机械设计课程设计-设计带式输送机的二级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计设计说明书姓 名： 学 号： 631224030323 专业班级： 机械电子工程1203班 指导教师： 成 绩： 机电与汽车工程学院2015 年 6 月目 录第一章 机器传动装置的总体设计方案31.1 电动机的选择31.1.1 电动机类型的选择31.1.2 电动机功率的选择31.2 传动比的设计计算和分配41.3 传动装置的运动和动力参数计算41.3.1 各个轴的转速计算41.3.2 各轴的输入功率计算41.3.3 各轴的输入转矩计算5第二章 传动零件的设计计算和轴系零件初步选择52.1 外部零件的设计计算52.1.1 普通v 带传动52.2 减速器内部传动零件的设计计算72.2.1 高速级齿轮传动7 2.2.2 低速级齿轮传动112.3 初算轴的直径162.3.1 高速轴162.3.2 中间轴172.3.3 低速轴18第三章 减速器结构与润滑183.1 减速器润滑15第四章 减速器装配图设计194.1 箱体的结构尺寸20第五章 轴的设计计算205.1 高速轴的设计计算（如下图）205.2 中间轴校核255.3 低速轴校核29第六章 键联结的设计及计算336.1 高速轴上键联结的选择和计算336.2 中间轴上键联结的设计计算336.3 高速轴上键连接的设计计算34第七章 滚动轴承的选择和计算347.1 高速轴段轴承357.2中间轴段轴承357.3 低速轴段轴承36第八章 箱体结构尺寸的确定以及减速器数据378.1 减速器整体尺寸37参考文献38重庆交通大学机械设计课程设计任务书设计带式输送机的二级斜齿圆柱齿轮减速器传动方案一、 工作条件与计算要求输送带速度允许误差为；输送机效率；两班制，连续单向运转，载荷平稳；工作年限10年；工作环境在室内，清洁；动力来源为三相交流，电压380v；四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；一般机械厂制造，中批量生产。二、 原始数据 根据以上要求，我的原始数据为：1） 输送带工作拉力f=6.5kn2） 输送到速度v=0.85m/s3） 卷筒直径d=350mm4） 机械效率=0.965） 工作年限10年，两班制，第一章、 机器传动装置的总体设计方案1.1.1原动机选择1.根据动力源和工作条件，选用y型三相异步电动机2.根据所需的功率：pw=fv1000=6500*0.851000*0.96=5.755kw3.通过查机械设计课程设计书上p84页表9.1得各级传动的机械效率：v带传动1=0.96；齿轮2=0.97；轴承3=0.99；联轴器4=0.99，得总效率=1*.2*3*4=0.96*0.972*0.996*0.99=0.835则电动机所需要的功率为pd=p=5.7550.835=6.892kw由机械设计课程设计p173页的表15.1选取最合适的电动机额定功率为7.5kw4.电机转速选取1500r/min和1000r/min 工作机的转速n=60*1000*0.853.14*350=46.406r/min选取电机型号额定功率同步转速满载转速传动比一y160m-67.5100097020.902二y132m-47.51500144031.030根据电动机功率和转速可以看出选择y132m-4比较大的传动比比较好5.查表机械设计课程设计p174表15.2得电动机中心高h=132mm外伸轴直径d=38mm外伸轴长度e=80mm1.1.2、分配传动比 根据选择的电动机型号可知总传动比为31.030，选择v带传动比为2.5，则减速器的传动比为i=31.0302.5=12.412，高速齿轮传动比为i2=1.4i=1.4*12.412=4.169,低速级齿轮传动比为i3=ii2=2.9771.3 传动装置的运动和动力参数计算1.3.1、各轴的转速和输出功率计算nm=1440r/minn1=nm/i1=576r/minn2=n1/i2=576/4.169=138.162r/minn3=n2/i3=138.162/2.977=46.41r/minn4=n3=nw=46.41r/min1.3.2轴输出功率计算pd=6.892kwp1=pd*1=6.892*0.96=6.616kwp2=p123=6.616*0.97*0.99=6.354kwp3=p223=6.354*0.97*0.99=6.102kwp4=p334=6.102*0.99*0.99=5.980kw1.3.3、各轴输入转矩计算td=9550pdnm=9550*6.892/1440=45.707n.mt1=9550p1n1=9550*6.616/576=109.118n.mt2=9550p2n2=9550*6.354/138.162=438.578 n.mt3=9550p3n3=9550*6.102/46.41=1255.637 n.mt4=9550p4n4=9550*5.980/46.41=1230.532 n.m轴号转速n功率p转矩n.m014006.89245.7072.525766.616109.1184.1692.53138.1626.354438.5782.9774.169446.416.1021255.63712.977546.415.9801230.5321第二章 传动零件的设计计算和轴系零件初步选择2.1 外部零件的设计计算 2.1.1、普通v带传动 1.确定设计功率pca=1.1pd=1.1*6.892=7.581kw2.选择带的带型pca=7.581，nm=1440r/min，查找v带表得选取a型v带3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速v，初选小带轮直径为dd1=123.5mm4.带速v=ddnm60*1000=3.14*1440*123.560*1000=9.307m/s因为带速5m/sv30m/s，所以带速适合5.确定大带轮的直径dd2=i1*dd1=2.5*123.5=308.75mm，取dd2=315mm6确定v带的中心距a1和基准长度 ld 0.7(dd1+dd2) a12(dd1+dd2)得中心距306.95 a877,取a1=450mmld0=2a1+2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)24a1=2*450+2*438.5+36672.25/1800=1608.819mm查表取ld=1600mm7计算实际中心距a=a1+2(ld+ld0)=441.181mm8.小带轮包角1=180-（dd2-dd1）57.30a=180-24.871=155.129909、带根数z 由dd1=123.5mm, nm=1440r/min查询机械设计(第九版) p152页表8-4得v带的基本额定功率p0=1.92kw,有nm=1440r/min和i1=2.5查表8-5得p0=0.17，查表p155表8-6小带轮包角为155得k=0.93，查p145表8-2得kl=0.99由上述查表数据得pr=(p0+p0)k kl=(1.92+0.17)*0.93*0.99=1.924v带的根数为z=pcapr=7.5811.924=3.94010.v带轮的初拉力f0 由a型v带轮单位长度质量为q=0.105f0=500(2.5-k)pcakzv+qv2=5002.5-0.937.5810.93*3.940*9.307+qv2=174.505n11.计算压轴力fp=2zf0sin12=2*3.940*174.505*sin155.1292=1347.472n名称结果名称结果名称结果带型a传动比2.5根数3.940带轮基本直径dd1=123.5基准长度1600初拉力174.505dd2=315中心距441.181压轴力1347.4722.2 减速器内部传动零件的设计计算2.2.1、高速级齿轮传动设计齿轮类型：斜齿圆柱齿轮精度等级：输送机一般为工作机器，8级精度等级足够材料选择：小齿轮做调制处理由p191表10-1选择40cr，硬度为280hbs，大齿轮为45号钢，调制，硬度为240hbs硬度相差40hbs小齿轮齿数：选择z1=24，则大齿轮齿数z2=i2*z1=4.169*24=100.056，取z2=101齿数比u=101/24=4.212.2.1.1按吃面接触强度设计公式d1=2.32 3kt1du1uz2(1) 确定公式内的值选载荷系数k=1.3小齿轮传递的转矩t1=109.118n.m=109118n.mmp206查表10-7选择齿宽系数d=1p202查表10-5选弹性影响系数z=189.8mpa1/2p211查图10-25（d）得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为hlim1=600mpa,hlim2=550mpalh=2*8*10*356=56960应力循环次数n1=60n1jlh=60*576*1*56960=1.969*109次n2=n1i2=4.723*108p208查表10-23选接触疲劳寿命系数khn1=0.90，khn2=0.95失效率1%，s=1接触疲劳须用应力hn1=khn1hmin1s=0.9*6001=540mpa,hn2=khn2hmin2s=0.95*5501=522.51. 计算小齿轮分度圆直径取=522.5mpa, d12.32 3kt1du1uz2=2.32 31.3*10911815.214.21189.8522.52=66.150mm3圆周速度v0= d1n160*1000=3.14*66.150*57660*1000=1.994m/s2. 齿宽b=dd1=1*66.150=66.1503. 齿高与齿高比模数m1=d1z1=66.15024=2.756齿高h=2.25m1=2.25*2.756=6.202bh=66.1506.202=10.6664. 动载荷系数kkv=1.07查表8-4得kh=1.458,kf=1.421所以k=kakvkhkf=1*1.07*1.458*1=1.5605. 分度圆直径d=d13kkt=70.29mm6. 模数m=d1z1=70.29/24=2.9292.2.1.2按齿根弯曲强度计算m2.094,并就接近圆标准值m=2.5小齿轮齿数z1=69.327/2.5=27.731，取z1=28大齿轮齿数z2=28*4.169=116.732取z2=117mm分度圆直径d1=z1m=28*2.5=70,d2=z2m=117*2.5=292.5mm中心距a=（70+292.5）/2=181.25mm齿轮宽度b=dd1=1*70=70mm取小齿轮b1=75，b2=707. 修正计算结果z1=28,z2=124查表8-5修正的yfa1=2.55yfa2=2.16ysa1=1.61ysa1=2=1.81v= v=ddnm60*1000=3.14*70*57660*1000=2.11m/s齿高h=2.25m=2.25*2.5=5.625,bh=705.625=12.44查表10-4修正kh=1.460查表10-13的kf=1.4218. 吃面接触疲劳强度计算载荷k=1.577齿根弯曲疲劳强度计算载荷k=1.5069. d132t1du1uz2=38.31mm 实际d1=70.29，m=2.5都大于计算要求值，故符合要求高速机齿轮参数名称结果模数2.5压力角20齿数z1=28z2=124传动比4.426分度圆直径d1=70d2=310齿顶圆直径da1=75da2=315齿根圆直径中心距df1=63.75df2=303.75a=190齿宽b1=75b2=70高速大齿轮结构参数如下名称结构尺寸经验计算公式结果mm毂孔直径d=d2255轮毂直径d3=1.6d76腹板最大直径d0=d0-(1014270板孔分布圆直径d1=(d0+d3)/2179板孔直径d2=(0.250.35)(d0-d3)40轮毂宽度l=(1.21.5)d（6682.588腹板厚度c=(0.20.3)b202.2.2低速级齿轮计算选用级精度由表10.1选择小齿轮材料为45钢，硬度为235，大齿轮材料为钢（调质）,正火处理，硬度为190hbs。硬度相差45hbs选小齿轮齿数z3=22，大齿轮齿数z4=i3*z3=2.977*22=65.494取z4=65，齿数比u=65/22=2.952.2.2.1按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩ti=438.578n.m=438578n.mm（3）选取齿宽系数（4）由表10.6查得材料的弹性影响系数z=189.8mpa1/2（5）由图10.21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim3=550mpa大齿轮的接触疲劳强度极限hlim4=390mpa（）由式6.11计算应力循环次数n3=60n2jlh=60*138.162*1*56960=4.722*108n4=4.722*108/i2=1.586*108（）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数khn3=0.95，khn4=0.95计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为s=1，由式得hn3=khn1hmin1s=0.95*5501=522.5mpa,hn4=khn2hmin2s=0.95*3901=370.5mpa） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入=446.5d32.32 3kt1du1uz2=2.32 31.3*43857815.214.21189.8446.52=116.712mm（） 计算圆周速度v v0= d3n260*1000=3.14*116.712*138.16260*1000=0.844m/s（） b=dd3=1*116.712=116.712mm（） 计算齿宽与齿高之比模数m1=d1z1=116.762/24=4.865齿高h=2.25m1=2.25*4.865=10.946b/h=116.712/10.946=10.662（） 计算载荷系数k根据v=0.844m/s，级精度，查得动载荷系数kv=1.05因为是直驰齿轮kh=kf=1由表10-2查得使用系数由表10-4插入法查得7级精度小齿轮支撑非对称时kh=1.436，由b/h=10.662，kh=1.436，查图10-13得kf=1.431，顾动载系数k=kakvkhkf=1*1.06*1.436*1=1.522（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得d=d13kkt=116.712*1.054=123.01（）计算模数m=d3z3=123.01/24=5.1252.2.2.2.按齿根弯曲强度计算设计公式） 确定公式内的计算数值（） 由图6.15查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe4=325mpa（） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kfn3=0.9,kfn4=0.9（） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为s=1.4，则hn3=khn1hmin1s=0.90*3801.4=244.286mpa,hn4=khn2hmin2s=0.90*3251.4=208.93mpa（） 计算载荷系数（） k=kakvkhkf=1*1.06*1.436*1=1.522（）查取齿形系数由表10-5查得yfal=2.16（）查取应力校正系数 ysa2=1.81）计算大小齿轮的，并比较 yfa3ysa3f3=2.65*1.58/244.286=0.01714 yfa3ysa3f3=2.16*1.81/208.93=0.0187122) 设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为（取yfa3ysa3f3）最大=32*1.522*4385781*242*0.018712=3.513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，可取有弯曲强度算得的模数3.513取就接近圆为标准值m=4 按接触强度算得的分度圆直径d3=116.712算出小齿轮齿数z3=d3/m=29.178取z3=30大齿轮齿数z4=i3z3=2.977*30=89.31取z4=901. 几何尺寸得计算） 计算分度圆直径d3=z3m=30*4=120d4=z4m=90*4=360） 计算中心距 a=(d3=d4)/2=2403).计算齿宽宽度b=120mm,则取小齿轮b1=125，大齿轮b2=1205.修正计算结果1z3=32,z2=1092查表8-5修正的yfa3=2.492yfa4=2.187ysa3=1.64ysa4=1.798v= v=ddnm60*1000=3.14*116.712*138.16260*1000=0.844m/s3齿高h=2.25m=2.25*4=9,bh=1209=13.33查表10-4修正kh=1.439查表10-13的kf=1.4322. 吃面接触疲劳强度计算载荷系数k=kakvkhkf=1.06*1.439=1.525齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数k=kakvkhkf=1.06*1.432=1.5186. d3 3kt1du1uz2= 31.3*1.43943857815.214.21189.8446.52=56.822mm yfa3ysa3f3=2.65*1.58/244.286=0.01714 yfa3ysa3f3=2.16*1.81/208.93=0.018712然而是大齿轮的大7. =32*1.522*4385781*322*0.018712=3.513实际d3=116.712mm,m=4,均大于计算的要求值，故符合要求名称计算结果模数m=4压力角=20齿数z3=32z4=109传动比i=3.405分度圆直径d3=128d4=436齿顶圆直径da3=136da4=444齿根圆直径df3=118df4=426中心距a=240齿宽b3=135b4=1302.3 初算轴的直径 2.3.1 高速轴1.高速轴直径 d11最小直径处d11= dmin1=31mm 密封处轴段 d1=12. h=（0.070.1）d11取d12=35mm 滚动轴承段d13=40mm滚动轴承轴端选取6031：d*d*b=35*72*17过渡段、由于各级传动显示速度为2m/s，滚动轴承采用脂润滑取d14=50mm齿轮轴段：采用齿轮轴段滚动轴承端d15=d13=40mm2)高速轴各段长度得确定l11:由于大带轮得毂空宽度b=63mm,l11=60mml12:由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定l12=50mml13:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定l13=40mml14:由装配关系、箱体结构等确定l14=147mml15:由高速齿轮宽度b=55mm,l15=75mml16:滚动轴承轴端，由装配关系箱体结构确定l16=38mm2.3.2.中间轴1）中间轴各轴段的直径确定：最小直径处 滚动轴承轴段，因此.滚动轴承选取6309 ddb=45mm100mm25mm。：低速齿轮轴段 取： 轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 :高速带齿轮轴段 ：滚动轴承段，2）中间轴各轴段长度的确定：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取：由低速小齿轮轮宽b=135 取：轴环，：由高速齿轮大齿轮轮宽b=70取： 3）细部机构设计查（机械设计课程设计）表10-1得高速级大齿轮处键bhl=161063（t=6.0，r=0.3）；低速级小齿轮键bhl=1610125（t=6.0，r=0.3）；齿轮轮毂与轴的配合公差选；滚动轴承与轴的配合采用过度配合，此轴段的直径公差选为，各倒角为c2.2.3.3低速轴1) 低速轴各轴段的直径确定： 滚动轴承轴段，因此.滚动轴承选取6217 ddb=85mm150mm28mm。：低速大齿轮轴段 取：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 : 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位： ：滚动轴承段，：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取：最小直径，安装联轴器的外伸轴段 2）低速轴各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取：由低速大齿轮轮宽b=130mm 取：轴环，：由由装配关系和箱体结构取：滚动轴承、挡油盘以及装配关系 ：由联轴器的孔毂l=142 取第三章 减速器结构与润滑3.1、润滑因为齿轮的速度都小于12m/s，所以，减速器齿轮选用油池浸油的方式润滑。把齿轮浸再油中，通过齿轮的传动，将油池中的油带入啮合处进行润滑，同时也甩到箱壁上有助于散热。润滑时，浸油高度为高速齿轮的0.7个齿高；滚动轴承的润滑采用油润滑，通过齿轮的的快速转动，将油打到机箱内壁上，油沿着机箱内壁流到油沟里，然后沿着油沟流到滚动轴承那进行润滑和散热。可参见装配图。3.2、密封为了防止泄漏，减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密封措施。箱体与箱盖的密封可以通过改善接合处的粗糙度，一般为小于或等于6.3，另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大，安装时必须把螺栓拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注u型密封圈。第四章 减速器装配图设计比例尺： 1：3视图布置：采用三视图，局部剖视图、向视图以及局部放大视图。4.1 箱体的结构尺寸箱体各部分尺寸关系如下表f-8：表f-8名称符号尺寸关系mm箱座壁厚12箱盖壁厚110箱盖凸缘厚度b118箱座凸缘厚度b30地脚螺钉直径dfm20地脚螺钉数量n6轴承旁联结螺栓直径d1m16盖与座联接螺栓直径d2m10联接螺栓d2的间距l轴承端盖螺钉直径d3m10检查孔盖螺钉直径d4 m5定位销直径d8大齿轮齿顶圆与箱体壁的距离l115轴承座轴承盖外径d1d2d3140150200箱体外壁到轴承座端面的距离l250凸缘尺寸c1c22420沉头座直径d22通气孔直径d418箱坐上的肋厚m114第五章 轴的设计算根据工作条件，初定轴的材料为45号钢，调制处理。轴的最小直径计算dmin=a03p1n1查p366表15-3得a0范围126103，取高速轴a01=126，中间轴a02=120，低速轴a03=112，得高速轴 dmin1=a03p1n1=126*36.616576=28.396mm，因高速轴最小直径处装大带轮，所以dmin1=dmin1（1+%7）=30.384取dmin1=31mm中间轴 dmin2=a13p2n2=120*36.354138.162=42.993mm,根据后面轴承的选择,选择dmin2=45mm低速轴 dmin3=a23p3n3=112*36.10246.41=56.951，安装联轴器设一个键槽dmin3=dmin3（1+%7）=60.938mm,根据密封圈尺寸取dmin3=60mmc1214695.1、高速轴的校核1、高速轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如下图f-4，高速轴的力学模型：齿轮1 图f-4f-52、支反力的计算由上面数学模型图知 总长l=283mm1)垂直面受力如右图f-5：对于点得： 方向向下。对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核 计算无误图f-62）水平支反力水平面受力如右图f-6对于点 对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。图f-7m60176.83）a1 点总支反力 b1 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图f-7：c1点 m165315图f-82）水平面弯矩图如右图f-8：c1点 175926.96图f-9m3)合成弯矩图如右图f-9：c1点 4、转矩图图f-10m109840高速轴的转矩图如右图f-10t=5、弯矩强度校核由上面可知c1处截面的转矩最大，是危险截面，但由于轴和齿轮是采用轴结构，d 和d14=50根相差太大，危险截面可能会出现在d1处，如图f-11：据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得当危险截面是c1处时：齿根圆图f-12 可见是安全的。当危险截面是d1处时：垂直平面的弯矩 水平面的弯矩 合成力矩 于是： 也安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以d1处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.12 =1.70 由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：s =1.4故 设计的轴安全。5.2、中间轴的校核1、中间轴上作用力的计算1、中间轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如下图，中间轴的力学模型如图f-13齿轮2 齿轮3102.5112.567c2d2图f-13 2、支反力的计算由上面数学模型图知 总长l=285mm1)垂直面受力如图：对于点得： 图f-14 方向向下对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核图f-15 计算无误2）水平支反力如图f-15对于点 =5491.39n对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。3）a2 点总支反力 b2 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图m6538-146796.4图f-161）垂直平面内的转矩图如右图f-16：c2点 m562867.48352627.8图f-17d2点 2）水平面弯矩图如右图f-17：c2点 d2点 3)合成弯矩图如右图f-18：m581694.9352688.40图f-18c2点 d2点 m468770图f-194、转矩图中间轴的转矩图如右图f-195、弯矩强度校核由上面可知c2处截面的转矩最大，是危险截面。根据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得 故安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知c2处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）抗弯截面系数：c截面有一个键槽 bh=1610 t=6 抗扭截面系数：弯曲应力扭转应力 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.10 =1.68 由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：s=1.4 故 设计的轴安全。5.3、低速轴的校核1、低速轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如图f-20，低速轴的力学模型：齿轮1 f-212、支反力的计算由上面数学模型图知 总长l=283mm1)垂直面受力如右图f-21：对于点得： 方向向下。对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核 计算无误。2）水平支反力如图f-22对于点f-22 对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。3）a3 点总支反力 图f-23m-177997.04 b3 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图f-23：c3点 图f-24m489043.362）水平面弯矩图如右图f-24：c3点 图f-25520429m3)合成弯矩图如右图f-25：m1532690图f-26c1点 4、转矩图高速轴的转矩图如右图f-26t=5、弯矩强度校核由上面可知c1处截面的转矩最大，是危险截面。据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得 故是安全的。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以c3处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）c3处设一键槽 bh=2514 t=9抗弯截面系数：抗扭截面系数： 弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.01 =1.45由附图3-1可得轴的材料的敏性系数故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：s =1.4故 设计的轴安全。第六章 键联结的设计及计算6.1.高速轴上键的选择和校核 高速轴上只有安装大带轮的键。根据安装大带轮处直径d=31，查（机械设计课程设计）表10-1选择普通平键。因为带轮的轮毂宽b=63mm，所以选择的键尺寸：bhl=10856 （t=5.0r=0.25）。标记：键10856 gb/t1096-2003。键的工作长度l=l-b=56-10=46mm,键的接触高度k=0.5h=0.58=4mm，传递的转矩。按表6-2差得键的静连接时需用应力 则故高速轴上的键强度足够。6.2.中间轴上的键选择和校核 中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。因为高速轴上大齿轮的轮宽b=70mm ，轴段直径d=55mm，所以选用bhl=161063（t=6.0，r=0.3），标记：键161063gb/t1096-2003 。高速轴上大齿轮的轮宽b=135 ，轴段直径d=55，所以选用bhl=1610125（t=6.0，r=0.3），标记：键1610125 gb/t1096-2003 。由于两个键传递的转矩都相同，所以只要校核短的键。短键的工作长度l=l-b=63-16=47mm,键的接触高度k=0.5h=0.510=5mm，传递的转矩 则故轴上的键强度足够。6.3.低速轴的键选择和校核低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=95mm，轮宽b=130mm 查表（机械设计课程设计）选键的参数：bhl=25141