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计 算 及 说 明 结 果 8.键连接的选择和计算 本减速器全部使用圆头平键，其主要失效形式是工作表面的压溃，除非有严重的 过载，一般不会出现键断裂，因此，通常只按工作面的挤压应力进行强度校核。 假定载荷在键的工作平面上均匀分布，则普通平键的强度条件根据公式（6-1）为： 键的计算公式2T?103及有关数据和?p??[?p] kld图表皆引自【2】 式中：T-传递的转矩，单位N.mm; 第103~108页 k-键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处h为键的高度， mm; l-键的工作长度， mm,圆头平键l=L-b，平头平键l=L,这里L为键的公称 长度，mm;b为键的宽度，mm; d-轴的直径，mm; [?p]-键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，见表6-2。 8.1 高速轴（I轴）上键的选择及校核 对于I轴上的联轴器与轴的链接主要是周向定位，而不承受轴向力的作用，所以 用平键链接，根据d=35mm查参考书【2】P106选用普通平键型； b?h?L?10?8?63. 键，轴的材料为钢，带轮轮毂的材料为铸铁，由表6-2查的许用挤压力在 b?h?L. [?p]?50~60MPa，取其中间值，[?p]?55MPa。键的工作长度?10?8?63 l=L-b=63-10=53mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受转矩取输入 转矩即T?TIi?95.5?103MPa由式（6-1）可得， ?p?25.741 ?[?p]?55 MPa 2T?1032?95.5?103?p???25.741MPa?[?p]?55MPa kld4?53?35 键的强度足够。 8.2 中间轴（II轴）上键的选择及校核 轴II上有两个b?h相同的键，且在两处轴径相同，那么只需要对轴径小处的 b?h?L 键进行校核即可。根据d=50mm查参考书【2】P106选用普通平键型；b?h?L?10?8?50和b?h?L?14?9?80，只需对b?h?L?14?9?50 ?14?9?80 b?h?L 的键进行校核。 键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表6-2查的许用挤压力在?10?8?50 [?p]?100~120MPa，取其中间值，[?p]?110MPa。键的工作长度l=L-b=50-14=36mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输 31
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计 算 及 说 明 入转矩即T?TIIi?301.38?103MPa由式（6-1）可得， 结 果 ?p?74.415?[?p]?110MPa2T?1032?301.38?103?p???74.415MPa?[?p]?110MPa kld4.5?36?50 键的强度足够。 8.3 高速轴（III轴）上键的选择及校核 高速轴上有两处要进行键的选择和校核。两处的直径分别为50mm、60mm，但是为了加工和安装方便，按直径小处选择键宽和键高。根据d=50mm查参考书【2】P106选用普通平键型；b?h?L?14?9?100和b?h?L?14?9?70，对两处的键都要进行校核。 键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表6-2查的许用挤压力在 [?p]?100~120MPa，取其中间值，[?p]?110MPa。 L=100mm的键，其工作长度l=L-b=100-14=86mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即T?TIIIi?704.48?103MPa由式（6-1）可得， b?h?L ?14?9?100 ?p?72.814MPa ?[?p]?110MPa2T?1032?704.48?103?p???72.814MPa?[?p]?110MPa kld4.5?86?50 键的强度足够。 键的工作长度l=L-b=70-14=56mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即T?TIIIi?704.48?103MPa由式（6-1）可得， 2T?1032?704.814?103?p???93.185MPa?[?p]?110MPa kld4.5?56?50 键的强度足够。 32
b?h?L ?14?9?70 ?p?93.185MPa ?[?p]?110MPa 机械设计课程设计说书
计 算 及 说 明 结 果 轴承的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第307~342页 9.滚动轴承的选择和计算 由于本减速器承受载荷较轻，确有一定的轴向力，因此选择角接触球轴承。本着节约材料的目的，在特轻系列中选择7000C 系列。再根据轴径，查参考书【1】第P122页最终选择轴承类型。本减速器中所选三对轴承分别为,7008C,7012C.现在只对7009C轴承的使用寿命系数进行计算，其他轴承类似。 查参考书【1】第P122页可知7009C的动载荷系数C?2.58?10N，静载荷系数为C0?2.05?104N,按查考书【2】P318页取轴承预期寿命L'h?8000h。 4 图8.1轴承的受力情况 1.求两轴承所受到的径向载荷FrA,FrB. 由前面I轴的计算可知RAy?970.332N，.594N,RAz??1349.74N，由此可得 RBy?2220.399N,RBz?1605FrA?RAy?RAz?970.5942?(?1349.332)2?1662.152N FrB?RBy?RBz?2220.3992?1605.742?2740.177N 2.求两轴承的计算轴向力FaA,FaB 对于7000C型轴承，按表13-7查得轴承派生轴向力Fd?eFr，其中e为表13-5中的判断系数，其值由因此可估算， 2222Fa的大小确定，但现轴承轴向力Fa未知，故先初选e=0.46,C0FdA?0.46FrA?0.46?1662.152?764.590N 33
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计 算 及 说 明 FdB?0.46FrB?0.46?2740.177?1260.481N 按式（13-11）得 FaA?Fae?FdB?813.694?1260.481?2074.175N 结 果 FaB?FdB?1260.481N FaA2074.175 ??0.101179C02.05?104FaB1096.071??0.061487 4C02.05?10 由表13-5仿例题13-1进行插值计算，得 e1?0.464 e2?0.434 再计算 FdA?e1FrA?0.464?1662.152?771.238N FdB?e2FrB?0.434?2740.177?1189.237N FaA?Fae?FdB?771.238?1189.237?2002.931N FaB?FdB?1187,237N FaA2074.175 ??0.1011794C02.05?10FaB1096.071??0.061487 4C02.05?10 与同组其他数据相比较，两次计算结果的Fa值相差较小，因此确定e1?0.464 C0e1?0.464 e2?0.434 FaA?2002.931N FaB?1187,237N e2?0.434FaA?2002.931N，FaB?1187,237N 34
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计 算 及 说 明 3.计算轴承的当量动载荷P1和P2 因为 结 果 FaA2002.931??1.205?e1 FrA1662.152FaB1187.237??0.4332?e2 FrB2740.177 由表13-5分别进行查表或插值计算的径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承A XA?0.44，YA?1.217 对轴承B XB?1，YB?0 因轴承运转有轻微冲击载荷，按表13-6，fp?1~1.2，取fp?1.1，则 PA?fp(XAFrA?YAFaA) ?1.1?(0.44?1662.152?1.217?2002.931)?3485.805N PB?fp(XBFrB?YBFaB) ?1.1?(1?2740.177?0?1187.237)?3014.195N 5. 验算轴承寿命 因为P1?P2，所以按轴承A的受力大小验算，n=576r/min 106C?1062.58?1043'Lh?()?()?11732h?Lh 60nP60?5763485.8051所选轴承满足寿命要求 减速器的工作寿命为五年，其总工作时间为T?2?8?300?24000h，Lh?11732h?Lh' L'h?8000h取得较小，因此在一到两年就必须的更换一次轴承。 Lh?11732h?Lh' 35