展开式二级圆柱齿轮减速器的设计

1、第一部分 机械设计课程设计任务展开式二级圆柱齿轮减速器的设计1 设计题目 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。(1)带式运输机数据见数据表格。(2)工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。(3)使用期限 工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4)生产批量及加工条件 小批量生产。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定带传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（a:输出轴及输出轴大齿轮；b: 中间轴及中间轴大齿轮）；3)设计说明书一份。4

2、.数据表序号1.11.21.31.41.51.61.71.81.91.10运输机工作轴转矩t/(n·m)800850900950800850900800850900运输带工作速度v/(m/s)1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4运输带滚筒直径d/mm3603703803904004103603703803905、方案分配汽车专业学生序号110对应方案1.11.10，零件图要求a。工程机械专业学生序号2736对应方案1.11.10，零件图要求b。注：每组只能有2名同学利用cad绘制装配图、手工绘制零件图，其余手工绘制装配图、cad绘制零件图。计算与说明主

3、要结果第二部分 减速器的设计第1章 电动机的选择及整体方案的确定1.1 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。图 1-1 二级减速器总体图带式输送机由电动机驱动。电动机1通过传动带2将动力传入减速器3，再经联轴器4将动力传至输送带式运输机5工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级低速级均为斜齿圆柱齿轮传动。1.2 电动机类型的选择设计要求及工作条件选用y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电压380v。1.3 电动机容量的选择1.3.1 电动机容量的计算 1工作机所需的有效功率 其中：t 工作机的阻力矩； n 工作机卷筒的转速； 工作卷筒的效率，=0.96。 传动装

4、置的总效率： 式中 传动带效率，=0.95； 滚动轴承效率，=0.98； 闭式圆柱齿轮传动效率，=0.98； 联轴器效率，=0.99。 得传动系统总效率 2电动机的输出功率 则电动机的输出转矩 由手册表所列y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足条件的电动机额定功率应取为11。1.3.2 电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 按推荐的传动比合理范围：v带传动比，二级圆柱齿轮减速器，则总传动比合理范围为，所以电动机转速可选范围为 符合这一范围的恶同步转速有1500,3000.查机械设计手册有两种适用的电动机型号，列表比较如下型号额定功率（kw）电动机转速（）传动比质量

5、（kg）同步转速满载转速y160m-4111500146022.334123y160m1-2113000293044.822117综合考虑选择选择y160m-4型三相异步电动机，其额定功率,满载转速.1.4 传动比的分配 1带式输送机传动系统的总传动比 2确定v带传动的传动比 为使v带传动外廓不致过大，初步取 ，故减速器的传动比。 3分配各级减速器的传动比 1.5 传动系统的运动和动力参数传动系统各轴的转速、功率、和转矩计算如下：1轴(减速器高速轴)： 2轴（减速器中间轴）：3轴（减速器低速轴）：将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表:轴号转速输出功率输出扭矩传动比效率电动机14607.6

6、29002.30.95轴634.787.42108.90.964.3轴147.626.88445.140.962.32轴68.116.54980.414-1带的选择和计算 设计此带传动为窄v带传动，已知电动机型号为y160m-4，额定功率p=7.62kw，转速，传动比，每天运转时间8h1确定计算功率由教材表8-7查得工作情况系数，故 2选取普通v带带型根据由表8-11确定选用a型3确定带轮基准直径并验算带速 由教材表8-6和表8-8，取小带轮基准直径根据式，大带轮基准直径根据表8-7，取大带轮验算带的速度，带的速度合适4确定窄v带的基准长度和传动比中心距 根据0.7（）<<2（），

7、初步确定中心， 计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度计算实际中心距中心距的变化范围为804899mm5验算主动轮上的包角所以小带轮上的包角合适6计算窄v带的根数z z= 查教材表8-5c，8-5d,得 ，则z=取z=4根7计算预紧力 =（查表8-4得q=0.10kg/m）8计算作用在轴上的压轴力 第3章 齿轮的设计计算2.1 一级斜齿轮的设计及校核输入功率，1轴转速，传动比，工作寿命10年，每年按300天计，单班制作业，每班按8小时计。2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 所给传动方案中所选的是斜齿圆柱齿轮传动2. 运输机构为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3.材料

8、选择 由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，两者材料硬度差为40hbs4.选小齿轮的齿数为，大齿轮齿数，取5.选取螺旋角.初选螺旋角2.1.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式 1.确定公式内的各数值1) 试选载荷系数2) 小齿轮传递的转矩 3) 由表10-7选取齿宽系数4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数5) 由表10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6) 由式10-13计算应力循环次数n=60nj= 7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数8) 由图10-30选取区域系数9)

9、 由10-26查得10) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得=2计算试算小齿轮分度圆直径1) 计算圆周速度 2) 计算齿宽b以及模数b=h=2.25b/h=56.71 /5.15=11.013) 计算纵向重合度4) 计算载荷系数由工作状况，查表10-2查得使用系数；根据 =1.60m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.08；小齿轮相对支承非对称布置，由表10-4查得1.407；由图10-13查得1.28；由表10-3查得；故载荷系数k=2.285) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得6) 计算模数2.1.3 按齿根弯曲

10、强度设计由式（10-7）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算参数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿的弯曲疲劳强度极限1) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数2) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-12）得3) 计算载荷系数k k=4) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数5) 计算当量齿数6) 查取齿形系数 由表10-5查得。1) 查取应力校正系数 由表10-5可查得。2) 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大2设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5，已可满足弯曲强

11、度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=来计算应有的齿数。于是有 取 ，取2.1.4 几何尺寸计算 1、计算中心距将中心矩圆整为1722、按圆整后的中心矩修正螺旋角 因值改变不多，故参数等值不必修正。3、计算分度圆直径4、计算齿轮宽度取 .3.1 二级斜齿轮的设计及校核输入功率，2轴转速，传动比，工作寿命10年，每年按300天计，单班制作业，每班按8小时计。2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 所给传动方案中所选的是斜齿圆柱齿轮传动2. 运输机构为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3.材料选择 由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为28

12、0hbs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，两者材料硬度差为40hbs4.选小齿轮的齿数为，大齿轮齿数，取5.选取螺旋角.初选螺旋角2.1.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式 1.确定公式内的各数值11) 试选载荷系数12) 小齿轮传递的转矩 13) 由表10-7选取齿宽系数14) 由表10-6查得材料的弹性影响系数15) 由表10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限16) 由式10-13计算应力循环次数n=60nj= 17) 由图10-19取接触疲劳寿命系数18) 由图10-30选取区域系数19) 由10-26查得20) 计算接触疲劳许用应

13、力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得=2计算试算小齿轮分度圆直径7) 计算圆周速度 8) 计算齿宽b以及模数b=h=2.25b/h=95.26/8.66=119) 计算纵向重合度10) 计算载荷系数由工作状况，查表10-2查得使用系数；根据 =0.74m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.17；小齿轮相对支承非对称布置，由表10-4查得1.429；由图10-13查得1.35；由表10-3查得；故载荷系数k=2.5111) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得12) 计算模数2.1.3 按齿根弯曲强度设计由式（10-7）得弯曲强度的设计公式为

14、（1）确定公式内的各计算参数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿的弯曲疲劳强度极限7) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-12）得 9) 计算载荷系数k k=10) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数11) 计算当量齿数12) 查取齿形系数 由表10-5查得。3) 查取应力校正系数 由表10-5可查得。4) 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大2设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲

15、劳强度算得的分度圆直径=来计算应有的齿数。于是有 取 ，取2.1.4 几何尺寸计算 1、计算中心距将中心矩圆整为2072、按圆整后的中心矩修正螺旋角 因值改变不多，故参数等值不必修正。3、计算分度圆直径4、计算齿轮宽度取 .第3章 轴的设计计算3.1 一轴的设计已知一轴上的参数 转矩 ，功率，转速，齿轮分度直径1. 求作用在齿轮上的力2. 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取a0=110，得 3. 确定其他各段轴径1段 传动带处轴径d1 轴的最小直径在左端联结传动带处取得，考虑多一个键槽应把直径增加5%7%，所以取1轴直径2段 密封垫圈处轴径据定位轴肩确定,式

16、中h为轴肩高度，据手册推荐h=36mm,取 h=6mm，d2=20+2×6=34mm3、7段 滚动轴承处轴径d3采用圆锥滚子轴承，为方便滚动轴承拆装 d3>d2，d3为符合轴承标准内径系列，故采用 d3=35mm ,选取左右轴承为30207e（gb297-84）基本游隙组，标准精度等级，单列圆锥滚子轴承： ，基本额定动载荷，e=0.37,y=1.6,。故 d3=d7=35mm4、6段 定位轴肩段 左右轴承由轴肩定位，要保证定位轴肩高度h=36mm，故取d4= d6=44mm。5段小齿轮段d5，小齿轮分度圆直径与轴径差别不大，故在轴上凿小轮轮齿，4确定各段轴长1段 根据大带轮宽6

17、3mm，轮毂宽度取，故取带轮轮毂为54mm，则对应轴段长度l1=52mm2段 为便于轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂，取箱盖的外端面与带轮的右端面间的距离为30mm，故取l2=50mm。3、7段 左右侧轴承安装段l3 =l7=t=18.25mm4段 l4 为保证三根轴的长度相等，我们要调节第四段的长度保证第一根轴和第二根轴的长度相等，故l4=161mm5段 小齿轮段l5=b1=75mm,6段 定位轴肩段l6 ，取齿轮与箱体内壁的距离为16mm，滚动轴承距箱体内壁的距离为8mm，则 l6=24mm5.轴的结构设计图3-1 一轴零件外形图3.2 二轴的设计已知二轴上的参数转矩 ，功率，转速，2

18、轴上大、小齿轮的分度圆直径分别为1. 求作用在大、小齿轮上的力2. 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取a0=110，得 3. 确定其他各段轴径1、5段 轴承处轴径（保证左右两端轴承同型号）取决于滚动轴承内径。查手册选取左右轴承为30209e（gb297-84）基本游隙组，标准精度等级，单列圆锥滚子轴承：，基本额定动载荷，e=0.4,y=1.5,。故轴径d1 = d5=45mm2段 安装大齿轮处的直径d2为保证定位轴肩高度h=36mm取3段 定位轴肩段d3要保证定位轴肩高度h=36mm，为保证大齿轮定位d3> d2，取4段 安装小齿轮段d4取4. 确定各

19、段轴长左侧轴承安装段l1取齿轮距箱体内壁之距离a=18.5mm，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s，取s=8mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，轴承轮毂应大于其对应轴段长度24mm，令其长度差为4mm。已知30209圆锥滚子轴承宽度t= 20.75mm，则大齿轮安装段l2为保证齿轮端面轴向定位，l2应小于齿轮轮毂宽24mm，所以轴肩长度l3 两齿轮的中间采用轴肩定位，轴环宽度，故l3=20mm小齿轮安装段l4为保证齿轮端面轴向定位，小齿轮安装段长度应略小于轮齿宽24mm，故右段轴承安装段长度l5取齿轮距箱体内壁之距离a=13.5mm，取滚动轴承距箱体内壁距

20、离s=8mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知30209圆锥滚子轴承宽度t= 20.75mm，则5. 轴的具体结构要求如下图所示：图3-2 二轴零件结构图=33 三轴的设计已知三轴上的参数转矩 ，功率，转速，3轴上齿轮的分度圆直径为1. 求作用在齿轮上的力2. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取a0=110，得 考虑到键槽的影响，将计算值增大5%7%。取。（4）轴的结构设计3. 确定其他各段轴径1段 联轴器处的直径 d1联轴器处的直径为此轴的最小直径，所以根据轴的最小直径查设计手册，我们选用型号为kl8-j型滑块联轴器，联轴器联结主动轴处的直径为55m

21、m,故d1=55mm。2段 密封垫圈处轴径 d2据定位轴肩确定d2，d2= d1+2h。式中h为轴肩高度， h=36mm 且 hmin-r2mm，取 h=3.5mm，则 d2=55+2×3.5=62mm 3、7段 滚动轴承处轴径d3 ，d7采用圆锥滚子轴承，为方便滚动轴承拆装 d3>d2，d3为符合轴承标准内径系列，故采用 d3=65mm ,选取左右轴承为30313e（gb297-84）基本游隙组，标准精度等级，单列圆锥滚子轴承： ，基本额定动载荷，e=0.35,y=1.7,。故 d3=d7=65mm4段 定位轴肩段 d4为保证滚动轴承轴向定位，d4> d3，且h=36m

22、m，则取d4= d3+2h=65+2×5=75mm. 5段 定位轴肩段直径d5 为保证小齿轮轴向定位，d5> d4，且h=36mm，则取d5= d4+2h=75+2×3.5=82mm. 6段 安装小齿轮段为保证定位轴肩高度h=36mm，并使右端轴承与左端轴承同型号,并便于安装我们选d6=d4-2h=82-2×4=74mm.3确定各段轴长1段 安装联轴器处的轴长l1该段轴长应小于或等于联轴器轮毂总宽度，查机械设计手册，选取kl7-j1型滑块联轴器，轮毂总宽度l=84mm，故l1=82mm。2段 密封垫圈段l2l2=轴承压盖凸缘厚、螺钉六角头厚、弹簧垫圈厚总和。

23、=h1+h2+e，h1轴承压盖螺钉六头厚螺钉直径 d钉=（0.40.5）df=0.5×20据d钉=10mm查表2-61知h2弹簧垫圈厚，查表2-171e轴承压盖凸缘厚，查表10-131e=1.2d钉=1.2×1=6.4+2.6+12联轴器安装拆卸空间，取=20mm轴承座孔长轴承宽查表8-241可见封闭油环尺寸a=69mm，在这里取a=8mm，与流动轴承空位部分设为2mm，伸入箱壁内12mm，取1.5mm故2段轴长l2为l2=21+20+74-23-8-2+1.5=83.5mm3段 左侧轴承安装段该段轴长度取决于滚动轴承的宽度t，已知30313圆锥滚子轴承宽度t= 36mm，

24、则4段 定位轴肩段l4为保证三根轴的长度相等，我们要调节第4段的长度保证第一根轴和第二根轴的长度相等，故l4=99mm5段 定位轴肩段l5 轴环宽度b1.4h，取定位轴肩l5=12 mm6段 大齿轮安装段l6 为保证齿轮端面轴向定位，大齿轮安装段长度应略小于轮齿宽24mm，故. 7段 右段轴承安装段l7取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，取滚动轴承距箱体内壁距离s=8mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知30313圆锥滚子轴承宽度t= 36mm，则4. 轴的具体结构和尺寸如下图所示：图3-3 三轴零件结构图第4章 轴的校核4.1 一轴的校核 1. 求轴上的载荷，将计算出的f,m值列于下

25、表：载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t 按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ，故安全。2. 精确校核轴的疲劳强度1) 选择危险断面考查轴受力弯矩图可知，从应力集中且m、t又较大考虑，危险断面定在vi处.2) 截面 vi右侧:抗弯截面系数 抗扭截面系数截面右侧的弯矩m为截面上的扭矩t截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢,调质处理由教材表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。因r/d=

26、1.5/34=0.044，d/d=35/34=1.03经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由附图3-2的尺寸系数;由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为查手册得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05则计算安全系数值，得故可知其安全3) 截面 vi左侧:抗弯截面系数 抗扭截面系数截面左侧的弯矩m为截面上的扭矩t截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则

27、综合系数为所以截面左侧的安全系数为故可知其安全至此，轴1的强度校核完毕。4.2 二轴的校核 1. 求轴上的载荷，将计算出的f,m值列于下表：载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t2. 按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）及上表中的数值，并取，则轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ，故安全。3. 精确校核轴的疲劳强度1) 选择危险断面考查轴受力弯矩图可知，从应力集中且m、t又较大考虑，危险断面定在v处.2) 截面v右侧:抗弯截面系数 抗扭截面系数截面v右侧的弯矩m为截面v上的扭矩t截面上的

28、弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢,调质处理由教材表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。因r/d=1.6/45=0.04，d/d=50/45=1.11经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由附图3-2的尺寸系数;由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为查手册得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05则计算安全系数值，得故可知其安全3) 截面 v左侧:抗弯截面系数 抗扭截面系数截面v左侧的弯矩m为截面v上的扭矩t截面上的弯曲应力截

29、面上的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为所以截面左侧的安全系数为故可知其安全至此，轴2的强度校核完毕。4.3 三轴的校核 1. 求轴上的载荷，将计算出的f,m值列于下表：载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩t 2. 按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）及上表中的数值，并取，则轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ，故安全。3. 精确校核轴的疲劳强度1) 选择危险断面考查轴受力弯矩图

30、可知，从应力集中且m、t又较大考虑，危险断面定在vii处.2) 截面vii右侧:抗弯截面系数 抗扭截面系数截面vii右侧的弯矩m为截面vii上的扭矩t截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢,调质处理由教材表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。因r/d=2/65=0.03，d/d=74/65=1.17经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由附图3-2的尺寸系数;由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为查手册得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.0

31、50.1，取=0.05则计算安全系数值，得故可知其安全3) 截面 vii左侧:抗弯截面系数 抗扭截面系数截面vii左侧的弯矩m为截面vii上的扭矩t截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为所以截面左侧的安全系数为故可知其安全至此，轴3的强度校核完毕。第5章 轴承的校核5.1 一轴上轴承的设计和校核1. 确定轴承的类型和参数：采用圆锥滚子轴承，选取左右轴承为30207e（gb297-84）基本游隙组，标准精度等级，单列圆锥滚子轴承： ，基本额定动载荷，e=0.37,y=

32、1.6,。2. 轴承正装，轴的受力情况如下求得径向力求得派生轴向力因为所以左边轴承被放松右边轴承被压紧由表13-6，取载荷系数又因为 故取表13-5中径向和轴向动载荷系数x和y的值分别为；则=1.2×（1×2033+0×635）=2440n=1.2×（0.4×3303+0.9×1478）=3182n因，故只需校核右边轴承3. 计算轴承寿命由式13-5得轴承寿命：寿命足够，可用。至此，轴1上的轴承校核完毕。5.1二轴上轴承的设计和校核1. 确定轴承的类型和参数：采用圆锥滚子轴承，选取左右轴承为30209e（gb297-84）基本游隙组，

33、标准精度等级，单列圆锥滚子轴承： ，基本额定动载荷，e=0.34,y=1.5,。2. 轴承正装，轴的受力情况如下求得径向力求得派生轴向力因为所以 左边轴承被放松右边轴承被压紧由表13-6，取载荷系数又因为 故取表13-5中径向和轴向动载荷系数x和y的值分别为；则=1.2×（1×4865+0×1622）=5838n=1.2×（0.4×6020+0.8×2738）=5518n因，故只需校核左边轴承3. 计算轴承寿命由式13-5得轴承寿命：寿命足够，可用。至此，轴2上的轴承校核完毕。5.3 三轴上轴承的设计和校核1. 确定轴承的类型和参数：

34、采用圆锥滚子轴承，选取左右轴承为30313e（gb297-84）基本游隙组，标准精度等级，单列圆锥滚子轴承： ，基本额定动载荷，e=0.34,y=1.5,。2. 轴承正装，轴的受力情况如下求得径向力求得派生轴向力因为所以左边轴承被压紧右边轴承被放松由表13-6，取载荷系数又因为 故取表13-5中径向和轴向动载荷系数x和y的值分别为；则=1.2×（0.4×3000+1×3114）=5177n=1.2×（1×4451+0×1309）=5341n因，故只需校核右边轴承3. 计算轴承寿命由式13-5得轴承寿命：寿命足够，可用。至此，轴3上的轴

35、承校核完毕。第6章 键的选择和校核6.1 高速轴与带轮用键联接的选择和强度校核选用圆头普通平键（a型）按轴径，查手册选键b×h×l=8mm×7mm×45mm(gb1096-79)，齿轮上键槽深为4.0mm， 键材料用45钢，查表得许用应力，键的工作长度按公式得挤压应力所以键的强度足够。6.2 中间轴与大齿轮用键联接的选择和强度校核选用圆头普通平键（a型）按轴径，查手册选键b×h×l=16mm×10mm×63mm(gb1096-79)，齿轮上键槽深为6.0mm， 键材料用45钢，许用应力，键的工作长度按公式得挤压应力

36、所以键的强度足够。6.3 中间轴与小齿轮用键联接的选择和强度校核选用圆头普通平键（a型）按轴径，查手册选键b×h×l=16mm×10mm×110mm(gb1096-79)，齿轮上键槽深为6.0mm， 键材料用45钢，许用应力，键的工作长度按公式得挤压应力所以键的强度足够。6.4 低速轴与大齿轮用键联接的选择和强度校核选用圆头普通平键（a型）按轴径，查手册选键 b×h×l=20mm×12mm×110mm(gb1096-79)，齿轮上键槽深为7.5mm， 键材料用45钢，许用应力，键的工作长度按公式得挤压应力所以键的强度足够。6.5 低速轴与联轴器用键联接的选择和强度校核选用圆头普通平键（a型）按轴径，查手册选键 b×h×l=16mm&#