带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计.docx

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1、综合课程设计报告设计题目带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计学号1 姓名1学号2 姓名2i目录一、设计题目及要求3.二、电动机的选择 4三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 5四、计算传动装置的运动和动力参数 5五、传动件的设计计算 61 . V带传动设计计算 62 .斜齿轮传动设计计算 8六、轴的设计计算 131 .高速轴的设计 132 .低速轴的设计 183 .中速轴的设计 25七、滚动轴承的选择及计算 30八、键联接的选择及校核计算 32九、联轴器的选择 33十、减速器附件的选择和箱体的设计 33十一、润滑与密封 35十二、设计小结 35十三、参考资料 3540一、设计题目及要求

2、1、设计题目带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计2、设计条件及要求1 .传动方案要求如图所示2 .设计内容：选择合适的电动机、联轴型号，设计减速器。3 .工作条件：连续单向运转，工作平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35 度4 .使用年限：8年5 .生产批量：小批量生产6.原始数据已知条件运输带工作拉力F (N)9500运输带工作速度v (m/s)1.6卷筒直径D(mm)550、电动机的选择1 .电动机类型选择按工作要求和工作条件，按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y (IP44) 系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2 .电动机容量1 .工作机功率PwPw =Fv10009500N

3、 1.6m/s1000- 15.2kW2 .电动机的输出功率PdPd二员传动装置总效率% =3唱承 % 一轴连器=0.95x0.994x0.982x0.99=0.868式中V带传动传递效率”带=0.95,滚动轴承传递效率”轴承=0.99,圆柱斜齿轮传递效率。轮=0.98,联轴器传递效率。联轴器=0.99。故R15.2Pd = = =17.51kW0.8683 .电动机转速(1)、卷筒转速60 1000 v 60 1000 1.6m/sn 卷筒=55.56r / minn D5X 550mm(2)、由参考书I表17-9查得普通V带传动比范围5=24,表2-1查得同轴式两级圆柱齿轮减速器传动比i齿

4、轮=860 ,故总传动比i总=(24)立(860) =16 240(3)、电动机转速可选范围为n电机=幅筒 4齿轮=888.96 13334.4r/min由参考书I表27-1可知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r /min , 1500r /min , 3000r /min，考虑 3000r / min 的电动机转速太高，1000r/min的电动机体积大而且贵，故考虑选择同步转速为1500r/min的电动机。3.电动机型号的确定由参考书I表27-1选电动机型号为Y180M-4,额定功率为 匕=185kW，满载转速为1470r/min,同步转速为1500r/min。三、计算传动装置总传动

5、比和分配各级传动比1.传动装置总传动比：2. n满载i总二 n卷筒-1470- =26.4655.56各级平均传动比:=5.143.各级转速若取i带=3 ,则i齿轮=里=8.82,对同轴式二级圆柱齿轮减速器有 i带i1齿川2齿=5齿轮=2.97速器传动比的常用范围。所彳4 ii符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减i1齿，i2齿四、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为 田轴，各轴转速为n0 = n电机=1470r /minrni = n0 = 1470 =490.00r/mini带3ni490.00nn = = 165.00r /

6、mini1齿2.97nII165.00nm = 55.55r / mini2 齿2.97n 卷筒 =nIII =55.55r/min2 .各轴功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即P0 -Ped =18.5kWPi =甘带=18.5 父 0.95 =17.575kWPn =P产轴承“齿轮=17.575父 0.99m 0.98 =17.501kWPm = P产轴承州齿轮=17.501x0.99M0.98 = 16.543kWFh轴 =Pm 轴承“联轴器 = 16.543 0.99 0.99 =16.215kW3 .各轴转矩R17.5757=9550 =9550 =342.5N mnz49

7、0.00P17.051Tn =9550 =9550-986.9N mnn165.00Pm16.543Tm =9550=9550 m =2844.0N mnm55.55T卷轴=9550P =9550 c 16.214 =2787.5N mn卷轴55.55高速轴I中速轴n低速轴m卷筒轴转速(r/min )490.00165.0055.5555.55功率（kW17.57517.05116.54316.214转矩（N m）342.5986.92844.02787.5五、传动件的设计计算1. V带传动设计计算（1）确定计算功率由于是带式输送机，设每天工作 12个小时，由参考书II （V带设计部分未作说明

8、皆查此书）表8-7得，工作情况系数Ka =1.2,则Pca = KAPed =1.2 18.5 =22.2kW(2)选择V带的带型由Pca=22.2kW, n满载=1470r/min，查图8-11知选用B型V带。(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1 。由表8-6和表8-8 ,取小带轮的基准直径dd1 = 150mm。验算带速v。按式(8-13)验算带的速度二 dd1n1v =60 1000二 150 1470,=11.54m/ s60 1000因为5m/ s v (Fo)min q(8)计算压轴力Fp p：1146.06(Fp)min =2z(F)minSin =

9、2 5 242.17 sin 一 =3242.72N22(9)结构参数的确定大带轮dd2 = 450mm之300mm ,米用轮辐式带轮。有参考书I表25-5, B =(z1)e +2 f = (7 1)父19+2 父12.5 = 139mm。2.斜齿轮传动设计计算(1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮由参考书III ,表14-3,选用7级精度选择小齿轮材料为40Cr (调质),硬度为280HBS大齿轮材料为45 钢(调质)，硬度为240HBs二者硬度差为40HBS选小齿轮齿数Zi = 24 ：大齿轮齿数z2 = i z = 3M 24 = 72初选取螺旋角一：=14按齿面接触

10、强度设计 按式(10-21 )试算，即d1t3 2KtT1u 1(ZhZe、2 d - u 二 h确定公式内各计算数值a)试选载荷系数Kt = 1.6b）由图10-30选取区域系数ZH =2.433 c）由图 10-26 查得电 =0.766君第=0.871, % =君$ + 为2 = 1.637d）小齿轮传递的传矩 为、齿=T2 =986.9N m e）由表10-7选取齿宽系数 露=11f）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2g）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Wm1 =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 Alim2 = 550MPa h）由式1

11、0-13计算应力循环次数:一一一一 一一一一_ 一_9N1 =60 n1 j Lh =60 490 1 (8 365 12)=1.03 10N2N1Ii1.03 1092.978=3.4 10i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khni -0.92, Khn2 -0.95j)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数S=1,由式（10-12）得上 H1 =KHN1 :Hlim1 =552MPa;S2Khn2 ”Hlim2 =570MPa Sk)许用接触应力上 H ! Hi H2 =561MPa2计算a）试算小齿轮分度圆直径d# ,由计算公式得,3 2 1.6 986.9 103 2.97

12、 1dt -1 1.6372.9722.433 189.8mm = 120.44mm561b）计算圆周速度二 dt。60 1000二 120.44 165.0060 1000m s = 1.0405 m sc）齿宽b及模数mtb = 1ddit =1.0 120.44mm = 120.44mmmntd1t cos -4120.44 cos1424mm = 4.87mm*、h =(2ha c) mnt =2.25 4.87mm = 10.96mm b/h =10.99e）计算纵向重合度 邓=0.318：, Z tan=0.318 1 24 tan14 =1.903f)计算载荷系数K由表10-2查

13、得使用系数Ka =1根据v= 1.0405m/s, 7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05;由表10-4查得KhB的值与直齿轮的相同，故KHp=1.436 ; 因 KAFt/b=136.07N/mm100N/mm 表 10-3 查 得Khu = Kf0f=1.2;图 10-13 查得 Gp =1.33 故载荷系数：K =Ka KV KH： Kh ： =1.81g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得d1 =d1t 3 K =120.441.81 .mm = 125.49mm- 1.6h）计算模数mnmn_ d1 cos :Zi=5.07 mm 按齿根弯曲强度

14、设计由式（10-17）：2KYpcos2P YFaYSamn 3i2-2乙2 二二f确定计算参数a）计算载荷系数K = Ka Kv Kf Kf 一： =1 1.05 1.2 1.33 = 1.676b）根据纵向重合度 邪=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数Yp =0.88c）计算当量齿数r zZi=24=zv13 I3 /26.27cos - cos 14d)一Z2zv2 二厂cos -查取齿形系数72 com78.82由表 10-5 查得 YFa1 =2.592,YFa2 =2.222e)查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.596,YSa2 =1.768f)计算弯

15、曲疲劳许用应力仃 fei =500MPa；得弯曲疲劳寿命系数M2K FN1 FE1SK FN 2 ; FE2S0.88 500 =314.29MPa1.40.92 500=249.71MPa1.4g）计算大、小齿轮的YFaYSa ,%并加以比较YFa1 YSa1t Fi2.592 1.596= 0.01316314.29YFa2 YSa22.185 1.7680.015732449.71故大齿轮的数值大。设计计算mn -312父1.676M986.9父103 88M(cos14：2 20.01573mm = 3.58mm1 241.637对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于

16、由齿根弯曲疲劳强度计算的取疲劳系数S=1.4 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 仃FE2 =380MPa 由图10-18查OKFN1 =0.88, KFN2 =0.92 由式(10-12)得o法面模数，取mn = 4mm,已可满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =125.49mm来计算应有的齿数。于是由d1 cosZi ：mn125.49cos1430.44取 4 =31 ,则 z2 =u4 =2.97父31 定92(4)几何尺寸计算 计算中心距Zi Z2 mn31 92 4a =：=mm = 253.53mm

17、2 cos :2 cos14将中心距圆整为254mm按圆整后的中心距修正螺旋角Zi Z2 mn(31 92) 4-=arccos - = arccos- =14.422a2 254因P值改变不多，故参数 % Kp,ZH等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径,乙 mn 31 4d1 = 一 =mm = 128.03mmcos :cos14.42,Z2 mn 92 4d2 =- =mm = 379.97 mmcos :cos14.42计算齿轮宽度b= ：% d1=1 128.03mm-128.03mm圆整后取 B1 -135mm, B2 -130mm计算齿根圆直径 *、hf = mn(ha c )=

18、 5mm*ha = mnha = 4mmdf1 =d1 -2hf = 118.03mmdf2 =d2 -2hf -369.97mm计算齿顶圆直径da1 =d1 2ha = 136.03mmda2 =d2 2ha = 387.97mm为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左 旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。各齿轮参数见下表：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比2.97模数(mm)4螺旋角14.42中心距(mm)233齿数31923192齿范(mm)135130135130直径(mm)分度圆128.03379.97128.03379.97齿根圆1

19、18.03369.97118.03369.97齿顶圆136.03387.97136.03387.97旋向左旋右旋右旋左旋六、轴的设计计算1.高速轴的设计(1)高速轴上的功率、转速和转矩转速(r / min )高速轴功率(kw)转矩T ( N m)490.0017.575342.5(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 d =128.03 mm ,根据参考书II (轴的 设计计算部分未作说明皆查此书)式(10-14),则2T 2 342.5d 128.03 10，-5350.31NFt tan 二 ntg 20Fr =n =5350.31 - =2010.70Ncos -cos14.4

20、2Fa = Ft tan5350.31 tg20 =1375.72NFd =3242.72N p(3)初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3,取A0=112,于是得dmin17.5754 490.00=36.94mm(4)轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）IIIIIIVV VIVII2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度对于IV-V段：由于小齿轮的齿宽为135mm为了使挡油盘压在齿轮上 而不压在轴上，故取Liv-v = 133mm。取齿轮轮毂宽度为L=135mm,由经验公式 L =(1.21.5)d ,所以取

21、 d1V-V =L/1.5 = 90mm 对于III-IV 段和VI-VII段：这两段安装滚动轴承，因轴承同时受 有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。III-IV 段的轴径应该 略小于IV-V段轴径，并参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30317,其尺寸为dXDXT=85mrH 180m佛44.5mm 故 d=iY=dvn-皿=85mm Lvi-vii =45mm。对于 III-IV段的长度，初步设定挡油盘的宽度为15.5mm,则L川-1V =44.5+15.5+ 2 = 62mm。 V-VI段：该段用于对滚子轴承进行轴向定位，由经验

22、公式h =0.1d = 8.5mm ,故 dV-VI =85 + 2h =85 +17 = 102mm ,取 Lv-vi =10mm。II-III 段：该段用于装配透盖，初步设定透盖内毡圈油封为 d=80mm的毡圈油封，透盖总宽度为39mm透盖的外端面与V带轮右端面间的距离 L=21mm 故取 Ln-n60mm dII.III =80mm。I-II段：该段用于装配V带，V带的宽度为Li =139mm1-R段的长 度应比Li略短一些，现取Li-n=137mm为了满足V带轮的轴向定位，I - H 轴段右端需制出一轴肩，故取H -m段的直径dn-二75mm4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取

23、轴端倒角2mmM 45）各圆角半径取r=1.5mni各段长度、直径及配合说明轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I - n13775与V带轮键联接配合n -m6080定位轴肩m-w6285与滚动轴承30317配合，挡油盘w-v13390与小齿轮键联接配合V-VI10102定位轴环vi-vn4585与滚动轴承30317配合总长度447mm5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的受力简图 各受力点的确定：带轮轴压力取带轮轮毂宽B=139mm的中点，查参考书I表21-3,对于30317型轴承，a=36mm故一 B ,139AB=+ LII-川 +a=+60+36 =165.5mm。22齿轮受力

24、点去齿轮轮毂的中点，故BC = B小齿轮 +L挡油盘 +T -a =135+15.5 + 44.5-36 = 91.5mm22CD = B小齿轮 +LV VI +T -a =-+10+44.5-36 = 86mm 22受力分析：竖直方向：Fp _RB _Fr -RD =0Fr mCD 十RbmBD + Fp 父 AD Ma = 0 解得M a = Fa 黑 1L2 _Rb =5788.17NRd =-4556.15N水平方向：Rd -Rb -Ft =0 Ft mCD +RB 父 BD =0解得RB =2592.26NR =2758.05N受力图及弯矩图:受力图及弯矩图：rbFtRd总弯矩：m

25、=., m 2 mVMb=536. 67X mk仙枷|卜 Mc=458. 03N - mBCD从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出 B截面是轴的危险截面。现将计算 出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表：载荷垂直向H水平囿V支反力F_/ _一一 - - 一/ 一一Rb=5788.17N, Rd=4556.15NRb = 2592.26N , Rd = 2758.05NB截面弯矩MM H =536.67N mMv =0总弯矩Mmax=M2 +Mj =536.67N m扭矩T =342.5N m6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取： =0

26、.6,轴的计算应力ca =Mpa =9.36Mpa0.1 853 10-3vM 2 +(仃)2536.672 +(0.6x 342.5 f已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得j = 60MPa。因此2.低速轴的设计（1）低速轴上的功率、转速和转矩转速(r / min )中速轴功率（kw）转矩T( N -m)55.516.5432844.0（2）作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 =379.97mm,根据式（10-14）,则2T 2M2844.0Nm 行心心八2Ft14969.60 Nd1379.97mm3=Ft tan n =14969.60tg20 =5625.72

27、Ncos :cos14.42Fa = Ft tan B =14969.60 tg14.42 -3849.11N(3)初步确定轴的最小直径45钢，调质处理先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为根据表15-3,取Ao =112,于是得。P。16.543dmin =A3 =112x3 = 74.79mmn: 55.55（4）轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度对于III-IV 段：由于大齿轮的齿宽为130mm为了使挡油盘压在齿轮上而不压在轴上，故取 Lii-iv=128mm。取齿轮轮毂宽度为L=130mm,由经验公式 L=(1.

28、2 1.5)d ,所以取 d111H =90mm 对于I-II段和IV-V段：这两段安装滚动轴承，因轴承同时受有径 向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。IV-V段的轴径应该略小于 III-IV 段轴径，并参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、 标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317,其尺寸为dXDXT=85mrH 180m丽44.5mm故dii-川 =di=90mm, Li-H =45mm。对于IV-V段的长度，初步设定挡油盘的宽度为18mm则LIV-V =44.5+18+2 = 64.5mm。II-III段：该段用于对滚子轴承进行轴向定位，由经验公式h=0.1d =8

29、.5mm ,故 d1gli =85 +2h =85 + 17 = 102mm ,取 LII.III =10mm。V-VI段：该段用于装配透盖，初步设定透盖内毡圈油封为d=80mm 的毡圈油封，透盖总宽度为39mm透盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=21mm 故取 LV-VI =60mm , dV-VI =80mm。VI-VII段：该段用于连接半联轴器，根据整轴的直径和工要求，初半联轴器与轴配合的毂孔长度 上而不压在轴的端面上，故步选定联轴器为HLM轴器75M142GB/T5014 -2003,所以取dV1M = 75mm cL=107mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器VI-VII段的长度应比

30、 L略小一些，现取Lvi-vii = 105mm。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角2mmM 45 口，各圆角半径 r=1.5mm=各段长度、直径及配合说明轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I -n4585与滚动轴承30317配合n -m10102轴环m-w12890与大齿轮以键联接配合IV-V64.585与滚动轴承30317配合,挡油盘V-VI6080与端盖配合，做联轴器的轴向定位vi-vn10575与联轴器键联接配合总长度412.5mm5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的受力简图各受力点确定：齿轮受力点取齿轮轮毂的 B=130mm的中点，查参考书I表21-3

31、，对于30317 型轴承，a=36mm4iAB =T -a Lu-川 旦=44.5 -36 10 65 = 83.5mm2BBC =T -a +L挡油盘 +=44.536 +18 + 65 = 91.5mm 2受力分析：竖直方向：FvaFvc -Fr =0Fva =7120.15N4 Fvc MAC Fm AB +Ma =0Ma = Fa Md2 a a .2解得: Fvc =-1494.43NMa = 731.27N m受力图及弯矩:lob, /45 m水平方向:产AFHC - Ft =0解得： 3 HAFhcmAC-FAB=0.Fhc =7142.64N受力图及弯矩：丽=653. 55X

32、m总弯矩:M = 7MH +M；扭矩图：T=2844.0Nm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出 B截面是轴的危险截面。现将计算 出的截面B处的Mh、MV及M的值列于下表：载荷水平囿H垂直向V支反力FFHA = 7826.96N , FHC =7142.64NFva = 7120.15N , FVC = 1494.43NB截面弯矩MM H =653.55N mMV =594.53N m总弯矩Mmax=，M： +Mj =883.51N m扭矩T = 2844.0N m6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取: =0.6,轴的计算应力%a =c

33、aM 2 (1 T)2W(883.512 +(0.6父 2844.0 f0.1 853 10-3Mpa =31.29Mpa已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1 查得。-1 =60MPa。因此% %,故安全。7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面：截面V, VI,即只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力 集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定 的，所以截面V, VI,即无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 截面田和IV处过盈配合引起应 力集中最严重；从受载情况来看，截面 B上的应力最大。截面田的应力集中 影响和截面IV的相近，但截面田不受扭

34、矩作用，同时轴径也较大，故不必做 强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起 的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面 B不必校核。截面I R显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数 比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧。截面IV右侧：抗弯截面系数：W=0.1d3 = 0.1 853mm3 = 61412.5mm3抗扭截面系数:WT =0.2d3 =0.2 853mm3 = 122825mm3截面IV右侧的弯矩为：M =883.51 91.5 -(44.5-36 20)=608.32N m91.5截面IV上的扭矩为：T -2844

35、.0N m截面上的弯曲应力:= 9.91MPaM _ 608.32 N3W 61412.5mm3截面上的扭转切应力:TWT2844.0N3122825mm= 23.15MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得:cB =640MPa,。= 275MPa, .=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取:1.6d 80= 0.02,8580= 1.06经插值后可查得:二二二2.3,二=1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为：q -1.95, qj.30故有效应力集中系数为：k；=1 q-1 =1 0.83 1.95-1 =1.79k =1 q ： -1 =

36、1 0.86 1.30-1 =1.26由附图3-2得尺寸系数：名仃= 0.64由附图3-3得扭转尺寸系数：4 =0.78 V0.92轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为：仃=%轴未经表面强化处理，即Pq=1,则得综合系数值为：“ k -1/1.791K. = - -1 =1=2.88-七-二 0.64 0.921.26- 0.78 0.92-1 =1.70又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数甲仃=0.10.2, 取邛仃= 0.1 ;cpT =0.05 0.1,取邛7= 0.05;于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)(15-8)则得Sc275a=m 2.88 99 0.1 0=

37、9.64155Kra ：，m23.15 ，1.700.052=7.6523.159.64 7.6522ScS,9.642 7.652= 5.99 S = 1.5故可知其安全。截面IV左侧：抗弯截面系数:W=0.1d3 = 0.1 903mm3 = 72900mm3抗扭截面系数:WT =0.2d3 =0.2 9033 3mm = 145800mm截面IV左侧的弯矩及应力分布为:M =608.32N m ；人= M =8.34MPa W截面IV上的扭矩及扭矩切应力为:T =2844.0N m T? 1工=19.51MPaWT于是得:k： =3.97,k =0.8 3.97 =3.18 %轴按磨削加

38、工，附图3-4得表面质量系数为：PCT=P =0.92过盈配合处的 丘由附表3-8用插值法求出，并取 卜=08上, 汨%故得综合系数值为:K k-K二七11-1=3.971=4.06:一0.92k 11K = -1 =3.191 =7.910.92所以轴在IV左侧的安全系数为:S.=-K 卢 a I=m2754.06 8.34 0.1 0= 8.12155K.a -；：.-8.12 4.79 ,8.122 4.7923.2719.5120.0519.512= 4.79= 4.13 . S = 1.5故该轴在IV右侧强度也是足够的3.中速轴的设计（1）中速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min

39、)中速轴功率（kw）转矩T( N m)165.0017.051986.9（2）作用在轴上的力已知小齿轮的分度圆直径为d=128.03mm,根据式（10-14）,则Ft12T 2 986.9二3d1128.03 10-15416.70NFr1Ft1 tan 二 ncos :tg20=15416.70 g=5793.74Ncos14.42Fa1 = Ft1tan? =15416.70 tg14.42 -3964.07N已知大齿轮的分度圆直径为d2 = 379.97mm,根据式（10-14）,则Ft22 986.9379.97 10，= 5194.62Nr2_ Ft2tan ： ncos :tg20=5194.62 g =1952.19Ncos14.42Fa2 = Ft tan B =5194.62 tg14.42 =1890.69N（3）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3,取A0=112,于是得P17.051dmLa3=112 3 52.56mmn165.00