带式输送机机械设计

机械设计课程设计

计算说明书设计题目带式输送机传动装置机械设计制造及其自动化专业09机制本（二）班

2）齿轮传动设计计算：3）轴的设计计算：4）滚动轴承的选择：5）键和联轴器的的选择与校核：6）装配图及零件图的绘制；7）课程设计计算说明书的编写。二、传动方案的确定及简要说明选择传动机构类型为：二级圆柱齿轮减速器。所以只需要对本传动机构进行分析计算。二级圆柱齿轮减速器的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。工作可靠，寿命长，传动比稳定。三、电动机的选择，传动系统的运动和动力参数的计算1、电动机的选择三相异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中，因此在工业上应用最为广泛，设计是优先考虑。Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪音低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。所以选用封闭式Y系列电动机。2、功率的确定1）工作机所需功率P（kw）PW=FWV/（1000nw）=2.2义103义1.3/1000X0.96=2.98kw式中FW为工作机的阻力，N；VW为工作机的线速度，m/s；nw为工作机效率，带式输送机可取nw=0.96.2）电动机至工作机的总效率nn=n2Xn3Xn,2=0.982X0.993X0.992=0.91选择圆柱齿轮传动齿轮级精度承滚动轴器承。3）电动机所需功率Pd（kw）P=p/n=d2.98/0.91=3.27kw4）电动机型号的确定初选电动机为同步转速1500r/min的电动机。由表17-7查处电动机型为为Y112M-4,其额定功率为4kW,满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。3传动比的分配1）计算总传动比：电动机选定后，根据电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传mw动装置应有的总传动比，■:n=vX60X1000/（nXD）=1.3X60X1000/（nX390）=63.66r/min总传动比ii=n/n=1440/63.66=22.62计算得到总传动比为22.622）合理分配各级的传动比：为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应该使两级的大齿轮具有相近的直径。设高速级传动比为i1,低速级传动比为i2,减速器的总传动比为i,对于二级展开式圆柱齿轮减速器，传动比按照以下分配：2i=%131=<1.3x22.62=5.42取i1=5.4,i2=4.1,计算得i=22.14此时速度偏差为空62-2214=2.1%<5%符合题意22.623）各轴转速、输入功率、输入力矩、传动比、效率:项目电动机轴高速轴I中间轴I低速轴ni滚筒轴W转速(r/min765.0465.04功率（kw）43.963.843.733.66转矩（N•m）26.526.3137.50535.93525.22传动比115.44.11效率10.990.970.970.98四、传动零件的计算:直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。II轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比5.2）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）按照结构简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（CB10095-88）。3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，=者材料硬度相差为40HBS。4）初选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2=5.4X24=129.6,取Z2=130。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行式算，即d三2.32：KT.巴f餐1tY6u1『!d'H'（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.3。2）小齿轮传递的转矩T=2.63X104N•mm13）由表3）由表10-7选取齿宽系数①=1。d4）由表10-6查得材料的弹性影响系数z=189.8MPa2。4）E由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限O=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限O=550MPa。Hlim1Hlim26）由公式6）由公式10—13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60X1440X1X(2X8X300X10)=4.147X1094.147x109__N==7.68X1087）25.47）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.89，KHN2=0.93。8）计算接触疲劳应力。8）计算接触疲劳应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得=KhnFlimi=0.89X600=534MPaS=KNF==0.93x550=511.5MPaS

(2)计算1td>2.321it、:KTu+1(Z—t—•“1td>2.321it、:KTu+1(Z—t—•“u23,1.3X2.63X:2.32104X6.4(189.8)5.415TT32mm=41.14mm2)计算圆速度2)计算圆速度v。兀dn兀x41.14x1440,。°,v:1t-1:m/s=3.10m/s6060x10003)计算齿宽b。3)b=0•d=1x41.14mm=41.14mmd1t4)计算齿宽与齿高之比2。4)计算齿宽与齿高之比2。hd模数41.14mm=1.714mm24齿高h=2.25m=2.25x1.714=3.856齿高tb41.14-==10.67h3.8565)计算载荷系数。根据v=3.10m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数K=1.10；V对于直齿轮，K=K=1;HaFa由表10-2查得使用系数K=1；A由表10-4插值法查的7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，K=1.417；HP由b=41,14=10.67,K=1.417查图10-13得K=1.33；故载荷系数h3.856hpfpK二KKKK=1.559AVHaHp

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-13a得d=d3JL_=41.14x।"至9mm=43.706mm111K11.3tt7）计算模数m。d43.706.0Cm=-1=mm=1.82mmz2413、按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度计算公式为3；2KT317k1dd（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮弯曲强度极限O=520MPa，大齿轮弯曲强度FE1极限O=380MPa；FE22）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.87，K=0.91；FN1FN23）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□J…=当空=323.14MPaFiS1.41LK□=1LK□=FFNg~FE20.91x380=247MPa1.44）计算载荷系数K。K=KKKK=1x1.1x1x1.33=1.46AVFaFP5）查取齿形系数。由表10-5查得Y=2.65；Y=2.164。Fa1Fa26）查取应力校正系数。由表10-5查得Y=1.58；Y=1.814。Sa1Sa2

YrY7）计算大、小齿轮的-|^并加以比较。F2.65x1.58==0.012957厂323.142.164xL814=0.0158932.164xL814=0.015893YrY1F2247大齿轮的数值大。（2）设计计算1.282x1.46x2.63x1041.28fx0.015893二1x242由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.28优先采用第一系列并就近圆整为标准值山=1.5山山，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d=43.706mm，算出小齿轮齿数Zd43.706°。乙=-1=229m1.5大齿轮齿数Z=5.4x29=156.6取Z=157。2这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d=Zm=29x1.5mm=43.5mm1d=Zm=157x1.5mm=235.5mm2（2）计算中心距d+da=-12=139.5mm2(3)计算齿轮宽度b=。d=43.5mmdi取B=43.5mm,B=50mm。215、齿轮的结构设计齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法、使用要求及经济等因素有关。小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。齿轮零件图另绘图纸上。II——III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比4.1）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照结构简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（CB10095-88）。3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度相差为40HBS。4）初选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数4=4.1X24=98.4,取Z2=98。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行式算，即d三2.3231''KT.S「Z1t（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.3。2）小齿轮传递的转矩T=1.375x105N•mm513）由表10-7选取齿宽系数①=1。d4）由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa2。E5）由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限O=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限O=550MPa。Hlim1Hlim26)由公式10—13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60X266.7X1X(2X8X300X10)=7.68X1087.68xlQN==1.873xlU24.17)由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=1.02,K6)由公式10—13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60X266.7X1X(2X8X300X10)=7.68X1087.68xlQN==1.873xlU24.17)由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=1.02,KHN2=1.1。8)计算接触疲劳应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得=KhnFlimi=1.02X600=612MPaS=KhnFlim2=1.1x550=605MPaS（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d，代入口］中取较小的值。1t./',KTu+1(Z>2.32」•1—1tT：@u\-dHH2=2.32：卫2x皂x14.1(189.8^2mm2)计算圆速度v。兀dnv=1t—603)4)=64.89mm产兀，包.89X266,m/s=0.906m/s60X1000计算齿宽b。b=0•d=1x64.89mm=64.98mmd1t计算齿宽与齿高之比^。模数hdm二一tz16489mm=2.703mm24齿高h=2.25m=2.25x2.703mm=6.083mm齿高b64.89“r-==10.67h6.0835）计算载荷系数。根据v=0.906m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K=1.05；v对于直齿轮，K=K=1；HaFa由表10-2查得使用系数K=1；A由表10-4插值法查的7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，K=1.423；HP由b=10.67，K=1.423查图10-13得K=1.35；故载荷系数hHpFPK=KKKK=1.494AVHaHp6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-13a得…八3.1.49=64.89xmm=67.90mm1.37）计算模数m。d67.9「…m=—1=mm=2.829mmZ2413、按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度计算公式为i2k7JYY])\-^Sr'F)（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮弯曲强度极限O=520MPa，大齿轮弯曲强度FE1极限O=380MPa；FE22）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.87,K=0.91；FN1FN23）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KKo0.87x520KKoF1==323.14MPa1.4Lj=KzF2=FFN2JFE20.%*380=247MPa1.44）计算载荷系数K。K=KKKK=1x1.05x1x1.35=1.4175AVFaFP5）查取齿形系数。由表10-5查得Y=2.65；Y=2.18。Fa1Fa26）查取应力校正系数。由表10-5查得Y=1.58；Y=1.79。Sa1Sa2YrY7）计算大、小齿轮的一F+并加以比较。2.65x1.5801==0.012957YY节产二0.015798YY节产二0.015798F2大齿轮的数值大。（2）设计计算32ktrYrk［吃［-Ma'd3：2x32ktrYrk［吃［-Ma'dI，1x242由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.203优先采用第一系列并就近圆整为标准值山=2.5山山，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d=67.9mm，算出小齿轮齿数Z.d.67.90〜27

1〜乙］1m2.5

大齿轮齿数Z=4.1X27=110.7取Z=111。22这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d-Zm=27x2.5mm=67.5mm1d-Zm-111x2.5mm=277.5mm2（2）计算中心距d+da--12-172.5mm2（4）计算齿轮宽度b=0d=67.5mmd1取B=67.5mm，B=73mm。215、齿轮的结构设计齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法、使用要求及经济等因素有关。小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。齿轮零件图另绘图纸上。6、相关数据：齿轮内数/n模数内宽mm分度圆直径mm高速传动啮合小齿轮291.55043.5大齿轮15743.5235.5低速传动啮合小齿轮272.57367.5大齿轮11167.5277.5五、轴的设计计算第一部分初估轴径、结构设计1、高速轴I的结构设计由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。1）初轴的最小直径。先按公式15-2初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，根据表15-3,选取A=110,于是得到0d二Ad二A3mini0二110x33.961440mm=15.41mm高速轴I的最小直径和联轴器的孔径相适应，所以同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T=Kt,查表14-1,考虑转矩变化很小，选取caAK=1.3，则:AT=KT=1.3x2.63x104N•mm=31490N•mmcaA1按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩条件查标准GB/T5014-2003，选用GY3型凸缘联轴器。半联轴器的孔径d=20mm，所以选用高速轴的最小直径为20mm。12）轴的结构设计。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：①由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为D=20mm。该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=38mm,该段长度定为L①=34mm。②考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为D=25mm。选取该段长度为L=54mm。③该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角。因传动为圆柱直齿轮传动，只受径向力，故选用深沟球轴承。根据尺寸限制，初选用轴承型号为6206型，即该段直径定为D=30mm。该段安装轴承，参照工作要求长度至少16mm,考虑间隙和左端盖取该段为L=32mm。④该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为D=40mm。综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为L=80mm。⑤为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为D=46mm。考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段L=50mm。⑥轴肩固定轴承，直径为40mm。轴肩选定长度L=4mm。⑦该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，选用轴承6206型，即该段直径定为D=30mm。与③段一样取L=32mm。2、中速轴H的结构设计：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端深沟球轴承承载。1）初轴的最小直径。先按公式15-2初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，根据表15-3,选取A=110,于是得到03,P3:3一84d-A,-2=110xmm=26.76mmmin20）n2266.72两端选用深沟球轴承，初选深沟球轴承代号为6208。所以选取轴的最小直径Di=40mm。2）轴的结构设计。

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：①该处安装轴承，初选轴承型号为6208,根据轴承的尺寸要求，选取该段直径为D=40mm。此段需安装轴承和甩油杯，用甩油杯以及端盖定位，故选取此段长度为L=38mm。②该处需安装低速齿轮啮合中的小齿轮，考虑到轴肩需要有圆角过度，初步经过强度计算选取此处直径为D=46mm。小齿轮的齿宽8=73山山。为了使甩油杯端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于齿轮宽度，所以选取此段长度为L=71mm。③此段为轴肩，轴肩高度h=0.1d=0.1X46=4.6mm选取故选取此处直径为D=56mm。此段是定位轴肩宽度bN1.4h=1.4X5=7mm,所以选取L=8mm。④该处需安装高速齿轮啮合中的大齿轮，考虑到轴肩需要有圆角过度，初步经过强度计算选取此处直径为D=46mm。大齿轮的齿宽8=43.5山山。为了使甩油杯端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于齿轮宽度，所以选取此段长度为L=42mm。⑤该处安装轴承，初选轴承型号为6208,根据轴承的尺寸要求，选取该段直径为D=40mm。此段需安装轴承和甩油杯，用甩油杯以及端盖定位，故选取此段长度为L=38mm。3、低速轴ni的结构设计采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。1）初轴的最小直径。先按公式15-2初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，根据表15-3,选取A=110,于是得到031rP3：3.73d-A•-3=110义mm=42.41mmmin30t几65.073低速轴n的最小直径和联轴器的孔径相适应，所以同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T-Kt,查表14-1,考虑转矩变化很小，选取caAK=1.3，则:AT-KT-1,3x5.477x105N•mm-711991N•mmcaA1按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩条件查标准GB/T5014-2003，选用GY6型凸缘联轴器。半联轴器的孔径d-45mm，所以选用低速轴的最小直径为45mm。12）轴的结构设计。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：①该处安装轴承，初选轴承型号为6211,根据轴承的尺寸要求，选取该段直径为D=55mm。此段需安装轴承和甩油杯，用甩油杯以及端盖定位，故选取此段长度为L=43mm。②该处需安装低速齿轮啮合中的大齿轮，考虑到轴肩需要有圆角过度，初步经过强度计算选取此处直径为D=60mm。大齿轮的齿宽8=67.5山山。为了使甩油杯端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于齿轮宽度，所以选取此段长度为L=66mm。③此段为轴肩，轴肩高度h=0.1d=0.1X60=6mm选取故选取此处直径为D=72mm。此段是定位轴肩宽度bN1.4h=1.4X6=8.4mm,所以选取L=9mm。④此段与安装大齿轮直径相同，取D=60mm。此段长度与高速齿轮啮合的宽度有关。选取L=47mm。⑤该处安装轴承，初选轴承型号为6211,根据轴承的尺寸要求，选取该段直径为D=55mm。此段需安装轴承和甩油杯，用甩油杯以及端盖定位，故选取此段长度为L=43mm。⑥该段需要轴有一定的伸出长度与联轴器相配合，考虑到轴肩要有2mm的圆角。故选取直径D=50mm。长度L=40.⑦该段与联轴器相配合，尺寸受联轴器限制。选取联轴器的型号为GY6型凸缘联轴器。半联轴器的孔径d=45mm，所以此段直径为D=45mm。该段轴连接1

联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=84mm,该段长度定为L=80mm。第二部分强度校核选取中间轴n进行强度校核:1、轴的强度校核计算：按弯扭合成强度计算。通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。1）做出轴的计算简图轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布的中点。作用在轴上的扭矩，从传动件轮毂宽度中点算起。（简图和弯矩图一起）2）做出弯矩图根据计算简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩。校核该轴L=63.5mmL=66.5mmL=49.25mmTOC\o"1-5"\h\z123作用在齿轮上的圆周力：22T2x137.5x103F=#==4074Nd67.512T2T2X137.5x103F=才==1168Na235.52径向力:F=Ftan200=1483Nr111F=Ftan200=425Nr212水平面支承力：FNH1FFNH1F（L+L）+FLt23=3205NF=F+F-F=2037NNH11112NH1垂直面的反支力:

FF（L+L）-FL1483x115.5-425x49.25八…,F=-r1-^2—r23==912Nnv1L+L+L164.75123F=F-F-F=146nNV2r1NV1r1水平面弯矩M=FL=3205x63.5=203517.5N•mmH1NH11M=FL=2037x49.25=100322.25N•mmH2NH23垂直弯矩M=FL=912x63.5=57912N•mmV1NV11M=-FL=-146x49.25=-7190.5N•mmV2NV23M=M=M1VM=M2%M=、,203517.52+579122=211596.7N•mmV1M=100322.252+7190.52=100579N•mmV2'轴的载荷分析图:

Ft2FtlFH1FV1Ft2FtlFH1FV1进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据公式15-5及上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环切应力，取a=0.6,轴的抗弯截面系数W-0.1^3。轴的计算应力OcaM2+(aT2OcaM2+(aT2)222w1005792+(0.6x137500》0.1x463=13.37MPa选择的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。-1O<O]因此材料安全。ca-1六、键连接的选择和计算。1、中间轴n中大齿轮的选择和校核:1）选择键连接的类型和尺寸因齿轮的精度为7级具有定心要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据轴的直径D=46mm,中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm,高度h=9mm。h=9mm。由轮毂宽度并参考键的长度系歹列,取键长L=36mm。2）校核键连接的强度产、轴、轮毂的材料都是45

O产、轴、轮毂的材料都是45

O」=100~120MPa,取平均值，p表6-2查得许用挤压应力l=L-b=36mm-14mm=22mm,键」二110MPa。键的工作长度p轮毂的键槽的接触高度k=0.5h=0.5x9mm=4.5mm。由式6—1得2Tx102Tx1032x137.5x103kld二60.38MPa<4.5x22x46OL110MPa（合适）p2、中间轴n中小齿轮的选择和校核:1）选择键连接的类型和尺寸因齿轮的精度为7级具有定心要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（人型）。根据轴的直径D=46mm,中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm,高度h=9mm。h=9mm。由轮毂宽度并参考键的长度系歹歹,取键长L=63mm。2）校核键连接的强度产、轴、轮毂的材料都是45

O产、轴、轮毂的材料都是45

O]=100~120MPa,取平均值，p表6-2查得许用挤压应力l=L-b=63mm-14mm=49mm,键」二110MPa。键的工作长度p轮毂的键槽的接触高度k=0.5h=0.5x9mm=4.5mm。由式6—1得2Tx1032x137.5x103kld4.5x49x46r]人工=27.11MPa<O-L110MPa（合适）3、低速轴^I中大齿轮的选择和校核：1)选择键连接的类型和尺寸因齿轮的精度为7级具有定心要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键6型)。根据轴的直径D=60mm,中查得键的截面尺寸为：宽度b=18mm,高度h—llmm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L—56mm。2)校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是45钢，查表6-2查得许用挤压应力b」=100~120MPa,取平均值，b」=110MPa。键的工作长度ppl=L-b=56mm-18mm=38mm,键与轮毂的键槽的接触高度k=0.5h=0.5x11mm=5.5mm。由式6-1得r2Tx1032x535.93x103L]b===85.47MPa<b1110MPa(合适)pkld5.5x38x60p代号直径（mm）工作长度(mm)工作高度(mm)转矩（N•m）极限应力(MPa)高速轴无键安装中间轴14X9X36（圆头）46224.5137.560.3814X9X63（圆头）46494.5137.527.1低速轴18X11X56（圆头）60385.5535.9385.47由于键采用静联接，材料钢，冲击所以上述键皆安全。七、滚动轴承的选择和计算1、高速轴I：轴承6206的校核，即轴承寿命…上人106C轴承寿命可由式L=——Fh60n1P亍轻微，所以许用挤压应力为[b]=110MPa,p校核。"…、心一，—…进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，/由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取f=1.00,f=1.1。tp取£=3。基本额定动载荷C=19500N。r因传动采用圆柱直齿轮传动。所以只考虑受径向力，即p=FrF=iF2+F