展開式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)教材

1、武漢工程大學(xué) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 說明書 課題名稱： 設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置 專業(yè)班級(jí)： 材控 2 班 學(xué)生學(xué)號(hào)： 1203100229 學(xué)生姓名： 朱學(xué)武 學(xué)生成績： 指導(dǎo)教師： 呂亞清 課題工作時(shí)間： 2014.12.22 至 2015.1.9 目錄 第一章 傳動(dòng)方案的選擇及擬定 2 第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算 . 4 第三章 . 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 6 第四章 V 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 11 第六章減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 21 第七章鍵連接的選擇及校核 38 第八章 滾動(dòng)軸承的選型及壽命計(jì)算 39 第九章聯(lián)軸器的選擇及校核 41 第十章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和

2、計(jì)算 42 第十一章 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇 44 第十二章 設(shè)計(jì)總結(jié) 46 參考文獻(xiàn) 第一章 傳動(dòng)方案的選擇及擬定 1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容 （1）合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作 可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳動(dòng)效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用 和維護(hù)方便等要求。 （2）帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，吸震等特點(diǎn)，切能起過載保護(hù)作用，但由于它 是靠摩擦力來工作的， 在傳遞同樣功率的條件下， 當(dāng)?shù)∷佥^低時(shí)， 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸 較大。為了減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級(jí)。 （3）齒輪傳動(dòng)具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長 等特點(diǎn)，因此

3、在傳動(dòng)裝置中一般在首先采用齒輪傳動(dòng)。 由于斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的 承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動(dòng)好， 故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合， 常采 用斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。 （4）軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，其傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖 1-1 所示。 T=400N m； v=0.63m/s ； 1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù) 已知條件：運(yùn)輸帶的輸出轉(zhuǎn)矩： 運(yùn)輸帶的工作速度： 5%； 電動(dòng)機(jī)和減速 鼓輪直徑： D=300m；m 使用壽命： 8 年，大修期限 3年，每日兩班制工作 1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 設(shè)計(jì)要求：誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的 工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有

4、輕微振動(dòng)； 制造情況：小批量生產(chǎn)。 1.4 確定傳動(dòng)方案 根據(jù)題目要求選擇傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、 減速器、 工作機(jī)組成， 器之間用帶傳動(dòng)連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。 第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算 . 2.1 傳動(dòng)裝置的總效率：122354 5 其中，根據(jù)文獻(xiàn)【 2】表 4-4 中查得 傳動(dòng)裝置總效率 1 V帶效率， 0.95 2滾動(dòng)軸承的效率，取 0.98 ( 3 組) 3閉式齒輪( 8 級(jí)精度)傳動(dòng)效率，取 0.96 (2 組) 4 聯(lián)軸器效率， 4 = 0.99 5運(yùn)輸機(jī)平型帶傳動(dòng)效率，取 0.96 2.2 電動(dòng)機(jī)各參數(shù)的計(jì)算 知運(yùn)輸帶速度 v 0.63m/ s ，卷筒直徑 D 300

5、mm 。可求得工作機(jī)轉(zhuǎn)速為： nw w/(2 ) (1000 2v/D) 60/(2 ) 40.11r /min 由已知條件 運(yùn)輸帶所需扭矩 T 400N m ，工作機(jī)的輸入功率為 Pw: P T9550 nw =400 40.11/9500=1.68kw 電動(dòng)機(jī)所需功率為： Pd Pw / 168 / 0.78 2.15Kw 2.3 電動(dòng)機(jī)類型和型號(hào)結(jié)構(gòu)形式的選擇 三相交流電動(dòng)機(jī)：適合較大、中小功率場合 Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)由于具有結(jié)構(gòu)簡單、價(jià)格低廉、維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)，故 其應(yīng)用最廣 , 適合于一般通用機(jī)械，如運(yùn)輸機(jī)、車床等。 2、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡單，價(jià)格越低，反之

6、相反。 本設(shè)計(jì)中選用同步轉(zhuǎn)速為 1000或 1500r/min 的電動(dòng)機(jī)。 3、確定電動(dòng)機(jī)的功率和型號(hào) 電動(dòng)機(jī)功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟(jì)性。 選擇電動(dòng)機(jī)功率時(shí)，要求 P Pd P 電動(dòng)機(jī)額定功率 Pd 電動(dòng)機(jī)所需功率 傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比： i nm /nw 表 方案號(hào) 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 （ kW） 同步轉(zhuǎn)速 （ r/min ） 滿載轉(zhuǎn)速 （ r/min ） 總傳動(dòng)比 外伸軸 徑 D（ mm） 軸外伸 長 度 E （mm） 中心高 Y112M-6 2.2 1000 940 23.44 28 60 112 由上表可知，方案 1 的轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然大些，但完全可以 通過帶傳

7、動(dòng)和兩級(jí)齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，所以選用方案 1. 第三章 . 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 3.1 傳動(dòng)比的分配 由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動(dòng)比： i=23.44 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比： i1 2 ， 雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級(jí)速的傳動(dòng)比： i2 1.3i j 3.9 低速級(jí)傳動(dòng)比： i3 i j /i2 3 3.2 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 將各軸由高速向低速分別定為 錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸、軸、軸 電動(dòng)機(jī)軸 : 錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸： n1 940 / 2(r /min) 470r / min 軸： n2 470/ 3.9(r / min) 120.5r /min 軸: 滾筒軸： 3.3 各軸輸入

8、功率 電動(dòng)機(jī)： 錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸： 軸： P2 P1 2 3 1.89Kw 軸： P3 P2 2 3 1.77Kw 滾筒軸： 3.4 各軸輸出功率 電動(dòng)機(jī)軸： 錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸： 軸： 軸： 滾筒軸： 3.5 各軸輸入扭矩計(jì)算 電動(dòng)機(jī)軸： 錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸： T1 9550P1 / n1 41.45Nm 軸： T 軸： T 滾筒軸： T 3.6 各軸輸出扭矩計(jì)算 電動(dòng)機(jī)軸： 錯(cuò)誤！未找到引用源。 軸： 軸： 軸： 滾筒軸： 將上述結(jié)果列入表中如下 第四章 V 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 4.1 確定計(jì)算功率 Pca由文獻(xiàn)【 1】表 8-7 查得工作情況系數(shù) KA=1.1, 故

9、 ： Pca K AP 2.365Kw 4.2 選擇 V 帶的帶型 根據(jù)Pca 、 n1由文獻(xiàn)【 1】圖 8-11 查圖選擇 A型 4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直 dd1， dd2。 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd 1 =90mm。 4.4 驗(yàn)算帶速 v 是否在 525m/s 范圍內(nèi) 驗(yàn)算帶速 v dd1n 60 1000 m/ s 4.43m / s 因 為 5m/s v 30m/s ， 故 帶 速 不 合 適 。 取 dd1 =112mm， 得 vdd1n m/s 5.51m / s ，適合。取 dd 2 =355mm。 60 1000 4.5 確定 V 帶的中心距 a和基準(zhǔn)長度 Ld 1) 初定中

10、心距 a0 600mm。 2) 計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 2 (dd1 dd2)2 Ld0 2a0(dd1 dd2)d1 d2 11958.16mm 24a0 查表選帶的基準(zhǔn)長度 Ld 1940mm。 3) 計(jì)算實(shí)際中心距 a 。 a a0 Ld Ld0 609.08mm 2 amin a 0.015Ld 580mm， amax a 0.03Ld 668mm 中心距的變化范圍為 580668mm。 4.6 驗(yàn)算小帶輪上的包角 1 由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角， 小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上的 摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。 為了提高帶傳動(dòng)的工作能力， 應(yīng)使： o57.3oo o

11、 1 180o (dd2 dd1)157o 90o a 4.7 計(jì)算帶的根數(shù) z 1) 計(jì)算單根 V帶的額定功率 Pr 。 由dd1 112mm和n1 940r /min ，查表得 P0 1.14Kw 根據(jù)n1 940r / min ， i 2和 A型帶，查表得 P0 0.11kW ， 查表的 K 0.92， KL 1.02 ，于是 2) 計(jì)算 V帶的根數(shù) z。z Pca 2.02 ，取 3根。 Pr 4.8 計(jì)算單根 V 帶的出拉力的最小值 F0 min 由查表得 A 型帶的單位長度質(zhì)量 q=0.1kg/m ，所以 ( F0 ) min 500 (2.5 K )Pca qv2 126.05N

12、 0 min K zv 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 F0 ( F0 ) min 4.9 計(jì)算壓軸力 FP 為了設(shè)計(jì)帶輪軸的軸承需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用的軸上壓軸力FP ： F1 FP 2zF0 sin 1 2 為了保證帶傳動(dòng)過程中的安全性和平穩(wěn)性，應(yīng)使軸上的最小壓軸力滿足： FP min 2z( F0 )min sin 21 730.5N 第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 10 5.1 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1.1 選等級(jí)精度、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒 輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40H

13、BS。 2）7 級(jí)精度， 3）選擇小齒輪齒數(shù) z1 24，大齒輪齒數(shù) z2 3.9 24 93.6 ，取 z2 94 。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角14o 。 5.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算： 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （ 1）選取齒寬系數(shù) d 1 1 （2）材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 2 （ 3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim1 600MPa ；大齒輪的接 觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim 2 550MPa 。 （4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 N1 60n1 jLh 60 470 1 2 8 300 8 1.08 109 N （5）取接觸疲勞壽命系

14、數(shù) KHN1 0.93， KHN2 0.96。 （6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1， H 1 KHN1 lim1 558MPa H 1S H 2 K HN2 lim 2 528MPa H 2S （ 7）試選 Kt 1.3 （ 8）選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.433 。 （9） （10） 11 2）計(jì)算 （1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t 為： （2） 計(jì)算圓周速度 v d1tn1 60 1000 0.87m/ s （3） 計(jì)算尺寬 b （5）計(jì)算載荷系數(shù) b d d1t 1 35.33mm 35.33mm 根據(jù) v 1.09m/s，7 級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù) Kv 0

15、.75 查得使用系數(shù) K A 1 查得 7 級(jí)精度，小齒輪相對支承非對稱布置式KH 1.416 查得 KHa K Fa 1.4 故載荷系數(shù) K K AKVK H K H 1 0.75 1.4 1.416 1.1682 7）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： d1 d1t3 K 35.33 3 1.1682 /1.3mm 34.1m m 1 1t3 K t 8）計(jì)算模數(shù) m d1 cos34.1 cos14 mn 24 1 mm 1.4mm z1 5.1. 3 、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 2 YFa YSa d z1 KT 1Y cos 1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1）計(jì)算

16、載荷系數(shù) KKAKV KF KF 1 1.04 1.2 1.29 1 .61 2）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 12 Zv1 Z1 cos3 cos31426.27 Zv2 Z32 計(jì)算大、小齒輪的 34102.9 cos3cos314 YF 2 2.16 3) 查取齒形系數(shù) 查得YF 1 2.62 4) 查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得YS 1 1.6 1.83 6) 查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1 500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE2 380MPa 7) 查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 0.85 K FN2 0.92 8) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4, 得 K

17、FN1 FE1 0.85 500 F 1 FN1 FE1 MPa 303.57MPa F 1 S 1.4 MPa 249.71MPa 1.4 KFN2 FE2 0.92 380 YFaYSa F 并加以比較 YFa1YSa1 F1 2.62 1.6 0.0138 303.57 YFa2YSa2 2.16 1.83 0.0158 F 2 249.71 大齒輪的數(shù)值大。 (2) 設(shè)計(jì)計(jì)算： mn 2KT1Y cos2 YFaYSa d z12F 1.13mm 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲 勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載 13

18、能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) mn =2，并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞 強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑 d1 52.69mm，來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) 于是有： d1cos 34.1 cos14 z1 1 16.5 1 mn2 取 z1 17, z2 i2z1 16.5 3.9 64.35 , 取 設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng) 度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 5.1.4 幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算中心距 a1 (z1 z2)m1 (17 65) 2mm 84.5mm 2cos 2 cos

19、14 將中心距圓整為 84mm 2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 arccos(z1 z2)m1(17 65) 2 12.53 2a 2 84 因 （8 20 ） 值改變不多，故 、K 、 ZH等不必修正 z1m1 3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 2 17 mm 34.83mm cos cos12.53 d2 z2m1 2 65 cos cos12.35 mm 133.17 mm 4） 計(jì)算齒輪寬度 b d d1 1 34.83mm 34.83mm 取 B1 45mm ， B2 40mm （5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于 160mm而小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)

20、的齒輪。對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于 500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒 輪。 5.2 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.2.1 選等級(jí)精度、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒 輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 2）7 級(jí)精度， 3）選擇小齒輪齒數(shù) z3 30，大齒輪齒數(shù) z4 30 3 90 ，取 z4 90。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角14o 。 5.2 .2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算： 3 2KtT u 1（ZHZE ）2 d1t 3 t （ H E ） d u

21、 H 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （ 1）選取齒寬系數(shù) d 1 1 （2）材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 2 （3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim3 600MPa ；大齒輪的接 觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim 4 550MPa （4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N3 60n2 jL h 2.7763 108 N4 8 2.7763 108 3 9.2544 10 （5）取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN3 0.95， KHN4 0.96 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1。 （ 7）試選 Kt 1 （8）選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.5 。 （9）查表得3 4 1.49 ，。 （10）許用接觸

22、應(yīng)力 15 H H 3 H 計(jì)算尺寬與齒高比 b/h b/h 55.97 4.725 11.85 （5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) v 0.353m / s ，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù) Kv 1.01 查得使用系數(shù) K A 1 查得 7 級(jí)精度，小齒輪相對支承非對稱布置式KH 1.35 由 b/h=13.75 ， K H1.421，查得 K Ha KFa 1.4 故載荷系數(shù) K K AKV KH KH 1 1.01 1.4 1.35 1.91 7）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： 539MPa ， H2 2）計(jì)算 （1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t 為： d3t 2KtT d u1 u ZHZ

23、 E H 55.97mm K 2.02 d3 d3t 3 KKt 55.97 3 mm 64.8mm 1.3 64.8 cos14 mm 2.1mm 8） 計(jì)算模數(shù) m d3 cos z3 30 16 （2） 計(jì)算圓周速度 v （3） 計(jì)算尺寬 b，齒高 h 和及模數(shù) mnt b d d3t 55.97mm 模數(shù)為： d3t cos64.8 cos14 mnt3t mm 2.1mm ntz330 齒高為： h 2.25mnt 2.25 2.1mm 4.725mm v d3tn2 60 1000 55.97 120.5 60000 m s 0.353 m s 5.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲

24、強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 2 KT Y cos 2 1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 YFa YSa F d z32 1）計(jì)算載荷系數(shù) K KAKV KF KF 1.25 1.05 1.4 1.40 2.57 2) 根據(jù)縱向重合度 1.982 ，查得螺旋角影響系數(shù) Y 0.875 3) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) Zv3 Z3 30 Zv4 cos Z4 cos cos314 90 cos3 14 32.8 98.5 YF 2.2 4) 查取齒形系數(shù) 查得YF 3 2.53 5) 查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得YS 3 1.63YS 4 1.81 6) 查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE3 500MPa 大齒輪的彎曲

25、疲勞強(qiáng)度極限 7) 查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 FE4 380MPa KFN 3 0.86KFN 4 0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4, 得 F K FN 3 FE3 S 307.14MPa F4 FN4 FE4 252.4MPa 9) 計(jì)算大、小齒輪的 YFaYSa F 并加以比較 YFa3YSa42.53 1.63 F 3 307.14 0.0134 17 YFa4YSa4 2.2 1.81 252.4 0.0158 大齒輪的數(shù)值大。 （2） 設(shè)計(jì)計(jì)算： mn 3 2KTY cos2 YFaYSa 1.5mm 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m大

26、于由齒根彎曲疲 勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載 能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) mn =2，并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞 強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑 d3 179.34mm，來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) 于是有： d3 cos mn 64.8 cos14 31.4 取 z3 32 z4 i3z3 3 31.4 94.2故取 設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 5.2.4 幾何尺寸計(jì)算 (z3 z4)m3 2cos （1）

27、計(jì)算中心距 (32 95) 2mm 130.89mm 2 cos14 將中心距圓整為 130mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 arccos (z3 z4 )m3 2a (32 95) 2 12.33 2 130.89 因 （8 20 ） 值改變不多，故、K 、 ZH等不必修正 3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 18 d3 z3m32 32 mm 65.5mm 3 cos cos12.33 d4 z4m3 cos 2 95 cos12.33 mm 194.5mm 4）計(jì)算齒輪寬度 b d d3 1 65.51mm 65.51mm 取 B3 75mm ， B4 70mm （5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對于

28、大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于 400mm而小 1000m，故大齒輪選擇輪輻 結(jié)構(gòu)的齒輪；對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于 160mm而小于 500mm，故選 用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。 六. 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 19 6.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1.1 求輸出軸的功率 P1轉(zhuǎn)速 n1和轉(zhuǎn)矩 T1 由前面可知 P1=2kw， T1 40760 N .mm ， n1 470r /min 6.1.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 d1 35mm Ft 2T1 2329.1N cos F a F t t an 517 . 6 N 6.1.3 初步確定軸的最小直徑 先按式（ 15

29、-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)表 15-3，取 A0 112, 于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑 d1 2 。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔 相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 min 18 . 15 m m 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca K AT 1 ，查表 14-1 ，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小， 故取 KA 1.3， 則 Tca K AT1 1.3 423.81N.m 550.953N.m 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件， 查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5014-2003 或手冊，選用 TL8 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩710N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為 20

30、 故取 d1 2 20mm。 6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1-2 軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩 的高度一般取 h （0.070.1）d，故取 2-3 段的直徑為 28mm，左端用軸端擋圈定 位，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為 L1 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸 20 器上而不壓在軸的端面上，故 1-2 段的長度應(yīng)比 L1 短一些，現(xiàn)取 L1 2 =mm. 2 ）初步選擇滾動(dòng)軸承：選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d2 3 28mm，由軸 承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組， 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承 62

31、06,其尺寸為 d D T 30mm 62mm 16mm，故 d3 4 30mm ，而 l3- 4 mm。 3 ）取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 38mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒 定位。已知齒輪輪觳的寬度為 60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段 應(yīng)略短于輪觳寬度，故取 l6-7 56mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d ，故取 h=6mm，則軸環(huán)處的直徑 d5 6 30mm。軸環(huán)寬度b 1.4h，故取 l5 6 12mm 。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定） 。根據(jù)軸 承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端

32、蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端 面的距離 l=30mm，故取 l2 3 50mm 。 5 ）取齒輪距箱體壁之距離 a=16mm，齒輪 2 的輪轂與齒輪 3 的輪轂之間的距離 為 20mm考. 慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一 段距離 s，取 s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度 T=18.25mm，圓錐齒輪輪轂長 L=60. 則低速級(jí)小齒輪齒寬為 190. l4-5 190 20 16 8 12 222mm 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 - - - - - 直徑 18 22 25 34 42 長度 42 50 18.25 222 12 （2）軸上零件的周向定位 齒輪、

33、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d6-7 由表 6-1 查得平鍵 截面 b h 8mm 7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 45mm，同時(shí)為了保證齒輪 H7 與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為 n6 ；同樣，半聯(lián)軸器與 H7 軸的連接，選用平鍵為 6mm 6mm 32mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 k6 。滾動(dòng) 軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。 此處選擇軸的直徑尺寸公差為 m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 21 參考表 15-2 ，取軸端倒角為 1.0 45 ，各處的軸肩圓角半徑見圖。 6.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定軸承的支

34、點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手 冊上查取 a 值，對于 30311 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=25mm。因此，作 為簡支梁的軸的支承跨距 L2 L3 (28 46.25 29) (18.25 12 56 222 29 28) 45.25 251.25 296.5 mm。L1 42/ 2 50 29 100mm。 Ft 2T1 2 51.65 1926.52N 1 t d153.62 FNH 1L2 Ft 45.25 1926.52 294,01N NH 1 L2 L3 t 296.5 L3251.25 FNH 23 Ft1926.52 1632.51N NH 2 L2 L3 t 296.5 FNV1

35、L2 Fr 45.25 725.59 110.74N NV1 L2 L3 r 296.5 L3251.25 FNV 23 Fr725.59 614.85N NV 2 L2 L3 r 296.5 M H FNH1 L3 294.01 251.25 73870.01Nmm M V1 FNV1 L3 110.74 251.25 27823.43Nmm M V2 FNV 2 L2 614.85 45.25 27821.96Nmm M1(M H 2MV1273870.01227823.43278936.18Nmm M 2(M H 2M V2273870.01227821.96278935.61Nmm 由

36、此可知 M1 M 2 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1 294.01N,FNH 2 1632.51N FNV1 110.74N, FNV 2 614.85N 22 彎矩 M M H 73870.01N.mm MV1 27823.43N.mm, MV2 27821.96N.mm 總彎矩 M 1 78936.18N.mm M 2 78935.61N.mm 扭矩 T T1 51650N.mm 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 c 是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn) 將計(jì)算出的截面 c處的MH,MV,M 的值列于下表。 根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 6.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核

37、軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的 強(qiáng)度，根據(jù)式（ 15-5） 及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng) 循環(huán)變應(yīng)力，取 a=0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力 ca M12 ( T1 )278936.182 (0.6 51650)2 3.94MPa 3 0.1 603 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得 1 =60MPa。因此 ca 1, 故安全。 6.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 截面 A,2,3 ，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中 均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度， 但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較

38、為寬裕確定的， 所 以截面 A,2,3 ，B 均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面 4 和 5 出過盈配合引起的應(yīng)力 集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面 C 上的應(yīng)力最大。截面 C 雖然應(yīng)力最大， 但應(yīng)力集中不大， 而且這里的軸直徑最大， 故截面 C 也不必校核。 由第三章附錄 可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小， 因此軸只需校核截面 7 左右兩端即可。 （2）截面 7 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W 0.1d 3 0.1 253 1562.5mm3 3 3 3 抗扭截面系數(shù)WT 0.2d 0.2 25 3125mm 截面 7 左側(cè)的彎矩 M為 2 0.08, D 30 1.2 2

39、5 d 25 經(jīng)插值可查得 1.76, 1.60 45.25 28 M 78936.18 30091.69N.mm 45.25 截面 7 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 T1 51650N.mm M 30091 .69 b 19.27 MPa b W 1562.5 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T151650 T 1 16.53MPa T WT3125 軸的材料為 45 鋼 ， 調(diào) 質(zhì) 處 理 。 由 表 15-1 查 得 b 6 4M 0P, a1 2 7M 5P, 1a 1 5M 5P。a 。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 以及 按附表 3-2 查取。因 又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏感

40、系數(shù)為 q 0.82, q 0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表 3-4 ）為 k 1 q ( 1) 1 0.82 (1.76 1) 1.62 24 1.51 k 1 q ( 1) 1 0.85 (1.60 1) 由附圖 3-2 的尺寸系數(shù) 0.90 ，由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 0.92。 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 q 1，按式（ 3-12 ）及式（ 3-12a ）得綜合系數(shù)為 k 1 1.62 1 K 1 1 1.89 0.90 0.92 k 1 1.51 1 K 1 11 .73 0.92 0.92 又由 3-1 及3-2 得

41、碳鋼的特性系數(shù) 0.1 0.2,取0.1 0.05 0.1,取0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù) Sca值，按式（ 15-6）-（15-8）則得 275 32.48 1.89 4.48 0.1 0 S K a m am 32.48 20.73 32.482 20.732 155 20.73 1.73 8.40 0.05 8.40 17.47S=1.5 22 故可知其安全。 （3）截面 7 右側(cè) 抗扭截面系數(shù) WT 0.2d 3 0.2 303 5400mm3 彎矩 M為 45.25 28 M 78936.18 30091.69N.mm 45.25 截面 7 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 T1 516

42、50N.mm M 30091.69 b 11.15 MPa b W 2700 抗彎截面系數(shù) W 0.1d 3 0.1 303 2700mm3 25 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T1 51650 T1 9.56MPa T WT 5400 于是得 k k 0.8k 過盈配合處的 ，由附表 3-8 用插值法查得，并取 k 2.76 k 0.8 2.76 2.21 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 故得綜合系數(shù)為 11 1 2.76 0.92 1 2.85 1 1 2.21 1 0.92 1 2.30 于是，計(jì)算安全系數(shù) Sca值，按式（ 15-6）-（15-8）則得 275 2.85

43、 2.59 0.1 0 37.26 S 1 155 64.26 K 4.48 4.48 K a m 2.30 0.05 22 32.23 S S37.26 64.26 S 2 S 237.262 64.262 故該軸在截面 7 的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的 6.3 中間軸的設(shè)計(jì) 0 基本游隙組， 其尺寸為 中間軸 d 2 A03 P2 = 30.44mm ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 n2 標(biāo) 準(zhǔn) 精 度 級(jí) 的 圓 錐 滾 子 軸 承 30307, d D T 35mm 80mm 22.75mm，故 dVII VIII dI II 35mm. 由高速級(jí)確定 lVII VIII 46 .25mm ,

44、lIII IV 12mm , lV VI 12mm . 26由低速級(jí)確定 l I II 59.5mm 由兩齒輪的寬度則 lVI VII 51mm , lII III 186mm 再取 dII III 40mm， dIII IV 45mm, dIV V 40mm, dV VI 45mm dVI VII 40mm 側(cè) lI II 87 12 181 186 12 12 51 19mm 6.1 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1.1 計(jì)算作用在齒輪上的力 由前面可知 P 2. 31kw ， T 548.5N.m，n 40.22r /min 。因已知低速 級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 d3 180.36mm Ft 2

45、T3 2 548.50 6082.28N td3180.36 tan ntan20 Fr Ftn 6082.28 2281.53N coscos14.1 Fa Ft tan6082.28 tan 14.1 1516 .48 N 6.1.2 初步確定軸的最小直徑 先按式（ 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)表 15-3，取 A0 112, 于是得 P3 dminA03 3 112 n3 2.31 3 420.3212mm 43.21mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑 d1 2 。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔 相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào) 聯(lián)軸器的

46、計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca K AT3，查表 14-1 ，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小， 故取 KA 1.3， 則 Tca K AT3 1.3 548.50N.m 713.05N.mm 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件， 查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5014-2003 或手冊，選用 L 3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為 45 故取 27d1 2 45mm，半聯(lián) 軸器 長度 L=112mm，半聯(lián) 軸器 與軸配合的觳 孔長 度為 L1 84mm 。 6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，選文獻(xiàn)【 2】圖 15-8 裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段

47、直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1-2 軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩 的高度一般取 h （0.070.1）d，故取 II-III 段的直徑為 52mm，右端用軸端擋圈 定位，按軸端直徑取擋圈直徑為55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為 L1 84mm，為了保證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 L1 短一些，現(xiàn)取 LI II =82mm. 2 ）初步選擇滾動(dòng)軸承 因?yàn)檩S承同時(shí)有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求 dII III 52 并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的 圓錐 滾子軸承 303

48、11, 其尺寸為 d D T 55mm 120mm 31.5mm ，故 dIII IV dVII VIII 55mm ，而 l III IV 31.5mm 。 左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位， 由手冊上查得 30311 型軸承的定位軸肩 高度 h=6mm，因此，取 dIV V 67mm。 3 ）取安裝齒輪處的軸段 VI-VII 的直徑 dVI VII 60mm ；齒輪的左端與左軸承之 28 間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為 185mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒 輪，此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度，故取 lVI VII 181mm。齒輪的右端采用軸肩定位， 軸肩高度 h 0.07d ，故取 h=

49、6mm，則軸環(huán)處的直徑 dV VI 72mm 。軸環(huán)寬度 b 1.4h ，故取 lV VI 12mm。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定） 。根據(jù)軸 承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端 面的距離 l=30mm，故取 lII III 50mm。 5 ）取齒輪距箱體壁之距離 a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承 位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離 s，取 s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度 T=31.5mm, 高速級(jí)大齒輪的寬度為 55mm，低速級(jí)大齒輪的寬度為 185mm則. lIV V L c a s LV VI

50、55 20 16 8 12 87 lVII VIII 31.5 8 16 4 59.5mm 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 - - - - - - VII-VIII 直徑 45 52 55 60 72 67 55 長度 82 50 31.5 87 12 181 59.5 3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 dVI VII 由表 6-1 查得平 鍵截面 b h 20mm 12mm ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 140mm，同時(shí)為了保證 H7 齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為 n6 ；同樣，半聯(lián)軸 H7 器與軸的連接，選用平鍵為 14m

51、m 9mm 70mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 k6 。 滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。 此處選擇軸的直徑尺寸公差為 m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2 ，取軸端倒角為 2 45 ，各處的軸肩圓角半徑見圖。 6.1.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手 冊上查取 a 值，對于 30311 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=25mm。因此，作 為簡支梁的軸的支承跨距 29 L2 L3 (90.5 59.5 29) (87 12 181 31.5 29 90.5) 121 192 313 mm。 L1 82/2 50

52、29 120mm Ft FNH1 2T32 548.50 6082.28N d3 180.36 L 121 L3 L2 L3 Ft 192 6082.28 3730.98N 313 L2L2L3 Ft 132131 6082.28 2351.30N L 121 FNV1 L2L2L3 Fr 132113 2281.53 882.0N FNV 2L3 Fr 192 2281.53 1399.53N L2 L3313 M H FNH1 L3 2351.30 192 451449.6Nmm MV1 FNV1 L3 882.0 192 169344N mm MV2 FNV 2 L2 1399.53 1

53、21 169343.13Nmm M1(M H 2 MV12451449 .6 2 169344 2 482161.79Nmm M2(M H 2 MV22451449.62 169343.132 482161 .79N mm 由此可知 M1 M 2從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 c 是軸的危險(xiǎn) 截面?，F(xiàn) 將計(jì)算出的截面 c處的MH,MV,M 的值列于下表。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1 2351.30N, FNH 2 3730.98N FNV1 882.0N, FNV 2 1399.53N 彎矩 M M H 451449.6N .mm MV1 169344N.m

54、m, MV2 169343.13N.mm 30 總彎矩 扭矩 T M 1 482161.79N.mm M 2 482161.79N.mm T3 548500N.mm 31 根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 6.1.5. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的 強(qiáng)度，根據(jù)式（ 15-5） 及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng) 循環(huán)變應(yīng)力，取 a=0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力 ca 27.03MPa M 12 ( T3)2482161.792 (0.6 548500)2 W 0.1 603 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處

55、理，由表查得 1 =60MPa。因此 ca 1, 故安全 32 6.1.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 (1) 判斷危險(xiǎn)截面 截面 A,2,3 ，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中 均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度， 但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的， 所 以截面 A,2,3 ，B 均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面 4 和 5 出過盈配合引起的應(yīng)力 集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面 C 上的應(yīng)力最大。截面 C 雖然應(yīng)力最大， 但應(yīng)力集中不大， 而且這里的軸直徑最大， 故截面 C 也不必校核。 由第三章附錄 可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小， 因此軸

56、只需校核截面 7 左右兩端即可。 (2) 截面 7 左側(cè) 3 3 3 抗彎截面系數(shù) W 0.1d3 0.1 553 16637.5mm3 3 3 3 抗扭截面系數(shù)WT 0.2d 0.2 55 33275mm 截面 7 左側(cè)的彎矩 M為 截面 7 上的扭矩為 121 90.5 M 482161.79 T3 548500N.mm 121536.64N.mm 121 截面上的彎曲應(yīng)力 M 121536.64 b 7.30MPa W 16637.5 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T3 548500 T 3 16.48MPa WT 33275 軸的材料為 45 鋼， 調(diào)質(zhì) 處 理 。 由 表 15-1 查 得 b

57、 6 4M 0P, a1 2 7M 5P, 1a 1 5M 5P。 a 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 以及 按附表 3-2 查取。因 2.0, 1.32 r 2 0.0364, D 60 1.09 d 55 d 55 ，經(jīng)插值可查得 又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏感系數(shù)為 q 0.82, q 0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附表 3-4 )為 k 1 q ( 1) 1 0.82 (2.0 1) 1.82 k 1 q ( 1) 1 0.85 (1.32 1) 1.27 由附圖 3-2 的尺寸系數(shù)0.71 ，由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.83 33 軸按磨削加工，由附圖 3-4

58、 得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 q 1，按式（ 3-12 ）及式（ 3-12a ）得綜合系數(shù)為 1.82 0.71 1 1 2.65 0.92 1.27 1 0.83 0.92 1 1.62 又由 3-1 及3-2 得碳鋼的特性系數(shù) 0.1 0.2,取0.1 0.05 0.1,取0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù) Sca值，按式（ 15-6）-（15-8）則得 275 Ka 20.58 m 2.65 5.22 0.1 0 1 Ka 155 1.62 15.69 0.05 15.69 11.97 S S S ca 20.58 11.97 S 2 S2 20.582 11.972

59、10.35 S=1.5 故可知其安全。 （3）截面 7 右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W 0.1d3 0.1 603 21600mm3 截面 7 上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T3 548500 N .mm M 121536.64 W 21600 5.63MPa WT 548500 12.70MPa 43200 34 k 0.8 ，于是得 k 過盈配合處的 ，由附表 3-8 用插值法查得，并取 k 3.16 k 0.8 3.16 2.53 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 故得綜合系數(shù)為 11 1 1 3.16 0.192 1 3.25 275 3.25 4.

60、12 0.1 0 1 S K a m K k 1 1 2.53 1 1 2.62 0.92 于是，計(jì)算安全系數(shù) Sca值，按式（ 15-6）-（15-8）則得 20.54 2.62 12.08 0.05 12.08 9.61 22 Sca SS 20.54 9.61 20.542 9.612 8.7 S=1.50 故該軸在截面 7 的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的 35 6.1.7 軸的工作圖如下圖所示 36 第七章 鍵連接的選擇及校核 7.1 鍵的類型的選擇 p 選擇 45 號(hào)鋼, 其需用擠壓應(yīng)力為 p =120MPa 高速軸 軸端長為 42mm軸, 直徑 18mm, 查表 61 所以選鍵為普通平鍵（