帶式運輸機傳動裝置-課程設(shè)計

機械設(shè)計課程設(shè)計西安文理學(xué)院2011級機械設(shè)計制造及其自動化1班第頁機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書題目設(shè)計帶式運輸機傳動裝置專業(yè)班級學(xué)號學(xué)生姓名指導(dǎo)教師2011年12月29日機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名專業(yè)班級學(xué)號指導(dǎo)教師職稱教研室題目設(shè)計帶式運輸機傳動裝置傳動系統(tǒng)圖：原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作力矩T/(Nm)運輸帶工作速度卷筒直徑D/mm6100.9360工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為要求完成：1.減速器裝配圖1張（A0）2.零件工作圖3張（箱體、齒輪和軸）。3.設(shè)計說明書1份，6000-8000字。目錄1傳動裝置總體分析 41.1原始數(shù)據(jù) 41.2方案分析 42電動機的選擇及傳動比的分配 62.1電動機的選擇 62.1.1傳動裝置的總效率 62.1.2確定電動機轉(zhuǎn)速 62.1.3工作機所需的輸入功率 62.1.4確定電動機型號 72.2計算總傳動比及分配各級的傳動比 72.2.1總傳動比 72.2.2分配傳動裝置傳動比 72.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 82.3.1各軸轉(zhuǎn)速的計算 82.3.2各軸輸入輸出功率的計算 82.3.3各軸的輸入輸出轉(zhuǎn)矩的計算 83V帶設(shè)計 93.1確定計算功率 103.2選取v帶帶型 103.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v 103.4確定v帶的中心距和基準(zhǔn)長度 103.4計算帶的根數(shù) 113.5計算壓軸力 123.6V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表 124齒輪的設(shè)計 134.1高速級齒輪傳動的計算設(shè)計 134.1.1.選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 134.1.2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 144.1.3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 164.1.4.幾何尺寸計算 194.2低速級齒輪傳動的設(shè)計 194.2.1.選材 194.2.2.按齒面接觸強度設(shè)計 204.2.3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 224.2.4.幾何尺寸計算 245傳動軸承和傳動軸的設(shè)計 255.1求出相應(yīng)的值 255.2傳動軸承的校核 285.3軸上零件的周向定位 315.4確定軸上圓角和倒角尺寸 315.5輸入軸的設(shè)計和相關(guān)參數(shù) 325.5.1輸入軸的設(shè)計 325.5.2輸入軸(高速軸)的相關(guān)參數(shù) 325.6中間軸的設(shè)計和相關(guān)參數(shù) 335.6.1中間軸的設(shè)計 335.6.2中間軸的相關(guān)參數(shù) 336校核 356.1輸出軸上的鍵的強度校核 356.2軸承的強度校核 356.2.1輸出軸軸承的校核 357箱體的設(shè)計及其附件的選擇 387.1箱體的設(shè)計 387.2聯(lián)軸器的選擇 397.3軸承的選擇 397.4潤滑方式的選擇 397.4.1高速級齒輪的圓周速 397.4.2滾動軸承的潤滑 397.4.3齒輪的潤滑 407.4.4密封方式選取 407.5減速器附件的選擇 401）通氣器 402）油面指示器 403）起吊裝置 404）放油螺塞裝置 405）窺視孔及視孔蓋 406）鍵的選擇 40設(shè)計小結(jié) 41參考資料 421傳動裝置總體分析1.1原始數(shù)據(jù)（1）運輸帶工作拉力；（2）運輸帶工作速度；（3）卷筒直徑；（4）卷筒工作效率=0.96；（5）工作壽命10年單班制；（6）工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動。（7）傳動系統(tǒng)圖圖1-11.2方案分析本設(shè)計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級斜齒圓柱齒輪減速器。

帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。

齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是展開式兩級直齒輪傳動?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2電動機的選擇及傳動比的分配2.1電動機的選擇2.1.1傳動裝置的總效率其中為工作機傳動效率。為了計算電動機所需功率,需確定傳動裝置總功率η。,設(shè)各效率分別為：、η1（V帶傳動效率）、η2（滾子軸承）、η3（閉式齒輪傳動效率）、（聯(lián)軸器效率），查表得：，，,。則傳動裝置的總效率為：,2.1.2確定電動機轉(zhuǎn)速查表2-1,,表2-2得,,,所以,電動機的轉(zhuǎn)速為2.1.3工作機所需的輸入功率=；工作機所需要的有效功率為電動機所需功率為：。2.1.4確定電動機型號根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。使電動機的額定功率P＝（1～1.3）P，由查表19-1,得電動機的額定功率P＝5.5KW，電機型號有三種，現(xiàn)將三種方案列表如下表1-1三種電動機的數(shù)據(jù)比較方案電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速滿載（）價格電機重量1Y112M-4415001440低輕2Y132M1-641000960低輕3Y160M1-84750720中中由上表的性價比和整體傳動比綜合考慮，可知方案2更好，裝置結(jié)構(gòu)緊湊，因此選用方案2。2.2計算總傳動比及分配各級的傳動比2.2.1總傳動比2.2.2分配傳動裝置傳動比=0為使帶傳動外廓尺寸不致過大,初步取0，則減速器傳動為/0=20/2.8=7.142.2.3分配減速器的各級傳動比按展開式布置,考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近,取所以：2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算2.3.1各軸轉(zhuǎn)速的計算2.3.2各軸輸入輸出功率的計算=3.876kW2.3.3各軸的輸入輸出轉(zhuǎn)矩的計算將各軸的運動和動力參數(shù)列于下表：各軸的運動和動力參數(shù)軸名轉(zhuǎn)速(r/min)轉(zhuǎn)矩（）傳動比i效率輸入輸出電動機Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸滾筒軸960342.86107.144848103.64315.28668.34668.3439.8101.57308.97654.97654.972.800.953.200.952.230.951.000.973V帶設(shè)計3.1確定計算功率由表8-7查得工作情況系數(shù)，故3.2選取v帶帶型根據(jù)、由圖8-11選用A型。3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑；2）驗算帶速v；按式8-13驗算帶的速度；因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適；3）計算帶輪的基準(zhǔn)直徑；根據(jù)式8-15a，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑；根據(jù)表8-9取d=355mm.3.4確定v帶的中心距和基準(zhǔn)長度1）根據(jù)式8-20初定中心距;2）由式8-22計算帶所需的基準(zhǔn)長度+(+)+(-)/4=1976由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度；3)按式8-23計算實際中心距由式8-24得中心距的變化范圍為553-640。4）驗算小帶輪上的包角。3.4計算帶的根數(shù)1）.計算單個v帶的額定功率由，查表8-4得。根據(jù)查表8-6得，表8-2得,于是2）計算v帶的根數(shù)z所以取4根。3）計算單根v帶初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量所以3.5計算壓軸力3.6V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表(1).各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.83.22.23(2).各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)342.86107.144848(3).各軸輸入功率P（kw）（kw）（kw）(kw)3.7213.5373.3623.262(4).各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)(kN·m)103.64315.28668.34668.34(5).帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準(zhǔn)長度（mm）帶的根數(shù)z125355582194044齒輪的設(shè)計4.1高速級齒輪傳動的計算設(shè)計4.1.1.選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）輸送機為一般工作機械,故選用8級精度。（3）材料選擇,有表10-1選擇小齒輪材料為45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼（調(diào)制），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，則：取。（5）初選螺旋角。4.1.2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計按式（10-21）計算（1)確定公式內(nèi)的各項數(shù)值①試選載荷系數(shù)②查圖10-30選取區(qū)域系數(shù)③由式10-21計算接觸疲勞強度1=arctan(tann/cos)=arctan(tan20。/cos14。)=20.562。at1=arccos[z1cos1/(z1+2han*cos)]=arcos[24cos20.562。/(24+21cos14。)]=29.974。at2=arccos[z2cos1/(z2+2han*cos)]=arcos[77cos20.562。/(77+21cos14。)]=24.495。[z1(tanat1-tant′)+z2(tanat2-tant′)]/2=1.641dz1tan=1.905=0.670④小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩⑤表10-7選取齒寬系數(shù)。⑥查圖10-21d，按齒面硬度查取齒輪的接觸疲勞強度極限小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪接觸疲勞強度極限。⑦查圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式（10-14）取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即許用接觸應(yīng)力=523(2)計算①計算小齒輪分度圓直徑=49.525mm(3)調(diào)整小齒輪分度圓直徑①計算圓周速度v==②計算齒寬b③計算載荷系數(shù)KH查表10-2得：使用系數(shù)；根據(jù)、8級精度，查圖10-8得動載系數(shù)；齒輪的圓周力:Ft1=2T1/d1t=21.017105/49.525=4.107103NFt1/b=14.107103/49.525=82.93N/mm＜100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.4查表10-3得；④查表10-4用插值法查得8級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時,,則載荷系數(shù)為KH==11.101.41.419=2.185查表10-13根據(jù)、得：故載荷系數(shù)⑤由式10-12,可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：即相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z1=2.3804.1.3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式（10-17）試算齒輪模數(shù),即（1）確定公式中的各參數(shù)值.①試選載荷系數(shù)=1.3②由式10-18,可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)=arctan(tancost)=arctan(tan14。Cos20.562。)=13.140。=/cos2=1.641/cos213.140=1.730=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.730=0.778③由式10-19,可得計算彎曲疲勞強度得螺旋角系數(shù)=1-/120。=1-1.90514。/120。=0.778④計算.由當(dāng)量齒數(shù)=/cos3=24/cos314。=26.27,=/cos3=77/cos314。=84.29查圖10-17,地齒形系數(shù)=2.62,=2.22.由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.6,=1.78.由圖10-24c查得小齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為.由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù),取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4.由式10-14得==0.0138==0.0165因為大齒輪的大于小齒輪,所以取==0.0165（2）試算齒輪模數(shù).=(3)調(diào)整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度.=/cos=1.56024/cos14。=38.586②尺寬.=d=138.586=38.586③齒高及寬高比/.=(2an*+Cn*)=(21+0.25)1.560=3.51/=38.586/3.51=10.992)計算實際載荷系數(shù)①根據(jù)=0.69,8級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)=1.07②由=2/=21.017105/38.586=5.271103,/=15.271103/38.586=136.60/＞100/查表10-3得載荷分配系數(shù)=1.4.③由表10-4用插值法查得=1.462.結(jié)合/=10.99查圖10-13,得=1.29,則載荷系數(shù)為==11.071.41.29=1.933)由式10-13,可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模==1.560=1.780對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，而按接觸強度算得的分度圓直徑=58.883來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，取取與互為質(zhì)數(shù)4.1.4.幾何尺寸計算（1）中心距計算將中心距圓整為125,.（2）按圓整后的中心距修正螺旋角。由于值變化不大，故參數(shù)，k,不必再進行修正（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度，圓整后取4.2低速級齒輪傳動的設(shè)計4.2.1.選材(1)選擇精度等級，材料及齒數(shù)。小齒輪：40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為280HBS大齒輪：45號鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，因運輸機為一般工作機器速度不高，故選用8級精度。(2)初選齒數(shù)初選小齒輪齒數(shù)為Z1=24則Z2=Z1?i1==53.52,取=54(3)初選螺旋角為°壓力角=20。。4.2.2.按齒面接觸強度設(shè)計（1）按式①試選載荷系數(shù)=1.3,由圖10-20,查取區(qū)域系數(shù)=2.433②由式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)1=arctan(tann/cos)=arctan(tan20。/cos14。)=20.562。at1=arccos[z1cos1/(z1+2han*cos)]=arcos[24cos20.562。/(24+21cos14。)]=29.974。at2=arccos[z2cos1/(z2+2han*cos)]=arcos[54cos20.562。/(54+21cos14。)]=24.495。[z1(tanat1-tant′)+z2(tanat2-tant′)]/2=1.615dz1tan=1.905=0.678③計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩9.551063.47/107.14=3.09105/④由式10-23可得螺旋角系數(shù),===0.985⑥計算接觸疲勞許用應(yīng)力,由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90=0.95,取失效概率為1﹪,安全系數(shù)=1,由式（10-14）得取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即許用接觸應(yīng)力=523(2)計算①計算小齒輪分度圓直徑=73.895mm(3)調(diào)整小齒輪分度圓直徑①計算圓周速度v==②計算齒寬b③計算載荷系數(shù)KH查表10-2得：使用系數(shù)；根據(jù)、8級精度，查圖10-8得動載系數(shù)；齒輪的圓周力:Ft1=2T1/d1t=23.09105/73.895=8.363103NFt1/b=18.363103/73.895=113.18N/mm＞100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.4查表10-3得；④查表10-4用插值法查得8級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時,,則載荷系數(shù)為KH==11.101.41.419=2.185故載荷系數(shù)⑤由式10-12,可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：即相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z1=3.5524.2.3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式（10-17）試算齒輪模數(shù),（1）確定公式中的各參數(shù)值.①試選載荷系數(shù)=1.3②由式10-18,可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)=arctan(tancost)=arctan(tan14。Cos20.562。)=13.140。=/cos2=1.615/cos213.140=1.703=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.703=0.0.690③由式10-19,可得計算彎曲疲勞強度得螺旋角系數(shù)=1-/120。=1-1.90514。/120。=0.778④計算.由當(dāng)量齒數(shù)=/cos3=24/cos314。=26.27,=/cos3=54/cos314。=59.108查圖10-17,地齒形系數(shù)=2.62,=2.22.由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.6,=1.78.由圖10-24c查得小齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為.由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù),取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4.由式10-14得==0.0138==0.0165因為大齒輪的大于小齒輪,所以取==0.0165（2）試算齒輪模數(shù).=(3)調(diào)整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度.=/cos=2.26624/cos14。=56.042②尺寬.=d=156.042=56.042③齒高及寬高比/.=(2an*+Cn*)=(21+0.25)2.266=5.0985/=56.042/5.0985=10.992)計算實際載荷系數(shù)①根據(jù)=0.314,8級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)=1.07②由=2/=23.09105/56.042=1.103104,/=11.103104/56.042=196.77/＞100/查表10-3得載荷分配系數(shù)=1.4.③由表10-4用插值法查得=1.462.結(jié)合/=10.99查圖10-13,得=1.29,則載荷系數(shù)為==11.071.41.29=1.933)由式10-13,可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模==2.266=2.585對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，而按接觸強度算得的分度圓直徑=87.859來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，取取與互為質(zhì)數(shù)4.2.4.幾何尺寸計算（1）中心距計算將中心距圓整為125,.（2）按圓整后的中心距修正螺旋角。由于值變化不大，故參數(shù)，k,不必再進行修正（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度，圓整后?。X頂圓直徑齒根圓直徑，）5傳動軸承和傳動軸的設(shè)計5.1求出相應(yīng)的值(1)求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=3.91KW=50.77r/min=735.48N．m⑵求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=288而F=F=FF=Ftan=5018×0.256=1285N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:⑶初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機械設(shè)計手冊》選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nm,半聯(lián)軸器的孔徑初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)選用型號為30212型.其尺寸d×D×T×B=60×110×23.75×22(4)求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點位置時,課程設(shè)計127頁.對于30212型圓錐滾子軸承,a=22.4mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:5.2傳動軸承的校核(1)按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)d=64mmT=735.48==前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[]=60MP<[]此軸合理安全(2)精確校核軸的疲勞強度.1>判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以AⅡⅢB無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可.2>截面Ⅶ左側(cè)?？箯澫禂?shù)W=0.1=0.1=21600抗扭系數(shù)=0.2=0.2=432000截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=735.48截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得：因經(jīng)插入后得2.0=1.32軸性系數(shù)為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.27所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.64碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05安全系數(shù)S=26.91S13.79≥S=1.5所以它是安全的3>截面Ⅳ右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1=0.1=26214.4抗扭系數(shù)=0.2=0.2=52428.8截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為M=78716.3截面Ⅳ上的扭矩為=735480截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==K=0K=所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05安全系數(shù)S=31.83S13.26≥S=1.5所以它是安全的5.3軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)由課程設(shè)計P122表14-24查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，；同樣，齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。5.4確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為2.05.5輸入軸的設(shè)計和相關(guān)參數(shù)5.5.1輸入軸的設(shè)計圖5-25.5.2輸入軸(高速軸)的相關(guān)參數(shù)輸入軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩=3.721Kw=342.86r/min=103.64N．M=62.41mmF=F=FF=Ftan=1241.64×0.236=292.82N選取軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理，取，于是得。I-II軸上的平鍵為。5.6中間軸的設(shè)計和相關(guān)參數(shù)5.6.1中間軸的設(shè)計圖5-35.6.2中間軸的相關(guān)參數(shù)F=F=FF=Ftan=1681.57N選取軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理，取，于是得II-III軸上平鍵為，IV-V軸上平鍵為。6校核6.1輸出軸上的鍵的強度校核I-II軸上的鍵，L=70mm連接強度計算，根據(jù)式查表得，因為，故鍵槽的強度足夠。VI-VII軸上的鍵，L=80mm連接強度計算，根據(jù)式查表得，因為，故鍵槽的強度足夠。其它軸上的鍵的驗算方法同上，經(jīng)過計算可知它們均滿足強度要求。6.2軸承的強度校核6.2.1輸出軸軸承的校核軸上齒輪受力情況如圖所視切向力徑向力軸向力圖7-1所以，同理，取同理,該軸可以滿足設(shè)計要求7箱體的設(shè)計及其附件的選擇7.1箱體的設(shè)計箱座壁厚：，取。箱蓋壁厚：，取。箱座、箱蓋、凸緣的厚度：b=b1=,取b=b1=12mm箱底座凸緣的厚度：b2=2.5，b2=20mm箱座、箱蓋的肋厚：取m=8mm地腳螺釘?shù)闹睆剑喝f=20m