一级圆柱直齿减速器课程设计61.15%1.6%260%120 (2).doc
一级圆柱直齿减速器课程设计61.15%1.6%260%120 (2)
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计61.15%1.6%260%120 (2),减速器课程设计
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1 机械设计课程设计 课题名称 一级圆柱齿轮减速器的设计计算 系 别 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 完成日期 2010年 04 月 24 日 目录 nts 2 第一章 绪论 第二章 课题题目及主要技术参数说明 2.1 课题题目 2.2 主要技术参数说明 2.3 传动系统工作条件 2.4 传动系统方案的选择 第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构 3.2 电动机选择 3.3 传动比 分配 3.4 动力运动参数计算 第四章 齿轮的设计计算 (包括小齿轮和大齿轮 ) 4.1 齿轮材料和热处理的选择 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 4.3 齿轮的结构设计 第五章 轴的设计计算 (从动轴 ) 5.1 轴的材料和热处理的选择 5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 nts 3 5.2.2 轴的结构设计 5.2.3 轴的强度校核 第六章 轴承 、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及校核 6.2 键的选择计算及校核 6.3 联轴器的选择 第七章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构 尺寸的计算 7.1 润滑的选择确定 7.2 密封的选择确定 7.3减速器附件的选择确定 7.4箱体主要结构尺寸计算 第八章 总结 参考文献 nts 4 第一章 绪 论 本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识，并运用 AUTOCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节 ,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面： （ 1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方 面的知识。 （ 2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。 （ 3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。 （ 4）加强了我们对 Office软件中 Word功能的认识和运用。 第二章 课题题目及主要技术参数说明 nts 5 2.1 课题题目 带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。 2.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力 F=1150N， 输送带的工作速度 V=1.6 m/s， 输送机滚筒直径D=260 mm。 2.3 传动系统工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作 8小时），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 3年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 2.4 传动系统方案的选择 图 1 带式输送机传动系统简图 计 算 及 说 明 结果 nts 6 第三章 减速器结构选 择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构 本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。 3.2 电动机选择 （一）工作机的功率 Pw wP=FV/1000=1150 1.6/1000=1.84kw （二）总效率总总=带 齿轮 联轴器 滚筒 2轴承= 20 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 .8 7 6 （三）所需电动机功率dP)(2 .1 0 01 .8 4 / 0 .8 7 6/ KWPPwd 总查机械零件设计手册得 Ped = 3 kw 电动机选用 Y112M-4 n 满 = 1420 r/min 3.3 传动比分配 工作 机的转速 n=60 1000v/（ D） =60 1000 1.6/(3.14 260) =117.589r/min m in )/(076.12589.117/1420/ rnni 满总取 3带i则 4 . 0 2 51 2 . 0 7 6 /3/ 带总齿 iii3.4 动力运动参数计算 （一）转速 n 电动机 选用： Y100L2-4 3带i 齿i=4.025 计 算 及 说 明 结果 nts 7 0n=满n=1420（ r/min） In = 0n / 带i = 满n / 带i =1420/3=473.333 （ r/min ） IIn = In / 齿i =473.333/4.025=117.589（ r/min） IIn = IIn =117.589（ r/min） （二） 功率 P )(612.10 kwPP d )(1 . 9 7 40 . 9 42 . 1 0 001 kwPP 带)(1 . 9 1 60 . 9 90 . 9 81 . 9 7 412 kwPP 轴承齿轮 )(1 . 8 7 50 . 9 90 . 9 9916.123 kwPP 轴承联轴器 （三） 转矩 T 2 .1 0 0 / 1 4 2 09550/9550000 nPT=14.126(N m) )(4 0 . 6 8 430 . 9 61 4 . 1 2 601 mNiTT 带带025.40 . 9 90 . 9 8684.4012 齿轴承齿轮 iTT = 158.872(N m) 10 . 9 90 . 9 9872.15823 齿带轴承联轴器 iTT = 155.710(N m ) 计 算 及 说 明 结果 nts 8 将上述数据列表如下： 轴号 功率 P/kW N /(r.min-1) T / (N m) i 0 2.100 1420 14.126 3 0.96 1 1.974 473.333 40.684 2 1.916 117.589 158.872 4.025 0.97 3 1.875 117.589 155.710 1 0.98 第四章 齿轮的设计计算 4.1 齿轮材料和热处理的选择 小齿轮选用 45 号钢，调质处理， HB 236 大齿轮 选用 45 号钢，正火处理， HB 190 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 由机械零件设计手册查得 aHaH MPMP 530,580 2l i m1l i m ,SHlim = 1 1,200,215l i m2l i m1l i m FaFaF SMPMP 025.4589.117/333.473/ 21 nn 由机 械零件设计手册查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 由 aH NHH MPSZ 58011580l i m11l i m1 aH NHH MPSZ 53011530l i m22l i m2 计 算 及 说 明 结果 nts 9 aF NFF MPSY 24411.1215l i m11l i m1 aF NFF MPSY 20411.1200l i m22l i m2 （一）小齿轮的转矩 IT )(4 2 . 3 7 93771 . 9 7 4 / 4 7 3 .9550/9550 111 mNnPT （二） 选载荷系数 K 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取 K 1.1 （三） 计算尺数比 =4.025 （四） 选择齿宽系数d根据齿轮为软齿 轮在两轴承间为对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取d 1 （五） 计算小齿轮分度圆直径 1d 1d 计 算 及 说 明 结果 nts 10 1d 766 uuKTHdI223)1( =766025.45301)1025.4(684.401.123 = 44.714( mm) （六） 确定齿轮模数 m mmda 343.1124 . 0 2 5124 4 . 712 1 m =(0.007 0.02)a = (0.007 0.02) 185.871 取 m=2 （七） 确定齿轮的齿数 1Z 和 2z 36.223714.4411 mdZ取 Z1 = 24 6.96244 .0 2 512 ZZ 取 Z2 = 96 （八）实际齿数比 4249612 ZZ齿数比相对误差 006.0 2FY / 2F =2.19/204=0.0107 计算大齿轮齿根弯曲应力为 a=120mm B1=57mm B2=48mm V=1.1890 (m/s) 定为 IT7 计 算 及 说 明 结果 nts 12 2236663.2741.1012 0 0 02 0 0 02222 111 ZmBYKT FF 1)(9 5 2.40 FM Pa 齿轮的弯曲强度足够 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 齿顶圆直径ad由机械零件设计手册得 h*a =1 c* = 0.25 )(542)1224(22 1111 mmmhZhdd aaa )(1962)1296(22 2222 mmmhZhdd aaa 齿距 P = 2 3.14=6.28(mm) 齿根高 )(5.2 mmmchhaf 齿顶高 )(221 mmmhh aa 齿根圆直径fd)(435.2248211 mmhdd ff )(1875.22192222 mmhdd ff 4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 轴孔直径 d= 50 )(mm 轮毂直径 1D =1.6d=1.6 50=80 )(mm 轮毂长度 )(662 mmBL 轮缘厚度 0 = (3 4)m = 6 8(mm) 取 0=8 轮缘内径 2D =2ad-2h-20=196-2 4.5-2 8 强度足够 1ad=54mm 2ad=196mm h=4.5mm S=3.14mm P=6.28mm hf=2.5mm ha=2mm df1=43mm df2=187mm 计 算 及 说 明 结果 nts 13 = 171(mm) 取 D2 = 170(mm) 腹板厚度 c=0.3 2B =0.3 48=14.4 取 c=15(mm) 腹板中心孔直径0D=0.5( 1D + 2D )=0.5(170+80)=125(mm) 腹板孔直径0d=0.25（ 2D - 1D ） =0.25（ 170-80） =22.5(mm) 取0d=20(mm) 齿轮倒角 n=0.5m=0.5 2=1 齿轮工作如图 2 所示： 计 算 及 说 明 结果 nts 14 第五章 轴的设计计算 5.1 轴的材料和热处理的选择 由机械零件设计手册中的图表查得 选 45 号钢，调质处理， HB217 255 b=650MPa s=360MPa 1 =280MPa 5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 从动轴 2d =c223nP =115587.117955.13 =29.35 考虑键槽 2d =29.35 1.05=30.82 选取标准直径 2d =32 mm 5.2.2 轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。 5.2.3 轴的强度校核 从动轴的强度校核 圆周力 tF=222000d T=2000 158.872/192=1654.92 径向力 rF =tFtan=1654.92 tan20 =602.34 由于为直齿轮，轴向力aF=0 作从动轴受力简图：（如图 3 所示） D2=32mm nts 15 从动轴RARBRHA RHBFtFtFrRvARvBFt水平面弯矩垂直面弯矩合力弯矩扭矩危险截面当量弯矩从动轴受力简图nts 16 计 算 及 说 明 结果 L=110mm HAR = HBR =0.5tF=0.5 1654.92=827.46 )(N HCM=0.5 HAR L=827.46 110 0.5/1000=51.72 )( mN VAR=VBR=0.5 rF =0.5 602.34 =301.17 )( mN VCM=0.5VARL=501.17 110 0.5/1000=36.4 )( mN 转矩 T=158.872 )( mN 校核 CM= 22VCHC MM = 22 82.1872.51 =55.04 )( mN eM= 22 aTMC = 22 872.1586.004.55 =118.42 )( mN 由图表查得， b1=55MPa d 10 beM 131.0 =1055*1.042.1183 =29.21(mm) 考虑键槽 d=29.21mm 2FY / 2F =2.19/204=0.0107 计算大齿轮齿根弯曲应力为 a=128mm B1=57mm B2=48mm V=0.590 (m/s) 定为 IT7 计 算 及 说 明 结果 nts 35 24248 65.2153.9020002000 2122 111 ZmB YKT FF 1)(692.103 FM Pa 齿轮的弯曲强度足够 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 齿顶圆 直径ad由机械零件设计手册得 h*a =1 c* = 0.25 )(542)1224(22 1111 mmmhZhdd aaa )(2042)12100(22 2222 mmmhZhdd aaa 齿距 P = 2 3.14=6.28(mm) 齿根高 )(5.2 mmmchhaf 齿顶高 )(221 mmmhh aa 齿根圆直径fd)(435.2248211 mmhdd ff )(1995.22204222 mmhdd ff 4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 轴孔直径 d= 50 )(mm 轮毂直径 1D =1.6d=1.6 50=80 )(mm 轮毂长度 )(482 mmBL 轮缘厚度 0 = (3 4)m = 6 8(mm) 取 0=8 轮缘内径 2D =2ad-2h-20=204-2 4.5-2 8 强度足够 ad=54mm 2ad=204mm h=4.5mm S=3.14mm P=6.28mm hf=2.5mm ha=2mm df1=43mm df2=199mm 计 算 及 说 明 结果 nts 36 = 179(mm) 取 D2 = 180(mm) 腹板厚度 c=0.3 2B =0.3 48=14.4 取 c=15(mm) 腹板中心孔直径0D=0.5( 1D + 2D )=0.5(80+180)=130(mm) 腹板孔 直径0d=0.25（ 2D - 1D ） =0.25（ 180-80） =25(mm) 取0d=25(mm) 齿轮倒角 n=0.5m=0.5 2=1 计 算 及 说 明 结果 nts 37 第五章 轴的设计计算 5.1 轴的材料和热处理的选择 由机械零件设计手册中的图表查得 选 45 号钢，调质处理， HB217 255 b=650MPa s=360MPa 1 =280MPa 5.2 轴几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 主动轴 1d =c113nP =115235990.13 =23.44 从动轴 2d =c223nP =115331.57931.13 =37.14 考虑键槽 1d =23.44 1.05=24.612 考虑键槽 2d =37.14 1.05=38.996 选取标准直径 1d =25 mm 选取标准直径 2d =39 mm 5.2.2 轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。 5.2.3 轴的强度校核 主动轴的强度校核 圆周力 tF=222000d T=2000 158.872/204=1557.57 N 径向力 rF =tFtan =1557.57 tan20 =566.909 N 由于为直齿轮，轴向 力aF=0 作主动轴受力简图：（如下图所示） D1=25mm D2=39mm nts 38 L=98mm HAR = HBR =0.5tF=0.5 3339=778.785 )(N HCM=0.5 HAR L=778.785 98 0.5/1000=38.16 )( mN VAR=VBR=0.5 rF =0.5 566.909=283.455 )( mN VCM=0.5VARL=283.455 98 0.5/1000=13.89 )( mN 转矩 T=90.153 )( mN nts 39 校核 CM= 22VCHC MM = 22 89.1316.38 =38.2 )( mN eM= 22 aTMC = 22 153.906.02.38 =66.22 )( mN 由图表查得， b1=55MPa d 10 beM 131.0 =1055*1.022.663 =10.64(mm) 考虑键槽 d=10.64mm 900（适用） 6. 确定带的根数 z 1）计算单根 V带的额定功率 pr。 由 dd1=100mm和 n1=1000r/min根据课本表 8-4a 得 P0=0.988KW 根据 n1=960r/min， i 带 =3.4和 A型带，查 课本表（ 5-6） 得 P 0=0.118KW 根据课本表 8-5得 Ka=0.91 根据课本 表 8-2得 KL=0.99 由课本 P83式（ 5-12）得 Pr=（ P0+P 0） K aK L=（ 0.988+0.118） 0.91 0.99=0.996kw 2)计算 V带的根数 z。 z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圆整为 7根 TII=412.15Nm TIII=395.67Nm V=5.24m/s dd2=340mm 取标准值 dd2=355mm Ld=1600mm 取 a0=500 nts 7.计算 单根 V带的初压力的最小值 (F0)min 由课本表 8-3 得 A 型带的单位长度质 量 q=0.1kg/m，由式（ 5-18）单根 V带的初拉力： (F0)min =500（ 2.5- Ka） PCa /zvKa +qV2 =500 （ 2.5-0.91） 6.05/（ 0.91 7 5.24） +0.1 5.242N =147N 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） min sin（ 1/2） =2 7 147sin （ 146 /2） =1968N 2、齿轮传动的设计计算 1选定 齿轮材料及精度等级 及齿数 1）机器为一般工作机器，速 度不高，故选用 7级精度（ GB 10095-88）。 2）材料选择。由表课本表 10-1选择小齿轮和大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 280HBS。 3）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数 z2=24 3.86=92.64，取 93。 2按齿面接触疲劳强度设计 由 设计计算公式（ 10-9a） d1 2.32(KT1(u+1)ZE2/ du H2)1/3 (1)确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 Kt=1.3 2） 计算小齿轮传递的转矩 T1=9.5510 6P 1/n1 =95.510 6 4.92/342.86=137041Nmm 3)由课本表 10-7选 取 齿款系数 d=1 4)由课本表 10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2 5)由课本 tu 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1=600MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2=550MPa； 6） 由课本 式 10-13计算应力循环次数 NL NL1=60n1jLh=60 342.861( 16 300 10) =9.87410 8 NL2=NL1/i=9.87410 8/3.86=2.55810 8 7）由图课本 10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.96 KHN2=0.98 8）计算解除疲劳许用应力。 取失效概率为 1%， 安全系数 S=1.0 H1= KHN1 Hlim1/S=0.96 600/1.0Mpa =576Mpa H2= KHN2 Hlim2/S=0.98 550/1.0Mpa =539Mpa (2)计算 Z=7 F0=147N （ Fp） min =1968N i 齿 =3.86 Z1=24 Z2=77 T1=137041Nmm HlimZ1=600Mpa HlimZ2=550Mpa nts 1）试算小齿轮分度圆直径 dd1，代入 H较小的值 dd1 2.32(KT1(u+1)ZE2/ du H2)1/3 =2.32 1.3 1.37 105 （ 3+1） 189.82/(3.86 5392) 1/3 =71.266mm 2)计算圆周速度 v。 v= dd1n1/（ 60 1000） =3.14 71.266 342.86/（ 60 1000） =1.28m/s 3）计算齿宽 b。 b= dd1=1 71.266mm=71.266mm 4） 计算齿宽与齿高之比 b/h。 模数： m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm 齿高： h=2.25m=2.25 2.969=6.68mm b/h=10.67 5） 计算载荷系数。 根据 v=1.28m/s， 7级精度，由课本图 10-8查得动载荷系数 Kv=1.07； 直齿轮， KHa=KFa=1： 由课本表 10-2查得 KA=1 由课本表 10-4 用插值法查得 8 级 精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH =1.316 由 b/h=10.67， KH =1.316查课本表 10-13 得 KF =1.28：故载荷系数 K=KA KV KHa KF =1 1.07 1 1.316=1.408 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（ 10-10a） d1= d1t(K/Kt) 1/3=71.266 (1.408/1.3) 1/3=73.187mm 7)计算 模数 m： m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm 3.按齿根弯曲强度设计 由课本式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式 m 2KT1YFaYSa/( dz12 F) 1/3 （ 1） 确定公式内的各计算数值 1）由课本图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa 2）由课本图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由课本式（ 10-12）得 F1= KFN1 FE1/S=0.85 500/1.4=303.57MPa F2= KFN2 FE2/S=0.88 380/1.4=238.86MPa 4)计算载荷系数 K K=KA KV KFa KF =1 1.07 1 1.28=1.37 5)取齿形系数。 由课本表 10-5查得 YFa1=2.65 YFa2=2.226 6） 查取应力校正系数 由课本表 10-5查得 YSa1=1.58 YSa2=1.764 7） 计算大、小齿轮的 YFa YSa/ F YFa1 YSa1/ F1=2.65 1.58/303.57=0.01379 YFa2 YSa2/ F2=2.226 1.764/238.86=0.01644 大齿轮的数值大。 NL1=9.87410 8 NL2=2.55810 8 KHN1=0.96 KHN2=0.98 H1=576Mpa H2=539Mpa d1=71.266mm m=2.5mm YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.226 YSa2=1.764 nts 8)设计计算 m 2 1.37 1.37 105 0.01644 /(1 242) 1/3 =2.2mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数 m 的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，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 2.2并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触强度的的分 度圆直径 d1=73.187，算出小齿轮的齿数z1=d1/m=73.187/2.5=30 大齿轮的齿数 z2=3.86 30=116 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 d1= z1m=30 2.5=75mm d2= z1m=116 2.5=290mm （ 2）计算中心距 a=（ d1+ d2） /2=（ 75+290） /2=183mm （ 3）计算齿轮宽度 b= d d1=1 75=75mm取 B2=75mm ， B1=80mm 六、轴的设计计算 输出轴的设计计算 1、 两轴输出轴上的功率 P、转数 n和转矩 T PII 输 =4.67 0.98=4.58kw n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min T2=397656Nmm PI 输 =4.92 0.98=4.82 kw n1=417.39 r/min T1=100871 Nmm 2、 求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 d2=355mm Ft2=2T2/d2=2 397656/355=2011N Fr2= Ft2tan20 =2011 0.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 d1=84mm Ft1=2T1/d1=2 100871/84=2401N Fr1=Ft1tan20 =2401 0.3642=729N 4、 初步确定轴的最小直径 先按课本式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为 45 钢，调制处理。根据课本表 15-3，取 A0=112，于是得 dmin2= A0（ PII 输 / n2） 1/3=112 （ 4.58/108.13） 1/3=39.04mm dmin1= A0（ P1 输 / n1） 1/3=112 （ 4.82/417.39） 1/3=25.32mm 5、 联轴器的选择 为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT2,查 课本表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则 Tca= KAT2=1.3 397656=516952.8 Nmm m 2.22mm d1=75mm d2=290mm a=183mm B2=75mm B1=80mm Ft2=2011N Fr2=826N Ft1=2401N Fr1=729N dmin2=39.04mm dmin1=25.32mm nts 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器工程转矩条件，查 机械设计手册 ，选用 HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000 Nmm 。联轴器的孔径d1=38mm，半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=58mm。 6、 轴承的选择 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取 0 基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承 213，其尺寸 d D T=65mm 120mm 23mm。 7、 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。由课本表 6-1 查得平键截面 b h=20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对 中性，故选择齿轮毂与轴配合为 H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 12mm 8mm 50mm，半联轴器与轴的配合为 H7/k6. 8、 确定轴上圆角尺寸 参考课本表 15-2，取轴端倒角为 2 45。 9、 求轴上的载荷 1轴 深沟球轴承213，其尺寸d D T=65mm 120mm 23mm nts 2 轴 按弯矩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矩和扭矩的截面的强度。根据课本式（ 15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 ca1=M12+（ T1） 2 1/2/W=81263.382+（ 0.6 100871） 2 1/2/（ 1 843） =0.29MPa ca2=M12+（ T2） 2 1/2/W=76462.382+（ 0.6 397656） 2 1/2/33656.9 =6.28 MPa前已选定轴的材料为 45钢，调制处理，由课本表 15-1 查得 -1=60MPa。因此 ca1 ca2 -1，故安全。 七、滚动轴承的选择及校核 计算 根据根据条件，轴承预计寿命 1636 0 10=576000 小时 1、计算输入轴承 （ 1）已知 nI=417.39r/min nII=108.13r/min (2)计算当量载荷 P1、 P2 ca1=0.27MPa ca2=5.96MPa 轴承预计寿命 576000h nts 根据课本 P263表（ 11-9）取 f P=1.5 根据课本 P262
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