二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计书

二级圆锥—圆柱齿轮减速器设计书一、设计任务书一、设计题目：设计二级圆锥—圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机—减速器—运输带组成。轻微震动，单向运转，两班制，在室内常温下长期连续工作。（图1）1—电动机；2联轴器；3—减速器；4—卷筒；5—传送带二、原始数据：运输带拉力F（KN）运输带速度V（m/s）卷筒径D（mm）使用年限（年）2.41.036010三、设计内容和要求：1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；2.要求每个学生完成以下工作：（1）减速器装配图一张（0号或一号图纸）（2）零件工作图二张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例1:1。（3）设计计算说明书一份。

二、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输设备。减速器为两级展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承联轴器2和8选用弹性柱销联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机选用Y132M-82•选择电动机功率运输带功率为Pw二Fv/1000=2400*1.0/1000Kw=2.4Kw查表2-1，取一对轴承效率耳轴承二0.99,锥齿轮传动效率耳锥轴承 锥齿轮=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率n齿轮=0.97,联轴器效率n联齿轮 齿轮 联=0.99,（说明本设计书均按精度等级为8级，润滑方式为希油润滑）得电动机到工作机间的总效率为n=n4nnn2=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88总 轴承锥齿轮齿轮 联电动机所需工作效率为P=Pw/n=2.4/0.88Kw=2.74Kw0 总Pw=2.4Kwn=0.88总P=2.74Kw0

根据表8-2选取电动机的额定工作功率为P=3KwedP=3Kwed3.确定电动输送带带轮的工作转速为n=（1000*60V）/兀 D=1000*60*1.0/nn=53.05r/min机转速*360r/min=53.05r/min由表2-2可知锥齿轮传动传动比i锥二2〜3,圆柱齿轮传动传锥动比i*二3〜6,则总传动比范围为齿i=ii=2〜3*（3〜6）=6〜18总 锥齿电动机的转速范围为n=ni、W53.05*（6〜18）r/min=318.31〜954.93r/min0 w总由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速只有750r/min,所以选用750r/min的电动机，其满载转速为710r/min,其型号为Y132M-8n=710r/minm四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1•总传动比i=n/n=710/53.05=13.38m wi=13.382.分配传动比高速级传动比为i=0.25i=0.25*13.38=3.351为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于 3，取i=2.951低速级传动比为=i/i=13.38/2.95=4.541i=2.951=4.542五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果n=710r/min0n=n=710r/min10n=n=710r/min101.各轴转速n=n/i=710/2.95r/min=240.68r/min211n=240.68r/min2n=n/i=240.68/4.54r/min=53.01r/min3 2 2n=n=53.01r/minw 3n=n=53.01r/minw 32.各轴功p=p耳=2.74*0.99kw=2.71kw1 0联p=2.71kw1P=2.58kw2率P=pn=pnn=2.71*0.99*0.96kw=2.58kw^1 1-2^1轴承锥齿P=pn=pnn=2.58*0.99*0.97kw=2.48kw”2 *2-3 ”2 1轴承1直齿P=2.48kw3P=2.40kw

P=pn=pnnn=2.48*0.99*0.99*0.99kw=2.40kww3 3-w 3P=pn=pnnn=2.48*0.99*0.99*0.99kw=2.40kww3 3-w 3轴承联轴承T=9550p/n=9550*2.74/710N・mm=36.85N・m0003.各轴转

矩T=9550p/n=9550*2.71/710N・mm=36.45N・m111T=9550p/n=9550*2.58/240.68N・mm=102.37N・m222T=9550p/n=9550*2.48/53.01N・mm=446.78N・m3 3 3T=9550p/n=9550*2.40/53.01N・mm=432.37N・mT=36.85N・m0T=36.45N・m1T=102.37N・m2T=446.78N・m3T=432.37N・m六、传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表4计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW=217〜255， HBW=162〜217.平均硬度HBW二236，121HBW=190.HBW-HBW=46.在30〜50HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为J4KT（ZZ/[a]）2di2」一-——EH h\ ©u（l—0.5©）21 R R1） 小齿轮传递转矩为T=36450N・mm12） 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33） 由表8-19，查得弹性系数Ze=189.8jMpa4） 直齿轮，由图9-2查得节点区域系数Z=2.5H5） 齿数比卩=i=2.9516） 取齿宽系数©Q=0.3R7） 许用接触应力可用下式公式[◎]二Kc/SH N#im H由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为c 二426pa,c 二380paHliml Hlim2小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N=60naL=60*710*1*2*8*300*10=2.0448*1©1 hN=N/i=2.0448*109/2.95=6.9315*10811由图85查得寿命系数Kn1=1，Kn2=1.05；由表820取安全系

数S=1，则有H[c]二Kc /S二1*426/1二426MpaH1 N1Hliml H[c]二Kc /S二1.05*380/1二399MpaH2 N2Hlim2 H取t]=399MpaH初算小齿轮的分度圆直径d，有1t[4kT(ZZ/[c])2d>3——1^~H H—“9申卩(1-0.5申)21 R R[4x1.3x36450x(189.8x2.5/399)2 ““=3【 mm=74.84mm3 0.3x2.95x(1-0.5x0.3)2d三74.84mm1t3.确定传动尺寸计算载荷系数由表8-1查得使用系数K-1.0，齿宽中点A分度圆直径为d二d(1-0.50)=74.84*(1-0.5*0.3)mm=63.614mmm1t1t R故V二ndn/60*1000=n*63.614*710/60*1000m/s=2.36m/sm1 m1t1由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系Kv=1.19,由图8-7查得齿向载荷分配系数^=1.13，则载荷系数K=KKK=1.0*1.19*1.13=1.34AvR对d进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算1t出的d进行修正，即1t/[K '1.34d=d31 274.84x3 =75・60mm1 1t3K 31.31 t确定齿数 选齿数Z=23,Z=uZ=2.95*23=67.85,取Z=68，1212,68cc/ Au 2.96-2.95八“亠，,则u 2.96， 0.3%，在允许范围内23 u 2.95大端模数mm— — —3.06mm，查表823，1取标准模数m=3.5mm大端分度圆直径为d=mZ=3.5*23mm=80.5mm>70.48511d=mZ=3.5*68mm=238mm22锥齿距为r=纶Ju2+1—80.5{2.962+1mm—70.374mm22齿宽为b=0R=0.3*70.374mm=21.112mmR取b=25mmd=75.60mm1Z=231Z=572m=3.5mmd=80.5mm1d=238mm2R=70.374mmb=25mm

4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为KFYY 「］O= 1FaSa——W治」Fbm(l—0.5申) FRK、b、m和0同前R圆周力为2T 2x36450 “F二 1 = N=1065.4Ntd(1-0.5<p) 80.5x(1-0.5x0.3)1 R齿形系数Yf和应力修正系数Yscos8-二—-,2.96 -0.9474Ju2+1 {2.962+1cos8-丄—-—1 -0.3201v'w2+1 <2.962+1即当量齿数为7 Z 23 3Zv= 1—= =24.3cos8 0.94741r Z 68 c…Zv=—2—= =212.4cos8 0.32012由图8-8查得Y二2.65,丫=2.12,由图8-9查得Y=1.58，Fa1 Fa2 SalY=1.865Sa2许用弯曲应力r1_KQLO」一N FlimF SF由图8-4查得弯曲疲劳极限应力为Q =355Mpa,Q =311MpaFlim1 Flim2由图811查得寿命系数K=K2=1,由表820查得安全系数Sf=1.25,故

「] Kc lx355Ld」=N二中山尸 =284Mpafi S 1.25F「」 Kc lx311「7」 =—N2―Flim2= =248.8Mpaf2 S 1.25F「」 KFKK「7」= 1_Foi—Sa1-f1bm(1—0.5(p)R=1.34x1065.4x2.65x1.58=25x3.5x(1-0.5x0.3)=80.37Mpa<[c]「」 KFKK「7」= 1_Fo2_Sa2-f2bm(1-0.5(p)R1.34x1065.4x2.12x1.865“= r Mpa25x3.5x(1-0.5x0.3)=75.89Mpa<[c]F2满足齿根弯曲强度5•计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha二m=3.5mmh=1.25m=1.25*3.5mm=4.375mmfC=0.2m=0.2*3.5mm=0.857mQ u 2.96 “〜rco=arccosp =arccosr =18.667°v'u2+1 <2.962+10=arccosr1 =arcco^—1 =71.333°Ju2+1 <2.962+1d二d+2mcos0=80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mmal1 1d=d+2mcos0=238+2*3.5*0.3201mm=240.241mma22 2d二d-2.5mcos0=80.5-2.5*3.5*0.9474mm=72.21mmfl1 1d=d-2.4mcos0=238-2.5*3.5*0.3201mm=235.119mmf22 2ha=3.5mmh=4.375mmfC=0.857m0=18.667°10=71.333°2d=87.132mma1d=240.241mma2d=72.21mmf1d=235.119mmf2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW-217〜255,HBW-162〜217.平均硬度12HBW=236,HBW=190.HBW-HBW=46.在30〜50HBW之间。选用8级精度。121245钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理

8级精度因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为1)2),：2kT(u+1力ZZ、

d-8级精度因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为1)2),：2kT(u+1力ZZ、

d-32 (rEiH)23 98UQda h小齿轮传递转矩为T=102370N・mm2因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数K=1.4t3)由表8-19，查得弹性系数Ze=189.8\.：Mpa4)初选螺旋角B=12。，由图9-2查得节点区域系数Z=2.433H5)齿数比卩二i=4.546)2.初步计算传动的主要尺寸查表8-18，取齿宽系数J=1.1d则Z=uZ=4.54*24=108.96，取Z=1094 3 4初选Z=24,3则端面重合度为7)Z=243Z=109411二1.88-3.2(——+——)cosB

ZZ1- 3 4」】・88-3吩+台罰2。=1.67轴向重合度为8二0.31如Ztan卩二0.318xl.lx24xtanl4°=2.098)B 8)许用接触应力可用下式计算[q]=KQ/SHN〃im H由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力二426二426pa,Q二380paHlim2Hliml小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N=60naL=60*240.68*1*2*8*300*10=6.9315*108TOC\o"1-5"\h\z2hN=N/i=6.9315*108/4.54=1.5268*1083 2由图8-5查得寿命系数K=1.05，K=1.13；由表8-20取安全系N3 N4数SH=1.0，则有[q] =KQ/S=1.05*426/1=447.3Mpa\o"CurrentDocument"H3 HHlim3 H[q]=KQ/S=1.13*380/1=429.4MpaH4 H4Hlim4 H

取t]=429.4MpaH初算小齿轮的分度圆直径d,得3t, \2kT(u+1)ZZ、d>3一f (rEiH)23V98u 0」da h12X1.4X102370X(4.54+l)x(189.8x2.443)2d60.38mm3t2飞 1.1x1.67x4.54x(440.7)2=60.38mm计算载荷系数 由表8-21查得使用系数K=1.0A兀dn 兀x60.39x240.68 ,因v=“3,2小= —— m/s=0.76m/s,由图8660x1000 60X1000查得动载荷系数Kv=1.08,由图8-7查得齿向载荷分配系数Kp=1.11,由表8-22查得齿向载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为aK=KKKK=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44Av卩a对d进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出3t的d进行修正，即3td=dJ—>60.39x3 =60.96mm3 3t3K 31.4确定模数mndcosB 60.96xcos14° -“m二t = mm=2.46mmnZ 243按表823，取m=2.5mmn计算传动尺寸中心距为m(z+z) 3x(24+109)a= ―3 = mm=171.34mm2cosB 2xcos140取整，a=171mm螺旋角为。 m(z+z) 3x(24+109)。1357。B=arccos—n—3 = =13.572a 2x171K=1.44m=2.5mmna=171mmB=13.570

3.确定传动尺寸因P值与初选值相差不大，故对与P有关的参数无需进行修正则可得，mz 25x24d- - • mm-61.723mm3cosB cos13.57°mz 2.5x109 280326d—— mm-280・326mm4cosB cos13.57°b—申d—1.1x61.723—67.90mm,取b=68mmd3 4b-b+（5〜10）mm,取b=75mm3 4 3d=61.723mm3d=280.326mm4b=68mm4b=75mm34.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为c-2^YYY<[c]F bmdFaSa0 Fn31） K、T、mn和d同前3 32） 齿宽b=b=78mm43） 齿形系数Y和应力修正系数Y。当量齿数为z 24z-^^- -26.1v3cos3B cos313.57°z-^^- 109 -118.7v4cos3B cos313.57°由图8-8查得Y=2.60，Y=2.165；由图8-9查得Y=1.595，Fa3 Fa4 Sa3Y=1.805Sa44） 由图11-23查得螺旋角系数55） 许用弯曲应力为[]KcQ」—一N―F4imF SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力c —355Mpa,c —311MpaFlim3 Flim4由图811查得寿命系数Y=Y=1，由表820查得安全系数N3 N4S=1.25，故

「1 Kc lx355“ “八，Lu」=—n3fiim3= Mpa=284Mpaf3 S 1.25F「u」=Kn4°fiim4=1X311Mpa=248.8MpaF4 S 1.25Fc=22kT^YYYF3bmdFa3Sa30n32xl.44x102370 cc二 x2.60x1.595x0.85Mpa68x2.5x61.723=99.04Mpa<lc」F3YY ccc/2.165x1.805“ CC"“ 「」c=cFa4Sa4=99.04x Mpa=93.33Mpa<「c」F4 F3YY 2.60X1.595 fFa3Sa3满足齿根弯曲疲劳强度45.计算齿轮传动其他几何尺寸m 2.5 -__端面模数m=——l= mm=2.57mm1cos0 cos13.57°齿顶咼ha二ha*m=1*2.5mm=2.5mmn齿根咼h=(h*+c*)m=(1+0.25)*2.5mm=3.125mmf a n全齿咼h=h+h=5.625mma f顶隙c=c*m=0.25*2.5mm=0.625mmn齿顶圆直径为d二d+2h=61.723+2*2.5mm=66.723mma33 ad二d+2h=280.326+2*2.5mm=285.326mma44 a齿根圆直径为d二d-2h=61.723-2*3.125mm=55.473mmf33 fd=d-2h=280.326-2*3.125mm=274.076mmf44 fm=2.56mm1h=2.5mmah=3.125mmfh=5.625mmc=0.625mmd=66.723mma3d=285.326ma4md=55.473mmf3d=274.076mf4m七、齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算过程见表6计算项目计算及说明计算结果(1)已知条件高速轴传递的转矩T=36450Nmm,转速1n=710r/min,小齿轮大端分度圆直径d=80.5mm,cos5=0.9474,111

1.高速级齿轮传动的作用力sin5］二0.3201,81=18.67°(2)锥齿轮1的作用力 圆周力为厂 2T 2x36450 ““八,tid(1-0.5<p) 80.5x(1-0.5x0.3)1 R其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为F二Ftanacos5二1065.4xtan20°x0.9474N二367.38Nr1 t1 1其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为F二Ftanasin5二1065.7xtan20°x0.3201N二124.13Na1 t1 1其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为F 1065.4F=―= N=1133.77Nn1cosa cos20°F=1065.4Nt1F=367.38Nr1F=124.13Na1F=1133.77NN12•低速级齿轮传动的作用力已知条件 中间轴传递的转矩T=102370Nmm，转速n=240.68r/min，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角0=13.57°。为使斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为d3=61.723mm齿轮3的作用力厂 2T 2X102370-圆周力为F-—2- N-3317.1N13 d 61.7233其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为F-F^an^n-3317.1xtan20°n-1242.0Nr3 t3cos0 cos13.57°其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为F-Ftan0-3317.3xtan13.57°N-800.7Na3 13其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为厂 F 3317.1 “F 13—— N-3631.4Nn3cosacos0 cos20°xcos13.57°nF=3317.1Nt3F=1242.0Nr3F=800.7Na3F=4381.3Nn3

(3)齿轮4的作用力从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反八、减速器转配草图的设计一、合理布置图面该减速器的装配图一张A0或A1图纸上，本文选择A0图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位1：1，采用三视图表达装配的结构。二、 绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸三、 箱体内壁在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线九、轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。一、高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算见表7。计算项目计算及说明计算结果1.已知条件高速轴传递的功率p=3.71kw,转矩T=36450Nmm，转速11n-710r/min,小齿轮大端分度圆直径d-80.5mm，齿宽中点处分度圆11直径d二(1-0.50)d-68.425mm，齿轮宽度b-25mmm1 R 12.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3.初算轴径查表9-8得C-105〜126，取中间值C-115，则d二Ca叵=115』^^mm二17.97mmmin n \710轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大10%〜15%，轴端最细处直径d>17.97*(0.10〜0.15)mm-19.77〜20.67mm1d-20mmmin轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计联轴器与轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数K-1.5，计算转矩为ATc-KT-1.5*36450Nmm-54675N・mmA1由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250N•mm，许用转速8500r/min，轴孔范围为12〜24mm。考虑到d>17.97mm，取联轴器孔直径为20mm，轴孔长度L=52mm，Y型轴1 联孑L,A型键，联轴器从动端代号为LX120*52GB/T5014—2003，相应的轴段的直径d-20mm。其长度略小于孔宽度，取L-38mmdd-20mm j

4结构设计选油毡查表d=25mmD=39mmd=19mmB=7mmD=53mm1 a选圆锥滚子轴承GB/T297-1994代号为30206(d=30mmD=62mmT=17.25mmB=16mmC=14mmd=36mmd=37mm )a b选套筒 d=30mmD=36mm各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明L1=38mm5•键连接带轮与轴段间米用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键6x32GB/T1096—1990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键8x28GB/T1096—19906.轴的受力分析及校核F=367.38NrF=124.13Na已知F=1065.4N 详细分析及计算见草稿本，这里不再详说tT=36450NmmiM=2123.4Nmm轴的强度满足要求7.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为4T 4x36450 “ “力“b=——1-= Mpa=46.73Mpap1dhl20x6x(32-6)1齿轮处键连接的挤压应力为4T 4x36450 “ “wb=—= Mpa=30.375Mpap2dhl30x8x(28-8)5取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得b]=125Mpa〜150Mpa,bvb]，强度足够p p1 p键连接的强度足够二、中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算见表8计算项目计算及说明计算结果1.已知条件高速轴传递的功率p=2.58kw,转速n=240.68r/min。2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理查表9-8得C=105〜126，取中间值C=115，则

3.初算轴径d二C3-P2二115」238mm二25.4mmmin 3n V240.68T2轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大10%〜15%,轴端最细处直径d>25.4*(0.10〜0.15)mm取d=42mm1d=25.4mmmin4.结构设计轴的结构构选圆锥滚子轴承 GB/T297-1994代号为30206(d=30mmD=62mmT=17.25mmB=16mmC=14mmd=36mmad=37mm )b挡筒d=30mmD=46mmL=20mm各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明5.键连接齿轮与轴段间米用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键均选用bxhxl=12x8x36mmGB/T1096—19906轴的设计和校核F二367.38NF二1242.0Nr3 $2F=124.13NF=800.7Na3 a2F二1065.4NF二3317.1N13 12各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明7校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为4T 4x102570 “ “b=——2= Mpa=50.88Mpapdhl42x8x(36-12)4取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得b]=125Mpa〜150Mpa,bvb]，强度足够p p p齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够

三、低速轴的设计计算低速轴的设计计算见表9计算项目计算及说明计算结果1.已知条件低速轴传递的功率p=2.48KwT=670170Nmmn=53.01r/min2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3.初算轴径查表取C=115d二C』:P3二115』2.48mm=41.1