机械设计课程设计-带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

机 械 设 计 设计说明书 带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 起止日期： 2011 年 12 月 26 日 至 2012 年 1 月 3 日 学生姓名 班级 学号 成绩 指导教师 (签字 ) 目目 录录 1 设计任务设计任务.1 1 课程设计的设计内容 .1 2 课程设计的原始数据.1 3 课程设计的工作条件.2 2.传动方案分析传动方案分析.2 3 原动件的选择原动件的选择.2 1.工作机有效功率.2 2.查各零件传动效率值 .3 3.电动机输出功率.3 4.工作机转速.3 5.选择电动机.3 4 确定总传动比及各级分配比确定总传动比及各级分配比 .4 1 理论总传动比.4 2 传动比分配.4 5 传动装置运动和动力参数的计算传动装置运动和动力参数的计算.4 1 各轴转速.4 2 各轴输入功率.5 3 电机输出转矩.5 4 各轴的转矩.5 6 选择齿轮材料，热处理方式和精度等级选择齿轮材料，热处理方式和精度等级.6 7 齿轮传动校核计算齿轮传动校核计算.6 1 高速级.6 2 低速级.10 8 初算轴径初算轴径 .13 9 校核轴及键的强度和轴承寿命校核轴及键的强度和轴承寿命.14 1 输入轴.14 2 中间轴.18 3 输出轴.24 10 选择联轴器选择联轴器.28 11 润滑方式润滑方式 .29 12 箱体结构的设计箱体结构的设计.29 13 参考文献参考文献 .32 1 1 设计任务设计任务 1 课程设计的设计内容课程设计的设计内容 设计任务如图 1.1 所示，为用于带式运输机上的双级斜齿圆柱齿轮减速 器。运输机单班制连续工作，工作时有轻度震动。使用寿命 10 年，每年 按 300 天计算，轴承受命为齿轮寿命 3 年以上。 图 1.1 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 2 课程设计的原始数据课程设计的原始数据 已知数据： 1)运输带的工作拉力: F=2350N 2)运输带速度: V=1.06 m/s 3)卷筒直径: D=300 mm 4)使用寿命：10 年（其中带、轴承寿命为 3 年以上） ，单班制，每班 8 小时。 2 3 课程设计的工作条件课程设计的工作条件 设计要求： 误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%； 工作情况：用于码头云型砂，有轻微振动； 制造情况：小批量生产。 2.传动方案分析传动方案分析 合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠， 转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等 要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和 评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特 点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承 载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合， 常采用斜齿圆柱齿轮传动。 3 原动件的选择原动件的选择 按按照设计要求以及工作条件，选用一般 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异 步电动机，电压为 380V。 1.工作机有效功率工作机有效功率 KwvFPw491 . 2 06 . 1 2350 式中：工作机所需的有效功率（KW） w P 运输带的工作拉力 F V-运输带速度 3 2.查各零件传动效率值查各零件传动效率值 8504 . 0 96 . 0 97 . 0 99. 099 . 0 242 4 2 3 4 2 2 1 式中：联轴器99 . 0 1 轴承 99 . 0 2 齿轮 97 . 0 3 滚筒 96 . 0 4 3.电动机输出功率电动机输出功率 Kw P Pd9292 . 2 85 . 0 49 . 2 4.工作机转速工作机转速 min/67.5159 30014 . 3 06. 1100060100060 r d v nw 电动机转速的可选范围： min/2700540)408(52.67rinn wd 5.选择电动机选择电动机 符合这一范围的同步转速有 1000r/min，1500r/min 电动机转速 n(r/min) 方案电动机型号 额定功率 （kw) 同步转速满载转速 总传动比 1Y100L2-431500142021.1 2 Y132S6 3100096014.2 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动 比。本设计中选电动机型号为 Y132S6，同步转速 1000r/min，满载转速 960r/min， 额定功率 3Kw 4 电动机外形尺寸 中心 高 H 外形尺寸 hbbL)2/( 121 底脚安装 尺寸 BA 底脚螺栓 直径 K 轴伸 尺寸 D E 建联接部 分尺寸 FCD 132 315)2102/135(475 216140 12 38 80 108 4 确定总传动比及各级分配比确定总传动比及各级分配比 1 理论总传动比理论总传动比 960 =14.2189 67.52 n i n 电机 总 工作机 2 传动比分配传动比分配 故 ， 取ii4 . 1 总 又iii4617 . 4 i1869 . 3 i 5 传动装置运动和动力参数的计算传动装置运动和动力参数的计算 减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机轴、轴、轴。 1 各轴转速各轴转速 min/960rin d min/1665.215 4617 . 4 960 r i n n 5 min/5159.67 1869. 3 215.1665 r i n n 2 各轴输入功率各轴输入功率 KwPP d 2.8999 1 KwPP2.7848 32 KwPP2.6742 32 KwPP2.6475 1 3 电机输出转矩电机输出转矩 mmN n P T d d d 291391055 . 9 6 4 各轴的转矩各轴的转矩 mmNTT d 628848 1 mmNiTT123600 32 mmNiTT378260 32 mmNTT374480 1 mmNTT348720 34 带 表 5-1 带式传动装置的运动和动力参数 轴 名功率 P/ Kw 转矩 T/ Nmm 转速 n/ r/min 传动比 i效率 / % 电 机 轴2.94129139.359960199 轴2.90028847.9669604.461796 轴2.785123600.05215.17 轴2.674378263.1873.46 67.5296 轴2.647374480.5573.46198 6 6 选择齿轮材料，热处理方式和精度等级选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线 斜齿轮齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 45Cr(调质)，硬度 280HBS。高速级大齿轮选 用 45 钢(调质） ，齿面硬度为大齿轮 240HBS 。 齿轮精度 按 GB/T100951998，选择 8 级，齿根喷丸强化。 7 齿轮传动校核计算齿轮传动校核计算 1 高速级高速级 1） 齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度计算 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数 和 尺寸。由机械设计教程 P216 可得： 3 F 2 1 2 1 n cos2 z YYYKT m d SaFa 式中各参数为： （1）载荷系数K 74 . 1 13 . 1 4 . 11 . 10 . 1 K KKKK vA 式中： 由机械设计教程 P193 表 10-2 可得使用系数=1.0 A K 由机械设计教程 P194 图 10-8 可得动载系数=1.1 v K 由机械设计教程 P195 表 10-3 可得齿间载荷分配系数=1.4 K 由机械设计教程 P196 表 10-4 可得齿向载荷分布系数=1.13 K （2）小齿轮传递的转矩：mmNT004+2.8848e 7 （3）由机械教程 P217 图 10-28 查得螺旋角系数 95 . 0 Y （4）由机械设计教程 P214，初取螺旋角 12 （5）斜齿轮的齿形系数： aF Y 初选=19, 则 1 z85 12 ziz 式中： 大齿轮数； 2 z 高速级齿轮传动比。 i 齿轮当量齿数为 ，303.20 12cos 19 cos 33 1 1 z zv90.8251 12cos 85 cos 33 2 2 z zv 由机械设计教程 P200 表 10-5 查得 =2.79，=2.19 1aF Y 2aF Y （6）斜齿轮的应力修正系数： aS Y 由机械设计教程 P200 表 10-5 查得查得 =1.56，=1.78 1aS Y 2aS Y （7）由机械设计教程 P205 表 10-7，选取齿宽系数 。5 . 0 d （8）选取=19. 1 z （9）轮传动端面重合度 由机械设计教程 P214，初取螺旋角；由机械原理教程 1285z19z 21 ； P207 或机械设计教程 P215 图 10-26 可计算齿轮传动端面重合度： 由图分别查得=0.756，=0.853，得 1 2 609. 10.8530.756 21 （10）许用弯曲应力 F 由机械设计教程 P205 式 10-12 得： S FNlim F K 8 由机械设计教程 P207-P209 的图可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和。340 1lim F MPa340 2lim F MPa 由机械设计教程 P206，取安全系数 =1.25。S 小齿轮 1 和大齿轮 2 的应力循环次数分别为： 9 11 101.3824 10300819606060 h aLnN 81 2 100984 . 3 i N N 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；a 齿轮工作时间。 k L 由机械设计教程 P206 得弯曲强度寿命系数为：0 . 1 21 NN YY 故许用弯曲应力为 MPa S FN 272 25. 1 3400 . 1K lim1 1F = 25. 1 3400 . 1K 2lim2 2F S FN MPa272 01600 . 0 272 56. 179 . 2 1 11 F SF YY 01440 . 0 272 78 . 1 20. 2 2 22 F SF YY 所以 01440 . 0 2 22 F SF F F YY YY 初算齿轮法面模数 tn m 1.5877 cos2 3 2 1 2 1 n Fd SaFa z YYYKT m （11）对进行修正，并圆整为标准模数 t m 由机械设计教程 P204 式 10-10b 可得 74. 1 3 . 1 74 . 1 579. 1 3 3 t tnn K K mm 取整为 mmm2 9 2）计算传动尺寸。）计算传动尺寸。 中心距 mm zzm a n 106.3234 12cos2 )8519(2 cos2 )( 21 取整为 107mm 修正螺旋角 6 . 13 12cos2 )8519(2 cos2 )( arccos 21 zzmn 小齿轮分度圆直径 mm zm d n 39.0962 6 .13cos 192 cos 1 1 大齿轮分度圆直径 mm zm d n 174.9038 6 .13cos 812 cos 2 2 mmdb d 19.548139.09625 . 0 1 圆整 b=20mm 考虑安全系数 取 ， mmb25 2 mmb27 1 式中： 小齿轮齿厚； 1 b 大齿轮齿厚。 2 b 3）校核齿面接触疲劳强度）校核齿面接触疲劳强度 由机械设计教程 P218 式 10-20 可得 EHH ZZ u u bd K 1F 1 t 式中各参数： （1）载荷系数74 . 1 K （2）齿数比。4.4617 iu （3）由机械设计教程 P216 图 10-29 可得弹性系数。MPaZE 8 . 189 （4）由机械设计教程 P217 图 10-30 可得区域系数。38 . 2 H Z （5）由机械设计教程 P218 可得Mpa1100 2 2H1H H EHH ZZ u u bd K 1F 1 t 1 713.7443 H Ma 10 满足齿面接触疲劳强度。 2 低速级低速级 1） 齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度计算 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数 和 尺寸。由机械设计教程 P216 可得： 3 F 2 1 2 2 n cos2 z YYYKT m d SaFa 式中各参数为： （1）载荷系数K 74 . 1 13 . 1 4 . 11 . 10 . 1 K KKKK vA 式中： 由机械设计教程 P193 表 10-2 可得使用系数=1.0 A K 由机械设计教程 P194 图 10-8 可得动载系数=1.1 v K 由机械设计教程 P195 表 10-3 可得齿间载荷分配系数=1.4 K 由机械设计教程 P196 表 10-4 可得齿向载荷分布系数=1.13 K （2）小齿轮传递的转矩：mmNT 236001 （3）由机械教程 P217 图 10-28 查得螺旋角系数 95 . 0 Y （4）由机械设计教程 P214，初取螺旋角 12 （5）斜齿轮的齿形系数： aF Y 初选=19, 则 3 z73233.1869 34 ziz 式中： 大齿轮数； 4 z 低速级齿轮传动比。 i 齿轮当量齿数为 11 ，24.5762 12cos 23 cos 33 3 3 z zv78.0027 12cos 73 cos 33 4 4 z zv 由机械设计教程 P200 表 10-5 查得 =2.65，=2.28 3F Y 4F Y （6）斜齿轮的应力修正系数： aS Y 由机械设计教程 P200 表 10-5 查得查得 =1.57，=1.76 3S Y 4S Y （7）由机械设计教程 P205 表 10-7，选取齿宽系数 。5 . 0 d （8）选取=23, 3 z （9）轮传动端面重合度 由机械设计教程 P214，初取螺旋角；=23,， 12 3 z73 4 z 由机械原理教程P207 或机械设计教程 P215 图 10-26 可计算齿轮传动端面重合度： 由图分别查得=0.7663，=0.8936，得 3 4 6599. 10.89360.7663 21 （10）许用弯曲应力 F 由机械设计教程 P205 式 10-12 得： S FNlim F K 由机械设计教程 P207-P209 的图可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和。340 3lim F MPa340 4lim F MPa 由机械设计教程 P206，取安全系数 =1.25。S 小齿轮 3 和大齿轮 4 的应力循环次数分别为： 8 3 100984 . 3 60 h aLnN 7 8 3 4 107223 . 9 066 . 3 10693 . 2 i N N 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；a 12 齿轮工作时间。 k L 由机械设计教程 P206 得弯曲强度寿命系数为：0 . 1 43 NN YY 故许用弯曲应力为 MPa S Y F FN F 272 25 . 1 3400 . 1 lim3 3 = 25 . 1 3400 . 1 4lim4 4 F FN F S Y MPa272 01530 . 0 272 57 . 1 65. 2 3 33 F SF YY 01475 . 0 272 76 . 1 28. 2 4 44 F SF YY 所以 01475 . 0 4 44 F SF F F YY YY 初算齿轮法面模数 tn m 2622 . 2 cos2 3 2 1 2 1 n Fd SaFa z YYYKT m （11）对进行修正，并圆整为标准模数 t m 由机械设计教程 P204 式 10-10b 可得 74. 1 3 . 1 74 . 1 579. 1 3 3 t tnn K K mm 取整为 mmm2 2）计算传动尺寸。）计算传动尺寸。 中心距 mm zzm a n 147.2170 12cos2 )7323(2 cos2 )( 43 取整为 148mm 修正螺旋角 13.351 12cos2 )7323(2 cos2 )( arccos 43 zzmn 小齿轮分度圆直径 mm zm d n 70.9167 cos 3 3 13 大齿轮分度圆直径 mm zm d n 225.0833 cos 4 4 mmdb d 35.4583 3 圆整 b=35mm 取 ， mmb37 4 mmb40 3 式中： 小齿轮齿厚； 3 b 大齿轮齿厚。 4 b 3）校核齿面接触疲劳强度）校核齿面接触疲劳强度 由机械设计教程 P218 式 10-20 可得 EHH ZZ u u bd K 1F 1 t 式中各参数： （1）载荷系数74 . 1 K （2）齿数比3.1869 iu （3）由机械设计教程 P216 图 10-29 可得弹性系数。MPaZE 8 . 189 （4）由机械设计教程 P217 图 10-30 可得区域系数。44 . 2 H Z （5）由机械设计教程 P218 可得Mpa1100 2 2H1H H EHH ZZ u u bd K 1F 1 t 1 526.323 H Ma 满足齿面接触疲劳强度。 8 初算轴径初算轴径 由机械设计教程 P370 式 15-2 可得： 齿轮轴的最小直径：。考虑到键对轴强mm n P d15.3230 960 2.8999 106A 3 3 0 14 度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取mmd25。 中间轴的最小直径：。考虑到键对轴mm n P d24.8873 194.225 2.7848 106A 3 3 0 强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取mmd30 输出轴的最小直径：。考虑到键对轴mm n P d36.1329 67.5159 2.6742 106A 3 3 0 强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。mmd40 式中：由许用扭转应力确定的系数，由机械设计教程 P370 表 15-3 取 0 A 106A0 9 校核轴及键的强度和轴承寿命校核轴及键的强度和轴承寿命 1 输入轴输入轴 1）计算齿轮上的作用力）计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴 1 所受的力与齿轮 2 所受的力大小相等，方 15 向相反。即：轴向力，径向力，圆周力NFa12.171 1 NFr49.534 1 NFt58.1398 1 2）平移轴向力所产生的弯矩为）平移轴向力所产生的弯矩为： mmN d FM aH 844.3413 2 9 .39 12.171 2 1 11 3）计算轴承支撑反力）计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承 1N F R t v 87.397 116 3358.1398 116 33 1 1 轴承 2N F R t v 71.1000 116 8358.1398 116 83 1 2 水平方向，轴承 1 ， N MF R Hr H 62.126 116 844.34133349.534 116 33 11 1 轴承 2，NRFR HrH 87.41162.12649.534 112 轴承 1 的总支撑反力：NRRR VH 53.41787.39762.126 22 2 1 2 11 轴承 2 的总支撑反力：NRRR VH 15.108271.100087.411 22 2 2 2 22 4）计算危险截面弯矩）计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向 mmNRM VV 4 . 3301783 8 . 39783 11 16 水平方向mmNRM HH 46.105098362.12683 11 其合成弯矩为mmNMMM HV 46.3464946.10509 4 . 33017 22 2 1 2 11 a-a 剖面右侧，竖直方向mmNMM VV 4 . 33017 12 水平方向mmNMMM HHH 616.709584.341346.10509 112 其合成弯矩为mmNMMM HV 2 . 33771616.7095 4 . 33017 22 2 2 2 22 危险截面在 a-a 剖面左侧。 5）计算截面应力）计算截面应力 由参考文献1P205 附表 10.1 知： 抗弯剖面模量12.6352 10 9 . 39 10 / 3 3 13 d mmW 抗扭剖面模量 24.12704 5 9 . 39 5 / 3 3 13 d mmWT 弯曲应力MPa W M b 45. 5 12.6352 64.34649 1 0,45 . 5 cba MPa 扭剪应力MPa W T T T 28. 2 24.12704 406.28954 MPa T ma 14 . 1 2 28 . 2 2 6）计算安全系数）计算安全系数 对调质处理的 45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知: 抗拉强度极限=650MPa B 弯曲疲劳极限=300MPa 1 扭转疲劳极限=155MPa 1 由表 10.1 注查得材料等效系数：1 . 0, 2 . 0 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92 . 0 17 绝对尺寸系数由附图 10.1 查得：8 . 0,84 . 0 由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数 54.42 02 . 045 . 5 84 . 0 92 . 0 1 300 1 1 ma S 2 .93 14 . 1 1 . 014 . 1 8 . 092 . 0 1 155 1 1 ma S 3 . 39 2 . 9354.42 2 .9354.42 2222 SS SS S 查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8，显然 SS，故危险截面是安全的 7）校核键连接的强度）校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择=87，t=4mm, =40mm。轴hbl 径为=25mmd 联轴器处键连接的挤压应力MPa bldh T P 68.20 )840(725 406.289544 )( 4 由于键，轴的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得，显然键连接MPa P 150120 的强度足够！ 8）计算轴承寿命）计算轴承寿命 由参考文献2P138 表 12.2 查 7207C 轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额 r C 定静负荷=12.8KN 0 C 轴承 1 的内部轴向力为：NRS01.16753.4174 . 04 . 0 11 轴承 2 的内部轴向力为：NRS86.43215.10824 . 04 . 0 22 由于 211 11.3381 .17101.167SNFS a 故轴承 1 的轴向力，NFSF a 76.261 1 . 17186.432 121 18 轴承 2 的轴向力NSF86.432 22 由 由参考文献1P220 表 11.12 可查得：034. 0 12800 86.432 ,02 . 0 12800 11.338 0 2 0 1 C F C F 40 . 0 ,38. 0 21 ee 又 2 2 2 1 1 1 4 . 0 15.1082 86.432 ,63 . 0 53.417 76.261 e R F e R F VV 取0, 1;47. 1,44 . 0 2211 YXYX 故 NFYRXPNRP 5 . 56876.26147 . 1 53.41744 . 0 ,15.1082 1111122 取 2 PP 根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数，载荷0 . 1 T f 系数，寿命系数。由 P218 公式 11.1c 得轴承 2 的寿命0 . 1 P f3 h Pf Cf n L P T h 77263 15.10820 . 1 178000 . 1 96060 10 60 10 3 6 1 6 已知工作年限为 5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028 ，故轴承寿命满足要求 hh LL 19 2 中间轴中间轴 1) 齿轮齿轮 2（高速级从动轮）的受力计算：（高速级从动轮）的受力计算： 由机械设计教程 P213 式 10-14 可知 N d T Ft 3 . 1413 2 2 2 NFF ttr 514.4tan 222 NFa514.4 2 式中：齿轮所受的圆周力，N； 2t F 齿轮所受的径向力，N； 2r F 齿轮所受的轴向力，N； 2a F 20 2）齿轮）齿轮 3（低速级主动轮）的受力计算：（低速级主动轮）的受力计算： 由机械设计教程 P213 式 10-14 可知 N d T Ft 8 . 3485 2 3 3 NFF ttr 7 . 1268tan 333 NFF ra 1 . 301tan 233 式中：齿轮所受的圆周力，N； 3t F 齿轮所受的径向力，N； 3r F 齿轮所受的轴向力，N； 3a F 3）齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为）齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： mmNMH10883 2 mm d FM aH N10677 2 3 33 4）轴向外部轴向力合力为）轴向外部轴向力合力为： 21 NFFF aaA 176.6632 23 5）计算轴承支反力）计算轴承支反力： 竖直方向，轴承 1N FF R tt v 09.2507 6 .116 3 . 333 .73 23 1 轴承 2N FF R tt v 21.2244 6 .116 3 . 83 3 . 43 23 2 水平方向，轴承 1 ，与所设N MMFF R HHaa H 04.76 6 . 116 3 .33 3 . 73 2323 1 方向相反。 轴承 2，与所N MMFF R HHaa H 95.205 6 . 116 3 . 43 3 . 83 2332 2 设方向相反。 ：NRRR VH 24.250809.250704.76 22 2 1 2 11 轴承 2 的总支撑反力：NRRR VH 46.225321.224495.205 22 2 2 2 22 6）计算危险截面弯矩）计算危险截面弯矩 a-a 剖面左侧，竖直方向 mmNRM VVa 997.109556 3 . 4309.25073 .43 1 水平方向mmNRM HHa 532.3292 3 . 4304.76 3 . 43 1 b-b 剖面右侧，竖直方向mmNRM VVb 193.74732 3 . 3321.2244 3 . 33 2 水平方向mmNRM HHb 135.6858 3 . 3395.205 3 . 33 21 a-a 剖面右侧合成弯矩为 mmNMMMM HaHVaa 79.109805)532.3292093.10680(997.109556)( 222 3 2 b-b 剖面左侧合成弯矩为 mmNMMMM HHbVbb 38.75127)532.3292135.6858(193.74732)( 222 2 2 故 a-a 剖面右侧为危险截面。 7）计算应力）计算应力 初定齿轮 2 的轴径为=38mm，轴毂长度为 10mm，连接键由参考文献2P135 表 2 d 11.28 选择=108，t=5mm,=25mm。齿轮 3 选用整体式，毂槽深度=3.3mm。hb 2 l 1 t 22 抗弯剖面模量 75.6373 402 )540(512 401 . 0 2 )( )( 1 . 0/ 2 3 3 2 33 3 3 d tdbt dmmW 抗扭剖面模量 75.12773 402 )540(512 402 . 0 2 )( )(2 . 0/ 2 3 3 2 33 3 3 d tdbt dmmWT 弯曲应力MPa W Ma b 23.17 75.6373 79.109805 0,23.17 cba MPa 扭剪应力MPa W T T T 31 . 9 75.12773 432.118949 2 MPa T ma 66 . 4 2 31. 9 2 8）计算安全系数）计算安全系数 对调质处理的 45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知: 抗拉强度极限=650MPa B 弯曲疲劳极限=300MPa 1 扭转疲劳极限=155MPa 1 由表 10.1 注查得材料等效系数：1 . 0, 2 . 0 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92 . 0 绝对尺寸系数由附图 10.1 查得：78 . 0 ,82 . 0 键槽应力集中系数由附表 10.4 查得：（插值法）625 . 1 ,825. 1 KK 由参考文献1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数 197 . 7 02 . 023.17 82. 092 . 0 825 . 1 300 1 ma K S 067.14 66 . 4 1 . 066 . 4 78 . 0 92 . 0 625 . 1 155 1 ma K S 23 4 . 6 067.14197 . 7 067.14197 . 7 2222 SS SS S 查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8，显然 SS，故危险截面是安全的 9）校核键连接的强度）校核键连接的强度 齿轮 2 处键连接的挤压应力MPa blhd T P 3 .104 )1025(838 432.1189494 )( 4 22 2 齿轮 3 处键连接的挤压应力MP blhd T P 343.74 )1232(840 432.1189494 )( 4 33 2 3 由于键，轴，齿轮的材料都为 45 号钢，由参考文献1查得，显MPa P 150120 然键连接的强度足够！ 10）计算轴承寿命）计算轴承寿命 由参考文献2P138 表 12.2 查 7207C 轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额 r C 定静负荷=17.5KN 0 C 轴承 1 的内部轴向力为：NRS 3 . 100324.25084 . 04 . 0 11 轴承 2 的内部轴向力为：NRS456.90164.22534 . 04 . 0 22 故轴承 1 的轴向力，NSF 3 . 1003 11 轴承 2 的轴向力NFSF A 2 . 1133 9 . 1293 .1003 12 由 由参考文献1P220 表 11.12 可查得：065 . 0 17500 2 . 1133 ,057 . 0 17500 3 . 1003 0 2 0 1 C F C F