设计课程设计

1、一、课程设计方案1传动装置简图带式运输机的传动装置如如图1所示I1图12原始数据带式运输机传动装置的原始数据如下表所示带的圆周力F/N带速 V/ （ m/s）滚筒直径D/mm155023003工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量 生产，运输链速度允许误差为链速度的 5%.传动方案：二、电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用丫型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1的（2-1 ）为a由式（2-1 ）得cF.vPw _kw1000%根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率w - 0.96242传动装置

2、的总效率H轴承H齿轮查参考文献1第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率联=0.99，滚动轴承传动效率（一对）松轴承=0.99开式齿轮传动效率林齿轮-0.97 ，代入得n = 0.992 汇 0.994 汉 0.972 = 0.886所需电动机功率为FV1550汉2PW =kw = 3.64kw100w 1000 沃 0.96 沢 0.886因载荷平稳，电动机额定功率 FCd略大于Pd即可，由参考文献1第19章所示丫型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额 定功率FCd为4 kw。（3）确定电动机转速 卷筒轴工作转速为n60000v60000沃2；.“n

3、-“min -127.4min兀D兀汇300由参考文献1表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840,贝U总传动比合理范围为i840，故电动机转速的可选范围为n =i； n=（8 40） x 127.4 r/min =1019.2 5096r/min符合这一范围的同步转速有1500r min和3000r min两种方案进行比较。由参考文献1表19-1查得电动机数据及计算出 的总传动比列于表1中表1电动机数据及总传动比案 方O号功定曲 额率PP速转 机mm/r 动 “ 电动传 怙总比步速 同转载速 满转14O501O401124O0039082722选电动机型号为Y112M-4表1中，

4、方案2的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传 动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合 考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用 方案1较好，即选定电动机型号为 丫112M-4三.传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速nm及工作机转速n，可得传动装置所要求的总传动比为nmn1440127.4= 11.30合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比 可按下式分配，即b 二、（1.3 1.5）i式中：一

5、高速级传动比i 减速器传动比又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为35,所以选h = 3.98, i = 2.84。传动比分b = 3.98, i2配为2.84四.计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算(1)各轴转速ninmio14401440 r min1nnn m1 0i114401 3.98= 361.81ni2nmiohi214403.98 2.84=127.43r min(2)各轴输入功率P = Pd 01 =3.64 0.99 = 3.60kwP- = P 12 - 3.60 0.97 = 3.50kwPm 弋12 = 3.50 0.97 =3.39kw工作机轴

6、 P = Pm 34 =3.39 0.99 =3.37kw(3)各轴输入转距Pd3.98Td =9550 d =955024.14N.mm1440T =Td i0 i01 =24.14 1 0.99 = 23.90 N.mT=T h i12 =23.90 3.98 0.97 = 92.20N.mTm =T i2 i23 =92.20 2.84 0.97 = 253.99N.m工作机轴 T =Tm i4 i34 = 253.99 1 0.99 = 251.45N.m表2运动和动力参数轴号功 率P/kw转距T/(N.m)转速n/(r/mi n)传动比i效率耳电动 机轴3.6424.14144010

7、.99高速轴I3.6023.901440中速 轴U3.5092.20361.813.980.972.840.97低速 轴川3.39253.99127.4310.99工作 机轴3.37251.45127.43五.齿轮零件的设计计算（一）高速级齿轮的设计设计参数：P = 3.60kwT = 2.3904N.mn I =1440r/mi nh =3.98两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一 传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1. 选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1 ）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）2）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮

8、材料为40Cr （调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者 材料硬度差为40HBS。3）试选小齿轮齿数Z1 =18，大齿轮齿数Z2汇Zj =3.9818 =71.58，取 Z2 =724） 选取螺旋角。初选螺旋角B =14。2. 按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即）2KtT1 u1 ZHZE 25仁（/ E）2V% u巧（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt=1.62）由参考文献2图10-30选取区域系数Zh=2.4333） 由参考文献2表10-7选取齿宽系数 觀=14）由参考文献2图10-26查得$01= 0.73，eg =

9、 0.87则 呂od + *02 1 -6035）小齿轮转距 T=T =23.90X0 N.mm6 ）由由参考文表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8Mpa27）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限；Himi =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 二 H lim 2 二 550 MPa由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 = 550MPa8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数9N =60nJLh=60 1440 1 （3 8 300 10）

10、=6.221 106.048 1093.98= 1.563 1099）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系Khn1 =0.88，Khn2 = 0.91 ； 10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1，由参考文献2式（10-12） 得K HN 1 lim 1匚h1- =0.88 600MPa =528MPaSK t二 H2HN2 lim2=0.91 550MPa =500.5MPaS6二 H】1二 H】22258 +500 558 500.5 MPa =514.25MPa2（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得d1t2 =6 23.90 1031 1.64

11、.983.982.433 89.8 2| mm = 36.40mm514.25 丿2）计算圆周速度闵 1t T 3.14 沢 36.401440/ /vm s 二 2.74 m s60 1000 60 10003）计算齿宽b及模数m”b =：ddit = 1 36.40 = 36.40mmd1t cosF； 36.40 cos14 m1tmm = 1.96mm18Z1h = 2.25m1t = 2.25 1.96mm = 4.41mmb 36.40-8.25h 4.414）计算纵向重合度，0.318讥 乙 tan ： =0.318 1 18 tan 14 =1.4275）计算载荷系数K已知载荷

12、平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取KA =1根据v= 2.74m s，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数Kv =1.10 ；由表10-4查得Kh 的计算公式和直齿轮的相 同故 K =1.405 ；由参考文献2图10-13查得K =1.35由表 10-3查得Kh：.=Kf：.=1.4 。故载荷系数K 二KaKvKh-.Kh1 1.10 1.4 1.405 =2.166） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2 式（10-103）得Ik12 16di =d1t336.40 3：mm = 40.25mm Kt1.67）计算模数d1 cos40.25 汇 cos14mnm

13、m = 2.17mmZ1183 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17）32KTY：cos21 YFaYsamn - 3.2dZ1 :（1）确定计算参数1）计算载荷系数K = KaKvKfgKfP = 1x1.10x1.4x1.35 = 2.0792）根据纵向重合度邙= 1.427 ,从参考文献2图10-28查得 螺旋角影响系数丫萨0.883）计算当量齿数Z118Zv1 3 19.71cos 戸 cos 14Z272Zv2 =3 戌=3s = 78.86cos P cos 144） 查取齿型系数由参考文献2表10-5查得YFa1 =2.815 ；YFa2 =2.2225） 查取应力校正系

14、数由参考文献2表10-5查得Ysa1= 1.547 ； Ysa2 =1.7686）由参考文献2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限fE1 =500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限 6e2 =380MPa7）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =.82 ， Kfn2 =.85 ；8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4,由文献2式（10-12）得KfnfE10.82 汉500_=MPa =292.88MPaS1.4r、K FN 2FE 20.85 汉 380 n ” fcc cctf2 MPa 230.71MPaS1.49） 计算大，小齿轮的YFaYSa，并加以比较

15、6YFa1 Ysa12.815 .547 -0.01487F1292.88f f.222768 -OH。？Sb23O.71大齿轮的数值大（2）设计计算mn _33尹2 灼 O79310 “88 伽s14 儿 0.01702mm=1.393mm1 18 1.60对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =1.5m m,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径di=40.25mm来计算应有的齿数。于是由deosB 40.25 xcos14Z1 :mn1.5= 26.03取 mn 二 1.5mm取 Z1=26

16、，贝U Z2 =i1 Z1= 3.98 26 =103.48，取 Z2 =103。4几何尺寸计算(1)计算中心距26 1035mm= 99.74mm2 cos14将中心距圆整为100mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角一 arccosZ1 Z = arccos 26 1035 = 14 3 502a2 00因值改变不多，故参数 ：、K -：、ZH等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径26 1.5Zm 一 d1 = =5- = 40.2mmcos- cos14 3 50乙 mn103汇1.5 “cccd2 s 159.28mmcos： cos14 3 50(4)计算齿轮宽度b = :：J

17、dd1 = 1 40.2 = 40.2 ： 40 mm圆整后取 B2 二 40mm ； B 45mm。(二)低速级齿轮的设计设计参数:Z1 =26; Z2 =103a=99.74mm一 14 3 50di = 40.2mmd2 二 159.28mmB2 二 40 mmBi = 45mmPj 二 3.50kwT92.20 103N.mmn 361.81r mini2 =2.841 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献2表10-1小齿轮材料为

18、40Cr （调质），硬度 为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二 者材料硬度差为40HBS。4 ） 试选小齿轮齿数Z3 =20 ， 大齿轮齿数Z4 = i2 Z3 = 2.84 20 = 56.8，取 Z4 =57 2 按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-9a）进行试算，即d1t2-1（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt=1.3Od=12）由参考文献2表10-7选取齿宽系数3）小齿轮传递的转距 人二-= 9.22 104N.mm4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数1ZE -189.8Mpa25）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接

19、触 疲劳强度极限；Hlim1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二 Hlim2 =550MPa6）由参考文献2式（10-19）计算应力循环次数弘=60njLh =60 361.81 1 （3 8 300 10）=1.563 109N21.563 1092.849-0.55 1097 ）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系Khn1 =0.95, Khn2 = 0.97 ;8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由参考文献2式（10-12）二 H】1二 H】2Khn1 lim1 =0.95 汉 600MPa =570MPaKhn2 -问2 =0.97 550MPa

20、=533.5MPa1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得d,t _2.32= 2.32 31.3x9.22 x104 3.84 189.82.84 533.5 丿二 63507mm2）计算圆周速度v J d1t n ,3.14 63.507 361.81 口 s = 1.202m s 60 100060 10003）计算齿宽bb i：dd1t = 1 63.507 = 63.507mm4）计算齿宽与齿高之比bh模数mt = 63.507 m 3.175mmZ320齿高h = 2.25mt =2.25 3.175mm = 7.14mmb，3.507 =8.89h 7.145）计算载荷系数

21、K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取Ka根据v =1.202 m s，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数Kv =1.03 ；直齿轮，Kh 二心：.=1 ；由参考文献图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支计算承非对称布置时，Kh，1.423 ;由b =8.89 , 心，423查参 考文献2图10-13得 h=1.37，故载荷系数K =KaKvKh 一 心十1 1.03 1 1.423 =1.4666）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得d1 = d1t=63.5071.466mm = 66.103mm1.37）计算模数d166.10

22、3m =Z3mm 二 3.31mm203.按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5）2KT1YFaYea|TdZ12Wf】丿m -（1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限 匚FE2 = 380MPa ；2）由参考文献2图10-18,查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85，Kfn2 786 ；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由参考文献2式（10-12）得J2Kfn1 ；fe1 0.85 500 -:一二MPa =303.57MPaS1.4KfN2 ；FE2 0.86 380 “

23、=MPa = 233.43MPaS1.44）计算载荷系数K =KaKvKf：.Kf2 =1 1.03 1 1.37 =1.4115）查取齿型系数 由参考文献2表10-5查得YFa1 =2.80 ；YFa2 =2.292。6） 查取应力校正系数 由文献2表10-5查得Ysai=1.55 ;Ysa2 =1.721。7）计算大，小齿轮的 上些，并加以比较6YFa1 Ysa12.80 0.55=0.01430tf1303.57YFa2 YSa2 丿292721“.01690升2233.43大齿轮的数值大（2）设计计算：2x1.411x9.22x104 cc“ccom 兰 2x 0.01690mm =

24、2.22mm1 x 202对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大 小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强 度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就近圆整为标准值m=2.5mm，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径d1 =66.10mm算出小齿轮齿数d166.10Z3 =26.44m2.5取 Z3=26，贝U Zi-小汀ill I1l iV ” gIII 11 1 1 1 1 1rMillllY,It|t图4高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面

25、c是轴 的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh，Mv及M的值列于 下表（参看图4）。载荷水平面H垂直面V支 反 力FFNH1 =310N ，Fnh 2 = 879 NFnvi =148N ，F nv 2 =298 N弯 距MM H =44098N.mmM V1 =21053 N.mmM V2 =15062 N .mm总 弯M“ =(440982 +210532 =48866N.mm距M 2 = J440982 +150622 =46599N.mm扭 距TT = 23900N.mm5按弯:扭合成应力校核轴的强度高速轴的强度满足 要求。：caM T24886620.6 239002 “Pa .9M

26、Pa0.1 303进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面 （即危 险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数 据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取:=0.6， 轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得一=60MPa。因此；ca，故安全（二）中速轴的设计已知参数:P = 3.50kw， n口 =361.81r/min ， q = 9.22x 104 N.mm1 求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为d3 =mt Z_j =2.5 26 =65mm2T 口 2汉9.2204Ft1 = =N = 2837 N而d3

27、65Fr1 =Ft1tan ： n =2837 tan20 N =1033N由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为Ft2 N189N， Fr2 = 446N，Fa =298N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图5所示图5中速轴结构图2初步确定轴的最小直径先按参考文献2式(15-2)初步估算轴的最小直径。选 取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取A =112，于是得dmi = 11= 23.9mmY 唱Y 361.813.轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案，如图 4。(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径

28、向力和轴向力的作 用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小 直径，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级 的单列圆锥滚子轴承 30207，其尺寸为的d 汉 D xT = 35mmx 72 汉 18.25mm,故 d = dv=35mm。2) 取安装小齿轮处的轴段U -川的直径d=39mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度， 故取1口66mm，齿轮右端米用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=3.5mm则轴直径d皿即=46mm。3) 取安装大齿轮处的轴段W - V的直径du=40mm，齿轮

29、的右端与右轴承之间采用套筒疋位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取- 37 mm，齿轮左端米用轴肩疋位，取h=3mm与小齿轮右端疋位咼度一样。4) 取小齿轮距箱体内壁之距离 q = 16mm，由齿轮对称原则，1大齿轮距箱体内壁的距离为 &2=16 +丄(45-40) = 18.5mm，齿2轮与齿轮之间的距离为c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确 疋滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是 s,取s=8mm已 知滚动轴承宽度T=18.25mm则选用单列圆锥滚子 轴承30207。1 =T +s g +(70 -66) = (18.25 + 8 +16

30、 +4)mm = 46.25mm1l 皿=c + g(45 40) = (20 +2.5)mm = 22.5mml v=T +s+a2 +(40 37) = (18.25+8+18.5+ 3)mm = 47.75mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位米用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面b： h =12mmx8mm,键槽用键槽铣刀加工， 长为56mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为H6。同理，由参数文献2表6-1查得平键 n6截面b =12mmR16匕R16R16R16mmvvVvrnB图7低速轴结构图2初步确

31、定轴的最小直径选用LX1型弹性柱 销联轴器。先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选 取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取A =112，于是得 .112 3 339 mm = 33.4mm 127.43 可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dm （图4）。为了使所选的轴d迎与联轴器的孔径相适应, 需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距Tca二Ka，查参考文献2表14-1，考虑到转距变化很小，故取 Ka =1.3，则Tea 二 KAT =1.3 253.99 103 N .mm = 330187 N .mm按照计算转距Tea应小于联轴器公称转距条件，查

32、参考文献1标准GB/T5014-2003,选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转距为 560000N.mm半联轴器的孔径 d = 35mm，故取d = 35mm，半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的 毂孔长度L1 = 60mm。3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 7。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-U轴段右端需制出一轴肩，故取II -川段的直径dn_m = 41mm ,右端用轴端挡圈定位，按轴端直 径取挡圈直径D=45mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 _60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴 的端面上，

33、故I - I段长度应比略短一些，现取I 58mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深 沟球轴承。参照工作要求并根据di= 41mm，由轴承产品目录 中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6309,其 尺寸为的d沃D xT =45mm=0.07d,故取 h=4.5mm,则轴环处的直径丨v_v 59mm，轴环宽度 b1.4h，取lv=10mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承端盖的结构设 计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离丨=30mm,故取 丨 i=50mm。5） 取齿轮距箱体内壁之距离a

34、_! = 18.5mm，a2 =16mm,圆柱齿 轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm考虑到箱体的铸造误差， 在确疋滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm. 已知滚动轴承宽度B=25mm高速级小齿轮轮毂长 L=45mm右 端套筒长L=24mm。l 皿=B+s+a2= (25+8+16)mm = 49mm1l w=一 (70 65 )+ c * L 1 v 可2= (2.5 +20 +45_10)mm= 57.5mml 町麵=B+ai +s+(65 61) = (25 +18.5+8+4)mm = 55.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮、半

35、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-皿由参数文献2表6-1查得平键截面b：h=16mmd0mm,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm同时为了保证半联轴器与轴配合有 良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为 H6。同样，半联 n6轴器与轴连接，选用平键截面 10mmx8mm汉45mm，半联轴器 与轴的配合为 口。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来K6保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m64)确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为1.6疋45，各轴肩处的圆角半径见图7。4.求轴上的载何首先根据轴的结构图(图7)做出轴的计算简图(图8)，在确定 轴承的支点位置时，应从手册中查

36、取 B值。对于6309型深沟球 轴承，由参考文献1中查得B=25mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距LL 208mm。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图(图8)。.lllllllIIIl 1 111111VF NVPIlliIITff丨 111111111 -1低速轴的强度满足 要求。图8低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的Mh，Mv，及M的值列于下表（参看图8）载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =975N ，Fnv1 =355N，Fnh2 =1862NFnv 2 = 678 N弯距MM H =133088N.mmM v =

37、 48458N .mm总弯距M = J1330882 +484582 =141635N.mm扭距TT = 253990 N.mm5按弯扭合成应力校核轴的强度高速轴上的键满足 强度要求。进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面 （即危 险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数 据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取:=0.6， 轴的计算应力WMPa =16.6MPaJ1416352 +(0.6汉253990 f0.仆 503前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1 得； =60MPa。因此二ca十訂，故安全七.键的校核（一）高速轴上键的校核 高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为 T - 23.9N .m，轴径为 d 二-=6mm，宽度 b=5mm咼度 h=5mm 键长L=25mm联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微 冲击，由参考文献2表6-2 查得许用挤压应力 ；p=100 200Mpa,取其平均值，；p=110Mpa。键 的工 作长度l=L-b=25