電動絞車傳動裝置的設計

1、 畢 業(yè) 設 計（論文）（說 明 書）題 目：電動絞車傳動裝置的設計姓 名： 賀子杰 編 號： 河南理工大學 年 月 日 河南理工大學畢 業(yè) 設 計 （論文） 任 務 書姓名 賀子杰 專業(yè) 機械設計與制造 任 務 下 達 日 期 年 月 日設計（論文）開始日期 年 月 日設計（論文）完成日期 年 月 1 日設計（論文）題目： A編制設計 B設計專題（畢業(yè)論文） 指 導 教 師 系（部）主 任 年 月 日河南理工大學畢業(yè)設計（論文）答辯委員會記錄 系 專業(yè)，學生 于 年 月 日進行了畢業(yè)設計（論文）答辯。設計題目： 專題（論文）題目： 指導老師： 答辯委員會根據學生提交的畢業(yè)設計（論文）材料，根

2、據學生答辯情況，經答辯委員會討論評定，給予學生 畢業(yè)設計（論文）成績?yōu)?。答辯委員會 人，出席 人答辯委員會主任（簽字）： 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員： ， ， ， ， ， ， 河南理工大學畢業(yè)設計（論文）評語第 頁共 頁學生姓名： 專業(yè) 年級 畢業(yè)設計（論文）題目： 評 閱 人： 指導教師： （簽字） 年 月 日成 績： 系（科）主任： （簽字） 年 月 日畢業(yè)設計（論文）及答辯評語： 摘要這篇畢業(yè)設計的論文主要闡述的是一套系統(tǒng)的關于圓柱齒輪減速器的設計方法。在論文中，首先，闡述了圓柱齒輪減速器的設計原理和理論計算。然后按照設計準則和設計理論設計了圓柱齒輪減速器。接著對減速器

3、的部件組成進行了尺寸計算和校核。該設計代表了減速器設計的一般過程。對其他的減速器設計工作也有一定的價值。在這次設計中進一步培養(yǎng)了工程設計的獨立能力，樹立正確的設計思想掌握常用的機械零件，機械傳動裝置和簡單機械設計的方法和步驟，要求綜合的考慮使用經濟工藝等方面的要求。齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是： 瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力； 適用的功率和速度范圍廣； 傳動效率高，=0.92-0.98； 工作可靠、使用壽命長； 外輪廓尺寸小、結構緊湊。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整的設計及方法，構成減速器的通用零部件

4、。這次畢業(yè)設計主要介紹了減速器的類型作用及構成等，全方位的運用所學過知識。確定合理的設計方案。關鍵詞：減速器 軸承 齒輪 機械傳動論文類型：設計報告 ABSTRACTThis graduation thesis on the design of the system is a ring on the cylinder wheel gear reducer design method. In the paper, first of all, the cylinder wheel gear reducer on the design principle and the theoretical ca

5、lculation. Then in accordance with the design criteria and design theory designed the cylinder wheel gear reducer .Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the reducer general design process.On the other reducer in the design work will

6、 have value. Further educated in this time design independent ability that engineering design, set up the right design thought controls the in common use machine spare parts ,the machine spread to move the device with the simple machine design of method with step ,the consideration that request synt

7、hesize usage the request of economic craft etc . Wheel gears spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine. Its main advantage BE:The spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver

8、space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks;Power and speed scope; applies are wide; spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98; work is dependable, service life long; Outline size outside the is small, structure tightly packed.Pass this design can then the first step controls ge

9、neral simple a set of complete designs step and methods of the machine.This time graduate the design to introduce the type function of the deceleration machine and constitute the etc. Primarily , made use of all-directionsly learned the knowledge .Make sure the reasonable design project.Key Word: Re

10、duction gear, Bearing ,Gear ,Mechanical driveDissertation Type: Report on Designs目錄第1章 傳動裝置的總體設計21.1選擇電動機型號21.2傳動比的分配31.3計算傳動裝置的運動和動力參數3第2章 傳動零件的設計52.1錐齒輪傳動的設計52.1.1選擇齒輪材料、齒輪精度級、齒數52.1.2強度計算52.1.3精確校核齒根彎曲疲勞強度62.1.4錐齒輪傳動的幾何尺寸如下表所示：72.2高速級圓柱齒輪的基本參數及強度計算82.2.1選取高速級齒輪精度級、類型、材料、齒數及螺旋角82.2.2按齒面接觸強度設計92.2.

11、3按齒根彎曲強度設計102.2.4幾何尺寸計算112.2.5校核結果122.2.6齒輪結構尺寸的設計132.3低速級圓柱齒輪的基本參數及強度計算132.3.1選取低速級齒輪精度級、類型、材料、齒數及螺旋角132.3.2按齒面接觸強度設計132.3.3按齒根彎曲強度設計152.3.4幾何尺寸計算162.3.5校核結果162.3.6齒輪結構尺寸的設計17第3章 軸的設計與計算183.1軸的材料選擇和初定軸的最小直徑183.2減速器裝配草圖的設計183.3軸的結構設計193.3.1高速軸的結構設計193.3.2中間軸的結構設計203. 3.3低速軸的結構設計20第4章 軸的校核224.1軸的力學模型

12、建立如下圖所示224.2計算軸上的作用力234.3計算支反力234.4繪轉矩、彎矩圖244.5彎矩合成強度校核25第5章鍵的選擇與校核265.1中間軸上的鍵265.2高速軸上的鍵265.3低速軸上的鍵27第6章 滾動軸承的選擇與校核286.1.滾動軸承的選擇286.2滾動軸承的校核（這里以中間軸為例）28第7章 聯(lián)軸器的選擇30第8章 箱體結構及附件的設計318.1箱體結構的設計318.2箱體尺寸的設計318.3附件的設計33第9章 潤滑與密封的設計35第10章 設計總結36參考文獻37致謝38設計題目：電動絞車傳動裝置的設計傳動方案的擬定數據要求：鋼繩的拽引力F=12KN 鋼繩的工作速度：V

13、=0.38m/s 絞盤直徑D=300mm工作條件：工作環(huán)境較差，結構緊湊，使用壽命10年（每年按300天計算），兩班工作制，連續(xù)單向運轉，工作時有輕微沖擊，小批量生產，鋼繩工作速度允許誤差0.5%12圖一 電動絞車傳動裝置示意圖1電動機 2錐齒輪 3齒輪減速器 4聯(lián)軸器 5滾筒 6絞車鏈第1章 傳動裝置的總體設計1.1選擇電動機型號1.選擇電動機的類型按工作要求選用型全封閉籠Y型三相異步電動機。2.計算電動機的功率 工作機所需的電動機功率為：工作機所需輸入功率： 因此 而電動機至工作機之間的總效率： 由所引用文獻1查表2-2查得：8級精度閉式圓柱齒輪傳動效率滾動軸承的效率 彈性聯(lián)軸器 效率 8

14、級精度的一般圓錐齒輪傳動 因為工作時有輕微振動，故電動機功率略大于P0，由所引用文獻1查表16-1所列Y系列三相異步電動機技術數據可以確定，滿足P0條件的電動機額定功率應取5.5 kw。3.選擇電動機轉速 根據要求選用電動機的同步轉速是1000r/min,1500r/min和3000r/min。則工作機的轉速為nw=601000V/D6010000.38/3.14300r/min=24.204r/min三種電動機相比（列表1-1所示）表1-1 三種電動機比較方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉速（r/min）電動機質量（kg）總傳動比（i）同步轉速滿載轉速1Y132M2-65.5100096

15、08439.6632Y132S-45.5150014406859.4943Y132S-15.53000290064119.815綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量及傳動比，可知方案1比較合適。因此選定電動機的型號為Y132M2-6。1.2傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比 i總=nm/nw=960/24.204=39.663(nm為電動機滿載轉速)2.分配傳動比 為使傳動裝置尺寸協(xié)調、結構勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，由參考文獻1查表2-3現(xiàn)選錐齒輪傳動比為i1=3.170,減速器的傳動比i減=i總/i1=39.663/3.170=12.512,考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。則

16、兩級齒輪的高速級i2與低速級傳動i3比的值取為1.4，即i2=1.3i3則 1.3計算傳動裝置的運動和動力參數1.各軸轉速、輸入功率和輸入轉矩的計算； 軸0 軸 軸 軸 軸 2.將各軸運動參數（如表1-2如示）表1-2各軸運動參數軸名功率（kw）轉矩(Nm)轉速(r/min)傳動比(i)電動機軸05.47454.4559603.170軸5.200163.982302.8394.033軸4.943628.65475.0903.102軸4.6991853.82124.2071 軸4.5591798.58924.207 第2章 傳動零件的設計2.1錐齒輪傳動的設計2.1.1選擇齒輪材料、齒輪精度級、

17、齒數1.選擇小齒輪的材料為40Cr（調質）硬度為235HBS；大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為190HBS2.電動絞車為一般工作機器，因傳遞功率不大轉矩不高，故選齒輪精度為8級精度3.試選小齒輪齒數z125，大齒輪齒數圓整為80 2.1.2強度計算因錐齒輪為開式傳動，所以只按齒根彎曲疲勞強度計算1.按齒根彎曲疲勞強度的簡化設計公式計算 2. 確定計算公式內的各計算數值 齒數比 u=3.2 轉矩取齒寬系數取載荷系數K=2彎曲疲勞許用應力 由參考文獻3查圖3-21查得小齒輪大齒輪由參考文獻2查圖10-19彎曲疲勞系數 取最小安全系數則： ，故取分錐角 由參考文獻3查圖3-31查得 當量齒數： 計算

18、模數 由于齒輪傳動為開式傳動故模數要加大10%15%，所以m=3.022（1+15%）=3.475mm 取標準模數則：計算主要尺寸參數 分度圓直徑 錐距 齒寬 圓整為30mm 實際齒寬系數 圓整為0.2 端面重合的度 齒寬中點速度 所以選齒輪精為8級精度合適。小齒輪中點分度圓直徑中點分度圓模數 2.1.3精確校核齒根彎曲疲勞強度1.齒根彎曲疲勞強度應力 由參考文獻3（4-12）式可得2.確定計算公式內的各計算數值上面已由參考文獻3查出由參考文獻3查圖3-20得由參考文獻3查表3-5得 查圖3-7得查圖3-9得 查圖3-10得 3.計算 4.校核因為有 所以 滿足齒根彎曲疲勞強度條件2.1.4錐

19、齒輪傳動的幾何尺寸表2-1標準直齒錐齒輪傳動的主要幾何尺寸及參數名稱代號小齒輪（mm）大齒輪(mm)齒數z2580齒數比u 3.2分錐角17.50872.492當量圓柱齒輪齒數26.225265.923當量圓柱齒輪齒數比 10.049大端模數m3.5齒頂高（一般） 3.5齒根高（一般） 4.2分度圓直徑d87.5280齒頂圓直徑94.176282.106齒根圓直徑79.489277.473錐距R 146.667齒寬b 30齒寬系數(一般) 0.2齒頂角齒根角頂錐角根錐角分度圓弧齒厚s 5.495分度圓弦齒厚5.1795.396分度圓弦齒厚3.5823.5082.2高速級圓柱齒輪的基本參數及強度

20、計算2.2.1選取高速級齒輪精度級、類型、材料、齒數及螺旋角1.電動絞車為一般工作機器，運轉速度不高，查機械設計基礎選用8級精度。-*+2.依照傳動方案，本設計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。3.選擇小齒輪（包括高速級和低速級）的材料為40Cr（調質）硬度為235HBS；兩個大齒輪（包括高速級和低速級）材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，兩者材料硬度差為45HBS。4.試選小齒輪齒數z124，大齒輪齒數z296.79；取z297，齒數比u=4.042。5.齒輪螺旋角820，選擇=14。2.2.2按齒面接觸強度設計 1.確定計算公式內的各計算數值許用接觸應力由參考文獻2查圖10-21c、10

21、-21d按齒面硬度查大小齒輪接觸疲勞極限分別為.。由參考文獻2查圖10-19接觸疲勞壽命系數KHN1=1.01 KHN2=1.09。取失效率為1%，安全系數s=1。 試選，由參考文獻2查圖10-26，則有小齒輪的傳遞扭矩 由前面的計算知T=1.6398105Nmm由參考文獻2查圖10-30可選取區(qū)域系數 查表10-7可選取齒寬系數查表10-6可得材料的彈性影響系數應力循環(huán)次數由式：2.計算相關數值試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得計算圓周速度計算齒寬及模數齒高 計算縱向重合度計算載荷系數根據.，8級精度，由參考文獻2查圖10-8查得動載荷系數由參考文獻2查表10-2可得使用系數由參考文獻2查表

22、10-3查得KH=KF=1.4；（假設） 由參考文獻2查表10-4查得KH=1.46 KF=1.4故載荷系數按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，按計算式得計算模數 2.2.3按齒根彎曲強度設計 1.確定計算公式內的各計算數值 計算載荷系數 計算彎曲疲勞許用應力由參考文獻2查圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數， 取失效概率為，安全系數為S=1.4 查取齒形系數、應力校正系數 由參考文獻2查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 =380MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 = 325 MPa由參考文獻2查表10-5查得 查得計算大小齒輪的并比較 大齒輪的數據大 根據縱向重合度，由參考文獻2查圖1

23、0-28可得螺旋角影響系數。計算當量齒數 2.計算相關數值 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，故取圓整為2.5mm已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是有取，則取 實際傳動比與實際傳動比基本保持一致2.2.4幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距調整為200 mm2.計算大、小齒輪的分度圓直徑 3.按圓整后的中心距修正螺旋角4.計算齒輪寬度圓整后取b = 80 mm 因而，取B2 =80mm B1=85 mm 因z1 z2 d1 b發(fā)生改變，故相應參數YFa1YFa2 YSa1 YSa2

24、 Kv KHKFZH也發(fā)生改變，所以應修正起算結果，校核齒輪強度。2.2.5校核結果1.根據圓周速度 8級精度 由參考文獻2查圖10-8，動載系數KV =1.08 2.根據齒高, 由參考文獻2表10-4查得，根據、 由參考文獻2查圖10-13 3.根據，、因此假設是合適的，則KH=KF=1.4；4.齒面接觸疲勞強度載荷系數齒根彎曲疲齒根強度載荷系數5.根據縱向重合度由參考文獻2查圖10-28查得螺旋角影響系數為 6.由參考文獻2查圖10-26查得端面重合度 7.根據 ，由參考文獻2查表10-5查得 8.由參考文獻2查圖10-23查的區(qū)域系數為9.計算大小齒輪的并比較 大齒輪數值大 10.計算模

25、數 計算所要求的數值 均小于實際計算的值,因此齒輪的強度足夠。2.2.6齒輪結構尺寸的設計表2-2高速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結果/mm法面模數mn2.5法面壓力角20螺旋角205019.齒數z1 z231125傳動比i24.032分度圓直徑d1 d279.487320.513齒頂圓直徑84.487325.513齒根圓直徑73.237314.263中心距200齒寬85802.3低速級圓柱齒輪的基本參數及強度計算2.3.1選取低速級齒輪精度級、類型、材料、齒數及螺旋角1.電動絞車為一般工作機器，運轉速度不高，查機械設計基礎選用8級精度。2.依照傳動方案，本設計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。

26、3.選擇小齒輪的材料為40Cr（調質）硬度為235HBS；兩個大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，兩者材料硬度差為45HBS。4.試選小齒輪齒數,大齒輪齒數取z497，齒數比5.齒輪螺旋角820，選擇=14。2.3.2按齒面接觸強度設計 1.確定計算公式內的各計算數值許用接觸應力由參考文獻2查圖10-21c、10-21d按齒面硬度查大小齒輪.。由參考文獻2查圖10-19接觸疲勞壽命系數KHN3=1.01 KHN4=1.09。取失效率為1%，安全系數s=1。 試選，由參考文獻2查圖10-26，則有：小齒輪的傳遞扭矩 由前面的計算知T2=6.28654105Nmm由參考文獻2查圖10-3

27、0可選取區(qū)域系數 查表10-7可選取齒寬系數查表10-6可得材料的彈性影響系數應力循環(huán)次數由式：2.計算相關數值試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得計算圓周速度計算齒寬及模數齒高 計算縱向重合度計算載荷系數由參考文獻2查圖10-8查得由參考文獻2查表10-2可得由參考文獻2查表10-3查得KH=KF=1.4；（假設）由參考文獻2查表10-4查得KH=1.473 KF=1.4故載荷系數按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，按計算式得 計算模數 2.3.3按齒根彎曲強度設計 1.確定計算公式內的各計算數值計算載荷系數 計算彎曲疲勞許用應力由參考文獻2查圖10-18查得 取失效概率為，安全系數為S=

28、1.4 查取齒形系數、應力校正系數 由參考文獻2查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE3 =380MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4 = 325 MPa由參考文獻2查表10-5查得 查得計算大小齒輪的.并比較 大齒輪的數據大 根據縱向重合度，由參考文獻2查圖10-28可得螺旋角影響系數。計算當量齒數 2.計算相關數值 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，故取圓整為5mm已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是有取，則取75，實際傳動比與實際傳動比基本保持一致。2.3.4幾何尺寸計算1.計

29、算中心距將中心距調整為255 mm2.按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故、K、ZH等不必改變3.計算大、小齒輪的分度圓直徑 4.計算齒輪寬度 圓整后取b =124mm 因而，取B2 =124mm B1=129 mm .2.3.5校核結果根據，則， 是合適的2.3.6齒輪結構尺寸的設計表2-3低速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結果/mm法面模數mn5法面壓力角螺旋角齒數Z3 Z42475傳動比i33.125分度圓直徑d3 d4123.636386.363齒頂圓直徑133.636396.363齒根圓直徑111.136373.863中心距255齒寬129124第3章 軸的設計與計算3.1軸的材

30、料選擇和初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。軸的最小直徑即： 值A0由參考值文獻2查表15-3得：高速軸A01 =126 中速軸A02 =120 低速軸A03 =112高速軸： 因高速軸最小軸徑處安裝錐齒輪，設有一個鍵槽，則取整數中間軸： 因高速軸最小軸徑處安裝滾動軸承，則取標準值 低速軸： 因高速軸最小軸徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽，則 參見聯(lián)軸器的選擇取軸徑3.2減速器裝配草圖的設計初步設計減速器裝配草圖（如圖3-1所示）圖3-13.3軸的結構設計各軸的設計尺寸圖如下圖3-2所示圖3-23.3.1高速軸的結構設計1.各軸段直徑的確定d11: 安裝大錐齒輪外伸軸段的最小軸徑d12：

31、密封軸段，根據大錐齒輪的軸向定位要求和密封圈（氈圈密封）的標準取d13：滾動軸承處軸段，取。滾動軸承選取30210，尺寸為d14：過渡軸段，由于各級齒輪傳動的線速度小于2m/s，滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取 齒輪處軸段，由于直徑小且采用齒輪軸結構。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式一樣，均為45鋼，調質處理。d15：滾動軸承處軸段，2.各軸段長度的確定L11: 由大錐齒輪的轂孔齒寬b=30mm,根據裝配關系，取L11=28mmL12:由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等，取L12=80mmL13:由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等，取L13=40mmL14: 由箱體結構、裝配關系等，取L1

32、4=135mmL15:由高速級小齒輪寬度B1=85mm, 取L15=85mmL16: 由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等，取L16=40mm3.3.2中間軸的結構設計1.各軸段直徑的確定d21: 最小軸徑，滾動軸承處軸段， 滾動軸承選取30210，尺寸為d22：低速級小齒輪軸段，取。d23：軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求，取d24：高速級大齒輪軸段，取。d25：滾動軸承處軸段，。2.各軸段長度的確定L21: 由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等，取L21=45mmL22: :由低速級小齒輪轂孔寬度B2=129mm, 取L22=127mmL23:軸環(huán)寬度，取L23=10mmL24: 由高速級大齒輪轂孔寬度B

33、2=80mm, 取L24=78mmL25: :由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等，取L25=45mm3. 3.3低速軸的結構設計1.各軸段直徑的確定d31:滾動軸承處軸段，取 滾動軸承選取30218，尺寸為d32：低速級大齒輪軸段，取。d33：軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求，取d34：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，取d35：滾動軸承處軸段，。d36：密封軸段，根據聯(lián)軸器的定位要求和密封圈（氈圈密封）的標準，取2.各軸段長度的確定L31:由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等，取L31=57mmL32:由低速級大齒輪轂孔寬度B2=124mm, 取L22=122mmL33:軸環(huán)寬度，L33=10mmL34:由

34、裝配關系、箱體結構等，取L34=80mmL35:由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等，取L35=55mmL36:由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等，取L36=70mmL37:由聯(lián)軸器的轂孔寬L1=107確定，取L37=105mm第4章 軸的校核4.1軸的力學模型建立gdabcfeh1156489圖4-14.2計算軸上的作用力齒輪2： 齒輪3 4.3計算支反力1.垂直支反力（XZ平面）參看上圖由繞支點B的力矩和，得 方向向下同理，由繞支點A的力矩和，得 由軸上的合力，校核：在允許的誤差之內，計算無誤。2.水平支反力（XY平面）參看上圖由繞支點B的力矩和，得方向向下同理，由繞支點A的力矩和，得方向向下由軸

35、上的合力，校核：3. 總支反力 A點總支反力B點總支反力4.4繪轉矩、彎矩圖1.垂直平面內的彎矩圖參看上圖cC處彎矩D處彎矩2.水平面內的彎矩圖參看上圖eC處彎矩D處彎矩：3.合成彎矩圖參看上圖fC處： D處： 4.轉矩圖參看上圖gT2=628654Nmm5.當量彎矩圖參看上圖h 因為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數=0.6，則：C處： D處： 4.5彎矩合成強度校核進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。 由參考文獻2查表15-14可得，軸的強度足夠。第5章鍵的選擇與校核5.1中間軸上的鍵1.高速級大齒輪處鍵1由參考文獻1表10選用圓

36、頭平鍵（A型）為bh-L=18mm11mm-70mm(t=7mm,r=0.3mm),標記：鍵1870GB/T1096-19792.低速級小齒輪處鍵2由參考文獻1表10選用圓頭平鍵（A型）為bh-L=18mm11mm-110mm(t=7mm,r=0.3mm),標記：鍵18110GB/T1096-19793.中間軸上鍵校核由于鍵1鍵2是同根軸上的鍵，傳遞扭矩相同，故只需校核較短的鍵一即可，由參考文獻2查表62查出鍵動聯(lián)接時的擠壓許用應力【p】=100MPa120MPa,由鍵動聯(lián)接時的擠壓應力公式得p=2T103/kld因此轉矩T=T=628.654Nm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.511mm=5

37、.5mm 鍵的工作長度l=L-b=70-18mm=52mm 齒輪段軸徑d=60mmp1=2T103/kld=2628.654103/5.55260MPa=73.27MPa【p】max=120MPa,故鍵聯(lián)接的強度不夠因此采用雙鍵聯(lián)接，則【p】=1.5【p】=150MPa180MPa,所以有p1【p】=150MPa180MPa,故鍵聯(lián)接的強度滿足要求鍵2的校核k=0.5h=5.5mm l=L-b=52mm d=35mm T=T=163.982Nmp2=2T103/kld=20.17MPa【p】,故鍵聯(lián)接的強度足夠5.3低速軸上的鍵1.低速級大齒輪處鍵1由參考文獻1表10選用圓頭平鍵（A型）為bh

38、-L=28mm16mm-110mm(t=10mm,r=0.5mm),標記：鍵28110GB/T1096-19792.聯(lián)軸器處鍵2由參考文獻1表10選用圓頭平鍵（A型）為bh-L=20mm12mm-95mm(t=7.5mm,r=0.5mm),標記：鍵2095GB/T1096-19793.低速軸上鍵校核鍵1的校核T=T=1853.821Nm k=0.5h=8mm l=L-b=82mm d=100mmp1=2T103/kld=56.52MPa【p】,故鍵聯(lián)接的強度滿足條件第6章 滾動軸承的選擇與校核6.1.滾動軸承的選擇根據載荷和工作情況，選定圓錐滾子軸承高速軸：由滾動軸承處軸段d11=d15=50

39、mm由參考文獻1查表12-4選擇滾動軸承標記30210 GB/T297-1994 基本參數Cr=73.2KN C0r=55.2KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.8中間軸：由滾動軸承處軸段d21=d25=50mm由參考文獻1查表12-4選擇滾動軸承標記30210 GB/T297-1994基本參數Cr=73.2KN C0r=55.2KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.8低速軸：由滾動軸承處軸段d31=d35=900mm由參考文獻1查表12-4選擇滾動軸承標記30218 GB/T297-1994 基本參數Cr=200KN C0r=270KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.86.2滾動軸承的校核（這里以中間軸為例）由中間軸的設計，軸承受力如圖6-1所示Fr1Fr2Fd1FaeFd212圖6-11.徑向載荷Fr 根據中間軸的分析，A點總支反力Fr1=FRA=8102.95N B點總支反力Fr2=FRB=6713.86N 2. 軸向載荷Fa外部軸向力Fae=Fa3-Fa2=1801.46N 從最不受力考慮，F(xiàn)ae指向A處一軸承（方向向左），軸承派生軸向力由圓錐滾子軸承的計算公式：Fd=Fr/2Y，則 Fd1=