带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

1、武汉生物工程学院毕业论文(设计)题 目 名 称 二级直齿圆柱齿轮减速器设计 题 目 类 别 毕业设计 系 别 机电工程系 专 业 班 级 机械设计制造及其自动化08级05班学 生 姓 名 张 珑 指 导 教 师 阮中尉 辅 导 教 师 阮中尉 1 绪论21.1 本设计的目的及意义212 减速器的发展状况213 减速器的发展趋势22传动方案的拟定32.1 电动机的选择。32.2 传动比的分配。52.3 传动系统的运动和动力参数计算：53 齿轮的设计63.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算63.2 按齿面接触疲劳强度设计f63.3 校核齿根弯曲疲劳强度84 低速级直齿圆柱齿轮传动95 轴的设计算

2、.12 5.1 高速轴（1轴）的设计.135.2 中间轴（2 轴）的设计.165.3 低速轴（3 轴）的设计186 滚动轴承的选择217 键联结和联轴器的选择228 箱体上个部分尺寸计算249参考文献2710 设计小结271 绪论 随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置. 它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在

3、不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展1.1 本设计的目的及意义 齿轮传动在机器中是用以协调原动机与工作机之间的矛盾，是改变机器的转速，扭矩的重要环节，具有实用可靠，传动效率很高等优点，是机械传动中最重要的，也是应用最广泛的一种机械传动形式。齿轮技术在一定程度上标志着机械工程技术的水平，具有体积小、质量轻、传动效率高、加工成本相对较低、性价比较高等优点，对圆柱齿轮减速机进行性能分析，有利于提高减速机的工作性能和设计水平，充分发挥这种应用前景十分广阔和很有研究价值的减速器。而目

4、前对该减速机的分析研究工作较的优越性，对其进行结构参数的优化和推广使用具有重要的理论和实际意义。12 减速器的发展状况 国内的现状和发展趋势 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量 比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上 还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用 的大型减速器（500kw以上），多从国外进口，花去不少的外汇。60年代开 始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体 积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率， 功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、

5、工艺水平和材料品质方面 没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量 轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮） 减 速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷 的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。 国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工 作，一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。 13 减速器的发展趋势 当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低 的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材 料和制造工艺方面占

6、据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其 传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近 报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公 司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都 为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小 体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材 料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新， 平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是 大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前， 超小型的减速器的研究成果尚

7、不明显。在医疗、生物工程、机器人等领 域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机 的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。1.4 研究内容 （1） 查阅相关资料，明确设计任务和要求，了解减速器的设计要求，在此 基础上进行总体方案的论证与设计。撰写开题报告。 （2）制定减速器的工作要求，并按照工作环境进行工艺设计。 （3）根据其中一个齿轮，进行齿轮和轴承的配合设计。 （4）对齿轮和的选择进行强度校核计算，对轴承的强度校核进行计算。 （5）进行该减速器的工艺结构设计，并对主要零件进行结构设计。 （6）绘制该减速器的装配图和主要零件图。 （7）翻译指定外文文献

8、资料。 （8）编写设计说明书。2传动方案的拟定 1 原始数据 （1）运输带工作拉力 F=4KN （2）运输带工作速度V=2.0m/s (3)输送带滚筒直径 D=450mm （4）传动效率 0.96 2工作条件 两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境 多尘，中小批量 生 产，使用期限10年，年工作300天。 设计要求：1、完成设计说明书一份，约8000 字。 2、完成带式传输装置总体设计及减速器部装图、零件图。 3、完成减速器所有零件图及装配。 带式输送机由电动机驱动，电动机1 通过联轴器2 将动力传入减速器3， 在经联轴器4 传至输送机滚筒5，带动输送带6 工作。传动

9、系统中采用两 级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称， 因 此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱 齿轮传动。2.1 电动机的选择。 按设计要求及工作条件选用Y 系列三相异步电动机卧式封闭结构380V。 （1）电动机容量的选择。 根据已知条件由计算得知工作所需有效功率。 h 工作机所需功率; 传动装置总体效率h 弹性联轴器效率 滚动轴承效率 闭式齿轮传动 效率 卷筒效率 算得传动系统总效率 工作机所需电动机功率 =4000×2.0/1000×0.833=6.664 =8.66329.996 由文献1表20-5 所列Y 系列三

10、相异步电动机技术数据可以确定，满足 Pm> Pr条件的电动机额定功率Pm应取10kw 通常二级圆柱齿轮减速器传动比取=840 i条件的电动机额定功率 Pm 应取10kw。 （2）电动机转速选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 NW=60×1000v/3.14×450=60000×2.0/3.14×450=84.92r/min 通常二级圆柱齿轮减速器传动比取i=840 N=inw=(8-40)×84.92=697.363396.8r/min 由文献1表20-5 初步选同步转速为1500 和3000 的电机，对应于额 定功率为5.

11、5kw 的电动机号分别取Y132S1-2 型、 Y132S-4 型和 Y132M2-6 型三种。将三种电动机有关技术数据及相应算得的总传动比 列于下表：方案号电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比电动机质量/kg一Y132S1-210300029002.91i64二Y132S-410150014401.50i68三Y132M2-6101000960i85 通过对这三种方案比较：一 电机重量轻，但传动比大，传动装置外轮 廓尺寸大，结构不紧凑；二与三比较，综合考虑电动机和传动装置尺寸， 质量，价格及传动比，可以看出，如果传动装置结构紧凑，选用三方案 最好即：

12、Y132M2-6 系列2.2 传动比的分配。 带式输送机传动系统总传动比 I=nm/nw=960/84.92=11.3 所以两级圆柱齿轮减速器的总传动比 =11.3 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用侵油润滑，当两级齿轮的配对材料相 同，齿面硬度HBS 350,齿宽系数相等时。考虑面接触强度接近相等的条 件，取两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比:i1=£=3.977 低速级传动比为i2=11.3/3.977=2.841 传动系统各传动比分别为： i1=3.977 i2=2.841 2.3 传动系统的运动和动力参数计算： 传动系统各轴的转速，功率和转矩计算。 1 轴（减速器高速轴）：=6.6

13、64×0.99=6.597KW T1=9550×6.597/960=65.62 n·m 2 轴（减速器中间轴）n2=n1/i1=960/3.977=241.4r/min=6.597×0.96×0.99=6.26kw T2=9550×6.26/241.4=247.65N·M 3 轴（减速器低速轴）n3=n2/i2=241.4/2.841=84.9r/min=6.26×0.96×0.99=5.949kw T3=9550×5.949/84.9=669.1N·M 4 轴（输送机滚筒轴）n4=n

14、3/i4=84.9/1=84.7r/min=5.949×0.96×0.99×0.99=5.597KW T4=9550×5.597/84.7=631N·M (1-3) 轴输出功率和输出转矩 P1=6.597×0.99=6.531KW P2=6.26×0.99=6.197KW P3=5.949×0.99=5.889KW T1=65.62×0.99=64.96KW T2=247.65×0.99=245.1KW T3=669.1×0.99=662.4KW 将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如

15、下表1轴名输入（kw）输出（kw）输入（N.M）输出（N.M）转速r/min传动比i效率16.5976.53165.6264.9696010.9626.266.197247.65345.1241.43.9770.9635.9495.889669.1662.484.92.8410.9645.5975.48631618.384.910.98 对于所设计的减速器中两级齿轮传动3 齿轮的设计 按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，分别进行高速级斜齿圆柱齿轮传动 的设计计算和低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算。3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (1)选择材料及热处理，精度等级，齿数Z1与Z2齿宽系数d

16、，并初选螺旋 角考虑减速器要求结果紧凑故大小齿轮均用40Cr 调质处理后表面淬火， 因载荷较平稳，齿轮速度不是很高，故初选7 级精度，齿数面宜多取，选 小齿轮齿数Z1=24, 大齿轮齿数Z2=UZ1=3.977×24=96, 按软齿面齿轮非对 称安装查文献2表6.5， 取齿宽系数d=1.0 。实际传动比i12=96/24=4,误差（i12i12）/i12= （4-3.977）/4=0.00575±5%，在设计给定的±5%范围内可用。3.2 按齿面接触疲劳强度设计f (1)确定公式中各式参数； 1）载荷系数 Kt 试选Kt=1.5 2）小齿轮传递的转矩T1 T1=9

17、.55×1000000×6.664/960=66292.91667N·M 3）材料系数Ze 查文献2表6.3 得Ze=189.8MPa 4）大，小齿轮的接触疲劳极限 按齿面硬度查文献2图6.8 5）应力循环次数 N2=N1/U=69120000 6)接触疲劳寿命系数 查文献2图6.6 得 7）确定许用接触应力 取安全系数SH=1 = (2)设计计算 1）试计算小齿轮分度圆直径 dit 2）计算圆周速度 v 3）计算载荷系数 k 文献2表6.2 得使用系数KA=1 根据v=2.568 m/s 按7 级精度查 文献2图6.10 得动载系数KV=1.0 查图6.13 得

18、K=1.08 (3)计算齿轮传动的几何尺寸； 1）计算模数 m m=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按标准取模数m=2.5mm 2）两轮分度圆直径 d1 d2 d1=mz1=2.5×24=60mm d2=mz2=2.5×90=225mm 3）中心距 a a=m(z1+z2)/2=2.5×(24+90)/2=142.5mm 4）齿宽b b=d1=1.0×60=60mm f b1=b2+(5-10)mm b2=65mm b1=70mm 5）齿全高 h h=2.25m=2.25×2.5=5.625mm´= =3.3 校核齿

19、根弯曲疲劳强度 由文献2式（6.12） (1)确定公式中各参数值; 1)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 Flim1 Flim2 s s 查文献2图6.9 取Flim1=240 MPa Flim2=260MPa s s = = 2)弯曲疲劳寿命系数 查文献2图6.7 取 3)许用弯曲应力 取定弯曲疲劳安全系数,应力修正系数SF=4.1 应力修正系数YST=2.0 小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 (2)校核计算 所以 弯曲疲劳强度足够.4 低速级直齿圆柱齿轮传动4.1 选择齿轮材料及热处理方法 f 选择45 钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS，280HBS，属软齿闭 式传动，载荷平

20、稳齿轮速度不高，初选7 级精度，小齿轮齿数Z1 =30，大 齿轮齿数z2=UZ1 =2.841×30=87，按软齿面齿轮非对称安装查文献2 表6.5，取齿宽系df =1.0 ，实际传动比i12=87/30=2.9，误差i12-i12)/ i12=(2.9-2.841)/2.9=0.059 ±5%，在设计给定的±5% 范围内可用4.2 按齿面接触疲劳强度设计 (4)确定公式中各式参数； 7）载荷系数 Kt 试选Kt =1.5 8）小齿轮传递的转矩T1 T1=9.55×1000000×6.26/241.4=247651.2 9）材料系数 zE 查文

21、献2表6.3 得ze=189.8MPa 10）大，小齿轮的接触疲劳极限 按齿面硬度查文献2图6.8 得s s 11）应力循环次数 = 12）接触疲劳寿命系数 查文献2图6.6 得 13）确定许用接触应力 (5)设计计算 5）试计算小齿轮分度圆直径 6）计算圆周速度 v V=3.14×77.43×n1/60×1000=1.0544m/s 7）计算载荷系数 k 查文献2表6.2 得使用系数 kA =1 根据v=1.0544m/s 7 级精度查文 献2图6.10 得动载系数kV =0.7 查图6.13 得Kb =1.08 则 k= KA k v k b ka=1

22、5;0.7×1.08×1=0.756 8）校正分度圆直径d1 (6)计算齿轮传动的几何尺寸； 6）计算模数 m m=d1/z1=49.04/30=1.635mm 按标准取模数m=2.5mm 7）两轮分度圆直径 d1 d2 d1=mz1=2.5×30=75mm d2=mz2=2.5×80=200mm 8）中心距 a a=m(z1+z2)/2=2.5×(30+80)/2=137.5mm 9）齿宽b b= fd1=1.0×75=75mm b1=b2+(5-10)mm b2=80mm b1=75mm 10）齿全高 h h = 2.25m= 2

23、.25´2.5 = 5.625mm4.3 校核齿根弯曲疲劳强度 由文献2式（6.12） (4)确定公式中各参数值; 6)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 查文献2图6.9 取 并加以比较取其中最大值代入公式计算 小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 (5)校核计算 所以 弯曲疲劳强度足够。5 轴的设计与计算 在完成了带式传输机传动系统运动及动力参数的计算和减速器两级 齿轮传动的设计计算之后，接下来可进行减速器轴的设计，滚动轴承的 选择，键的选择和联轴器的选择。 5.1 高速轴（1 轴）的设计 （1）绘制轴的布置简图和初定跨距 轴的布置入图4 a1=117mm a2=137.5mm

24、 bh1=50mm bh2=45mm bl1=80mm bl2=75 考虑相邻齿轮设轴向不发生干涉，计入尺寸 s=10mm， 齿轮与箱体内壁设轴向不发生干涉，计入尺寸 k=10mm 为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸 c=6m 初取轴承宽度分别为 mm n mm n mm n 2222203 2 1 = = = 3 根轴的支架跨度分别为 L1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=192mm L2=2(c+k)+bh1+s+bl2+n2=189mm L3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=194mm （2）高速轴（1 轴）的设计 择轴的材料及热处理； 轴上齿轮的直径较小，（da

25、1=49.26mm）采用齿轮轴结构，轴的材 料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，选用40Cr调质。 轴的受力分析 轴的受力简图如图示； 图中 Lab=192mm=L1 Lac=n1/2+c+k+bh1/2=51mm Lbc=Lab-Lbc=141mm （a）计算齿轮的啮合力， Ft1=2T1/d1=2*40299=1611.96N Fr1=Ft1*tanan/cosb=602.145N Fa1=Ft1*tanb=372.23N （b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图； 轴在水平面内的受力简图，如图示： 轴在水平面内的弯矩图如上图示 （c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图 轴在垂

26、直面内的受力简图，如图示（d）求截面C 处弯矩 强度校核45 号钢调质处理，由文献2表11.2 查得1 -1 60MPa s - = 故，弯扭合成强度满足要求s - 轴的初步计算； 由文献2中式（11.4）和式（11.6）得 按文献2中表11.2，轴材料为40Cr 调质s b = 735 MPa 按文献2中表11.2，许用弯曲应力值 s1 =60MPa 取折算系数 a = 0.6 将以上数值代入轴计算截面（c 截面）直径计算公式 轴的结构设计， 按经验公式，减速器输入轴的轴端直径， De=(0.8 1.2)dm= (0.8 1.2)×22.52 =17.8 27mm = = 

27、0; = （dm电动机轴端直径) 参考联轴器标准轴孔直径，取减速器高速轴的轴端直径 d减=25mm 根据轴上零件的布置，安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度其 中轴颈，轴头结构尺寸与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：35 30 35 40 47 mm 安装半联轴器处轴段直径：第一组: 25 28 30 30 35 mm 第二组：30 32 35 38 40 mm 第三组：32 35 38 40 42 mm （注：因此轴段安装的半联轴器与电动机轴安装的半联轴器为同一型号 联轴器，故此轴段直径应在电动机轴直径所在同一组数据中选定。） 安装齿轮，联轴器处轴

28、肩结构尺寸可参考文献1表5-2 确定。 （注：在安装联轴器处，当直径受到轴颈直径和联轴器轴径限制时，允 许按d1=d+(2-4)C 取值；或此处不计算轴肩，可借助于套筒实现联轴器 的轴向定位。）5.2 中间轴（2 轴）的设计 选择轴的材料及热处理， 选用45 号钢调质， 轴的受力分析 轴的受力简图（略）图中 Lab=189mm=L1 Lac=n2/2+c+k+bh2/2=49.5mm Lbc=Lab-Lbc=139.5mm Lbd= n2/2+c+k+bh1/2=67mm （a）计算齿轮的啮合力； Ft1=2T1/d1=1512N Fr1=Ft1*tanan/cosb=564.81N Fa1=

29、Ft1*tanb=349.2N Ft3=2T2/d3=3729.6N Fr3= Ft3*tana=1357.46N （b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图 轴在水平面内的受力简图 + (c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图，轴在垂直面内的受 力简图（略）； （d）求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图； (轴向力Fa=190.49N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采 用两端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承B 上）× = × = × = × = × 按文献1表5-1，取减速器中间轴的危险截面直径Dd=40mm，根据轴上零

30、 件的布置，安装和定位的需要，初定各轴的直径及长度其中轴颈、轴头结构 尺寸应与轴上相关零件的结果尺寸。联系起来统筹考虑。 = 轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：35 40 45 40 35 mm 安装齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度2mm （注：减速器中间轴的结构见下图5.3 低速轴（3 轴）的设计 选择轴的材料及热处理， 选用45 号钢调质 轴的受力分析 轴的受力简图所示 图中 Lab=194mm=L3 Lbc=n3/2+c+k+bl2/2=64.5mm Lac=Lab-Lbc=129.5mm （a）计算齿轮的啮合力； Ft4=2T3/d4=2*13900/200=1399N Fr4=Ft4

31、/tan20 =3843.72N （b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图， 轴在水平面内的受力简图如图所示 （c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图； 轴在垂直面内的受力简图如图所示 （d）求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图； Fa=1359.95N Fb=2730.26N Mc=176000 n.m × T=Ft4*d4/2=1399*200/2=139900 n.m × (轴的合力弯矩图、转矩图略) 轴的初步计算； 由文献2式（11.4）和式（11.6）得 按文献2中表11.2 轴的材料为45 号钢调质b=640MPa s 按文献2表11.2 许用弯曲应

32、力值得60MPa= - s 取折算系数= 6 .0» a 将以上数值代入轴计算截面（c 截面）直径计算公式： 在此轴段开有一个键槽时，直径增大4%，计算截面直径d c ³ 31.39mm 轴的最小直径 轴的结构设计； 按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径，= = 按文献1表5-1，取减速器低速轴的危险截面直径Dd=50mm= 根据轴上零件的位置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度， 其中轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹 考虑。 轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：40 45 50 55 50 45mm 注:此轴段直径可根据结构需要按所列联轴

33、器标准轴孔直径选定。 安装 齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度2mm6 滚动轴承的选择 （1）高速轴（1 轴）上滚动轴承的选择； 按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定 式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为。 Lh= 3800h = 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=602.145，轴向力Fa=272.23，轴承 工作转速n=960 r/min 初选滚动轴承6207 GB/T276-1994，按文献3中表18-2 基本额定负荷基 本额定静负荷 C r =25500N = C or =15200 N=因，CjsCr故6003 轴承满足要求 <

34、6207 轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9（2）中间轴（2 轴）上滚动轴承的选择； 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两 端固定式轴承组合式，轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命 取为L h = 43800h 。 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=1357.4N，轴向力Fa=349.2N 轴承工作转速n=260.23r/ min 初选滚动轴承6207 GB/T276-1994，按文献3表18-2，基本额定动 负荷C r = 25500N ，基本额定静负荷C or =15200N 。 6207 轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9 （3）低速

35、轴（3 轴）上滚动轴承的选择； 按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固 定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为 Lh=43800h。 由前计算结果知，轴承所受径向力Fr=轴承工作转速n=98.76 r/min 初选滚动轴承6209 GB/T276-1994，按文献3表18-2，基本额定动负 荷Cr = 31.5KN ,Cor = 2050N 按文献2中表8.7 冲击负荷系数fp=1.5 Pr=Fr*fp=3843.72*1.5=5765.58N 6009 轴承 D=85mm B=19mm d=45mm z=10 滚动轴承的选择应注意：高速轴（1 轴）上

36、滚动轴承的D 值中 间轴（2 轴）上滚动轴承的D 值，中间轴（2 轴）上滚动轴承的D 值低速轴（3 轴）上滚动轴承的D 值。7 键联结和联轴器的选择 （1）高速轴（1 轴）上键和联轴器的选择； 由前计算结果知：高速轴(1 轴）的工作转矩 T=39.89N 工作转速 n=960r/min= 按文献2中表10.1 工作情况系数取KA=1.31.7= 取 KA=1.5； 计算转矩 Tca=KaT=1.5*39.89N。m =59.835 Nm × 选LT 型弹性套柱销联轴 b=8mm h=7mm L=52mm 按文献3中表15-26 初选键: 8×7 b=8mm h=7mm L

37、=52mm 按文献2表12.1 键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为 键的挤压强度和剪切强度满足要求。 （2）中间轴（2 轴）上键的选择； 由前计算结果知：中间轴（2 轴） 由T2=139.86N.M n=260.23 r/min 普通A型平键（轴右边一个）× 由d=40, l=68 选b×h=12×8,b=12, l=8 L21= 35(5 10) =25 30l mm 按文献3中表15-26 初选键b=12mm h=8mm 2003 1095/812- L=70mm l=16mm 按文献2中表12.1 键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为 sp =110 M

38、Pa t = 90 MPa 按文献4中式7-1 和式7-3 分别验算键的挤压强度和剪切强度 s p=4000T/dhl=4000×139.86/40×8×70=23.625<s t =2000T/dbl=2000×139.86/40×12×70=7.875< t 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。 选A 型普通平键（轴左边一个） d22 = 40mm L¢22 = 68mm L 22= 70-(5 10) = 60 65mm 按文献3中表15-26 初选键12´8GB/T1095-2003： b=12m

39、m h=8mm L=36mm 。且键的挤压强度和剪切强度满足要求（略）。 （3）低速轴（3 轴）上键联接和联轴器的选择； 由前计算结果知：低速轴（3 轴）的工作转矩T3=350.24 N ×m，工作转 n=98.76 r/min。选A 型普通平键 d 31= 38mm L31 ¢ = 80mm L31 = 80-(5 10) = 65 70mm 按文献3中表15-26 初选键12´8GB/T1095-2003：b=12mm h=8mm L=68mm 按文献2中表12.1，键的许用挤压应力和剪切应力分别取为 s =110 MPa t = 90 MPa。 按文献4中式

40、7-1 和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度， s p=4000T/dhl=4000×350.24/40×8×68=64.38<s t =2000T/dbl=2000×350.24/40×12×68=21.46< t 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。 按文献2表10.1 工作情况系数=1.3 1.7 =1.5 A A K 取K 计算转矩 Tca=KaT=1.5*350.24 N ×m=524.36 N ×m 选HL 型弹性套柱销联轴器， 按文献3中表17-11，选HL3 联轴器GB/T4323-2002。许用转矩 T = 710N ×m 许用转速min n = 3000 r 因T ca < T,n < n，故该联轴器满足要求。 选A 型普通平键；d32=35mm L,32=112mm L32=84mm 按文献3中表15-26，初选键: b=12mm h=8mm L=80mm 按文献2表12.1 键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为。 按文献4中式7-1 和式7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度 s p=4000T/dhl=4000×524.36/40×8×80=81.39<s t