设计说明书4.doc

设计说明书
结果
一、 传动方案的分析与拟定
1、原始数据
带的圆周力
F/N

带速v（m/s）

滚筒直径 D/mm

650

1.6

280

2、工作条件
三班制，使用年限10 年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为±5%。
3、传动方案选择

（a） (b) (c)
图1-1 传动方案对比图
根据要求有图1-1 示三种方案，现在对三种方案进行对比，
选择最合理的方案（a）传动方案包含V 带传动和单级圆柱齿轮
减速器。带传动承载能力较低，在传递相同的转矩时，结构尺寸较啮合传动大，带传动具有传动平稳，吸振等特点，能过载
保护。（b）传动方案包含蜗杆涡轮减速器，蜗杆涡轮结构紧凑，
工作平稳，传动比比较大，而且涡轮传动效率不高，长期连续工作不经济,不适合此设计方案。（c）传动方案包含同步带传动和单级圆柱齿轮减速器制造和安装精度要求较高，中心距要求较严，广泛应用于要求传动比准确的中、小功率传动中。根据上述各种方案的优缺点选择方案（a），具体如图1-2 示：

图1-2 本设计传动方案图
1-联轴器；2-滚动轴承；3-齿轮；4-V 带传动；
5-滑动轴承；6-电动机；7-卷筒；8-运输带

二、电动机的选择
1、选择电动机的类型和结构形式
根据电源种类，工作条件，工作时间的长短及载荷的性质，
大小，起动性能和过载情况等条件来选择电动机，一般选用Y 系
列三相交流异步电动机，结构是全封闭自扇冷式笼型的，适用于电源电压为380V无特殊要求的机械上,如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。
2、确定电动机的转速
一般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺
寸愈小，价格越低，当工作机转速高时，会选用高速电动机较经济，但若工作机转速较低也选用高速电动机，则此时总传动比增大，会导致传动系统结构复杂，造价较高。根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速w n 为:
nw =60000 v /πD=60000×1.6 /（π×280）=109.19(r/min)
查【2】表3-4可知，圆柱齿轮传动比范围是3～5,V带传动传动比为2～4，所以总的传动比6～20.故电动机转速的可选范围为:
nd=nw*(6 ~ 20) (655.14 ~ 2183.8) / min
符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500r/min。
由于750r/min 无特殊要求下不使用，1000r/min 和1500r/min 使用广泛，此设计中本小组选用1500r/min。
3、确定电动机的功率和型号
根据公式， Pw 有效功率为：Pw = F v /1000(kW)
带入数据 F=650N ， v =1.6 m/s ，Pw =1.04kW
则电动机所需的功率Pd 为：
Pd = Pw/ h (kW)
式中，h为系统的总效率，按计算式：
h = h1×h2×…×h n
式中， h 1 ， h 2 ，… ， h n 为系统中每对运动副或传动副的效率。
由传动方案图，可知总效率
h = h01×hⅠⅡ×hⅡⅢ
h0 = n1×n2 = 0.95×0.99 = 0.94
hⅠⅡ = n2×n3 = 0.99×0.97 = 0.96
hⅡⅢ = n4×n5 = 0.99×0.96 = 0.95
其中， h1 ---- V 带传动效率0.95
h2 ----滚动轴承传动效率0.99
h3 ----8 级圆柱齿轮传动效率0.97
h4 ----联轴器传动效率0.99
h5 ----运输机滚筒效率0.96
根据查【2】表3—3，
可以计算出h = 0.99×0.992×0.97×0.95×0.96=0.858
Pd =1.04/0.858=1.21 (kW)
因为P d ≤P e (额定功率)，所以选择Pe =1.5 (kW)。综合这一部
分，选择电动机Y100L-6，其技术数据如下表2-1 所示
额定功率
/kW
满载转速
/(r/min)
电流
/A
堵转转距
额定转矩
最大转矩
额定转矩
堵转电流
额定电流
1.5
940
4.0
2.0
2.0
6.0
三、传动比及分配
1、计算总传动比
根据电动机的满载转速nm 和工作机所需的nw ，按下式计算机
械传动的总传动比：i= n m / n w
n w =60000 v /πD=60000×1.6/（π×280）=109.19(r/min)
i=8.61
机械传动系统的总传动比i 等于各级传动比的连乘积，即：
i = i1 ×i 2×… i n
2、传动比的分配
在该方案中，只有V带和圆柱齿轮的传动，故i=i带×i齿,查【2】
表3—4，i带，i齿有同时要满足的条件，取i齿=4，i带=i/ i齿, 则i带=2。
四、传动装置的运动及动力参数计算
0 轴（电动机轴）：
n0 =n m = 940(r / min)
P0 = P d =1.21(kW)
T 0 = 9550P0 / n0 =12.29(N·m)
Ⅰ轴（减速器高速轴）：
n1 = n0 / i带 =940 / 2 = 470(r / min)
P1 =P0×h0Ⅰ =1.21×0.94=1.14（kW）
T1 = 9550 P1 / n1 = 23.16(N·m)
Ⅱ轴（减速器低速轴）：
n2 = n1 / i齿=470 / 4 =117.5(r / min)
P2 = P1×hⅠⅡ =1.14×0.96=1.09(kW)
T2 = 9550P2 / n2=88.59(N·m)
Ⅲ轴（输送机滚筒轴）：
n3 = n2 /1 =117.5(r / min)
P3 = P2×hⅡⅢ =1.09×0.95 =1.04(kW)
T3 = 9550P3 / n3 =84.53(N·m)
表4-1 传动系统的运动和动力参数
轴号
电动机
一级圆柱齿轮减速器
0 轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
转速n/(r/min)
940
470
117.5
117.5
功率P/kW
1.21
1.14
1.09
1.04
转矩T/（N·m）
12.29
23.16
88.59
84.53
传动比i
2
4
1

五、V带传动设计
1、确定计算功率
由公式Pc = K A P可确定计算功率Pc，
式中：P—所需传递的额定功率，kW
K A —工作情况系数
根据原动机工作条件，查【1】表10-7得K A =1.3
P c = 1.3×1.5= 1.95(kW)
2、选择V带的带型号
根据Pc =1.95Kw 和小带轮的转速n1 =940r/min ，查【1】图10-8
选定V带型号为A型。
3、确定带轮的基准直径并验算带速
1 初选小带轮的基准直径d d1 。
查【1】图10-8可知，小带轮基准直径的推荐值为75~180mm， 查【1】表
10-8 取小带轮的基准直径为
d d1 =160mm
2 验算带速。
由公式：
v = d d 1n1π/（60×1000）=dd2n2π/（60×1000）（m/s）
计算可知 ，v =7.87（m/s）
一般条件下v 应控制在5m/s—25m/s,可知带速合适。
3 计算并确定大带轮的基准直径d d2 。

由上式计算出来的d d2 值，由查【1】表10-8中基准直径系列值满足。
4 确定V带的中心距a和基准长度Ld
（1）由公式
0.7(d d1 + d d 2 ) £ a0 £ 2(d d1 + d d 2 )
可以算出336£ a0 £ 960 mm初取中心距a0 =400mm。
（2）由公式：

可以算出L0 =1569.6 mm
查【1】表10-2，取L d =1600mm。
根据公式：

可以算出a =415.2 mm
验算小带轮的包角1 a ，由公式：

计算可知a1 =157.92°>120°（符合小带轮包角a1 的要求）
5、计算带的根数Z
查【1】表10-4，由线性插值法可得
P0 =1.69＋(1.95-1.69)/（940-800）×(950-800)=1.97(kW)
查【1】表10-5，由线性插值法可得
·P=0.1＋(0.11-0.1)/(980-800)×(940-800)=0.11 (kW)
查【1】表10-6，由线性插值法可得
Ka=0.92＋(0.95-0.92)/(160°-150°)×(157.92°－150°)=0.94
查【1】表10-2，
可得K L =0.99
由公式

带入上面数据，可知Z=3.51(根)
取整数，故Z=4 根。

nw=109.19(r/min)

Pw =1.04kW

P d = 1.21kW

i=8.61

i带=2

T0 =12.29(N·m)

n1= 470(r / min)
P1=1.14（kW）
T1= 23.16(N·m)

n2=117.5(r / min)
P2=1.09(kW)
T2=88.59(N·m)

n3=117.5(r / min)
P3=1.04(kW)
T3 =84.53(N·m)

P c= 1.95(kW)

d d1 =160mm

v =7.87（m/s）

L0 =1569.6 mm
L d =1600mm

a =415.2 mm

a1 =157.92°

P0=1.97(kW)

·P=0.11 (kW)

Ka=0.94

K L =0.99

Z=4 根。

6、计算单根V带的预紧力F0
查【1】10-1可以查到A型带的单位长度质量q=0.1kg/m由公式

带入数据求得F0 =57.59N
7、计算V带对轴的压力Q
根据公式

代入数据计算可得，
Q=452.19N

F0 =57.59N

Q=452.19N

六、标准圆柱齿轮传动的设计
1、选择齿轮材料、热处理方法
根据工作条件，采用的减速器是闭式软齿面传动查【1】表12-得
小齿轮
45 钢
调质处理
HBS =240
大齿轮
45 钢
正火处理
HBS =200
两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计。
2、确定材料许用接触应力
查【1】表12-6，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为
s H lim1= 480＋0.93(HBS1-135) = 577.65MPa
s H lim2 = 480+0.93(HBS -135) = 540.45MPa
查【1】表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数lim 1.0 H S = ，则两齿轮材料的许用接触应力分别为

3、根据设计准则，按齿轮接触疲劳强度进行设计

式中：u 为齿数比，小齿轮的转矩T1=23.16 m；查【1】12-3，取载荷系数K=1.5； 查【1】12-4，查取得弹性系数
；根据闭式软齿面齿轮传动通常取0.3~1.4，这里取齿宽系数jd =1；[ H s ] 以较小值[sH2 ] =540.45MPa带入。 故
d 1 >=54.13㎜

d 1 >=54.13㎜

4、几何尺寸计算
齿数：由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数推荐值z1 = 20 ～40，取z =25，则z2 = z1×i齿 =25×4=100
模数： m = d 1 / z1 = 54.13/ 25 =2.17 mm
查【1】表5-1，将m转换为标准模数，取m=2mm
中心距：a =m/2(Z1＋Z2)=125㎜
齿宽：b=jd d1=1×54.13=54.13㎜, 取整（四舍五入）即
b =54mm, b1 = b + (5 ~ 10)mm，取b1 =60mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
由校核公式：

查【1】表12-5，两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别为

查【1】表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为：

查【1】表12-7，弯曲疲劳强度的最小安全系数S Flim =1.0 。
两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为：

m =2.17 mm

a =125mm

b1 =60mm

将上述参数分别代入校核公式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为：

=47.54MPa

=36.85 MPa

所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
6、齿轮其他尺寸的计算
分度圆直径：

齿顶圆直径：

齿根圆直径：

中心距：

齿宽：
b1= 60mm b2 = 54mm
7、齿轮的圆周速度

=2.46m/s

d 1 = 50mm

d 2 = 200mm

d a1 = 54mm

d a2 = 204mm

d f1 =44.6 mm

d f2 =194.6 mm

b1= 60mm
b2 = 54mm

v1 =2.46m/s

七、轴的设计
1、输出轴（低速轴）的设计
（一）选择轴的材料和热处理方法，并确定许用应力
设计需要为普通用途，中小功率的减速器，选用45 钢正火处
理。查【1】16-1得s b =600 Mpa，查【1】16-5得[ sb ]- 1= 55Mpa 。
（二）估算轴的最小直径
查【1】 16-2 ，取A=110，根据查【1】公式16-1得

=28.4㎜
考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即28.4×1.05=30mm。
查【1】 表16-3可知，选取最小直径应为30㎜.
（三）轴的结构设计并绘制结构草图
（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
绘制轴的计算简图

图7-1 输出轴的结构
定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图7-1 中的d1 与d2 ， d4 与d5 , d6 与d7 的轴肩。
查[1] (P294 图16-11)，可知,为保证零件与定位面靠紧，轴上的过度圆角半径r 应小于轴上的零件圆角半径R 和倒角C。一般取定位轴肩高度h=(0.07～0.1)d，轴环宽度b³ 1.4h。
查[2] (P42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径，如图7-1 所示的安装齿轮和联轴器处的直径d4 、d1 ，一般应取标准值(见查[1]表16-3)。另外，安装轴承及密封元件处的轴径d2 、d7 和d3 ，应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致。
查[2]（P43），非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为（1～3）mm，如图7-1 中的d2 与d3 ， d3 与d4 ，d5 与d6 处的直径变化.
因此，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，d1=32mm，考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素，其他各段直径可确定为：考虑在2 d 处联轴器用轴肩实现轴向定位，所以，

取 d 2= 33mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3 应大于d2 ，所以，

d3 要满足轴承基本型号，故选d3 = 35mm
为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径4 d 应大于3 d ,所以，

d4 处安装齿轮一般取标准值，查[1]表16-3。可知，
取 d4 =40mm
考虑在4 d 与5 d 处用轴肩实现轴向定位，所以，

d4处安装齿轮一般取标准值，查[1]表16-3。可知，
取 d4 =40mm
考虑在d4 与d5 处用轴肩实现轴向定位，所以，

取 d5 =46mm
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,
取 d 7=35mm
d6 与d7 用轴肩实现轴向定位，齿轮在左端用轴环定位,轴环直径d6 ，所以

取 d6 =42mm
（3）选择轴承型号
由于d7 和d3 两处都安装轴承，初选深沟球轴承，查[2]（P149
表15-4），可知，轴承代号为6207，轴承宽度B=17mm，安装尺寸为damin =42mm，所以可知d6 =42mm。
（4）确定各轴的长度
如图7-1 中d4 、d1 、d7 处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定.轮毂宽度l `与孔径有关，一般情况下，轮毂宽度l `=(1.2～1.6)d，最大宽度lmax ` £ (1.8～2)d，轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于(1.6～1.8)d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时，轴段长度l应较轮毂宽l `短2～3mm，以保证轴上零件定位可靠。
由于d1 = 30mm，
l1 =(1.2～1.6)×d1 -2=(1.2～1.6)×30-2=36～48mm
取 l1 =40mm
l =(1.2～1.6)× d4 -2=(1.2～1.6)×40-2=46～62mm
取 l4 =58mm
因为轴端倒角45 度，

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁的距离，取套筒长l封油环=23mm；所以

齿轮位于轴的中间， 取l5 =9mm（b ³1.4h），l6 =11mm。
在图7-1 中，l2 与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖，伸出端盖外部分的长度l B 与伸出端安装的零件有关,端盖固定螺钉的装拆有关，查有关表格可取B³ (3.5～4) d 3,处d3为轴承端盖固定螺钉直径，轴上零件不影响螺钉等的拆卸，查有关表格，可取l B =(0.15~0.25) d 3 .由装拆弹性套销距离B 确定(B 值可由联轴器标准查出).轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定.
查[2]（P21）.可知
地脚螺钉直径：

取 df = 16mm
轴承盖螺钉直径：

取 d3 = 8mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：

（四）求作用在轴上的外力和支反力
（1） 根据轴系机构图绘制轴的计算简图，如图7-2（a）

图 7-2 轴的强度计算
轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力F t 和径向力F r ，方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T2 。
已知：T2 = TⅡ =88.59N ·m =88590 N ·mm
已知：d 2= 200mm（齿轮传动设计中已算出分度圆直径）
求圆周力： F t

=885.9 N
求径向力： F r

=332.4 N
（2） 将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。
垂直面的支反力（见图7-2（b））

=166.2 N
水平面上的支反力（见图7-2（c））

=442.95 N
（3）作弯矩图
作垂直弯矩图（见图7-2（b））
垂直面上截面的D 处的弯矩

=-9805.8N·mm
作水平面弯矩图（见图7-2（c））

=-26134.05N·㎜
作合成弯矩图（见图7-2（d））
把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为

=27913.12N ·mm
作扭矩图（见图7-2（e））
扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。
（五）校核轴的强度
轴在D 处截面处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面，轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数a = 0.6 轴的材料为45钢，正火处理，查[1]（P291表16-1及P296表16-5），得[s ]-1=55MPa。
.
=9.38MPa£[s ]- 1
由此可知，轴的强度满足要求.
2、输入轴（高速轴）的设计

图7-3 输入轴的结构
（一）选择轴的材料
与输出轴选材一样。选用45 钢正火处理。查【1】表16-1 得
s b = 600MPa，查【1】 表16-5得[s b]-1 =55 MPa 。
（二）齿轮上作用力的计算
已知：T = T = 23.16N·m
已知： d1 = 50mm
求圆周力： F t

=926.4 N
求径向力： Fr

=337.16 N
将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。
垂直面的支反力

=168.58 N
水平面上的支反力

=463.2 N
（三）按扭转强度估算轴的最小直径
轴径d 的设计计算公式为

查[1]（P291表16-2），取A=110，代入上面公式，有
d>=14.8 mm
上式求出的直径为轴的最小直径，即外伸轴段直径，需要圆整为标准直径，与标准件相配是应与标准件相一致。当轴上开有键槽时，轴径还应增大5%～7%(一个键槽)或10%～15%(两个键槽)，因为外伸轴段上有一个键槽。所以D1=14.8(1+5%)=15.5mm。查[1]（P292表16-3），可知
取D1 =16mm
（四）轴的结构设计
（1）确定轴上零件的位置和固定方法
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边.轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现.轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位.
（2）确定轴的径向尺寸
定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图7-3 中的1 与2，4 与5，处的轴肩。定位轴肩高度a=(0.07～0.1)d，轴环宽度b ³ 1.4a。
查阅有关资料获得配合或安装标准件的直径，轴上有轴、孔配合要求的直径，如图7-3 所示的安装齿轮处的直径4，一般应取标准值。另外，安装轴承及密封元件处的轴径2，5 和3 应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致。
非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，
一般为1～3mm.如图7-3 中2 与3、3 与4 的轴径变化。
由以上可知
D 1=16mm
D2 = D1 +2×(0.07 ~ 0.1)D1 = 18.24 ~ 19.2mm
取 D2 = 19mm
D3 = D2 +(1 ~ 3) = 20 ~ 22mm
取 D3 = 20mm
D4 = D3 +(1 ~ 3) = 21 ~ 23mm
查[1]（P292表16-3），可知
取 D4 = 25mm
D5= D3= 20mm
（3）选择轴承型号
由于5 和3 两处都安装轴承，初选深沟球轴承，查[2]（P149表15-4），可知，轴承代号为6204，轴承宽度B=15mm。
（4）确定轴的轴向尺寸
由轴上安装零件确定的轴段长度，如图7-3 中1、4、5 处由带轮轴、齿轮的轮毂宽度及轴承宽度确定。一般情况下，轮毂宽度l ` =(1.2～1.6)d，最大宽度maxl ` £ (1.8～2)d，轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于(1.6～1.8)d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重。所以
L1 = (1.5 ~ 2)D1 -2 = (1.5 ~ 2)×16 - 2 = 22~ 30mm
取 L1 = 30mm
为了安装方便和各种零件协调，可将轴的第4 段与小齿轮做的一体，其长度可比小齿轮的宽度（55mm）大1.2~1.6 倍（66~88），
取 L 4= 75mm
因为轴端倒角45 度， L5 =B+2+10=15+2+10=27mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和该轴段外端的距离取为2mm，取套筒长封油环L =10mm，所以
L 5 =15+10+2=27mm
地脚螺栓直径：

取 df = 16mm
轴承盖螺钉直径：
d 3 = (0.4 ~ 0.5) d f= (0.4 ~ 0.5) ×6 mm =6.4 ~ 8 mm
取 d3 = 8mm
所以lB =(0.15~0.25) d3 =1.2～2mm，取l B =2 mm。
e = (1 ~ 1.2)d3 = (1 ~ 1.2)×8mm = 8 ~ 9.6mm
取e = 9mm，同时取m = 27mm。
则L2 = e + m+ l B = 9+ 27+2 = 38 mm
（五）强度校核
强度校核方法与输出轴方法相同，经校核，强度符合要求。

八、轴承的设计
1．输出（低速）轴承的设计
（一）初选轴承型号
由前面条件，试选择深沟球轴承，因其直径与轴第3 段直径相等，故其直径取d3 = 35mm，查[2]（P149表15-4）可知，轴承代号为6207，轴承宽度B=17mm，基本额定动荷载C r = 19.8 kN ,基本额定静荷载C0r =13.5 kN 。由已知条件知道工作时间为10年，且每天3 班制工作，则大概总的各种时间为（轴承预计寿命）：

（二）计算当量动截荷
考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为
R1 =（166.22＋442.952）0.5=473.1N
向心轴承只承受径向载荷时，
P = R1 = 473.1N
（三）校核轴承寿命
轴承计算寿命公式为

查[1]（P253表14-7），常温下f t = 1，e = 3
n2 = 119.18 r / min
所以代入数据得 L10h=962453 h
由于L 10h> L10h '满足要求，故选用6207型轴承。
2、输入（高速）轴承的设计
（一）初选轴承型号
由前面条件，试选择深沟球轴承，因其直径与轴第3 段直径相等，故其直径取d3 = 25mm，查[2]（P149表15-4）可知，轴承代号为6205，轴承宽度B=15mm，基本额定动荷载10.8 C r = kN ,基本额定静荷载0 6.95 r C = kN。由已知条件知道工作时间为10年，且每天3 班制工作，则大概总的各种时间为（轴承预计寿命）

（二）计算当量动截荷
考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为
R2 =（168.582＋463.22）0.5=492.9N
向心轴承只承受径向载荷时，
P = R2 = 492.9N
（三）校核轴承寿命
轴承计算寿命公式为：

查[1]（P253表14-7），常温下f t = 1，e = 3
由之前结果可知， n = n1 = 470r / min
所以代入数据得: L10h=901256.6 h
由于L10h > L h' 满足要求，故选用6205型轴承。

九、键连接的选择和校核

图 9-1 平键安装图
1、低速轴
（一）键的尺寸计算
轴1 段d1 = 30mm，轴4段d4 = 40mm
可知： d1 = 30mm 查【1】表13-10 在22～30mm 之间，则b=8mm，
h=7mm，此处的键是用于轴端连接，与联轴器相连，选择C 型槽键； d 4= 40mm 查【1】表13-10 在38～44mm,则b=12mm,h=8mm.静连接时，一般键长L 可比轴段长度小5～10mm。
则d4 段的L=l 4 －(5～10)= 58-（5～10）=48～53mm，取L=50mm
d1 段的L= l1 －(5～10)=40-（5～10）=30～35mm，取L=32mm
平键连接的挤压条件：

由静载荷可知，选125 ~ 150 [ s p ]= MPa ,轮毂材料为钢。
（二）强度校核
工作表面的挤压应力为：

= 70.3 MPa

=29.1 MPa
查[1]（P234 表13-11）可知，轮毂材料为45 钢，且载荷平稳时，许用挤压应力[sP ]=125～150MPa. s P1 <[ s P ]=125～150MPa, s P4 <[ s P ]=125～150MPa,故连接能满足挤压强度要
2、高速轴
（一）键的尺寸计算
轴1 段D1 =19mm
查[1]（P231 表13-10），可知： D1 =19mm 在17～22mm 之间，则b=6mm，h=6mm。静连接时，一般键长L 可比轮毂宽度小1～3mm.则1 D 段的键长L= L1 -2(1～3)=36-（2～6）=30～34mm，取L=32。
则工作表面的挤压应力为：

=31.3MPa
查[1]（P234 表13-11）可知轮毂材料为45 钢，且载荷平稳时，许用挤压应力[sP]=125～150MPa. sP1 <[ sP ]=125～150MPa,
故连接能满足挤压强度要求。
轴4 段D2 = 22mm
查[1]（P231表13-10），可知：D2 =22mm,在17～22 之间，则b=6mm，h=6mm。静连接时，一般键长L 可比轮毂宽度小1～3mm. 则1 d 段的键长L=L4-2(1～3)=75-（2～6）=69～73mm，取L=70mm
则工作表面的挤压应力为

=11.14MPa
查[1]（P231表13-10）可知，轮毂材料为45钢且载荷平稳时，许用挤压应力[sP ]=125～150MPa. sP1 <[ sP ]=125～150MPa, 故连接能满足挤压强度要求。
十、联轴器的选择
1.类型选择
综合考虑各种因素选择弹性柱销联轴器。

[sb ]- 1=55Mpa

d>=28.24㎜

d2=30㎜

d 2= 33mm

d3 = 35mm

d4 =40mm

d5 =46mm

d 7=35mm

d6 =42mm