帶式運輸機傳動裝置設(shè)計v帶二級同軸式斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計

1、課 程 設(shè) 計課程名稱 機械設(shè)計基礎(chǔ) 題目名稱_帶式運輸機傳動裝置_學(xué)生學(xué)院 材料與能源學(xué)院 專業(yè)班級 材料加工（2）班 2008 年 7月 11日目 錄機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任務(wù)書.1一、傳動方案的擬定及說明.3二、電動機的選擇.3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4四、傳動件的設(shè)計計算.6五、軸的設(shè)計計算.15六、滾動軸承的選擇及計算.23七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.26八、高速軸的疲勞強度校核.27九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇.30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.31參考資料目錄題目名稱帶式運輸機傳動裝置學(xué)生學(xué)院專業(yè)班級姓 名學(xué) 號一、課程設(shè)計的內(nèi)容設(shè)計一帶式運輸機

2、傳動裝置（見 圖1）。設(shè)計內(nèi)容應(yīng)包括：傳動裝置的總體設(shè)計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計；設(shè)計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機傳動裝置圖2 參考傳動方案二、課程設(shè)計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉力： F = 2.6 kN； 2運輸帶工作速度： v = 2.0 m/s； 3卷筒直徑： D = 320 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量。三、課程設(shè)計應(yīng)完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）；3設(shè)計說明書 1份

3、。四、課程設(shè)計進程安排序號設(shè)計各階段內(nèi)容地點起止日期一設(shè)計準(zhǔn)備: 明確設(shè)計任務(wù)；準(zhǔn)備設(shè)計資料和繪圖用具教1-201第18周一二傳動裝置的總體設(shè)計: 擬定傳動方案；選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力參數(shù)傳動零件設(shè)計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設(shè)計計算教1-201第18周一至第18周二三減速器裝配草圖設(shè)計: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強度計算;減速器箱體及附件的設(shè)計教1-201第18周二至第19周一四完成減速器裝配圖: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作圖設(shè)計教1-201第20周周二六整理和編寫設(shè)計計算說明書教1-201第20周周三至周四七課程設(shè)計答

4、辯工字2-617第20周五五、應(yīng)收集的資料及主要參考文獻1 孫桓, 陳作模. 機械原理M. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良貴, 紀(jì)名剛. 機械設(shè)計M. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信遠(yuǎn). 機械設(shè)計/機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計M. 北京：高等教育出版社，1995.4 機械制圖、機械設(shè)計手冊等書籍。發(fā)出任務(wù)書日期：2008年 6 月23日 指導(dǎo)教師簽名： 計劃完成日期： 2008年 7 月11日 基層教學(xué)單位責(zé)任人簽章：主管院長簽章：本畢業(yè)論文包含包含項目源代碼，項目設(shè)計說明書、任務(wù)書、報告書以及文獻參考翻譯、CAD設(shè)計文件以及仿真建模文件，資料請聯(lián)系6866150

5、8索要設(shè)計計算及說明結(jié)果一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即一般常選用同步轉(zhuǎn)速為的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為16-23。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務(wù)書所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓錐斜齒輪傳動二、電動機選擇1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y132M-4嗎系列三項異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)2電動機容量1) 卷筒軸的輸出功率 2) 電動機輸出功率d 傳動裝置的總效率 式中，為從電

6、動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：彈性聯(lián)軸器；滾子軸承；圓柱齒輪傳動；卷筒軸滑動軸承；V帶傳動=0.96則故 3電動機額定功率由1表20-1選取電動機額定功率4電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書中推薦減速裝置傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為可見只有同步轉(zhuǎn)速為3000r/min的電動機均符合。選定電動機的型號為Y132S2-2。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速起運轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y32S2-27.5KW2900r/min2.02.25、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比=24.29（符合24<<

7、34）2)、分配傳動比 假設(shè)V帶傳動分配的傳動比，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比=二級減速器中：高速級齒輪傳動比i低速級齒輪傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸、軸。各軸轉(zhuǎn)速為：2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)將計算結(jié)果匯總列表備用。項目電動機高速軸中間軸低速軸N轉(zhuǎn)速（r/min）29001450352119P 功率（kW）6.636.366.055.75轉(zhuǎn)矩T(Nm)i傳動比24.122.95效率0.950.980.97四、傳動件的設(shè)計計算1設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)。已知帶傳動的工作條件

8、：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=6.63kw小帶輪轉(zhuǎn)速 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比。設(shè)計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準(zhǔn)長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經(jīng)按選擇了V帶傳動，所以帶的設(shè)計按V帶傳動設(shè)計方法進行）1）、計算功率 =2)、選擇V帶型 根據(jù)、由圖8-10機械設(shè)計p157選擇A型帶（d1=112140mm）3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，由（機械設(shè)計p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑（2）、驗算帶速v 因為5m/s<19.0m/s<30m/s,帶輪符

9、合推薦范圍（3）、計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)式8-15 ，初定=250mm（4）、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度 a、 根據(jù)式8-20 機械設(shè)計p152 0.7 0.7 262.5a750 初定中心距=500mm b、由式8-22計算帶所需的基準(zhǔn)長度 =2+=2×500+×0.5×（125+250）+（250-125）（250-125）/4×5001597mm由表8-2先帶的基準(zhǔn)長度=1600mmc.計算實際中心距a+( -)/2500+（1600-1597）/2501.5mm中心距滿足變化范圍:262.5750mm（5）.驗算小帶輪包角 180°

10、;-（-）/a×57.3°180°-（250-125）/501.5×57.3° 166°>90° 包角滿足條件（6）.計算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達的功率 根據(jù)=2900r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=3.04kw單根v帶的傳遞功率的增量 已知A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=2900r/min 轉(zhuǎn)動比 i=/=2 查表8-4b得=0.35kw計算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.99=(+)××=(3.04+0.35) ×0.96×

11、0.99=5.34KWZ= =7.29/5.34=1.37 故取2根.（7）、計算單根V帶的初拉力和最小值500*+qVV=190.0N對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=285N對于運轉(zhuǎn)后的V帶,初拉力為:1.3=247N（8）計算帶傳動的壓軸力=2Zsin(/2)=754N（9）.帶輪的設(shè)計結(jié)構(gòu)A.帶輪的材料為:HT200B.V帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. C結(jié)構(gòu)圖 （略）2、齒輪傳動設(shè)計 選擇斜齒輪圓柱齒輪先設(shè)計高速級齒輪傳動1）、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1

12、=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS2)、按齒面接觸強度計算:取小齒輪=20，則=，=204.12=82.4，取=83并初步選定15°確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.425c.由圖10-26查得, ,則d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:。確定需用接觸應(yīng)力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力=600

13、MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90 =0.96 =/S=540Mpa= /S=528 Mpa=(+)/2=543 Mpa3）、計算（1）計算圓周速度:V=n1/60000=3.26m/s （2)計算齒寬B及模數(shù)B=d=1X42.9mm=42.9mm=cos/=2.07mmH=2.25=4.66mmB/H=42.9/4.66=9.206（3）、計算縱向重合度=0.318dtan=1.704（4）、計算載荷系數(shù)由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得:故載荷系數(shù)（5）、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式

14、1010a 得 =46.22mm（6）、計算模數(shù)= Cos/Z1=2.232mm4）、按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-17(1)、計算載荷系數(shù):(2)、根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)、計算當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù) ，（4）、由1圖10-5查得由表10-5 查得由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.85,=0.88計算彎曲疲勞應(yīng)力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=303.57 MPa=/S=238.86 MPa（5）、計算大小齒輪的，并比較 且，故應(yīng)將代入1式（11-15）計算。（6）、計算法向模數(shù)對比計算結(jié)

15、果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=46.22mm來計算應(yīng)有的數(shù),于是有:取2mm；（7）、則，故取=22.則=90.64，?。?）、計算中心距 取a1=116mm（9）、確定螺旋角 （10）、計算大小齒輪分度圓直徑:=（11）、確定齒寬 取5）、結(jié)構(gòu)設(shè)計。（略）配合后面軸的設(shè)計而定低速軸的齒輪計算1）、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同）(HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS2）、取小齒輪=20，則=59 取=59，初步選定15°3）、按齒面接觸強度計算:確

16、定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c.由圖10-26查得則d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩: 確定需用接觸應(yīng)力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96 =0.97 =/S=576Mpa= /S=533.5 Mpa=(+)/2=554

17、.8 Mpa4）、計算(1)、圓周速度:V=n1/60000=1.21m/s（2）、計算齒寬b及模數(shù)B=d=1X65.87=65.87mm=cos/ =3.18mmH=2.25=7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200(3)、計算縱向重合度=0.318dZ1tan=1.704a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得:故 載荷系數(shù) K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得 =70.48mm（5）計算模數(shù)= cos/=3.404mm5）、按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10-17a上式中b根據(jù)縱向重合度=1.

18、704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.85c計算當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù) ，由1圖10-5查得由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.86,=0.89d計算彎曲疲勞應(yīng)力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPae比較 且，故應(yīng)將代入1式（11-15）計算。f法向模數(shù)對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=70.48mm來計算應(yīng)有的數(shù),于是有:取2.5mm .則g中心距 取a1=138mmh確定螺旋角 i計算大小齒輪分度圓直徑:=J 齒寬 取4)、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計，（略）配合后面軸

19、的設(shè)計而定五、軸的設(shè)計計算為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1高速軸設(shè)計1）按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑高速軸為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=18.375mm。由機械設(shè)計手冊表22-1-17查得帶輪軸孔有20，22，24，25，28等規(guī)格，故取=20mm高速軸工作簡圖如圖(a)所示首先確定個段直徑A段：=20mm 有最小直徑算出）B段：=25mm，根據(jù)油封標(biāo)準(zhǔn)，選擇氈圈孔徑為25mm的C段：=30mm，與軸承（圓錐滾子

20、軸承30206）配合，取軸承內(nèi)徑D段：=36mm， 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=3mmE段：=45.58mm，將高速級小齒輪設(shè)計為齒輪軸，考慮依據(jù)課程設(shè)計指導(dǎo)書p116G段， =30mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內(nèi)徑F段：=36mm, 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm第二、確定各段軸的長度A段：=1.6*20=32mm,圓整取=30mmB段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mmC段：=28mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設(shè)計p24）=B+3+2=16+10+2=28mmG段：=29mm, 與軸承（圓錐滾子軸

21、承30206）配合,加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設(shè)計p24）F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齒輪的齒寬D段：=92mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度后圓整得=92mm軸總長L=290mm兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm，2、軸的設(shè)計計算1）、按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=27.325mm。根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸的最小直徑應(yīng)該設(shè)計在與軸承配合部分，初選圓錐滾子軸承30206，故取=30mm軸的設(shè)計圖如下：首先，確定各段的直

22、徑A段:=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合F段：=30mm，與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合E段：=38mm，非定位軸肩B段：=48mm, 非定位軸肩，與齒輪配合C段：=64.94mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑D段：=50mm, 定位軸肩然后確定各段距離：A段： =29mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30207）寬度與擋油盤的長度B段：=8mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度C段：=75mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬E段：=43mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）F段：=41.5mm，考慮了軸承長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離D段：=9.5mm,由軸得出的兩軸承

23、間距離（不包括軸承長度）S=174mm減去已知長度 得出3、軸的設(shè)計計算輸入功率P=5.58KW,轉(zhuǎn)速n =119r/min,T=460300Nmm軸的材料選用40Cr（調(diào)質(zhì)），可由表15-3查得=110所以軸的直徑: =39.65mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大12%，=44.408mm。由表13.1(機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書)選聯(lián)軸器型號為LH3軸孔的直徑=45mm長度L=84mm軸設(shè)計圖 如下：首先，確定各軸段直徑A段: =45mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合B段: =60mm,非定位軸肩,h取2.5mmC段: =72mm,定位軸肩，取h=6mmD段: =68mm, 非

24、定位軸肩，h=6.5mmE段: =55mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合F段: =60mm,按照齒輪的安裝尺寸確定G段: =45mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =46.5mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸B段: =68mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值根據(jù)軸承（圓錐滾子軸承30212）寬度需要D段: =57.5mm,由兩軸承間距減去已知長度確定E段: =33mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸F段: =65mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段: =84mm,聯(lián)軸器孔長度軸的校核計算,第一根軸:求軸上載荷已知：設(shè)該齒

25、輪軸齒向是右旋，受力如右圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在C右邊W=0.1=9469=/W=14.49MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第二根軸求軸上載荷已知：設(shè)該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如右圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在B右邊W=0.1=33774=/W=5.98MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第三根軸:求軸上載荷已知：設(shè)該齒輪齒向是右旋，受力如圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在B右邊

26、算得W=19300=/W=19.77MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!六、滾動軸承的選擇及計算1.軸軸承 型號為30206的圓錐滾子軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松、2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命18年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向

27、載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， N所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命29年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30211圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=90.8KN,基本額定靜載荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）

28、計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命26年.故所選軸承適用。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算鋼鑄鐵1軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核鍵A10×28，b×h×L=6×6×20 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa=125MPa滿足設(shè)計要求2軸上大齒輪處鍵鍵 A12×25，b×h×L=10×8×36 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa滿足設(shè)計要求3軸上）聯(lián)軸器處采用鍵A，b×h×L=14×9

29、5;70 單鍵滿足設(shè)計要求2）聯(lián)接齒輪處采用A型鍵A 單鍵125Mpa滿足設(shè)計要求八、高速軸的疲勞強度校核 第一根軸結(jié)構(gòu)如下：（1）判斷危險截面在A-B軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e<2m 高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕是確定的，所以A-B內(nèi)均無需疲勞強度校核。從應(yīng)力集中疲勞強度的影響來看，E段左截面和E段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重，截面E左端面上的應(yīng)力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應(yīng)力條件是一樣的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右側(cè)：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)左截面上的扭矩T3為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力軸的材料為40

30、Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：截面上理論應(yīng)力系數(shù)按附表3-2查取。因經(jīng)查之為：；又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為：皺眉經(jīng)過表面硬化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得到綜合系數(shù)為：；有附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故可知道其右端面安全；同理可知：E段左端面校核為：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面IV上的扭矩T3為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力由表15-1查得：又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；

31、有附表3-8用插值法查得：軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故E段左端截面的左端面都安全！九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關(guān)系機座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm機蓋壁厚10.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm機座凸緣厚度b1.5=12mm機蓋凸緣厚度b11.5=12mm機座底凸緣厚度p2.5=20mm取30mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=12.288mm取16mm地腳螺釘數(shù)目na<250mm,n=4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=13.15mm取8mm機蓋與機座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm連接螺栓d2