二级斜齿减速器课程设计10.42%0.8%380%154%153.doc
二级斜齿减速器课程设计10.42%0.8%380%154%153
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计10.42%0.8%380%154%153,减速器课程设计
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课程设计说明书 课程名称： 机械设计课程设计 设计题目 ： 二级减速箱的设计 专 业： 过程装备与控制工程 班 级 ： 09级过控 03班 学生姓名 : 黄正祥 学 号 : 0904010109 指导教师 : 何毅斌 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 2 目录 一、课程设计方案 . 5 1.1 已知条件 . 错误 !未定义书签。 1.2 设计内容 . 错误 !未定义书签。 二、电动机的选择 . 7 2.1 选择电动机类型 . 7 2.2 选择电动机容量 . 7 2.3 确定电动机转速 . 8 三传动装置的总传动比及其分配 . 9 四计算传动装置的运动和动力参数 . 10 4.1 各轴转速 . 10 4.2 各轴输入功率 . 10 4.3 各轴输入转距 . 10 五齿轮零件的设计计算 . 12 5.1 高速级齿轮的设计 . 12 5.1.1 选定 齿轮的精度等级、材料及齿数。 . 15 5.1.2 按按齿面接触强度设计 . 15 5.1.3 计算 . 15 5.1.4 按齿根弯曲强度设计 . 17 5.1.5 几何尺寸计算 . 18 5.2 低速级齿轮的设计 . 19 5.2.1 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。 . 19 5.2.2 按齿面接触强度设计 . 19 5.2.3 计算 . 20 5.2.4 按齿根弯曲强度设计 . 21 5.2.5 几何尺寸计算 . 22 六轴的设计 . 23 6.1 高速轴的设计。 . 错误 !未定义书签。 6.1.1 求作用在齿轮上的力 . 错误 !未定义书签。 6.1.2 初步确定轴的最小直径 . 26 6.1.3 轴的结构设计 . 27 6.1.4 求轴上的载荷 . 28 6.1.5 按弯扭合成应力校核轴的强度 . 错误 !未定义书签。 6.2 中速轴的设计 . 23 6.2.1 求作用在齿轮上的力 . 错误 !未定义书签。 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 3 6.2.2 初步确定轴的最小直径 . 错误 !未定义书签。 6.2.3 轴的结构设计 . 24 6.3 低速轴的设计 . 30 6.3.1 求作用在轴上的力 . 错误 !未定义书签。 6.3.2 初步确定轴的最小直径 . 错误 !未定义书签。 6.3.3 轴的结构设计 . 31 6.3.4 求轴上的载荷 . 32 6.3.5 按弯扭合成应力校核轴的强度 . 错误 !未定义书签。 七 .键的校核 . 错误 !未定义书签。 7.1 高速轴上键的校核 . 36 7.2 中速轴上键的校核 . 36 7.2.1 中速轴上大齿轮处键的校核 . 36 7.3 低速轴上键的校核 . 37 7.3.1 低速轴上 外伸端处键的校核 . 37 7.3.2 低速 轴上齿轮处键的校核 . 37 八 .轴承寿命的验算 . 38 8.1 高速轴上轴承的寿命校核 . 38 8.2 低速轴上轴承的寿命校核 . 39 九箱体结构及减速器附件设计 . 37 9.1 箱体设计 . 40 9.1.1 铸造箱体的结构设计 . 错误 !未定义书签。 9.2 箱体附件的设计 . 42 十润滑与密封 . 39 10.1 润滑 . 39 10.2 密封 . 39 十 一 设计小结 . 44 十 二 .参考文献 . 44 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 4 序言 浅谈减速器的发展趋势 1、高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用 渗碳淬火 、磨齿，承载能力提高 4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。 2、积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。 3、型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方 式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、 电动机 与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。 促使减速器水平提高的主要因素有： 理论知识的日趋完善，更接近实际（如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等）。 采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。 结构设计更合理。 加工精度提高到 ISO5 6 级。 轴承质量和寿命提高。 润滑油质量提高。 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 5 一、 课程设计方案 1.1 已知条件： 注：图中 F 为输送带拉力（或为输出转矩 T）， V 为输送带速度 学号 1/17/33 2/18/34 3/19/35 4/20 5/21 6/22 7/23 8/24 鼓轮直径 D(mm) 300 330 350 350 380 300 360 320 输送带速度 v(m/s) 0.63 0.75 0.85 0.80 0.80 0.70 0.84 0.75 输出转矩 T(N m) 400 370 380 450 460 440 360 430 学号 9/25 10/26 11/27 12/28 13/29 14/30 15/31 16/32 鼓轮直径 D(mm) 340 350 400 450 380 300 360 320 输送带速度 v(m/s) 0.80 0.85 0.73 0.90 0.80 0.80 0.84 0.73 输出转矩 T(N m) 410 390 420 400 420 420 390 400 1. 工作环境：一般条件，通风良好； 2. 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转； 3. 使用期限： 8 年，每日两班制工作； 4. 卷筒 效率 ： =0.96； 5. 运 输带允许速度 误 差 ： 5%； 6. 生产规模 ：成批生产。 1.2 设计内容 ： 1. 设计传动方案； nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 6 2. 设计减速器部件装配图 （ A1） ； 3. 绘制轴、齿轮零件图各一张 （高速级从动齿轮、中间轴） ； 4. 编写设计计算说明书一份（约 7000 字） nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 7 二、电动机的选择 2.1 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。 2.2 选择电动机容量 输送带所需拉力为 NNDTF 242134.0 41022 电动机所需工作功率，按参考文献 1的（ 2-1）为 awd PP 由式（ 2-1）得 wwVFP1000. kw 根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率 w0.96 传动装置的总效率 242齿轮轴承联 a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 99.0联，滚动轴承传动效率（一对） 99.0轴承开式齿轮传动效率 97.0齿轮，代入得 886.097.099.099.0 242 所需电动机功率为 kwFvPwd25.296.086.01000 8.024121000 因载荷平稳，电动机额定功率cdP应 大于dP，由参考文献 1第 19章所示 Y型三相异nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 8 步电动机的技术参数，选电动机的额定功率cdP为 3kw。 2.3 确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 m in/96.44340 8.0100060100060 rD vn 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 408ai，故电动机转速的可选范围为 m in4.17987.359m in96.44)408( rrninad 符合这一范围的同步转速有 1500 minr 和 3000 minr 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kwPcd/ 电 动 机 转 速n/( minr ) 同 步 转 速 满 载 转 速 1 Y100L2-4 3 1500 1420 2 Y100L-2 3 3000 2880 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 Y100L2-4。 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 9 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mn及工作机转速 n ，可得传动装置所要求的总传动比为 58.3196.441 42 0nni m 合理分配各级传动比： 根据带传动传动比范围，取 5.2i 带则减速 器传动比为 63.125.2 58.31i ii 带减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 减ii )4.13.1(1 =4.05 4.20 式中： 1i 高速级传动比 减i 减速器传动比 根据带传动传动比范围，取 2.41 i 00.32.4 63.12iii12 减 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 10 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 4.1 各轴转速 min5685.21420 rinn m 带m in/2.1352.456811 rinn m in07.453 2.1352rinn 4.2 各轴输入功率 kwPP d 8.2896.0301 kwPP 667.297.099.088.212 kwPP 656.297.099.0667.212 工作机轴 kwPP 603.299.099.0656.234 4.3 各轴输入转距 mNPTmdd .176.201420 395509550 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 11 mNPT .42.48568 88.295509550111 mNPT .387.1952.135 766.295509550222 mNPT .79.56207.45 656.29 5 5 09 5 5 0333 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 电动机轴 3 20.176 1420 2.5 高速轴 2.88 48.42 568 4.2 中速轴 2.766 195.38 135.2 3 低速轴 2.656 562.76 45.07 1 工作机轴 2.603 551.56 45.07 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 12 五 传动件的 设计计算 5.1 减速器外传动件的设计 减速器外传动只有带传动，故只需对带传动进行设计。 5.1.1 确定设计功率 0ca PKP A查表得，工作情况系数 2.1AK ,则 kw6.3kw32.1ca P5.1.2 选择带型 kwPd 7.2m in ,/r1420n 0 ，查表选择 A 型 V 带 5.1.3 确定带轮基准直径 查表，选小齿轮直径1dd=100mm，则大带轮直径为 2d=带i 1dd=2.5 100mm=250mm 5.1.4 验算带的速度 11 1 0 0 1 4 2 0 7 . 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s gg 即 v=7.43m/s0.07d,故取h=3.5mm，则轴直径 mmd 46 。 3) 取安装大齿轮处的轴段 -的直径 mmd 40- ，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 50mm，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 mml 47 ，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 mma 161 ，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为 mma 5.18)4045(21162 ，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 mmmmasTlmmmmclmmmmasTl75.47)35.18825.18()4750(5.22)5.220()4045(2125.46)416825.18()6670(21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 d 由表 6-1 查得平键截面mmmmhb 812 ,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 66nH 。同理，由表 6-1 查得平键截面mmmmhb 812 ,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 66nH 。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。 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 26 中间轴示意图 6.2.2、高速轴的设计 1.已知参数： kwP 88.2 ， min568 rn 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 mmd 033.591 齿轮宽 b1=75mm b2=65mm 2.选取轴的材料为 45钢，调质处理。 3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。根据表 15-3，取 120C ，于是得 mmmmnPCd 6156.20568 88.2120 33m i n d120.6156+20.6156（ 0.03 0.05） =21.234 21.6464mm 取 dmin=21.5mm 4.初定轴段的轴径 d1=30mm 带轮轮毂宽为（ 1.5 2.0） d1=45 60mm 结合带轮结构 L 带轮 =42 56mm 取带轮轮毂宽 L 带 =50mm，轴段的长度略小于毂孔宽度 取 L1=48mm 轴肩高度 h=（ 0.07 0.11） d=2.1 3mm 轴段轴径 d2=d1+2h=34.1 36mm 由密封圈确定 圆周速度小于 3m/s 可选定毡圈油封 查表 8-27选毡圈 35 JB/EQ 4606 1997 则 d2=35mm 轴承暂定 7280C 内径 d=40mm 外径 D=80mm 宽度 B=18mm 内圈定位轴高直径 da=47mm 外圈定位内径 Da=73mm a3=17mm d3=40mm 挡油环轴孔宽 B1=15mm 则 L3=B+B1=33mm d5应略大于 d3 初定 d5=42mm 由表 8-31知道键尺寸为 b h=12 8 轮毂深度 t1=3.3mm 则该齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部距离 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 27 e=df1/2-d5/2=2.0915mm e41.25+41.25（ 0.03 0.05） =42.49 43.31mm 4.查表 8-37取 KA=1.5 FC=KAT3=1.5 562790=844185Nm 查表 8-38查的 GB/T5014 2003 中的 LX3型联轴器符合要求公称转矩为 1250Nm 并且转速 4750r/min。 轴孔范围为 30 48mm 考虑 d43.31，取联轴器毂孔直径为 48mm 轴孔长度为 84mm， J型轴孔 A型键 联轴器主动端代号为 LX3 48 84GB/T 5107-2003 相应轴段的直径 d1=48mm，其长度略小于毂孔取 L1=82mm 轴肩定位，高度 h=（ 0.07 0.1） d1=2.36 4.8mm 轴径 d2=d1+2h=52.72 57.8mm最终由密封圈确定 圆周速度小于 3m/s 可选用毡圈油封 查表 8-27选毡圈 55JB/ZQ4606-1997,则 d2=55mm 考虑到齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承 轴取 7212C 由表 11-9得轴承内径 d=60mm 外径 D=110mm 宽度 B=22mm 内圈定位轴高直径 da=69mm 外圈定位直径 Da=101mm 轴上定位端面圆角半位置最大为 ra=1.5mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=22.4mm 故 d3=60mm 轴承采用脂润滑，需挡油环，挡油环宽度暂定为 B 故 L3=B+B1=22+15=37mm 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，故， d3=60mm 为便于安装， d5应略大于 dt可初定为 d5=62mm 轮毂宽度范围为（ 1.2 1.5） d5=24.4 93mm b4=84mm 取 L5=82mm 定位轴高度 h=（ 0.07 0.1） d5=4.34 6.2mm 取 h=5mm 则 d4=72mm 4= 1+（ b3+b4） /2=13mm L4=BX- 4+ -B1=90mm 轴承端盖连接螺栓为 GB/T5781M8 25 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 31 取距离为 K2=10mm L2=l+ t+Bd+K2-B- =46mm L6=B+ + 4+2=49MM 轴承反力作用 Fn与轴承外圈大端面距离 a3=22.4mm 则由图 11-12可得轴距离为 l1=L6+L5-L4/2-a3=66.6mm l2=L3+L4+b4/2-a3=146.6mm l3=a3+L2+b4/2=110.4mm 5.轴的连接（键的选择） 均采用 A型普通平键连接 查表 8-31得其型号分别为 14 80GB/T1096-1990和 18 18GB/T1096-1990 轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案。 （ 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 51 ，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 841 ，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 mml 82 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 mmd 51 ，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 30311 ， 其 尺 寸 为 mmmmmmTDd 5.3112055 = , 故mmd 55 ；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取 mmd 58 3）取安装齿轮处的轴段 d 是直径 mmd 58 ，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 mml 61 。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d,故取nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 32 h=4.5mm, 则轴环处的直径 mmd 63 ，轴环宽度 b1.4h，取 mml 10 。 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 mml 30 ,故取 mml 50 。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 mm16a18 .5 m ma 21 ， ,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=31.5mm，高速级小齿轮轮毂长 L=45mm，右端套筒长 mmL 24 。 lLclmmmmasBl6570215.55)1685.31(2mm mm5.57 )1045205.2( mmmmsaBl 62)485.185.31()6165(1 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 d 由表 6-1 查得平键截面mmmmhb 1514 ,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，故选择齿轮半联轴器与轴连接，选用平键截面mmmmmm 651210 ，半联轴器与轴的配合为 67KH 。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 参考表 15-2，取轴端倒角为 456.1 。 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承 的支点位置时，应从手册中查取a值。对于单列圆锥滚子轴承 30311，由中查得 a=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 mmLL 75.21732 。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 33 NLLDFLFF NV 1 2 2 375.2 1 7 22.2 7 01 0 7 0781 5 6 3232a3r1 所以 NFFF NVNV 3401r2 mmNLFM NVV 4 7 5 1 5211 mmNLFM NVV 26520322 根据水平面受力图求垂水平支座约束反力，并画出水平面内的弯矩图，如图所示。 NFLL LF NH 153875.217 784294t32 31 NFLL LF NH 275675.217 75.1394294t3222 mmNFM NHH 5.2 1 4 9 3 575.1391 求合成弯矩，并画出合成弯矩图，如图所示。 mmNmmNMMM HV 22 012 55.21 493 547 515 2222 11 mmNmmNMMM HV 216 56 55.214 93 526520 2222 22 求扭矩，并画出扭矩图，如图所示。 mmNT .564810 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 34 七 、轴承的校核 7.1、高速轴滚动轴承的校核 1、滚动轴承的选择。 根据载荷及速 度情况，拟选用角接触球轴承，由高速轴的结构设计，根据 mmdd 251317 ， 选 取 7005C ， 其 基 本 参 数 查 资KWCKWC orr 45.7,5.11 2、当量动载荷 根据工况，载荷平稳，由表 13 6 查出载荷系数 1.0pf 。 按表 13 5， 0,1 YX ,故当量载荷 P 为， 111 )( rparp XFfYFXFfP =184.862 N 222 )( rparp XFfYFXFfP =603.49N 7.2、中间轴滚动轴承的校核 1、滚动轴承的选择。 根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由中间轴的结构设计，根据 mmdd 252621 ，选取 7005C，其基本参数查资KWCKWC orr 45.7,5.11 2、当量动载荷 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 35 根据工况，载荷平稳，由教材表 13 6 查出载荷系数1.0pf 。 按教材表 13 5， 0,1 YX ,故当量载荷 P 为， 111 )( rparp XFfYFXFfP =1246.403 N 222 )( rparp XFfYFXFfP =1210.818N 7.3、低速轴滚动轴承的校核 1、滚动轴承的选择。 根据载荷及速度情况，拟选用深沟球球轴承，由高速轴的结构设计，根据 mmdd 403135 ，选取 6008，其基本参数查资KWCKWC orr 8.11,0.17 2、当量动载荷 根据工况，载荷平稳，由教材表 13 6 查出载荷系数1.0pf 。 按教材表 13 5， 0,1 YX ,故当量载荷 P 为， 111 )( rparp XFfYFXFfP =93.654 N 222 )( rparp XFfYFXFfP =60.282N 7.4、键的设计和计算 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 36 7.4.1、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 mNT .85.30 ，轴径为mmd 18 ，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，由表 6-2 查得许用挤压应力 p =100 200Mpa,取其平均值， p =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=0.5 5mm=2.5mm.由式（ 6-1）可得 11056.6818205.2 1085.302102 33 pp M P ak ldT Mpa 故挤压强度足够。 7.4.2、中速轴上键的校核 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 mNT .46.150 ，轴径为mmd 47 ，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，由表 6-2 查得许用挤压应力 p =100 200Mpa,取其平均值， p =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=0.5 8mm=4mm.由式（ 6-1）可得 M P aM P ak ldT pp 1109440204 1046.1502102 33 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 37 故挤压强度足够。 7.4.3、低速轴上键的校核 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 mNT .81.564 ，轴径为mmd 45 ，宽度 b=10mm,高度 h=12mm，键长 L=65mm。联轴器、轴和键的材料皆为 45 钢，有轻微冲击，由表 6-2 查得许用挤压应力 p =100 200Mpa,取其平 均值， p =110Mpa。键的工作长度l=L-b=65mm-10mm=55mm, 键 与 联 轴 器 键 槽 的 接 触 高 度k=0.5h=0.5 12mm=6mm.由式（ 6-1）可得 M P aM P ak ldT pp 11007.7645556 1081.5642102 33 故挤压强度足够。 7.4.4、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 mNT .81.564 ，轴径为mmd 58 ，宽度 b=14mm,高度 h=15mm,键长 L=50mm。齿轮，轴和键的材料皆为 45 钢，有轻微冲击，由表 6-2 查得许用挤压应力 p =100 200Mpa,取其平均值， p =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=0.5 15mm=7.5mm.由式（ 6-1）可得 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 38 M P aM P ak ldT pp 11067.8350365.7 1081.5642102 33 八 .轴承寿命的验算 8.1 高速轴上轴承的寿命校核 已知参数 m in1 4 4 0,5 1 9 rnNFa ， hL h 3 8 4 0 083 0 082 。 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 1rF 和 2rF 由图 4及表 5可知， NNFFFNNFFFNFNFNFNFNHNVrNHNVrNHNHNVNV107810731043.5693724311073,372104,4312222212222121121212.求两轴承的计算轴向力21 aa FF 和对于圆锥 滚子轴承，按参考文献 2中表 13-7，轴承派生轴向力YFF rd 2，其中 Y 是对应参考文献 2表 13-5中 eFFra 的 Y值。查参考文献 1可知 Y=1.6，因此可算得 NNFFNNFFrdrd75.5336.121 7 086.129.1776.123.5696.122211按参考文献 2中式（ 13-11）得 NFFNNNFFFdadaa 75.533 75.1 0 5 275.5335192221 nts武汉工程大学 09 过控 03 黄正祥 0904010109 39 3.求轴承当量载荷 21 PP和 查参考文献 1可知 e=0.37，比较 的大小，与 eFFra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 6.14.0 2121 YYXX ，。按参考文献 2中式（ 13-8a），当量动载荷 )(ard YFXFfP 。由于轴承有轻微冲击，查参考文献 2表13-6，取 2.1pf，则 NNFYFXfPNNFYFXfParparp24.1542)75.5336.110784.0(2.1)(5.2294)75.10526.13.5694.0(2.1)(2222211111 4.校核轴承寿命 由参考文献 2式（
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