二級圓柱齒輪減速器畢業(yè)設(shè)計說明書

1、一課程設(shè)計書2二設(shè)計要求2三設(shè)計步驟21. 傳動裝置總體設(shè)計方案22. 電動機的選擇43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)55. 設(shè)計 V 帶和帶輪66. 齒輪的設(shè)計87. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計188. 鍵聯(lián)接設(shè)計259. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計2510. 潤滑密封設(shè)計2811. 聯(lián)軸器設(shè)計28四設(shè)計總結(jié)29五參考資料29一 .課程設(shè)計書設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式輸送機。輸送機每天單班制工作，每班工作8小時，每年按260天計算。軸承壽命為齒輪壽命的1/3S1/4。表一：設(shè)計數(shù)據(jù)組號123456運輸帶拉力F /kN運輸帶速度V/（m/s）鼓輪直徑D /mm2503

2、00350300250350使用年限/年121010121012二 .設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張（A0）。繪制中間軸零件圖各一張（A1）。3.設(shè)計說明書一份。三 .設(shè)計步驟1 .傳動裝置總體設(shè)計方案2 .電動機的選擇3 .確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5 .設(shè)計V帶和帶輪6 .齒輪的設(shè)計7 .滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8 .鍵聯(lián)接設(shè)計9 .箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10 .潤滑密封設(shè)計11 .聯(lián)軸器設(shè)計1.傳動裝置總體設(shè)計方案：1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。3 .確定傳動方案：

3、考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將其傳動方案如下:5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩，采用開式效率計算）。V帶設(shè)置在高速級。圖一：（傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選才i V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率a查手冊第3頁表1-7:1-帶傳動效率:2-每對軸承傳動效率:3圓柱齒輪的傳動效率:4-聯(lián)軸器的傳動效率:5一卷筒的傳動效率:a 1233245Mx0.983X 0.952xx = ； a1為V帶的效率，1為第一對軸承的效率,3為第二對軸承的效率,4為第三對軸承的效率,2.電動機的選擇電動機所需工作

4、功率為：Pd = P,/中=1900 x 1000 x =,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n1000 60v 1000 60 1.0=- =-=min,D250經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i； = 24,二級圓柱齒輪減速器傳動I I比匕=840,則總傳動比合理范圍為9=層口= (2*8) (4*40) =16160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd = imXn= (16 160) x =min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M 4的三相異步電動機，額定功率為額定電流8.8A,滿載轉(zhuǎn)速Inm 1440 r/min ,同步轉(zhuǎn)速1500r

5、/min。方 案電動機型號額定 功率Pedkw電動機轉(zhuǎn)速4n電動機重量N參考 價格 元傳動裝置的傳動比同步 轉(zhuǎn)速滿載 轉(zhuǎn)速總傳 動比V帶傳 動減速器1Y112M-4415001440470230中心高外型尺寸底腳安裝尺地腳螺栓軸伸尺裝鍵部位尺LX (AC/2+AD) X HD寸AX B孔直徑K寸DX E寸FX GD132515X 345X 315216 X1781236X 8010 X413.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n拉和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為ia=型/n = 1440/ =(2)分配傳動裝置傳動比ia=i0 X i式中io,i

6、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=,則減速器傳動比為i = ia/i0=根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i1 =,則i2= i/i1 =4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速n = nm/i0= 1440/ = minnn = rii /i1 = =minnm = nn /i2= r/minnw = nm = r/min(2)各軸輸入功率PI =Pd X 1 = X =Pu = Pi X 4 X 3 = XX =Fm = FnX rpX3= XX =PJV= PmX卑X刀4=X X =則各軸的輸出功率：R = R X = kWPn = Pn X

7、= kWPm=P m X =PJV= Piv x = kW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=Tdxi0 x1N m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550PL=9550X1440= N -nmP0P0KKLTu=TiXi1x1x2=xxx = N mTm = Tnxi2x2x3= xxx=mTiv =Tmx3x4=xx=Nm輸出轉(zhuǎn)矩：Ti=x= NmTn = Tnx = N mTm= Tmx = mT1V =T1Vx = N m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矢1 T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸14401軸2軸3軸4軸5 .設(shè)計V帶和帶輪1.設(shè)計V帶確定V帶型號查課本P205表13-6

8、得：KA1.2則Pc=KA*Pd=x =根據(jù)Pc=, %1440r/min,由課本P205圖13-5,選擇B型V帶，取d1=160。d2=n1/n2*d2*(1 -尸查課本第206頁表13-7取d2=。為帶傳動的滑動率0.01: 0.02。驗算帶速：V=帶速在5 : 25m/s范圍內(nèi)，合適。取V帶基準(zhǔn)長度Ld和中心距a：初步選取中心距a： a0=(d1+d2)=*(160+=,取a0=1000。由課本第195頁式(13-2)得：L0=2a0+2*(d1+d2)+(d2-d1)(d2-d1)/4a0f課本第202頁 表13-2取Ld=3000。由課本第206頁式13-6計算實際中心距：a= a0

9、+(Ld-L0)=1083。驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：=180-(d2-d1)/a* =162 120。求V帶根數(shù)Z:由課本第204頁式13-15得:所以：Ti =Tdxiox=x x =Nm查課本第203頁表13-3由內(nèi)插值法得Po1.38 P0EF AFBC ACEF=P0-+- 一 丁 一EF=P00.10 0.108查課本第202頁表13-2得KL1.09。查課本第204頁表13-5由內(nèi)插值法得K 0.959。求作用在帶輪軸上的壓力FQ :查課本201頁表13-1得q=m,故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：F0=500P/zvk-1）+qv*v=500

10、*3*+*=作用在軸上壓力：F=2ZF0sina2=。6.齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算0.108。EF AFBC ACEF AF1=BC ACEF=+=P0PcP0KKL3根。1 .齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線圓柱齒輪(1)齒輪材料及熱處理材料：高速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪齒數(shù)Z1=24高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBs Z2nxz1=x 24=取Z2=78.齒輪精度按GB/T10095 1998,選擇7級，齒根噴丸強化。2 .初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計試選Kt=查課本

11、P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=由課本P214圖10-2610.7820.82則0.78 0.82 1.6由課本P202公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1=60n1jLh=60X X1X (1X8X260X 12)=x 109hN2= X108h#為齒數(shù)比，即=Z2)Z1查課本P2031 0-19圖得：K1= K2=齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1應(yīng)用P202公式10-12得:KHN1 H lim1H1=-=x 550=MPaS許用接觸應(yīng)力H(H1H2)/2(511.5 432)/2 471.75MPa查課本由P198表10-6得：ZE=a由P201表10-7得：d=12

12、80HBs取小齒輪dit3_2KtTiu 1d確定各參數(shù)的值：(ZHZE)2KHN2H lim 2S=X 450=432MPaT=X105X R/ni1=X 105X4二x3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d1t3.-,2KtTiu 1(ZHZE)2,dU H3_2 1.6 4,86 1044.242.433 189.82=- -(-)49.53mm,1 1.63,25471.75計算圓周速度dm 3.14 49.53 626.09 -1.62m/ s60 100060 1000計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb=dd1t=49.53mm計算摸數(shù)mn初選螺旋角二14d1tcos 49.53 cos

13、14mnt=2.00mmZ124計算齒寬與高之比bh齒高h二mnt二x=mmbh=49,534.5計算縱向重合度=d 1tan 0.318 1 24 tan14=計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1根據(jù)v 1.62m/s,7級精度，查課本由R92表10-8得動載系數(shù)KV=,查課本由P194表10-4得KH的計算公式：KH=1.12 0.18(1 0.6d2)d2+ x103xb=+(1+ x 1 + x 103x =查課本由P,95表10-13得：KF=查課本由P|93表10-3得：KH=KF=故載荷系數(shù)：K=Ki K KHKH=1 x X X =dit按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑4.齒根彎

14、曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式3-2KTiY cos2YFYSdZ2i a( F確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=m確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取zi = 24, z2 = i zi = x24 =傳動比誤差i = u = z2 / zi = 78/24 =A%與5%,允許計算當(dāng)量齒數(shù)zvL =zi/cos = 24/ cos314 =z=z/cos = 78/ cos314 =初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得=1初選螺旋角初定螺旋角=14載荷系數(shù)KK=K，K K K=1XXX =查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由P197表10-5得：齒形系數(shù)丫=丫=應(yīng)力校正系數(shù)丫= 丫=重合度系

15、數(shù)丫11驪面重合度近似為=( )cos=X ( 1/24 + 1/78) Xcos14 =Z1Z2n n=arctg (tg/cos) = arctg (tg20 /cos14 )=d1cos51.73 cos14242.09mmmnmn昌二口八強霞為口叩)=因為=/cos,則重合度系數(shù)為Y = + cos/=螺旋角系數(shù)Y軸向重合度”=5疝團=* =49.53 sin14o =2.09Y昨15戶門20 =安全系數(shù)由表查得SF =工作壽命單班制，12年，每年工作260天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60nktM= 60 xx 1 X 8X 260X 1 X 12=X l0大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2=N

16、1/u = X 10/ =X 10B查課本由P204表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪FF1500MPa大齒輪FF2380MPa查課本由P|97表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN 2=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=大齒輪的數(shù)值大.選用.設(shè)計計算計算模數(shù)3-21.73 4.86 1040.78 cos214 0.01554彳”mn L-2mm 1.26mm1 241.655對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取mn=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度, 需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=mm來計

17、算應(yīng)有的齒數(shù).于是由：計算大小齒輪的YFFSTTKFN1=KFN1FF1S0.86 5001.4307.14KFN 2FF2S0.93 3801.4252.43YFIFSIFI2.592 1.596307.140.01347YF2FS2F22.211 1.774252.430.0155451.73 cos14mn取z1=25那么Z2=X 25=81 幾何尺寸計算計算中心距a=0一Z2)mn=(25 81)2=mm2 cos2 cos14將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角(12)mn(25 81) 2=arccos-arccos-14.0122 109.25因 值改變不多，故參數(shù)

18、,k,Zh等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑zmn25 2d1=- -=mmcos cos14.01Z2mn81 2d2=- -=mmcos cos14.01計算齒輪寬度B=d11 51.53mm 51.53mm圓整的B250BI55(二)低速級齒輪傳動的設(shè)計計算材料：低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBs取小齒輪齒數(shù)乙二 30速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBsz2= x30 二圓整取z2=76. 齒輪精度按GB/T10095 1998,選擇7級，齒根噴丸強化。按齒面接觸強度設(shè)計1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt=查課本由P215圖10-30選取區(qū)域系

19、數(shù)ZH試選12，查課本由P214圖10-26查得2=+=應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60Xn2 xjXLn=60 xx 1X(1 X8X260X 12)二 x 108N12.89 1088N2二-L- X 108i 2.53由課本P203圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=KHN 2=查課本由P207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H 1m1600MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限Himi550MPa取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1則接觸疲勞許用應(yīng)力HN1 Hlim10.94 600=- 564MPaKHN 2 H lim 2=X 550/1=517MPa(H lim 1 H l

20、im 2)- MPa查課本由P198表10-6查材料的彈性影響系數(shù)ZE=a選取齒寬系數(shù)d155、，T=X 10 XP2/n2=x 10 X=x4=mm2.計算圓周速度d1tn275.9 193.24,-m/s60 100060 10003.計算齒寬b=dd1t=1 x =mm4.計算齒寬與齒高之比 %齒高h=xmnt=x=mmbh=5.計算縱向重合度0.318dZ1tan 0.318 30 tan12 2.0286.計算載荷系數(shù)K2、23、KH=+(1+d)d+X10Xb3、，=+(1+ X 10 X =使用系數(shù)KA=1同高速齒輪的設(shè)計，查表選取各數(shù)值Kv= KF= KH=KF=KH1=一3-

21、2 u 1/ZHZE、2dU(H)32 1.6 14.33 104,1 1.713.332.45 189.822.33 (540.5dtcos75.9 cos12302.475mmmnt=故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=1XXX =KFN1=KFN 2=S=7.按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑3-1.776=x-72.91mm,1.3計算模數(shù)mndlC0S 72.91 cos122.3772mm乙303.按齒根彎曲強度設(shè)計3. 2KT1Y cos2YFYSm I-2-:dZ21F確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=m(2)確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取zi = 30,z= i Xz

22、i=X30 =傳動比誤差i=u=z2 / zi=30 =A%三5%,允許(3)初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得=1(4)初選螺旋角初定螺旋角=12”(5)載荷系數(shù)KK= K-4 KK K=IXXX=(6)當(dāng)量齒數(shù)zvl= z1/cos = 30/ cos312 =z= z2/cos = 70/ cos312 =由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)YYF 12.491, YF22.232YS 11.636,YS 21.751(7)螺旋角系數(shù)Y*軸向重合度方沏即拗* =期/1阻皿* =Y#=1 M =YFFS(8)計算大小齒輪的 -3KKtd1=d1t VKFN1=KFN 2=S=

23、F查課本由P204圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限FE1500MPaFE2380MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)YFaFSa.計算大小齒輪的一Fa-a,并加以比較F大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算72.91 cos12z產(chǎn)-mnz2=X30=取z2=76初算主要尺寸計算中心距a=(z一會皿=(3076) 2=mm2 cos 2 cos12將中心距圓整為109mm修正螺旋角(12)mn(30 76) 2=arccos-arccos- 13.4822 109因值改變不多，故參數(shù),k,Zh等不必修正分度圓直徑Z1mn30 2d1=- - =mmcos cos 12 z

24、2mn76 2d2=- - =mmcoscos 12計算齒輪寬度KFN1FE1FI= 一0.90 5001.4321.43MPaKFN 2 FF 2F 2 =- - -S0.93 3801.4252.43MPaYFalFsal2.491 1.636FI321.430.01268YFa2FSa2F22.232 1.751252.430.01548計算模數(shù)3.52 1.6848 1.433 10mn21 3020.797cos212.。1548mm 1.5472mm1.71對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)

25、模數(shù)，取mn=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).取z1=30bdd11 61.34 61.34mm圓整后取B165mm B270mm低速級大齒輪如圖:7.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1 .傳動軸承的設(shè)計.求輸出軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3,轉(zhuǎn)矩T3P3=n3=minT3=*m.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=mm2T32 331.31而Ft=-34264.24Nd2155.39 10Fr= Fttan-n- 4264.24 tan 20o1596.03Ncoscos13.48Fa= Fttan =x =圓周力Ft,徑向力

26、Fr及軸向力Fa的方向如圖示.初步確定軸的最小直徑先按課本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)課本P361表15 3取Ao112,“ P3dminA)3;35.763mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑din，為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本P343表14 1,選取Ka1.5TcaKaT31.5 331.31 496.965N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機械設(shè)計手冊22 112選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d140mm,故取din40mm半聯(lián)軸器的長度L 112mm半聯(lián)軸器與軸配合

27、的轂孔長度為L184mm(4) .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)軸器的要求的軸向定位要求，I - n軸段右端需要制出一軸肩，故取n -m的直徑d皿47mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D 50mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故I -n的長度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取lz n82mm2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，故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù)dn皿47mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 。基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7010c型.dDBd2D2軸承代號4585197209A

28、C4585197209B45100257309B5080167010C5080167010AC5090207210C從動軸的設(shè)計2.對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的d D B 50mm 80mm 16mm,故dmiv d皿皿50mm;而l皿皿16mm.右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010c型軸承定位軸肩高度h 0.07d,取h 3.5mm,因此d1Vv 57mm,3取安裝齒輪處的軸段d,皿58mm；齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位 .已知齒 輪轂的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取hi皿72mm.齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高，取

29、dv vi 65mm.軸環(huán)寬度b 1.4h,取b=8mm.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)軸器右端面間的距離l 30mm，故取ln皿50mm.5取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄 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=8mm,已知滾動軸承寬度T=16mm,高速齒輪輪轂長L=50mm,則l皿皿T s a (7572) (168 163)mm 43mm1ivvLs ca l mivl vvi(508 20 16 248)mm62

30、mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5.求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時，查機械設(shè)計手冊20-149表.對于7010C型的角接觸球軸承，a=16.7mm,因此，做為簡支梁的軸的支承跨距L2L3114.8mm 60.8mm 175.6mmL360.8FNH13Ft4264.24-1476NL2L3175.6MH172888.8N mmFNVIL2785 114.8 90118N mmMV2FNV2L3811 60.8 49308.8N mmM1MHMV11728892901182196255N mmM2179951 N mmFNH2L2L2L3Ft4264

31、.24114.8175.62788NFrL3FaDFNV1FNV2L2L3785NFrFNV11596 785 811NMVI傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖（從動軸）（中間軸）從動軸的載荷分析圖（主動軸）Fr6.按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)_ Mi2(丁3)2_1962552(1 311.35)2 ca=- =W.0.1 27465前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1彳#1=60MPaca1此軸合理安全7.精確校核軸的疲勞強度.判斷危險截面截面A,n ,ni,B只受扭矩作用。所以An m B無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面w和口處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重，從受載來看，

32、截面C上的應(yīng)力最大截面V1的應(yīng)力集中的影響和截面口的相近，但是截面V1不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大，而且這里的直徑最大，故C截面也 不必做強度校核，截面IV和V顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需膠合截面口左右兩側(cè)需驗證即可.截面口左側(cè)?？箯澫禂?shù)W=d3=350=12500抗扭系數(shù).33wT=d=50=25000截面口的右側(cè)的彎矩M為M M160.8 1660.8144609N mm截面IV上的扭矩丁3為截面上的彎曲應(yīng)力M 144609bW 12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T3=N

33、m11.57MPaT3311350T=WT2500012.45MPa軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本P355表15-1查得:B640MPa1275MPaT1155MPa因匚生d 50經(jīng)插入后得軸性系數(shù)為q 0.82K =1 +q (0.04T=q=1)=58501.1610.82K =1 + q (T-1)=所以0.670.820.92綜合系數(shù)為：K =K =碳鋼的特性系數(shù)0.10.2取0.050.1取安全系數(shù)Sca1ka t mS SScaS S 10.5S=所以它是安全的,S2S2截面IV右側(cè)抗彎系數(shù)W=d3=503=12500一3_ 3wT=d=50=25000截面IV左側(cè)的彎矩M為M=133560截面IV上的扭矩T3為T3=295M 133560截面上的彎曲應(yīng)力b10.6