1、机械设计减速器设计说明书系 别：专 业：学生姓名：学 号：指导教师：职 称：目 录第一部分 设计任务书4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择53.1 电动机的选择53.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数7第五部分 V 带的设计85.1 V 带的设计与计算.85.2 带轮的结构设计11第六部分 齿轮传动的设计.12第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计207.1 输入轴的设计.207.2 输出轴的设计.24第八部分 键联接的选择及校核计算298.1 输入轴键选择与校核298.2 输出轴键选择与校核30第九部分 轴承的选择及校核计算
2、309.1 输入轴的轴承计算与校核309.2 输出轴的轴承计算与校核.31第十部分 联轴器的选择.32第十一部分 减速器的润滑和密封3311.1 减速器的润滑.3311.2 减速器的密封.34第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.34设计小结.36参考文献.37第一部分 设计任务书一、初始数据设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据 F = 1250N，V = 1.5m/s，D = 240mm，设计年限（寿命）：10 年，每天工作班制（8 小时/班）：2 班制，每年工作天数：300 天，三相交流电源,电压 380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传
3、动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计 V 带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V 带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V 带具有缓冲吸振能力，将 V 带设置在高速级。选择 V 带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。二. 计算传动装置总效率a=0.960.9830.980.990.96=0.8421 为 V 带的效率, 2 为轴承的效率, 3 为齿轮
4、啮合传动的效率, 4 为联轴器的效率, 5 为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择圆周速度 v:v=1.5m/s工作机的功率 pw:pw= 1.88 KWFV1000 = 12501.51000 =电动机所需工作功率为:pd= 2.23 KWp a = 1.880.842 =工作机的转速为:n = 119.4 r/min601000V D = 6010001.5 240 =经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i1=24，一级圆柱斜齿轮减速器传动比 i2=36，则总传动比合理范围为 ia=624，电动机转速的可选范围为 nd = ian = (624)119.
5、4 = 716.42865.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为 3KW,满载转速 nm=1430r/min，同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸：中心高 外形尺寸 地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸H LHD AB K DE FG100mm 380245 160140 12mm 2860 8243.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=1430/119.4
6、=11.98（2）分配传动装置传动比:ia=i0i式中 i0、i 分别为带传动和减速器的传动比。为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i0=2.5，则减速器传动比为 :i=ia/i0=11.98/2.5=4.79第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：n I = nm/i0 = 1430/2.5 = 572 r/min输出轴：n II = nI/i = 572/4.79 = 119.42 r/min工作机轴： nIII = nII = 119.42 r/min（2)各轴输入功率:输入轴： PI = Pd = 2.230.96 = 2.14 KW输出轴：P II = P
7、I = 2.140.980.98 = 2.06 KW工作机轴：P III = PII = 2.060.980.99 = 2 KW则各轴的输出功率：输入轴：P I = PI0.98 = 2.1 KW输出轴：P II = PII0.98 = 2.02 KW工作机轴：P III = PIII0.98 = 1.96 KW(3)各轴输入转矩:输入轴：T I = Tdi0电动机轴的输出转矩:Td = = 14.89 Nm9550pn 95502.231430 =所以：输入轴：T I = Tdi0 = 14.892.50.96 = 35.74 Nm输出轴：T II = TIi = 35.744.790.98
8、0.98 = 164.42 Nm工作机轴：T III = TII = 164.420.980.99 = 159.52 Nm输出转矩为：输入轴： TI = TI0.98 = 35.03 Nm输出轴： TII = TII0.98 = 161.13 Nm工作机轴： TIII = TIII0.98 = 156.33 Nm第五部分 V 带的设计5.1 V 带的设计与计算1.确定计算功率 Pca由表查得工作情况系数 KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.12.23 kW = 2.45 kW2.选择 V 带的带型根据 Pca、n m 由图选用 A 型。3.确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v
9、1）初选小带轮的基准直径 dd1。由表，取小带轮的基准直径 dd1 = 75 mm。2）验算带速 v。按课本公式验算带的速度5.61 m/s dn601000 = 751430601000 m/s =因为 5 m/s 1206.计算带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 Pr。由 dd1 = 75 mm 和 nm = 1430 r/min，查表得 P0 = 0.67 kW。根据 nm = 1430 r/min，i 0 = 2.5 和 A 型带，查表得 P0 = 0.17 kW。查表得 K = 0.97，查表得 KL = 0.96，于是Pr = (P0 + P0)KKL = (0.67 +
10、0.17)0.970.96 kW = 0.78 kW2）计算 V 带的根数 zz = Pca/Pr = 2.45/0.78 = 3.14取 4 根。7.计算单根 V 带的初拉力 F0由表查得 A 型带的单位长度质量 q = 0.105 kg/m，所以F0 = 500(2.5-Ks( , )PKzv + qv= = 89.41 N500(2.5-0.97)2.450.9745.61 + 0.1055.61 N8.计算压轴力 FPFP = 2zF0sin(1/2) = 2489.41sin(167.9/2) = 711.24 N9.主要设计结论带型 A 型 根数 4 根小带轮基准直径dd175mm
11、 大带轮基准直径dd2180mmV 带中心距 a 497mm 带基准长度 Ld 1400mm小带轮包角 1 167.9 带速 5.61m/s单根 V 带初拉力F089.41N 压轴力 Fp 711.24N5.2 带轮结构设计1.小带轮的结构设计1）小带轮的结构图2）小带轮主要尺寸计算代号名称 计算公式 代入数据 尺寸取值内孔直径 d 电动机轴直径 D D = 28mm 28mm分度圆直径 dd1 75mmda dd1+2ha 75+22.75 80.5mmd1 (1.82)d (1.82)28 56mmB (z-1)e+2f (4-1)15+29 63mmL (1.52)d (1.52)28
12、56mm2.大带轮的结构设计1）大带轮的结构图2）大带轮主要尺寸计算代号名称 计算公式 代入数据 尺寸取值内孔直径 d 输入轴最小直径 D = 18mm 18mm分度圆直径 dd1 180mmda dd1+2ha 180+22.75 185.5mmd1 (1.82)d (1.82)18 36mmB (z-1)e+2f (4-1)15+29 63mmL (1.52)d (1.52)18 36mm第六部分 齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，齿面硬度 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，齿面硬度为 240HBS。（2）一般工作机器，选用
13、8 级精度。（3）选小齿轮齿数 z1 = 25，大齿轮齿数 z2 = 254.79 = 119.75，取 z2= 119。（4）初选螺旋角 = 14。（5）压力角 = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d 32KTu1u (ZZZZ )1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt = 1.6。计算小齿轮传递的转矩T1 = 35.74 N/m选取齿宽系数 d = 1。由图查取区域系数 ZH = 2.44。查表得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 。端面压力角：t = arctan(tann/cos) = ar
14、ctan(tan20/cos14) = 20.561at1 = arccosz1cost/(z1+2han*cos)= arccos25cos20.561/(25+21cos14) = 29.683at2 = arccosz2cost/(z2+2han*cos)= arccos119cos20.561/(119+21cos14) = 22.889端面重合度： = z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)/2= 25(tan29.683-tan20.561)+119(tan22.889-tan20.561)/2 = 1.667轴向重合度： = dz1tan/ = 125ta
15、n(14)/ = 1.984重合度系数：Z () ()由式可得螺旋角系数Z = = = 0.985cos cos14计算接触疲劳许用应力 H查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hlim1 = 650 MPa、 Hlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N 1 = 60nkth = 6057211030028 = 1.65109大齿轮应力循环次数：N 2 = 60nkth = N1/u = 1.65109/4.79 = 3.44108查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 0.88、K HN2 = 0.9。取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:H1 = = =
16、572 MPaKS 0.886501H2 = = = 495 MPaKS 0.95501取 H1 和 H2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H = H2 = 495 MPa2）试算小齿轮分度圆直径d 32KT u1u (ZZZZ )= 321.635.7410001 4.79+14.79 (2.44189.80.6520.985495 )= 36.818 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 vv = = = 1.1 m/s dn601000 36.818572601000齿宽 bb = = = 36.818 mm d 136.8182）计算实际载
17、荷系数 KH由表查得使用系数 KA = 1。根据 v = 1.1 m/s、8 级精度，由图查得动载系数 KV = 1.08。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100035.74/36.818 = 1941.442 NKAFt1/b = 11941.442/36.818 = 52.73 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数 KH = 1.4。由表用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K H = 1.341。则载荷系数为：KH = KAKVKHKH = 11.081.41.341 = 2.0283）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 36.818
18、 = 39.845 mmd3KK 32.0281.6及相应的齿轮模数mn = d1cos/z1 = 39.845cos14/25 = 1.547 mm模数取为标准值 m = 2 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a = = = 148.404 mm(z1+z2)mn2cos (25+119)22cos14中心距圆整为 a = 150 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 = = = 16.268arccos(z1+z2)mn2a arccos(25+119)22150即： = 16 165（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = = = 52.083 mmzmcos 252cos16.2
19、68d2 = = = 247.916 mmzmcos 1192cos16.268（4）计算齿轮宽度b = dd1 = 152.083 = 52.083 mm取 b2 = 53 mm、b 1 = 58 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F = F2KTYYYYcos mz1）确定公式中各参数值计算当量齿数ZV1 = Z1/cos3 = 25/cos316.268 = 28.257ZV2 = Z2/cos3 = 119/cos316.268 = 134.502计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y基圆螺旋角：b = arctan(tancost) = arctan(tan16.26
20、8cos20.561) = 15.283当量齿轮重合度：v = /cos2b = 1.667/cos215.283= 1.791轴面重合度： = dz1tan/ = 125tan16.268/ = 2.322重合度系数：Y = 0.25+0.75/v = 0.25+0.75/1.791 = 0.669计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY = 1- = 1-2.322 = 0.685120 16.268120由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.83计算实际载荷系数 KF由表查得齿间载荷分配系数 KF = 1
21、.4根据 KH = 1.341，结合 b/h = 11.78 查图得 KF则载荷系数为KF = KAKvKFKF = 11.081.41.311 = 1.982计算齿根弯曲疲劳许用应力 F查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为 Flim1 = 560 MPa、 Flim2 = 420 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.84、K FN2 = 0.86取安全系数 S=1.4，得F1 = = = 336 MPaKS 0.845601.4F2 = = = 258 MPaKS 0.864201.42）齿根弯曲疲劳强度校核F1 = 2KTYYYYcos mz= 210001.98235.
22、742.541.630.6690.685cos16.2681225= 49.545 MPa F1F2 = 2KTYYYYcos mz= 210001.98235.742.161.830.6690.685cos16.2681225= 47.303 MPa F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数 z1 = 25、z 2 = 119，模数 m = 2 mm，压力角 = 20，螺旋角 = 16.268= 16165，中心距 a = 150 mm，齿宽 b1 = 58 mm、b 2 = 53 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称 计算公式 高速级小齿轮 高速级大齿轮模数 m 2mm 2mm齿
23、数 z 25 119螺旋角 左 16165 右 16165齿宽 b 58mm 53mm分度圆直径 d 52.083mm 247.916mm齿顶高系数 ha 1.0 1.0顶隙系数 c 0.25 0.25齿顶高 ha mha 2mm 2mm齿根高 hf m(ha+c) 2.5mm 2.5mm全齿高 h ha+hf 4.5mm 4.5mm齿顶圆直径 da d+2ha 56.083mm 251.916mm齿根圆直径 df d-2hf 47.083mm 242.916mm第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率 P1、转速 n1 和转矩 T1P1 = 2.14 K
24、W n1 = 572 r/min T1 = 35.74 Nm2.求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 52.083 mm则:Ft = = = 1372.4 N2Td 235.74100052.083Fr = Ft = 1372.4 = 520.3 Ntancos tan20cos16.268Fa = Fttan = 1372.4tan16.2680 = 400.3 N3.初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 17.4 mm3Pn 32.14572输入轴的最小直径是安装
25、大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大 5%，故选取:d 12 = 18 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩，故取II=III 段的直径 d23 = 23 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D = 28 mm。大带轮宽度 B = 63 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故 I-II 段的长度应比大带轮宽度 B 略短一些，现取 l12 = 61 mm。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 d23 = 23
26、 mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承 30205，其尺寸为 dDT = 255216.25 mm，故 d34 = d78 = 25 mm，取挡油环的宽度为 15，则 l34 = l78 = 16.25+15 = 31.25 mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得 30205 型轴承的定位轴肩高度 h = 3 mm，因此，取 d45 = d67 = 31 mm。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以 l56 = B = 58 mm，d 56 = d1 = 52.083 mm4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面
27、有一定距离，取 l23 = 50 mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s = 8 mm，则l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30205 轴承查手册得 a = 12.5 mm带轮中点距左支点距离 L1 = (63/2+50+12.5)mm = 94 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (58/2+31.25+9-12.5)mm = 56.
28、8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (58/2+9+31.25-12.5)mm = 56.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1 = = = 686.2 NFtL3L2+L3 1372.456.856.8+56.8FNH2 = = = 686.2 NFtL2L2+L3 1372.456.856.8+56.8垂直面支反力（见图 d）：FNV1 = = FrL3+Fad1/2-Fp(L1+L2+L3)L2+L3= -520.356.8+400.352.083/2-711.24(94+56.8+56.8)56.8+56.8947.9 NFNV2 = = FrL2-Fad1
29、/2+FpL1L2+L3= 756.9 N520.356.8-400.352.083/2+711.249456.8+56.83）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 686.256.8 Nmm = 38976 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0 = FpL1 = 711.2494 Nmm = 66857 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -947.956.8 Nmm = -53841 NmmMV2 = FNV2L3 = 756.956.8 Nmm = 42992 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e） 。截
30、面 C 处的合成弯矩：M1 = = 66468 NmmM+MM2 = = 58030 NmmM+M作合成弯矩图（图 f） 。4）作转矩图（图 g） 。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4） ，取 = 0.6，则有：ca = = = MPaMcaW M+( T1)W 66468+(0.635.741000)0.152.083= 4.9 MPa = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响） 。轴的弯扭受力图
31、如下：7.2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率 P2、转速 n2 和转矩 T2P2 = 2.06 KW n2 = 119.42 r/min T2 = 164.42 Nm2.求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 247.916 mm则:Ft = = = 1326.4 N2Td 2164.421000247.916Fr = Ft = 1326.4 = 502.9 NtancosFa = Fttan = 1326.4tan16.268 = 386.9 N3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得dmin =
32、 A0 = 112 = 28.9 mm3Pn 32.06119.42输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d12，为了使所选的轴直径d12 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取 KA = 1.3，则:Tca = KAT2 = 1.3164.42 = 213.7 Nm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 4323-2002或手册，选用 LT6 型联轴器。半联轴器的孔径为 32 mm 故取 d12 = 32 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 60 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向
33、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，I-II 轴段右端需制出一轴肩，故取 II-III 段的直径 d23 = 37 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D = 42 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L = 60 mm，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 I-II 段的长度应比 L 略短一些，现取 l12 = 58 mm。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 d23 = 37 mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承 30208，其尺寸为 dDT = 40mm80m
34、m19.75mm，故 d34 = d67 = 40 mm，取挡油环的宽度为 15，则 l67 = 19.75+15 = 34.75 mm右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得 30208 型轴承的定位轴肩高度 h = 3.5 mm，因此，取 d56 = 47 mm。3）取安装齿轮处的轴段 IV-V 段的直径 d45 = 45 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为 B = 53 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45 = 51 mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取 l23 =
35、 50 mm。5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度 T = 19.75 mm，则l34 = T+s+2.5+2 = 19.75+8+16+2.5+2 = 48.25 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30208 轴承查手册得 a = 16.9 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (53/2-2+48.25-16.9)mm = 55.
36、8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (53/2+11.5+34.75-16.9)mm = 55.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1 = = = 663.2 NFtL3L2+L3 1326.455.855.8+55.8FNH2 = = = 663.2 NFtL2L2+L3 1326.455.855.8+55.8垂直面支反力（见图 d）：FNV1 = = = 681.2 NFrL3+Fad2/2L2+L3 502.955.8+386.9247.916/255.8+55.8FNV2 = = = 178.3 NFad2/2-FrL2L2+L3 386.9247.916/
37、2-502.955.855.8+55.83）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 663.255.8 Nmm = 37007 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 681.255.8 Nmm = 38011 NmmMV2 = FNV2L3 = 178.355.8 Nmm = 9949 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e） 。截面 C 处的合成弯矩：M1 = = 53050 NmmM+MM2 = = 38321 NmmM+M作合成弯矩图（图 f） 。4）作转矩图（图 g） 。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通
38、常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4） ，取 = 0.6，则有：ca = = = MPaMcaW M+( T3)W 53050+(0.6164.421000)0.145= 12.3 MPa = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响） 。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算8.1 输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bhl = 6mm 6mm50mm，接触长度:l = 50-6 = 44 mm，则
39、键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.2564418120/1000 = 142.6 NmTT 1，故键满足强度要求。8.2 输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm 9mm45mm，接触长度:l = 45-14 = 31 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.2593137120/1000 = 376.6 NmTT 2，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm 8mm50mm，接触长度:l = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.2584032120/1000 = 307.2 NmTT 2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1028300 = 48000 h
