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1、机械设计 课程设计(论文)题 目:二级圆柱齿轮减速器设计 学生姓名 刘芯 专 业_机械设计制造及其自动化 学 号_222012322220019 班 级_2012 级 1 班 指导教师 李华英 成 绩_ 工程技术学院 2014 年 11 月 机械设计课程设计任务书 学生姓名 刘芯 专业年级 机械设计制造及其自动化 2012级 设计题目：带式运输机传动装置的设计 设计条件：1、运输带工作拉力F=2500N；2、运输带工作速度v=1.1m/s；3、卷筒直径D=400mm；4、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35C；5、使用折旧期：8 年；6、检修间隔期：
2、四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；8、运输带速度允许误差：5%；9、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图 1 张（A1）；2、零件工作图 3 张；3、设计说明书 1 份。指导教师签名：目 录 前 言3 1.电动机选择 4 1.1 确定电机功率 4 1.2 确定电动机转速 5 2.传动比分配 5 2.1 总传动比 5 2.2 分配传动装置各级传动比 5 3.运动和动力参数计算 5 3.1 各轴转速 5 3.2 各轴功率 5 3.3 各轴转矩 6 4.传动零件的设计计算 7 4.1 第一级（高速级
3、）齿轮传动设计计算 7 4.2 第二级（低速级）齿轮传动设计计算 11 5.装配草图14 5.1 轴最小直径初步估计14 5.2 联轴器初步选择14 5.3 轴承初步选择15 5.4 键的选择15 5.5 润滑方式选择15 6.减速器箱体主要结构尺寸15 7.轴的受力分析和强度校核17 7.1 高速轴受力分析及强度校核17 7.2 中间轴受力分析及强度校核18 7.3 低速轴受力分析及强度校核20 8.轴承寿命计算22 8.1 高速轴寿命计算22 8.2 中间轴寿命计算23 8.3 低速轴寿命计算24 9.键连接强度计算 26 9.1 高速轴上键连接强度计算26 9.2 中间轴键强度计算27
4、9.3 低速轴链接键强度计算27 参考文献28 前 言 机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石
5、油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。计算内容和设计步骤：计 算 及 说 明 结 果 1.电动机选择 按工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。1.1 确定电机功率 w=1 工作机所需功率wP(kw)为 wP
6、=w1000Fv=110001.12500=2.75 kw 按机械课程设计手册表1-7 确定各部分效率 齿轮采用 8 级精度的一般齿轮传动 1=0.97 wP=2.75 kw =0.89 pd=3.1kw nw=52.5r/min n=1000r/min p=4 kw nm=960r/min i=18.3 轴承采用球轴承(稀油润滑)2=0.99 高速级用弹性联轴器 3=0.992 低速级用滑块联轴器 4=0.98 总效率 =122334=0.9720.9930.9920.98=0.89 电动机所需工作功率dP(kw)为 wdPP=2.750.89=3.1kw 1.2 确定电动机转速 卷筒轴工作
7、转速 nw=D1000v60=52.5r/min 二级圆柱齿轮减速器传动比 3 i15 3 i25 电机转速 n=(35)(35)nw=472.5r/min1312.5r/min 取 n=1000r/min 所以，由机械课程设计手册表 12-1 得电动机型号为 Y132M1-6 额定功率 p=4 kw,满载转速 nm=960r/min 由表 12-3 得轴伸尺寸 直径 38mm 长度 80mm 2.传动比分配 2.1 总传动比 i=wmnn=5.52960=18.3 2.2 分配传动装置各级传动比 对展开式圆柱二级传动齿轮 i1=(1.31.5)i2,i=i1 i2 计算可得 i1=4.88
8、i2=3.75 3.运动和动力参数计算 3.1 各轴转速 高速轴 n1=nm=960r/min i1=4.88 i2=3.75 n1=960r/min n2=196.7r/min n3=52.5r/min p1=3.075kw p2=2.953kw p3=2.836kw T1=30.56 Nm T2=143.37Nm T3=515.88 Nm 类型：直齿圆柱齿轮，7 级精度 材料：小齿轮 40Cr(调质)280HBS 大齿轮 45 钢(调质)240HBS H1=540MPa H2=577.5MPa dt 1=41.883mm v=2.105m/s b=41.883mm m1t=1.745mm
9、中间轴 n2=n1/i1=960/4.88=196.7r/min 低速轴 n3=n2/i2=nm/i1 i2=960/18.3=52.5r/min 3.2 各轴功率 高速轴 p1=pd3=3.10.992=3.075kw 中间轴 p2=p112=3.0750.970.99=2.953kw 低速轴 p3=p212=2.9530.970.99=2.836kw 3.3 各轴转矩 高速轴 T1=955011np=30.56 NM 中间轴 T2=955022np=143.37 NM 低速轴 T3=955033np=515.88 NM 4.传动零件的设计计算 4.1 第一级（高速级）齿轮传动设计计算 4.
10、1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）高速级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；（3）材料选择 选择小齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS；（4）初选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数 112ZiZ=4.8824=117.12，取；Z2=118 4.1.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算(1)确定公式内各计算数值 1)试选载荷系数 Kt=1.3。h=3.926mm K=1.5587 d1=44.495mm m1=1.854mm F1=30
11、3.75 MPa 2F=238.86MPa K=1.518 m1=1.31 mm z1=30 z2=147 d1=45mm d2=220.5mm a1=135mm B1=50mm B2=45mm 类型：直齿圆柱齿轮 材料：小齿轮 280 HBS 40Cr(调质)大齿轮 240 HBS 45 钢(调质)1H=630 Mpa 2H=616 MPa dt 1=64.205mm v=0.661m/s b=64.205mm mt=2.67mm 2)小齿轮传递的转矩 T1=9.5510611np=30560NM 3)由教材表 10-7 选取齿宽系数d=1。4)由教材表 10-6 查得材料的弹性影响系数锻钢
12、 ZE=189.8MPa12 5)由教材图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限lim2=550MPa。6)由教材公式 10-13 计算应力循环次数(设每年工作 356 天)hjLnN116060 960 1 356 2 8 8=2.691 109 88.410691.29112iNN=5.514 108 7)由教材图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K1HN0.9 K2HN1.05 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S=1,则 H1=SKHN1lim1=540MPa H2=SKHN2lim2=577.5MPa(2)计
13、算 1)试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得 321)5408.189(88.4188.41305603.123.2td=41.883mm 2)计算圆周速度 100060883.4196010006011ndvt=2.105 m/s 3)计算齿宽 b tddb1=141.883=41.883mm 4)计算齿宽与齿高比b/h h=6.019mm K=1.5653 d1=68.305mm m=2.846mm 1F=314.2MPa 2F=244.29 Mpa m=2.33mm Z1=28 Z2=105 d3=70mm d4=262.5mm a2=166.25mm B3=75 mm B4=70
14、mm d1=22mm d2=30mm d3=40mm T1c=45.84 NM T3C=773.82 NM 高速轴 7006C 中间轴 7007C 低速轴 6010 F1t=1358.2N F1r=494.4N FNH1=137.3N FNH2=357.1N MH=8390.7 Nmm FNV1=377.1N 模数：24883.41111Zdmtt=1.745mm 齿高：125.2tmh1.745 2.25=3.926mm b/h=10.67 5)计算载荷系数 K。由教材表 10-2 查得使用系数 KA=1；根据2.105 m/s，7 级精度，由教材图 10-8 查得,动载系数 KV=1.1；
15、直齿轮FHKK1 由教材表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，HK1.417；由hb10.67，HK1.417 查教材图 10-13 得FK1.38；故载荷系数 HHVAKKKKK11.111.417=1.5587 6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有 33113.15587.1883.41ttKKdd=44.495mm 7)计算模数 mn 24495.44111zdm=1.854mm 4.1.3 按齿根弯曲强度设计 按教材式(10-17)试算，即 m311)(2FSaFadYYZKT(1)确定计算参数 1)由 教材 图 10-20c查 得小 齿轮 的弯曲
16、 疲 劳强 度极 限FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限FE2=380MPa；2)由教材图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN2=0.88；3)计算弯曲疲劳许用应力。FNV2=981.14N MV=50526.7 Nmm M1=53770 N mm ca=21MPa 安全 F2t=1300.4N F2r=473.3N F3t=4096.3N F3r=1490.9N FNH1=-843.3N FNH2=174.3N FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N M21.=203621 Nmm M22=159989 Nmm ca=51.6MPa 安全 Ft4=3
17、931N Fr4=1431N FNH1=933.8N FNH2=497.2 N FNV1=2565N FNV2=1366N M3=178795 Nmm ca=21.5MPa 安全 F1r=377.1N 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则有 F1=MPaSKFEFN75.3034.150085.011 4)计算载荷系数 K=FFVAKKKK=11.111.38=1.518 5)查取齿形系数和应力校正系数 由教材表 10-5 用插值法查得 YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.81 6)计算大、小齿轮的aFSaFYY并加以比较。57.30358.165.2111
18、aFSaFYY=0.01379 86.23881.116.2222aFSaFYY=0.011973 小齿轮的数值大。(2)设计计算 32101379.024130560518.12m=1.31mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m 大于由齿根弯曲疲劳强度的计算值，而齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取 m1=1.5mm，已可满足弯曲强度。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d1=44.495mm 来计算应有的齿数。于是由 5.1495.44111mdZ=29.6 取Z1=30，则Z2=i1Z1=4.8830=146.4,取 147。4.1.4
19、几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径 d1=Z11m=301.5=45mm F2r=981.1N P1=786.8N P2=1079.2 N YL=8.3 年 合格 F1r=3042.2N F2r=2354.5N P1=3346.4 N P2=3013.6 N YL=2.9 年 合格 F1r=2565N F2r=1366N P1=2821.5N P2=2094.1N YL=25.8年 合格 p=35.62 MPa p=89.61MPa p=110.35 MPa p=111.2 MPa d2=Z12m=1471.5=220.5mm(2)计算中心距 a1=(d1+d2)/2=132.75mm
20、 (3)计算齿轮宽度 1dbd145=45mm 圆整后取 B2=45mm,B1=50 mm 4.2 第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）4.2.1 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；精度仍选为 7 级；为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮材料仍选用硬度为 280 HBS 的 40Cr(调质)，大齿轮为硬度240 HBS 的 45(调质)；仍初选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数 Z2=i2Z1=3.7524=90 4.2.2 按齿面接触强度设计 试算公式：(1)确定公式内各计算数值 试选载荷系数 Kt=1.3；小齿轮传递转矩T2=1
21、43.37 NM,d=1；ZE=189.8MPa12；应力循环次数：3568827.196606021hjLnN=5.514 108 75.310514.58212iNN=1.47 108；小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=600MPa；大齿轮Hlim=550MPa；接触疲劳寿命系数：KHN1=1.05,KHN2=1.12.取失效概率为 1，安全系数 S=1，计算得接触疲劳许用应力 160005.11lim11SKHNH=630Mpa SKHNH2lim22=1.12550=616MPa(2)计算 1)小齿轮分度圆直径 321)6168.189(75.3175.311433703.132.2t
22、d=64.205mm 2)圆周速度 1000607.196205.6410006021ndt=0.661m/s 3)齿宽 tddb1 164.205=64.205mm 模数 24205.6411zdmtt=2.67 mm 齿高 h=2.25mt=2.252.67=6.019 mm 宽高比 hb10.666 4)载荷系数。Kv=1.01；直 齿 轮FHKK1.0；KA=1；HK1.423,FK1.39；则HHVAKKKKK1.5653 5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:311ttKKdd=68.305mm 6)计算模数 24305.6811zdmmm=2.846mm 4.2.3 按齿根
23、弯曲强度设计 设计公式：(1)确定公式内各计算数值 小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限FE2=380MPa；弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88，KFN2=0.9；载荷系数FFVAKKKKK1.529；YFa1=2.65，YFa2=2.21；YSa1=1.58，YSa2=1.78；S=1.4；计算弯曲疲劳许用应力：1F=4.150088.011SKFEFN=314.2MPa 2F=4.13809.022SKFEFN=244.29 Mpa 则：2.31458.165.2111aFSaFYY=0.01332 29.24478.121.2222FSaFaYY=0.01
24、610 大齿轮数值较大(2)设计计算 320161.0241147500529.12m=2.33 mm 取 m2=2.5，则小齿轮齿数 5.2305.6811mdz=27.3 取Z1=28 大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.7528=105 4.2.4 几何尺寸计算(1)分度圆直径 mzd13282.5=70mm 5.210524mzd262.5mm(2)中心距 25.262702432dda=166.25 mm(3)齿轮宽度 1dbd170=70 mm 取 B4=70mm，B3=75 mm。5 装配草图 5.1 轴最小直径初步估计 5.1.1 高速轴 材料 40Cr(调质)，硬度为 280HBS
25、，由教材表 15-3 取 A0=105 3311019601.3105nPAd=15.52 mm 取 22mm 5.1.2 中间轴 材料 40Cr(调质)，硬度 280HBS，由教材表 15-3 取 A0=110 3322027.196963.2110nPAd=27.14mm 取 30mm 5.1.3 低速轴 材料 45 钢调质，硬度 250HBS，由教材表 15-3 取 A0=110 3333035.52836.2110nPAd=41.58mm 取 40mm 5.2 联轴器初步选择 由教材表 141 查得工作情况系数K=1.5 计算转矩 T1C=KT1=1.530.56=45.84 NM T
26、3C=KT3=1.5515.88=773.82 NM 高速轴选梅花形弹性联轴器，由设计手册表 8-8 得联轴器型号为 LM452226038YBJB 低速轴选滑块联轴器，根据设计手册表 8-9 得联轴器型号为 WH78440844011JJ 5.3 轴承初步选择 第一次放大 第二次放大 高速轴 26mm 30mm 中间轴 33mm 35mm 低速轴 46mm 50mm 根据以上数据，高速轴用角接触球轴承，查手册表 6-6 得轴承代号为 7006C；中间轴用角接触球轴承，查手册表 6-6 得轴承代号为 7007C；低速轴用深沟球轴承，查手册表 6-1 得轴承代号为6010。5.4 键的选择 高速
27、轴：输入联轴器连接键：6632 中间轴：大齿轮连接键：12832 低速轴：大齿轮连接键：161050 输出联轴器连接键：12870 材料都为 Q275A。5.5 润滑方式选择 5.5.1 轴承润滑方式选择 高速轴 dn=22800mmr/min,中间轴 6884.5 mmr/min,低速轴 dn=2625 mmr/min。都小于 160000。所以选用脂润滑。润滑剂由手册表 7-2 查得用通用锂基润滑脂 ZL-1。5.5.2 齿轮润滑方式选择 齿轮采用浸油润滑。圆柱齿轮浸入油的深度最低约一个齿高，但不少于 10mm，最高不超过三分之一分度圆半径，大齿轮的齿顶 到油池底面的距离30mm。6.减速
28、器箱体主要结构尺寸 名称 符号 尺寸关系 结果(mm)箱座壁厚 0.025a+3=8.2878 8 箱盖壁厚 1 0.02a+3=7.238 8 箱盖凸缘厚度 b1 1.51 12 箱座凸缘厚度 b 1.5 12 箱座底凸缘厚b2 2.5 20 度 地脚螺钉直径 df 0.036a+12 20 地脚螺钉数目 n a250,n=4；a250500,n=6，a500 时，n=8 4 轴承旁联接螺栓直径 d1 0.75df 16 盖与座联接螺栓直径 d2(0.50.6)df 10 连接螺栓 d2的间距 L 150200 150 轴承端盖螺钉直径 d3(0.4 0.5)df 8 视孔盖螺钉直径 d4(
29、0.3 0.4)df 8 定位销直径 d(0.7 0.8)d2 8 d1 d2 df至外箱壁距离 C1 表 11-2 C1f=26 C11=22 C12=16 df d2凸缘边远距离 C2 表 11-2 C2f=24 C21=20 C22=14 轴承旁凸台半径 R1 C21 20 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作 42 外箱壁至轴承座端面距离 L1 C1+C2+(510)47 铸造过渡尺寸 x,y 表 1-38 x=3 y=15 大齿轮顶圆与内壁距离 1 1.2 10 齿轮端面与内箱壁距离 2 10 箱盖箱座肋厚 m1,m m10.851，m0.86 m1=7 m=7 轴
30、承端盖外径 D2 D+（55.5）d3 D21=95 D22=102 D23=120 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近，Md1和 Md2互不干涉为准，一般取 sD2 S1=95 S2=102 S3=120 7 轴的受力分析和强度校核 7.1 高速轴受力分析及强度校核 如图小齿轮受力：451056.30223111dTFt=1358.2 N 20tan2.1358tan11trFF=494.4 N 受力分析：由轴的结构图得：L1=134mm L2=51.5mm 水平面：由 得：FNH1=137.3N FNH2=357.1N 弯矩 MH=11LFNH=18390.7 Nmm 铅垂面：由 得：FNV
31、1=377.1N FNV2=981.14 N 弯矩 MV=11LFNV=50526.7 Nmm 总弯矩 M1=22VHMM=53770 Nmm 扭矩 T1=30560 Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 wTMca2121)(=21MPa 之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得1-70 MPa ca1,故安全。7.2 中间轴受力分析及强度校核 如图大齿轮受力：5.2201037.143223222dTFt=1300.4N 20tan4.1300tan22trFF=473.3N 小齿轮受力：701037.143223323dTFt=4096.3N 20tan3.4
32、096tan33trFF=1490.9N.受力分析：由轴的结构图得：L1=64.5mm,L2=70mm,L3=52mm.水平面：得：FNH1=-843.3N FNH2=174.3N 弯矩 M1H=11LFNH=-54393 Nmm M2H=Fr3L2+FNH1(L1+L2)=102987.6 Nmm 铅垂面：得：FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N 弯矩 M1V=FNV1L1=196222 Nmm M2V=Ft3 L2FNV1(L1+L2)=122434 Nmm 总弯矩 M21.=2121VHMM=203621 Nmm M22=2222VHMM=159989 Nmm 扭矩 T2=
33、143370 Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 wTMca22221)(=51.6MPa 之前已选轴材料为 40Cr，调质处理，查教材表 15-1 得1-70 MPa ca1,故安全。7.3 低速轴受力分析及强度校核 如图所示，齿轮受力为：Ft4=5.2625158802243dT=3931N Fr4=Ft4 tan=3931tan20=1431N 由轴的结构图得：L1=62.5mm L2=123mm 受力分析 水平面：得：FNH1=933.8 N FNH2=497.2 N 弯矩 MH=FNH1L1=61164 Nmm 垂直面：得：FNV1=2565 N FNV2=1366N
34、 弯矩 MV=FNV1L1=168008 Nmm 总弯矩：223VHMMM=178795Nmm 扭矩 T3=515880 Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 wTMca232)(=21.5MPa 此轴材料为 45,调质处理，由教材表 15-1 查得1-60 MPa ca1,故安全。8 轴承寿命计算 8.1 高速轴寿命计算 高速轴轴承为 7006C。由机械设计手册表 6-6 得基本额定动载荷：C=15.2kN 轴承受到的径向载荷：F1r=F1NV=377.1N F2r=F2NV=981.1N 派生轴向力为：取e=0.4 Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.
35、4 N 两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以 Fae=0。因为 Fae+Fd2Fd1,所以左端轴承 1 被压紧，右端轴承 2 放松。所以轴向力：Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N 7006C 轴承判断系数 e=0.4。04.111raFFe 22raFF0.4 由教材表 13-5 得动载荷系数：X1=0.44,Y1=1.40 X2=1，Y2=0 由教材表 13-6 取 fp=1.1 当量动载荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因为 P12 年 所以寿命满足使用要求。8.2 中间
36、轴寿命计算 中间轴轴承为 7007C。由机械设计手册表 6-6 得基本额定动载荷：C=19.5 kN 轴承受到的径向载荷：F1r=F1NV=3042.2N F2r=F2NV=2354.5N 派生轴向力为：取e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N Fd2=eFr2=941.8 N 两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以 Fae=0。因为 Fae+Fd2P2，所以以轴承 1 作为寿命计算轴承。球轴承=3 3126)(6010PCnLh=16765 h YL=36582hL=2.9 年2 年 所以寿命满足使用要求。8.3 低速轴寿命计算 低速轴轴承为 6010。由机械设计手册表 6-6
37、得基本额定动载荷：C=22kN 轴承受到的径向载荷：F1r=F1NV=2565N F2r=F2NV=1366N 派生轴向力为：取e=0.37 Fd1=eFr1=949N Fd2=eFr2=505.4N 两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以 Fae=0。因为 Fae+Fd2P2，所以以轴承 1 作为寿命计算轴承。球轴承=3 3126)(6010PCnLh=150493 h YL=36582hL=25.8年2 年 所以寿命满足使用要求。9 键连接强度计算 9.1 高速轴上键连接强度计算 高速轴上只有一个键连接，联轴器链接键：6632。圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应力p=120MPa
38、。强度计算公式：公式中数据：T1=30.56Nm k=3mm l=26 mm d=22 mm 计算得：p=35.62 MPa 因为p p所以满足强度要求。9.2 中间轴键强度计算 中间轴上只有一个键连接，大齿轮链接键：12832。圆头普通平键，材料 Q275A,许用压应力p=120MPa。强度计算公式：公式中数据：T2=143.37 Nm k=4mm l=20 mm d=40 mm 计算得：p=89.61MPa 因为p p所以满足强度要求。9.3 低速轴链接键强度计算 低速轴上有两个键，第二级大齿轮链接键和输出联轴器链接 键。第二级大齿轮链接键：161050 联轴器链接键：12870 都为圆头
39、普通平键，材料 Q275A,许用压应力p=120MPa。强度计算公式：公式中数据：第二级大齿轮：T3=515.88Nm k=5 mm l=34 mm d=55 mm 联轴器链接键：T3=515.88 Nm k=4mm l=58 mm d=40 mm 计算得：第二级大齿轮：p=110.35 MPa 联轴器链接键：p=111.2 MPa 因为都有p p所以都满足强度要求。参考文献：1 机械设计（第八版）濮良贵，高等教育出版社 2006.5 2 机械设计课程设计手册吴宗泽，罗圣国 高等教育出版社 2006.5 3 机械原理（第七版）孙桓，高等教育出版社 4 材料力学 刘鸿文，高等教育出版社,2004.1 5 工程图学基础丁一，何玉林，高等教育出版社 2008.6