二級圓柱齒輪減速器的設計

1、 二級圓柱齒輪減速器的設計 設計題目： 二級圓柱齒輪減速器 設計要求設計要求設計要求設計要求： 運輸帶拉力 f = 3400 n 運輸帶速度 v = 1.3 m/s 卷筒直徑 d = 320 mm 滾筒及運輸帶效率 =0.94 。要求電動機長期連續(xù)運轉，載荷不變或很少變化。電動機的額定功率ped稍大于電動機工作功率pd。工作時，載荷有輕微沖擊。室內工作，水份和灰份為正常狀態(tài)，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差為 4%，要求齒輪使用壽命為10年，傳動比準確，有足夠大的強度，兩班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時，要求軸有較大剛度，試設計二級圓柱齒輪減速器。 設計進度要求設計進度要求設計

2、進度要求設計進度要求： 第一周：熟悉題目，收集資料，理解題目，借取一些工具書。 第二周：完成減速器的設計及整理計算的數(shù)據(jù)，為下步圖形的繪制做準備。 第三周：完成了減速器的設計及整理計算的數(shù)據(jù)。 第四周：按照上一階段所計算的數(shù)據(jù)，完成零部件的cad的繪制。 第五周：根據(jù)設計和圖形繪制過程中的心得體會撰寫論文，完成了論文的撰寫。 第六周：修改、打印論文，完成。 指導教師指導教師指導教師指導教師（簽名簽名簽名簽名）：）：）：）： xxxxxxxxxxx 第2頁 摘摘摘摘 要要要要 齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是： 瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸

3、之間的運動和動力； 適用的功率和速度范圍廣； 傳動效率高，=0.92-0.98； 工作可靠、使用壽命長； 外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間,起匹配轉速和傳遞轉矩的作用。齒輪減速器的特點是效率高、壽命長、維護簡便，因而應用極為廣泛。齒輪減速器按減速齒輪的級數(shù)可分為單級、二級、三級和多級減速器幾種；按軸在空間的相互配置方式可分為立式和臥式減速器兩種；按運動簡圖的特點可分為展開式、同軸式和分流式減速器等。單級圓柱齒輪減速器的最大傳動比一般為810，作此限制主要為避免外廓尺寸過大。若要求i10時，就應采用二級圓柱齒輪減速器。二級圓柱齒輪減

4、速器應用于i：850及高、低速級的中心距總和為250400mmm的情況下。 本設計講述了帶式運輸機的傳動裝置二級圓柱齒輪減速器的設計過程。首先進行了傳動方案的評述，選擇齒輪減速器作為傳動裝置，然后進行減速器的設計計算（包括選擇電動機、設計齒輪傳動、軸的結構設計、選擇并驗算滾動軸承、選擇并驗算聯(lián)軸器、校核平鍵聯(lián)接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式九部分內容）。運用autocad軟件進行齒輪減速器的二維平面設計，完成齒輪減速器的二維平面零件圖和裝配圖的繪制。 關鍵詞：齒輪嚙合 軸傳動 傳動比 傳動效率xxxxxxxxxxx 第3頁 目目目目 錄錄錄錄 摘 要 . 2 1 傳動裝置總體設計 . 1 1.

5、1傳動簡圖 . 1 1.2 擬定傳動方案 . 2 1.3 選擇電動機 . 2 1.4 確定傳動裝置的總傳動比及其分配 . 3 1.5計算傳動裝置的運動及動力參數(shù) . 3 2 設計計算傳動零件 . 5 2.1 高速齒輪組的設計與強度校核 . 5 2.2 高速齒輪組的結構設計 . 8 2.3 低速齒輪組的設計與強度校核 . 9 2.4 低速齒輪組的結構設計 . 12 2.5 校驗傳動比 . 13 3 設計計算軸 . 14 3.1 低速軸的設計與計算 . 14 3.2 中間軸的設計與計算 . 15 3.3 高速軸的設計與計算 . 15 4 鍵聯(lián)接，潤滑方式，潤滑劑牌號及密封件的選擇 . 23 41選

6、擇和校驗鍵聯(lián)接 . 23 42齒輪的潤滑 . 23 43滾動軸承的潤滑 . 24 44 潤滑油的選擇 . 24 45密封方法的選取 . 24 結 論 . 25 致 謝 . 26 參考文獻 . 27 附 錄 . 28 指導教師評語 . 29 xxxxxxxxxxx 第1頁 1 傳動裝置傳動裝置傳動裝置傳動裝置總體設計總體設計總體設計總體設計 1.11.11.11.1傳動簡圖傳動簡圖傳動簡圖傳動簡圖 繪制傳動簡圖如下： 從帶的拉力、帶的速度、卷筒直徑、齒輪的工作壽命等多方面因素考慮，選擇并確定傳動簡圖。 1-1 傳動簡圖 xxxxxxxxxxx 第2頁 1.21.21.21.2 擬定傳動方案擬定傳

7、動方案擬定傳動方案擬定傳動方案 采用二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用與維護方便。（缺點：結構尺寸稍大）。 高速級常用斜齒，低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪在遠離轉矩輸入端，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載荷較平穩(wěn)的場合，應用廣泛。傳動比范圍：i = 840 1.31.31.31.3 選擇電動機選擇電動機選擇電動機選擇電動機 穩(wěn)定運轉下工件主軸所需功率： kwfvpw420.410003.134001000= 工作機主軸轉速為： min/627.7732014.33.1100060100060rxdvn

8、= 工件主軸上的轉矩： 1電動機 2.聯(lián)軸器 3.底座 4.齒輪軸 5.大齒輪 6.聯(lián)軸器 7.卷筒 圖1-2 齒輪嚙合圖 xxxxxxxxxxx 第3頁 mnnpt?=767.543627.779550420.49550 如圖1-2所示，初選聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器和凸緣聯(lián)軸器，滾動軸承為滾子軸承，傳動齒輪為閉式軟齒面圓柱齒輪，因其速度不高，選用7級精度(gb10095-88)，則機械傳動和摩擦副的效率分別如下： 彈性柱銷聯(lián)軸器： = 0.9925 滾子軸承： = 0.98 閉式圓柱齒輪（7級）： = 0.98 凸緣聯(lián)軸器（剛性）： = 0.97 滾筒及運輸帶效率： = 0.94 所以，電動機

9、至工件主軸之間的總效率為： = 0.99250.980.980.980.980.980.970.980.94 = 0.8264 所以電動機所需功率為 kwppd3485.58264.0420.4= 選取電動機的轉速為 n = 1500min/r，查9表16-1,取電動機型號為y132s-4，則所選取電動機： 額定功率為 kwped5.5= 滿載轉速為 min/1440rnm= 1.41.41.41.4 確定傳動裝置的總傳動比及其分配確定傳動裝置的總傳動比及其分配確定傳動裝置的總傳動比及其分配確定傳動裝置的總傳動比及其分配 總傳動比 55.18627.771440=nnim 選用浸油深度原則，查

10、表得 1i=5.3 ；2i=3.5； 1.51.51.51.5計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算傳動裝置的運動及動力參數(shù) 各軸轉速： n = min/1440rnm= n = min/70.2713.514401rin= xxxxxxxxxxx 第4頁 n = min/628.775.370.2712rin= 各軸輸入功率： kwppd3084.59925.03485.501= kwpp0982.598.098.03084.512= kwpp8963.498.098.00982.523= 電動機的輸出轉矩：mnnptmdd?=471.359

11、550 各軸輸入轉矩： mnnpt?=2050.359550 同理 mnt?=1969.179 mnt?=355.602 xxxxxxxxxxx 第5頁 2 設計計算傳動零件設計計算傳動零件設計計算傳動零件設計計算傳動零件 標準減速器中齒輪的齒寬系數(shù)a=b/a（其中a為中心距） 對于一般減速器取齒寬系數(shù) a=0.4 2.12.12.12.1 高速齒輪組的設計與強度校核高速齒輪組的設計與強度校核高速齒輪組的設計與強度校核高速齒輪組的設計與強度校核 2.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性； (2)運輸機為一般工

12、作機器，速度不高，故選用7級精度（gb1009588）； (3)材料選擇。由文獻2表101,選擇小齒輪材料為40rc（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。 (4)初選小齒齒數(shù)1z=24，大齒輪齒數(shù)為2z=5.31z=127.2，取2z=128。 2.1.2 按齒面接觸強度設計 3211)()1(2hehadttzzuutkd+ 2.1.3 確定公式內的數(shù)值 (1)試選 載荷系數(shù)tk=1.6，由文獻2圖1030選取節(jié)點區(qū)域系數(shù) hz=2.433 (2)由文獻2圖1026查得 1a=0.771 、 2a=0.820 所以 a =1

13、.591 (3)外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) d=0.5(1+u) a=0.5(1+5.3)0.4=1.26 (4)查表材料的彈性影響系數(shù) ez=189.8mpa (5)由表按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 1limh=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 2limh=mpa 550 (6)計算應力循環(huán)次數(shù) 1n=60njhl=6014401(2830010)=4.1472910 xxxxxxxxxxx 第6頁 同理 2n=7.825x810 由文獻2圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù) 1hnk=0.9 、2hnk=0.97 (7)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為 s=1

14、.05 ，則 1h = 1hnk1limh/s=514.2mpa 2h = 2hnk2limh/s=508mpa 所以 h=（514.2+508）/2=511.1mpa 2.1.4 基本數(shù)據(jù)計算 (1)由小齒輪分度圓直徑 3211)()1(2hehadttzzuutkd+=36.70mm 圓整為37mm (2)計算圓周速度 v=10006011xndt=2.813m/s (3)計算齒寬b及模數(shù)ntm b=dtd1=46.55mm ntm=mm494.1cos11=zdt 圓整為ntm=1.5 h=2.25ntm=3.375mm 螺旋角=b/h=13.715 (4)計算縱向重合度 =0.318d

15、1ztan=2.397 (5)計算載荷系數(shù) k 已知使用系數(shù)ak=1，根據(jù)v=2.813m/s ，7級精度，由由文獻3圖10-8查得動載系數(shù)vk=1.054；由文獻3表10-4查得416.11023.018.012.132=+=?bkdh 查文獻3圖10-13得37.1=fk；查文獻3表10-3得4.1=fahakk xxxxxxxxxxx 第7頁 所以 載花系數(shù) k =akvkhakhk=2.089 (6)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 73.43311=ttkkddmm (7)計算模數(shù) 768.1cos11=zdmnmm 圓整為2mm 2.1.5 按齒根彎曲強度設計 32121cos

16、2fadsafanzyyyktm 2.1.6 確定計算參數(shù) (1)計算載荷系數(shù) k =akvkfakfk=2.021 (2)由縱向重合度=2.397，查文獻3圖10-28得螺旋角影響系數(shù)y=0.8846 (3)計算當量齒數(shù) 27.26cos211=zzv 同理 2vz=140.12 (4)查取齒形系數(shù) 由文獻3表10-5查得齒形系數(shù)599.21=fay； 148.22=fay 應力校正系數(shù)595.11=say； 2say=1.822 (5)由文獻3圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 mpafe5001=； mpafe3802= (6)由文獻3圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 85.01

17、=fnk；90.02=fnk (7)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4；則 mpaskfefnf57.303111=； 同理2f=244.285mpa xxxxxxxxxxx 第8頁 (8)計算大、小齒輪的fsafayy，并加以比較 111fsafayy=0.01365 222fsafayy=0.01602 所以,大齒輪的數(shù)值大 2.1.7 模數(shù)設計計算 32121cos2fadsafanzyyyktm=1.1832mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)nm大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取nm=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按

18、接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 mm73.431=d來計算應有的齒數(shù)。于是有 nmdzcos11=21.21 取圓整為1z=21 則2z=u1z=111 2.1.8 計算中心距 a=04.136cos2)(21=+nmzzmm 圓整為 137 mm 2.1.9 按圓整的中心距修正螺旋角 2138311552716.152)(arccos=+=amzzn 因值改變不多，故參數(shù)a、k、hz等不必修正。 2.1.10 計算大、小齒輪的分度圓直徑 59.43cos11=nmzdmm 同理 2d=230.41mm 2.1.11 計算齒輪寬度 b=1dd=54.923mm 圓整后取552=bmm 1b=60

19、mm 2222.2 .2 .2 .2 高速齒輪組的結構設計高速齒輪組的結構設計高速齒輪組的結構設計高速齒輪組的結構設計 齒根圓直徑為 =+?=nnafmchdd)(2*1143.59-2(1+0.25)2=38.59mm xxxxxxxxxxx 第9頁 41.2252=fdmm 齒頂圓直徑為 59.4721259.432*11=+=+=nanamhddmm 41.2342=admm 2222.3 .3 .3 .3 低速齒輪組的設計與強度校核低速齒輪組的設計與強度校核低速齒輪組的設計與強度校核低速齒輪組的設計與強度校核 2.3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)所示，選用斜齒圓柱齒輪

20、傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性； (2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb1009588）； (3)材料選擇。由文獻2表101選擇小齒輪材料為40rc（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。 (4)初選小齒齒數(shù)3z=24，大齒輪齒數(shù)為4z=3.5 3z=84。 2.3.2 按齒面接觸強度設計 3223)()1(2hehadttzzuutkd+ 確定公式內的數(shù)值 (1)試選 載荷系數(shù)tk=1.6，由文獻2圖1030選取節(jié)點區(qū)域系數(shù) hz=2.433 (2)由文獻2圖1026查得 3a=0.771

21、4a=0.980 所以 a =1.751 (3)外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) d=0.5(1+u) a=0.5(1+3.5)0.4=0.9 (4)查文獻2表106得材料的彈性影響系數(shù) ez=189.8 mpa (5)由文獻2圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 3limh=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 4limh=550mpa (6)計算應力循環(huán)次數(shù) 4n=60njhl=6077.6281(2830010)=2.235810 同理 3n=7.825810 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 3hnk=0.97 4hnk=1.096 (7)計算接觸疲勞許用應力 xxxxxxxxxxx

22、 第10頁 取失效概率為1%，安全系數(shù)為 s=1.05 ，則 3h = 3hnk3limh/s=554.3mpa 4h = 4hnk4limh/s=574mpa 所以 h=564.15mpa 2.3.3 齒輪數(shù)據(jù)計算 (1)小齒輪分度圓直徑 所以 3223)()1(2hehadttzzuutkd+=65.753mm (2)計算圓周速度 v=1000603xndt=0.935m/s (3)計算齒寬b及模數(shù)ntm b=dtd3=59.178mm ntm=658.2cos33=zdtmm h=2.25ntm=5.980mm 螺旋角= b/h=9.895 (4)計算縱向重合度 =0.318d1ztan

23、=1.713 (5)計算載荷系數(shù) k 已知使用系數(shù)ak=1，根據(jù)v=0.935m/s ，7級精度，由文獻2圖10-8查得動載系數(shù)vk=1.042；由文獻2表10-4查得279.110*23.018.012.132=+=?bkdh 查文獻2圖10-13得216.1=fk；查文獻2表10-3得4.1=fahakk 所以 載荷系數(shù) k =akvkhakhk=1.866 (6)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 21.69333=ttkkddmm xxxxxxxxxxx 第11頁 (7)計算模數(shù) 798.2cos33=zdmnmm 圓整為3mm 2.3.4 按齒根彎曲強度設計 32322cos2fa

24、dsafanzyyyktm 2.3.5 確定計算參數(shù) (1)計算載荷系數(shù) k =akvkfakfk=1.774 (2)由縱向重合度=1.713，查得螺旋角影響系數(shù)y=0.8846 (3)計算當量齒數(shù) 492.25cos233=zzv 同理 4vz=89.222 (4)查取齒形系數(shù) 由文獻2表10-5查得齒形系數(shù)610.23=fay； 202.24=fay 應力校正系數(shù)592.13=say； 4say=1.779 (5)由文獻2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限mpafe5003=；mpafe3804= (6)由文獻2圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 90.03=fnk；95.04=fn

25、k (7)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4；則 mpaskfefnf43.321333=； 同理4f=257.86mpa (8)計算大、小齒輪的fsafayy，并加以比較 333fsafayy=0.012927 444fsafayy=0.015192 大齒輪的數(shù)值大 xxxxxxxxxxx 第12頁 2.3.6 法面模數(shù)設計計算 32322cos2fadsafanzyyyktm=2.069mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)nm大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取nm=3.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直

26、徑 mmd21.693=來計算應有的齒數(shù)。于是有 nmdzcos33=22.385 取3z=22 則4z=u3z=77 2.3.7 幾何尺寸計算 (1)計算中心距 a=05.153cos2)(43=+nmzzmm 圓整為 154 mm (2)按圓整的中心距修正螺旋角 4332211535888.152)(arccos=+=amzzn 因值改變不多，故參數(shù)a、k、hz等不必修正。 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 444.68cos33=nmzdmm 同理 4d=239.555mm (4)計算齒輪寬度 b=3dd=61.60mm 圓整后取564=bmm 3b=70mm 2222.4 .4 .4

27、.4 低速齒輪組的結構設計低速齒輪組的結構設計低速齒輪組的結構設計低速齒輪組的結構設計 齒根圓直徑為 =+?=nnafmchdd)(2*3360.944mm 055.2324=fdmm 齒頂圓直徑為 444.742*33=+=nanamhddmm 555.2454=admm xxxxxxxxxxx 第13頁 2222.5 .5 .5 .5 校驗傳動比校驗傳動比校驗傳動比校驗傳動比 實際傳動比為 5xi實 總傳動比 55.18627.771440=nnim 所以傳動比相對誤差為 (18.55-18.5)/18.55=2.695% xxxxxxxxxxx 第14頁 3 設

28、計計算軸設計計算軸設計計算軸設計計算軸 3333.1 .1 .1 .1 低速軸的設計與計算低速軸的設計與計算低速軸的設計與計算低速軸的設計與計算 3.1.1 軸的基本設計 （1）列出軸上的功率、轉速和轉矩 kwpp8963.498.098.00982.523= n = min/628.775.370.2712rin= mnt?=355.602 （2）求作用在齒輪上的力 因已知的低速級大齒輪的分度圓直徑為 4d=239.555mm 32211535888.15= 而圓周力nxdtft95.5028555.2396023552243= 徑向力=costanntraff1898.18n 軸向力nff

29、ta32.1381tan= （3）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理。由文獻5表15-3，取0a=120，則 767.473330min=npadmm xxxxxxxxxxx 第15頁 圖3-1低速軸 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑11?d處，如圖3-1所示。為了使所選軸直徑11?d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 查文獻5表14-1，考慮到轉矩變化較小，所以取ak=1.5，則： 聯(lián)軸器的計算轉矩為 mntktaca?=5325.903355.6025.13 所以，查標準gb/t 5843-1986，選用yl11型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1000nm。軸

30、孔長度l=112mm， 1l=84mm，軸孔直徑 d=50mm。故取d?=50mm。 3.1.2 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段左端需制出一軸肩，所以取d?=55mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d =60mm（gb891-8921986）。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-段的長度就比1l稍短一些，現(xiàn)取 -l=80mm。 (2)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。由工作要求及d?=55mm，查gb/t297-1994，選擇30212型號，其尺寸為

31、ddt=60mm110mm23.75mm，a=22.4mm。故mm60=?dd，而l?=23.75+15=38.75mm（取齒輪距箱體內壁間距為15mm），取為40mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得30212型軸承的定位軸肩高為9.5mm，所以 d?=69mm。 (3)取安裝齒輪處的軸段-的直徑d?=65mm，齒輪與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，xxxxxxxxxxx 第16頁 故取l?=60mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑為d?=77mm，軸環(huán)寬度b1.

32、4h，取l?=12mm。 (4)軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離 30=lmm，故取mm50=?l。 (5)取中間軸上兩齒輪間距為20mm，則l?=23.75mm，取為23mm；l?=15+55+（20-12）=78mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (6)軸向零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b h = 20mm 12mm (gb/t 10961979)，長度為50mm；同時為保證齒輪與軸配合有良好 的

33、對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6；同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵16mm10mm70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (7)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2 45。 3.1.3 求軸上的載荷 首先作軸的計算簡圖。由軸的計算簡圖作軸的彎矩圖和扭矩圖如下： xxxxxxxxxxx 第17頁 圖3-2受力簡圖 1nbf=3862.68n 2nbf=1166.268n hm=168992.25nmm 1nvf=580.945n 2nvf=1317.235n 1vm=25416.34nmm 2vm=1908

34、67.35nmm 1m=170892.86nmm 2m=254928.86nmm 3.1.4 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為： =+=watmca232)(16.104mpa 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻5表15-1查得 1?=60mpa，因此是安全的。 3.1.5 精確校核軸的疲勞強度 (1)判斷危險截面 截面a、b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應力集中均將xxxxxxxxxxx 第18頁 削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以這幾個截面均不需要

35、校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面c上的應力最大。截面和的應力集中的影響相近，但截面不受扭矩作用，故不必作強度校核。截面c上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。截面、更不必校核。由第三章可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面的左右兩側即可。 (2)截面左側 抗彎截面系數(shù) w=0.13d=274633mm 抗扭截面系數(shù) tw=0.23d=549253mm 截面左側的彎矩m為m=254928.86（144.9-32.5）/144.9

36、=197750.20nmm 截面上的扭矩 mnt?=355.602 截面上的彎曲應力 wmb=7.20mpa 截面上的扭轉切應力 ttwt3=10.97mpa 軸的材料為45鋼，調質處理。查得b=640mpa，1?=275mpa，1?=155mpa。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)a及a取。因為r/d=2/65=0.031；d/d=77/65=1.185 以a=2.56，a=1.98 又可得軸的材料敏感系數(shù)為 q=0.82，q=0.85 所以有效應力集中系數(shù)為 )1(1?+=aqk=2.279 =?+=)1(1aqk1.833 由附文獻5圖3-2得尺寸系數(shù)68.0=，得扭轉尺寸系數(shù)=0

37、.82。 xxxxxxxxxxx 第19頁 軸按磨削加,表面質量系數(shù)為92.0= 軸未經表面強化處理，即q=1，則綜合系數(shù)值為 11?+=kk=3.438 11?+=kk=2.322 取碳鋼的特性系數(shù) 1.0=，05.0= 求安全系數(shù) mbks+=?1=16.76 221ttks+=?=11.91 22sssssca+=9.708 s=1.5 故可知其安全 (3)截面右側 抗彎截面系數(shù)w公式計算， w=0.13d=45653.33mm 抗扭截面系數(shù)tw=0.23d=91306.63mm 彎矩m及彎曲應力為m=254928.86x（144.9-32.5）/144.9=197750.20nmm w

38、mb=4.33mpa 截面上的扭矩mnt?=355.602 截面上的扭轉切應力ttwt3=6.597mpa 用插入法求出k=3.20；k=0.8 x 3.20 = 2.56 軸按磨削加工，表面質量系數(shù) 92.0= xxxxxxxxxxx 第20頁 故綜合系數(shù)11?+=kk=3.287 11?+=kk=2.647 求安全系數(shù)mbks+=?1=19.32 221ttks+=?=17.423 22sssssca+=12.94 s=1.5 故可知其安全 3333.2 .2 .2 .2 中間軸的設計與計算中間軸的設計與計算中間軸的設計與計算中間軸的設計與計算 （1） 列出軸上的功率、轉速和轉矩 kwpp

39、0982.598.098.03084.512= n= min70.2713.514401rin= mnt?=1969.179 （2）求作用在齒輪上的力 因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為 59.43cos11=nmzdmm 38311552716.15= 而圓周力 nxdtft288.161559.430.352052211= 徑向力 =costanntraff610.186n 軸向力 nffta784.448tan= （3）初步確定軸的最小直徑 xxxxxxxxxxx 第21頁 選取軸的材料為45鋼，調質處理。取0a=120，則 54.183110min=npadmm d 1-1 圖3-3中間軸 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑11?d處，如圖1-5所示。為了