二級圓錐—圓柱齒輪減速器設計書一、設計任務書一、設計題目：設計二級圓錐—圓柱齒輪減速器設計卷揚機傳動裝置中的兩級圓錐-圓柱齒輪減速器。該傳送設備的傳動系統由電動機—減速器—運輸帶組成。輕微震動，單向運轉，兩班制，在室內常溫下長期連續工作。（圖1）1—電動機；2聯軸器；3—減速器；4—卷筒；5—傳送帶二、原始數據：運輸帶拉力F（KN）運輸帶速度V（m/s）卷筒徑D（mm）使用年限（年）2.41.036010三、設計內容和要求：1.編寫設計計算說明書一份，其內容通常包括下列幾個方面：（1）傳動系統方案的分析和擬定以及減速器類型的選擇；（2）電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數的計算；（3）傳動零件的設計計算（如除了傳動，蝸桿傳動，帶傳動等）；（4）軸的設計計算；（5）軸承及其組合部件設計；（6）鍵聯接和聯軸器的選擇及校核；（7）減速器箱體，潤滑及附件的設計；（8）裝配圖和零件圖的設計；（9）校核；（10）軸承壽命校核；（11）設計小結；2.要求每個學生完成以下工作：（1）減速器裝配圖一張（0號或一號圖紙）（2）零件工作圖二張（輸出軸及該軸上的大齒輪），圖號自定，比例1:1。（3）設計計算說明書一份。

二、傳動方案的擬定運動簡圖如下：（圖2）由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為運輸設備。減速器為兩級展開式圓錐—圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用圓錐滾子軸承聯軸器2和8選用彈性柱銷聯軸器。三、電動機的選擇電動機的選擇見表1計算項目計算及說明計算結果1.選擇電動機的類型根據用途選用Y系列三相異步電動機選用Y132M-82?選擇電動機功率運輸帶功率為Pw二Fv/1000=2400*1.0/1000Kw=2.4Kw查表2-1，取一對軸承效率耳軸承二0.99,錐齒輪傳動效率耳錐軸承 錐齒輪=0.96，斜齒圓柱齒輪傳動效率n齒輪=0.97,聯軸器效率n聯齒輪 齒輪 聯=0.99,（說明本設計書均按精度等級為8級，潤滑方式為希油潤滑）得電動機到工作機間的總效率為n=n4nnn2=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88總 軸承錐齒輪齒輪 聯電動機所需工作效率為P=Pw/n=2.4/0.88Kw=2.74Kw0 總Pw=2.4Kwn=0.88總P=2.74Kw0

根據表8-2選取電動機的額定工作功率為P=3KwedP=3Kwed3.確定電動輸送帶帶輪的工作轉速為n=（1000*60V）/兀 D=1000*60*1.0/nn=53.05r/min機轉速*360r/min=53.05r/min由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比i錐二2?3,圓柱齒輪傳動傳錐動比i*二3?6,則總傳動比范圍為齒i=ii=2?3*（3?6）=6?18總 錐齒電動機的轉速范圍為n=ni、W53.05*（6?18）r/min=318.31?954.93r/min0 w總由表8-2知，符合這一要求的電動機同步轉速只有750r/min,所以選用750r/min的電動機，其滿載轉速為710r/min,其型號為Y132M-8n=710r/minm四、傳動比的計算及分配傳動比的計算及分配見表2計算項目計算及說明計算結果1?總傳動比i=n/n=710/53.05=13.38m wi=13.382.分配傳動比高速級傳動比為i=0.25i=0.25*13.38=3.351為使大錐齒輪不致過大，錐齒輪傳動比盡量小于 3，取i=2.951低速級傳動比為=i/i=13.38/2.95=4.541i=2.951=4.542五、傳動裝置運動、動力參數的計算傳動裝置運動、動力參數的計算見表3計算項目計算及說明計算結果n=710r/min0n=n=710r/min10n=n=710r/min101.各軸轉速n=n/i=710/2.95r/min=240.68r/min211n=240.68r/min2n=n/i=240.68/4.54r/min=53.01r/min3 2 2n=n=53.01r/minw 3n=n=53.01r/minw 32.各軸功p=p耳=2.74*0.99kw=2.71kw1 0聯p=2.71kw1P=2.58kw2率P=pn=pnn=2.71*0.99*0.96kw=2.58kw^1 1-2^1軸承錐齒P=pn=pnn=2.58*0.99*0.97kw=2.48kw”2 *2-3 ”2 1軸承1直齒P=2.48kw3P=2.40kw

P=pn=pnnn=2.48*0.99*0.99*0.99kw=2.40kww3 3-w 3P=pn=pnnn=2.48*0.99*0.99*0.99kw=2.40kww3 3-w 3軸承聯軸承T=9550p/n=9550*2.74/710N?mm=36.85N?m0003.各軸轉

矩T=9550p/n=9550*2.71/710N?mm=36.45N?m111T=9550p/n=9550*2.58/240.68N?mm=102.37N?m222T=9550p/n=9550*2.48/53.01N?mm=446.78N?m3 3 3T=9550p/n=9550*2.40/53.01N?mm=432.37N?mT=36.85N?m0T=36.45N?m1T=102.37N?m2T=446.78N?m3T=432.37N?m六、傳動件的設計計算一、高速級錐齒輪傳動的設計計算錐齒輪傳動的設計計算見表4計算項目計算及說明計算結果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW=217?255， HBW=162?217.平均硬度HBW二236，121HBW=190.HBW-HBW=46.在30?50HBW之間。選用8級精度。45鋼小齒輪調質處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為J4KT（ZZ/[a]）2di2」一-——EH h\ ?u（l—0.5?）21 R R1） 小齒輪傳遞轉矩為T=36450N?mm12） 因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數Kt=1.33） 由表8-19，查得彈性系數Ze=189.8jMpa4） 直齒輪，由圖9-2查得節點區域系數Z=2.5H5） 齒數比卩=i=2.9516） 取齒寬系數?Q=0.3R7） 許用接觸應力可用下式公式[◎]二Kc/SH N#im H由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為c 二426pa,c 二380paHliml Hlim2小齒輪與大齒輪的應力循環次數分別為N=60naL=60*710*1*2*8*300*10=2.0448*1?1 hN=N/i=2.0448*109/2.95=6.9315*10811由圖85查得壽命系數Kn1=1，Kn2=1.05；由表820取安全系

數S=1，則有H[c]二Kc /S二1*426/1二426MpaH1 N1Hliml H[c]二Kc /S二1.05*380/1二399MpaH2 N2Hlim2 H取t]=399MpaH初算小齒輪的分度圓直徑d，有1t[4kT(ZZ/[c])2d>3——1^~H H—“9申卩(1-0.5申)21 R R[4x1.3x36450x(189.8x2.5/399)2 ““=3【 mm=74.84mm3 0.3x2.95x(1-0.5x0.3)2d三74.84mm1t3.確定傳動尺寸計算載荷系數由表8-1查得使用系數K-1.0，齒寬中點A分度圓直徑為d二d(1-0.50)=74.84*(1-0.5*0.3)mm=63.614mmm1t1t R故V二ndn/60*1000=n*63.614*710/60*1000m/s=2.36m/sm1 m1t1由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系Kv=1.19,由圖8-7查得齒向載荷分配系數^=1.13，則載荷系數K=KKK=1.0*1.19*1.13=1.34AvR對d進行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算1t出的d進行修正，即1t/[K '1.34d=d31 274.84x3 =75?60mm1 1t3K 31.31 t確定齒數 選齒數Z=23,Z=uZ=2.95*23=67.85,取Z=68，1212,68cc/ Au 2.96-2.95八“亠，,則u 2.96， 0.3%，在允許范圍內23 u 2.95大端模數mm— — —3.06mm，查表823，1取標準模數m=3.5mm大端分度圓直徑為d=mZ=3.5*23mm=80.5mm>70.48511d=mZ=3.5*68mm=238mm22錐齒距為r=綸Ju2+1—80.5{2.962+1mm—70.374mm22齒寬為b=0R=0.3*70.374mm=21.112mmR取b=25mmd=75.60mm1Z=231Z=572m=3.5mmd=80.5mm1d=238mm2R=70.374mmb=25mm

4.校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為KFYY 「］O= 1FaSa——W治」Fbm(l—0.5申) FRK、b、m和0同前R圓周力為2T 2x36450 “F二 1 = N=1065.4Ntd(1-0.5<p) 80.5x(1-0.5x0.3)1 R齒形系數Yf和應力修正系數Yscos8-二—-,2.96 -0.9474Ju2+1 {2.962+1cos8-丄—-—1 -0.3201v'w2+1 <2.962+1即當量齒數為7 Z 23 3Zv= 1—= =24.3cos8 0.94741r Z 68 c…Zv=—2—= =212.4cos8 0.32012由圖8-8查得Y二2.65,丫=2.12,由圖8-9查得Y=1.58，Fa1 Fa2 SalY=1.865Sa2許用彎曲應力r1_KQLO」一N FlimF SF由圖8-4查得彎曲疲勞極限應力為Q =355Mpa,Q =311MpaFlim1 Flim2由圖811查得壽命系數K=K2=1,由表820查得安全系數Sf=1.25,故

「] Kc lx355Ld」=N二中山尸 =284Mpafi S 1.25F「」 Kc lx311「7」 =—N2―Flim2= =248.8Mpaf2 S 1.25F「」 KFKK「7」= 1_Foi—Sa1-f1bm(1—0.5(p)R=1.34x1065.4x2.65x1.58=25x3.5x(1-0.5x0.3)=80.37Mpa<[c]「」 KFKK「7」= 1_Fo2_Sa2-f2bm(1-0.5(p)R1.34x1065.4x2.12x1.865“= r Mpa25x3.5x(1-0.5x0.3)=75.89Mpa<[c]F2滿足齒根彎曲強度5?計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸ha二m=3.5mmh=1.25m=1.25*3.5mm=4.375mmfC=0.2m=0.2*3.5mm=0.857mQ u 2.96 “?rco=arccosp =arccosr =18.667°v'u2+1 <2.962+10=arccosr1 =arcco^—1 =71.333°Ju2+1 <2.962+1d二d+2mcos0=80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mmal1 1d=d+2mcos0=238+2*3.5*0.3201mm=240.241mma22 2d二d-2.5mcos0=80.5-2.5*3.5*0.9474mm=72.21mmfl1 1d=d-2.4mcos0=238-2.5*3.5*0.3201mm=235.119mmf22 2ha=3.5mmh=4.375mmfC=0.857m0=18.667°10=71.333°2d=87.132mma1d=240.241mma2d=72.21mmf1d=235.119mmf2、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算斜齒圓柱齒輪的設計計算見表5計算項目計算及說明計算結果1.選擇材料、熱處理方式和公差等大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW-217?255,HBW-162?217.平均硬度12HBW=236,HBW=190.HBW-HBW=46.在30?50HBW之間。選用8級精度。121245鋼小齒輪調質處理大齒輪正火處理

8級精度因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為1)2),：2kT(u+1力ZZ、

d-8級精度因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為1)2),：2kT(u+1力ZZ、

d-32 (rEiH)23 98UQda h小齒輪傳遞轉矩為T=102370N?mm2因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數K=1.4t3)由表8-19，查得彈性系數Ze=189.8\.：Mpa4)初選螺旋角B=12。，由圖9-2查得節點區域系數Z=2.433H5)齒數比卩二i=4.546)2.初步計算傳動的主要尺寸查表8-18，取齒寬系數J=1.1d則Z=uZ=4.54*24=108.96，取Z=1094 3 4初選Z=24,3則端面重合度為7)Z=243Z=109411二1.88-3.2(——+——)cosB

ZZ1- 3 4」】?88-3吩+臺罰2。=1.67軸向重合度為8二0.31如Ztan卩二0.318xl.lx24xtanl4°=2.098)B 8)許用接觸應力可用下式計算[q]=KQ/SHN〃im H由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力二426二426pa,Q二380paHlim2Hliml小齒輪與大齒輪的應力循環次數分別為N=60naL=60*240.68*1*2*8*300*10=6.9315*108TOC\o"1-5"\h\z2hN=N/i=6.9315*108/4.54=1.5268*1083 2由圖8-5查得壽命系數K=1.05，K=1.13；由表8-20取安全系N3 N4數SH=1.0，則有[q] =KQ/S=1.05*426/1=447.3Mpa\o"CurrentDocument"H3 HHlim3 H[q]=KQ/S=1.13*380/1=429.4MpaH4 H4Hlim4 H

取t]=429.4MpaH初算小齒輪的分度圓直徑d,得3t, \2kT(u+1)ZZ、d>3一f (rEiH)23V98u 0」da h12X1.4X102370X(4.54+l)x(189.8x2.443)2d60.38mm3t2飛 1.1x1.67x4.54x(440.7)2=60.38mm計算載荷系數 由表8-21查得使用系數K=1.0A兀dn 兀x60.39x240.68 ,因v=“3,2小= —— m/s=0.76m/s,由圖8660x1000 60X1000查得動載荷系數Kv=1.08,由圖8-7查得齒向載荷分配系數Kp=1.11,由表8-22查得齒向載荷分配系數K=1.2，則載荷系數為aK=KKKK=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44Av卩a對d進行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出3t的d進行修正，即3td=dJ—>60.39x3 =60.96mm3 3t3K 31.4確定模數mndcosB 60.96xcos14° -“m二t = mm=2.46mmnZ 243按表823，取m=2.5mmn計算傳動尺寸中心距為m(z+z) 3x(24+109)a= ―3 = mm=171.34mm2cosB 2xcos140取整，a=171mm螺旋角為。 m(z+z) 3x(24+109)。1357。B=arccos—n—3 = =13.572a 2x171K=1.44m=2.5mmna=171mmB=13.570

3.確定傳動尺寸因P值與初選值相差不大，故對與P有關的參數無需進行修正則可得，mz 25x24d- - ? mm-61.723mm3cosB cos13.57°mz 2.5x109 280326d—— mm-280?326mm4cosB cos13.57°b—申d—1.1x61.723—67.90mm,取b=68mmd3 4b-b+（5?10）mm,取b=75mm3 4 3d=61.723mm3d=280.326mm4b=68mm4b=75mm34.校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為c-2^YYY<[c]F bmdFaSa0 Fn31） K、T、mn和d同前3 32） 齒寬b=b=78mm43） 齒形系數Y和應力修正系數Y。當量齒數為z 24z-^^- -26.1v3cos3B cos313.57°z-^^- 109 -118.7v4cos3B cos313.57°由圖8-8查得Y=2.60，Y=2.165；由圖8-9查得Y=1.595，Fa3 Fa4 Sa3Y=1.805Sa44） 由圖11-23查得螺旋角系數55） 許用彎曲應力為[]KcQ」—一N―F4imF SF由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應力c —355Mpa,c —311MpaFlim3 Flim4由圖811查得壽命系數Y=Y=1，由表820查得安全系數N3 N4S=1.25，故

「1 Kc lx355“ “八，Lu」=—n3fiim3= Mpa=284Mpaf3 S 1.25F「u」=Kn4°fiim4=1X311Mpa=248.8MpaF4 S 1.25Fc=22kT^YYYF3bmdFa3Sa30n32xl.44x102370 cc二 x2.60x1.595x0.85Mpa68x2.5x61.723=99.04Mpa<lc」F3YY ccc/2.165x1.805“ CC"“ 「」c=cFa4Sa4=99.04x Mpa=93.33Mpa<「c」F4 F3YY 2.60X1.595 fFa3Sa3滿足齒根彎曲疲勞強度45.計算齒輪傳動其他幾何尺寸m 2.5 -__端面模數m=——l= mm=2.57mm1cos0 cos13.57°齒頂咼ha二ha*m=1*2.5mm=2.5mmn齒根咼h=(h*+c*)m=(1+0.25)*2.5mm=3.125mmf a n全齒咼h=h+h=5.625mma f頂隙c=c*m=0.25*2.5mm=0.625mmn齒頂圓直徑為d二d+2h=61.723+2*2.5mm=66.723mma33 ad二d+2h=280.326+2*2.5mm=285.326mma44 a齒根圓直徑為d二d-2h=61.723-2*3.125mm=55.473mmf33 fd=d-2h=280.326-2*3.125mm=274.076mmf44 fm=2.56mm1h=2.5mmah=3.125mmfh=5.625mmc=0.625mmd=66.723mma3d=285.326ma4md=55.473mmf3d=274.076mf4m七、齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續軸的設計和校核、鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供數據，其計算過程見表6計算項目計算及說明計算結果(1)已知條件高速軸傳遞的轉矩T=36450Nmm,轉速1n=710r/min,小齒輪大端分度圓直徑d=80.5mm,cos5=0.9474,111

1.高速級齒輪傳動的作用力sin5］二0.3201,81=18.67°(2)錐齒輪1的作用力 圓周力為廠 2T 2x36450 ““八,tid(1-0.5<p) 80.5x(1-0.5x0.3)1 R其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為F二Ftanacos5二1065.4xtan20°x0.9474N二367.38Nr1 t1 1其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心軸向力為F二Ftanasin5二1065.7xtan20°x0.3201N二124.13Na1 t1 1其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端法向力為F 1065.4F=―= N=1133.77Nn1cosa cos20°F=1065.4Nt1F=367.38Nr1F=124.13Na1F=1133.77NN12?低速級齒輪傳動的作用力已知條件 中間軸傳遞的轉矩T=102370Nmm，轉速n=240.68r/min，低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角0=13.57°。為使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為d3=61.723mm齒輪3的作用力廠 2T 2X102370-圓周力為F-—2- N-3317.1N13 d 61.7233其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為F-F^an^n-3317.1xtan20°n-1242.0Nr3 t3cos0 cos13.57°其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心軸向力為F-Ftan0-3317.3xtan13.57°N-800.7Na3 13其方向可用右手法則來確定，即用右手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為廠 F 3317.1 “F 13—— N-3631.4Nn3cosacos0 cos20°xcos13.57°nF=3317.1Nt3F=1242.0Nr3F=800.7Na3F=4381.3Nn3

(3)齒輪4的作用力從動齒輪4的各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反八、減速器轉配草圖的設計一、合理布置圖面該減速器的裝配圖一張A0或A1圖紙上，本文選擇A0圖紙繪制裝配圖。根據圖紙幅面大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定位1：1，采用三視圖表達裝配的結構。二、 繪出齒輪的輪廓尺寸在俯視圖上繪出錐齒輪和圓柱齒輪傳動的輪廓尺寸三、 箱體內壁在齒輪齒廓的基礎上繪出箱體的內壁、軸承端面、軸承座端面線九、軸的設計計算軸的設計和計算、軸上齒輪輪轂孔內徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算與軸聯接的半聯軸器的選擇同步進行。一、高速軸的設計與計算高速軸的設計與計算見表7。計算項目計算及說明計算結果1.已知條件高速軸傳遞的功率p=3.71kw,轉矩T=36450Nmm，轉速11n-710r/min,小齒輪大端分度圓直徑d-80.5mm，齒寬中點處分度圓11直徑d二(1-0.50)d-68.425mm，齒輪寬度b-25mmm1 R 12.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調質處理45鋼，調制處理3.初算軸徑查表9-8得C-105?126，取中間值C-115，則d二Ca叵=115』^^mm二17.97mmmin n \710軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大10%?15%，軸端最細處直徑d>17.97*(0.10?0.15)mm-19.77?20.67mm1d-20mmmin軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計聯軸器與軸段軸段上安裝聯軸器，此段設計應與聯軸器的選擇設計同步進行。為補償聯軸器所聯接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯軸器。查表8-37，取載荷系數K-1.5，計算轉矩為ATc-KT-1.5*36450Nmm-54675N?mmA1由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型聯軸器符合要求：公稱轉矩為250N?mm，許用轉速8500r/min，軸孔范圍為12?24mm。考慮到d>17.97mm，取聯軸器孔直徑為20mm，軸孔長度L=52mm，Y型軸1 聯孑L,A型鍵，聯軸器從動端代號為LX120*52GB/T5014—2003，相應的軸段的直徑d-20mm。其長度略小于孔寬度，取L-38mmdd-20mm j

4結構設計選油氈查表d=25mmD=39mmd=19mmB=7mmD=53mm1 a選圓錐滾子軸承GB/T297-1994代號為30206(d=30mmD=62mmT=17.25mmB=16mmC=14mmd=36mmd=37mm )a b選套筒 d=30mmD=36mm各段軸長具體設計見草稿本，這里不再詳細說明L1=38mm5?鍵連接帶輪與軸段間米用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵6x32GB/T1096—1990，齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵8x28GB/T1096—19906.軸的受力分析及校核F=367.38NrF=124.13Na已知F=1065.4N 詳細分析及計算見草稿本，這里不再詳說tT=36450NmmiM=2123.4Nmm軸的強度滿足要求7.校核鍵連接的強度聯軸器處鍵連接的擠壓應力為4T 4x36450 “ “力“b=——1-= Mpa=46.73Mpap1dhl20x6x(32-6)1齒輪處鍵連接的擠壓應力為4T 4x36450 “ “wb=—= Mpa=30.375Mpap2dhl30x8x(28-8)5取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得b]=125Mpa?150Mpa,bvb]，強度足夠p p1 p鍵連接的強度足夠二、中間軸的設計與計算中間軸的設計與計算見表8計算項目計算及說明計算結果1.已知條件高速軸傳遞的功率p=2.58kw,轉速n=240.68r/min。2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調質處理45鋼，調制處理查表9-8得C=105?126，取中間值C=115，則

3.初算軸徑d二C3-P2二115」238mm二25.4mmmin 3n V240.68T2軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大10%?15%,軸端最細處直徑d>25.4*(0.10?0.15)mm取d=42mm1d=25.4mmmin4.結構設計軸的結構構選圓錐滾子軸承 GB/T297-1994代號為30206(d=30mmD=62mmT=17.25mmB=16mmC=14mmd=36mmad=37mm )b擋筒d=30mmD=46mmL=20mm各段軸長具體設計見草稿本，這里不再詳細說明5.鍵連接齒輪與軸段間米用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵均選用bxhxl=12x8x36mmGB/T1096—19906軸的設計和校核F二367.38NF二1242.0Nr3 $2F=124.13NF=800.7Na3 a2F二1065.4NF二3317.1N13 12各段軸長具體設計見草稿本，這里不再詳細說明7校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為4T 4x102570 “ “b=——2= Mpa=50.88Mpapdhl42x8x(36-12)4取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得b]=125Mpa?150Mpa,bvb]，強度足夠p p p齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠

三、低速軸的設計計算低速軸的設計計算見表9計算項目計算及說明計算結果1.已知條件低速軸傳遞的功率p=2.48KwT=670170Nmmn=53.01r/min2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調質處理45鋼，調制處理3.初算軸徑查表取C=115d二C』:P3二115』2.48mm=41.1