电动绞车传动装置的设计

1、 毕 业 设 计（论文）（说 明 书）题 目：电动绞车传动装置的设计姓 名： 贺子杰 编 号： 河南理工大学 年 月 日 河南理工大学毕 业 设 计 （论文） 任 务 书姓名 贺子杰 专业 机械设计与制造 任 务 下 达 日 期 年 月 日设计（论文）开始日期 年 月 日设计（论文）完成日期 年 月 1 日设计（论文）题目： A·编制设计 B·设计专题（毕业论文） 指 导 教 师 系（部）主 任 年 月 日河南理工大学毕业设计（论文）答辩委员会记录 系 专业，学生 于 年 月 日进行了毕业设计（论文）答辩。设计题目： 专题（论文）题目： 指导老师： 答辩委员会根据学生提交的

2、毕业设计（论文）材料，根据学生答辩情况，经答辩委员会讨论评定，给予学生 毕业设计（论文）成绩为 。答辩委员会 人，出席 人答辩委员会主任（签字）： 答辩委员会副主任（签字）： 答辩委员会委员： ， ， ， ， ， ， 河南理工大学毕业设计（论文）评语第 页共 页学生姓名： 专业 年级 毕业设计（论文）题目： 评 阅 人： 指导教师： （签字） 年 月 日成 绩： 系（科）主任： （签字） 年 月 日毕业设计（论文）及答辩评语： 河南理工大学毕业设计说明书（论文）摘要这篇毕业设计的论文主要阐述的是一套系统的关于圆柱齿轮减速器的设计方法。在论文中，首先，阐述了圆柱齿轮减速器的设计原理和理论计算。然

3、后按照设计准则和设计理论设计了圆柱齿轮减速器。接着对减速器的部件组成进行了尺寸计算和校核。该设计代表了减速器设计的一般过程。对其他的减速器设计工作也有一定的价值。在这次设计中进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法和步骤，要求综合的考虑使用经济工艺等方面的要求。齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是： 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力； 适用的功率和速度范围广； 传动效率高，=0.92-0.98； 工作可靠、使用寿命长； 外轮廓尺寸小、结构紧凑。通过这一次设计可以初步掌握

4、一般简单机械的一套完整的设计及方法，构成减速器的通用零部件。这次毕业设计主要介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过知识。确定合理的设计方案。关键词：减速器 轴承 齿轮 机械传动论文类型：设计报告 ABSTRACTThis graduation thesis on the design of the system is a ring on the cylinder wheel gear reducer design method. In the paper, first of all, the cylinder wheel gear reducer on the design pri

5、nciple and the theoretical calculation. Then in accordance with the design criteria and design theory designed the cylinder wheel gear reducer .Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the reducer general design process.On the other re

6、ducer in the design work will have value. Further educated in this time design independent ability that engineering design, set up the right design thought controls the in common use machine spare parts ,the machine spread to move the device with the simple machine design of method with step ,the co

7、nsideration that request synthesize usage the request of economic craft etc . Wheel gear's spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine. Its main advantage BE:The spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move

8、accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks;Power and speed scope; applies are wide; spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98; work is dependable, service life long; Outline size outside the is small, structure tightly packed.Pass this design c

9、an then the first step controls general simple a set of complete designs step and methods of the machine.This time graduate the design to introduce the type function of the deceleration machine and constitute the etc. Primarily , made use of all-directionsly learned the knowledge .Make sure the reas

10、onable design project.Key Word: Reduction gear, Bearing ,Gear ,Mechanical driveDissertation Type: Report on Designs目录第1章 传动装置的总体设计21.1选择电动机型号21.2传动比的分配31.3计算传动装置的运动和动力参数3第2章 传动零件的设计52.1锥齿轮传动的设计52.1.1选择齿轮材料、齿轮精度级、齿数52.1.2强度计算52.1.3精确校核齿根弯曲疲劳强度62.1.4锥齿轮传动的几何尺寸如下表所示：72.2高速级圆柱齿轮的基本参数及强度计算82.2.1选取高速级齿轮精度

11、级、类型、材料、齿数及螺旋角82.2.2按齿面接触强度设计92.2.3按齿根弯曲强度设计102.2.4几何尺寸计算112.2.5校核结果122.2.6齿轮结构尺寸的设计132.3低速级圆柱齿轮的基本参数及强度计算132.3.1选取低速级齿轮精度级、类型、材料、齿数及螺旋角132.3.2按齿面接触强度设计132.3.3按齿根弯曲强度设计152.3.4几何尺寸计算162.3.5校核结果162.3.6齿轮结构尺寸的设计17第3章 轴的设计与计算183.1轴的材料选择和初定轴的最小直径183.2减速器装配草图的设计183.3轴的结构设计193.3.1高速轴的结构设计193.3.2中间轴的结构设计203

12、. 3.3低速轴的结构设计20第4章 轴的校核224.1轴的力学模型建立如下图所示224.2计算轴上的作用力234.3计算支反力234.4绘转矩、弯矩图244.5弯矩合成强度校核25第5章键的选择与校核265.1中间轴上的键265.2高速轴上的键265.3低速轴上的键27第6章 滚动轴承的选择与校核286.1.滚动轴承的选择286.2滚动轴承的校核（这里以中间轴为例）28第7章 联轴器的选择30第8章 箱体结构及附件的设计318.1箱体结构的设计318.2箱体尺寸的设计318.3附件的设计33第9章 润滑与密封的设计35第10章 设计总结36参考文献37致谢3836设计题目：电动绞车传动装置的

13、设计传动方案的拟定数据要求：钢绳的拽引力F=12KN 钢绳的工作速度：V=0.38m/s 绞盘直径D=300mm工作条件：工作环境较差，结构紧凑，使用寿命10年（每年按300天计算），两班工作制，连续单向运转，工作时有轻微冲击，小批量生产，钢绳工作速度允许误差±0.5%12图一 电动绞车传动装置示意图1电动机 2锥齿轮 3齿轮减速器 4联轴器 5滚筒 6绞车链第1章 传动装置的总体设计1.1选择电动机型号1.选择电动机的类型按工作要求选用型全封闭笼Y型三相异步电动机。2.计算电动机的功率 工作机所需的电动机功率为：工作机所需输入功率： 因此 而电动机至工作机之间的总效率： 由所引用文

14、献1查表2-2查得：8级精度闭式圆柱齿轮传动效率滚动轴承的效率 弹性联轴器 效率 8级精度的一般圆锥齿轮传动 因为工作时有轻微振动，故电动机功率略大于P0，由所引用文献1查表16-1所列Y系列三相异步电动机技术数据可以确定，满足P0条件的电动机额定功率应取5.5 kw。3.选择电动机转速 根据要求选用电动机的同步转速是1000r/min,1500r/min和3000r/min。则工作机的转速为nw=60×1000V/D60×1000×0.38/3.14×300r/min=24.204r/min三种电动机相比（列表1-1所示）表1-1 三种电动机比较方案电

15、动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）总传动比（i）同步转速满载转速1Y132M2-65.510009608439.6632Y132S-45.5150014406859.4943Y132S-15.53000290064119.815综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及传动比，可知方案1比较合适。因此选定电动机的型号为Y132M2-6。1.2传动比的分配1.传动装置总传动比 i总=nm/nw=960/24.204=39.663(nm为电动机满载转速)2.分配传动比 为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，由参考文献1查表2-3现选锥齿轮传动比为i1=3.17

16、0,减速器的传动比i减=i总/i1=39.663/3.170=12.512,考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级i2与低速级传动i3比的值取为1.4，即i2=1.3i3则 1.3计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速、输入功率和输入转矩的计算； 轴0 轴 轴 轴 轴 2.将各轴运动参数（如表1-2如示）表1-2各轴运动参数轴名功率（kw）转矩(Nm)转速(r/min)传动比(i)电动机轴05.47454.4559603.170轴5.200163.982302.8394.033轴4.943628.65475.0903.102轴4.6991853.82124.

17、2071 轴4.5591798.58924.207 第2章 传动零件的设计2.1锥齿轮传动的设计2.1.1选择齿轮材料、齿轮精度级、齿数1.选择小齿轮的材料为40Cr（调质）硬度为235HBS；大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS2.电动绞车为一般工作机器，因传递功率不大转矩不高，故选齿轮精度为8级精度3.试选小齿轮齿数z125，大齿轮齿数圆整为80 2.1.2强度计算因锥齿轮为开式传动，所以只按齿根弯曲疲劳强度计算1.按齿根弯曲疲劳强度的简化设计公式计算 2. 确定计算公式内的各计算数值 齿数比 u=3.2 转矩取齿宽系数取载荷系数K=2弯曲疲劳许用应力 由参考文献3查图3-21查得

18、小齿轮大齿轮由参考文献2查图10-19弯曲疲劳系数 取最小安全系数则： ，故取分锥角 由参考文献3查图3-31查得 当量齿数： 计算模数 由于齿轮传动为开式传动故模数要加大10%15%，所以m=3.022×（1+15%）=3.475mm 取标准模数则：计算主要尺寸参数 分度圆直径 锥距 齿宽 圆整为30mm 实际齿宽系数 圆整为0.2 端面重合的度 齿宽中点速度 所以选齿轮精为8级精度合适。小齿轮中点分度圆直径中点分度圆模数 2.1.3精确校核齿根弯曲疲劳强度1.齿根弯曲疲劳强度应力 由参考文献3（4-12）式可得2.确定计算公式内的各计算数值上面已由参考文献3查出由参考文献3查图3

19、-20得由参考文献3查表3-5得 查图3-7得查图3-9得 查图3-10得 3.计算 4.校核因为有 所以 满足齿根弯曲疲劳强度条件2.1.4锥齿轮传动的几何尺寸表2-1标准直齿锥齿轮传动的主要几何尺寸及参数名称代号小齿轮（mm）大齿轮(mm)齿数z2580齿数比u 3.2分锥角17.50872.492当量圆柱齿轮齿数26.225265.923当量圆柱齿轮齿数比 10.049大端模数m3.5齿顶高（一般） 3.5齿根高（一般） 4.2分度圆直径d87.5280齿顶圆直径94.176282.106齿根圆直径79.489277.473锥距R 146.667齿宽b 30齿宽系数(一般) 0.2齿顶角

20、°齿根角顶锥角根锥角分度圆弧齿厚s 5.495分度圆弦齿厚5.1795.396分度圆弦齿厚3.5823.5082.2高速级圆柱齿轮的基本参数及强度计算2.2.1选取高速级齿轮精度级、类型、材料、齿数及螺旋角1.电动绞车为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础选用8级精度。-*+2.依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。3.选择小齿轮（包括高速级和低速级）的材料为40Cr（调质）硬度为235HBS；两个大齿轮（包括高速级和低速级）材料为45钢（正火）硬度为190HBS，两者材料硬度差为45HBS。4.试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z296.79；取z297，齿数比

21、u=4.042。5.齿轮螺旋角8°<<20°，选择=14°。2.2.2按齿面接触强度设计 1.确定计算公式内的各计算数值许用接触应力由参考文献2查图10-21c、10-21d按齿面硬度查大小齿轮接触疲劳极限分别为.。由参考文献2查图10-19接触疲劳寿命系数KHN1=1.01 KHN2=1.09。取失效率为1%，安全系数s=1。 试选，由参考文献2查图10-26，则有小齿轮的传递扭矩 由前面的计算知T=1.6398×105N·mm由参考文献2查图10-30可选取区域系数 查表10-7可选取齿宽系数查表10-6可得材料的弹性影响系数应

22、力循环次数由式：2.计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数齿高 计算纵向重合度计算载荷系数根据.，8级精度，由参考文献2查图10-8查得动载荷系数由参考文献2查表10-2可得使用系数由参考文献2查表10-3查得KH=KF=1.4；（假设） 由参考文献2查表10-4查得KH=1.46 KF=1.4故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数 2.2.3按齿根弯曲强度设计 1.确定计算公式内的各计算数值 计算载荷系数 计算弯曲疲劳许用应力由参考文献2查图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， 取失效概率为，安全系数为S=1.4 查取齿形系数、应力

23、校正系数 由参考文献2查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 =380MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 = 325 MPa由参考文献2查表10-5查得 查得计算大小齿轮的并比较 大齿轮的数据大 根据纵向重合度，由参考文献2查图10-28可得螺旋角影响系数。计算当量齿数 2.计算相关数值 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，故取圆整为2.5mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则取 实际传动比与实际传动比基本保持一致2.2.4几何尺寸计算1.计算中心距将中心距调整为200

24、mm2.计算大、小齿轮的分度圆直径 3.按圆整后的中心距修正螺旋角4.计算齿轮宽度圆整后取b = 80 mm 因而，取B2 =80mm B1=85 mm 因z1 z2 d1 b发生改变，故相应参数YFa1YFa2 YSa1 YSa2 Kv KHKFZH也发生改变，所以应修正起算结果，校核齿轮强度。2.2.5校核结果1.根据圆周速度 8级精度 由参考文献2查图10-8，动载系数KV =1.08 2.根据齿高, 由参考文献2表10-4查得，根据、 由参考文献2查图10-13 3.根据，、因此假设是合适的，则KH=KF=1.4；4.齿面接触疲劳强度载荷系数齿根弯曲疲齿根强度载荷系数5.根据纵向重合度

25、由参考文献2查图10-28查得螺旋角影响系数为 6.由参考文献2查图10-26查得端面重合度 7.根据 ，由参考文献2查表10-5查得 8.由参考文献2查图10-23查的区域系数为9.计算大小齿轮的并比较 大齿轮数值大 10.计算模数 计算所要求的数值 均小于实际计算的值,因此齿轮的强度足够。2.2.6齿轮结构尺寸的设计表2-2高速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2.5法面压力角 20°螺旋角20°50'19''.齿数z1 z231125传动比i24.032分度圆直径d1 d279.487320.513齿顶圆直径84.48

26、7325.513齿根圆直径73.237314.263中心距200齿宽85802.3低速级圆柱齿轮的基本参数及强度计算2.3.1选取低速级齿轮精度级、类型、材料、齿数及螺旋角1.电动绞车为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础选用8级精度。2.依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。3.选择小齿轮的材料为40Cr（调质）硬度为235HBS；两个大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，两者材料硬度差为45HBS。4.试选小齿轮齿数,大齿轮齿数取z497，齿数比5.齿轮螺旋角8°<<20°，选择=14°。2.3.2按齿面接触强度设计 1

27、.确定计算公式内的各计算数值许用接触应力由参考文献2查图10-21c、10-21d按齿面硬度查大小齿轮.。由参考文献2查图10-19接触疲劳寿命系数KHN3=1.01 KHN4=1.09。取失效率为1%，安全系数s=1。 试选，由参考文献2查图10-26，则有：小齿轮的传递扭矩 由前面的计算知T2=6.28654×105N·mm由参考文献2查图10-30可选取区域系数 查表10-7可选取齿宽系数查表10-6可得材料的弹性影响系数应力循环次数由式：2.计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数齿高 计算纵向重合度计算载荷系数由参考文献2查图10-

28、8查得由参考文献2查表10-2可得由参考文献2查表10-3查得KH=KF=1.4；（假设）由参考文献2查表10-4查得KH=1.473 KF=1.4故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 计算模数 2.3.3按齿根弯曲强度设计 1.确定计算公式内的各计算数值计算载荷系数 计算弯曲疲劳许用应力由参考文献2查图10-18查得 取失效概率为，安全系数为S=1.4 查取齿形系数、应力校正系数 由参考文献2查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3 =380MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4 = 325 MPa由参考文献2查表10-5查得 查得计算大小齿轮的.并比较 大齿轮的数据大

29、根据纵向重合度，由参考文献2查图10-28可得螺旋角影响系数。计算当量齿数 2.计算相关数值 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，故取圆整为5mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则取75，实际传动比与实际传动比基本保持一致。2.3.4几何尺寸计算1.计算中心距将中心距调整为255 mm2.按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故、K、ZH等不必改变3.计算大、小齿轮的分度圆直径 4.计算齿轮宽度 圆整后取b =124mm 因而，取B2 =124mm B1=129 mm .

30、2.3.5校核结果根据，则， 是合适的2.3.6齿轮结构尺寸的设计表2-3低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn5法面压力角螺旋角齿数Z3 Z42475传动比i33.125分度圆直径d3 d4123.636386.363齿顶圆直径133.636396.363齿根圆直径111.136373.863中心距255齿宽129124第3章 轴的设计与计算3.1轴的材料选择和初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径即： 值A0由参考值文献2查表15-3得：高速轴A01 =126 中速轴A02 =120 低速轴A03 =112高速轴： 因高速轴最小轴径处安装锥齿轮，设有一个

31、键槽，则取整数中间轴： 因高速轴最小轴径处安装滚动轴承，则取标准值 低速轴： 因高速轴最小轴径处安装联轴器，设有一个键槽，则 参见联轴器的选择取轴径3.2减速器装配草图的设计初步设计减速器装配草图（如图3-1所示）图3-13.3轴的结构设计各轴的设计尺寸图如下图3-2所示图3-23.3.1高速轴的结构设计1.各轴段直径的确定d11: 安装大锥齿轮外伸轴段的最小轴径d12：密封轴段，根据大锥齿轮的轴向定位要求和密封圈（毡圈密封）的标准取d13：滚动轴承处轴段，取。滚动轴承选取30210，尺寸为d14：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，取 齿

32、轮处轴段，由于直径小且采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式一样，均为45钢，调质处理。d15：滚动轴承处轴段，2.各轴段长度的确定L11: 由大锥齿轮的毂孔齿宽b=30mm,根据装配关系，取L11=28mmL12:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等，取L12=80mmL13:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等，取L13=40mmL14: 由箱体结构、装配关系等，取L14=135mmL15:由高速级小齿轮宽度B1=85mm, 取L15=85mmL16: 由滚动轴承、挡油盘及装配关系等，取L16=40mm3.3.2中间轴的结构设计1.各轴段直径的确定d21: 最小轴径，滚动轴承处轴段， 滚动轴

33、承选取30210，尺寸为d22：低速级小齿轮轴段，取。d23：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，取d24：高速级大齿轮轴段，取。d25：滚动轴承处轴段，。2.各轴段长度的确定L21: 由滚动轴承、挡油盘及装配关系等，取L21=45mmL22: :由低速级小齿轮毂孔宽度B2=129mm, 取L22=127mmL23:轴环宽度，取L23=10mmL24: 由高速级大齿轮毂孔宽度B2=80mm, 取L24=78mmL25: :由滚动轴承、挡油盘及装配关系等，取L25=45mm3. 3.3低速轴的结构设计1.各轴段直径的确定d31:滚动轴承处轴段，取 滚动轴承选取30218，尺寸为d32：低速级大齿轮轴段

34、，取。d33：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，取d34：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，取d35：滚动轴承处轴段，。d36：密封轴段，根据联轴器的定位要求和密封圈（毡圈密封）的标准，取2.各轴段长度的确定L31:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等，取L31=57mmL32:由低速级大齿轮毂孔宽度B2=124mm, 取L22=122mmL33:轴环宽度，L33=10mmL34:由装配关系、箱体结构等，取L34=80mmL35:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等，取L35=55mmL36:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等，取L36=70mmL37:由联轴器的毂孔宽L1=107确定，取L37=105mm第4章

35、 轴的校核4.1轴的力学模型建立gdabcfeh1156489图4-14.2计算轴上的作用力齿轮2： 齿轮3 4.3计算支反力1.垂直支反力（XZ平面）参看上图由绕支点B的力矩和，得 方向向下同理，由绕支点A的力矩和，得 由轴上的合力，校核：在允许的误差之内，计算无误。2.水平支反力（XY平面）参看上图由绕支点B的力矩和，得方向向下同理，由绕支点A的力矩和，得方向向下由轴上的合力，校核：3. 总支反力 A点总支反力B点总支反力4.4绘转矩、弯矩图1.垂直平面内的弯矩图参看上图cC处弯矩D处弯矩2.水平面内的弯矩图参看上图eC处弯矩D处弯矩：3.合成弯矩图参看上图fC处： D处： 4.转矩图参看

36、上图gT2=628654Nmm5.当量弯矩图参看上图h 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数=0.6，则：C处： D处： 4.5弯矩合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。 由参考文献2查表15-14可得，轴的强度足够。第5章键的选择与校核5.1中间轴上的键1.高速级大齿轮处键1由参考文献1表10选用圆头平键（A型）为b×h-L=18mm×11mm-70mm(t=7mm,r=0.3mm),标记：键18×70GB/T1096-19792.低速级小齿轮处键2由参考文献1表10选用圆头平键（A型）为b

37、×h-L=18mm×11mm-110mm(t=7mm,r=0.3mm),标记：键18×110GB/T1096-19793.中间轴上键校核由于键1键2是同根轴上的键，传递扭矩相同，故只需校核较短的键一即可，由参考文献2查表62查出键动联接时的挤压许用应力【p】=100MPa120MPa,由键动联接时的挤压应力公式得p=2T×103/kld因此转矩T=T=628.654Nm 键的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm 键的工作长度l=L-b=70-18mm=52mm 齿轮段轴径d=60mmp1=2T×103/kld=2

38、5;628.654×103/5.5×52×60MPa=73.27MPa<【p】=100MPa120MPa,故键联接的强度足够5.2高速轴上的键1.高速级大锥齿轮处键1由参考文献1表10选用圆头平键（A型）为b×h-L=10mm×18mm-25mm(t=5mm,r=0.3mm),标记：键10×25GB/T1096-19792.高速级小齿轮处键2由参考文献1表10选用圆头平键（A型）为b×h-L=18mm×11mm-70mm(t=7mm,r=0.3mm),标记：键18×70GB/T1096-19793.

39、高速轴上键校核键1的校核T=T=163.982Nm k=0.5h=4mm l=L-b=15mm d=35mmp1=2T×103/kld=156.17MPa>【p】max=120MPa,故键联接的强度不够因此采用双键联接，则【p】=1.5【p】=150MPa180MPa,所以有p1>【p】=150MPa180MPa,故键联接的强度满足要求键2的校核k=0.5h=5.5mm l=L-b=52mm d=35mm T=T=163.982Nmp2=2T×103/kld=20.17MPa<【p】,故键联接的强度足够5.3低速轴上的键1.低速级大齿轮处键1由参考文献1表

40、10选用圆头平键（A型）为b×h-L=28mm×16mm-110mm(t=10mm,r=0.5mm),标记：键28×110GB/T1096-19792.联轴器处键2由参考文献1表10选用圆头平键（A型）为b×h-L=20mm×12mm-95mm(t=7.5mm,r=0.5mm),标记：键20×95GB/T1096-19793.低速轴上键校核键1的校核T=T=1853.821Nm k=0.5h=8mm l=L-b=82mm d=100mmp1=2T×103/kld=56.52MPa<【p】故键联接的强度足够键2的校核k=

41、0.5h=6mm l=L-b=75mm d=70mm T=T=1853.821Nmp2=2T×103/kld=117.70MPa>【p】,故键联接的强度满足条件第6章 滚动轴承的选择与校核6.1.滚动轴承的选择根据载荷和工作情况，选定圆锥滚子轴承高速轴：由滚动轴承处轴段d11=d15=50mm由参考文献1查表12-4选择滚动轴承标记30210 GB/T297-1994 基本参数Cr=73.2KN C0r=55.2KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.8中间轴：由滚动轴承处轴段d21=d25=50mm由参考文献1查表12-4选择滚动轴承标记30210 GB/T297-1994

42、基本参数Cr=73.2KN C0r=55.2KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.8低速轴：由滚动轴承处轴段d31=d35=900mm由参考文献1查表12-4选择滚动轴承标记30218 GB/T297-1994 基本参数Cr=200KN C0r=270KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.86.2滚动轴承的校核（这里以中间轴为例）由中间轴的设计，轴承受力如图6-1所示Fr1Fr2Fd1FaeFd212图6-11.径向载荷Fr 根据中间轴的分析，A点总支反力Fr1=FRA=8102.95N B点总支反力Fr2=FRB=6713.86N 2. 轴向载荷Fa外部轴向力Fae=Fa3-Fa2=1801.46N 从最不受力考虑，Fae指向A处一轴承（方向向左），轴承派生轴向力由圆锥滚子轴承的计算公式：Fd=Fr/2Y，则 Fd1=Fr1/2Y=2893.91N(方向向右) Fd2=Fr2/2Y=2397.81N(方向向左) 因为Fae+ Fd2> Fd1，所以A处1轴承被压紧，B处2轴承被放松。故有F1=Fae+ Fd2=4