机械设计课程设计(二级减速器)说明书.doc

吉 林 大 学

设 计 计 算 说 明 书

设计题目: 机械设计—热处理车间链板式运输机的传动装置—二级减速器

学院:生物与农业工程学院 专业:包装工程

180103班10 号

卡号: 200105178

设 计 者: 张观纯

指导教师: 曾平

2004 年9 月 5 日—2004年9月26日

目 录

一、设计任务书 2
（一）设计题目： 2
（二）设计要求： 2
（三）设计数据： 2
（四）设计内容 2

二、传动方案拟定与分析 2

三、电动机的选择 3

四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 4

五、计算传动装置的运动，动力参数 4

六、传动零件设计计算 5
㈠、 锥齿轮传动设计 5
㈡、 圆柱齿轮传动设计 9

七、减速器装配草图设计 12
㈠、 选择结构方案 12
㈡、 初绘装配草图 13
㈢、 校核低速轴上的键联接，轴与轴承 15
㈣、 校核滚动轴承的寿命和键联结强度 19

八、联轴器的选择 21

九、润滑和密封 22

十、设计小结 22

十一、参考资料 22

机械设计课程设计—二级减速器

一、 设计任务书：

（一）设计题目： 设计热处理车间链板式运输机的传动装置—二级减速器

（二）设计要求： 链板运输机由电机驱动；电机转动经传动装置带动链板式运输机的驱动链轮转动，拖动输送链移动，运送原料或产品，输送机的使用寿命为5年，每日两班工作，连续运转，载荷平稳，单向转动，输送链速5%，工作效率为0.95,该机器由机械厂小批生产。

（三）设计数据： 输送链拉力F=2200牛，输送链速度V=1.35m/s
驱动链轮直径D=240mm

（四）设计内容: 1、 确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。
2、 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。
3、 传动装置中的传动零件设计计算。
4、 绘制传动装置中减速器装配图一张（A0）。
5、 绘制减速器箱体（A1）,齿轮及轴的零件图各一张（A2）。
6、 编写设计计算说明书一份。

二、传动方案拟定与分析:

1、 设计要求电动机轴与工作轴垂直，且传动比较大,同时为使传动更加平稳，齿轮强度应较高，考虑采用直齿锥齿轮-斜齿圆柱齿轮传动。

2、 锥齿轮的加工比较困难,特别是大尺寸锥齿轮。一般应放在高速级，以减小其直径和模数。但需注意，当锥齿轮的速度过高时，此时还应考虑能否达到制造精度及成本问题。

3、 采用闭式齿轮传动，可以得到良好的润滑与密封，更能适应在铸造车间繁重恶劣的条件下长期工作，且使用与维护方便。

4、 综上所诉，所采用的系统传动方案如下图所示：

计算及说明
结果
三、电动机的选择：
1、 择电动机类型：
按已知条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机。
2、 择电动机的容量：
Pw = = = 3.126 kw
8级精度锥齿轮传动效率ηg1 = 0.95 , 滚子轴承效率ηr = 0.98 ,
联轴器效率ηc = 0.99，8级精度圆柱齿轮传动效率ηg2 = 0.97 ,
则η = ηg1×ηg2×ηr 3×ηc 2 = 0.95×0.97×0.983×0.992 = 0.85
Pd = = = 3.678 kw

Pw=2.97kw

3、 确定电动机转速：
工作机轴转速为 nw = ==112.2 r/min , 按机械设计课程设计指导书表2 – 4推荐的各级传动比范围i = 8~15，可见电动机转速可选范围：nd = ia×nw = (8~15)×112.2 = 897.6~1683 r/min，考虑到重量和价格，选用同步转速为1000 r/min 的Y系列异步电动机Y132S – 6，其满载转速nm = 960 r/min 。

主要机型号及主要尺寸：
型号：Y132M1-6，额定功率Pd=4kw,满载转速nm = 960 r/min，同步转速1000r/min,电动机中心高H=132mm,外伸轴直径和长度D=38mm,E=80mm.

四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比：

1、 传动装置总传动比：i = = 8.6
2、 分配传动比装置各级传动比：i = i1×i2 ， 取 i1 = 0.25i，得
i1 = 2.15，i2 = =4 .

五、计算传动装置的运动，动力参数：

1、各轴转速：
nⅠ= 960 r/min
nⅡ= nⅠ/ i1= 960/2.15= 446.5 r/min
nⅢ= nⅡ/ i2= 446.5/4= 112.5 r/min
工作机轴：nw= nⅢ= 112.5r/min
2、各轴功率：
PⅠ=Pd×ηc= 3.678×0.99= 3.641 kw
PⅡ= PⅠ×ηr×ηg1= 3.641×0.98×0.95 = 3.390 kw
PⅢ= PⅡ×ηr×ηg2 = 3.390×0.98×0.97 = 3.223 kw
工作机轴：Pw= PⅢ×ηr×ηc=3.223×0.98×0.989= 3.126 kw
3、各轴转矩：
电机轴：Tw=9550×Pw/nw=9550×3.126/122.5= 243.70 Nm
TⅠ=9550× PⅠ/ nⅠ= 9550×3.641/960=36.22 Nm
TⅡ=9550× PⅡ/ nⅡ= 9550×3.390/446.5=72.570 Nm
TⅢ=9550× PⅢ/ nⅢ= 9550×3.223/122.5=251.262 Nm

η = 0.85

Pd = 3.678 kw

nm = 960 r/min

工作机轴：Tw=9550×Pw/ nw=9550×3.126/122.5=243.70Nm

传动装置运动和运动参数计算结果：
轴
参数
电动机轴

I轴

II轴

III轴

工作机轴

转速n(r/min)
960

960

446.5

122.5

122.5

功率
P（kw）

3.678

3.641

3.390

3.223

3.126

转矩（N.m）

36.288

36.22

72.570

251.262

243.370

传动比I

1

2.15

4

1

效率

0.99

0.922

0.876

0.85

六、传动零件设计计算：

㈠、锥齿轮传动设计：
1、 择齿轮材料，热处理，精度等级：
齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，选小齿轮调质，齿面硬度为220~230HBS,
取225HBS；大齿轮正火，齿面硬度为190~200HBS，取195HBS，精度等级为8级。

i = 8.6
i1 = 2.15
i2 =4

nⅠ=960r/min
nⅡ=446.5r/min
nⅢ=112.5r/min
nw=112.5r/min

PⅠ= 3.641kw
PⅡ= 3.390 kw
PⅢ= 3.223 kw
Pw = 3.126 kw
Tw= 243.70Nm
TⅠ= 36.22 Nm
TⅡ= 72.570 Nm
TⅢ= 251.262 Nm
Tw= 243.70 Nm

3、 选择齿轮齿数、齿宽系数：
选z1=23，z2=i1 z1= 49。45 , 取z2= 50，u = = =2.17
锥齿轮推荐齿宽系数ΨR = 0.25 ~ 0.3 ，因齿轮悬臂布置，取ΨR = 0.26 。
4、 确定相关系数：
COSδ1 = = = 0.9082 , δ1 = 21.84º
COSδ2 = = =0.4185，δ2 = 65.157º
当量齿数：zv1 = = 25
zv2 = = 119
当量齿轮端面重合度:
= 1.88 – 3.2 (+) = 1.725
5、 按齿面接触疲劳强度计算：
设计公式 ≥ mm
确定式中各项数值：
因载荷平稳，转速不高，可初选载荷系数Kt=1.5；
T1= 9.55× PⅠ/ nⅠ =9550×3.641/960=36.22Nmm ;
由表9-7，选取ZE=189.8， ZH= 2.5， Zε= 0.88
由式9-12，N1=60n1jLn=60×960×1×16×300×5=1.3824×109
N2= N1/i1=5.44×108
由图9-15，按允许一定点蚀，查得ZN1=0.99 , ZN2=1.02
由图9-16d,按小齿轮齿面硬度平均值235HBS,在MQ和ML线中间查取σHlim1=550Mpa
同理，在图9-16c中查取σHlim2=390Mpa。
由表9-8，选取SHmin=1.00

齿轮材料45钢
小齿轮齿面硬度为225HBS
大齿轮齿面硬度为195HBS
z1=23, z2=50
u=2.17

δ1 = 21.84º

δ2 = 65.157º

[σ]H1=σHlim1 ZN1/SHmin=550×0.99/1.00 = 544.5 Mpa
[σ]H2=σHlim2 ZN2/SHmin=390×1.02/1.00 = 397.8 Mpa
取[σ]H2 = 397.8 Mpa设计齿轮传动参数
将确定出的各值代如接触强度设计式中得：
d1t ≥
= 87.06 mm
= = 3.80 m/s
由表9-5，查取得KA=1.00，
由图9-7，查取得KV=1.22，
由图9-10，查取得Kβ=1.2，
由表9-6，查取得Kα=1.2，
则K=KAKVKβKα=1.7568.
d1 = d1t(K/Kt)1/3 = 87.06×(1.7568/1.5)1/3 = 91.77 mm
m = d1 /z1= 91.77×/23 = 3.99 mm
选取锥齿轮大端标准模数 m = 4
6、 校核齿根弯曲疲劳强度：
= ≤
= 0.25 + = 0.25 + = 0.685
由图9-19，图9-20按zv查取得
YFa1 = 2.57，YSa1 = 1.61
YFa2 = 2.18，YSa2 = 1.81
由图9-21查取得YN1= 0.88, YN2 = 0.90
由图9-22c,按小齿轮齿面硬度均值225HBS,在ML线上查取得
σFlim1=440Mpa,同理，在图9-22b上查取得σFlim2=350Mpa
由表9-8，选取SFmin=1.25
[σ]F1=σFlim1 YN1/SFmin= 309.76 Mpa
[σ]F2=σFlim2 YN1/SHmin= 252 Mpa

将确定出的各项数值代如弯曲强度校核公式得：
= = 55.6Mpa < [σ]F1

T1= 36.22Nmm

[σ]H1=544.5Mpa
[σ]H2=397.8Mpa

= =53.6 Mpa
< [σ]F2
齿根弯曲疲劳强度足够。

7、 确定锥齿轮传动的主要几何参数：
d1 = m z1= 4×23 = 92 mm ， d2 = m z2= 4×50 = 200 mm
R = = = 110.07 mm
b = = 0.26×110.07 = 28.62 mm
取齿宽 B1 = B2 = 29mm
df1 = d1 - 2 hf COSδ1 = 92 - 2×1.2×4×0.9082 = 83.28 mm
df2 = d2 - 2 hf COSδ2 = 200 - 2×1.2×4×0.4185 = 195.98mm
da1 = d1 + 2 ha COSδ1 =92 + 2×4×0.9082= 99.27 mm
da2 = d2 + 2 ha COSδ2 = 200 + 2×4×0.4185 = 203.35 mm

㈡、圆柱齿轮传动设计：
1、 选择齿轮材料，热处理，精度等级：
齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，选小齿轮调质，齿面硬度为230 ~ 240HBS,取235HBS；大齿轮正火，齿面硬度为190 ~ 200HBS，取195HBS，精度等级为8级。
2、 选取齿轮齿数和螺旋角：
闭式软齿面齿轮传动，z3可多选些，初选z1=27，z2= i2z1 = 108 ，传动比i2 = 108/27 = 4，初选 β = 15º。
3、 按齿面接触疲劳强度设计：

对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。
设计公式 ≥ mm
确定式中各项数值：
因载荷有中等冲击，可初选载荷系数Kt=1.5

m=4

T1 = 9.55× PⅡ/ nⅡ = 72507 Nmm ;
由表9-10，选取 ψd = 0.9
由表9-7， 选取ZE = 189.8
由图9-14，选取ZH = 2.42
= [ 1.88 – 3.2( + )] COSβ
= [ 1.88 – 3.2×( + )]×COS15º

= 1.673

εβ = 0.318ψd z1 tgβ = 0.318×0.9×27×tg 15º=2.07

由图9-13，查得Zε= 0.77，Zβ = 0.98
N1 = 60n2 j Ln = 60×446.5×1×16×300×5= 6.4296×108
N2= N1/i2 = 1.6074×108
由图9-15，按允许一定点蚀，查得ZN1= 1.03 , ZN2=1.13 ;
由图9-16d,按小齿轮齿面硬度平均值235HBS,在MQ和ML线中间查取σHlim1=540Mpa
同理，在图9-16c中查取σHlim2=390Mpa,
由表9-8，选取SHmin = 1.00
[σ]H1 = σHlim1 ZN1/SHmin = 556.2Mpa
[σ]H2 = σHlim2 ZN2/SHmin = 440.7 Mpa
取[σ]H2 = 440.7 Mpa设计齿轮传动参数
将确定出的各值代如接触强度设计式中得：
d1t ≥
= 57.17 mm
v = = 1.336 m/s
由表9-5， 查取得 KA=1.0
由图9-7， 查取得 KV=1.1
由图9-10，查取得 Kβ=1.08
由表9-6， 查取得 Kα=1.2
则 K = KA KV Kβ Kα = 1.4256

[σ]F1=309.76Mpa
[σ]F2=252Mpa

σF1=55.6 Mpa

σF2=53.6 Mpa

d1 =92mm
d2 = 200 mm
R = 110.07 mm
B1 = B2 = 29mm
df1 = 83.28 mm
df2 = 195.98 mm
da1 = 99.27 mm
da2 = 203.35mm

齿轮材料45钢
小齿轮齿面硬度为230~240HBS, 取235HBS
大齿轮齿面硬度为190~200HBS, 取195HBS
z1=27 , z2= 108
i2 = 4

d1 = d1t (K / Kt) 1/3 = 56.2mm
mn = d1 cos β / z3= 2.01 mm
由表9-1，选取第一系列标准模数mn = 2mm
齿轮主要尺寸：
a=mn ( z1+z2 )/ 2 cos β = 139.76 mm
取其中心距a = 140 mm , 则
β = arcos [ mn ( z1+ z2 ) /2a ] = 14.30º
d1= mn z1 / cos β = 56.00 mm
d2= mn z2 / cos β = 224.00 mm
b = ψd d3 = 50.4 mm
取B2 = 52mm , B1 = 56 mm
4、 校核齿根弯曲疲劳强度：
= ≤
计算当量齿轮端面重合度 εαn = εα / cos 2 βb
αt = arctg ( tgαn/cos β)= 20.6º
cos βb = cosαn / cos αt= 0.969
εαn= εα / cos 2 βb = 1.64 / 0.969 2= 1.782
Yε = 0.25 + 0.75 / εαn = 0.25 + 0.75 / 1.782= 0.671
由图9-28，查取得Yβ = 0.87
zv1 = z1 / cos 3 β = 30
zv2 = z2 / cos 3 β = 120
由图9-19，图9-20按zv查取得
YFa1 = 2.53，YSa2 = 1.62
YFa1 = 2.18，YSa2 = 1.81
由图9-21查取得YN1 = 0.89 ， YN2 = 0.92
由图9-22c,按小齿轮齿面硬度均值235HBS ，在ML线上查取得σFlim1= 340 Mpa，同理，在图9-22b上查取得 σFlim2 = 310 Mpa。
由表9-8，选取SFmin= 1.25
[σ]F1= σFlim1 YN1 / SFmin = 242.08 Mpa
[σ]F2= σFlim2 YN2 / SHmin = 228.16 Mpa
将确定出的各项数值代如弯曲强度校核公式得：
= = 84.93Mpa < [σ]F1
= = = 80.95Mpa < [σ]F2
齿根弯曲疲劳强度足够。

T1 = 72507 Nmm

εα= 1.673

εβ = 2.07

[σ]H1=561.6Mpa
[σ]H2=440.7 Mpa

七、减速器装配草图设计：

㈠、选择结构方案：
1、 减速器箱体的结构：铸造的卧式剖分箱体
2、 轴承类型及润滑方式：齿轮脂润滑，轴承采用角接触滚子球轴承，由于第二级级齿轮的圆周速度v＜2m/s时，轴承采用脂润滑。
3、 轴承盖的结构形式：凸缘式轴承盖
4、 轴承组合结构方案：两端固定式
5、 铸造减速器机体主要结构尺寸：
机座壁厚：δ = 10 mm， 机盖壁厚：δ1 = 10 mm，
机座凸缘厚度：b=15mm， 机盖凸缘厚度b1= 15 mm，
机座底凸缘厚度：b2=25mm， 地脚螺钉直径：df=16mm，
地脚螺钉数目：n=4,
轴承旁连接螺栓直径：d1=12mm， 盖与座连接螺栓直径：d2= 10mm，
连接螺栓间距：l≤150 ~ 200mm, 轴承端盖螺钉直径：d3= 8mm,
窥视孔盖螺钉直径：d4=6mm, 定位销直径：d=8mm，
df，d1，d2至外和内机壁距离：cf1=22mm ， c11 = 18mm， c21=16mm ，
d1、d2 至凸缘边缘距离： c12=16 mm， c22=14mm，
轴承旁凸台半径 R1=16mm，h待定，
大齿轮顶圆与内机壁距离：Δ1=10mm， 齿轮端面与内机壁距离：Δ2=10mm，
机座肋厚：m1=10mm， 机盖肋厚m=10mm，
轴承端盖外径及轴承旁连接螺栓距离：SⅠ=DⅠ2=122mm，SⅡ=DⅡ2=102mm，

㈡、初绘装配草图：
1、 初估轴径：
设计公式为 d ≥ mm
Ⅰ轴：取C = 112 ，dmin = = 17.47 mm
由于这段轴上有键，增大3%，为17.994mm，圆整为20mm
d1 = 27 mm ， d2 = d4 =30 mm，
d3 = 36mm ， d5 = 22 mm .
轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。

mn= 2.0 mm

a = 142 mm

β = 14.30º
d1 = 56.00 mm
d2 = 224.00 mm

B1 = 56mm
B2 = 52 mm

Ⅱ轴：取C=112，dmin = = 22.01 mm
由于这段轴上有键，增大3%，为22.67 mm，圆整为35 mm
d1 = d3 42 mm， d2 = 50 mm, d4 =35
轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。
Ⅲ轴：取C=112，dmin = = 33.31mm
由于这段轴上有键，增大3%，为34.27 mm，圆整为35 mm
d1 = 40mm ， d2 = d6 =45 mm，
d3 = 52 mm ， d4 = 58mm，
d5 = 48mm .
轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。
2、 各轴简图及尺寸见下图：

Ⅰ轴

Ⅱ轴

[σ]F1=242.08Mpa

Ⅲ轴

其他轴向尺寸根据箱体尺寸确定。由上图可知，Ⅰ轴选择7206C型轴承，Ⅱ轴选择
7207C型轴承，Ⅲ轴选择7209C型轴承。

㈢、校核第三根轴的键联接，轴与轴承：
1、 轴的强度校核计算：
①、输出轴的功率为 P3 =3.223 kw ;
②、输出轴的转速为 n3 = 122.5 r/m ;
③、输出轴的扭矩为 T3 = 251262 Nmm
2、 作用在齿轮上的力为：
d2 = = = 224 mm
= = 2243.4 N
Fr =Ft*tgαn/cosβ=846.8N
Fa=Ft*tgβ=616.2N
4、 求轴上的支反力及力矩：
轴的结构设计如图 ( a ) ， 轴的弯矩矩图如图( b )

图 ( a )
[σ]F2=228.16Mpa

σF1 = 84.93 Mpa
σF2 =80.95 Mpa

由所确定的内力图（b）可确定出简支梁的支承距离:
L1 = 72.3 mm , L2 = 119.3 mm , L3 =80mm
据此求出齿轮所在的截面B的MH，Mv,M及Mca的值：
水平方向的受力情况：
由 可得
RH1=1396.9 RH2=Ft-RH1=2243.4-1396.9=846.5N
MH=RH1*L1=1396.9*72.3=100995.87N.mm
垂直平面上的受力情况：
Rv1=167.1， Rv2=Fr-Rv1=846.8-167.1=679.7 N.mm
Mv1=Rv1*L1=167.1*72.3=12081.33 N.mm
Mv2=Rv2*L2=679.7*119.3=81088.21 N.mm
合成弯矩：M1=101715.9 N.mm，M2=12920.13 N.mm

d1min = 20 mm

d2min = 35 mm

d3min = 35 mm

图（b）

扭矩：T = 251262 Nmm
当量弯矩：Mca1=M1=101715.8 N.mm
Mca2=198754.1 N.mm
5、 按弯扭合成应力校核轴的强度：
校核危险截面B的强度：
<[ -1]bMPa
前已选定轴的材料为45号钢，调制处理，由表11-1查得[σ-1]b=60Mpa,因为
σca = 14.38 N/mm2 ＜ [σ-1]b = 60 N/mm2，故安全。
6、 精确校核轴的疲劳强度：
1）.判断危险截面
截面D，Ⅱ，Ⅲ，C只受扭矩作用，且轴各段直径变化不太大，所以均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅵ，Ⅶ处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载情况看，截面B上M

ca2最大，但应力集中不大，故截面B也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此该轴只需校核截面Ⅵ即可。由于Φ58轴段直径较大，古仅校核截面Ⅵ左侧面就可以了。
2）.计算安全系数
截面Ⅵ左侧面抗弯截面模量W = 0.1d3 = 11059.2 mm3
抗扭截面模量 wT = 0.2d3 = 22118.4mm3
作用于截面Ⅵ上弯矩M为
M = 129520.13×(119.5-26)/119.5 = 101292.8Nmm
作用于截面Ⅵ上扭矩为 T = 251262 Nmm
截面上的弯曲应力为 σb= M / W = 101292.8 / 11059.2 = 9.16 N/mm2
截面上的扭转剪应力为TT = T /wT = 251262/ 22118.4 = 11.36 N/mm2
轴的材料为45号钢，调质处理，由表11-1查得σB=640Mpa，
σ-1=275Mpa，T-1=155Mpa，截面Ⅵ左侧由于轴肩圆角形成的理论应力
集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。因r / d = 2.5 / 48 = 0.052，D / d = 58
/ 48 = 1.21，于是由表3-2，按r / d = 0.04及D / d = 1.2，经内插后可查
得：ασ = 1.996，ατ = 1.594
又由附图3-1可得轴材料的敏性系数为
qσ = 0.82，qτ = 0.85
故有效应力集中系数为
kσ=1+ qσ(ασ-1)=1+ 0.82×(1.996-1) = 1.8167
kτ =1+ qτ(ατ-1) =1+ 0.85×(1.594-1) = 1.5049
由附图3-2得尺寸系数 εσ=0.73；由附图3-3得尺寸系数ετ = 0.85
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 βσ = βτ = 0.92
轴未经表面强化处理，即 βq = 1，按下式计算可得综合影响系数值为
Kσ = ( kσ / εσ+ 1 / βσ-1 ) 1 / βq = (1.8167 / 0.73+1 / 0.92-1 )×1 = 2.58
Kτ = ( kτ / ετ+ 1 / βτ-1 ) 1 / βq = (1.5049 / 0.85+1 /0.92 -1)×1 =1.8574
截面Ⅵ左侧附近由于过盈配合引起的应力集中系数按附表3-8用插入法
求得为
kσ / εσ = kτ / ετ = 3.471
故得综合影响系数值为
Kσ = ( kσ / εσ+1 / βσ-1 ) 1 / βq = (3.471+1 / 0.92-1)×1 = 3.5039
Kτ = ( kτ / ετ+1 / βτ-1 ) 1 / βq = (3.471+1 / 0.92-1)×1 = 3.5039
取KσKτ中的较大值，所以取Kσ=3.5039 ，Kτ=3.5039，故轴截面Ⅵ左侧的计算安全系数Sca值可按下式计算得:=801754
Sca=5.5969>=1.5
截面Ⅵ右侧轴径较粗，因此不必进行强度较核，故该轴在截面Ⅵ的强度足够。

㈣、 校核滚动轴承的寿命和键联结强度：

1、 校核滚动轴承的寿命：
①、计算轴承承受的径向载荷R1和R2
R1=1406.86 R2=1085.61
②、计算轴承的轴向载荷A1和A2
查设计手册（GB/T 292-93）,7209C轴承的C = 29.8 KN，C0 = 23.8 KN
对于70000C型轴承，按表12-14，轴承内部派生轴向力S=e R,其中e为表12-12中的判断系数，其值由A/C0的大小来确定，但现由于轴承轴向力A未知，故先估取e=0.4,因此可估算，
S1=0.4R1= 0.4×1406.86 =562.74 N
S2=0.4R2 = 0.4×1085.61 = 434.24 N
因为S1 + Fa = 562.74 +616.2 = 1178.94 > S2 = 434.24 N
所以轴承2压紧，轴承1放松。故
A1= S1= 562.74N
A2= S1+ Fa = 1178.94 N
A1/ C0 = 562.74/ 23800 = 0.02364
A2/ C0 = 1178.94 / 23800 = 0.04953
由表12-12线性插值得e1 = 0.393， e2 = 0.42，再计算
所以：S1=e1*R1=0.393*1406.86=552.89N
S2=e2*R2=0.42*1085.61=455.96N

同理：由轴向载荷判断比较可知轴承2“压紧”，轴承1“放松”故：
A1= S1 = 522.89 N A2 = S1+Fa = 1169.09 N
A1/C0=522.89/23800=0.02323 A2/C0=1169.09/23800=0.04912
③、计算轴承的当量动载荷P1和P2
因为A1 / R1= e1= 0.393=e1
A2 / R2 = 1.0769 > e2=0.42
由表12-12可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为
对于轴承1 X1=1，Y1= 0
对于轴承2 X2 = 0.44， Y2= 1.331
因轴承运转中有轻微冲击载荷，按表12-13，fp=1.2~1.8，取fp = 1.5

= 2243.4 N

= 846.8 N

= 616.2 N

P1= fp (X1 R1+ Y1 A1) = 1.1 ( 1×1406.86 + 0) = 1547.55 N
P2= fp (X2 R2+ Y2 A2) = 1.1 ( 0.44×1085.61 + 1.331×1169.09 ) = 2237.1 N
④、计算轴承寿命
因为P2 ＞P1
该对轴承的最短寿命为
=321592>5×300×16=24000h
所以该轴承寿命为321592h 。

2、 校核键联结的强度：
1)、选择键联接的类型和尺寸
一般八级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。
根据d =48 mm从标准中查得键的截面尺寸为：
宽度b = 14 mm，高度h =9 mm，油轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L = 40 mm(比轮毂宽度小些)。
2)、校核键联接的强度
键，轴和轮毂的材料都是钢，由表5-1查得许用挤压应力为100~120Mpa，
取其平均值为110Mpa，
键的工作长度l = L-b = 40-14= 26 mm，
键与轮毂槽的接触高度k = 0.5 h = 0.5×9 = 4.5 mm，由式（5-1）可得

可见联接的挤压强度满足。
同理：校核第二根轴轴上的键联接强度，查得键