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两级圆柱齿轮减速器课程设计【F=1550，V=2，D=300】【4张图纸】

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关键词：: 两级圆柱齿轮减速器课程设计图纸

资源描述：

两级圆柱齿轮减速器课程设计【F=1550，V=2，D=300】

35页 9300字数+说明书+4张CAD图纸【详情如下】

两级圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

中速轴小齿轮零件图.dwg

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一、课程设计方案

1传动装置简图

带式运输机的传动装置如如图1所示

2原始数据

带式运输机传动装置的原始数据如下表所示

带的圆周力F/N带速V/（m/s）滚筒直径D/mm

15502 300

3工作条件

三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的.

传动方案：

二、电动机的选择

（1）选择电动机类型

按工作要求用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。

（2）选择电动机容量

电动机所需工作功率，按参考文献[1]的（2-1）为

由式（2-1）得 kw

根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率 0.96

传动装置的总效率

查参考文献[1]第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对）

开式齿轮传动效率，代入得

所需电动机功率为

因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由参考文献[1]第19章所示Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为4 kw。

（3）确定电动机转速

卷筒轴工作转速为

由参考文献[1]表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8~40，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为

符合这一范围的同步转速有1500和3000两种方案进行比较。由参考文献[1]表19-1查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中

表1 电动机数据及总传动比

方案电动机型号

额定功率电动机转速n/()

总传动比

同步

转速

满载

转

表1中，方案2的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案1较好，即选定电动机型号为Y112M-4。

三．传动装置的总传动比及其分配

计算总传动比：

根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置所要求的总传动比为

合理分配各级传动比：

对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即

式中：—高速级传动比

—减速器传动比

又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为3～5，所以选,。

四．计算传动装置的运动和动力参数

传动装置运动和动力参数的计算

（1）各轴转

工作机轴

表2 运动和动力参数

轴号功率P/kw转距T/(N.m)转速

n/(r/min)传动比i效率

电动机轴3.64 24.14 1440

0.99

高速轴Ⅰ3.60 23.90 1440

3.98

0.97

中速轴Ⅱ 3.50 92.20 361.81

2.84

0.97

低速轴Ⅲ 3.39 253.99 127.43 1

0.99

工作机轴 3.37 251.45 127.43

五．齿轮零件的设计计算

（一）高速级齿轮的设计

设计参数：

两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。

1．选定齿轮的精度等级、材料及齿数。

1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）

2）材料及热处理：

由参考文献[2]表10-1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，二者材料硬度差为40HBS。

3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数

，取

4）选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。

2.按按齿面接触强度设计

按参考文献[2]式（10-21）计算，即

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选Kt=1.6

2）由参考文献[2]图10-30选取区域系数ZH=2.433

3）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数Φd=1

4）由参考文献[2]图10-26查得

5）小齿轮转距23.90N.mm

6）由由参考文[2]表10-6查得材料的弹性影响系数

7）由参考文献[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限

由参考文献[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极

内容简介：: 一、课程设计方案1传动装置简图带式运输机的传动装置如如图1所示图12原始数据带式运输机传动装置的原始数据如下表所示带的圆周力F/N带速V/（m/s）滚筒直径D/mm15502 3003工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的.传动方案：图2二、电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1的（2-1）为由式（2-1）得 kw根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率 0.96传动装置的总效率查参考文献1第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对）开式齿轮传动效率，代入得所需电动机功率为因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由参考文献1第19章所示Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为4 kw。（3）确定电动机转速卷筒轴工作转速为由参考文献1表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1500和3000两种方案进行比较。由参考文献1表19-1查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中表1 电动机数据及总传动比方案电动机型号额定功率电动机转速n/()总传动比同步转速满载转速1Y112M-441500140011.32Y112M-243000289022.7表1中，方案2的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案1较好，即选定电动机型号为Y112M-4。三传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置所要求的总传动比为合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即式中：高速级传动比减速器传动比又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为35，所以选,。四计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速（2）各轴输入功率工作机轴（3）各轴输入转距工作机轴表2 运动和动力参数轴号功率P/kw转距T/(N.m)转速n/(r/min)传动比i效率电动机轴3.64 24.14 1440 1 0.99高速轴3.60 23.90 14403.98 0.97中速轴 3.50 92.20 361.81 2.84 0.97低速轴 3.39 253.99 127.43 1 0.99工作机轴 3.37 251.45 127.43五齿轮零件的设计计算（一）高速级齿轮的设计设计参数：两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）2）材料及热处理：由参考文献2表10-1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，二者材料硬度差为40HBS。3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取4）选取螺旋角。初选螺旋角=14。2.按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.62）由参考文献2图10-30选取区域系数ZH=2.4333）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=14）由参考文献2图10-26查得5）小齿轮转距23.90N.mm6）由由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数7）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数9）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故；由参考文献2图10-13查得由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a）得 7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.883）计算当量齿数4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；5）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得； 6）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献2式（10-12）得 9）计算大，小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径=40.25mm来计算应有的齿数。于是由取=26，则，取=103。4几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为100mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因b值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 mm圆整后取；。（二）低速级齿轮的设计设计参数：1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献2表10-1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，二者材料硬度差为40HBS。4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取2按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传递的转距4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数5）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由参考文献2式（10-19）计算应力循环次数 7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3) 计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比模数齿高 5)计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取；根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；直齿轮，；由参考文献2图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，；由，查参考文献2图10-13得，故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得 7）计算模数3. 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5）（1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；2）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由参考文献2式（10-12）得 4）计算载荷系数5）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；。6）查取应力校正系数由文献2表10-5查得；。7）计算大，小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大(2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，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2.22并就近圆整为标准值，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=66.10mm，算出小齿轮齿数取=26，则，取=74。4几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 mm则取；。小结：表 3项目d/mmzmn/mmB/mmb材料旋向高速级齿轮140.20261.55040Gr左旋齿轮2159.281034545钢右旋低速级齿轮365262.57040Gr齿轮4185746545钢六轴的设计齿轮机构的参数列于下表：表4级别高速级低速级261032674 1.51.5464/mm2.52.50 1齿宽/mm；（一）高速轴的设计。已知参数：，1求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为而圆周力，径向力及轴向力的方向如图3所示。图3 高速轴结构图2初步确定轴的最小直径先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距，查参考文献2表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准GB/T5014-2003，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转距为250000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4。（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，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段长度应比略短一些，现取。2）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，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为的,故。3）由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取。 4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。5）已知高速级齿轮轮毂长b=45mm,做成齿轮轴，则。6）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，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是s,取s=8mm。已知滚动轴承宽度T=16.25mm，低速级大齿轮轮毂长L=70mm，套筒长。则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为25mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图3。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=12.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图4）。图4 高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的，的值列于下表（参看图4）。表5载荷水平面H垂直面V支反力FN，N，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。（二）中速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为而由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，圆周力，径向力及轴向力的方向如图5所示。图5 中速轴结构图2初步确定轴的最小直径先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为的,故。2）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=20mm，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是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度T=18.25mm。则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图5。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5）做出轴的计算简图（图6），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=15.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图6）。图6 中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的的值列于下表（参看图6）。表6载荷水平面H垂直面V支反力FN，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。（三）.低速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知，圆周力，径向力的方向如图7所示图7 低速轴结构图2初步确定轴的最小直径先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距，查参考文献2表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准GB/T5014-2003，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转距为560000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图7。（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，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段长度应比略短一些，现取2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6309，其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=4.5mm, 则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。5）取齿轮距箱体内壁之距离,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，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是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度B=25mm，高速级小齿轮轮毂长L=45mm，右端套筒长。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图（图8），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值。对于6309型深沟球轴承，由参考文献1中查得B=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图8）。图8 低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表（参看图8）。表7载荷水平面H垂直面V支反力FN，N，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。七.键的校核（一）高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=5mm,高度h=5mm，键长L=25mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=25mm-5mm=20mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由参考文献2式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核 1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=56mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。 2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=28mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核 1）低速轴上外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm，键长L=45mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=45mm-10mm=35mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。 2) 低速轴上齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=10mm,键长L=50mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由参考文献2式（6-1）可得八.轴承寿命的验算(一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷C=32200N。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考文献1可知Y=1.6，因此可算得按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核故所选轴承满足寿命要求。(二)中速轴上轴承的寿命校核已知参数，=72000h。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30207的基本额定动载荷C=54200N。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考文献1可知Y=1.6，因此可算得按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.3

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