm圓 周 力 ：Ft=4952.52N徑 向 力 ：Fr=1802.22NRB1= 2476NRB1= 901NMC1190.652NmMC1=69.377NmM11=190.652NmT1=245.15Nmm0F=452.13NQF=3552.44NFM=390768 Nmm13總合成彎矩（f）,考慮到帶傳動最不利布置情況，與前面的彎矩直接相加，可得總合成彎矩：總IM=IM+FMc/（b+c）=195586Nmm5.2.55.2.5 計算計算 n n 個剖面處當量彎矩個剖面處當量彎矩軸剪應力為脈動循環變應力，=0.6，公式為：M=22TMC-剖面：ICM=22ITM總=23629

30、3Nmm-剖面：IICM=T=25668Nmm總IM=195586Nmm=0.614-剖面：IIICM=22FTM=365235.9Nmm5.2.65.2.6 計算計算、三個剖面的直徑三個剖面的直徑-1b 為對稱循環許用彎曲應力，為 90MPa公式為：d3 1 1 . 0Mcb則-處：dmm14.27 1 1 . 0MIc3 b-處：dmm07.15 1 1 . 0MIIc3b-處：dmm76.28 1 1 . 0MIIIc3 b可以圓整到 30mm5.35.3 低速軸的的設計低速軸的的設計5.3.15.3.1 按扭矩初算軸徑按扭矩初算軸徑大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉速較低，受轉矩較大，故

31、取：C=117dmmnC119.4846.1139976. 8112P3322考慮有個鍵槽，將直徑增大 5%，則 d=48.119(1+5%)mm=50.4mm圓整為 50mm以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑5.1.25.1.2 求齒輪上作用力的大小、方向求齒輪上作用力的大小、方向 1 大齒輪分度圓直徑：d1=318mm 2 作用在齒輪上的轉矩為：T2 =757.34Nmm 3 求圓周力：FtFt=2T2/d2=4763.145N 4 求徑向力：FrFr=Fttan=14425.5tan20=1733.64Nd=50mm27.14mmd 15.07mmd 28.76mmdd=50mmd1

32、=318mmT2=757.34NmmFt=4763.14NFr=1733.64N155.1.45.1.4 軸長支反力軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RB2= Ftc/2=2624.72N垂直面的支反力：RB2= Frc/2=866.82N5.1.55.1.5 畫彎矩圖畫彎矩圖剖面-處的彎矩：水平面的彎矩：MC2= RB2b=236.22Nmm垂直面的彎矩：MC2= RB2b =649.15Nmm合成彎矩： M2=690.80Nmm5 5 軸上傳遞的轉矩：軸上傳遞的轉矩：T2=757.34Nmm（7 7）計算）計算 n n 個剖面處當

33、量彎矩個剖面處當量彎矩軸剪應力為脈動循環變應力，=0.6，公式：M=22TMC-剖面：ICM=22ITM=109879.31Nmm-剖面：IICM=T=100776Nmm-剖面：IIICM=T=100776Nmm（8 8）計算）計算、三個剖面的直徑三個剖面的直徑-1b 為對稱循環許用彎曲應力，為 90MPa公式為：d3 1 1 . 0Mcb則 -處：dmm78.49 1 1 . 0MIc3 b-處：dmm07.15 1 1 . 0MIIc3 bRB2=2624.72NRB2=866.82NMC2=236.22NmmMC2=649.15NmmM2=690.80NmmICM=109879.31Nm

34、mIICM=100776NmmIIICM100776Nmm49.78mmd15.07mmd 16-處：dmm37.22 1 1 . 0MIIIc3 b5.45.4 軸強度的校核軸強度的校核按扭轉合成應力校核軸強度，由軸結構簡圖及彎矩圖知處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。強度校核公式：e=總IM/W-15.4.15.4.1 低速軸低速軸軸是直徑為 50 的是實心圓軸，W=113.2*10-7Nmm軸材料為 45 號鋼，調質，許用彎曲應力為-1=65MPa22.37mmdW=113.210-7Nmm17則e=總IM/W=22.37-1= 65MPa故軸的強度滿足要求5.4.25.

35、4.2 高速軸：高速軸：軸是直徑為 65 的是實心圓軸，W=24.59*10-6Nmm軸材料為 45 號鋼，正火，許用彎曲應力為-1=65MPa則e= M2/W=33.13-1= 65MPa故軸的強度滿足要求第六章第六章 軸承、鍵和聯軸器的選擇軸承、鍵和聯軸器的選擇6.16.1 軸承的選擇及校核軸承的選擇及校核初步選擇滾動軸承。因軸轉速較高，且只承受徑向載荷，故選取深溝球軸承。根據初算軸徑，考慮軸上零件軸向定位和固定，估計初裝軸承處的軸徑并假設選用輕系列，查機械設計手冊定出滾動軸承型號列表如下：根據條件，軸承預計壽命10 年300 天16 小時=48400 小時軸的軸承使用壽命計算小齒輪軸承型

36、號選用 6209，查得kNCr5 .29，KNFr1.802min/365rn ，0 . 1pf，1tf,3徑向當量動載荷：NFPr802. 1軸承的壽命：軸號軸承型號基本尺寸 mm基本額定載荷dDBkNCr/1620945851921.526212601102247.8e= 65MPaW=24.5910-6Nmme= 65MPa1.802PN1836610101 31.5243906484006060 365 1.0 1.802thpf CLhhnf P故滿足壽命要求。軸的軸承使用壽命計算大齒輪軸承型號選用 6212，查得kNCr8 .47，NFr249. 5min/36.76rn ，0 .

37、 1pf，1tf,3徑向當量動載荷：KNFPr249. 5軸承的壽命：hhPfCfnLpth48400110933249. 50 . 18 .471 46.1136010601031066故滿足壽命要求。6.26.2 鍵的選擇計算及校核鍵的選擇計算及校核軸上的鍵：查手冊，選用 A 型平鍵。NFt8 .3702,MPap70A 鍵hkmmLmmhmmb5 . 070810，鍵長，鍵高鍵寬根據式MPaMPakLdTp7050357085 . 015.24520002000故鍵強度符合要求軸上的鍵：NFt35121A鍵mmLmmhmmb100916111，鍵長，鍵高鍵寬2A鍵mmLmmhmmb801

38、118222，鍵長，鍵高鍵寬根據式MPaMPakLdTp7032.675010095 . 034.757200020001243906hLh5.249PKN11093348400hLhhNFt8 .37025070pMPaMPaNFt351267.32pMPa19MPaMPakLdTp7096.526580115 . 034.757200020002故鍵強度符合要求。6.36.3 聯軸器的選擇聯軸器的選擇由于減速器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經濟問題，選用彈性套柱聯軸器K=1.3CT=,127.68n.m選用 LT9 型彈性套住聯軸器，公稱尺寸轉矩nT=1000，CTnT。采用 Y 型軸孔，A 型鍵軸孔直徑選 d=50，軸孔長度 L=112LT9 型彈性套住聯軸器有關參數第九章第九章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確減速器潤