滁州學(xué)院本科畢業(yè)論文

1、<p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　1 課程設(shè)計題目</b></p><p><b>　　1.1 內(nèi)容</b></p><p><b>　　1.2 目標(biāo)</b></p><p><b>　　1.3 任務(wù)陳述&l

2、t;/b></p><p><b>　　1.4設(shè)計的關(guān)鍵</b></p><p>　　2 傳動裝置的總體設(shè)計</p><p>　　2.1傳動方案的確定</p><p>　　2.2 電動機的選擇</p><p>　　2.3 傳動比的計算及分配</p><p>　　2

3、.4 傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算</p><p>　　3 傳動件的設(shè)計計算</p><p>　　3.1 減速器外傳動件的設(shè)計計算</p><p><b>　　3.1.1v帶設(shè)計</b></p><p>　　3.2 減速器內(nèi)傳動件的設(shè)計計算</p><p>　　3.2.1齒輪傳動設(shè)計（1、

4、2輪的設(shè)計）</p><p>　　3.2.2齒輪傳動設(shè)計（3、4輪的設(shè)計）</p><p>　　4 鍵連接的選擇及校核計算</p><p>　　4.1輸入軸鍵選擇及校核</p><p>　　4.2中間軸鍵選擇及校核</p><p>　　4.3輸出軸鍵選擇及校核</p><p>　　5 軸承選擇及

5、校核計算</p><p>　　5.1輸入軸的軸承計算及校核</p><p>　　5.2中間軸的軸承計算及校核</p><p>　　5.3輸出軸的軸承計算及校核</p><p><b>　　6 聯(lián)軸器選擇</b></p><p>　　7 減速器的潤滑及密封</p><p>&

6、lt;b>　　7.1減速器的潤滑</b></p><p><b>　　7.2減速器的密封</b></p><p>　　8減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸</p><p><b>　　課程設(shè)計題目：</b></p><p>　　設(shè)計鑄工車間的砂型運輸設(shè)備。該傳送設(shè)備的傳動系統(tǒng)由電動機、減

7、速器和輸送帶組成。</p><p>　　每日 兩 班制工作，工作期限為10年。</p><p>　　已知條件：輸送帶帶輪直徑d= 300 mm，輸送帶運行速度v= 0.69 m/s，輸送帶軸所需拉力F= 6000 N。</p><p><b>　　1.1內(nèi)容</b></p><p>　　1.設(shè)計二級圓柱齒輪減速器，

8、計算帶傳動的主要性能參數(shù)。</p><p>　　2.繪制齒輪減速器的裝配圖一張；繪制低速軸上的齒輪的傳動件的工作圖一張；繪制從動軸的零件工作圖；繪制減速器箱體的零件工作圖一張。</p><p>　　3.寫出設(shè)計計算說明書一份。</p><p><b>　　1.2 目標(biāo)</b></p><p>　　通過課程設(shè)計實踐，樹立正

9、確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與實際知識去分析和解決機械設(shè)計問題的能力。 </p><p>　　學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律。       </p><p>　?。?）通過制定設(shè)計方案，合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正</p><p&

10、gt;　　確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計過程和方法。       </p><p>　?。?）學(xué)習(xí)進行機械設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計算，繪圖，查閱設(shè)計資料和手冊，運用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等。</p><p>

11、;<b>　　1.3 任務(wù)陳述</b></p><p>　　1、繪制傳動裝置裝配圖一張（A0/A1）；</p><p>　　2、繪制傳動裝置中軸、齒輪零件圖各一張(A3)；</p><p>　　3、編制設(shè)計說明書一份。（字?jǐn)?shù)在8000字左右）</p><p><b>　　1.4設(shè)計的關(guān)鍵</b>&l

12、t;/p><p>　　設(shè)計的重中之重在于二級展開式圓柱斜齒輪減速器的設(shè)計，需要通過計算減速器內(nèi)部各種零件的性能參數(shù)使其達到規(guī)定的強度、剛度要求進而對減速器進行設(shè)計。其主要步驟如下：</p><p>　　第一步　選擇原動機第二步　分配傳動比　計算各軸的轉(zhuǎn)速，力矩第三步　齒輪傳動設(shè)計與計算第四步　軸的設(shè)計與計算第五步　聯(lián)軸器的選擇與設(shè)計第六步　軸承的選擇與校核第七步　潤滑方式選擇第八

13、步　其它附件如端蓋　油標(biāo)　等各種附件的選擇第九步　減速器箱體的設(shè)計</p><p>　　2 傳動裝置的總體設(shè)計</p><p>　　2.1傳動方案的確定</p><p>　?。?）根據(jù)工作要求和工作環(huán)境，選擇展開式二級圓柱直齒輪減速器傳動方案。此方案工作可靠、傳遞效率高、使用維護方便、環(huán)境適用性好。</p><p>　?。?）為了保護電動機

14、，其輸出端選用帶式傳動，這樣一旦減速器出現(xiàn)故障停機，皮帶可以打滑，保證電動機的安全。</p><p>　?。?）由于帶傳動的承載能力較低，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時結(jié)構(gòu)尺寸較大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸震，因此，應(yīng)將其布置在高速的一端。</p><p>　?。?）直齒圓柱齒輪相對于帶傳動有一定的沖擊，所以放在傳動裝置的速度低的一端。 故該機器包括原傳動機、傳動裝置、工作機三部分組成，而且結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱、強

15、度和剛性號，便于操作和維修。</p><p>　　2.2 電動機的選擇</p><p>　　2.2.1電動機的類型</p><p>　　按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。</p><p>　　2.2.2電動機的功率</p><p>　　式中：為工作機的阻力，

16、；為工作機的線速度，m/s；為工作機的效率，帶式傳動機可取=0.96</p><p>　　其中：=6000N，=0.69m/s，=0.96</p><p><b>　　得</b></p><p>　　2、電動機的輸出功率為</p><p>　　——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。</p><p>

17、　　—— 工作機實際需要的電動機的輸出功率。</p><p>　　——工作機所需的輸入功率</p><p>　　且傳動裝置的總效率公式為：</p><p>　　式中，為傳動系統(tǒng)中各級傳動機構(gòu)、軸承以及聯(lián)軸器的效率。</p><p>　　查《機械設(shè)計課程設(shè)計》第三章表3-1可知</p><p>　　——帶傳動效率：0.9

18、6</p><p>　　——每對軸承的傳動效率：0.99</p><p>　　——圓柱齒輪的傳動效率：0.98</p><p>　　——聯(lián)軸器的傳動效率：0.99</p><p>　　——卷筒的傳動效率：0.96</p><p>　　由簡圖可知共有三對軸承，兩對齒輪，一個聯(lián)軸器，兩種傳送帶。</p>&l

19、t;p>　　所以傳動裝置的總效率為：</p><p><b>　　=0.85</b></p><p>　　3、電動機所需功率為：</p><p>　　因載荷平穩(wěn) ，電動機額定功率只需略大于即可，，查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表17-7選取電動機額定功率= 。</p><p>　　2.2.3電動機轉(zhuǎn)速的確定</p&g

20、t;<p><b>　　滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　　由《機械設(shè)計課程設(shè)計》表3-2得展開式減速器的傳動比為：=9~25</p><p>　　V帶的傳動比為：=2~4</p><p>　　得總推薦傳動比為：18~100</p><p>　　所以電動機實際轉(zhuǎn)速的范圍為：</p>

21、<p>　　791.08~4395r/min</p><p>　　查《機械設(shè)計課程設(shè)計常用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范》表17-7可知</p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。</p><p>　　但是電動機的轉(zhuǎn)速范圍為791.08~4395r/min，且3000r/min的電動機的轉(zhuǎn)速過高。

22、故選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。</p><p>　　型號為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速。</p><p>　　2.3 傳動比的計算及分配</p><p><b>　　1、總傳動比為:</b></p><p>　　其中是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，是電動機的工作轉(zhuǎn)速。</p><p><b>

23、;　　2、分配傳動比</b></p><p>　　為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選V帶傳動比：；</p><p>　　則減速器的傳動比為：；</p><p>　　考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。應(yīng)使兩級的大齒輪具有相似的直徑（低速級大齒輪的直徑應(yīng)略大一些，使高速級大齒輪的齒頂圓與低速軸之間有適量的間隙）。<

24、/p><p>　　設(shè)高速級的傳動比，低速級的傳動比為，對于二級展開式圓柱齒輪減速器：</p><p>　　取=3.75，則低級傳動比為：</p><p><b>　??；</b></p><p>　　2.4 傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算</p><p>　　2.4.1各軸的轉(zhuǎn)速：</p>

25、<p>　　電機軸：==1440r/min</p><p><b>　　1軸: ；</b></p><p><b>　　2軸: ；</b></p><p><b>　　3軸: ；</b></p><p><b>　　滾筒軸: </b>&l

26、t;/p><p>　　2.4.2各軸的輸入功率：</p><p><b>　　電機軸：=</b></p><p><b>　　1軸: ；</b></p><p><b>　　2軸: ；</b></p><p><b>　　3軸: ；</

27、b></p><p><b>　　卷筒軸: </b></p><p>　　2.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：</p><p><b>　　電機軸: ；</b></p><p><b>　　1軸: ；</b></p><p><b>　

28、　2軸: ；</b></p><p><b>　　3軸: ；</b></p><p><b>　　滾筒軸: </b></p><p><b>　　2.4.4整理列表</b></p><p>　　3 傳動件的設(shè)計計算</p><

29、;p>　　3.1 減速器外傳動件的設(shè)計計算</p><p>　　3.1.1 V帶設(shè)計</p><p>　　3.1.1.1 原始數(shù)據(jù)</p><p>　　電動機功率—— kw</p><p>　　電動機轉(zhuǎn)速—— r/min</p><p><b>　　V帶理論傳動比——</b></p&

30、gt;<p>　　3.1.1.2設(shè)計計算</p><p><b>　　確定計算功率</b></p><p>　　根據(jù)兩班制工作，空載啟動，連續(xù)，單向運轉(zhuǎn)，載荷穩(wěn)定，工作期限10年。</p><p>　　表8-8 查得工作系數(shù)KA=1.2</p><p>　　3.1.1.3 選擇V帶的帶型</p>

31、<p>　　根據(jù)、由圖8-11選用A型。</p><p>　　3.1.1.4 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v</p><p>　　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=80mm</p><p>　　驗算帶速按式（8-13）驗算帶的速度</p><p><b>　　因為，故帶速合適</b&

32、gt;</p><p>　　3.1.1.5 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑</p><p>　　根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為mm</p><p>　　3.1.1.6 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度</p><p>　　根據(jù)式（8-20），初定中心距</p><p>　　由式（8-22）計算帶

33、所需的基準(zhǔn)長度</p><p>　　由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度。</p><p>　　按式（8-23）計算實際中心距</p><p>　　由式（8-24）可得中心距的變化范圍為338.25mm~394.5mm。</p><p>　　3.1.1.7驗算小帶輪上的包角</p><p>　　3.1.18計算帶的根數(shù)z</

34、p><p>　　計算單根V帶的額定功率。</p><p><b>　　由，查表8-4得</b></p><p>　　根據(jù)，i=3和A型帶，查表8-5得</p><p>　　查表8-6得，查表8-2得，于是</p><p><b>　　計算V帶的根數(shù)z。</b></p>

35、<p><b>　　取10根。</b></p><p>　　3.1.1.9 計算單根V帶的初拉力</p><p>　　由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=97.82N</b&

36、gt;</p><p>　　3.1.1.10 計算壓軸力</p><p>　　3.1.1.11 主要設(shè)計結(jié)論</p><p>　　3.1.1.12 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p><b>　　1、帶輪的材料：</b></p><p>　　采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）</p>&

37、lt;p>　　2、帶輪的結(jié)構(gòu)形式：</p><p>　　V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準(zhǔn)直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。</p><p>　　3.2 減速器內(nèi)傳動件的設(shè)計計算</p><p>　　3.2.1 齒輪傳動設(shè)計（1、2輪的設(shè)計）</p><p>　　選精度等級、材料及齒數(shù)</p><

38、p>　?。?）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。</p><p>　?。?）一般工作機器，選用8級精度。</p><p>　?。?）選小齒輪齒數(shù)z1 = 22，大齒輪齒數(shù)z2 = 22×3.75 = 82.5，取z2= 83。</p><p>　　（4）壓力角? = 20

39、76;。</p><p>　　2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計</p><p>　?。?）由式試算小齒輪分度圓直徑，即</p><p>　　1）確定公式中的各參數(shù)值。</p><p>　?、僭囘x載荷系數(shù)KHt = 1.6。</p><p>　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　T1 = 10

40、5.05 N/m</p><p>　?、圻x取齒寬系數(shù)φd = 1。</p><p>　?、苡蓤D查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。</p><p>　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE = 189.8 MPa1/2。</p><p>　?、抻嬎憬佑|疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。</p><p><b>　　端面壓力角：

41、</b></p><p>　　?a1 = arccos[z1cos?/(z1+2ha*)] = arccos[22×cos20°/(22+2×1)] = 30.537°</p><p>　　?a2 = arccos[z2cos?/(z2+2ha*)] = arccos[87×cos20°/(87+2×1)]

42、= 23.284°</p><p><b>　　端面重合度：</b></p><p>　　?? = [z1(tan?a1-tan?)+z2(tan?a2-tan?)]/2π</p><p>　　= [22×(tan30.537°-tan20°)+83×(tan23.284°-tan20

43、°)]/2π = 1.71</p><p><b>　　重合度系數(shù)：</b></p><p>　　Z???????????????</p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應(yīng)力[?H]</p><p>　　查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為?Hlim1 = 600 MPa、?Hlim2 = 550 MPa。&

44、lt;/p><p><b>　　計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：</b></p><p>　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×480×1×10×300×2×8 = 1.38×109</p><p>　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38

45、×109/3.75 = 3.69×108</p><p>　　查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。</p><p>　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:</p><p>　　[?H]1 = = = 528 MPa</p><p>　　[?H]2 = = = 500.5 MPa

46、</p><p>　　取[?H]1和[?H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即</p><p>　　[?H] = [?H]2 = 500.5 MPa</p><p>　　2）試算小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= 66.

47、44mm</b></p><p>　?。?）調(diào)整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備</p><p><b>　?、賵A周速度v</b></p><p>　　v = = = 1.667m/s</p><p><b>　　②齒寬b</b&

48、gt;</p><p>　　b = = 1*66.44 = 66.44mm</p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)KH</p><p>　　①由表查得使用系數(shù)KA = 1。</p><p>　　②根據(jù)v = 1.67 m/s、8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV = 1.02。</p><p><b>

49、　?、埤X輪的圓周力</b></p><p>　　Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×105.05/66.44 = 3162.252N</p><p>　　KAFt1/b = 1×3162.252/66.44 = 47.60 N/mm < 100 N/mm</p><p>　　查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH

50、? = 1.2。</p><p>　?、苡杀?0-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH? = 1.457。</p><p>　　由此，得到實際載荷系數(shù)</p><p>　　KH = KAKVKH?KH? = 1×1.02×1.2×1.457 = 1.783</p><p>　　3）可得按實際載

51、荷系數(shù)算的的分度圓直徑</p><p>　　d1 = = 66.44× = 68.89mm</p><p><b>　　及相應(yīng)的齒輪模數(shù)</b></p><p>　　mn = d1/z1 = 68.89/22 = 3.13 mm</p><p>　　模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。</p>&l

52、t;p><b>　　3.幾何尺寸計算</b></p><p>　?。?）計算分度圓直徑</p><p>　　d1 = z1m = 22×3 = 66 mm</p><p>　　d2 = z2m = 83×3 = 249 mm</p><p><b>　?。?）計算中心距</b&g

53、t;</p><p>　　a = (d1+d2)/2 = (66+249)/2 = 157.5 mm</p><p><b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p>　　b = φdd1 = 1×66 = 66 mm</p><p>　　4.校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>

54、　?。?）齒根彎曲疲勞強度條件</p><p>　　?F = ≤ [?F]</p><p>　　1）確定公式中各參數(shù)值</p><p>　?、儆嬎銖澢趶姸扔弥睾隙认禂?shù)Y?</p><p>　　Y? = 0.25+0.75/ = 0.25+0.75/1.71 = 0.689</p><p>　?、谟升X數(shù)，查圖得齒形

55、系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)</p><p>　　YFa1 = 2.69 YFa2 = 2.23</p><p>　　YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.79</p><p>　　③計算實際載荷系數(shù)KF</p><p>　　由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KF? = 1.2</p><p>　　根據(jù)表10-4用

56、插值法查得KH? = 1.426，結(jié)合b/h = 9.78查圖10-13得KF?????????</p><p><b>　　則載荷系數(shù)為</b></p><p>　　KF = KAKvKF?KF? = 1×1.12×1.2×1.427 = 1.918</p><p>　?、苡嬎泯X根彎曲疲勞許用應(yīng)力[?F]<

57、/p><p>　　查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為?Flim1 = 500 MPa、?Flim2 = 380 MPa。</p><p>　　由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87</p><p>　　取安全系數(shù)S=1.4，得</p><p>　　[?F]1 = = = 303.57 MPa</p&g

58、t;<p>　　[?F]2 = = = 236.14 MPa</p><p>　　2）齒根彎曲疲勞強度校核</p><p><b>　　?F1 = </b></p><p>　　= = 74.863 MPa ≤ [?F]1</p><p><b>　　?F2 = </b></

59、p><p>　　= = 70.31 MPa ≤ [?F]2</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度滿足要求。</p><p><b>　　5.主要設(shè)計結(jié)論</b></p><p>　　齒數(shù)z1 = 22、z2 = 87，模數(shù)m = 3 mm，壓力角? = 20°，中心距a = 163.5 mm，齒寬b1 = 71 m

60、m、b2 = 66 mm。</p><p>　　6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算</p><p>　　3.2.2齒輪傳動設(shè)計（3、4輪的設(shè)計）</p><p>　　1.選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　?。?）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。</p>&l

61、t;p>　?。?）一般工作機器，選用8級精度。</p><p>　?。?）選小齒輪齒數(shù)z3 = 23，大齒輪齒數(shù)z4 = 23×2.912= 66.976，取z4= 67。</p><p>　?。?）壓力角? = 20°。</p><p>　　2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計</p><p>　?。?）由式試算小齒輪分度圓

62、直徑，即</p><p>　　1）確定公式中的各參數(shù)值。</p><p>　?、僭囘x載荷系數(shù)KHt = 1.6。</p><p>　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 382N/m</p><p>　?、圻x取齒寬系數(shù)φd = 1。</p><p>　?、苡蓤D查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。</p><p

63、>　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE = 189.8 MPa1/2。</p><p>　?、抻嬎憬佑|疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。</p><p><b>　　端面壓力角：</b></p><p>　　?a1 = arccos[z3cos?/(z3+2ha*)] = arccos[23×cos20°/(23+2×

64、;1)] = 30.181°</p><p>　　?a2 = arccos[z4cos?/(z4+2ha*)] = arccos[67×cos20°/(67+2×1)] = 23.998°</p><p><b>　　端面重合度：</b></p><p>　　?? = [z3(tan?a1-ta

65、n?)+z4(tan?a2-tan?)]/2π</p><p>　　= [23×(tan30.181°-tan20°)+70×(tan23.998°-tan20°)]/2π = 1.701</p><p><b>　　重合度系數(shù)：</b></p><p>　　Z????????????

66、???</p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應(yīng)力[?H]</p><p>　　查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為?Hlim1 = 600 MPa、?Hlim2 = 550 MPa。</p><p><b>　　計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：</b></p><p>　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60

67、15;128×2×10×300×1×8 = 3.69*108</p><p>　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 3.69×108/2.912= 1.266*108</p><p>　　查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.91、KHN2 = 0.93。</p><p>　　

68、取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:</p><p>　　[?H]1 = = = 546 MPa</p><p>　　[?H]2 = = = 511.5 MPa</p><p>　　取[?H]1和[?H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即</p><p>　　[?H] = [?H]2 = 511.5 MPa</p&

69、gt;<p>　　2）試算小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　= </b></p><p>　　= 102.676mm</p><p>　　（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備</p><p><b>　?、賵A周速度v&

70、lt;/b></p><p>　　v = = = 0.688 m/s</p><p><b>　?、邶X寬b</b></p><p>　　b = =1×102.676 = 102.676mm</p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)KH</p><p>　?、儆杀聿榈檬褂孟禂?shù)K

71、A = 1。</p><p>　?、诟鶕?jù)v = 0.688m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 0.78。</p><p><b>　?、埤X輪的圓周力</b></p><p>　　Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×382/102.676= 7440.88 N</p><p>　　KA

72、Ft3/b = 1×7440.88/102.676 = 72.47 N/mm < 100 N/mm</p><p>　　查表得齒間載荷分配系數(shù)KH? = 1.2。</p><p>　?、苡杀碛貌逯捣ú榈?級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH? = 1.469。</p><p>　　由此，得到實際載荷系數(shù)</p><p>　

73、　KH = KAKVKH?KH? = 1×0.78×1.2×1.469 = 1.375</p><p>　　3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑</p><p>　　d3 = = 102.676× = 97.618 mm</p><p><b>　　及相應(yīng)的齒輪模數(shù)</b></p>&l

74、t;p>　　mn = d3/z3 = 97.618/23 = 4.244mm</p><p>　　模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 4 mm。</p><p><b>　　3.幾何尺寸計算</b></p><p>　?。?）計算分度圓直徑</p><p>　　d3 = z3m = 23×4 = 92 mm</p

75、><p>　　d4 = z4m = 67×4 = 268 mm</p><p><b>　?。?）計算中心距</b></p><p>　　a = (d3+d4)/2 = (92+268)/2 = 180 mm</p><p><b>　　（3）計算齒輪寬度</b></p><

76、;p>　　b = φdd3 = 1×92 = 92 mm</p><p>　　取b4 = 92、b3 = 97。</p><p>　　4.校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　（1）齒根彎曲疲勞強度條件</p><p>　　?F = ≤ [σF]</p><p>　　1）確定公式中各參數(shù)值<

77、/p><p>　　①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y?</p><p>　　Y? = 0.25+0.75/??= 0.25+0.75/1.701 = 0.691</p><p>　?、谟升X數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)</p><p>　　YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.25</p><p>　　YSa1

78、= 1.59 YSa2 = 1.76</p><p>　　③計算實際載荷系數(shù)KF</p><p>　　由表查得齒間載荷分配系數(shù)?KF? = 1.2</p><p>　　根據(jù)KH? = 1.469，結(jié)合b/h = 10.22查圖得KF????????????????</p><p><b>　　則載荷系數(shù)為</b>&

79、lt;/p><p>　　KF = KAKvKF?KF?= 1×1.05×1.2×1.439 = 1.813</p><p>　?、苡嬎泯X根彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]</p><p>　　查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為?Flim1 = 620 MPa、?Flim2 = 620 MPa。</p><p>　　由圖查

80、取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.87、KFN2 = 0.89</p><p>　　取安全系數(shù)S=1.4，得</p><p>　　[?F]1 = = = 385.29 MPa</p><p>　　[?F]2 = = = 394.14 MPa</p><p>　　2）齒根彎曲疲勞強度校核</p><p><

81、;b>　　?F1 = </b></p><p>　　= = 103.401 MPa ≤ [?F]1</p><p><b>　　?F2 = </b></p><p>　　= = 96.814 MPa ≤ [?F]2</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度滿足要求。</p><p>

82、<b>　　5.主要設(shè)計結(jié)論</b></p><p>　　齒數(shù)z1 = 23、z2 = 67，模數(shù)m = 4 mm，壓力角? = 20°，中心距a = 180 mm，齒寬b1 = 97 mm、b2 = 92 mm。</p><p>　　6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算</p><p>　　3.3 輸入軸的設(shè)計</p><p&

83、gt;　　1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1</p><p>　　P1 = 5.28 KW n1 = 480r/min T1 = 105.05Nm</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:</p><p>　　d1 = 66 mm</p><p>&l

84、t;b>　　則:</b></p><p>　　Ft = = = 3183.33 N</p><p>　　Fr = Ft×tan? = 3183.33×tan20° = 1158.64N</p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑:</p><p>　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為4

85、5鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：</p><p>　　dmin = A0× = 112× = 24.91mm</p><p>　　輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 26mm</p><p><b>　　4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖</b></p><

86、p>　　5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 30 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 35 mm。大帶輪寬度B = 78 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 76 mm。</p

87、><p>　　2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。</p><p>　　軸承采用擋油環(huán)進

88、行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。</p><p>　　3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 71 mm，d56 = d1 = 66 mm</p><p>　　4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23

89、 = 50 mm。</p><p>　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 97 mm，則</p><p>　　l45 = b3+c+Δ+s-15 = 97+12+16+8-15 = 118 mm</p>

90、;<p>　　l67 = Δ+s-15 = 9 mm</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　6.軸的受力分析和校核</p><p>　　1）作軸的計算簡圖（見圖a）:</p><p>　　根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm</p><p>　　帶輪中

91、點距左支點距離L1 = (78/2+50+17/2)mm = 97.5 mm</p><p>　　齒寬中點距左支點距離L2 = (71/2+32+118-17/2)mm = 177 mm</p><p>　　齒寬中點距右支點距離L3 = (71/2+9+32-17/2)mm = 68 mm</p><p>　　2）計算軸的支反力：</p><p&

92、gt;　　水平面支反力（見圖b）：</p><p>　　FNH1 = = = 732.5 N</p><p>　　FNH2 = = = 1906.6 N</p><p>　　垂直面支反力（見圖d）：</p><p>　　FNV1 = = = -1614.6 N</p><p>　　FNV2 = = =

93、1229 N</p><p>　　3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：</p><p>　　截面C處的水平彎矩：</p><p>　　MH = FNH1L2 = 732.5×177 Nmm = 129652 Nmm</p><p>　　截面A處的垂直彎矩：</p><p>　　MV0 = FpL1 = 1345.5

94、8×97.5 Nmm = 131194 Nmm</p><p>　　截面C處的垂直彎矩：</p><p>　　MV1 = FNV1L2 = -1614.6×177 Nmm = -285784 Nmm</p><p>　　MV2 = FNV2L3 = 1229×68 Nmm = 83572 Nmm</p><p>

95、　　分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。</p><p>　　截面C處的合成彎矩：</p><p>　　M1 = = 313819 Nmm</p><p>　　M2 = = 154253 Nmm</p><p>　　作合成彎矩圖（圖f）。</p><p>　　4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。</p>

96、<p>　　5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：</p><p>　　通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取? = 0.6，則有：</p><p>　　?ca = = = MPa</p><p>　　= 11.1 MPa≤[???] =

97、 60 MPa</p><p>　　故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：</p><p>　　3.4 中間軸的設(shè)計</p><p>　　1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2</p><p>　　P2 = 6.31 KW n2 = 182.28 r/min T2 = 330.

98、35 Nm</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：</p><p>　　d2 = 261 mm</p><p><b>　　則:</b></p><p>　　Ft1 = = = 2531.4 N</p><p>

99、　　Fr1 = Ft1×tan? = 2531.4×tan20°= 920.8 N</p><p>　　已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：</p><p>　　d3 = 92 mm</p><p><b>　　則:</b></p><p>　　Ft2 = = = 7181.5 N</

100、p><p>　　Fr2 = Ft2×tan? = 7181.5×tan20°= 2612.4 N</p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先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)表，?。篈0 = 107，得:</p><p>　　dmin = A0× = 107

101、× = 34.9 mm</p><p><b>　　4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖</b></p><p>　　5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 34.9 mm由軸承產(chǎn)品目錄

102、中選取深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d12 = d56 = 35 mm。</p><p>　　2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 40 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 66 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 64 mm。齒輪的左端采用軸肩定位

103、，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 14.5 mm。</p><p>　　3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 40 mm。</p><p>　　4）考慮材料

104、和加工的經(jīng)濟性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 97 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 95 mm。</p><p>　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 17

105、mm，則</p><p>　　l12 = T+Δ+s+2 = 17+16+8+2 = 43 mm</p><p>　　l56 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mm</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　6.軸的受力分析和校核</p><

106、p>　　1）作軸的計算簡圖（見圖a）:</p><p>　　根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm</p><p>　　高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (66 - 2)/2 + 45.5-17/2 mm = 69 mm</p><p>　　中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (66/2+14.5+97/2)mm = 96 mm</p>

107、;<p>　　低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (97 - 2)/2+43-17/2)mm = 82 mm</p><p>　　2）計算軸的支反力：</p><p>　　水平面支反力（見圖b）：</p><p>　　FNH1 = = = 4208.4 N</p><p>　　FNH2 = = = 5504.5 N&

108、lt;/p><p>　　垂直面支反力（見圖d）：</p><p>　　FNV1 = = = -203.7 N</p><p>　　FNV2 = = = -1487.9 N</p><p>　　3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：</p><p>　　截面B、C處的水平彎矩：</p><p>　　M

109、H1 = FNH1L1 = 4208.4×69 Nmm = 290380 Nmm</p><p>　　MH2 = FNH2L3 = 5504.5×82 Nmm = 451369 Nmm</p><p>　　截面B、C處的垂直彎矩：</p><p>　　MV1 = FNV1L1 = -203.7×69 Nmm = -14055 Nmm&l

110、t;/p><p>　　MV2 = FNV2L3 = -1487.9×82 Nmm = -122008 Nmm</p><p>　　分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。</p><p>　　截面B、C處的合成彎矩：</p><p>　　M1 = = 290720 Nmm</p><p>　　M2 =

111、 = 467568 Nmm</p><p>　　作合成彎矩圖（圖f）。</p><p>　　4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。</p><p>　　5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：</p><p>　　通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），

112、取? = 0.6，則有：</p><p>　　?ca = = = MPa</p><p>　　= 55 MPa≤[???] = 60 MPa</p><p>　　故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：</p><p>　　3.5 輸出軸的設(shè)計</p><p>

113、;　　1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3</p><p>　　P3 = 6.06 KW n3 = 59.96 r/min T3 = 964.39 Nm</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:</p><p>　　d4 = 280 mm</p><p&g

114、t;<b>　　則:</b></p><p>　　Ft = = = 6888.5 N</p><p>　　Fr = Ft×tan??????????×?????°??????????</p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為

115、45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得</p><p>　　dmin = A0× = 112× = 52.2 mm</p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變

116、化很小，故取KA = 1.3，則:</p><p>　　Tca = KAT3 = 1.3×964.39 = 1253.7 Nm</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT10型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為63 mm故取d12 = 63 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為107 mm。</p>&l

117、t;p><b>　　4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖</b></p><p>　　5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 68 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 73 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 107 mm，為了保證

118、軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 105 mm。</p><p>　　2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 68 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6214，其尺寸為d×D×T = 70mm×125mm×24mm，故d34 = d78 = 70 mm，取擋油環(huán)的

119、寬度為15，則l34 = 24+15 = 39 mm</p><p>　　左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6214型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 79 mm。</p><p>　　3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 75 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 92 mm，為了使擋油環(huán)端面

120、可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67 = 90 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 75 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 87 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56 = 12 mm。</p><p>　　4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。</

121、p><p>　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 24 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 66 mm，則</p><p>　　l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 66+12+5+2.5+16+8-1

122、2-15 = 82.5 mm</p><p>　　l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mm</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　6.軸的受力分析和校核</p><p>　　1）作軸的計算簡圖（見圖a）:</p><p>　　根據(jù)6

123、214深溝球軸承查手冊得T= 24 mm</p><p>　　齒寬中點距左支點距離L2 = (92/2+12+82.5+39-24/2)mm = 167.5 mm</p><p>　　齒寬中點距右支點距離L3 = (92/2-2+52.5-24/2)mm = 84.5 mm</p><p>　　2）計算軸的支反力：</p><p>　　水平面

124、支反力（見圖b）：</p><p>　　FNH1 = = = 2309.8 N</p><p>　　FNH2 = = = 4578.7 N</p><p>　　垂直面支反力（見圖d）：</p><p>　　FNV1 = = = 840.2 N</p><p>　　FNV2 = = = 1665.6 N&

125、lt;/p><p>　　3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：</p><p>　　截面C處的水平彎矩：</p><p>　　MH = FNH1L2 = 2309.8×167.5 Nmm = 386892 Nmm</p><p>　　截面C處的垂直彎矩：</p><p>　　MV = FNV1L2 = 840.2

126、5;167.5 Nmm = 140734 Nmm</p><p>　　分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。</p><p>　　截面C處的合成彎矩：</p><p>　　M = = 411693 Nmm</p><p>　　作合成彎矩圖（圖f）。</p><p>　　4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。</p&

127、gt;<p>　　5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：</p><p>　　通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取? = 0.6，則有：</p><p>　　?ca = = = MPa</p><p>　　= 11.7 MPa≤[???

128、] = 60 MPa</p><p>　　故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：</p><p>　　4 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算</p><p>　　4.1 輸入軸鍵選擇與校核</p><p>　　校核大帶輪處的鍵連接：</p><p>　　該處選用普通平鍵尺寸

129、為：b×h×l = 8mm×7mm×70mm，接觸長度:l' = 70-8 = 62 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:</p><p>　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×7×62×25×120/1000 = 325.5 Nm</p><p>　　T≥T1，故鍵滿足強度要求。&l

130、t;/p><p>　　4.2 中間軸鍵選擇與校核</p><p>　　1）中間軸與高速大齒輪處鍵</p><p>　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-12 = 38 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:</p><p>　　T = 0.25h