单级圆柱减速器 课程设计计算说明书.doc

机械课程设计说明书 单级减速器的设计 姓名： 学号：班级：工业工程08-01机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.3四、运动参数及动力参数计算.3五、传动零件的设计计算.4六、轴的设计计算.6七、滚动轴承的选择及校核计算. 9八、键联接的选择及计算.11九、联轴器的选择.11十、箱体的设计.12十一、减速器附件.13十二、密封及润滑.14十三、设计总结. 15设计题目：单级圆柱减速器指导教师：一、传动系统方案的拟定设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。（1） 工作条件：连续单向运转，载荷平衡，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%（2） 原始数据：输送带有效拉力 F=7500N输送带工作速度 v=2.1m/s误差（1.995-2.205）m/s输送机滚筒直径 d=400mm（3） 传动系统的设计图：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）传动装置的总功率：机械装置传动效率查表可得：V带传动0.96；8级精度一般齿轮：0.97；滚动球轴承2对：0.99弹性联轴器：0.99总传动效率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.8674(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=7500×2.1/1000×0.8674=18.157KW（17.2419.06）3、确定电动机转速： n筒=60 V/D=60 ×2.1/×0.4=100.28r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=1.257.1。取V带传动比I1=27，则总传动比理时范围为Ia=2.549。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（2.549）×100.28=250.74913.72r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min、和3000r/min根据容量和转速，由有关手册查出有4种适用的电动机型号：因此有4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、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/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YIP44-200L2其主要性能：额定功率：22KW，满载转速960r/min，额定转矩2.2。质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/100.28=9.5732、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮×I带i带=i总/i齿轮=9.573/3=3.19 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/3.19=300. 84(r/min)nIII=nII/i齿轮=300.84/3=100.28(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P联轴器×P轴承=18.15/0.99×0.99=18.51KWPII=PI×轴承齿轮=18.51/0.99×0.97=19.28KWPIII=PII×轴承×V带=19.28/0.99×0.96=20.30KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×18.51 /100.28=1762769.2N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×19.28/100.28=1836098.92N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×20.30/300.84=644412.3N·mm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算按传动比为3.19选择 （略）2、齿轮传动的设计计算（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（下标1）选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮（下标2）选用45钢，调质，齿面硬度200280HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1100.28(kT1(u+1)/duH2)1/3由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=3取小齿轮齿数Z1=30。则大齿轮齿数：øøZ2=iZ1=3×30=90实际传动比 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=3齿宽系数：由课本取d=0.9(3)转矩T1=9.55×106×20.30/300.84=644412.3N·mm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1.2(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SHH由课本P134图6-33查得取中间值：HlimZ1=700Mpa HlimZ2=575Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×601.8×1×(10×365×16)=2.1087×109NL2=NL1/i=2.1087×109/6=3.5145×108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98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=700×0.92/1.0Mpa=644MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=575×0.98/1.0Mpa=563.5Mpa故得：d1100.28(kT1(u+1)/duH2)1/3=100.281.2×644412.3×(6+1)/0.9×6×563.521/3mm=147.1mm模数：m=d1/Z1=147.1/30=4.9mm根据课本P107表6-1取标准模数：m= 5mm齿顶高: ha=m*1=5mm ，齿根高：hf=m*1.25=6.25,(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1= 5×30mm=150mmd2=mZ2= 5×90mm=450mma=300mm齿宽：b=dd1=0.9×150mm=135mm>b2 =130取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=30,Z2=90由表6-9相得YFa1=2.60 YSa1=1.62YFa2=2.2 YSa2=1.79(8)许用弯曲应力F根据课本可知：F= Flim YSTYNT/SF由课本图表查得：Flim1=585Mpa Flim2 =450MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=585×2×0.88/1.25Mpa=824.68MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =450×2×0.9/1.25Mpa=648.00Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×644412.3/135×52×30) ×2.60×1.62Mpa=53.61Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×644412.3/135×52×120) ×2.2×1.79Mpa=12.53Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)= 5/2(30+90)=300mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×135×300.84/60×1000=2.12m/s六、轴的设计计算-输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本公式，并查表 ，取c=115d115 (20.30/300.84)1/3mm=46.02mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=46.02×(1+5%)mm=48.32可选d=55mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=55mm 长度取L1=280mmh=2c c=1.3mmII段:d2=d1+2h=55+2×2×1.3=60.2mm取d2=60mm初选用7212c型角接触球轴承，其内径为60 mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为60mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+60+14）= mmIII段直径d3=70mmL3=L1-L=135-2=133mm段直径d4=80mm长度与右面的套筒相同，即L4=80mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=70+2×3=76mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（60+3×2）=66mm, 长度为30mm第6断，轴承内径D6=60mm，则与之相同长度为L6=23mm，稍大于轴承宽度侧可以。预留了砂轮越程槽。宽5mm,深2mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=255mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=150mm求转矩：已知T1=612032.97N·mm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×644412.3/150=8592.14N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=8592.14×tan200=3127.29N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=255/2=127.5mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=1563.64NFAZ=FBZ=Ft/2=4296.07N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=1563.64×127.5 = 199364.1N·mm(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=4296.07×127.5= 547748.9 N·m m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=( 199364.12+547748.9 2)1/2=582902.13N·mm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=644412.3N·mm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=582902.132+(1×644412.3)21/2=868931.59N·mm(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=868.931/0.1×553=52.22 MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。-输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(19.28/100.28)1/3=66.37mm取d=70mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选7216c型角接球轴承，其内径为80mm，宽度为25mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为60mm，则该段长95mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。其余长度按高速轴设计II断：齿轮轴d=90mm, L=128mm。低速齿轮比高速齿轮略窄5mm有助于传动稳定。III断：轴肩，d3=106mm, L3= 35mm。IV 断：d4=90mm，L4 =30mm， 为轴肩，定位轴承。V 断：d5=80mm，L5=29mm，为轴承断，VI断：d6 =70mm, L6 =200mm,连接联轴器。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=450mm求转矩：已知T3=1836098.92N·mm求圆周力Ft：根据课本的得Ft=2T3/d2=2×1836.1×103/450=8160.4N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=8160.4×0.36379=2970.15N两轴承对称LA=LB=125mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=2970.15/2=1485.07N FAZ=FBZ=Ft/2=8160.4/2=4080.2 N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=1485.07×125=185.63N/m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=4080.2×125=510.0N/m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（185.632+510.02）1/2=542.73N·m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=542.732+(1×1836.1)21/2=1914.63N·m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=1914.63/(0.1×703)=55.8Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命10×365×16=58400小时1、计算输入轴承（1）已知n=300.84r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=4296.07N初先两轴承为角接触球轴承7012AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=2706.5N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=2706.5N FA2=FS2=2706.5N(3)求系数x、yFA1/FR1=2706.5/4296.07N=0.63FA2/FR2=2706.5N/4296.07N=0.63根据课本可得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本f P=1.3P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.3×(1×4296.07+0)= 5584.9NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.3×(1×4296.07+0)= 5584.9N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=5585N角接触球轴承=3根据手册得7012AC型的Cr=58200N由课本P264（11-10c）式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/300.84×(1×58200/5585)3=62704h>58400h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=100.28r/minFa=0 FR=FAZ=4080.2N试选7016AC型角接触球轴承根据课本 得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×4080.2=2570.5N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=2570.5N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63同上得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1y1=0FA2/FR2<e x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据课本表取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.3×(1×2570.5)=3341.68NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.3×(1×2570.5)=3341.68N(5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=3342 =3根据手册P71 7216AC型轴承Cr=85000N根据课本 得：ft=1 Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/100.28×(1×85000/3342)3=2735008.7 h>48720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1.高速轴键的选用：轴径d1=70mm,轴长L1=133mm查手册得，选用A型平键，得：键A b=20 h=12 c=0.6 l=56220 t=7.5 t1 =4.9 半径r=0.5 （ GB1096-03） l=L1-b=133-20=112mm T2=644412.3N·mm 根据课本公式得p=4T2/dhl=4×644412.3/70×12×112=27.4Mpa<R(110Mpa)2、低速轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=80mm L3=130mm T=1836098.92N·mm查手册P51 选A型平键b=22 h=14 c=0.6 l= 63250 t=9 t1 =5.4 半径r=0.5 (GB1096-03)l=L3-b=130-22=108mm p=4T/dhl=4×1836098.92/80×14×108=60.71Mpa<p(110Mpa)九联轴器的选择由于转速不高，故可采用一般的凸缘联轴器，便于拆卸。又T轴=1836098.92N·mm 轴径D=70MM故有 GB/T 5843-2003 可知 GYS型凸缘联轴器符合：公称转矩Tn/(N·m): 3150许用转速n/(r/min): 4800轴孔直径d1、d2: 70mm轴孔长度L|Y型: 142mmD: 200mmD1: 130mmb: 50mmb1: 68mmS: 10mm转动惯量I/(kg·m2): 0.103重量m/kg: 27.510.箱体设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定单级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：表12 箱体结构尺寸a=300名称符号设计依据设计结果箱座壁厚0.025a+31015考虑铸造工艺，所有壁厚不应小于10箱盖壁厚10.02a+31015箱座凸缘厚度b1.523箱盖凸缘厚度b11.5123箱座底凸缘厚度b22.538地脚螺栓直径df0.036a+1223地脚螺栓数目na250时，n=66轴承旁联结螺栓直径d10.75df18箱盖与箱座联接螺栓直径d 2(0.50.6)df14轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df12窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df10定位销直径d(0.70.8) d 212轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准60外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+ (510)52大齿轮顶圆距内壁距离11.220齿轮端面与内壁距离225箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851 m0.8512/14轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d327轴承端盖外径(大/小)D2D+(55.5) d3180/140轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般取SD2200/150螺栓扳手空间与凸缘厚度安装螺栓直径dxM8M12M16至外箱壁距离c1min131822至凸缘边距离c2min111620沉头座直径Dmin202632 十一、减速器附件的设计1螺塞、油标、通气器的设计根据箱体结构以及整个减速器的外观的协调性，在保证各附件的应有功能的前提下，由机械设计综合课程设计手册、选用螺塞、油标、通气器公称尺寸分别为M12X1.25外六角螺塞、B型油标M12、M20X1.5型通气器。将相关数据输入AutoCAD机械设计软件可得设计结果。2挡油环的设计为使减速器的安装方便，尽量减少其零件数量，将挡油环与定位套筒作为一体。同时，为了加工的方便，将同一轴两端的挡油环设计为同一尺寸（见图）。各轴轴承挡油环的设计依据及结果见下表：图表挡油环的设计依据及其结果挡油环轴向长度（有轴承、齿轮的轴向定位以及箱体尺寸确定）Bh挡油环孔径（须与轴承孔径相同）d挡油环大径（由轴承的外径以及挡油环的挡油可靠性确定）D0挡油环中径（由齿轮轮毂或轴定位尺寸确定，以保证定位可靠为准）D2挡油环小径（由轴承的内圈定位、安装尺寸确定）D1挡油环厚度（由挡油环的制造工艺及挡油可靠性确定）e1挡油环内伸长度（油箱体结构尺寸3以及挡油环的厚度确定）e2高速级123571.6504463中间级16.53571.6604463低速级16.56094.6846863 十二、密封及润滑：1齿轮传动的润滑此减速器中，齿轮传动属于闭式齿轮传动。因为在设计的减速器中，大齿轮的圆周速度为2m/s，小于12m/s，故可以采用油池润滑。在箱体内注入润滑油，使大齿轮浸入油池一定深度，在齿轮运转时，借助大齿轮把润滑油带到啮合区进行润滑。油浸高度约为六分之一大齿轮半径，约为40mm。2.滚动轴承的润滑对滚动轴承采用油润滑，由于此减速器轴承的润滑属于低、中速轴承的润滑，故采用油润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承采用同种润滑油比较便利，考虑该装置用于小型设备，选用L-CKD150润滑油。4.密封方法的选取选用嵌入式轴承端盖易于结构紧凑重量轻，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。5.减速器润滑油的更换：（1）减速器第一次使用时，当运转150300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每5001000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器，每12003000h换油一次。 （2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。 （3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。 （4）工作中，当发现油温温升超过80或油池温度超过100及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。 减速器应定期检修。如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录 。十三、设计总结经过这次为期2周的课程设计，我最大的感触就是充实，时间过的很快，似乎忘了了累，发觉累的时候也是夜深人静的时候了。这次的课程设计任务的要求尚属于学习领域，还没有到达学术，更与生产领域相差甚远，我深刻的体会到了做这些工作其中的困难之处，更令我难以相信的是单级减速器这种属于低级机械的设计都让我非常难熬，更别说其它各种复杂的机械了，那需要多少功夫？多少多少代人的心血、思想才有了今天的那些资料。我深深得感到人类文明之伟大，不可想象的庞大。其次，这次锻炼除了了解了减速器的基本知识外，还知道了许多关于机械方面的法规。还充分练习了CAD制图的技能，这是非常难得的，我想，以后对cad会更加得心应手，也仅限于普通层次，它也就像机械一样，都是经过很多人的努力才创造出来的，谁又会说真的完全掌握呢？！除此之外，我还体会到了投入一件需要花费大量资源去完成的事情的不同寻常的没有约束的经历，这对我真的是一次很好的锻炼！当在演算过程中不慎出过N次差错，画图中突然发现尺寸不合理的情况那是相当频繁的时候，还给了自己一总能胜任的，要细心的感觉。总之，错了得再算一次。最后，再次深深对机械这个行业的先驱们致以崇高的敬意！你们的付出是人类进步的奠基石，我希望以后也能做出一点贡献出来，这是多么光荣的使命！ 完 二0一一年一月十一日 F=7500NV=2.1m/sD=400mm 总传动效率：0.8674所需总功率：18.157KW.电动机型号YIP44-180Li总=9.57i齿轮=3i带=3.19nI =960r/minnII=300.84r/minnIII=100.28r/minPI滚筒机=18.51KWPII低速轴=19.28KW PIII高速轴=20.30KWTI滚筒轴=1762769.2N·mmTII低速轴=1836098.92N·mmTIII高速轴=644412.3N·mm齿轮选用：大：45刚 ，软齿面，齿面硬度200280HBS小：40Cr调质。齿面硬度：240260HBS7级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2mH1=644Mpa H2=563.5Mpad1147.1mmM=5 i齿=3Z1=30Z2=90u=3T1=644412.3N·mmHlimZ1=825MpaHlimZ2=648Mpa 中心距a=300mm齿轮的圆周速度V=2.12m/s d1=48.97mmm=2.5mm d=55mmd1=55mmL1=280mmd2=60mmL2=76mmd3=70mmL3=133mmd4=80mmL4=50mmd5=66mmL5 =30mmD6=60mmL6=14mmFt =8592.14NFr=3127.29NFAY = FBY =1563.64NFAZ = FBZ =4296.07NMC1=199364.1N·mmMC2=547748.9 N·m mMC =582902.13N·mmT=644412.3N·mmMec =868931.59N·mme =52.22 MPa <-1bd=70mmd1=80mmL1=85mmD2=90mmL2=128mmD3=106mmL3= 35mmD4=90mmL4=30mmD5=80mmL5=23mmFAX=FBY =1485.07NFAZ=FBZ =4080.2 NMC1=185.63N/mMC2=510.0N/mMC =542.73N·mMec =1914.63N·me =55.8Mpa<-1b轴承预计寿命58400hFS1=FS2=2706.5Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=5584.9NP2=5584.9NLH=62704h预期寿命足够FR =4080.2NFS1=2570.5Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=3341.68NP2=3341.68NLh =2735008.7 h故轴承合格A型平键 p=27.4MpaA型平键 p=60.71Mpa参考文献1 王之栎、王大康主编.机械设计综合课程设计.北京:机械工业出版社,20032 吴宗泽主编.机械设计.北京:高等教育出版社,20013 申永胜主编.机械原理.北京:清华大学出版社,19994机械设计徐锦康 主编 机械工业出版社5机械设计课程设计陆玉 何在洲 佟延伟 主编第3版 机械工业出版社6机械设计手册