草坪根茎采集收获机动力传动箱的设计（机械部分设计）-说明书

中文摘要 本说明书主要介绍了草坪根茎采集收获机动力传动箱的设计，要求满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，传动装置的结构简单、尺寸紧凑、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。包括方案选择：传动零件的设计，其中又包括了带传动，链传动，齿轮传动，带轮，链轮，齿轮的设计及校核；轴的设计计算及校核；轴承的选择和计算；链联接的选择和校核；箱体的设计（主要结构尺寸的设计计算及说明）；润滑和密封。关键词传动箱；齿轮；齿轮轴；轴；轴承；键 ABSTRACT The main content of this instruction is explains the design of transmission ,which is used in machine of the lawn rootstock gather and harvest .It is required to content the performance demands upon the working parts ,adapt to the working condition and work credible .The transmission has a simple structure ,compact size ,low cost ,high efficiency and convenient to used and maintenance .In this instruction ,it includes selecting plans ,designing the elements such as belt drive ,chain drive ,gear drive ,belt wheel ,chain wheel and gears ,designing and verifying the gears ,the shafts ,the bearings ,the keys and the box(the main sizes of structure),lubricating and sealing.Key words：tarnsmission；gears；shafts；bearings；keys 目 录第一章 绪论11.1课题依据11.2方案比较2第二章 总传动设计32.0各根轴的功率，转速及转矩3第三章 各零件部件设计43.1带传动的设计计算4 3.1.1 输入轴带轮53.2链传动设计计算63.3齿轮传动设计计算7 3.3.1齿轮1和齿轮2的传动计算7 3.3.2齿轮3和齿轮5的传动计算 11 3.3.3计算齿轮4和齿轮6的参数 143.4轴的设计计算及校核 15 3.4.1第一根轴的设计计算 15 3.4.2第二根轴的设计计算 17 3.4.3第三根轴的设计计算 19 3.4.4第四根轴的设计计算 213.5键联接的选择和校核 23 3.5.1轴一上的键 23 3.5.2轴二上的键 23 3.5.3轴三上的键 23 3.5.4轴四上的键 243.6箱体的设计 253.7减速器的润滑 25第四章 小结 26致谢27参考文献 28 第一章 绪论1.1课题依据 草坪业作为园林绿化的基础组成部分，得以空前发展，但由于历史原因和科技水平的限制，我国草坪业的发展始终停留在低水平，低层次上面。再加上目前我国生产草坪的草种几乎依赖进口，进口的草种价格偏高，且进口的渠道有限，这些因素都极大的制约了我国草坪业的发展。 另外，我国目前生产商品草皮绝大部分直接种植在田间地头，每售一茬需带走约2cm的表土，对地力破坏严重，运输成本高，且铲草皮工艺落后（目前主要依赖人工铲运），造成商品草坪厚度不均，铺植后高低不平，这些因素也从一方面制约了草坪业的发展。目前国内虽然也出现了一些较为先进的商品草皮的生产方法，如无土草毯，植生带等，但其生产成本偏高，且只是适用于少数品种。 有些草坪品种利用基根茎较强的萌蘖能力的特点进行根茎直播来建植草坪的方法早已取得成功，但由于根茎的获取比较麻烦，目前主要靠手工操作，效率低，使得这一成果很难大规模推广。 在上述的背景下，研究草坪根茎规模化生产工艺，探索收获根茎的新方法、新工艺，解决根茎收获的难点，提高收获效率，开发除草籽、草坪以外的商品化新种源“根茎”。那么这种根茎收获采集机器将有很大的市场和发展潜力。 主要技术性能指标：配套动力：58HP工作幅宽，500mm采集工作部件形式：甩刀，前进速度：二档 1m/s、0.5m/s，气吸形式：惯性风机，惯流风机转速：1100r/min。 在本机器中，动力传动箱即减速器是在发动机和工作机之间的独立传动部件，首先考虑选用直齿圆柱齿轮减速，因为这类减速器加工方便，效率高，成本较低。考虑到这种机器在草坪上作业，为减少对草坪的损伤，机器本身重量应尽可能减轻；同事，此类机器属于小型农用机械，体积小，重量轻，所以减速器的设计应从低成本，体积小，重量轻的原则出发。功率分配：自走1kw，惯流风机1kw，振动筛0.5kw，甩刀3.5kw。1.2 方案比较： 方案一：各部分工作部件都从发动机直接输出动力，减速箱仅用来传递自走部分动力。这个方案采用一级传动，这个方案是不可行的，一是由于传动比过大，齿轮直径大，从而减速箱体积过大；尔时轴二与轴一转速相反，而轴一与发动机出去转速相同，甩刀鱼发动机通过带传动直接相连，相应甩刀轴转速与轴一相同，那么自走方向即前进方向就与甩刀工作方向相反，这是不合理的。 方案二：各部分工作部件都从发动机直接输出动力，减速箱仅用来传递自走部分动力。这个方案的有点是采用二级传动，使结构更紧凑，从而减速箱的整体尺寸减小，同时输出轴轴三转速方向与轴一相同，保证了前进方向与甩刀的工作方向一致。但是，缺点是个工作部件都是从发动机输出动力，而发动机的出去转速为1800r/min，从整体考虑，惯流风机和振动筛的传动路线不容易实现，带来很多不便。 方案三：甩刀直接从发动机输出动力，惯流风机、振动筛和自走动力通过减速器传递。轴二的转速与振动筛350r/min左右相差不远，可通过带传送降速实现；轴一与轴四通过升速输出，输出转速为1100r/min，与惯流风机相连，且输出转速与输入轴相反，符合要求。此方案从整体考虑，坚固个部分动力动力传递，结构紧凑，减速箱体积小，重量轻，且制造简单，便于各部分得协调安装，设计合理，从而减低了生产成本，所以采用此方案。第二章 总传动设计2.0 各轴的功率，转速及转矩 传动效率带=0.96，齿=0.96 注：查表所得1. 轴I功率，转速及转矩 PI=P带=2.50.96=2.4kw nI=720r/min T1=95.5105PI/nI=3.316104Nmm2. 轴II功率，转速及转矩 P带齿=0.94080.98=0.923kw nII=247r/min TII=95.5105PII/nII=3.63104Nmm3. 轴III功率，转速及转矩 PIII=PII齿=0.94080.98=0.923kw 取i齿=2.88 nIII=86r/min TIII=95.5105PIII/nIII=1.02105Nmm4. 轴IV功率，转速及转矩 PIV=P带齿=10.960.98=0.9408kw niv=1100r/min iIV=720/1100=0.6545 TIV=95.5105PIV/nIV=8.17103Nmm第三章 各零件部件设计3.1.1输入轴带轮1.确定计算功率Pca 查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.12.5=2.75kw2.选取窄V带带型 确定选用SPZ型3.确定带轮基准直径 取主动轮基准直径dd1=80mm 从动轮基准直径dd2=idd1=802.5=200mm 验算带的速度 V 带的速度合适。4.确定窄V带的基准长度和传动中心距 根据0.7（dd1+ dd2）ao2（dd1+ dd2）,初步确定中心距ao=400mm 计算带所需的基准长度 = 选基准长度Ld=1250mm 计算实际中心距 a= 主动轮上的包角合适。5.验算主动轮上的包角1 1= 主动轮上的包角合适。6.计算窄V带的根数z Z= 查得P0=1.86kw，P=0.3kw，Ka=0.96，KL=0.94 则z= 取z=2根7.计算预紧力F0 F0= =8.计算作用在轴上的压轴力Fp Fp=3.2链传动设计计算1.选择链轮齿数z1,z2 假定链速v=0.63m/s，取小链轮z1=17，则z2=iz1=1.817=312.计算功率Pca 处定中心距=30p，则链节数为3确定链条链节数Lp Lp= =4.确定链条的节距p 按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。查得小链轮齿数系数 Kz= KL= 选取单排链，查得Kp=1.0，故 P0= 选链号为10A单排链，也证实原估计链工作在额定功率曲线左侧是正确的，查得链节距p=15.875mm5.确定链长L及中心距a L= 1.33mm a= = =475mm3.3.1齿轮1和齿轮2的传动计算1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动，7级精度，选定齿轮材料为20选定齿轮材料为20GrMnTi（渗碳， 淬火，回火），回火），HRC5260 选齿轮1齿数z1=24,则z2= iz1=2.9124=69.84，取 z2=70 d1t2.322.按齿面接触强度计算 1）确定各计算数值 （1）试选载荷系数 kt=1.3 （2）齿轮1传递的扭距 T1=3.316 （3）选取齿宽系数 =0.6 （4）查得材料的弹性影响系数 zE=189.8 （5）查得齿轮1的接触疲劳极限齿轮2的接触疲劳极限 定工作寿命8年，每年工作6个月，每天工作8小时 N1=60n1jLh=607201（86308）=4.9810 N2=（7）查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95，KHN2=1.07 （8）计算接触疲劳许用力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 1605Mpa 带入中较小值2) 计算 （1）试算齿轮1分度圆直径d1t D1t 2.32 = =20.12mm （2）计算圆周速度v v= （3）计算齿宽b b= （4）计算齿宽与齿高之比b/h 模数mt=d1t=0.620.12=0.838mm 齿高h=2.25mt=2.250.838=1.89mm b/h=20.12/1.89=10.65 （5）计算载荷系数 根据v=0.758，7级精度，查得动载系数Kv=1.05 直齿轮，假设KAFt/b100N/mm，查得KH=KF=1.2 查得使用系数KA=1.25 查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KH=1.12+0.18（1+0.6） = =1.17 由b/h=10.65，KH=1.17，查得KF=1.15 故载荷系数K=KAKVKHKH=1.251.051.171.2=2.57 （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径 d1= （7）计算模数m m=d1/z1=25.25/24=1.05mm3. 按齿根弯曲强度设计 1）确定公式内的各计算数值 （1）查得齿轮1和齿轮2的弯曲疲劳强度极限 E1=E2=1000mMpa （2）查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.91,KFN2=0.97 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 （4）计算载荷系数K K=KAKVKF KF=1.251.051.151.2=2.536 （5）查取齿形系数 （6）计算齿轮1和3的并加以比较 齿轮1的数值大 2）设计计算 m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，由于齿轮模数的大小取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的齿数z1=d1/m=25.25/1.5=16.8,取z1=20，齿轮2的齿数z2=uz1=2.9120=58.2，取z2=594.几何尺寸计算 1）分度圆直径 d1= z1m=201.5=30mm d2= z2m=591.5=88.5mm 2）计算中心距 a=( d1+d2)/2=59.25mm，取a=59.5 3）计算齿轮宽度b=dd1=0.630=18mm 取B2=18mm，B1=23mm5.验算 Ft= 合适3.3.2齿轮3和齿轮5的传动计算1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动，7级精度 选定齿轮材料为20选定齿轮材料为20GrMnTi（渗碳，淬火，回火），回火），HRC5260 选齿轮3齿数z3=24,则z5= iz3=2.8824=69.12，取 z5=70 d3t2.322.按齿面接触强度计算 1）确定各计算数值 （1）试选载荷系数 kt=1.3 （2）齿轮3传递的扭矩 T2=3.63 （3）选取齿宽系数 =0.6 zE=189.8 定工作寿命8年，每年工作6个月，每天工作8小时 N3=60n2jLh=602471（86308）=1.7110 N5= KHN3=1.07，KHN5=1.15 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 2）计算（1）试算齿轮3分度圆直径d3t 代入中较小的值 d3t2.32 =2.32 =27.3mm(2) 计算圆周速度v v=(3) 计算齿宽b b=(4)计算齿宽与齿高之比b/h 模数mt= d3t /z3=27.3/24=1.14mm 齿高h=2.25mt=2.251.14=2.56mm b/h=16.38/2.56=6.4(5)计算载荷系数 b/h=16.38/2.56=6.4 根据v=0.353，7级精度，查得动载系数Kv=1.02 直齿轮，假设KAFt/b100N/mm，查得KH=KF=1.0 查得使用系数KA=1.75 查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KH=1.12+0.18（1+ =1.12+0.18（1+ =1.17 由b/h=6.4，KH=1.17，查得KF=1.14 故载荷系数K=KAKVKH KH =1.751.021.171.0=1.91(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径 d3=d3t(7)计算模数m m=d3/z3=31.0/24=1.3mm m3.按齿根弯曲强度设计 1）确定公式内的各计算数值 （1）查得齿轮3和齿轮5的弯曲疲劳强度极限 KFN3=0.97， KFN5=0.98 （2）查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 K=KAKVKF KF=1.751.021.01.14=2.035 （3）计算弯曲疲劳许用应力 （4） 计算载荷系数K K=KAKVKF KF=1.751.021.01.14=2.035（5） 查取齿形系数 YF3=2.65， YF5=2.32（6） 查取应力校正系数 YS3=1.58， YS5=1.70(7） 计算齿轮3和5的并加以比较 齿轮3的数值大。2)设计计算 m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数，由于齿轮模数的大小取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.35并就近圆整为标准值m=1.5mm，则齿轮3齿数z3=d3/m=31/1.5=20.7，取z3=21,齿轮5的齿数z5=uz3=2.8821=60.48，取z3=61.4.几何尺寸计算 1）分度圆直径 d3= z3m=211.5=31.5mm d5= z5m=611.5=91.5mm 2）计算中心距 a=( d3+ d5)/2=61.5mm 3）计算齿轮宽度 b= =0.631.5=18.9mm 取B5=19mm,B3=24mm5. 验算 Ft= 合适3.3.3计算齿轮4和齿轮6的参数 已知a=61.5mm，则( d4+ d6)/2=61.5mm， d6= 即(d4+1.44d4)/2=61.5，d4=50.41，取d4=50.5mm d6=1.4450.5=72.72=73mm m=1.5，z4=d4/m=34,z6=49 B6=19mm,B4=24mm 3.4 轴的设计计算及校核3.4.1第一根轴的设计计算 1.轴上的功率P2、转速n2和转矩T2 P2=0.9408kw n2=247r/min T2=3.63104Nmm 2.求作用在齿轮上的力 齿轮2：Ft=2T2/d2=23.63104/88.5=820N Fr=Fttg =820tg20=299N 齿轮3：Ft=2T3/d3=23.63104/31.5=2305N Fr=Fttg =2305tg20=839N 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为20Gr，渗碳，淬火。取A0=100， 得dmin=A0 =100=15.6mm4. 轴的结构设计A B C D E F G H 1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段轴颈的直径和长度 (1).初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据da-b=17mm，初选0基本游隙组标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30203，其尺寸为dDT=17mm40mm13.25mm，故da-b=dg-h=17mm。 （2）.各轴段的直径 取安装齿轮的轴段b-c，f-g的直径db-c=df-g=21mm； （3）.各轴段长度 齿轮2的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮廓宽度为18mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮廓的宽度，故取Ib-c=15mm。同理，齿轮4的B4=24mm，取If-g=21mm，齿轮2、4的另一端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=2mm，则dc-f=25mm。齿轮3做成的齿轮轴。取齿轮距箱体内壁之间的距离1=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取l2=6mm，已知滚动轴承宽度T=13.25mm，则Ia-b=lg-h=13.25+6-15+(18-15)=13.25+6+15+3=37.25mm，取Ia-b=lg-h=38mm。齿轮3与齿轮5啮合，B5=19mm，取3=10.5mm，则Ic-d=3-2.5=10.5-2.5=8mm，Ie-f=19+19+8+6=52mm。至此已初步解决了轴的各段直径和长度。2） 轴上的零件的轴向定位 齿轮与轴的周向采用平键联接，按db-c=df-g=21mm，查得平键1、2截面bh=6mm6mm，键长L1=12mm，L2=18mm。为保证齿轮与轴配合有很好的中对性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为7H/p6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，为此选轴的直径尺寸公差为js6.3） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为1.545，各轴肩处的圆角半径R=1.5mm。5. 求轴上的载荷 对于30203型圆锥滚子轴承，a=10mm。根据轴的结构图做出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和转矩图。 受力简图 水平平面受力(N) 水平平面弯矩(Nmm) FNH1=150N FNH2=1635N FHV1=123N FHV2=417N垂直平面受力(N) 垂直平面弯矩(Nmm) 合成弯矩M=(Nmm) 转矩T(Nmm)6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 从图上看出截面C是轴的危险截面，所以只校核截面C的强度，取=0.6，查得-1=60Mpa ca= =10.6Mpa0.07d，取h=2mm，则dc-f=25mm。齿轮1做成的齿轮轴。 (3).各轴段长度 取齿轮距箱体内壁之间的距离1=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取l2=6mm，已知滚动轴承宽度T=15.25mm，则Ic-d=15.25+6+10=31.25mm，取Ic-d=31.5mm。da-b处安装联轴器，Tac=KAT1=1.33.316104=43.108Nm，选用ZL1弹性柱销齿式联轴器，其公称转矩为100Nm，轴孔直径d=14mm，故da-b=14mm，db-c=18mm。轴孔长L1=30mm，la-b=26mm。至此已初步解决了轴的各段直径和长度。 2）轴上的零件的轴向定位 齿轮与轴的周向采用平键联接，按da-b=14mm，df-g=21mm，查得平键1截面bh=5mm5mm，键长L1=22mm，L2=10mm。为保证齿轮与轴配合有很好的中对性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为7H/p6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，为此选轴的直径尺寸公差为js6. 3）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为1.545，各轴肩处的圆角半径R=1.5mm。5.求轴上的载荷 对于30204型圆锥滚子轴承，a=11mm。 根据轴的结构图做出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和转矩图。受力简图水平平面受力(N) FNH1=535N 水平平面弯矩(Nmm)垂直平面受力(N)垂直平面弯矩(Nmm) FNH2=60N FHV1=199N合成弯矩 FHV2=16NM=(Nmm)转矩T(Nmm) 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 从图上看出截面d是轴的危险截面，所以只校核截面d的强度，取=0.6，查得-1=60Mpa ca= =15.6Mpa-1，故安全。3.4.3第三个轴的设计计算1.轴上的功率P3、转速n3和转矩T3 i=2.88 P3=0.923kw N3=86r/min T3=1.02105Nmm2.求作用在齿轮上的力 Ft=2305N Fr=839N3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为20Gr，渗碳，淬火。取A0=100， 得dmin=A0 =100=17.5mm4. 轴的结构设计 G F E D C B A1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段轴颈的直径和长度 (1).初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据da-b=20mm，初选0基本游隙组标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为 dDT=25mm52mm16.25mm，故da-b=dc-d=de-f=25mm。(2).各轴段的直径 取安装齿轮的轴段d-e的直径dd-e=28mm；采用花键连接； 轴承的右端采用套筒定位，故轴环处直径db-c=28mm； dg-h=18mm,df-g=22mm(3).各轴段长度 取齿轮距箱体内壁之间的距离1=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取l2=6mm。双联齿轮采用花键配合，安装出来处的轴段应略短于齿轮宽度，故取ld-e=103mm；lb-c=5mm，la-b=25mm，根据装配的要求la-d=58mm；le-f=40mm，lg-h=16mm，le-h=85mm。至此，已初步解决了轴的各段直径和长度。2）轴上的零件的轴向定位 齿轮与轴的周向采用花键联接，按dd-e=28mm，采用中系列矩形规格为NdDB=628H7/f734H10/a117H11/d10；按dg-h=18mm，选用平键截面bh=66键长=12mm 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，为此选轴的直径尺寸公差为js6.3）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为1.545，各轴肩处的圆角半径R=1.5mm。5.求轴上的载荷 对于30205型圆锥滚子轴承，a=13mm。 根据轴的结构图做出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和转矩图。受力简图 水平平面受力(N)水平平面弯矩(Nmm) 垂直平面受力(N) FNH1=156N垂直平面弯矩(Nmm) FNH2=2149N合成弯矩 FHV1=578NM= FHV2=261N(Nmm)转矩T(Nmm) 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 从图上看出截面d是轴的危险截面，所以只校核截面d的强度，取=0.6，查得-1=60Mpa ca= =14.4Mpa-1，故安全。3.4.4第四个轴的设计计算1.轴上的功率P4、转速n4和转矩T4 P4=0.9408kw N4=1100r/min T4=817103Nmm2.求作用在齿轮上的力 Ft=374N Fr=126N3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为20Gr，渗碳，淬火。取A0=108， 得dmin=A0 =100=10.25mm4. 轴的结构设计 H G F E D C B A 1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段轴颈的直径和长度(1).初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据dc-d=20mm，初选0基本游隙组标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30204，其尺寸为 dDT=20mm47mm15.25mm，故db-c=dg-h=20mm。(2).各轴段的直径 取安装齿轮的轴段c-f的直径dc-f=23mm；齿轮8做成齿轮轴。 da-b=16mm.(3).各轴段长度 取齿轮距箱体内壁之间的距离1=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取l2=6mm。取lg-f=55.5mm；lc-f=88mm，la-b=33mm， la-g=268mm；Ld-e=22mm；le-f=53.5mm。 至此，已初步解决了轴的各段直径和长度。2） .轴上的零件的轴向定位 按da-b=16mm，查得平键截面bh=5mm5mm，键长=28mm为保证齿轮与轴配合有很好的中对性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为7H/p6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，为此选轴的直径尺寸公差为js6.3）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为1.545，各轴肩处的圆角半径R=1.5mm。5.求轴上的载荷 对于30204型圆锥滚子轴承，a=11mm。 根据轴的结构图做出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和转矩图。受力简图水平平面受力(N) FNH1=144N水平平面弯矩(Nmm) FNH2=230N垂直平面受力(N) FHV1=48N FHV2=78N垂直平面弯矩(Nmm)合成弯矩M=(Nmm)转矩T(Nmm)FNH1=144NFNH2=230NFHV1=48NFHV2=78N6.按弯扭合成应力校核轴的强度 从图上看出截面d是轴的危险截面，所以只校核截面d的强度，取=0.6，查得-1=60Mpa ca= =20.2Mpa-1，故安全。3.5 键联接的选择和校核3.5.1轴一上的键 平键1截面bh=5mm5mm，L1=22mm 键的材料是钢，取p=110Mpa 工作长度l=Lb=225=17mm，键与轮廓键槽的接触高k=0.5h=0.55=2.5mm p=82.9Mpap 合适。 平键2截面bh=8mm7mm，L2=10mm 键的材料是钢，取p=110Mpa 工作长度l=Lb=108=2mm，键与轮廓键槽的接触高k=0.5h=0.57=3.5mm p=63.3Mpap 合适。3.5.2轴二上的键 平键1截面bh=6mm6mm，L1=12mm 键的材料是钢，取p=110Mpa 工作长度l=Lb=126=6mm，键与轮廓键槽的接触高度k=0.5h=0.56=3mm p=92.1Mpap 合适。 平键2截面bh=6mm6mm，L1=18mm 键的材料是钢，取p=110Mpa 工作长度l=Lb=186=12mm，键与轮廓键槽的接触高k=0.5h=0.56=3mm p=96Mpap 合适。3.5.3轴三上的键 平键截面bh=6mm6mm，L1=12mm 键的材料是钢，取p=110Mpa 工作长度l=Lb=126=6mm，键与轮廓键槽的接触高度k=0.5h=0.56=3mm p=70.8Mpap 合适。 花键联动为动联接，取P=15Mpa =0.7，=6，h=2C=21=1mm l=46mm， dm=31mm P= =3.4MpaP 合适 3.5.4轴四上的键 平键截面bh=5mm5mm，L1=28mm 键的材料是钢，取p=110Mpa 工作长度l=Lb=285=23mm，键与轮廓键槽的接触k=0.5h=0.55=2.5mm p=17.8Mpa+(3050)+(35)=87mm9.箱座的深度 Hd=87-7=80mm3.7减速器的润滑 润滑方式：齿轮为浸油润