哈工大機械設(shè)計課程設(shè)計-帶式運輸機-二級齒輪

1、一、傳動裝置的總體設(shè)計(一)設(shè)計題目課程設(shè)計題目：帶式運輸機傳送裝置1.設(shè)計數(shù)據(jù)及要求：設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求：F=2200N；d=250mm；v=0.9m/s機器年產(chǎn)量：小批量；機器工作環(huán)境：清潔；機器載荷特性：平穩(wěn)； 機器最短工作年限：6年2班。2.傳動裝置簡圖： （二）選擇電動機1.選擇電動機的類型根據(jù)參考文獻(xiàn)2，按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機。全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2.選擇電動機的容量工作機的有效功率為：從電動機到工作機傳送帶間的總效率為：式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。聯(lián)軸器選用彈性聯(lián)軸器，軸承為角接觸球軸承，齒輪為8級精度齒輪，由參考

2、文獻(xiàn)2表9.1取1=0.99,2=0.99,3=0.97,4=0.96。則：=1224324=0.9920.9940.9720.96=0.846所以電動機所需要的工作功率為：Pd=Pw=1.980.846kW=2.34kW3.確定電動機轉(zhuǎn)速按參考文獻(xiàn)2表9.2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比iz=840，而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：nw=601000vd=6010000.9250=68.755 r/min所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd=inw=84068.755=5502750r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜

3、合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機，另需要其中電機工作所需額定功率：。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻(xiàn)2表15.1以及有關(guān)手冊選定電動機型號為Y132S-6。其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩Y132S-639602.02.0由參考文獻(xiàn)2表15.2查得電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下：型號HABCDEFGDGKY132S1322161407038801083312-bb1b2hAABBHAL1-2802101353156020018475（

4、三）計算傳動裝置的總傳動比1.總傳動比為：i=nmnw=96068.755=13.9632分配傳動比：i=iiII考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相接近，取，故：i=1.4i=1.413.963=4.421iII=13.9634.421=3.158（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速軸n=nm=960 r/min軸n=ni=9604.421=217.14r/min軸n=ni=217.143.158=68.76 r/min卷筒軸 nw=n=68.76 r/min2.各軸的輸入功率軸P=Pd1=2.340.99 =2.32kW軸P=P23=2.320.99 0.97=2.22kW軸

5、P=P23=2.220.99 0.97=2.14kW卷筒軸 P卷=P21=2.140.990.99=2.10kW3.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為Td=9.55106Pdnm=9.551062.34960=23278 Nmm所以： 軸T=Td1=232780.99 =23045 Nmm軸T=T23i=230450.99 0.974.421=97839 Nmm軸T=T23i=978390.99 0.973.158=296708Nmm卷筒軸 T卷=T21=2957080.99 0.99=290804 Nmm將上述計算結(jié)果匯總于下表得:軸名功率kW轉(zhuǎn)矩 T/(Nmm)轉(zhuǎn)速 n/(r/min)傳動

6、比i效率電機軸2.342327896010.99軸2.32230459604.4210.96軸2.2297839217.143.1580.96軸2.1429670868.76卷筒軸2.1029080468.7610.98二、傳動零件的設(shè)計計算（一）高速齒輪傳動1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為215255HBW，平均硬度236 HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在3050HBW范圍內(nèi)。選用8級精度。2初步計算傳動主要尺寸由于是軟齒

7、面閉式傳動，故按照齒面接觸疲勞強度進(jìn)行。由參考文獻(xiàn)1式（8.21），即d132KT1du+1u(ZEZHZZH)2式中各參數(shù)為：1) 小齒輪傳遞的扭矩T=23045Nmm2) 設(shè)計時，因v值未知，Kv不能確定，故可初選載荷系數(shù)Kt=1.11.8，本題初選Kt=1.43) 由參考文獻(xiàn)1表8.6取齒寬系數(shù)d=1.0。4) 由參考文獻(xiàn)1表8.5查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa。5) 初選螺旋角=12，由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為ZH=2.46。6) 初選z1=19,則z2=i2z1=4.42119=83.99，取z2=84。7) 齒數(shù)比u=8419=4.421 。由參考文獻(xiàn)1式（8.1

8、）得端面重合度=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2119+184cos12=1.67由參考文獻(xiàn)1式（8.2）得軸面重合度=0.318dz1tan=0.3181.119tan12=1.41由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得重合度系數(shù)Z=0.775。8) 由參考文獻(xiàn)1圖8.24查得螺旋角系數(shù)Z=0.99。9）許用接觸應(yīng)力由參考文獻(xiàn)1式（8.26），即H=ZHHlimSH算得。由參考文獻(xiàn)1圖8.28e,圖8.28a得解除疲勞極限應(yīng)力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa。小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60naL10h=609601.0282506=1.38241

9、09N2=N1i=1.38241094.421=3.1269108由參考文獻(xiàn)1圖8.29查得壽命系數(shù)ZN1=1.0,ZN2=1.11(允許局部點蝕)。由參考文獻(xiàn)1表8.7，取安全系數(shù)SH=1.0，得H1=ZN1Hlim1SH=1.05701.0MPa=570MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.113901.0MPa=432.9MPa故取H=H2=432.9MPa。初算小齒輪1的分度圓直徑d1t,得d1t32KT1du+1uZEZHZZH2=321.4230451.04.421+14.421189.82.460.7750.99432.92mm=37.840 mm3確定傳動尺寸1）計算載荷系數(shù)。

10、由參考文獻(xiàn)1表8.3查得使用系數(shù)KA=1.0。v=d1tn1601000=37.840960601000 ms=1.97ms由參考文獻(xiàn)1圖8.7得動載荷系數(shù)Kv=1.12。由參考文獻(xiàn)1圖8.11得齒向載荷分布系數(shù)K=1.15(設(shè)軸剛性小)。由參考文獻(xiàn)1表6.4得齒間載荷分布系數(shù)K=1.2，則K=KAKvKK=1.01.121.151.2=1.54562）對d1t進(jìn)行修正。因K于Kt有較大差異，故需對按Kt值計算出的d1t進(jìn)行修正，即d1=d1t3KKt=37.84031.54561.4mm=39.109mm3)確定模數(shù)mn。mn=d1cosz1=39.109cos1219mm=2.01mm由參

11、考文獻(xiàn)1表8.1，取mn=2mm。4)計算傳動尺寸中心距：a=mn(z1+Z2)2cos=2(19+84)2cos12mm=105.2mm圓整為a=105mm,則螺旋角=arccosmn(z1+z2)2a=arccos2(19+84)2105=11.201所以d1=mnz1cos=219cos11.201mm=38.738mm d2=mnz2cos=284cos11.201mm=171.262mmb=dd1=1.038.738mm=38.738mm取b2=40mm,b1=b2+510mm,取b1=45mm。4校核齒根彎曲疲勞強度由參考文獻(xiàn)1式(8.24)，即F=2KT1bmnd1YFYSYYF

12、式中各參數(shù)：1） K=1.5456、T=23045Nmm、b=40mm、d1=38.738mm、mn=2mm。2） 齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS。當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=19cos11.2013=20,13zv2=z2cos3=84cos11.2013=88.99由參考文獻(xiàn)1圖8.19查得YF1=2.79,YF2=2.22。由參考文獻(xiàn)1圖8.20查得YS1=1.55,YS2=1.783) 由參考文獻(xiàn)1圖8.22查得重合度系數(shù)Y=0.79。4）由參考文獻(xiàn)1圖8.28查得螺旋角系數(shù)Y=0.91。5）許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)1式（8.29），即F=YNFlimSF算得。由參考文獻(xiàn)1圖8.29

13、f,圖8.29b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim1=220 MPa,Flim2=170Pa。由參考文獻(xiàn)1圖8.32查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1.0。由參考文獻(xiàn)1表8.7查得安全系數(shù)SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF1=1.02201.25 MPa=176 MPaF2=YN2Flim2SF2=1.01701.25 MPa=136MPaF1=2KT1bmnd1YFYSYY=21.54562304540238.7382.791.550.790.91MPa=71.46MPaF1F2=F1YF2YS2YF1YS1=71.462.221.782.791.55MPa=65.30MPaTC）。但其軸孔

14、直徑范圍為d=(1222)mm,滿足不了電動機的軸頸要求，故選用LX3型聯(lián)軸器Tn=1250NmTC,n=4750r/minn。其軸孔直徑d=(3048)mm,可滿足電動機的軸頸要求。最后確定減速器高速軸軸伸出的直徑dmin=30mm5.確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式考慮軸向力的影響，本方案選用角接觸球軸承。因為齒輪1的線速度v=dn601000=41.738960601000ms=2.10ms2ms，靠機體內(nèi)油的飛濺可以直接潤滑軸承。由于該減速器的工作環(huán)境清潔，且已選定油潤滑，故滾動軸承采用接觸式密封中的唇形圈密封。6.確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式軸承端蓋用以固定軸承，調(diào)整軸承間隙并承受軸向

15、力。軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式選用凸緣式，用螺釘與機體軸承座連接。調(diào)整軸向間隙比較方便，密封性能好。7. 軸承部件的設(shè)計取機體的鑄造壁厚=8mm，機體上軸承旁連接螺栓直徑連接螺栓直徑d2=12mm，裝拆螺栓所需要的扳手空間C1min=18mm,C2min=16mm,故軸承座內(nèi)壁至座孔外端面距離L=+C1+C2+58mm=5558mm，取L=55mm。為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：輸出軸的草圖1所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。12

16、34567(1) 軸段直徑確定軸段1的直徑為d1=30mm。聯(lián)軸器的右端軸肩固定， 由參考文獻(xiàn)1圖9.16和表9.5計算得到軸肩高度h=0.070.1d1=0.070.130mm=2.13mm，即d2=d1+2h=30+22.13mm=(34.236)mm。按標(biāo)準(zhǔn)GB/T 1387.1-1992，選取唇形圈油封的軸基本尺寸 d=35mm，其基本外徑和寬度分別為D=50mm,b=8mm，所以對軸段2有d2=35mm 。軸段3和軸段7安裝軸承，尺寸由軸承確定?？紤]使用斜齒輪,齒輪有軸向力，軸承類型選用角接觸球軸承軸，根據(jù)GB/T 2761994，初選軸承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80m

17、m，B=18mm，軸件安裝尺寸da=47mm,采用油潤滑。故取d3=d7=40mm 。d4=d6=47mm軸段5做成齒輪軸的形式，取d5=40mm。(2)軸段長度確定軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。軸段1長度略短于聯(lián)軸器長度，取l1=60mm。軸段3和軸段7的長度等于軸承寬度，即l7=l3=18mm。軸段2長度等于聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離（取16mm）、軸承端蓋總厚度（取9mm）與基座外端面到軸承外側(cè)距離之和，l2=16+9+55-4-18=58mm。軸段4和軸段6為軸承定位軸肩的長度取l4=l6=10mm。軸段5長度需要在齒輪箱體軸承和其他軸

18、系部件位置固定后綜合確定。但考慮到滾刀在加工該軸段上的齒輪時，有與軸段6軸肩相碰的可能，應(yīng)當(dāng)避免。dk=63mmd5=40mmdf=33.738mmd=38.738mmd6=47mml0如上圖所示，滾刀直徑按標(biāo)準(zhǔn)GB/T 6083-2001取dk=63mm，為保證加工到齒輪最右端時滾刀不碰及軸段6的軸肩，l0應(yīng)滿足：l0dk22-dk2-d62+df22=19.33mm 故安全起見，取l0=25mm。 (二)中間軸(軸)的設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸：n=217.14 r/minT=97839 Nmm計算得作用在齒輪2上的力：Ft2=2Td2=297839171.262N=1142.6NFr

19、2=Ft2tanncos=1142.6tan20cos11.201N=423.9NFa2=Ft2tan=1142.6tan11.201N=226.3N計算得作用在齒輪3上的力：Ft3=2Td3=29783962.5N=3130.8NFr3=Ft3tann=3130.8tan20N=1139.5NFn3=Ft3cos=3130.8cos20N=3331.8N2.選擇軸的材料考慮結(jié)構(gòu)尺寸且第二級軸是速度較高同時傳遞更大力矩，選用40Cr材料，熱處理方式為表面淬火，以獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按照扭轉(zhuǎn)強度條件初算軸的最小直徑，d39.55106Pn0.2=C3Pn軸的材料初定為40Cr材料

20、，根據(jù)參考文獻(xiàn)1表10.2查得C=97106，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C=100。所以dC3Pn=10032.22217.14mm=21.70mm本方案中，按軸上有兩個鍵槽處理，應(yīng)將軸徑增大10%，即d21.701+10%mm=23.87mm4.確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式考慮軸向力的影響，本方案亦選用角接觸球軸承。采用油潤滑，唇形圈密封。5.確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式軸承端蓋用以固定軸承，調(diào)整軸承間隙并承受軸向力。選用凸緣式端蓋結(jié)構(gòu)，用螺釘與機體軸承座連接。調(diào)整軸向間隙比較方便，密封性能好。6.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件

21、的結(jié)構(gòu)形式如圖：中間軸的草圖如下圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。(2)軸段直徑確定軸承類型選用角接觸球軸承軸，根據(jù)GB/T 2761994，初選軸承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，軸件安裝尺寸da=47mm ,故d1=d5=40mm。軸承內(nèi)測可用套筒軸向定位。軸段2的直徑應(yīng)為軸承的定位尺寸，d2=47mm?？紤]可能出現(xiàn)的齒輪軸問題，進(jìn)行校核計算，分度圓直徑為62.50mm，所用鍵的尺寸為：bh=149mm，轂槽深t1=3.8mm則x62.52-3.125-3.8-472=0.575mm，顯然齒輪3需要做成齒輪軸。軸段4取d4=44

22、mm，則軸段3的軸肩為h=0.070.1d4=0.070.144mm=3.084.4mm，軸肩取4mm,則直徑為d3=52mm。(3)軸段長度確定軸段4長度略短于齒輪2輪轂長度，齒輪2輪轂長度為40mm，則取l4=38mm，軸段3長度取15mm，即l3=15mm。軸段5長度由軸承寬度、箱體與其他軸系部件位置固定后綜合確定，得l5=58mm。 (三)輸出軸(軸)的設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸：n=68.76 r/minT=296708 NmmP=2.14kW則經(jīng)過計算可得作用在齒輪上的力：Ft4=2Td4=2296708197.5N=3004.6NFr4=Ft4tann=3004.6tan20

23、N=1093.6NFn3=Ft3cos=3004.6cos20N=3197.5N2.選擇軸的材料考慮使用45號鋼的時候軸可能會比較粗，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，而且第三根軸傳遞力矩較大，故選用40Cr，熱處理方式為調(diào)質(zhì)，能獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按照扭轉(zhuǎn)強度條件初算軸的最小直徑，d39.55106Pn0.2=C3Pn根據(jù)參考文獻(xiàn)1表10.2查得C=97106，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C=100。所以d39.55106Pn0.2=C3Pn=10032.1468.76mm=31.46mm本方案中，設(shè)軸頸上有兩個鍵槽，應(yīng)將軸徑增大10%，即d32.2051+10%mm=34.60mm4.選擇聯(lián)軸器由于該

24、軸轉(zhuǎn)速較低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，考慮到本設(shè)計不易保證同心度，采用具有良好補償位移偏差的金屬滑塊聯(lián)軸器（JB/ZQ 4384-1997）。查參考文獻(xiàn)1表13.5可取：K=1.5。計算轉(zhuǎn)矩為TC=KTIII=1.5296708Nm=445.1Nm根據(jù)TC=445.1Nm，查參考文獻(xiàn)2表13.5中確定選取許用轉(zhuǎn)矩為500Nm的金屬滑塊聯(lián)軸器即可滿足要求（n=250r/minn）。其軸孔直徑取d=40mm, L1=70mm5.確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式在該軸上已無軸向力，或軸向力很小，本方案選用深溝球軸承。需要考慮軸承內(nèi)徑及安裝，查參考文獻(xiàn)2表12.2深溝球軸承，取6210,查得d=50mm,D=

25、90mm,B=20mm。同一根軸上兩個軸承應(yīng)該為相同型號，采用油潤滑，唇形圈密封。7.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：輸出軸的草圖如下圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端8開始設(shè)計。12345678(2)軸段直徑設(shè)計軸段8的直徑，需要考慮到上述確定的聯(lián)軸器直徑d=40mm，則d8=dmin=40mm。考慮聯(lián)軸器的軸向固定和唇形圈密封的內(nèi)徑系列，取軸肩2.5mm，軸段7直徑d7=45mm。軸段6與軸段1要安裝軸承，選軸承類型為深溝球軸承。故軸段6和軸段1的直徑為：d6=d1=50mm。軸段5的直徑應(yīng)為

26、軸承的定位尺寸，即d5=57mm。軸段4為非工作軸段，故取d4=50mm軸段2安裝齒輪,為保證軸段3軸肩與齒輪2齒頂部位保持一定距離（10mm）,取d2=53mm，d3=60mm(3)軸段長度確定軸段3與軸5同為定位軸頸，取l3=l5=10mm。軸段2長度略短于齒輪4的輪轂寬度，齒輪4的輪轂寬度為35mm，則l2=33mm，軸段1長度等于軸承寬度、軸承與箱體內(nèi)壁間隙、齒輪與箱體內(nèi)壁間隙和齒輪4與其所在軸段長的差值組成，即l1=20+3+12+2=37mm。軸段5長度等于軸承寬度與擋油板寬度（2+3=15+9=24mm）之和，l5=19+24=43mm。軸段4長度根據(jù)前兩根軸確定為l4=75mm

27、。軸段7長度由軸承端蓋寬度、聯(lián)軸器端面到軸承端蓋的距離（取16mm）、機座外表面與軸承外側(cè)距離組成，即l7=16+9+55-22=58mm，軸段8長度略短于聯(lián)軸器長度，聯(lián)軸器長度為54mm，則取l8=53mm。（4）軸上鍵強度校核輸出軸軸段8與軸段2上有鍵，連接為靜連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1取P=100MPa。由參考文獻(xiàn)1式6.1需滿足擠壓強度條件： P=2TkldP1) 軸段2與大齒輪連接處的鍵其中軸段2的直徑53mm，可取鍵的尺寸bh=1610mm。選取B型鍵（l=L=32mm，k=h2=5mm）則可解得:P=2TIIIkld=229670853253=7

28、0.0MPaP2) 軸段8與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段8的直徑40mm，可取鍵的尺寸bh=128mm。選取A型鍵（L=50mm,l=L-b=38mm，k=h2=4mm，）則可解得:P=2TIIIkld=229670843840=97.5MPaP8.輸出軸的強度校核（1）軸的受力簡圖（2）計算支反力Ft4=2Td4=2296708197.5N=3004.6NFr4=Ft4tann=3004.6tan20N=1093.6NFn3=Ft3cos=3004.6cos20N=3197.5N計算支反力，在水平面上：R1H=1093.642.5122.5+42.5N=286.7NR2H=Fr-R1H=1093

29、.6-286.7N=801.9N在垂直平面上R1v=3004.642.542.5+122.5N=774.0NR2v=Ft-R1v=3004.6-774.0N=2230.6N軸承1的總支反力R1=R1H2+R1v2=286.72+7742N=825.4N軸承1的總支反力R2=R2H2+R2v2=801.92+2230.62N=2368.5N（3）畫彎矩圖 水平面上軸承處：MaH1=R1HL2=286.7122.5=35120.75NmmMaH2=R2HL3=801.942.5=34080.75Nmm 垂直面上，彎矩為：MaV1=R1VL2=774.0122.5=94815NmmMaV2=R2VL

30、3=2230.642.5=94800.5Nmm 因此，Ma1=MaH12+MaV12=35120.752+948152=101110.6NmmMa2=MaH22+MaV22=34080.752+94800.52=100740.4Nmm（4）畫扭矩圖由彎矩圖和扭矩圖可知，軸的危險截面是齒輪中心剖面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故剖面左側(cè)為危險截面?？箯澖孛婺Ａ縒=0.1d3-bt1d-t122d=0.1533-164.553-4.52253mm3=13290mm3抗扭截面模量WT=0.2d3-bt1d-t122d=0.2523-164.553-4.52253mm3=28178mm3

31、彎曲應(yīng)力b=MW=101110.613290MPa=7.61MPaa=b=7.61MPam=0扭剪應(yīng)力T=TWT=29670828178MPa=10.53MPa=m=T2=13.342MPa=5.26MPa危險截面的當(dāng)量應(yīng)力e=b2+42=12.98MPa100740.4101110.694800.59481534080.7595122.542.512345678IIITMaHMaVMaHT35120.75296708查參考文獻(xiàn)1表10.1，得B=750MPa，-1=350MPa，-1=200MPa。材料等效系數(shù)=0.25，=0.13。鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，由附表10.4查得即K=1.58，K=1.79。絕對尺寸系數(shù)，由附圖10.1查得即=0.56，=0.64。軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由附圖10.2查得即=0.80。安全系數(shù)：S=-1Ka+m=3501.580.80.567.61+0.250=13.04S=-1Ka+m=2001.790.80.645.26+0.135.26=10.48S=SSS2+S2=13.0410.4813.042+10.482=8.17 由表10.5查得許用安全系數(shù)S=1.31.5,顯然SS,故大齒輪所