(整理)二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书.

机械设计课程设计 （二级斜齿轮减速器） 学校 ：海南大学 学院：机电工程 专业：11机械电子工程2班 姓名：张良飞 学号：20110508310080 精品文档

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目 录 一 课程设计书 二 设计要求 三 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 滚动轴承和传动轴的设计 7. 键联接设计 四 参考资料 精品文档

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一. 课程设计书 设计课题: 传送带的初始拉力为2500N,传送带卷筒的直径为400mm,滚筒线速度为1.30m/s,减速器为中批量生产,应用于矿山废料的运送,受中等冲击,机器要求最短使用时间为8年(每年按300天计算),每天两班制,试设计该减速器 卷筒转速62.1 r/min 二. 设计要求 1.减速器装配图一张(A1)。 2.零件图2一3张(A3)。 3.设计说明书一份。 三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 滚动轴承和传动轴的设计 7. 键联接设计 1.传动装置总体设计方案: 1. 组成：传动装置由电机、减速器。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大， 其传动方案如下： 精品文档

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图一: (传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率a 32a1233245＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.850； 1为V带的效率,1为第一对轴承的效率， 3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率， 5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑. 因是用于矿山机械,采用闭式效率计算)。 2.电动机的选择 滚筒线速度为1.30m/s=62.1 r/min=1.04r/s. D=400mm=0.4m P=FV=(2500*1.30)/1000=3.25KW 电动机所需工作功率为： P＝P/η＝3.25/0.759=3.824kw 经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝9～25， 则总传动比合理范围为i＝9～25,电动机转速的可选范围为n＝i×n=（9～25）*31.05=279.45～776.25 r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 精品文档

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选定型号为Y160M1—8的三相异步电动机，额定功率为4kw ，满载转速nm750 r/min，同步转速720r/min。 方电动机型额定功率 Ped kw 1 Y160M1-8 4 电动机转速 电动机重量 N 参考价格 元 总传500 动比 12 减速器 12 传动装置的传动比 案 号 rmin 满载同步转速 转速 750 720 1180 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1） 总传动比 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝720/62.1＝11.594 取ia=12 （2） 分配传动装置传动比 ia＝i0×i 式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。 根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3，则i2＝i/i1＝4 4.计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速 n＝nm/i0＝720r/min nⅡ＝nⅠ/i　1＝720/4＝180r/min nⅢ＝ nⅡ/ i2＝180/5.9=60.5r/min nⅣ=nⅢ=60.5 r/min （2） 各轴输入功率 PⅠ＝pd×1＝4×0.96＝3.84kW PⅡ＝pⅠ×η2×3＝3.84×0.98×0.95＝3.575kW PⅢ＝PⅡ×η2×3＝3.575×0.98×0.95＝3.328kW PⅣ＝PⅢ×η2×η4=3.328×0.98×0.97＝3.164kW 则各轴的输出功率： PⅠ＝PⅠ×0.98=3.7632kW PⅡ＝PⅡ×0.98=3.5kW PⅢ＝PⅢ×0.98=3.2614kW PⅣ＝PⅣ×0.98=3.1 kW （3） 各轴输入转矩 精品文档

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T1=Td×i0×1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550Pd =9550×3.84/720=50.9 N· nm所以: TⅠ＝Td×1 =38.2×0.96=36.672 N·m=50.9×0.96=48.864 TⅡ＝TⅠ×i1×1×2=48.864×4×0.98×0.95=181.97N·m TⅢ＝TⅡ×i2×2×3=181.97×5.9×0.98×0.95=999.54N·m TⅣ=TⅢ×3×4=999.54×0.95×0.97=921 N·m 输出转矩：TⅠ＝TⅠ×0.98=47.89N·m TⅡ＝TⅡ×0.98=178.3N·m TⅢ＝TⅢ×0.98=979.55N·m TⅣ＝TⅣ×0.98=902.6 N·m 运动和动力参数结果如下表 轴名 功率P KW 输入 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 3.84 3.575 3.328 3.164 输出 3.84 3.7632 3.5 3.2614 3.1 输入 48.864 181.97 999.54 921 转矩T Nm 输出 47.89 178.3 979.55 902.6 720 720 240 62 62 转速r/min 6.齿轮的设计 （一）高速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （1） 齿轮材料及热处理 ① 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24 精品文档

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高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×Z1=4×24=96 . β=14° α=20° ② 齿轮精度 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 3d1t2KtT1du1ZZZHZE2() u[H]确定各参数的值: ①试选Kt=1.6 查课本,选取区域系数 ZH=2.433 由课本10.78 20.82 则0.780.821.6 ②由课本计算应力值环数 N1=60n1jLh =60×180×1×（2×8×300） =4.147×108h N2= =4.45×108h #(4为齿数比,即4=③查课本得：K1=0.93 K2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1 [H]1= [H]2=KHN2Hlim2=0.96×450=432 MPa S许用接触应力 Z2) Z1KHN1Hlim1=0.93×550=511.5 MPa S[H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2471.75MPa ⑤查课本由得：ZE =189.8MPa d=1 T=95.5×105×P1/n1=95.5×105×3.84/720 =5.1×104N.m Zβ=(COS14º) ½=0.985 εε精品文档

α= [24×(tan29.974°-tan20.562°)+96×（tan24.038°-tan20.562°）] ÷2Π=1.85 β=1×24×tan14°/∏=1.905 精品文档

Zε=[ (4-1.85) ÷3×(1－1.905)+(1.905÷1.85) ] ½=0.981 3.设计计算 ①小齿轮的分度圆直径d1t 3d1t32KtT1du1ZZZHZE2() u[H]=21.65.110452.4330.9850.981189.82()43.93mm 14471.75②计算圆周速度 d1tn13.1443.937201.655m/s 601000　601000③计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽b b=dd1t=43.93mm 计算摸数mn 初选螺旋角=14 mnt=d1tcos43.93cos141.78mm Z124④计算齿宽与高之比b h齿高h=2.25 mnt=2.25×2.5=5.625mm b =43.93 =9.76 h4.5⑤计算纵向重合度 =0.318d1tan0.318124tan14=1.903 ⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1 根据v1.30m/s,7级精度, 查课本由得 动载系数KV=1.07, 查课本的表10-4得KH: KH=1.309 查课本由P195表10-13得: KF=1.35 查课本由P193表10-3 得: KH=KF=1.2 故载荷系数: K＝K K KH KH =1×1.07×1.2×1.309=1.681 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d1t33K/Kt=43.93×1.82=45.86mm 1.6⑧计算模数mn 精品文档

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mn=d1cos43.93cos141.776mm Z1244. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 3mn≥2KT1Ycos2YFYS() [F]dZ21a ⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩 确定齿数z 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝4×24＝96 ② 计算当量齿数 z＝z/cosz＝z/cos＝24/ cos314＝26.27 ＝96/ cos314＝105.1 ＝0.9 ＝5.1kN·m ③ 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得④ 初选螺旋角 初定螺旋角 ⑤ 载荷系数K K＝K K K K＝14 =1×1.07×1.2×1.35＝1.73 ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 查课本得: 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211 ＝1.774 应力校正系数Y ⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为×cos14＝1.636 ＝arctg（tg＝1.596 Y＝[1.88-3.2×（11）]cos＝[1.88－3.2×（1/24＋1/96）]Z1Z2/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ＝14.07609 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度 43.93sin14o＝＝1.91 1.776精品文档

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Y＝1－ ＝0.78 ⑨ 计算大小齿轮的 YFFS[F] 安全系数由表查得S＝1.25 工作寿命两班制，8年，每年工作300天 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×720×1×8×300×2×8＝1.6588×109 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝1.6588×109/3.24＝5.12×10 查课本 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮FF1500MPa 大齿轮FF2380MPa 查课本由得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 KFN1FF10.86500307.14 S1.4K0.93380252.43 [F]2=FN2FF2S1.4YF1FS12.5921.5960.01347 [F]1307.14[F]1=YF2FS2[F]2 2.2111.7740.01554 252.43大齿轮的数值大.选用. ⑵ 设计计算 ① 计算模数 3mn21.734.861040.78cos2140.01554mm2.45mm 12421.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=43.93.mm来计算应有的齿数.于是由: 43.93cos14z1==21.31 取z1=22 mn那么z2=4×22=88 ② 几何尺寸计算 计算中心距 a=(z1z2)mn(2288)2==113.37mm 2cos2cos14将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 精品文档

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(12)mn(2288)2arccos14.01 22110因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正. =arccos计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=d2=z1mn222.5=55.78mm coscos14.01z2mn662.5=166.21mm coscos14.01计算齿轮宽度 B=d10.955.78mm50.2mm 圆整的 B245 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 ⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=22 B150 速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=4×22=88 ⑵ 齿轮精度 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ⑶ 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6 ②查课本选取区域系数ZH=2.45 ③试选12o,查课本由10-26查得 1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数 N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×10×250×8) =4.45×108 N14.451081.91×108 N2=i3.2由课本查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94 KHN2= 0.97 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Hlim1550MPa 取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力 KHN1Hlim10.94600564MPa =S1K[H]2=HN2Hlim2=0.98×550/1=517MPa S[H]1= 精品文档

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(Hlim1Hlim2)540.5MPa 2查课本由表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa [H]选取齿宽系数d1 T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24 =14.33×104N.m 3d1t2KtT1du1ZHZZZE2321.614.331043.332.45189.82()()u[H]11.712.33540.5 =65.71mm 2. 计算圆周速度 3. 计算齿宽 b=dd1t=0.9×66=58.4mm取55 4. 计算齿宽与齿高之比b hdcos65.71cos122.75mm 模数 mnt=1tZ130 齿高 h=2.25×mnt=2.25×2.75=5.4621mm b =65.71/5.4621=12.03 h5. 计算纵向重合度 d1tn266208.70.665m/s 601000　6010000.318dz1tan0.31830tan122.028 6. 计算载荷系数K KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23×103×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×103×65.71=1.4231 使用系数KA=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值 Kv=1.04 KF=1.35 KH=KF=1.2 故载荷系数 K＝KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1=d1t33KKt=65.71×1.77666mm 1.3计算模数mnd1cos72.91cos122.953mm z13033. 按齿根弯曲强度设计 m≥2KT1Ycos2dZ21YFYS [F]精品文档

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㈠确定公式内各计算数值 （1） 计算小齿轮传递的转矩（2） 确定齿数z 因为是硬齿面，故取z＝22，z＝i ×z＝4×22＝88 （3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得（4） 初选螺旋角 初定螺旋角＝12 （5） 载荷系数K K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848 ＝751.72kN·m ＝1 （6） 当量齿数 z＝z/cosz＝z/cos＝32/ cos312＝32.056 ＝66/ cos312＝74.797 由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数YYF12.491,YF22.232 YS11.636,YS21.751 （7） 螺旋角系数Y 轴向重合度 Y＝1－＝0.797 ＝＝2.03 （8） 计算大小齿轮的 YFFS[F] 查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1500MPa FE2380MPa 查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 KFN2=0.93 S=1.4 KFN1FE10.90500321.43MPa S1.4K0.93380252.43MPa [F]2=FN2FF2S1.4YF 计算大小齿轮的FaSa,并加以比较 [F][F]1=YFa1FSa12..4911.6360.01268 [F]1321.43YFa2FSa22.2321.7510.01548 [F]2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 精品文档

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① 计算模数 3mn21.68481.4331050.797cos2120.01548mm2.859mm 21301.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=66mm来计算应有的齿数. 66cos12z1==22.34取z1=22 mnz2=4x22=88 ② 初算主要尺寸 计算中心距 a=(z1z2)mn(2288)3==168.71mm 2cos2cos12将中心距圆整为168 mm 修正螺旋角 (12)mn(3070)2arccos13.86 2268.71因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正 =arccos 分度圆直径 d1=d2=z1mn223=67.48mm coscos12z2mn883=258.192 mm coscos12计算齿轮宽度 bdd10.967.4860.73260mm 圆整后取 B160mm B255mm 7.传动轴承和传动轴的设计 1. 传动轴承的设计 ⑴. 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 P3=3.326KW n3=62r/min T3=381.43N．m ⑵. 求作用在齿轮上的力 精品文档

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已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=210 mm 而 Ft=2T32381.434348.16N 3d224010tanntan20o4348.161630.06N Fr= Ftocoscos13.86 Fa= Fttan=4348.16×0.246734=1072.84N 圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示: ⑶. 初步确定轴的最小直径 先按课本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,根据课本P361表153取Ao112 dminAo3P331.763mm 取32 n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠⅡ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 查课本,选取Ka1.5 TcaKaT31.5311.35467.0275Nm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22112 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d132mm,故取dⅠⅡ32mm.半联轴器的长度L112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm ⑷. 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要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器D50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取lⅠⅡ82mm ② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dⅡⅢ47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7008C型. 2. 从动轴的设计 精品文档

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对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dDB40mm80mm18mm,故dⅢⅣdⅦⅧ40mm;而 lⅦⅧ18mm . 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dⅣⅤ57mm, ③ 取安装齿轮处的轴段dⅥⅦ58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取lⅥⅦ72mm. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dⅤⅥ65mm.轴环宽度b1.4h,取b=8mm. 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l30mm ,故取lⅡⅢ50mm. ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm, 高速齿轮轮毂长L=50mm,则 lⅦⅧTsa(7572)(168163)mm43mm (5082016248)mm62mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查《机械设计手册》20-149表20.6-7. 对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. L2L3114.8mm60.8mm175.6mm L360.8FNH1Ft4348.161506N L2L3175.6L2114.8FNH2Ft4348.162843N L2L3175.6FDFrL3a2809N FNV1L2L3FNV2FrFNV21630809821N MH172888.8Nmm MV1FNV1L2809114.892873.2Nmm MV2FNV2L382160.849916.8Nmm 2222M1MHMV117288992873196255Nmm lⅣⅤLscalⅢⅣlⅤⅥM2179951Nmm 从动轴的载荷分析图: 精品文档

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6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 ca=M1(T3)2W21962552(1311.35)2=10.82 0.127465精品文档

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前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表15-1得[1]=60MPa ca〈 [1] 此轴合理安全 7. 精确校核轴的疲劳强度. ⑴. 判断危险截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. ⑵. 截面Ⅶ左侧。 抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500 抗扭系数 wT=0.2d3=0.2503=25000 60.816144609Nmm 60.8截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=311.35Nm 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 MM1截面上的弯曲应力 M14460911.57MPa W12500截面上的扭转应力 b T=T3311350=12.45MPa WT25000轴的材料为45钢。调质处理。 由课本查得： B640MPa 1275MPa T1155MPa r2.0D58 0.04 1.16 d50d50经插入后得 因2.0 T=1.31 轴性系数为 q0.82 q=0.85 K=1+q(1)=1.82 K=1+q（T-1）=1.26 所以0.67 0.82 0.92 综合系数为： K=2.8 精品文档

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K=1.62 ～0.2 取0.1 碳钢的特性系数 0.10.05～0.1 取0.05 安全系数Sca S=SSca125.13 Kaam113.71 katmSSSS2210.5≥S=1.5 所以它是安全的 截面Ⅳ右侧 抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500 抗扭系数 wT=0.2d3=0.2503=25000 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=295 截面上的弯曲应力 b截面上的扭转应力 T=T3294930K112.8 =11.80K=WT25000M13356010.68 W12500K=K111.62 所以0.67 0.82 0.92 综合系数为： K=2.8 K=1.62 碳钢的特性系数 0.1～0.2 取0.1 0.05～0.1 取0.05 安全系数Sca S=SSca125.13 Kaam113.71 katmSSSS2210.5≥S=1.5 所以它是安全的 8.键的设计和计算 精品文档

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①选择键联接的类型和尺寸 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据 d2=55 d3=65 查表6-1取： 键宽 b2=16 h2=10 L2=36 b3=20 h3=12 L3=50 ②校和键联接的强度 查表6-2得 [p]=110MPa 工作长度 l2L2b236-16=20 l3L3b350-20=30 ③键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2=5 K3=0.5 h3=6 由式（6-1）得： p2 p32T21032143.53100052.20 ＜[p] 52055K2l2d22T31032311.35100053.22 ＜[p] 63065K3l3d3两者都合适 取键标记为： 键2：16×36 A GB/T1096-1979 键3：20×50 A GB/T1096-1979 五 参考文献 机械设计教程 西北工业大学出版社 濮良贵 机械零件手册 机械工业出版社 机械设计课程设计指导书（第2版）高等教育出版社 精品文档