二级圆柱直齿轮减速器设计

齐齐哈尔大学机械专业 机械设计课程设计 机械设计课程设计 设计题目 二级 展开式 圆柱 直 齿轮减速器 学院（部） 机电工程学院 专业班级 机械 091 学生姓名 学 号 指导教师（签字） xxxx 2011 年 12 月 16 日 1 目录 第 一 章 机械设计课程设计的目的 第二章 设计 条件及 要求 第三章 确定额定功率，选择电动机 第 四 章 V 带和带轮的设计 第 五 章 齿轮的设计 第 六 章 轴的设计 第七章 键的选择与校核第八章 轴承的选择与校核 第九章 箱体及其附件设计 第 十 章 总结 第 十一 章 参考文献 2 第一章 机械设计课程设计的目的 机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设 计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是： （ 1） 通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关选修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固，深化和扩展。 （ 2） 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件，机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 （ 3） 进行机械设计的基本技能的训练，如计算，绘图，熟悉和运用设计资料（手册，图册，标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。 3 第二章 设计条件及要求 设计条件： 输送带工作拉力： F=2400N； 输送带速度： V=0.75m/s； 毂轮直径： mmD 330 ； 传送带主动轴所需扭矩： 670N.m 工作环境：清洁； 载荷性质：有轻震； 工作时间： 日/16h ； 工作寿命： 8 年 设计要求： 用于带式运输机上的二级 展开式 圆柱 直 齿轮减速器，运输机连续单向运动。载荷不大，用于中小 批量生产，限用期八年，按每天工作16 个小时两班制计算。用于多尘环境下。 零号装配图纸一张，三号零件图一张，电子版说明书一份。 4 第三章 确定额定功率，选择电动机 一 已知所需有效弯矩 T=670 毂轮直径 D=330mm 带速 v=0.75m/s 工作机毂轮转速 n 毂 = Dv /100060 =43.4r/min 由 P=FV 得 P=T V/2 1000D=700 0.63/1000 0.33=3.05KW 1=0.99 联轴器效率 2=0.98 每对轴承连接效率 3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率 4 =0.96 带传动效率 = 1 42 32 4=0.85 电动机功率为 Po=P/ =3.05/0.85=1.69Kw 额定功率 P 额 =（ 11.3） Po 则取 P 额 =4kW 由指导书查表得 闭式圆柱齿轮传动比为 3-6 V 型带传动比为 2-4 由 i 总 =i 带 i 齿 则 18 i 总 144 由 n 电 =n 毂 i 总 则 781.2 n 电 6249.6r/min 5 初选电动机转速为 1440r/min 查表得 选定 Y112M 4 型电动机 其额定功率为 4KW 二， 确定传动装置的传动比并分配给部件传动比 电机传动功率 主轴转速 工作情况系数 4kw 1440r/min 1.2 总传动比 i 总 =n 电 /n 毂 =1440/43.7=33.18 暂定 i 带 =3.4 减速器齿轮的总传动比 i = i 总 i 带 =9.7589 高速级、高速级分别为 i1 、 i2 对于二级圆柱齿轮减速器可取 i1= i5.13.1 ）（ 由此可取得 i1=3.50， i2=2.79 三 计算传动装置的运动和运动参数 1.计算各轴转速： 轴 n1=n 电 /i 带 =1440/3.4=423.53r/min 轴 n2=n 电 /i 带 i 齿 1=1440/3.4 3.5=121.01r/min 轴 n3=n 电 /i 带 i 齿 1i 齿 2=1420/33.18=44.4r/min 2.计算各轴输入功率： 轴 P1=P 电 4 2=4 0.98 0.96=3.76KW 轴 P2=P1 2 3=3.76 0.98 0.97=3.58KW 6 轴 P3=P2 2 3=3.58 0.98 0.97=3.40KW 3.计算各轴扭矩： 轴 T1=9550P1/n1=9550 3.76/423.53=84.85 N.m 轴 T2=9550P2/n2=9550 3.58/121.01=282.32 N.m 轴 T3=9550P3/n3=9550 3.40/44.4=748.27 N.m 7 第 四 章 V 带和带轮的设计 已知条件： 电机传动功率 主轴转速 工作情况系数 4KW 1440r/min 1.2 1.计算功率 Pca为： Pca=KAP=4 1.2=4.8KW 2.经查表选取 A带 令 dd1=118mm 3.由 v1= dd1n电/60000得 v1= dd1n1/60000=3.14 118 1440/60000=8.9m/s 带速在 5 25m/s范围内，合格！ 由 dd1=i带dd2得 i带=3.4， dd1= i带dd2=401.2mm 经查表得 dd2=400mm 4.初步选取中心距： 由 0.7（ dd1+dd2) a0 2（ dd1+dd2)得 362.6mm a0 1036mm 令 a0取 800mm 计算带长： Ld0=2a0+ （ dd1+dd2)/2+（ dd1-dd2)2/4a0 =1600+813.67+24.85 2439mm 8 经查表得 Ld=2500mm kL=1.09 确定中心距： a=a0+(Ld-Ld0)/2=800+30.5=830mm 则中心变动范围： amin=a-0.015Ld=792.5.5mm amax=a+0.03Ld=905mm 5.计算包角： 包角 1 180-57.3（ dd2-dd1)/a=160.53 1 90 则合格 6.经查表的 Ka=0.95 P=0.17，则传送带数 Z 为 : 由 z=Pca/Pr=KrP/kakL(P0+ P) =1.2 4/(1.92+0.17) 0.95 0.96 2.21 取 Z=3 7.初拉力 (F0)min=500Pca(2.5-Ka)/Kazv+qv2 经查表得 q=0.1 则 (F0)min=500 4.8 （ 2.5-0.95） /0.95 3 8.9+0.1 8.92=154.6N 应使带的实际初拉力 F0 （ F0)min 8.计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为 (Fp)min=2Z（ F0)minsin 1/2=2 3 154.6 sin160.53 2=914.3 N 9.带轮的设计（略） 9 第七章 齿轮的设计 一 齿轮 Z1， Z2 强度校核 1. 选定齿轮类型。精度等级。材料级齿数 1）根据传动方案。选用直齿圆柱齿轮传动 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度 3）材料选择 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS。二者材料硬度相差 40HBS 4）选小齿轮的 Z1=24 大齿轮齿数 Z2=3.5024=84 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 3 23 131 132.2 HZEuudTtd (1)硬性公式内各计算的值 1）试选载荷 kt=1.3 2) 计算小齿轮传递转矩 mmNPT 8 4 85 053.423 1 0 009 5 49 11 3）由表 10-7 选取齿宽系数 d=1 4）由表 10-6 查得材料弹性影响系数 ZE=189.8M Pa1/2 10 5）由图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 6）由应力循环次公式 911 101 8 7.183 6 582153.4 2 36060 jl hnN 912 1034.050.3 NN 7）由图 10-19 取接触疲劳寿命 90.01 HNK 95.02 HNK 8）计算接触疲劳许用应力，取失效概念 1%，安全系数 S=1 M P asK HNH 5401 60090.01l i m1 1 M P asK HNH 5.52255095.02l i m2 2 （ 2） 计算 1）计算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 H 中比较小的值 mmZEuuTKd Hdtt 5 9 4.615.5 2 2 8.1 8 95.3 5.41 104 8 5.83.132.2132.2 3243211 2） 计算圆周速度 V smndV t /366.1100060 53.423594.6114.3100060 11 3）计算齿宽 b mmddb t 594.61594.6111 4）计算齿宽与齿高之比hb 模数 566.224594.6111 zdm tt 齿高 mmmh t 77.5566.225.2258.2 11 67.1077.5 59 4.61 hb 5）计算载荷系数 根据 smV /366.1 7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系 数 08.1vk 直齿轮 1 FH kk 由表 10-2 查得实用示数 1Ak 由表 10-4 用插值法查 7 级精度小齿轮相对支承非对称布置时421.1HBk 由 67.10hb， 421.1HBk 查图 10-13 得 35.1FBk 载荷系数： 535.1421.1108.11 HBHVA kkkkk 6）按实际的载荷示数校正算得的分度圆直径 0 9 7.653.15 3 5.15 9 4.61 3311 ktkdd t 7）计算模数 71.22409 7.6511 zdm 3. 按齿根弯曲强度设计 由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为 3 1 122 F SaFa YYdZkTm （ 1） 确定公式内各计算数值 1）由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数88.0 85.021 FNFNKK 3）计算弯曲疲劳许用应力 12 取弯曲疲劳安全洗漱 S=1.4 M P aSK FEFNF 57.3 0 3111 M P aSK FEFNF 86.238222 4）计算载荷系数 458.135.1108.11 FFVA KKKKK 5)查取齿形系数 由表 10-5 查得 65.21 FaY 216.22 FaY 6）查取应力校正系数 由表 10-5 查得 58.11 SaY 774.12 SaY 7） 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 0 1 3 7 9.057.3 0 3 58.165.21 11 F SaFa YY 0 1 6 4 8.086.2 3 8 7 7 6.12 1 6.22 22 F saFa YY 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 mmm 92.10 1 6 4 8.02418 4 8 5 04 5 8.1232 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮 模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载的能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数 1.43，并近圆整为标准值 m=2.5mm。按接触强度算得的分度圆直径 mmd 097.651 ，算出小齿轮齿数 13 2603.265.2 097.6511 mdZ 大齿轮齿数 912650.32 Z 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mm655.22611 mZd mm2275.29122 mZd （ 2）计算中心距 mm1 462 2 27652 21 dda （ 3）计算齿轮宽度 mmBBmmdb d 70,mm6565651 121 取 14 二 齿轮 Z3 ， Z4 强度校核 材料选择 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS。二者材料硬度相差 40HBS 选小齿轮的 Z,3=28，大齿轮齿数 Z4=2.7928=78.12， z4=78 1. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 3 23 133 132.2 HZEuudTtd （ 1）确定公式内各计算的值 1）试选载荷 kt=1.3 2) 计算小齿轮传递转矩 mmNPT 28232001.121 10009549 22 3）由表 10-7 选取齿宽系数 d=1 4）由表 10-6 查得材料弹性影响系数 ZE=189.8M Pa1/2 5）由图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 MPaH 6003lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5504lim 6）由应力循环次公 式 923 1034.083 6 582101.1 2 16060 jl hnN 15 934 10121.079.2 NN 7）由图 10-19 取接触疲劳寿命 95.03 HNK 98.04 HNK 8）计算接触疲劳许用应力，取失效概念 1%，安全系数 S=1 M P asK HNH 5701 60095.03l i m3 3 M P asK HNH 53955098.04l i m4 4 （ 2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径 d3t，代入 H 中比较小的值 mmZEuuTKdHdtt 7 3 5.915 3 98.1 8 979.279.312 8 2 3 2 03.132.2132.2 3 23 223 2）计算圆周速度 V smndV t /581.010006001.121735.9114.310006023 3） 计算齿宽 b mmddb t 192.94735.9113 4）计算齿宽与齿高之比hb 模数 276.328735.9133 zdm tt 齿高 mmmh t 37.7276.325.225.2 44.1237.7 73 5.91 hb 16 5） 计算载荷系数 根据 smV /581.0 7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 04.1vk 直齿轮 1 FH kk 由表 10-2 查得实用示数 1Ak 由表 10-4 用插值法查 7 级精度小齿轮相对支承非对称布置时418.1HBk 由 44.12hb， 418.1HBk 查图 10-13 得 32.1FBk 载荷系数： 478.1418.1104.11 HBHVA kkkkk 6）按实际的载荷示数校正算得的分 度圆直径 744.953.1478.1735.91 3333 ktkdd t 7）计算模数 419.328744.9533 zdm 2.按齿根弯曲强度设计 由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为 3 3 222 F SaFa YYdZkTm （ 1）确定公式内各计算数值 1）由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 M P aFE 5 0 03 大 齿 轮 的 弯 曲 强 度 极 限M P aFE 3 8 04 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数88.085.043FNFNKK 17 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全洗漱 S=1.4 M P aSK FEFNF 57.3 0 3333 M P aSK FEFNF 86.2 38434 4）计算载荷系数 3728.132.1104.11 FFVA KKKKK 6)查取齿形系数 由表 10-5 查得 55.23 FaY 224.24 FaY 7）查取应力校正系数 由表 10-5 查得 61.13 SaY 7 6 8.14 SaY 8） 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 0 1 3 5 2.057.3 0 361.155.2333 FSaFa YY 0 1 6 4 6.086.2 3 87 6 8.12 2 4.2444 FsaFa YY 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 mmm 5 3 4.20 1 6 4 6.02812 8 2 3 2 03 7 2 8.1232 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载的能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅 18 与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数 2.534，并近圆整为标准值 m=2.75mm。按接触强度算得的分度圆直径 mmd 744.951 ，算出小齿轮齿数 358.3475.2 7 44.9533 mdZ 大齿轮齿数 9865.973579.2 44 ZZ 取 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 9675.23533 mZd mm 5.2 6 975.29844 mZd mm （ 2）计算中心距 1 832 5.2 69962 43 ddamm （ 3）计算齿轮宽度 mmBBmmdb d 1029696961 123 ，取 19 三齿轮简图 20 第六章 轴的设计 1. 求作用在轴上的作用力 根据三个轴的扭矩计算知：输出轴的扭矩最大，只需校核该轴，其他轴的就能满足强度要求。 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为： mmd 2463 ； 则圆周力： NdTFt 55535.2691027.74822 323 ； 径向力： N2021Fr ； 其中各力方向如图： 2 初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr，调质处理。根据表 14-3 ，取 1120 A，于是得： mmmmnPAd 56.474.44 40.3112 33330m i n ； 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d。为了 21 使所选直径 d与联轴器的孔径相适应，故需同 时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩3TKT Aca ，考虑到转矩变化很小，故取3.1AK ，则： mmNmmNTKTAca 9 7 2 7 5 11027.7 4 83.1 33； 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/ T 5014 2003，选用 HL5 型弹性柱销联轴器，其公称转矩范围为 mmN 1250000 。半联轴器的孔径 mmd 551 ，故取mmd 55 ，半联轴器长度 mmL 112 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 841 。 3 轴的结构设计 3.1 拟订轴上零件的装配方案 装配方案如图所示： 3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段右端需制出一轴肩，故取 - 段的直径 mmd 62- ；右端 22 用轴端挡圈定位， 挡圈直径 mmD 65 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 1041 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 段的长度应比 1L 略短一些，现取 mml 102。 2） 初步选择滚动轴承。 因轴承同时受到径向力作用和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 mmd 62- ，由轴承产品目录中选取 0 基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承 30313，其尺寸为 mmmmmmTDd 3614065 ，故 mmdd 65 ；而 mml 36。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30313 型轴承的定位轴肩高度 mmh 6 ，因此，取mmd 77 。 3） 取安装齿轮处的轴段 的直径 mmd 70；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为 mmL 80 ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴应略短于轮毂宽度，故 mml 76，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 6 ，则轴环处的直径 mmd 82。轴环宽度 hb 4.1 ， 取 mml 12。 4） 轴承端盖总宽为 mm20 。取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 30 故取 mml 50- 。 5） 取齿轮轮毂距箱体内壁之距离 mma 16 ，高速级 23 齿轮轮毂与低速级齿轮轮毂之距离 mmc 25 。考虑到箱体的铸造误差，在确定 滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离 mmS 8 ，已知滚动轴承 mmT 36 ，高速级齿轮轮毂宽度 mmL 75 ，则 mmmmaSTl 64)416836()7680( ； 4 轴上的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位，均采用平键连接。按 齿轮轮毂孔直径 mmdVIIVI 70，由表 6-1 查得平键截面 mmmmhb 1220 ，键槽用键槽铣刀加工长 mm63 。选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH；半联轴器与轴的连接，选用平键为 mmmmmmLhb 901016 ，半联轴器与轴的配合为67kH，滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来实现的，轴的直径尺寸公差为 6m 。 5 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 452 。各轴端处的圆角半径如图 6 求轴上的载荷 对于 30313 型圆锥滚子轴承，由手册查得 mma 29 。因 此 ， 作 为 简 支 梁 的 支 的 支 承 跨 距mmL 212583682127664 。根据轴的计算做出轴的弯矩图和扭矩图： 24 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 HM 、VM及 M 的值列于下表。 25 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F NFNF NHNH 1 8 5 1,3 7 0 2 21 NFNF NVNV 6 7 4,1 3 4 7 21 弯矩M mmNM H 262842 mm.95637 NM V 总弯矩 mmNMMM VH 2 7 9 7 0 09 5 6 3 72 6 2 8 4 2 22221 扭矩T mmNT 7482703 7 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的 26 截面（即危险截面 C）的强度。根据上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aW TMca 23.3454 )7482706.0(27970032)( 3 22232 ； 前已选定轴的材料为 40cr，调质处理 ，由表 15-1 查得MPa60 1 ，故安全。 8 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 截面 A， B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的的最小直径是按扭转强度较为宽裕来确定的，所以截面 A， B 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 VI 和VII 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截 面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里的轴径最大，故截面 C 也不必校核。截面和截面显然更不必校核。因为键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 27 2 截面 IV 右侧： 抗弯截面系数 333 2746332/6532/ mmdW ； 抗扭截面系数 333 5 4 9 2 516/6516/ mmdW r ； 截面 左侧的弯矩 M 为 mmNmmNM 1378807135279700； 截面 上的扭矩3T为 mmNT 7482703； 截面上的弯曲应力 M P aM P aWMb 02.52 7 46 31 3 78 8 0 ； 截面上的扭转切应力 M P aM P aWTrr62.135 4 9 2 57 4 8 2 7 03 ； 轴的材料为 40Cr，调质处理。由表 15-1 查得MPaB 640 ， MPa2751 ， MPa1551 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表3-2 查取。因 031.0650.2 dr， 08.16570 dD； 经插值后可查得 ， 2。 31.1 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 82.0q ， 85.0q 。 故有效应力集中系数为 82.1)10.2(82.01)1(1 qk ； 26.1)131.1(85.01)1(1 qk ； 28 由附图 3-2 的尺寸系数 67.0；由附图 3-3 的扭转尺寸系数 82.0。 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为92.0 。 轴未经表面强化处理，即 1q，则综合系数为 8.2192.0 167.0 82.111 kK； 62.1192.0 182.0 26.111 kK； 又由合金钢的特性系数 2.01.0，且 5.0，即1.005.0 ，故取 1.0 ， 05.0 于是，计算安全系数caS值，则 56.1901.002.58.2 2751 maKS ； 63.13262.1305.0262.1362.11551 maKS ； 5.118.1163.1356.19 63.1356.19 2222 Sca SSS SSS ； 故可知其安全。 3 截面右侧： 抗弯截面系数 W 按表 15-4 中的公式计算。 333 3430032/70 mmmmW ； 抗扭截面系数 33 6 8 6 0 016/70 mmW T ； 29 截面 左侧的弯矩 M 及 弯曲应力 为 mmNM 137880 ； M P aM P aWMb 02.43 4 30 01 3 78 8 0 ； 扭矩3T及扭转切应力为 mmNT 7482703； M P aM P aWTTT91.106 8 6 0 07 4 8 2 7 03 ； 过盈配合处的k，由附表 3-8 查得，并取 kk 8.0，于是得 16.3k； 53.216.38.0 k； 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 92.0 故得综合系数为 25.3192.0 116.311 kK； 62.2192.0 153.211 kK； 所以轴在截面 右侧的安全系数为 05.2101.002.425.3 2 7 51 maKS ； 64.10291.1005.0291.1062.21551 maKS ； 5.150.964.1005.21 64.1005.21 2222 Sca SSS SSS； 故该轴在截面 右侧的强度也是足够的。本设计因无 30 大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可省略静强度校核。 31 第 七 章 键的选择与校核 大齿轮处： 由输出轴的结构设计，选定： 低速级大齿轮处键为 mmmmhb 1220 ，键槽用键槽铣刀加工长mm63 ； 键的接触高度 mmmmhk 6125.05.0 ； 键的工作长度 mmmmbLl 432063 ； 传递的转距 mNTT 27.7483齿轮； 查表 6-2 得键的许用挤压应力 MPaP 100 。 所以， M P aM P aM P ak l dT PP 1 0 086.8270436 1027.7 4 8210233 ； 故大齿轮处的键联接强度足够。 半联轴器处： 半联轴器与轴的联接采用平键联接： 选用平键为 mmmmhb 1016 ，键槽用键槽铣刀加工长 mm90 ； 键的接触高度 mmmmhk 5105.05.0 ； 键的工作长度 mmmmbLl 741690 ； 查表 6-2 得键的许用挤压应力 MPaP 100 。 所以， M P aM P aM P ak l dT PP 1 0 054.7355745 1027.7 4 8210233 ； 故半联轴器处的键联 接强度也足够。 32 第 八 章 轴承的选择与校核 1 轴承的选择： 根据输出轴载荷及速度情况，轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由输出轴的结构设计，参照工作要求并根据 mmd 50- ，由轴承产品目录中选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30211，其尺寸为 mmmmmmTDd 3610055 ，kNC r 8.90 ， kNC r 1150 ， 4.0e ， 5.1Y ， 8.00 Y 。 2 轴承的校核： 1） 轴承受力图： 2 ） 径向载荷 rF ： 由于圆柱直齿轮的齿轮所受轴向力为零，所以 Fae = 0. N. 根据轴的分析，可知： A 点总支反力 NFFF NVNHr 393937021347 222 12 11 ； B 点总支反力： NFFFNVNHr 19706741851 222 22 22 。 33 3 ） 轴向载荷： 对于圆锥滚子轴承，按表 13-7，轴承派生轴向力YFF rd 2，其中 Y 为表 13-5 中 eFFra 的 Y 值，查表得轴承 30211 的 Y 值为5.1Y ，故 NYFF rd 13135.1239392 11 ， NYFF rd 6575.1219702 22 则因为 NFNFFddae 1 3 1 36 5 7,0 12 ，所以 A 处 1 轴承被放松， B 处 2 轴承被压紧。故 NFFda 65721 ， NFFda 65722 4） 求轴承当量载荷 1P 和 2P ： 根据工况，由表 13-6 取得载荷系数 1Pf 。且 4.0e ，故 1 轴承：因 4.017.03 9 3 96 5 711 eFFra，由表 13-6 可知 NFFFfPrarP 3 9 3 9)01( 1111 ； 2 轴承：因 4.033.01 9 7 06 5 722 eFFra，由表 13-6 可知 NFFfParP 1 9 7 0)01( 222 。 5） 验算轴承寿命： 因 21 PP ，故只需验算 1 轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为 h3 8 4 0 016300)8 （小时）（天）年 。 hhPCnL h 38400155 515523)3939108.190(4.446010)(6010 3103616 ； 故轴承具有足够寿命。 34 第九章 箱 体及其附件设计 1.减速器铸造箱体的结构尺寸 （ 1）箱座，箱盖 箱座壁厚： 635.