钢球锥轮式无级变速器设计概要

1引言

1.1机械无级变速的发展概况

机械无级变速器最初是在19世纪90年代出现的，至20世纪30年代以后才开始发展，但当时由于受材质与工艺方面的条件限制，进展缓慢。直到20世纪50年代，尤其是70年代以后，一方面随着先进的冶炼和热处理技术，精密加工和数控机床以及牵引传动理论与油品的出现和发展，解决了研制和生产无级变速器的限制因素；另一方面，随着生产工艺流程实现机械化、自动化以及机械要改进工作性能，都需要大量采用无级变速器。因此在这种形式下，机械无级变速器获得迅速和广泛的发展。主要研制和生产的国家有美国、日本、德国、意大利和俄国等。产品有摩擦式、链式、带式和脉动式四大类约三十多种结构形式。

国内无级变速器是在20世纪60年代前后起步的，当时主要是作为专业机械配套零部件，由于专业机械厂进行仿制和生产，例如用于纺织机械的齿链式，化工机械的多盘式以及切削机床的Kopp型无级变速器等，但品种规格不多，产量不大，年产量仅数千台。直到80年代中期以后，随着国外先进设备的大量引进，工业生产现代化及自动流水线的迅速发展，对各种类型机械无级变速器的需求大幅度增加，专业厂才开始建立并进行规模化生产，一些高等院校也开展了该领域的研究工作。经过十几年的发展，国外现有的几种主要类型结构的无级变速器，在国内皆有相应的专业生产厂及系列产品，年产量约10万台左右，初步满足了生产发展的需要。与此同时，无级变速器专业协会、行业协会及情报网等组织相继建立。定期出版网讯及召开学术信息会议进行交流。自90年代以来，我国先后制定的机械行业标准共14个：1.JB/T 5984-92 《宽V带无级变速装置基本参数》、2.JB/T 6950-93 《行星锥盘无级变速器》、3.JB/T 6951-93 《三相并联连杆脉动无级变速》、4.JB/T 6952-93 《齿链式无级变速器》、5.JB/T 7010-93 《环锥行星无级变速器》、6.JB/T 7254-94 《无级变速摆线针轮减速机》、7.JB/T 7346-94 《机械无级变速器试验方法》、8.JB/T 7515-94 《四相并列连杆脉动无级变速器》、9.JB/T 7668-95 《多盘式无级变速器》、10.JB/T 7683-95 《机械无级变速器分类及型号编制方法》、11.JB/T 7686-95 《锥盘环盘式无级变速器》、12.JB/T 50150-1999 《行星锥盘无级变速器质量分等》、13.JB/T 53083-1999 《三相并联连杆脉动无级变速器质量分等》、14.JB/T 50020-××××《无级变速摆线针轮减速机产品质量分等》（报批稿）。

现在，机械无级变速器从研制、生产、组织管理到情报网信息各方面已组成一较完整的体系，发展成为机械领域中一个新型行业。

1.2机械无极变速器的特征和应用

机械无级变速传动几乎都是依靠摩擦力或油膜拉曳力来传递动力的(PIV型及FMB 型滑片链式变速器有部分“啮合”因素，脉动式无级变速器酌的单向超越离合器也是依靠摩擦来传动的)，由于大多是在充分润滑的条件下，用高硬度、高光洁度的擦传动副来传动，因此摩擦系数仅为0.02～0.06，施加在摩擦副间的法向压紧力Q高达其所传递的有效圆周力的20～75倍，因而限制了其传动功率，传递的功率最高为110KW(R6=6的摆销锭式变速器)、150KW(多盘式)；而且出于对材质、工艺；润滑油的品质均提出了较高的要求，所以直到本世纪五十年代才得到迅速发展，日前世界上一些国家已对多种性能良好的机械无级变速器进行了系列化的生产，作为通用部件供应，我国也对部分品种进行了系列生产，这对发展国民经济是颇为有益的。机械无级变速器且有结构简单、价廉、传动效率高(有的高达95％)、通用件强、传动比稳定性好(有的误差小于0.5%)、工作可靠、维修方便等优点，特别是某些机械无级变速器可以在很大的变速范围内具有恒功率的机械特性；这是电气和液压无级变速所难以达到的。不少机械无级变速器还有振动小(全振幅小于3～15微米)和噪音低的特点。但其缺点是存在滑动、承受过载和冲击的能力差。对于脉动无级变速器由于有往复运动构件和超越离合器，以及输出速度的脉动性，限制了它只适用于小功率，低速和运动平稳要求不高的场合。带，链式无级变速器，便于实现转速随负载而变化的自动无级调速，有利于节约能量，很有发展前途。由于机械无级变速器的传递功率较小，，为扩大其功率范围，常将其与大功率定传动比系统以差动行星齿轮机构相联；这样使大部分功率由定传动比系统传递，而少量功率流过机械无级变速器，经差动合成后，既进行了变速又传递了大的功率，这时无级变速器是作为控制传动用的。作为机械无极变速器本体来讲，要扩大其传动功率，则必需采取多接触区分汇流传动型式、接触区综合曲率小(曲率半径大)的结构。并通过选择适当的润滑油(有添加剂的)、表内几何形状、滚功体尺寸等以建立起油膜进行传动。

机械无级变速传动具有结构简单、操纵方便、传动效率较高、恒功率特性高、噪声低等优点，因此，能适应变工况工作、简化传动方案，节约能源和减少环境污染等要求，在工业界受到越来越多的重视和采用。目前已较多地应用于车辆、拖拉机和工程机械、船舶、机床、轻纺化工业机器、起重机械和试验设备中。

1.3国内机械无极变速器的研究现状

国内机械无级变速器于20世纪6O年代前后起步，到80年代中期，随着国外先进设备的大量引进，工业生产现代化及自动流水线的迅速发展，对各种类型机械无级变速器的需求大幅度增加，专业厂开始建立并进行规模化生产，一些高等院校也开展了该领

域的研究工作。现在，国内机械无级变速器行业从研制、生产到情报信息各方面都已组成一个较完整的体系，发展为机械领域中一个新兴行业。

目前，国内生产的机械无级变速器大都是仿制国外产品，主要系列产品类型有：

1)摩擦式无级变速器，包括行星锥盘式(DIS—CO型)、行星环锥式(RX型)、锥盘环盘式(干式、湿式)和多盘式(Beier型)等。

2)齿链式无级变速器，包括滑片链式、滚柱链式、链式卷绕式。

3)带式无级变速器，包括普通V 带式和宽V带式。

4)脉动式无级变速器，包括三相并列连杆式(GUSA型)与四相并开连杆式(Zero—Max 型)。

其中行星锥盘式无级变速器通用性较强，结构和工艺较简单，工作可靠，综合性能优良，尤其是能适应各种生产流水线需要，故应用最广，产量最大，其年产量占机械无级变速器总产量的5O 9／6以上。大部分无级变速器产品的输入功率为0．18～7．5kW，少数类型可以达到22～3O kW。

通过前一阶段的实践，并掌握了现有技术之后，近年来国内机械无级变速器的研制生产出现了新的发展趋向，主要是：

1)对原有产品的创新改进。在原来行星锥盘式无级变速器的基础上，创新开发“恒功率行星摩擦式无级变速器”及“无物理心轴行星轮无级变速器”，后者的变速比由原来的5～6增大到2O或更大，输出转矩也高了一倍以上，而且其他性能指标优良，目前已有系列产品。

2)研制开发汽车用元级变速器。汽车用无级变速器属高新技术产品，目前国内已开发出金属带式无级变速器，正准备进行产业化生产；其中靠进口的关键零件“金属钢带”也将自行生产。另外，新型的车用无级变速器及复合带也在探讨之中。

3)创新研制新型(车用和通用)无级变速器。近年来不断提出创新型无级变速器，这些无级变速器的特点主要是：①不用摩擦式变速传动而多半以连杆脉动式无级变速器传动为主或采取链式传动；②实现大功率、恒功率或者高速；③结构简单紧凑，并获得优良的性能。其中有些方案已经过多年的研究试验，可能在不久的将来即有成果。

上述情况说明，国内无级变速器的研制生产已由过去的仿造阶段进入创新阶段，由小功率往大功率、一般技术向高新技术发展，今后有可能出现一些性能优良的新一代机械无级变速器。

1.4毕业论文设计内容和要求

设计内容：要求根据导师提供的数据(N

1=4.5KW，

b

R=6，

p

n=1500rpa)比较和选择合

适的方案；完成钢球锥轮式无级变速器的结构计算与设计；对关键部件进行强度和寿命

校核;运用Pro/e完成该无级变速的建模，装配图。

设计要求：变速范围250rpa～1500rpa; 变速器尺寸要尽可能小，轻便；结构设计时应使制造成本尽可能低；外观匀称，美观；调速要灵活，调速过程中不能出现卡死现象，能实现动态无级调速；关键部件满足强度和寿命要求；画零件图和装配图。

2总体方案的选择

钢球锥轮无级变速多种多样，在此，我只选择了两种方案供参考，作比较，选出理想方案。该两种方案分别是钢球外锥式（Kopp-B型）无级变速器和钢球内锥式无级变速，分别描述如下。

2.1钢球外锥（Kopp-B型）无级变速器

Koop-B型变速器的皱构如图2-1所示。动力由轴1输入，通过自动加压装置2，带动主动轮3同速转动，经一组(3～8个)钢球4利用摩擦力驱动外环7和从动锥轮9；再经锥轮轮9、自动加压装置10驱动输出轴11，最后将动力输出。传动钢球的支承轴8的两端嵌装在壳体两端盖12和l3的径间弧形导槽内，并穿过调速蜗轮5的曲线槽；调`

1、11-输入、输出轴

2、10-加压装置

3、9-主、从锥轮

4-传动钢球 5-调速涡轮 6-调速蜗杆 7-外环 8-传动钢球 12、13-端盖

速时，通过蜗杆6使蜗轮5转动。由于曲线槽(相当于一个控制凸轮)的作用，使钢球轴心线的倾斜角发生变化，导致钢球与两锥轮的工作半径改变，输出轴的转速便得到调节。其动力范围为：

R=9，Imax=1/Imin，P≤11KW，ε≤4% ，η＝0.80～0.92 ，应用甚广。

n

从动调速齿轮5的端面分布一组曲线槽，曲线槽数目与钢球数相同。曲线槽可用阿基米德螺旋线，也可用圆弧。当转动主动齿轮6使从动齿轮5转动时，从动齿轮的曲线槽迫使传动钢球轴8绕钢球4的轴心线摆动，传动轮3以及从动轮9与钢球4的接触半径发生变化，实现无级调速。具体分析如图2-2。

钢球外锥式无级变速器变速如图2-3所示：中间轮为一钢球，主、从动轮式母线均为直线的锥轮，接触处为点接触。主、从动轮的轴线在一直线上，调速时主、从动轮工

作半径不变，而是通过改变中间轮的回转轴线的倾斜角θ籍以改变其两侧的工作

半径来实现变速。

2.2钢球长锥式（RC型）无级变速器

如图2-4所示，为一种早期生产的环锥式无级变速器，是利用钢环的弹性楔紧作用自动加压而无需加压装置。由于采用两轴线平行的长锥替代了两对分离轮，并且通过移动钢环来进行变速，所以结构特别简单。但由于长锥的锥度较小，故变速范围受限制。RC型变速器属升、降速型，其机械特性如下图2-5所示。技术参数为：传动比 i21= n2/n1 =2～0.5,变速比

R= 4,输入功率P1=（0.1～2.2）KW，输入转速n1=1500 r/min ,传动

b

效率η＜85% 。一般用于机床和纺织机械等。

2.3两方案的比较与选择

钢球长锥式(RC型)无级变速器结构很简单，且使用参数更符合我们此次设计的要求，但由于在调速过程中，怎样使钢环移动有很大的难度，需要精密的装置，如果此装置用于制造，成本会大大的提高，显得不合理。

而钢球外锥式(Koop-B型)无级变速器的结构也比较简单，原理清晰，各项参数也比较符合设计要求，故选择此变速器。

3主要零件的计算与设计 设计一台

Koop-B 型无级变速器，输入功率为N 1=4.5KW ，b R =6，n p =1500rpa 。选用

Y132M-4型电机驱动。N=7.5KW ，n=1400rpa,η=0.87。输入转速n 1=750rpa 。确定传动件的主要尺寸参数。

3.1钢球与主、从动锥轮的计算与设计

（1）选材料：钢球、锥轮、外环及加压盘均匀GCr15,表面硬度HRC61，摩擦系数

f=0.04，许用接触应力：传动件﹝σj ﹞=22000～25000kgf/cm 2,加压元件﹝σj ﹞=40000～500000kgf/cm 2。

（2）预选有关参数：锥轮锥顶半角a=45o ，传动钢球个数z=6，加压钢球个数m=8，锥轮于钢球的直径比c 1=

1

q

D d =1.5,k f =1.25、η=0.8。 （3）有关运动参数计算； 传动比 max 1500

2750i == max 2500.3333750

i == 钢球支承轴的极限转角

'''

1max 45218266o

o a arcctgi arcctg θ=-=-=（增速范围）

'''

2m i n

450.333326341o

o a a r c c t g i a r c c t g θ=-=-=（减速范围）

（4）计算确定传动钢球的直径q d :

1c o s c o s 45

c o s 0.19072c o s 2 1.5c o s 45

o a c a τ===+?+ 按表1-2（机械无级变速器）由cos 0.1907τ=查得()1

0.9918-αβ=，代入式得

9.85~11.20

q d ≥=

= 按钢球规格圆整取101.6q d mm =

锥轮直径1D

11 1.5101.6152.4q D c d mm ==?= 圆整取 1155D mm = 则 11155 1.5255906101.6

q D c d === 验算接触应力j σ

2

23838.52/j kgf cm σ==

=在许用接触应力范围之内，故可用。

（5）计算有关尺寸： 钢球中心圆直径3D

31(cos )(1.5255906cos 45)10.1622.6842o q D c a d cm

=+=+=

钢球侧隙?

1cos )sin 1][(1.5255906cos 45)sin301]10.16

1.182o o q c a d z

cm

π

?=[(+-=+-?=

外环内径r D

322.684210.1632.8442

r q D D D cm =+=+= 外环轴向截面圆弧半径R

(0.7~0.8)q R d = 取7.5R cm = 锥轮工作圆之间的轴向距离B

s i n 10.16s i n 457.1

o q

B d a c m ==?=

3.2加压盘的计算与设计

加压装置采用钢球V 形槽式加压盘，此加压盘动作灵敏，工艺要求高，承载能力

符合要求。

（1)加压装置有关参数 加压盘作用直径p d

0.57.75p q d D cm == 加压盘V 形槽倾角λ

'''

10.0415.5()62718sin 7.75sin 45

o o

p fD arctg

arctg d a λ?===? 取'630o λ= 加压钢球按经验公式取11

()610

qy q d d =-、8m =。经验算接触强度均不足，故改用

腰鼓形滚子8个，取滚子轴向截面圆弧半径18r cm =，横向中间截面半径0.8r cm =。现验算其强度：

每个加压滚子上的法向压紧力y Q

11min 11194800sin sin 194800 1.25 4.50.8sin 45cos 8cos630'0.0425015.5503.068o

f y o k N a zQ a Q m mcoa fn i D kgf ηλλ????===

????= 曲率系数

1180.8

c o s 0.81

8280.8

r r r r τ--=

==++ 由表1-2按cos 0.8182τ= 查得()1

0.786-αβ=，代入式得加压盘处的最大接触应力为

22

400831980.99/2838.52/j kgf cm kgf cm σ=

=?=>

工作应力在许用应力范围之内。故可以采用。

3.3调速齿轮上变速曲线槽的计算与设计

调速涡轮槽形曲线及传动钢球的尺寸符号如图2-2所示。整个调速过程通常在涡轮转角~120o οψ=80的范围内完成，大多数取οψ=90。槽形曲线可以为阿基米德螺旋线，也可以采用圆弧代替。本方案采用圆弧槽线，变速槽中心线必须通过A 、B 、C 三个

点，它们的极坐标（以o 点为极点）分别为：

A ：0max 3max 2,0,0.5sin 0.5226.84280sin18.4588.12o A A i i R D l ?θ====-=?-?=mm

B ：max 3max 2

1,9060,0.5113.421112

o o B B i i R D i ?ψ==

====++mm C ：min 0.3333,90,o C i i ?ψ====

3max 0.5sin 0.5sin18.45138.72o C R D l θ=+=?226.842+80?=mm 定出A 、B 、C 三点，采用做图画做出弧形槽，槽宽10mm 。

3.4输入、输出轴的计算与设计

本方案为无级变速器，机械传动平稳，弯曲振动小。故选用45号钢作为轴的材料，调质220～250HBS ，11640,275,155B MPa MPa MPa σστ--===，一下为从动轴的计算与设计。

（1）最小轴径的确定

初步计算按轴的最小轴径公式估算，取min220.3540d mm mm =≤，于是得：

min 11229.352d A mm === 输出轴的最小直径为与锥轮连接处（图2-1）。考虑到此处锥轮于轴是过渡配合，且锥轮工作直径为155mm ，为保证锥轮与轴配合有良好的对中性，采用锥轮标准的推荐直径为40mm 。

（2）轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案 本方案如图2-1所示的装配的方案。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I 轴段安装锥轮及加压盘保持架，保证与轴配合的毂孔长度，取40I d mm =，

62I L =mm 。II 段轴安装加压盘一侧和轴承，加压盘用花键移动实现对锥轮的加压，取花键6467501110f a d ???9 GB/T1144-87，轴承同时受到径向力与轴向力作用，初步选用滚动轴承外加退刀槽，取50II d mm =，25II L mm = 。III 轴段对轴II 与轴IV 上的轴

承内圈起定位作用，取60,24III III d mm L mm ==。IV 轴段作为轴承座安装滚动轴承，受轴向力大用角接触球轴承，取55,17IV IV d mm L mm ==。V 轴段根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，采用迷宫式密封，根据标准取50,30V V d mm L mm ==。轴VI 段安装V 带轮采用推荐直径45,50VI VI d mm L mm ==。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。V 带轮和迷宫式密封与轴的周向定位均采用平键连接。按各段轴径查得平键截面V ：149b h ?=?，40l =,VI:1610b h ?=?，25l =.为保证V 带轮与轴配合有良好

的对中性，故选择V 带轮轮毂与轴的配合为76H n ；同样，密封挡圈与轴的配合为7

6H k 。

滚动轴承与轴定位是由过渡配合来保证的，轴承段的直径尺寸公差为m6.取轴端倒角为

245o ?。

3-1 输出轴

3）由于主、从动锥轮一致，轴上零件布置也相同。同时主动轮的最小轴径估算为

min220.3540d mm mm =≤。为了节省工艺及成本，主、从动轴设计成同种轴。

3.5输入、输出轴上轴承的选择与计算

轴承为标准件，只需挑选合适的参数的轴承即可，主、从动轴轴II 段由于轴承到

径向力与周向力的作用，所以选用深沟球轴承6010 GB/T276-91。从动轴IV 段为限制轴（外壳）的向右的轴向移动选用角接触球轴承7011 GB/T292-94，两轴承的基本额定动载荷均大于10KN ，所以角接触轴承采用正装可满足要求。

3.6输入、输出轴上端盖的计算与设计

根据功能需要选择透盖，，按Q/ZB100-73规定,选用毡封油圈时，其毡圈尺寸：在轴径<50mm 时，毡圈外径D 较1b 1d 大1mm,厚度B 较1b 大1mm ；轴径>50～240mm 时，毡圈外径D 较1d 大2mm,厚度B 较1b 大2mm 。

3.7调速机构的计算与设计

调速操纵机构的作用：根据工作要求以手动或自动控制方式，改变滚动体(或脉动

无级变速器的杆件)间的尺寸比例关系，来实现无级调速。同时通过速度表表盘上的指针直接指出任一调速位置时的输出速度(或传动比)。

根据变速器中传动机构和滚动体形状的不同，对应的调速机构也不同，但基本原理都是将其个某一个滚动体沿另一个(或几个)滚动体母线移动的方式来进行调速。 一般滚动体均是以直线或圆弧为母线的旋转体；因此，调速时使滚动体沿另一滚动体表面作相对运动的方式，只有直线移动和旋转(摆动)两种力式。这样可将调速机构分为下列两大类：

1．通过使滚动体移动来改变工作半径的。主要用于两滚动体的切线均为直线的情

况，且两轮的回转轴线平行或梢交，移动的方向是两轮的接触线方向。

2．通过使滚动体的轴线偏转来改变工作半径的。主要用于两滚动体之一的母线为圆弧的情况。

钢球外锥轮式无级变速器是采用第二种调速类型，通过涡轮-凸轮组合机构，经涡轮转动再经槽凸轮而使钢球心轴绕其圆心转动，以实现钢球主、从动侧工作半径的改变。 调速涡轮在设计上应保证避免与其它零件发生干涉，同时采用单头蜗杆，以增加自锁性，避免自动变速而失稳。

根据整体设计，蜗杆传动的基本尺寸及参数匹配如下：

传动钢球小轴摆角θ与手轮转角β的关系为：

113221arcsin sin cos z z a b R l z z θββ??????=++ ??? ???????

在制造时，蜗轮上的z 条槽要保证其圆周不等分性不超过'2。否则会造成钢球转速不一，引起磨损、嗓声过大及温升过高等现象。支承轴与曲线槽的侧隙约为0.03mm 左右，过大会在开车时引起冲击现象，易导致钢球支承轴弯曲甚至折断。

3.8无级变速器的装配

1.变速器的装配

1）所有零件应彻底清洗并用压缩空气吹净或擦干。

2）各轴承及键槽在安装前，应涂以齿轮油或机械油。

3）装入轴承前时，应使用铜棒在轴承四周均匀敲入，避免用手锤直接敲击轴承，以防止损伤轴承。也可将轴承在机械油中加热到60-100℃后装入。

4）壳体上的螺孔和轴承孔，在安装轴承端盖时，应涂以密封胶以防漏油。

5）各紧固螺栓应按规定锁止方法进行锁止。

2.变速器在装配中的调整

1）锥轮端面与涡轮之间的间隙，一般应为0.10-0.35mm。

2）轴的轴向间隙一般为0.10-0.40mm，可在轴承盖内增减垫片进行调整。

3）检查蜗杆传动的啮合与调速情况，各档涡轮应具备良好的自锁性。齿的啮合痕迹应大于全齿工作面积的三分之一。

4主要零件的校核

本章主要是根据传动要求对无级变速器做一个整体的校核。钢球的强度校核在设计

过程中已经符合要求，变速器的承载能力主要受加压装置及钢球与主、从动锥轮之间的接触强度的限制，在4.2节会做出校核，同时在制造与安装过程中应保证一组钢球的直径的一致性。轴承采用标准件，由于蜗杆是用于调速，其轴承主要起支撑作用，受力时间短，故在此不进行校核，对轴上轴承进行强度与寿命计算。轴上键的连接，迷宫式密封圈的键起固定作用，并不传递较大的作用，力故在此不校核，轴段VI 的键为V 带轮传递力以及花键为加压盘传递主要的载荷。键的主要失效形式是工作表面被压溃（平键）或工作表面过渡磨损（动连接），在此方案中花键进行静连接的校核。

此处省略NNNNNNNNNNNNNN 字，如需全套设计和图纸资料请联系扣扣九七一九二零八零零。

4.4轴承的校核

输入、输出轴采用相同设计，在此只要校核输出轴的轴承是否满足工程需要。 1)求两轴承受到的径向载荷1r2F F r 和

将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个面力系。其中：1F t 为通过另外加转矩而平移到指向轴线；F ac 亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。有受力分析可知:

1211211267888667888677.52871107107

88868718015676737692360107107

37692360140925158135re ac V r v re r V r H te r H

te r H r r D

F F F N F F F N

F F N F F F N

F N F N

?-??-?=

==-=-=-===?==-=-=======

2)求两轴承的计算轴向力12F a a F 和

对于6000C 型轴承，按手册，轴承派生轴向力d r F eF =，其中，e 为判断系数 ，

其值由0a F

C 得大小来确定，但是现在轴承轴向力a F 未知，故先初取0.4e =，因此可估算

11220.410060.43254d r d r F F N F F N

====

又得：

12211

2

88863254121401006

0.6070.0503a ae d a d a a F F F N F F F C F C =+=+=====

查手册确定12120.422,0.401,12140,1006a a e e F N F N ====。

3）求轴承当量动载荷12P P 和，

由手册进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：

对轴承1 1X 0.44= 1Y 1.327=

对轴承2 1X 1= 1Y 0=

因为轴承运转中有中等冲击载荷，按手册查得， 1.2~1.8p f =，取 1.5p f =。则

1111122222()5824.3()2268.93p r a p r a P f X F Y F N P f X F Y F N

=+==+=

4)验算轴承寿命

因为12P P ≤，所以按轴承2的受力大小来验算

6632101030500()()26989.4606015002268.93

p C L h n P ε==?=?

综合上述可得，该设计符合工程要求。

4.5键的校核

设定输入轴与V 带轮之间的键为1 ，输出轴上的键2，加压盘上的花键为键3。 普通平键的型式与尺寸如下图：

普通型 平键 GB/T1096-79

矩形花键的连接

矩形花键尺寸 GB/T1144-87

由前面条件选取的键型号规格如下：

键1：圆头普通平键（A 型） b=14mm h=9mm L=40mm 键2：圆头普通平键（A 型） b=16mm h=10mm L=25mm 键3: 矩形花键 6-50×46×9 受力分析：

键1受到的转距1588.4T N mm =?

键2受到的转距 21402.56~233.76T N mm =?

键3受到的转矩 3588.4T N mm =?

平键的材料为钢，轻微冲击，[]F σ为100～120Mp ，取[]F σ=110 Mp

平键的校核公式：3

210F T kld

σ?= （k=0.5h l=L-b d 为轴的直径）

所以：

校核第一个键：[]37

2102588.41022.354.526F F T MPa kld σσ???===≤??45