分流式二级圆柱齿轮减速器优秀课程设计.doc

机械设计程设计计算说明书

题 目 二级分流式减速器
指导老师 王艾伦
院 系 机电工程学院
班 级 机械0906
学 号
姓 名 陈 良
完成时间 3月

目录

1. 设计任务书·························· 2
2. 传动方案确实定························· 2
3. 电动机选择和计算························· 2
4. 传动比分配··························· 4
5. 传动装置运动和动力参数计算·············· 5
6. 齿轮传动设计······················6
7. 轴设计························· 17
8. 轴校核························· 25
9. 轴承选择和校核计算·················27
10. 键联接选择和校核····················· 29
11. 联轴器选择···················· 32
12. 箱体附件设计····················· 32
13. 润滑方法及密封形式选择············· 33
14. 箱体设计··················34
15. 课程设计总结····························· 35
16. 参考资料····························· 36

计 算 及 说 明
结 果
1 .设计任务书
1.1．工作条件和技术要求：输送带速度许可误差为±5％。输送机效率为ηw=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年，工作环境：室内，清洁；动力起源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，六个月一次小修：制造条件极其生产批量：通常机械厂，小批量生产。
1.2 设计内容
（1）确定传动装置类型，画出机械系统传动方案简图；
（2）选择电动机，进行传动装置运动和动力参数计算；
（3）传动系统中传动零件设计计算；
（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;
（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴零件图各1张（A2） 1.3 原始数据
运输带曳引力F（KN）：2
运输带速度V（m/s）： 1.2
滚筒直径D (mm)： 300
2．传动方案确实定
输送机由电动机驱动，电动机1经过联轴器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。传动系统中采取两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，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。

=14600h

F=N
V=1.2m/s
D=300mm

两级分流式圆柱齿轮减速器
3．电动机选择和计算
1 选择电动机类型
按已知工作条件和要求，选择Y系列通常见途三相异步电动机
2 选择电动机容量
1）滚筒所需功率：
=FV/1000=×1.2/1000=3.0kw
滚筒转速
=60×1000V/πD=63.7r/min
2）电动机至滚筒之间传动装置总效率为η：

其中，， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承效率，，是滚筒效率，=0.99，=0.98，=0.98 =0.96

0.85

3）确定电动机额定功率
电动机输出功率为
=/η
=3.0/0.85=3.53kw
确定电动机额定功率
选定电动机额定功率=4kw
3、 选择电动机转速
=63.7 r/mi
该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=8～60
则总传动比可取 8至60之间
则电动机转速可选范围为
=8=8×63.7=509.6r/min
=60=60×63.7=3822r/min

可见同时转速为750r/min 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min电动机全部符合，这里初选同时转速为1000r/min ，1500r/min 两种电动机进行比较，以下表：
由参考文件[1]中表16-1查得：

方案

电动机型号

额定功率
（KW）
电动机转速n/(r/min)
计算得总传动比

质量/kg
同时转速
满载转速
1
Y132M1-6
4
1000
960
15.7
2.2
73
2
Y112M-6
4
1500
1440
22.5
2.2
43

由表中数据可知，方案1总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，所以可采取方案1，选定电动机型号为Y132M1-6
电动机技术参数和外型、安装尺寸
型号
A
B
C
D
E
F
G
H
Y132M1-6
216
178
89
38
80
10
33
132
K
AB
AC
AD
HD
BB
L

12
280
135
210
315
238
515

四．各级传动比分配
4.1 计算总传动比
由参考文件[1] 《机械设计课程设计》中表20-2查得：
满载转速nm= 960r / min；
总传动比i=nm / n=960/ 63.7=15.07
4.2 分配各级传动比
查阅参考文件[1]《机械设计课程设计》中表2—3各级传动中
分配各级传动比
取高速级圆柱齿轮传动比≈ 1.4，则低速级圆柱齿轮传动比为 =/=/1.4
=4.59 =3.28

=3.0kw

=63.7 r/mi

η=0.85

=3.53kw

=4 kw

电动机型号为Y132M1-8

i=15.07

=4.59 =3.28
五 计算传动装置运动和动力参数
1. 各轴转速
电动机轴为轴Ⅰ，减速器高速级轴为轴Ⅱ，中速轴为轴Ⅲ低速级轴为轴Ⅳ，滚筒轴为轴Ⅴ，则
= 960 r/min
960/4.58 r/min=209.2 r/min
209.2/ 3.28=63.7r/min
解得滚筒速度在输送带速度许可误差为±5％范围内

2按电动机额定功率计算各轴输入功率
=4kw
=4×0.99 kw=3.96kw
=3.96×0.98×0.98 kw
=3.80kw
=3.80×0.98×0.98 kw
=3.65kw
=3.65×0.98×0.99 kw
=3.54kw

2. 各轴转矩
=9550×4/960
=39.79
=9550×3.96/960
=39.39
=9550×3.80/209.2
=173.47
=9550×3.65/63.7
=547.21
=9550×3.54/63.7
=530.72

表3 轴运动及动力参数
项目
电动机轴I
高速级轴II
中间轴III
低速级轴IV
滚筒轴V
转速（r/min）
960
960
209.2
63.7
63.7
功率（kw）
4
3.96
3.80
3.65
3.54
转矩()
39.79
39.39
173.47
547.21
530.72
传动比
1
4.59
3.28
1
效率
0.99
0.96
0..96
0.97

六、齿轮传动设计
1.高速级齿轮传动设计
（1）选择材料、精度及参数
a . 按图1所表示传动方案，选择斜齿圆柱齿轮传动
b . 带式运输机为通常工作机器，速度不高，故选择
7级精度（GB10095-88）
c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS，二者硬度差为40 HBS。

d . 初选小齿轮齿数=28，则大齿轮齿数
=4.59
=4.59×24= 110.16 取z=110
e .初选螺旋角β=
f .选择齿宽系数： =0.8
2）按齿面接触强度设计
按下式试算

1）确定公式内各计算数值
a . 试选=1.6
b. 分流式小齿轮传输转矩=/2
=19.70

c. 查图表（P217图10-30）选择区域系数=2.433
（表10-6）选择弹性影响系数=189.8
d. 查图表（P215图10-26）得
=0.77 ，=0.89
=0.77+0.89=1.66

==14600h
则应力循环次数

=6.4×/4.16=1.6×
g、查阅参考文件[2]《机械设计》中图10-19查第2条线查得接触疲惫寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.97。

9、计算接触疲惫许用应力，取安全系数S=1。查阅参考文件[2]《机械设计》中图10-21d查得小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限。

则=（+）/2
=（509.6+504.4）/2=507MPa
a. 按式①计算小齿轮分度圆直径
mm
=40.48mm
b. 计算圆周速度

=3.14×40.48×9600/（60×1000）m/s
=2.03m/s
c. 计算齿宽b及模数
b==0.8×40.48mm=32.38 mm
=cosβ/=1.64mm
h =2.25=2.25×1.64 mm=3.69mm
b/h=32.38 /3.69=8.77
d. 计算纵向重合度
=0.318tanβ
=0.318×0.8×24×tan=1.52

e. 计算载荷系数K
依据有轻微冲击， 使用系数=1.25，依据V=2.03 m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.09；查表10-4接触疲惫齿向载荷分布系数 值和直齿轮相同得=1.134
弯曲强度计算齿向载荷系数查图（图10-13）得=1.221
查表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4
由式
…………… ④
得载荷系数=1.25×1.09×1.4×1.134=2.16
f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径
由式
　　　　………………… ⑤
得 mm=44.74mm
g. 计算模数
=cosβ/=44.74×cos/22mm
=1.81mm
3）按齿根弯曲疲惫强度设计
按式计算

1） 确定计算系数
a. 计算载荷系数
由式
…………………… ⑥
得=1.25×1.09×1.4×1.221=2.33
b. 依据纵向重合度=1.52 查图表（图10-28）
得螺旋角影响系数=0.88
c. 计算当量齿数
=26.3
=120.4
d. 查取齿形系数
查图表（P200表10-5）=2.588，=2.178
e. 查取应力校正系数
查图表（P200表10-5）=1.596 ，=1.792
f. 计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，弯曲疲惫寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲惫强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲惫强度极限=380 MPa ，由式
……………………… ⑦

g. 计算大小齿轮并加以比较
=2.588×1.596/303.57=0.01372
=2.178×1.792/238.86=0.01634
大齿轮数值大
设计计算
mm
=1.59mm
由以上计算结果，取=2 ，按接触疲惫强度得分度圆直径=44.74mm计算应有齿数
=44.74×cos/2=23.05 取23
取=23，则=4.59×23=105.57 取106
（4） 几何尺寸计算
1） 计算中心距
mm
=132.95mm
将中心距圆整为133mm
2） 按圆整中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数 ， ，等无须修正

3） 计算大小齿轮分度圆直径
=23×2/cos
=47.4 mm 取整47mm
=106×2/ cos
=218.5. mm 取整219mm
4） 计算齿轮宽度
=0.8×47.4mm=37.6mm
圆整后取=35mm ，=40mm
5） 结构设计
由e＜2，小齿轮做成齿轮轴 ，
由160mm<<500mm ，大齿轮采取腹板式结构

2. 低速级齿轮传动设计
（1）选择材料、精度及参数
a. 按图1所表示方案，选择直齿圆柱齿轮传动
b. 选择7级精度（GB10095-85）
c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS
大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS
d. 初选小齿轮齿数=24 ，=24×3.28=78,7
e. 选择齿宽系数=1.0
（2）按齿面接触强度设计
按下式试算

1） 确定公式内各计算数值
a. 试选=1.3
b. 确定小齿轮传输转矩=173.47
=1.73×
c. 查图表（P表10-6）选择弹性影响系数=189.8
d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮接触疲惫强度极限=670MPa ，=610MPa
e. 由式②确定应力循环次数
=60×175.48×1×14600=1.54×
=6.373×/3.18=4.84×
f. 查图表（P图10-19）取接触疲惫寿命系数
=0.97，=1.06
g. 计算接触疲惫许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式⑦得
=0.97×670MPa=649.9MPa
=1.06×610MPa=646.6MPa
2）计算
a. 由式⑧试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值=646.6MPa得

=mm
=68.2mm
b. 计算圆周速度

=3.14×68.2×209.2/60000m/s=0.75m/s
c. 计算齿宽
=1×68.2 mm=68.2mm
d. 计算模数、齿宽高比
模数=/=68.2/24mm=2.84mm
齿高=2.25=2.25×2.84mm=6.39mm
则/=68.2/6.39=10.7
e. 计算载荷系数
使用系数Ka=1.25 依据=0.75m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.02 ，直齿轮=1 ，由=1和=68.2mm ， 查表10-4得 =1.312
由/=10.7和=1.292查图表（P图10-13）得=1.312
故依据式得=1.59
f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式
得 =72.9mm
g. 计算模数
=72.9/24mm=3.04mm

（3） 按齿根弯曲强度设计
计算公式为
……………… ⑨
1） 确定公式内各计算数值
a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮弯曲疲惫强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲惫强度极限=380MPa 。
b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲惫寿命系数=0.892，=0.92
计算弯曲疲惫许用应力。取弯曲疲惫安全系数=1.4 ，由式

c. 计算载荷系数。由式⑥
得=1.25×1.02×1×1.352=1.72
d. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.65 =2.22
e. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.58，=1.77
f. 计算大、小齿轮，并加以比较
=2.65×1.58/318.57=0.013143
=2.22×1.77/249.71=0.015746
大齿轮数值大
2） 设计计算
mm=2.45mm

由以上计算结果对比，由齿面疲惫接触强度计算法面模数mn大于由齿根弯曲疲惫接触强度计算法面模数，取mn=3mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算分度圆直径d1=74.14mm来计算应有齿数计算应有齿数得
=72.9/3=24.3取=24，
则=3.28×24=78.7 取z=78
（4） 几何尺寸计算
1） 计算中心距
=3×（24+78）/2 mm=153mm
圆整后得=153
2） 计算分度圆直径
mm=72mm
mm=234mm
3） 计算齿轮宽度
=1.0×72mm=72mm
取=75mm ，=70 mm
5）结构设计
由e＜2，齿轮3做成齿轮轴 ，
由160mm<<500mm ，齿轮4采取腹板式结构

齿宽
模数
齿数
分度圆直径
中心距
高速级小齿轮
40

2
23
47

133

高速级大齿轮
35
106
219
低速级小齿轮
75

3
24
72

153
低速级大齿轮
70
78
234

七、 轴设计
1高速轴设计
已知=3.96 kw ，=960r/min ，=39.39 =19.7
1. 求作用在齿轮上力
=2×19.7××cos/47N
=813.0N
N=305.1 N
N=204.2N
圆周力 ，径向力及轴向力方向图所表示

1． 初步确定轴最小直径。先按式
………………………… ⑩
初步估算轴最小直径。选择轴材料为45号钢r，调质处理。查图表（表15-3），取=110，得 mm=17.64 mm
该轴直径d≤100mm，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，取轴颈增大5%则

输入轴最小直径是安装联轴器处直径。选择联轴器型号。联轴器计算转矩公式为
……………………… （11）
查图表（P351表14-1），取=1.5 ，则=1.5×39.39
=59.69
依据=213.71及电动机轴径D=38 mm，查标准GB4323-84，选择TL6型弹性套柱销联轴器，半联轴器孔径d1=32mm半联轴器长度L=82半联轴器和轴配合毂孔长度L1=84mm。确定轴最小直径=32mm

2． 轴结构设计
确定轴上零件装配方案。经分析比较，选择图所表示装配方案

（1） 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1） 联轴器采取轴肩定位，I-II段=32mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=36mm ，=58mm
2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选择深沟球轴承。依据=37mm，查GB/T276-1994初步取0组游隙，0级公差深沟球轴承6008，其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm ，故=40mm 取 =43mm
=6mm
3） 取=42mm，=40mm
4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面距离mm ，取=42mm，采取凸缘式轴承盖，取轴承盖总宽度为30mm，到联轴器距离为25mm，则=55mm
5） 取小齿轮距箱体内壁距离为=12mm，大齿轮2和和齿轮3之间距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=8mm则-2-6
=15+12+8-2-6=27mm
=27 mm
=95mm
（3）轴上零件周向定位
半联轴器和轴周向定位采取一般C型平键连接，按=32 =mm，=58mm 查图表（P106表6-1）选择键=10mm×8mm×50mm 。滚动轴承和轴周向定位采取过渡配合来确保，选择直径尺寸公差为m6
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（表15-12），取轴端倒角为1.5×，各轴肩处圆角半径为R1

（二）中速轴（III轴）设计
已知=3.80 kw，=173.74 ，=209.2r/min
1．求作用在齿轮上力
=813.0 N ，=305.1N，=204.2 N
=2×173.47/0.072N=4818.6N
=1753.8N
轴上力方向以下图所表示

．初步确定轴最小直径
依据式（10）初步确定轴最小直径，选择轴材料为45钢，调质处理。查图表（P表15-3），取=110 ，于是得
110×mm=28.9mm 。该轴最小直径为安装轴承处直径，取为=30mm

3．轴结构设计
（1）确定轴上零件装配方案，图

（2）确定轴各段直径和长度
1）依据=30mm 取=40mm，则=40mm
轴承和齿轮2，之间采取套筒定位，取=43mm，==35-2=33mm
齿轮2和齿轮3之间用轴肩定位，取=50mm ，==10m
齿轮3采取齿轮轴， ==75mm
2）初步选择滚动轴承
因为配正确斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，故初步选择0组游隙，0级公差6208轴承，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm ，
由=12mm，=10mm取=12mm，=10mm ，则
42mm
选择嵌入式轴承盖，取轴承端盖总宽度为36mm
3）轴上零件周向定位
齿轮周向定位全部采取一般平键型键连接
=43mm ，=35mm
==33mm
查图表（P表6-1）取各键尺寸为
II-III段及VI-VII段键：b×h×L=14mm×9mm×40mm
滚动轴承周向定位靠过渡配合来确保，选公差为m6
4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处圆角半径为R1

三）低速轴（轴IV）设计
已知=3.65kw ，=547.21 ，=63.7r/min

1．求作用在轴上力
=4818.6N =1753.8N
2．初步确定轴最小直径
按式（10）初步确定轴最小直径。选择轴材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=110，于是得
110×mm=42.4mm 。该轴最小直径为安装联轴器处直径，选择联轴器型号。
依据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5 ，则
=1.5×547.21=820.8
依据=820.8，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带含有缓冲性能，选择HL6型弹性柱销联轴器。选择轴孔直径d=45mm，其轴孔长度L=84mm，则轴最小直径=45mm
3．轴结构设计
（1）确定轴上零件装配方案。经比较，选择以下图所表示方案

（2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1）取=45mm，为了满足半联轴器轴向定位要求，采取轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=52mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=55mm，=82mm
2）初步选择滚动轴承
依据轴上受力及轴颈，初步选择0组游隙，0级公差深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B=55mm×90mm×18mm 故=55mm
3）轴承一端采取套筒定位，一端采取轴肩，取=62mm，mm
4）依据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=65mm，齿轮采取轴肩定位，依据h=（0.07-0.1）d取h=7.5mm，则=79mm ，轴环宽度b≥1.4h=1.4×7.5mm=9.8mm，取10mm
5）查图表（指导书表13-21），已知=70mm。 =68mm ，
6）依据轴II，轴III设计，取滚动轴承和内壁之间距离=12mm，则=+++c+2.5-10
=（12+14.5+30+10+2.5-10）mm
=58mm
=+++c+2.5-16-2-10
=（10+14.5+30+10+2.5-10-10-2）mm=46mm
6） 依据箱体内壁至轴承座孔端面距离=57mm，及=12mm，B=45mm，依据指导书表选择凸缘式轴承盖，取轴承盖总宽度为30mm，轴承盖和联轴器之间距离为=25mm则=48mm

3）轴上零件周向定位
齿轮，半联轴器和轴周向定位全部采取一般平键连接，依据=65mm ，=68mm
=45mm ，=82mm
查图表（P表6-1）得
IV’-IV段选C型键：b×h×L=18mm×11mm×63mm
VIII-IX段：b×h×L=14mm×9mm×70mm
滚动轴承和轴周向定位靠过渡配合来确保，选择直径尺寸公差为m6
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm

八、轴校核
低速轴校核
齿轮上作用力：
=4818.6N =1753.8N
再由下图求出轴承对轴作用力由机械设计图15-23知，深沟球轴承6211，a=12.5mm，
从轴结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）能够看出Ft作用处
是危险截面，
L=172mm，将该截面所受弯矩和扭矩列于下表

表4 危险截面所受弯矩和扭矩

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=18962.83N
=4984.52N
弯矩
=308245.2
=851201.23
总弯矩M
=905294.498
扭矩T
T=1223504.3

弯距图和扭距图以下：

5. 按弯扭合成应力校核轴强度
依据上表对危险截面进行校核，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴计算应力

=1165529.9/41417.5MPa=28.16MPa
前已选定轴材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，所以＜，故轴安全。

九、轴承选择和校核计算
已知轴承估计寿命为=14600h
1．输入轴承选择和计算
由轴II设计知，初步选择深沟球轴承6008，因为受力对称，只需要计算一个，其受力==868.3N，=0，ε=3 ，转速n=960r/min
1）查滚动轴承样本（指导书表12-1）知深沟球轴承6008基础额定动载荷C=13200N，基础额定静载荷=9420N
2）求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按书本（P表13-6），取=1.2，则
P=（X+Y）=1.2×（1×868.3+0）N
=1042.0N
3）验算轴承寿命
h
=35293h>=14600h
故所选择轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6008
2．轴III上轴承选择和计算
由轴III设计已知，初步选，故初步选择0组游隙，0级公差6208轴承，因为受力对称，故只需要校核一个。其受力=2058.9N，=0，ε=3，n=209.2r/min
1）查滚动轴承6208样本（指导书表15-2）知基础额定动载荷C=22800N，基础额定静载荷=15800N
2）求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按书本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×2058.9+0）N
=2470.7N
3）验算轴承寿命
h
=62608h>=14600h
故所选择轴承满足寿命要求。确定，故初步选择0组游隙，0级公差6210轴承，
3）验算轴承寿命
h
=73714h>=7h
故所选择轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。

3．输出轴上轴承选择和计算
由轴IV设计知，初步选择深沟球轴承6211，因为受力对称，只需要计算一个，其受力== 5127.8N，=0，ε=3 ，转速n=63.7r/min
1）查滚动轴承样本（指导书表12-1）知深沟球轴承6011基础额定动载荷C=23200N，基础额定静载荷=17800N
2）求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按书本（P表13-6），取=1.0，则
P=（X+Y）=1.×（1×5127.8+0）N
=5127.8N
3）验算轴承寿命
h
=24231h>=14600h
故所选择轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6011。
十、键连接选择和校核计算
1．输入轴和联轴器键连接
1) 由轴II设计知初步选择c型键=10mm×8mm×50mm，=143.9
2) 校核键连接强度
键、轴和轮毂材料全部是钢，由书本（表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键工作长度=L-b/2=50mm-5mm=45mm，键和轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得
=2×39.39/4×45×32MPa
=13.7MPa<=110MPa
可见连接强度足够，选择C型 键 =10mm×8mm×50mm，
2．齿轮2（2’）和轴III键连接
1) 由轴III设计知初步选择A型键：b×h×L=10mm×8mm×30mm，==86.74
2) 校核键连接强度
键、轴和轮毂材料全部是钢，由书本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键工作长度=L-b=30mm-8mm=22mm，键和轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得
=2×173.47/4×22×38MPa
=76.3MPa<=110MPa
可见连接强度足够，选择键b×h×L=10mm×8mm×30mm 3．齿轮3和轴III键连接
1) 由轴III设计知初步选择键b×h×L=14mm×9mm×63mm ，==173.47
2) 校核键连接强度
键、轴和轮毂材料全部是钢，由书本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键工作长度=L-b=63mm-14mm=49mm，
键和轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×9mm=4.5mm。由式可得
=2×173.47/4.5×49×42MPa
=37.6MPa<=110MPa
可见连接强度足够，选择键b×h×L=14mm×9mm×63mm
4．齿轮4和轴IV键连接
1) 由轴IV设计知初步选择键b×h×L=18mm×11mm×63mm ==547.21
2) 校核键连接强度
键、轴和轮毂材料全部是钢，由书本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MP