機械設計課程設計-二級展開式圓柱齒輪減速器.doc

課程設計計算說明書機械設計課程設計計算說明書設計題目 二級展開式圓柱齒輪減速器學院：機械與動力工程學院專業(yè)：機械工程及自動化班級：機械0902學號：姓名：指導老師： 目錄一 設計任務4題目：帶式傳輸機的傳動裝置4帶式運輸機的工作原理（如下圖）4工作情況：（已知條件）4二 動力機的選擇5電機容量的選擇5三 傳動裝置的運動參數和動力參數61.運動參數62.動力參數6四 傳動件設計計算（齒輪）7A 高速齒輪的計算7B 低速齒輪的計算13五 軸的設計18A 高速軸18B 中間軸21C 低速軸25六 軸承的選擇和計算27（1）高速軸軸承的選擇和計算27（2）中間軸軸承的選擇和計算28（3）低速軸軸承的選擇和計算29七 鍵的選擇和計算30（1）高速軸的鍵30（2）中間軸的鍵31（3）低速軸第一個鍵：31八 聯軸器的選擇32a.聯軸器一32b.聯軸器二32九 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇33a.潤滑方式和潤滑油牌號的選擇33b.密封裝置的選擇33十 其他零件35（1）六角頭螺栓35（2）油標35（3）通氣塞35（4）窺視孔35參考文獻36一 設計任務題目：帶式傳輸機的傳動裝置設計題號：8帶式運輸機的工作原理（如下圖）（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機傳動示意圖）工作情況：（已知條件）A. 工作條件：兩班制，每班8小時，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度350CB. 使用折舊期：8年C. 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修D. 動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220VE. 運輸帶速度允許誤差：+-5%及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產條件4）原始數據：（注：要求按照軟齒面設計）參數 題號運輸帶輸出轉矩T(N.m)900運輸帶工作速度V(m/s)0.75卷筒直徑D(mm)320F. 制造 二 動力機的選擇 電機的動力來源：電力，三項交流電，電壓380/220V；故選擇常用的封閉式系列的交流電動機電機容量的選擇1） 工作機所需要的功率P輸入設計方案中總效率：（注：查2表1-7）2) 電動機的輸出功率P輸出和P輸入P輸出 =2TVD=4218.75(W)P輸入 =P輸出/=4860.15(W)電機選擇查2表12-1: 要求電動機的功率大于等于要求的理論計算的輸入功率，由表中數據，可以選擇電機型號為：Y132S-4 型號額定功率/KW滿載轉速/r/min堵轉轉矩/r/min最大轉矩/Nm質量/kgY132S-45.514402.22.3683)傳比的確定 因為 n3=60V/D =44.76(r/min) 且由經驗公式 已知i1=1.4i2 則 i=n1/n3=32.17 i1=6.71 i2=4.79三 傳動裝置的運動參數和動力參數1. 運動參數1) 各軸的轉速ni1=n1/n2=6.71n2= n1* i1=214.61(r/min)2. 動力參數1) 各軸的輸入功率P1= P輸入聯=4811.5(W)P2= P1軸承齒輪=4668.16(W)P3= P2軸承齒輪=4529.05(W)P4= P3軸承聯=4438.92(W)2) 各軸的轉矩T1= 60* P1/(2n1)=31.91(Nm)T2=207.71(Nm)T3=966.25(Nm)T4=947.02(Nm)項目電動機軸高速軸中間軸低速軸卷筒轉速（r/min644.7644.76功率(W)55004811.554668.164529.054438.92轉矩(Nm)2.231.91207.71966.25947.02傳動比116.714.791效率10.990.97020.97020.9801 四 傳動件設計計算（齒輪） A 高速齒輪的計算項目輸入功率轉速齒數比轉矩數值 486015144067131911 選擇齒輪類型、齒輪精度、材料及齒數1) 齒輪類型： 由給定條件選擇斜齒圓柱齒輪2) 齒輪的精度等級和材料、熱處理方法： a齒輪的速度不高，可以選用7級精度； b小齒輪選用40Cr,硬度280HBS,進行調質處理; c大齒輪選用45鋼,硬度240HBS,進行調質處理,大小齒輪硬度差,有40HBS,小齒輪硬度高這樣對大齒輪有明顯的冷作硬化現象，提高了齒輪的疲勞強度3) 齒數選擇： 為防止根切保證強度，初定小齒輪齒數Z1=20,大齒輪齒數Z2=Z1*u=134.2,取Z2=1344) 初選螺旋角：一般在80到200，故初選螺旋角=1502 按照齒面接觸強度計算由設計計算公式進行試算：（見1公式10-21）d1t=2.323KT1du+1u(ZEZHH)2(1) 確定公式內的各計算數值：1) 載荷系數Kt試選1.62) 由1圖10-30,選取ZH=2.4253) 由1表10-7，選取齒寬系數d=14) 計算：tgt=tgncos=0.3768所以t=20.64690由1圖10-26，可以計算的=1.6345) 計算H:先計算應力循環(huán)次數： N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*8=3.318*109 N2=N1/i=4.945*108 由1圖10-19,可以查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=0.91 KHN2=0.99 齒輪按照失效概率為1%，取安全系數S=1: 由1公式10-12可計算H1=KHN1lims=546MpaH2=KHN2lims=544.5MpaH應去兩者中較小的，故H=544.5Mpa 6） 選?。?由1表10-6，可以查得=189.8Mpa127） 選取YFa1 YFa2: 先計算當量齒數，V=Z1COS3 所以 ZV1=22.192 ZV2=148.687 由1表10-5，通過插值法可以得到 YFa1=2.733 YFa2=2.151(2) 計算1) 計算小齒輪的分度圓直徑d1t：由上面的計算公式可以計算出分度圓直徑d1t=37.172) 計算圓周速度v:V=d1n160*1000=2.80m/s3) 計算齒寬b、齒高h和法向模數mnt b=dd=37.17 mnt=d1cosz1=1.80 H=2.25mnt=4.04 bh=9.2024) 計算重合度：=0.318d1tan=1.7045) 計算載荷系數K:已知使用系數KA=1，根據速度V=2.80m/s，且齒輪的精度為7級，由1圖10-8查得動載荷系數KV=1.11，由1表10-4查得KH=1.30,由1圖10-13查得KF=1.6，由1表10-3查得KH=KF=1.4，故載荷系數KK=KAKVKHKF=2.02026) 按實際載荷系數校正所算的的分度圓直徑d1:d1=d1t3KKt=40.1757) 計算法面模數mn： mn=d1cosz1=1.943 按照齒面彎曲強度校核 由1公式10-17 mn=32KT1Y(COS)2dz12YFaYSaF(1) 確定計算參數1) 計算載荷系數K=KAKVKFKF=2.48642) 由=1.704，可以在1圖10-28查得螺旋角影響系數 Y=0.8753) 有1表10-5查得應力校正系數YSa1=1.571 YSa2=1.9714) 計算彎曲疲勞壽命系數：先計算應力循環(huán)次數： N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*8=3.318*109 N2=N1/i=4.945*108由1圖10-18可以查得 KFN1=0.85 KFN2=0.925) 計算大小齒輪YFaYSaF：首先確定F，由1圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞極限FE1=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限FE2=380Mpa去安全系數S=1.4F1=KFN1FE1s=303.57MpaF2=KFN2FE2s=249.71Mpa所以 YFa1YSa1F1=0.01414YFa2YSa2F2=0.01543為了保證兩個齒輪能夠同時滿足彎曲疲勞強度極限，故YFaYSaF值應取 上面兩者中較大的值 （2）設計計算 mn=32KT1Y(COS)2dz12YFaYSaF=1.425由計算結果作比較，mn1mn2,所以為了保證足夠滿足兩者的疲勞強度要求，且模數作為標準齒輪的標準參數，應在標準模數中選取。綜上所述，mn=2.54 幾何尺寸的計算1) 計算中心距a a=(Z1+Z2)mn2COS=199.3 故將中心距圓整為a=2002) 中心距圓整以后修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn2a=15.7405503) 端面模數mt mt=mncos=2.59744) 齒輪的分度圓直徑d和齒寬b d1=z1mt=51.948 d2=348.0516 b1=dd1=51.948 b2=b2+2=545) 齒輪上載荷計算 Ft=2T1d1=1228.536N Fr=Fttgncos=464.572(N) Fa=Fttg=346.246(N)B 低速齒輪的計算項目輸入功率轉速齒數比轉矩數值 4668.16214.64.79207.711. 選擇齒輪類型、齒輪精度、材料及齒數1) 齒輪類型： 由給定條件選擇斜齒圓柱齒輪2) 齒輪的精度等級和材料、熱處理方法： a齒輪的速度不高，可以選用7級精度； b小齒輪選用40Cr,硬度280HBS,進行調質處理; c大齒輪選用45鋼,硬度240HBS,進行調質處理,大小齒輪硬度差,有40HBS,小齒輪硬度高這樣對大齒輪有明顯的冷作硬化現象，提高了齒輪的疲勞強度3) 齒數選擇： 為防止根切保證強度，初定小齒輪齒數Z1=30,大齒輪齒數Z2=Z1*u=143.7,取Z2=1444) 初選螺旋角：一般在80到200，故初選螺旋角=1502. 按照齒面接觸強度計算由設計計算公式進行試算：（見1公式10-21）d1t=2.323KT1du+1u(ZEZHH)2(1) 確定公式內的各計算數值：1) 載荷系數Kt試選1.62) 由1圖10-30,選取ZH=2.4253) 由1表10-7，選取齒寬系數d=14) 計算：tgt=tgncos=0.3768所以t=20.64690由1圖10-26，可以計算的=1.6815) 計算H:先計算應力循環(huán)次數： N1=60n1jLh=60*214.6*1*2*8*300*8=4.944*109 N2=N1/i=1.0322*109 由1圖10-19,可以查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=0.92 KHN2=0.90 齒輪按照失效概率為1%，取安全系數S=1: 由1公式10-12可計算H1=KHN1lims=546MpaH2=KHN2lims=544.5MpaH應去兩者中較小的，故H=544.5Mpa 若材料強度極限任然跟高速齒輪完全相同的話則會使得接觸疲勞強度有所降低，由于低速齒輪主要用于傳遞扭矩，受力相對比較大，這樣不利于受力的均勻和等壽命原則，所以在選用相同材料的情況根據實際情況，可以適當選擇質量高一點的同種材料，即在計算過程中認為兩者的接觸疲勞強度是相同的。6） 選?。?由1表10-6，可以查得=189.8Mpa127） 選取YFa1 YFa2: 先計算當量齒數，V=Z1COS3 所以 ZV1=33.288 ZV2=159.783 由1表10-5，通過插值法可以得到 YFa1=2.474 YFa2=2.144YSa1=1.641 YSa2=1.837（2）設計計算1) 計算小齒輪的分度圓直徑d1t：由上面的計算公式可以計算出分度圓直徑d1t=69.912） 計算圓周速度v:V=d1n160*1000=0.78m/s3） 計算齒寬b、齒高h和法向模數mnt b=dd=69.91 mnt=d1cosz1=2.251 h=2.25mnt=5.065 bh=13.8033. 按彎曲疲勞強度校核該齒輪采用另外一種方法校核，即根據公式(1公式10-16) F=KFtYFaYYSabmn1) 計算重合度：=0.318d1tan=2.556由=2.556，可以在1圖10-28查得螺旋角影響系數 Y=0.8752) 許用彎曲疲勞強度：先計算應力循環(huán)次數： N1=60n1jLh=60*214.6*1*2*8*300*8=4.944*109 N2=N1/i=1.0322*109 由1圖10-18,可以查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.92 KFN2=0.90F1=KFN1FE1s=328.57MpaF2=KFN2FE2s=244.286Mpa 為了能同時保證兩齒輪的強度，故F應取兩者中的較小值，即F=244.286Mpa3) 模數選取mn：為了滿足接觸疲勞強度，mn應該大于2.251。在標準模數中選擇大于它的座位實際用的模數，即mn=34) 校核計算： F=KFtYFaYYSabmn 顯然1受到的彎曲應力大故只要對其校核即可 所以F=127.668MpaF 綜上所述，mn=3能夠滿足齒輪傳動的強度要求4. 幾何尺寸的計算1) 計算中心距a a=(Z1+Z2)mn2COS=270.207 故將中心距圓整為a=2712) 中心距圓整以后修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn2a=15.613403) 端面模數mt mt=mncos=3.1154) 齒輪的分度圓直徑d和齒寬b d1=z1mt=93.448 d2=448.56 b1=dd1=93.448 b2=b2+2=955) 齒輪上載荷計算 Ft=2T1d1=4445.467N Fr=Fttgncos=1680.011(N) Fa=Fttg=1242.317(N)五 軸的設計A 高速軸項目轉矩T功率P轉速n數據31.914811.551440齒輪受力情況項目圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa數據1228.536464.572346.2641. 初步確定軸的直徑dmin根據1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=115故軸的最小直徑dmin=17.192，即直徑大于dmin扭轉強度就可以得到保證。下面通過結構設計確定軸的大致直徑和結構分布，最后對軸進行彎扭合成校核，看結構設計能否通過，如不行則需再次進行上述步驟的設計，直至滿足強度和結構要求。2. 軸的結構設計(1) 根據軸上零件的尺寸和定位要求確定軸各段的直徑和長度a. 滿足聯軸器的結構要求已知聯軸器與高速軸和電機相連，所以聯軸器的直徑應該與已經選定的電機軸的直徑相符合。根據2表12-3可知，電機的直徑為38mm,故聯軸器的主動端直徑應為38mm,又知道從動端的直徑應該大于等于dmin，又因為查1表14-1，可以選擇工作情況系數KA=1.5，所以Tca=KAT1=47.865Nm,故根據2表8-7可以選擇型號為LX3的彈性柱銷聯軸器。型號公稱扭矩許用轉速主動端直徑從動端直徑軸孔長度L1軸孔長度L與軸配合長度LX3125047003830828260根據L的長度確定與聯軸器配合的軸段長度取80mmb. 滿足軸承的結構要求已知軸承的內徑是5的倍數，且軸肩高度大于0.07d。已知d1=35mm，所以軸承內徑可取40mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數。項目型號內徑外徑寬度參數7008AC406815故軸承的軸段，長度大于等于15mm。c. 滿足齒輪的結構要求由上面齒輪設計過程已知，齒輪寬度為54mm。又因為軸的直徑已經到達40mm，所以齒輪應該與軸連成一體，故該高速軸應為齒輪軸。因而可以設計出的高速軸的基本尺寸，如下圖。d. 對軸的強度進行校核由上面的齒輪計算已知 Ft=2T1d1=1228.536N Fr=Fttgncos=464.572(N) Fa=Fttg=346.246(N) 將軸等價當做一根簡支梁，軸承作為兩個簡支點的位置。對兩軸承運用材料力學的只是，分別對軸承的兩點進行彎矩合成得到。這樣就可以求作用在軸承上的合力。這樣就可以做出彎扭合成圖。已知抗彎截面系數，許用彎曲疲勞強度，根據材料力學的知識就可以求出危險截面的。故軸的強度滿足要求。B 中間軸項目轉矩T功率P轉速n數據207.714668.16214.61齒輪受力情況項目圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa數據11228.536464.572346.264數據24445.4671680.0111242.3173. 初步確定軸的直徑dmin根據1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=117故軸的最小直徑dmin=32.366，即直徑大于dmin扭轉強度就可以得到保證。下面通過結構設計確定軸的大致直徑和結構分布，最后對軸進行彎扭合成校核，看結構設計能否通過，如不行則需再次進行上述步驟的設計，直至滿足強度和結構要求。4. 軸的結構設計(2) 根據軸上零件的尺寸和定位要求確定軸各段的直徑和長度a. 滿足軸承的結構要求已知軸承的內徑是5的倍數，且軸肩高度大于0.07d。根據強度要求，所以軸承內徑可取45mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數。項目型號內徑外徑寬度參數7209AC4510025故軸承的軸段，長度大于等于25mm。b. 滿足齒輪的結構要求中間軸要安裝兩個齒輪，由上面齒輪設計過程已知，齒輪寬度分別為52mm和95mm。由于齒輪定位的要求，所以安裝的軸段需要比齒輪寬短4mm左右?？紤]到軸承等軸上零件的定位要求，故對中間軸做出如下圖的結構設計。c. 軸強度校核（1） 按彎扭合成強度校核首先根據結構設計確定下來的中間軸的尺寸，以及作用在兩個齒輪上的力畫出軸的受力簡圖。根據材料力學知識，進行彎扭合成計算，求出每個危險截面上的彎矩，然后在進行彎曲疲勞強度的校核。已知軸為45鋼，進行調制處理，這樣可以得到軸的彎曲疲勞強度為。彎扭校核的彎矩圖，如下圖所示。軸的受力簡圖，如下圖所示首先求軸承對軸的支反力，由材料力學公式有：畫出各個方向的彎矩圖，然后合成中的彎矩圖，然后根據強度理論求當量彎矩所以，危險截面的危險截面 彎曲應力M截面一270.88129.726截面二291.66320743截面三208.60714.836截面四208.60722.892 由上表可以得出，即此結構的軸滿足彎曲疲勞強度要求。（2） 按疲勞強度條件進行精密校核由于中間承受主要載荷，故其安全強度尤為重要。為了保證其設計的安全，我們需要確定在變應力的情況下軸的安全程度。在已知軸的外形，尺寸和載荷的基礎上，可通過分析確定危險截面（這時不僅要考慮彎曲應力和扭轉切應力的大小，而且要考慮應力集中和絕對尺寸等的因素影響的程度），按照1公式3-35計算出該軸的安全系數，并且應該使其稍大于或者至少等于設計的安全系數s。 由1374頁可以查得s=1.5，由125頁查得，。由132頁公式有 因為，減速在工作過程中只會受到輕微叢集載荷，沒有很大的瞬時過載，而且是單向轉動，沒有非常嚴重的應力不對稱性，故而不需要對軸進行靜強度的校核。C 低速軸項目轉矩T功率P轉速n數據966.254529.0544.76齒輪受力情況項目圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa數據4445.4671680.0111242.3171. 初步確定軸的直徑dmin根據1公式15-2, dmin=A03Pn ，由1表15-3,可以查得A0=115故軸的最小直徑dmin=53.588，即直徑大于dmin扭轉強度就可以得到保證。下面通過結構設計確定軸的大致直徑和結構分布，最后對軸進行彎扭合成校核，看結構設計能否通過，如不行則需再次進行上述步驟的設計，直至滿足強度和結構要求。2. 軸的結構設計根據軸上零件的尺寸和定位要求確定軸各段的直徑和長度a. 滿足軸承的結構要求已知軸承的內徑是5的倍數，且軸肩高度大于0.07d。已知d1=48mm，所以軸承內徑可取60mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數。項目型號內徑外徑寬度參數7012AC609518故軸承的軸段，長度大于等于18mm。b. 滿足齒輪的結構要求由上面齒輪設計過程已知，齒輪寬度為93mm。于齒輪定位的要求，所以安裝的軸段需要比齒輪寬短4mm左右?？紤]到軸承等軸上零件的定位要求來決定軸段的長度要求。c. 滿足聯軸器的結構要求已知聯軸器與高速軸相連，所以聯軸器的直徑應該與所在的軸的直徑相符合。根據2表12-3可知道從動端的直徑應該大于等于dmin，又因為查1表14-1，可以選擇工作情況系數KA=1.5，所以Tca=KAT1=1231.126Nm,故根據2表8-7可以選擇型號為LX3的彈性柱銷聯軸器。型號公稱扭矩許用轉速主動端直徑從動端直徑軸孔長度L1軸孔長度L與軸配合長度LX3125047004842112112100根據L的長度確定與聯軸器配合的軸段長度取110mm，由此可以對軸進行結構設計，如下圖。六 軸承的選擇和計算（1） 高速軸軸承的選擇和計算a. 根據軸的結構設計，可以確定高速軸的軸承型號已知軸承的內徑是5的倍數，且軸肩高度大于0.07d。已知d1=35mm，所以軸承內徑可取40mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數。項目型號內徑外徑寬度參數7008AC406815b. 對軸承的壽命進行校核已知要求軸承每次大修換一次，也就是要求軸承的壽命至少為四年。即。首先計算出軸承受到的載荷（支反力，軸向力） 由2表6-6可以查得角接觸球軸承，AC系列的徑向當量動載荷壽命校核的方法 當 當 所以利用這個公式計算出軸承的當量載荷(查表)。查2表6-6,7008AC的基本額定動載荷=19.0。所以軸承壽命 與額定壽命比較滿足要求，即軸承的滿足設計要求。（2） 中間軸軸承的選擇和計算a. 根據軸的結構設計，可以確定高速軸的軸承型號已知軸承的內徑是5的倍數，且軸肩高度大于0.07d。根據強度要求，所以軸承內徑可取45mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數。項目型號內徑外徑寬度參數7209AC4510025b. 對軸承的壽命進行校核已知要求軸承每次大修換一次，也就是要求軸承的壽命至少為四年。即。首先計算出軸承受到的載荷（支反力，軸向力） 由2表6-6可以查得角接觸球軸承，AC系列的徑向當量動載荷壽命校核的方法 當 當 所以利用這個公式計算出軸承的當量載荷。查2表6-6,7008AC的基本額定動載荷=19.0。所以軸承壽命 與額定壽命比較滿足要求，即軸承的滿足設計要求。（3） 低速軸軸承的選擇和計算a. 根據軸的結構設計，可以確定高速軸的軸承型號已知軸承的內徑是5的倍數，且軸肩高度大于0.07d。已知d1=48mm，所以軸承內徑可取60mm，選擇角接觸球軸承AC系列。由2表6-6，可以查得軸承的具體參數。項目型號內徑外徑寬度參數7012AC609518b. 對軸承的壽命進行校核已知要求軸承每次大修換一次，也就是要求軸承的壽命至少為四年。即。首先計算出軸承受到的載荷（支反力，軸向力） 由2表6-6可以查得角接觸球軸承，AC系列的徑向當量動載荷壽命校核的方法 當 當 所以利用這個公式計算出軸承的當量載荷。查2表6-6,7008AC的基本額定動載荷=19.0。所以軸承壽命 與額定壽命比較滿足要求，即軸承的滿足設計要求。七 鍵的選擇和計算 鍵是標準件，它只要根據連接軸的直徑在2表4-1中查出鍵的寬和高（）。然后選擇鍵的長度,鍵的長度是根據鍵的被連接件的寬度（如齒輪的寬度，聯軸器的寬度等），同時為了保證載荷的均勻分布，故鍵的長度應該比被連接件的長度短5mm左右。當間的基本尺寸確定以后，應該由軸上的扭矩對鍵進行強度的校核。已知鍵的需用強度（1） 高速軸的鍵根據軸的設計過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑30mm。所以見的擠壓強度所以強度滿足要求（2） 中間軸的鍵a. 中間軸第一個鍵：根據軸的設計過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑52mm。所以見的擠壓強度所以強度滿足要求b. 中間軸的第二個鍵：根據軸的設計過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑52mm。所以見的擠壓強度所以強度不滿足要求，所以要對鍵進行重新選擇和計算。改用鍵,經過計算，故強度滿足要求。所以換用鍵。（3） 低速軸第一個鍵：根據軸的設計過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑70mm。所以見的擠壓強度所以強度滿足要求c. 低速軸的第二個鍵：根據軸的設計過程，可以由2表4-1可以查出鍵的規(guī)格為,已知該軸上的扭矩，軸徑48mm。所以見的擠壓強度所以強度不滿足要求，所以要對鍵進行重新選擇和計算。改用鍵,經過計算，故強度滿足要求。所以換用鍵。八 聯軸器的選擇a. 聯軸器一聯軸器的選擇是根據軸的結構設計時確定的，作為標準件可以在2表8-7根據軸徑和電機等直徑選擇即可。已知聯軸器與高速軸和電機相連，所以聯軸器的直徑應該與已經選定的電機軸的直徑相符合。根據2表12-3可知，電機的直徑為38mm,故聯軸器的主動端直徑應為38mm,又知道從動端的直徑應該大于等于dmin，又因為查1表14-1，可以選擇工作