起重机传动装置设计讲解

1、湖南理工学院课程设计报告书题目:起重机传动装置设计系部：机械工程专业：机械电子工程班级：机电二班姓名：学号：机械设计课程设计任务书设计题目：起重机传动装置设计系部：机械工程系专业：机械电子工程学生姓名：学号:起迄日期：2016年3月28日 2016年4月9日指导教师：王清教研室主任：机械设计课程设计任务书1. 课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等） ：一、机械设计课程设计的内容机械设计基础课程设计是本门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专 业学生的一次全面的设计设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：1、设计方案论述。2、选择电动机。3、减速器外部传动零

2、件设计（含联轴器选择）。4、减速器设计。设计减速器传动零件，并验算是否满足工作要求；对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算各轴的强度； 根据工作载荷情况，选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 选择各键，验算输出轴上键连接的强度；选择各配合尺寸处的公差与配合；决定润滑方式，选择润滑剂；5、绘制减速器的装配图和部分零件工作图。减速器装配图一张（A0或A1）；轴及轴上齿轮的零件图各一张（A3或A4）；6编写设计说明书（将1-4项整理成文，数字6000-8000）。二、原始数据及已知条件1、提升重量 G = 780 kgf;2、重物提升速度 u = 0.50 m/s；3、 滚动槽底直径 D= 2

3、20mm钢丝绳直径d= 9.3mm；4、滚筒效率 n j=0.96;5、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期10年；7、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35C;8、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；9、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。机械设计课程设计任务书2. 对课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求：1、说明书要认真，准确，条理清晰；2、按word排版，公式编辑器编辑公式；3、参考文献要注明出去；4、图纸按标准作图，数据处理准确，图面整洁。3. 主要参考文献:1 濮良贵

4、，纪名刚机械设计第八版北京：高等教育出版社，20102 杨光，席伟光.机械设计课程设计.第二版.北京：高等教育出版社，20103 刘鸿文.材料力学.第四版.北京:高等教育出版社,20094 甘永立.几何量公差与检测.第八版.上海:上海科学技术出版社,20094. 课程设计工作进度计划:序号起迄日期112. 14-12. 15212. 16-12. 20312. 21-12. 22412. 23-12. 24512. 25-12. 28612. 29-01. 01701. 02工作内容设计前准备工作（明确任务，查阅查料、手册，观察）确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算轴的设计计算轴承、键、

5、联轴器及润滑剂的选择装配图设计及复核计算零件工作图设计整理设计说明书、准备答辩指导教师日期：2011年01月03 日.、八、 一前言我们组本次接到的课程设计题为起重机传动装置的设计。传动装置的作用在于传递 力或者是力矩。机械传动主要包括带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。实际生产中在 原动机与工作机之间的传动装置往往不可能只是某一种单一的传动，车间零件传动设备亦 是如此。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练掌 握公式编辑器，AutoCAD绘图，掌握全面的机械设计技能。齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动 效率，使用寿命长，结

6、构紧凑，工作可靠等一系列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用 最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。 无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降 低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。于是 我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过 计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达 到传动的需要，满足了设计任务。第 6页共 30机械设计课程设计任务书1. 设计题目：起重

7、机传动装置的设计1.1传动布置方案 见图11 电动机2 -联轴器 3-制动器4 减速器5-联轴器 6-卷筒支承7 钢丝绳8 -吊钩9- 卷筒图1传动布置方案简图1.2设备工作条件：常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于 -5%。车间有三相 交流电源。1.3原始数据，如下表：项目提升重量G(kg)重物提升速度V(m/s)钢丝绳直径d( mm卷筒直径D(mm)负荷持续率(JC%数据7800.509.3220251.4选用传动方案选用传动方案A方案：采用二级圆柱齿轮减速器，使用于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方但结 构尺寸较大使用寿命长，润滑方便维护性好。第 7页共 30B方

8、案：蜗杆减速器，结构紧凑，但传动效率低，长期使用时就不经济，使用寿命短成本 也咼。C:方案：一级圆柱齿轮减速器和开式齿轮传动，成本低但使用寿命短，维护费用高。由 上述可得应选用A方案2选用点击的类型和结构形式2.1选用电机的类型和机构形式(1) Pw=F v=780*9.8*0.5/1000=3.822KwPd=Pw/n =3.9/(0.96*0.99*0.99*0.95*0.97*0.97)=4.64Kw其中：Pd工作中实际要的电机输出功率Pw 工作中所需要的实际输入功率n 1滚筒的传递效率大小为0.96n电机的工作的传递总效率n 2一个联轴器传递效率查表得 0.99n 3一个齿轮的传递效率

9、为0.97n 4一对轴承的传递效率为 0.98(2) 根据功率及负载持续条件选取电机类型则应当选取额定功率为5.5KW型号为YZR160M1 6最大转矩为T=2.56，额定转速为930r/min2.2确定电机型号电动机型号额定功率(Kw)满载转速(r/mi n )最大转矩(n*m)-65.59302.56滚筒转速为：n仁V/D=( 60V*1000) / (3.14*D ) =43.428r/min2.3传动装置传动比传动装置的总传动比为：i=n/n1=930/43.428=21.41二级齿轮减速器的高级传动比；i1= (1.3-1.5 ) *i2低级传动比，取i1=1.3*i2i=i1*i2

10、=21.41i1=5.276 i2=4.052.4确定各轴的转速2.4.1 各轴的转速第 8页共 30从电机到工作有三轴n 仁930r/minn2=n 1/i1=960/5.276=176.27r/mi nn3=n 2/i2=176.27/4.05=43.52r/mi nn1 n2 n3分别为从高速轴到低速轴各轴的转速；n为电机的满载转速；i1 i2为电机轴到 高速轴1到2,2到3级之间的传动比。2.4.2轴的功率P仁Pd*n 1* n 2=4.588*0.99*0.97=4.405KwP2=P1*n 3* n 2=4.405*0.99*0.95=4.188KwP3=P2*n 3* n 2=4

11、.188*0.99*0.95=3.981KwP4=P3*n 4=3.981*0.97=3.7784Kw其中：P1 P2 P3 P4位各轴的输入功率n 1 n 2 n 3 n 4同上文中的相同2.4.3轴的转矩Td=9550*Pd/nm=47.11 NmT1=Td*n 1* n 2=45.24 NmT2=T1*I1* n 2* n 3=216.3 NmT3=T2*i2* n 2* n 3=793.7 Nm2.4.4将运动和动力参数的设计值列表参数7由名电动机轴I轴2轴3轴r/mi n930930184.8947.89Kw4.5884.4054.1883.981Nm47.1145.24216.37

12、39.7第 9页共 30第一个轴初步确定轴的最小直径轴的最小直径位置选择轴的最小直径为安装联轴器处直径 di,为使直径di与联轴器孔相适应，因此联轴器的型号TL5弹性柱销联轴器， 公称转矩为125000N.mm许用转速为4000rad/min。联轴器孔径48mm，则d仁48mm， 联轴器的长度为L=112mm，与轴孔配合的毂孔长为 L仁82mm。轴的结构设计轴上零件装配图联轴器的定位，根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。I - 段右端需要制出一轴肩，故口 -川直径d=50mm。左端用挡圈定位，按轴端直径取直径 D=54 mm，周向的定位采 用普通平键联接。初步选择滚动轴承，因为只受径向力

13、的作用，故选用深沟球滚动轴承，由d=50mm 在轴承产品中初选择 0基本游隙组，标准精度等级深沟球滚动轴承代号6010d=50 , D=80 , d=16左端的这个轴承左边用轴承套固定，右边用轴肩固定，右边的轴承左边用轴肩固定右边用轴承套固定。齿轮与轴是一体的，轴的材料是45钢，齿轮经硬化均为渗碳处理。轴承的端盖总宽度为 20 mm，为了便于轴承端盖的拆装及便于为轴添加滑油脂的要求，取端盖的外端面与联轴的距离为1=30 mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体内臂 S=8 mm，齿轮距离箱体 a=16 mm.平键,手册查得平键截面 b x h=14 x 9.键槽用铳刀加工

14、，长为L=70。同时为了保证联轴器与轴的配合H7/K6。确定轴上的圆角和倒角尺寸为 2 X45度，各轴肩的圆角半径请详见零件图。第二轴的结构设计35.65 inin第二个轴的最小直径零件的位置尺寸及各段轴的直径如上图示。第三个轴的结构设计确定轴的最小直径处p=126計=54,986 mm和 V 47.8992.输出轴的直径显然就是安装联轴器处轴的直径-为使联轴器处轴的直径-与联轴器的孔径相适 应，选取联轴器型号， Tca=1.3 x t=1.3 x 793.54=1031.81KN 。因其 中设备有冲击，要一个具有缓冲能力的联轴器， 可选择弹性套柱销联轴器，型号为TL10, D =250. d

15、= 63, L =142,; 公称转矩为 2000 N m，许要转速为 2300 rad/min 。4.轴向定位根据轴向定位确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器向定位的要求它的右端制出一个轴肩，尺寸如图轴向定位图和力矩图初步选择滚动轴承因只受径向力的作用，则深沟球滚动轴承为 6013 , d =100 mm , B =18 mm ; 0基本 游隙组，标准精度等级；右侧的这个轴承右端用轴承套固定，左面用一个轴肩；左面的这个轴承右面用轴肩，左面用轴承套盖固定。齿轮的左面用以轴肩定位，右面用一套筒定位。轴承端盖的总宽度为 20 mm，为了便于轴承端套的装卸及便于对轴承添加滑油脂的要求，取端盖的外端在

16、与半轴承器间的距离L = 30 mm。考虑到箱体铸造误差，应距离箱体内壁 S = 8 mm，齿轮距离箱体 a = 16 mm，那么套筒的长度为 L = 24 mm。齿轮与联轴器的周向定位采用平键联接，按照所在垢轴径处和直径查得平键和系数分别为 b x h=20 x 12, b x h=18 x 11, 长度 L 分别为 45 mm，75 mm。轴上的载荷Fr1= 1418.5 NFr2=603.5 N查的轴承6013的Y为1.6Fd1=443 NFd2=189 N两个齿轮都是左旋，所以Fa1=638 NFa2=189 N判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面，截面

17、IV右侧的7为= 17*5 Mpn截面上的转切应力为 7 7.64仃=爲=三二 1 八9* 二 7 99 Mpafrr22由于轴选用40Cr，调质处理，所以a= 735Mpa 7= 386 Mpa, j =260 Mpa综合系数的计算r 2i :=.d 55-0.045, = 1 6经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为由= 2*33* % = LSI轴的材料敏感为-L v ,故有效应力集中系数为=1 +如(eta -1) = 2*05, = 1 +如(m-1) = L70,查得尺寸系数为.，扭转尺寸系数为.,轴采用磨削加工，表面质量系数为厲一希-兀義,轴表面示经强化处理，即 S,则综合

18、系数为応=色+丄-1 = 2*93尤=色+丄-1=2.11t-易，0尸碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为11,r安全系数的计算轴的疲劳安全系数为Sb = 6,92(7 07? +Kt仏+妙血= 24,66SaSrJS 1,5 =高速级齿轮传动1.1选择齿轮材料及精度等级考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。考虑工作机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88)。两支承相对于小齿轮做不对称布置。小齿轮选用400钢(调质)，齿面硬度为280HBS;大齿轮选用45钢(调质)，齿面硬度 240HBS。选小齿轮数乙=23，则大齿轮数Z2 =4 23

19、=92。选取螺旋角：初选螺旋角一：=141.2按齿面接触疲劳强度设计：2如 u1ZhZe咖a U X 丿dit -31. 确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt “.6 ；(2) 选取区域系数ZH =2.433 ；(3) 查得二二 y r =0.75 0.82 =1.57 ；(4) 选取齿宽系数d =1 ；(5) 计算小齿轮传递的转矩95.5 汉 105R95.5 105 4.35960=4.327 104Nmm1(6) 查表得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa2 ；(7) 计算应力循环次数N“ =60mjLh =60 960 1 (2 8 300 10)=2.765 109N2i

20、12.765 1094-6.91 108(8) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 二円讪=600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限二Hiim2 =550MPa ；(9)计算接触疲劳许用应力取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.91；Khn2 =0.96 ;取失效概率为1%安全系数S=1,可得：tH 1 = KHN1Hlim1 =0.91 汇 600MPa =546MPaSI 2 二 Khn” Him2 二 0.96 550MPa 二 528MPa2S所以许用接触应力为：H-H546 528 MPa =537 MPa22. 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径:dit -32 1.6 4.327

21、1045X X41 1.57、22.433 189.8537二 43.36mm(2) 计算圆周速度:二 d1t n160 10003.14 43.36 96060 1000=2.2m/s(3) 计算齿宽及模数:b = dd1t =1 43.36 = 43.36mmmnt43.36 cos1423=1.83mmh 二 mnt(2han Can) = 1.83 2.25 = 4.12mmb/h43.36=10.524.12(4) 计算纵向重合度:0.318 dtan ： =0.318 1 23 tan14 = 1.824(5) 计算载荷系数K查表得使用系数Ka * ;根据v=2.2m/s , 7级

22、精度，查图得动载系数 心=1.07 ; 查表得齿间载荷分配系数Kh：. = Kf：. =1.2 ;用插值法查表得齿向载荷分布系数 K =1.34，再查图可得K =1.24。故载荷系数:K 二KaKvKh-.K=1 1.07 1.2 1.34 = 1.72（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：dd1t3 K = 43.36 3 1.72 = 44.42mm:Kt 1.6（7）计算模数：djeosP 44.42況 cos14 彳 o_ mn11.87乙234.1.3按齿根弯曲强度设计m2口丫聖osh辽二匕J1. 确定计算参数（1）计算载荷系数：K 二KaKvKf：Kf1 1.07 1.2 1

23、.24 = 1.59(2) 根据纵向重合度-=1.824，查图得螺旋角影响系数Y，0.88 ；(3) 计算当量齿数：Z23cfcZv1二332518cos P cos 14z292Zv23310.71cos P cos 14（4）查取齿形系数：查表得 Yfm =2.62;Yf：2.1 &（5）查取应力校正系数:丫3“ =1.59;Ys：.2 =1.79;(6) 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二fei =500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限；fe2 =380MPa ;(7) 查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfni =0.85,Kfn2 =0.88;(8) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数

24、S=1.4，可得：I 1 Kfni*fe1 = 0.85 500 MPa 二 303.57MPa1.47 斗二咛 MPa=238.86MPa(9) 计算大、小齿轮的 并加以比较:YF ：1YS ：1遊竺 0.01372303.57丫f：2*：2 - 2.18 1.79 二 0.01634238.86得大齿轮的数值大;(10) 设计计算mn -32 159 必27 104 .88曲14 0.01634 =1.311 232 1.57对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =2.0mm,以可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除

25、疲劳强度算得的分度圆直径d44.42mm来计算应有的齿数。于是由：d1 cos ：44.42cos14乙21.55mn2取Z1 =21，则Z2 二 h Z1 = 4 21 二 84。1.4几何尺寸计算1.计算中心距2 cos14a= Z1 z2mn =(21 84) 2 = 108.21mm将中心距圆整为108mm2. 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数U z2)mn 二 arcos(2184) 2 =13 32102a2 108Zh等不必修正。3. 计算大、小齿轮分度圆直径di21 2cos ： -cos13 3210“43.20mmd2Z2mn84 2cos：cos133210

26、广仃亦4. 计算齿轮宽度b 二 dG =1 43.2 = 43.2mm圆整后取 B2 =45mm； B. = 50mm。低速级齿轮传动2.1选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面直齿轮。考虑工作机为一般工作机器， 速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。两支承相对于小齿轮做不对称布置。小齿轮选用40Cr （调质），齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度 240HBS；选小齿轮齿数zi = 24，则大齿轮齿数z2 = i2 z1 = 5.53 24 =132.7，取z2=133 ；2.2按齿面接触疲劳强度设计1.确定公式内的各计算数值(1

27、)试选 Kt =1-3 ；(2)选取齿宽系数d =1 ；(3)计算小齿轮传递的转矩5595.5盯 95.50y.01 =88.238“04Nmm43.4(4)查表得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa2 ；(5)计算应力循环次数汕=60厲 jLh =60 43.4 1 (2 8 300 10)=1.25 108(6)N125 102.26 107N2 i25.53按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlm600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2 =550MPa ；(7)计算接触疲劳许用应力取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.97;Khn2=1.08 ;取失效概率为1%安全系数

28、S=1,可得:KHN1 Hlim1 =0 97 汉 600MPa =582MPa S2.计算-H 2IZ ryHiim2 =1.08 55oMPa =594MPaS(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入tH 1中较小的值:d1t 2.3232 13 88.238 104 6535.53z-.2189.8 !i =153.23mm 582 丿(2)计算圆周速度:：ditniv 二60 10003.14 153.23 43.460 000= 0.35m/s(3) 计算齿宽及模数：b ：dd1t =1 153.23=153.23mmmt 二d1tZ1153.2324= 6.38mmh =mt(2h；

29、 c*) =6.38 2.25=14.36mmb/h153.2314.36=10.67(5) 计算载荷系数K查表得使用系数Ka =1 ;根据v=0.35m/s , 7级精度，查图得动载系数Kv =1.01；查表得齿间载荷分配系数Kh=Kf-. =1 ；用插值法查表得齿向载荷分布系数KJ： =1.429，再查图可得K =1.36故载荷系数:K =KaKvKh一 Kh2 = 1 1.01 1 1.429 = 1.44(6) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：R1 44dd1t3153.23 3158.54mm Kt. 1.3(7) 计算模数：d1158.54m =-z1242.3按齿根弯曲强度

30、设计?2KT1 丫片込 V *dZ2 S 】dZ21.确定计算参数(1) 计算载荷系数：K-KaKvKfKf 严 1 1.01 1 1.36=1.37(2) 查图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二fe2 =380MPa ；(3)查图取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.90,KfN2 =0.97;(4) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得:-F 1K FN1；- FE1S0.90 5001.4MPa =321.43MPaKFN2；- FE2S0.97 3801.4MPa =263.29MPa(5) 查取齿形系数：查表得 丫賞=2

31、.65;Yf：2 =2.16;(6) 查取应力校正系数：Ys：1.58；Ys-2 =1.81；(7) 计算大、小齿轮的丫乍片 并加以比较：乞丫空5上8 “01332314.29匕f10.01583247得大齿轮的数值大;(8) 设计计算2 1.37 88.238 104仆2420.01583 二 4.05mm对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳 强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取m = 5。按接触强度算得的分度圆直径 d1 =158.54mm来计算应有的齿数。于是由:乙 _

32、d1 _ 158.5431.7mn5取 z1 =31，贝U z2 =i2Zi =5.53 31 =171.43，取 z2 =172。2.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径：d1 =Z|m=31 5 = 155 d? =Z2m=172 5 = 8602.计算中心距S31 172)507.5mm2 23.计算齿轮宽度b = dd1 155 = 155mm圆整后取 B2 = 155mm； B1 = 160mm键的选择与校核1.1高速轴上键的选择1.1.1高速轴与半联轴器链接的选择1）由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键（A）。根据d=18mm，由手册查得键的截面积为：宽度 b=6mm，高度h=6

33、mm，由半联轴器 的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=40mm。2）键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为A f】=100120MPa。键的工作长度丨二L -b=34mm,键与轮毂键槽的接触高度k =0.5h=3mm,可得2 X 35.1S X 1000=一一 “（合适）键的标记：键 6X 6X 40 GB/T10962003.1.1.2高速轴与齿轮1链接的选择1）由与此轴与齿轮1链接，故选用圆头普通平键（A）。根据d=66mm，由手册查得键的截面积为：宽度 b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器 的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。2）键，轴和轮毂的材

34、料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为f 1=100120MPa。 键的工作长度I二L b=30mm,键与轮毂键槽的接触高度k =0.5h=3mm,可得2T, X 103 2 X 35.15 X 1000,Ojj = = 11.84 =（合适）键的标记：键 6X 6X 40 GB/T109620031.2中间轴上键的选择1.2.1齿轮2与轴链接键的选择1）由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）。根据d=50mm,由手册查得键的截面积为：宽度 b=10mm,高度h=8mm,由半联轴器 的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。2）键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得

35、需用挤压力为 匚f 1=100120MPa。 键的工作长度I二Lb=24mm,键与轮毂键槽的接触高度 k = 0.5h =4mm,可得2?! X 103 2 X 130.52 X 1000丁 ,DL_ = = 54.38 tTrl戸kid =4X240（合适）键的标记为：键 10X 8X 36 GB/T10962003.1.2.2齿轮3与轴链接键的选择1）由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）。根据d=45mm,由手册查得键的截面积为：宽度 b=10mm,高度h=8mm,由半联轴器 的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。2）键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤

36、压力为F 1=100120MPa。 键的工作长度I = L-b=24mm,键与轮毂键槽的接触高度 k = 0.5h =4mm,可得2?! X 103 2 X 130.52 X 1000丁 ,Sn = . * 二=60*43 硏p=（合适）键的标记为：键 10X 8X 36 GB/T10962003.1.3低速轴上键的选择1.3.1低速轴与联轴器链接键的选择1） 由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键（A）。根据d=18mm,由手册查得键的截面积为：宽度 b=6mm,高度h=6mm,由半联轴器 的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=40mm。2）键，轴和轮毂的材料都是钢，查得需用挤压力为-

37、f100120MPa。键的工作长度I二L-b=34mm,键与轮毂键槽的接触高度 k = 0.5h =3mm,可得27 X lo3kid2 X 550.92 X lOOo=j -J-：- 一己=600,13 Op适）键的标记：键 6X 6X 40 GB/T10962003.1.3.2低速轴与齿轮4链接的选择1）由与此轴与齿轮1链接，故选用圆头普通平键（A）。根据d=66mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。2）键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为-f 1=100120MPa。键的工作长度I

38、 = Lb=30mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3mm，可得zxlo3 2 X 550.92 X 100o=185,49 e2）初步计算当量动载荷P，P =fp(-根据机械设计P321表13-6，fp =1.0 1.2，取fp 2按照机械设计P321表13-5, X=0.44，丫值需在已知型号和基本额定静载荷 C0后才能 求出。现暂选一近似中间值，取 丫=1.19,则P = 1.2 X (0.44 X 538.33 + 1.19X 353.55) = 789.113) 求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h算)4）按照轴承样本选择7212C轴承此轴承的基本额定静载荷C0=37

39、8OON。验算如下:a.求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为CO 07105,在表中介于。.。70.13之间，对应的e值为0.270.31, Y值为1.61.4.b 用线性插值法求丫值(1.6 I 1-4)X(0.13 I 0.07105)Y=1.4+0.13 I 0.07=1.597X=0.4c.求当量动载荷 P。P = 1-2 X |0.44 X 538.33 + 1.597 X 353.55) = 961 78d.验算30304轴承的寿命。=7026421 500001所以轴承的选取合理2.2中间轴配合轴承的选择1）求比值F 32232 =0,6451马 499.68根据机械设计表13-5,角接触球轴承的最大e=0.56,故此时52）初步计算当量动载荷P,P =：）按照机械设计P321表13-6, fp =1.0 1.