机械设计课程设计带式运输机传动装置设计02).docx

《机械设计》课程设计说明书

设计题目：
带式运输机传动装置设计
题目类别：
课程设计
指导教师：

专业班级：

姓 名：

学 号：

日 期：
2013年6月18日

机电工程系 制

目 录

一. 课程设计书.....................................................3

二.传动装置总体设计方案............................................ 3

三.电动机的选择.................................................... 5

四.电动机转速选择 6

五、传动装置的运动学和动力学参数计算 7

六、V带传动的设计计算 9

七、齿轮传动的设计计算 12

八、轴的设计与校核计算 22

九、 键的选择与校核 36

十、滚动轴承和联轴器的选择 38

十一、箱体及其附件设计 41

十二、设计感悟 47

参考书目 49

一. 课程设计书
1.设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大，空载启动；工作时有轻微冲击,减速器小批量生产,使用期限3年(300天/年)。

设计的原始数据:
题号
参数
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运输带工作拉力（kN）
1.5
1.6
1.8
2.0
2.2
2.4
2.5
2.8
3.0
2.9
运输带工作速度（m/s）
1.3
1.3
1.4
1.4
1.4
1.5
1.3
1.5
1.6
1.6
卷筒直径（mm）
250
280
280
300
300
300
300
320
340
330

2. 设计要求

1.减速器装配图一张(A0)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A2)。
3.设计说明书一份，6000~8000字。
二.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：

传动装置示意图

如图所示，为第一级用带传动，后接两级圆柱齿轮减速器。带传动能缓冲、吸收震动，过载时起安全保护的作用，但是结构的限制使得该传动方案不能再环境比较恶劣的环境下使用。

三.电动机的选择

1、 电动机类型的选择
根据电动机的的工作条件，选用Y系列三相异步电动机。
2、 电动机所需工作功率为：
P＝Fv/1000ηw＝1600×1.3/1000×0.95＝2.24kW,
在这里取pd=2.24kW。
其中ηw为工作机传动效率，对于带式运输机一般取ηw=0.94~0.96这里取中间值0.95.查表确定以下个数值，传动装置的总效率：
η=η1η22η33η4=0.76
式中η1为v带传动效率
η2为滚动轴承的效率
η3为齿轮传动的效率
η4为联轴器的效率

电动机所需功率为 Pd= Pw /η=2200/0.833=3.13 KW
因为载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。查表得知Y型电动机技术数据，选用电动机额定功率Ped为3 KW。

四.电动机转速选择

满载时执行机构的曲柄转速为nw＝=99r/min，通常二级圆柱齿轮减速器为i2=8～40，则总传动比的范围为i=16～160，故电动机转速的可选范围为
nd=i·nw =(8～40)×99=(792～3901) r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min，现将同步转速为960 r/min的电动机参数列在表中:
电动机参数：

Y132M1-6
4.0KW
960 r/min

五、传动装置的运动学和动力学参数计算

1. 总传动比
i=nm/nw =960/99=9.69
2. 分配传动装置各级传动比

分别取两级圆柱齿轮减速器的高级、低级传动比为i12、i23
i12·i23=i
展开式二级圆柱齿轮减速器传动比一般推荐
i12=(1.3～1.4)i23
由上i23=2.60
注意：以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数。如带轮直径，齿轮齿数等确定后才能计算出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许值误差为3%～5%。
2. 运动和动力参数设计
n1，n2，n3为高速轴、中间轴、低速轴的转速。单位r/min；
P1，P2，P3为高速轴、中间轴、低速轴的功率。单位KW；
T1，T2，T3为高速轴、中间轴、低速轴的输入转矩。单位N·m；
i0，i12，i23为相邻两轴的传动比。
Ⅰ轴（电动机轴）：
P0=Pd=3.13 KW
n0=nm=960 r/min
T0=9550·P0/n0 =95503.13/960=31.13 N·m
Ⅱ轴（高速轴）：
P1=P0·η1=3.130.96=3.00 KW
n1=n0=973 r/min
T1=9550·P1/n1 =95503.13/960=29.9 N·m
Ⅲ轴（中间轴）：
P2=P1·η12=P1·η2·η3=3.00×0.99×0.97=2.83 KW
n2=n1/i12 =960/3.6=266.7 r/min
T2=9550·P2/n2 =9550×2.83/266.7=101.26 N·m
Ⅳ轴（低速轴）：
P3=P2·η23=P2·η2·η3=2.83×0.99×0.97=2.61 KW
n3=n2/i23 =266.7/2.6=102.5 r/min
T3=9550·P3/n3 =9550×2.61/102.5=242.7 N·m
Ⅴ轴（滚筒轴）：
P4=P3·η34=P3·η2·η4=5.97×0.99×0.99=5.85 KW
n4=n3/i34 =67/1=67 r/min
T4=9550·P4/n4 =9550×5.85/67=833.8 N·m
见表2为各轴运动和动力参数数值，详细介绍各轴的功率、转速、及转矩等值。

表2 各轴运动和动力参数
参数
电动机
轴1
轴2
轴3
轴4
转速
960
960
266.7
102.5
102.5
输入功率
1
3.00
2.83
2.61
2.46
输入转矩
31.13
29.9
101.26
242.7
228.3
传动比
1
1
3.6
2.6
1
六、V带传动的设计计算
1、确定计算功率
查《机械设计》教材的表8-9可得工作情况系数
故
2、选择V带的带型
根据，由《机械设计》教材中的8-9图可得选用A型带。
3、确定带轮的基准直径并验算带速
1、初选小带轮的基准直径。
查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径
2、验算带速
按计算式验算带的速度
因为，故此带速合适。
3、计算大带轮的基准直径
按式(8-15a)计算大带轮的基准直径根据教材表8-8，圆整得 。

4、确定V带的中心距和基准直径
（1）按计算式初定中心距
（2）按计算式计算所需的基准长度

=1661.16mm
查表可选带的基准长度
（3）按计算式计算实际中心距

5、验算小带轮上的包角

所以主动轮上的包角是合适的。
6、计算带的根数
（1）计算单根V带的额定功率
由查表可得
根据和A型带，查表可得、、。

（2）计算V带的根数Z
故取V带根数为4根
7、计算单根V带的初拉力的预紧力
查《机械设计》教材8-4表可得A型带的单位长度质量

应使带的实际初拉力。

8、计算压轴力
压轴力的最小值为

表3：带轮的主要参数
带型
带轮基准直径(mm)
传动比
基准长度(mm)
A

3.5
1600
中心距（mm）
根数
初拉力(N)
压轴力(N)
530.58
4
118.166
994.568
9、 带轮结构的设计
1、带轮的材料：
采用铸铁带轮（常用材料HT200）
2、带轮的结构形式：
V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮。

七、齿轮传动的设计计算
1、 告诉齿轮传动设计
由以上计算知高速轴输出转矩T=29.9N·m，P=3.00KW，小齿轮转速n=960r/min，转动比i=3.6，工作寿命为十年（每年工作300天），单班制带式输送机工作冲击较小。

1. 选定齿轮精度等级，材料及初定齿数。
（1）带式输送机速度不高，选用7级精度。
（2）材料选择，查表选择小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为280HBS,大齿轮材料45钢（调质处理），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。
（3）初选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=i12·Z1=3.620=72
2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式：
进行试算。
（1）确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数 Kt=1.3；

2）由教材表10—7选取齿宽系数 ；
3）由教材表10—6查得材料的弹性影响系数
4）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=600 MP，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MP；
5）由教材式10—13计算应力循环次数
=10×300×1×8=24000h；

6）由教材图10—19查得接触疲劳寿命系数；；
7）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由上式得：

（2） 计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

2）计算圆周速度v

=2.95 m/s

3）计算齿宽b
1×58=58 mm
4）计算模数
mm
齿高
mm
5）计算齿宽与齿高之比b/h
mm
6）计算载荷系数
根据v=2.95m/s，7级精度由教材图10-8查得动载荷系数，
对于直齿轮：
由教材表10—2查得使用系数
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
由，。查教材图10—13得
故载荷系数为：
K=
7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式10—10a得：

8）计算模数m

3．按齿根弯曲疲劳强度设计

(1) 确定公式内的各计算数值
1）由教材图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲强度极限=380 MPa。
2）由教材图10—18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN2=0.88
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数
MPa；
MPa；
4）计算载荷系数

5）查取齿型系数，由教材表10—5查得 =2.72，=2.18
6）查取应力校正系数，由教材表10—5查得 =1.57， =1.79
7）计算大小齿轮的并比较

大齿轮的数值大。
（2）设计计算

=1.94mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取由弯曲强度计算得的模数1.94mm并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=61.196 mm，算出小齿轮齿数：

取为24
则大齿轮的齿数为，取为108
即两齿轮齿数为Z1=32，Z2=142；
这样设计出的齿轮传动即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。
5．几何尺寸计算
（1）分度圆直径

（2）计算中心距
mm
（3）计算齿轮宽度

取 mm， mm。
2、 低速齿轮传动设计
由以上设计计算，已知中间轴的功率P2=6.16 KW，转速n2=215.7 r/min，转矩T2=272.6 N·m，i23=3.22。
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度，直齿轮传动，小齿轮选用40Cr，调质，硬度值为280HBS，大齿轮选用45钢，调质，硬度值为240HBS。
初选小齿轮齿数Z1=30，大齿轮齿数Z2= i23·Z1=3.22×30≈97。

2.按齿面接触强度计算
由设计计算公式（3-24）进行试算,即

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数 ；

2）小齿轮传递的转矩 由前面已计算得
T=
3）由教材表10—7选取齿宽系数

4）由教材表10—6查得材料的弹性影响系数
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=600 MP，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MP。
6）由教材式10—13计算应力循环次数
=1×8×300×10=24000h

7）由教材图10—19查得接触疲劳寿命系数，
8）计算接触疲劳许用应力

（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

≈95.36 mm

2）计算圆周速度v

=1.08 m/s
3）计算齿宽b
1×95.36=95.36mm
4）计算齿高h

模数
齿高
5）计算齿宽与齿高之比

6）计算载荷系数
根据8级精度，速度v=1.08m/s，由教材图10—8查得:
，对于直齿轮
由教材表10—2查得使用系数
由教材表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时
由，。查教材图10—13得
故载荷系数为

7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
由教材式10—10a得:

8）计算模数m

3 按齿根弯曲疲劳强度设计
由公式（4-36）的弯曲强度的设计公式为进行设计

（1）确定公式内的各计算数值
1）由教材图10—20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限为
大齿轮的弯曲疲劳强度极限为
2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数， 。
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，由式上式得：

4）计算载荷系数

5）查取齿型系数，由教材表10—5查得：
，。
6）查取应力校正系数，由教材表10—5查得 。

7）计算大小齿轮的并比较

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模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取由弯曲强度计算得的模数2.63mm并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：

大齿轮的齿数
取
这样设计出的齿轮传动即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）分度圆直径

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度

取，。

八、轴的设计与校核计算
1 、高速轴的设计与校核
由第二章可知，高速轴上的功率
r/min，
1．求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为 直齿轮，压力角为。

2．初步确定轴上的最小直径
先按式初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为1Cr18Ni9Ti，根据教材表15-3，取，于是得

高速轴的左端与皮带轮连接，因此轴上应有键槽，所以初选轴上的最小直径。
3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案。
轴的左端是与一皮带轮相连，此处应有键槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮右端有滚动轴承，齿轮与滚动轴承之间应有套筒相连，与右边相对应，左端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此高速轴的装配方案如图：

高速轴结构方案
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和。
1）从左端起取齿轮距箱体内壁距离为16 mm，考虑铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=7mm。因为dmin=35 mm，所以初选滚动轴承为深沟球轴承
其型号为6007，其宽度为14 mm，安装尺寸62 mm，所以左端的一段距离为40 mm。
2）低速级主动轮轮宽B=107 mm，轴直径为42 mm，轮宽左端与轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取第二段距离为104 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=3，故轴环处直径为52 mm，轴环宽度b>1.4h，取第四段距离15 mm，轴环与轴上与齿轮配合处有一过渡轴段，长度为40，直径为48。
3）两齿轮之间采用轴肩定位宽度为15 mm，对于高速级从动轮右端已定位，其轮毂宽度为60 mm，轴直径40 mm，轮毂右端采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，取第五段距离57mm。
4）轴右端装滚动轴承，滚动轴承选用6007，同1),第六段为40 mm。由此各段长度直径已确定
5）轴上零件的周向定位，两齿轮于轴的周向定位均采用平键连接，同时保证轴与齿轮配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7/n6，滚动轴承的周向定位有过渡配合来保证。
4．计算轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出简图并计算弯矩。轴所受的力如表:
表：中间轴力与弯矩的大小
载荷
水平面H
垂直面V

支反力F
FNH1=3192.75N FNH2=4171.65N
FNV1=1168.13N FNV2=1521.34N

弯矩M
MH1=196.35N·m MNH2=355.13N·m
MV1=71.84N.m MNV2=100.8N·m

总弯矩
M1==209.1N.m
M2==355.13N·m
转矩
T2=272.6N·m

根据轴上所受的各力的大小来校核轴的强度，如下图中间轴的受力图所示。

高速轴的受力图
2、中间轴的设计与校核
由第二章可知，中间轴上的功率，r/min，。
1．求作用在齿轮上的力
已知高速级大齿轮的分度圆直径为， 直齿轮，压力角为，低速级小齿轮的分度圆直径为d3=67.5 mm 同样是直齿轮，压力角

2．初步确定轴上的最小直径
先按式初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为45号钢，调质处理，根据教材表15-3，取，于是得

中速轴的两端应为最小端又轴上无键，因此轴端最小直径。
3．轴的结构设计

图为轴上所受的弯矩与扭矩的分析图。
从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴右端与齿轮配合处，故对此处进行强度校核。
2）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。
上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取α=0.6，轴的计算应力

轴的材料选取为45钢，查的，
所以低速轴安全。
（2）根据轴向定位的要求来确定轴各段直径和长度。
1）从左端起取齿轮距箱体内壁距离为16 mm，考虑铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=7mm。因为dmin=35 mm，所以初选滚动轴承为深沟球轴承，其型号为6007，其宽度为14 mm，安装尺寸62 mm，所以左端的一段距离为40 mm。
2）低速级主动轮轮宽B=107 mm，轴直径为42 mm，轮宽左端与轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取第二段距离为104 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=3，故轴环处直径为52 mm，轴环宽度b>1.4h，取第四段距离15 mm，轴环与轴上与齿轮配合处有一过渡轴段，长度为40，直径为48。
3）两齿轮之间采用轴肩定位宽度为15 mm，对于高速级从动轮右端已定位，其轮毂宽度为60 mm，轴直径40 mm，轮毂右端采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，取第五段距离57mm。
4）轴右端装滚动轴承，滚动轴承选用6007，同1),第六段为40 mm。由此各段长度直径已确定。
5）轴上零件的周向定位，两齿轮于轴的周向定位均采用平键连接，同时保证轴与齿轮配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7/n6，滚动轴承的周向定位有过渡配合来保证。
4．计算轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出简图并计算弯矩。轴所受的力如表所示

表 中间轴力与弯矩的大小

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=3192.75N FNH2=4171.65N
FNV1=1168.13N FNV2=1521.34N
弯矩M
MH1=196.35N·m MNH2=355.13N·m
MV1=71.84N·m MNV2=100.8N·m
总弯矩
M1==209.1N·m M2==355.13N·m
转矩
T2=272.6N·m

根据轴上所受的各力的大小来校核轴的强度，如图4-4中间轴的受力图所示。

5．按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核时，通常支校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环，取=0.6，轴的计算应力

轴的材料选取为45钢，查的，
所以中间轴安全。
3、 低速轴的设计与校核
由第二章可知，低速轴上的功率，r/min，

1．求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为 直齿轮，压力角为。

2．初步确定轴上的最小直径
先按式初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为45钢，根据教材表15-3，取112，于是得
低速轴的左端与联轴器连接，因此轴左端第一段的直径为联轴器的直径，所以要选择联轴器的型号。
联轴器的计算扭矩

查教材表得知选=1.3，所以=1.3×842.5=1095.25N·m
按照计算转矩应小与联轴器公称转矩的条件，查标准手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·m，半联轴器的孔径为55mm，故取轴左端第一段的直径为55mm，半联轴器长度为112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm。所以选轴的最小直径。
3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案。
轴的左端是与联轴器相连，此处应有键槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮右端有滚动轴承，齿轮与滚动轴承之间应有套筒相连，与右边相对应，左端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此高速轴的装配方案用图表示
图 低速轴示意图
2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足联轴器的轴向定位要求，轴的第一段直径为最小直径为55mm,第一段的右断要有轴向定位，因此取第二段的轴径为62mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故轴左端第一段的长度L=82mm。
2）初步选择滚动轴承
轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据滚动轴承安装处直径为65mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6013，其尺寸为d×D×B=65×100×18,故轴承右端直径为65mm。轴的左端第三段右端为轴肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为3.5，故轴第四段的直径为40mm。
3）取安装齿轮处即轴第六段的直径为72mm，齿轮的左端用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处直径为d=84mm，轴环宽度b>1.4h，故取L=15mm。齿轮的右端用套筒定位，套筒相连齿轮与滚动轴承，根据滚动轴承的宽度与套筒的宽度，取轴右端的长度为L=40mm，齿轮的宽度为65mm，所以取轴右第二段长L=99mm。
4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离为30mm，故轴左端第二段的长度为L=50mm。
5）取齿轮距箱体内壁之间的距离为a=16mm，齿轮与齿轮之间的距离取40mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=7mm所以轴上右端第一段长度为L=18+16+3+7=44mm。
（3）轴上零件的周向定位
齿轮，带轮与轴的周向定位都采用平键连接，键的选择在后的节设计做介绍。
4.轴的校核
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，根据式5-4进行校核。

1）求轴上的载荷
由齿轮的设计计算得知，齿轮上径向力Fr4=1858.5N，圆周力Ft4=5106.1N。利用材料力学知识可求出滚动轴承作用在轴上的力的大小与方向，然后再根据作用在轴上的力，画出轴上的弯矩扭矩图，对轴进行校核。求出FNV1=564.9N，FNV2=1293.6N，FNH1=1552N，FNH2=3554.8N。受力如表4-3所示。

表低速轴力与弯矩的大小
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=1552N FNH23554.8N
FNV1=564.9N FNV2=1293.6N
弯矩M
MNH=300.3N·m
MNV=109.3N·m
总弯矩
M2= =319.6N·m
转矩
T2=842.5N·m

图低速轴的受力图
图为轴上所受的弯矩与扭矩的分析图。
从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴右端与齿轮配合处，故对此处进行强度校核。
2）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。根据式子与上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取α=0.6，轴的计算应力

轴的材料选取为45钢，查的，
所以低速轴安全。
九、 键的选择与校核
1 、 高速轴上键的选择与校核
一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。故选择平键。
由，；。
查表5—1（教材）， 由初选键1为键宽，键高键长。当键的长度大于2.25d时，其多出的长度实际上可以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键1，其键长应不大于（43-49）mm。而这两个键均能满足要求。
查表6—2（教材），键的材料为45钢，许用挤压应力取为[δp]=100-120MPa，取[δp]=110MPa。
键1的工作长度为l1=L1-b1=40-8=32mm，接触高度k1=0.5·h1=0.5×7=3.5mm，d1=26mm，传递转矩T=62.93N·m
得键1的挤压强度 ：
δp1=2·T·1000/k1·l1·d1
=2×62.93×1000／3.5×32×26
=43.2 MPa<[δp]
则键的挤压强度满足要求，故键1合适，其型号为键8×40 GB/T1096-2003
2、 中速轴上键的选择与校核
选择普通A型平键。
由，；，。
查表6—1（教材）， 由初选键1为键宽，键高键长；由初选键2键宽，键高，键长。当键的长度大于2.25d时，其多出的长度实际上可以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键1，其键长应不大于（67-75.6）mm；对键2，其键长应不大于（67-75.6）mm。而这两个键均能满足要求。
查表6—2（教材），键的材料为45钢，许用挤压应力取为[δp]=100-120MPa，取[δp]=110MPa。
键1的工作长度为l1=L1-b1=50-12=38mm，接触高度k1=0.5·h1=0.5×8=4mm，d1=42mm，传递转矩T=272.6N·m
得键1的挤压强度
δp1=2·T·1000/k1·l1·d1
=2×101.4×1000／4×38×42=41.6 MPa<[δp]
则键的挤压强度满足要求，故键1合适，其型号为键12×50 GB/T1096-2003
键2的工作长度为l2=L2-b2=50-12=38，接触高度k2=0.5·h2=0.5×8=4mm，d2=40mm，传递转矩T=272.6N·m
得键2的挤压强度
δp2=2·T·1000/k2·l2·d2
=2×242.7×1000／4×38×40=89.7 MPa <[δp]
则键的挤压强度满足要求，故键2合适，其型号为键12×50 GB/T1096-2003
3、 低速轴上键的选择与校核
选择普通A型平键。
由，；。
查表6—1（教材）， 由初选键为键宽，键高键长。当键的长度大于2.25d时，其多出的长度实际上可以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键，其键长应不大于（115.2-129.6）mm。而键均能满足要求。
查表6—2（教材），键的材料为45钢，许用挤压应力取为[δp]=100-120MPa，取[δp]=110MPa。
键1的工作长度为l1=L1-b1=90-20=70mm，接触高度k1=0.5·h1=0.5×12=6mm，d1=72mm，传递转矩T=842.5N·m，
得键1的挤压强度
δp1=2·T·1000/k1·l1·d1
=2×842.5×1000／6×70×72=55.7 MPa<[δp]
则键的挤压强度满足要求，故键1合适，其型号为键20×90 GB/T1096-2003
十、滚动轴承和联轴器的选择
1 、 高速轴上滚动轴承的选择
1.滚动轴承的选择
按承载较大的滚动轴承选择型号。因支撑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。
由前计算，轴承承受径向力
；

轴承的工作转速n1=973 r/min
查手册，由表6-1，根据电动机的输出轴直径以及高速轴直径，初选轴承6207。相关尺寸：
验证轴承寿命是否合格
因，所以X=1

其中；代入数据验算得
；
所以，该轴承能满足要求。
2 、中速轴上滚动轴承的选择
1. 滚动轴承的选择
按承载较大的滚动轴承选择型号。因支撑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。
由前计算，轴承承受径向力
；

轴承的工作转速n2=215.7 r/min
轴承选择方法同上，由已知条件查手册，由表5-1，初选轴承6007。
相关尺寸：；
2.验证轴承寿命是否合格
因，所以X=1
由式，其中；代入数据验算得
；
所以，该轴承能满足要求。
3 、 低速轴上滚动轴承和联轴器的选择
1. 滚