机械设计,课程设计.doc

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1、湖南工业大学机械设计课程设计资料袋机械工程学院学院（系、部）20142015学年第 1学期课程名称 机械设计 指导教师周培海 职称 教 授学生姓名 专业班级班学号_题目带式运输机的传动系统设计成 绩起止日期 2014年月日2014年_12_月_0_日目 录清单序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸3张456HUNAIM UNIVERSITY OF TECHNOLOGY课程设计任务书2013 2014学年第 1 学期机械工程 学院（系、部）机械工程及自动化专业 班级课程名称：机械设计设计题目：带式运输机的传动系统 设计完成期限：自 2014年月J4日 至 20

2、14 年 12 月30 日共_6_周内 容 及 任 务径 直tit ? : 案 力 较合 周 比综 圆 计、与 的 设析析 带 统分分 :系行劲 数 动进运 参 传并行 术 的案进 技 机、”r。 要 输动方量份 一、4、； 一一、一 乩进度安排期 日 起容 内 作 工日4 月1做 匕 止 为O明么 步什初些12日O 各珂 过整 通步62月2-日22月12日O 版 三 步 初 并 图 件 零 出 画 aaC 用 有30 月2年4O2日讣 设 好 做 并 好 版 三 料 资 关 有 的 计 设 程 tnK- 1 把 d worl。用结主要参考资料O201 waix?产 則械术高理 4编编加<

3、;<M 扁主主林 沟<7 主扬 编 扬刘 m主 、刃光升蚁 走金無毎理 Q银刘文朱 1银151H 2 3指导教师（签字）：系（教研室）主任（签字）：2014年月日2014年月日HUNAN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY机械设计课程设计设计说明书带式运输机的传动系统的设计起止日期： 2014年11月_14_日 至 2014年 12月_0_日学生姓名班级学号成绩指导教师（签字）机械工程学院（部）2014 年 12 月 30 日目录1. 设计任务 42. 传动方案分析 .53. 原动件的选择与传动比的分配 .53.1选择电动机的类型 53.2选择电动机的容量 53.3选

4、择电动机的转速 63.4传动比的分配 74. 传动系统的运动及动力参数的计算.74.1各轴的转速 74.2各轴的输出功率 74.3各轴的输入转矩 85传动件的设计及计算.85.1V带传动的设计 .85.2 设计高速级齿轮 .105.3设计低速级齿轮 .146. 轴的设计及计算196.1输入轴的设计计算 .196.2 中速轴的结构设计及计算 .266.3低速轴的设计317. 轴承的寿命校核 348. 键的连接与设计.359. 联轴器的选择3610. 减速器的各部位附属零件的设计 .3711. 箱体及附件的机构设计和选择 .3712. 设计心得.391. 设计任务1课程设计的设计内容设计带式输送机

5、的传动系统。要求传动系统中含有V带传动及两级圆柱齿轮减速 器。2课程设计的传动系统参考方案(见图1-1)带式输送机由电动机驱动。电动机 1通过V带传动2将动力传入两级圆柱 齿轮减速器3,再通过联轴器4,将动力传至输送机滚筒5,带式输送机6工作。3原始数据设输送带最大有效拉力为F( N)，输送带的工作速度为v(m/s)，输送机滚筒直径为D(mm，其具体数据见表1-1。表1-1设计的原始数据运输带工作拉力F/N运输带工作速度v/(m s )卷筒直径D/mm60000.54004工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲 击；输送带工作速度v的允许误差范围为土 5%二班

6、制(每班工作8h)，要求 减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。图1.1带式输送机传动系统见图2传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转 动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。 任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的， 要多方面来拟定和评比各种 传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置为二级圆柱齿轮减速器传动，这种方案结构尺寸小，传动效率高， 适合于较差环境下长期工作。高速级常为斜齿，低速级可为直齿或斜齿。由于齿 轮相对轴承布置不对称，

7、要求轴的刚度比较大，并使转矩输入，输出端远离齿轮， 以减少因轴的弯曲变形引起载荷沿齿宽分布不均匀。3原动件的选择与传动比的分配3.1选择电动机的类型按工作要求求选用丫系列三相异步电动机，电压为 380V3.2选择电动机容量工作机所需的有效功率：Pw=Fv/1000=3(kw)电动机所需功率为：Pd P (kw)a其中，a为冲动系统的总效率，根据文献 2可得下列参数i 联轴器效率(齿式)，i 0.99对滚动轴承效率,20.993 闭式圆柱齿轮传动效率，3 0.974- -V 带传动，40.955- -输送机滚筒效率，50.96则电动机功率为：P PW =3/0.82=3.65(kw)a根据文献【

8、2】中表19-1所示丫系列三相异步电动机的技术参数， 可选择电动 机的额定功率为4kw,即Pe=4kw3.3确定电动机的转速卷筒轴工作的转速n=60000v/(D)=60000*0.5/(400*3.14)=23.89(r/mi n)根据文献【2】中表2-2 ,(按两级圆柱-圆柱齿轮减速器查得)，两级圆柱- 圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 840,则总传动比合理范围为ia=16200。故电动机转速的可nd=ia n=(16 200)*23.89=(382.24 4778)r/min符合这一范围的同步转速的有 750r/mi n,1000r/mi n,1500r/mi n,3000r/mi n

9、再由 电动机的额定功率Pe=4kw由于750 r/min型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格 高故不可取，而3000r/min 价格高，转速高,也不可取。所以在1000r/min与1500 r/min两种同步转速中选取，见下表可根据文献【2】中表19查得，可选取型号的电 动机，其数据列于表1中电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/mi n)总传动比Y112M-242890120.98Y112M-44144060.28Y132M1-6496040.18Y160M8472030.13综合考虑电动机的转速和传动比等，可知方案2更为合理。因此选择电动机的类型是丫1112M 4,满载转速为1440r/

10、min ,额定功率为4kw,总传动比为60.283.4确定总传动比及分配各级传动比传动装置的总传动比为i=nm/n=1440/23.89=60.28展开式双级圆柱齿轮减速器，考虑各级齿轮传动润滑合理，应使两大齿轮直 径相近，推荐取i1=（ 1.3-1.4）i2 ,圆柱齿轮的传动比的适用范围i； 35。i 011, i 341，取V带传动比为i 3.1计算得两级圆柱齿轮减速器总传动比I为i =60.28/3.仁19因为 i 1=（ 1.31.5）i 2,取 i =1.3i 2,经计算得 i 1=4.91，i 2=3.784传动系统运动和动力参数的计算4.1各轴的转速电动机 0 轴：n=1440r

11、/min减速器高速 I 轴:n仁n0/i=1440/3.1=464.5r/min减速器中间 2 轴:n2=n1/i1=465.4/4.9仁94.6r/min减速器低速轴 3 轴：n3=n2/i2=94.6/3.78=25.0r/min鼓轮轴 4: n4=n3=25.0r/min4.2各轴输入功率P0=4kwP1= P01=4*0.97=3.88kwP2=P113.88*0.99*0.96=3.69kwP3=P23=3.69*0.96*0.99=3.36kwP4=P334=3.36*0.99*0.99=3.29kw4.3各轴输入转矩T0=9550*P0/n=26.53(N.m)T1=9550*P

12、1/n 1=75.86(N.m)T2=9550*P2/n2=372.51(N.m)T3=9550*P3/n3=1283.52(N.m)T4=9550*P4/n4=1256.78(N.m)将上诉结果列表如表2所示，供后面设计计算使用轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴轴轴轴zhououzV轴功率P/ kW43.883.693.363.29转矩T/(N.m)26.5375.86372.511283.521256.78转速n/(r/mi n)1440464.594.625.025传动比i3.14.913.7815传动件的设计及计算5.1 V带传动的设计5.1.1确定计算功率PCC由机械设计表 57

13、查得KA=1.3R =KAP=1.3*4=5.2kw5.1.2确定V带型号根据 PC=5.2kw n=1440r/min，由图 5-"选取 A型 V带5.1.3确定带轮基准直径，并验算带速v1. 初选小带轮直径由图5-11可知，小带轮基准直径的推荐值为 80100mm由表58和表59,则取dd仁90mm2. 由式(5-21)得带速V= n dd1/(60*1000)=3.14*90*1440/(60*1000)=6.78m/s 因为v值在525mS之间，带速合适.3. 计算大带轮直径dd2=i*dd1=3.1*90=279mm根据表 5 9,取 dd2=280mm5.1.4确定带长I

14、和中心距a。d1. 由式(5-22)初定中心距0.7(dd1 dd2)a02(dd1d°2)259mm a0< 740mm初取中心距a0=500mm2. 由式(5-23)计算带所需的基准长度L。2 a。©1 dd2)22(dd2 ddj2=2*500+3.14*(90+280)/2+(280-90)(280-90)/4*500 =1595mm由表 5-2，取 Ld=1600mm3. 由式(5 24)计算实际中心距aa a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1595)/2503mm 5.1.5验算小带轮上的包角1=1800- (dd2-dd1 ) /a*57.3

15、 °=180°- (280-90) /503*57.3 0 =158.4 0>12005.1.6确定V带根数乙1. 计算单根V带的许用功率巳查 表 5-4, 由 线 性 插 值 法1.07 0.93Po0.93(1440 1200)1.064kw1450 1200查 表 5-5, 由 线 性 插 值 法 可 得P。0.15 0.17 0.15 (1440 1200)0.17kw1450 1200查表5-6，由线性插值法可得Kc=0.92+(0.93-0.92”(155-150)*(158.4-150)=0.9368查表5-2，可得Kl 0.99F0(F0F0)K KL

16、 =(1.604+0.17)*0.9368*0.99=1.652. 计算V带的根数。ZPC5.2/1.65=3.15P0取整数，则Z=4根查表5-1得a型带的单位长度质量q 0.1,由式（527）得单根V带5.1.7计算单根v带的初拉力F0的初拉力F0 譽谱 1) qv2Zv K500 5.22.52(1)0.1 6.782165N 4 6.780.93686.1.8计算V带对轴的压力QQ 2ZF°Sin2 4 1652sin吗 924N25.2设计高速级齿轮5.2.1选精度等级、材料及齿数，齿型1）.确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱直齿轮，硬度为HES =260,大齿2）.材料选择

17、.小齿轮材料为4 0Cr（调质处理）轮材料为4 5钢（调质），硬度为HBS=230二者材料硬度差为30HBS3）.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度4）.选小齿轮齿数Z 1=2 4，大齿轮齿数Z 2=i i* Zi = 4.91 X 24=118 5.2.2按齿面接触强度设计|2kTt u 1 ZZeZhZ 2由式（7-25）,即 d1t 3- （ r q ）2V d u h 确定公式内的各计算数值1）试选 Kt1.32）由图7-14，选取区域系数Zh 2.43 ）由表7-6选取齿宽系数0.84 ）由表7-5查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa1/25 ）确定重合度系数Z由

18、式（727）可得断面重合度为1.88 3.2(丄z1=1.88-3.2*(1/24+1/118)=1.86Z1/21/2=(4- & a)/3A =(4-1.86)/3A=0.8456 )计算小齿轮传递的转矩P1a 88T19550000955000079771.8 N ?mn1464.57 )由图7-18 (a)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1720MPa ,大齿轮的接触疲劳强度H lim 2580MPa8 ）计算应力循环次数9N160nLh 60 464.5 1 (2 8 300 8)1.07 10N21.07 109 4.91 2.1 108查表得 Zni=Z

19、e=1, Zx1=Zx2=1, S=1.05按式（722）计算，得H lim1686MPaShZnZH lim2552MPaSh523算小齿轮分度圆直径dit，由计算公式得3 2 1.3 7.98 1045.91 ,0.845 189.8 2.4、2 一dit 3 ()54 mm0.84.91552计算圆周速度vd1tm60 10003.14 54 464.560 10001.31叹所以8级精度合理 计算齿宽bbdd1t 0.8 54 43.2mm已知使用系数Ka 1根据v=1.31m/s , 8级精度，查图7-7得动载荷系数 心1.1单位载荷罟25bd168N / mm 100N / mm

20、N/mm查表73取K 1.2齿向载荷分布系数 Kh，由表7-4，得Kh 1.15 0.18 d2 3.1 104b 0.108 d2=1.15+0.18*0.82+3.1*10-4*43.2+0.108*0.8 4=1.32故载荷系数 KKaKvK Kh 1 1.1 1.2 1.32 1.74按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式7-12得I k（1 74d1 d1td54 打 59.4mm.Kt. 1.3计算模数md159.4m才百2.5mm5.2.4按齿根弯曲疲劳强度校核由式（728）得弯曲强度的设计公式为mn确定式中的各计算数值如下。（1）由图 7-21（a）取 Fiim1 300

21、MPa, Flim2 220MPa（2） 由图7 22查得弯曲疲劳寿命系数 YN1Yn21（3） 由表7-8查得弯曲疲劳安全系数SF1.25F1F lim 1 YstYnYxSf480Mpa（4） 由图7-23得尺寸系数Yx1 由式722得许用弯曲应力同理得F2 352MPa（6）确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.25*1.82=4.1，b/h=32.8/4.仁8 查图 7-11 得Kf 1.23，计算载荷为KKaKvK Kf 1 1.121.11.23 1.527）确定齿形系数，由图716查得Yf12.6,Yf22.08）由图7-17查得应力校正系数 YSa1 1.59.YSa2

22、 1.77Y Y9）计算大小齿轮的二数值FYFa 1YSa126 侮 0.0086F 1480Y，a ?Ysa22 1.770.01F 2352大齿轮的数值大，应该把大齿轮的数据代入公式计算求重合度系数YY =0.25+0.75/ £ a=0.25+0.75/1.86=0.6510）将上述各值带入公式计算得i'2KT1Y YFaYsa.11）mn J 2（）=6.11mmVdZi【F】按国标圆整为8mm协调相关参数尺寸zidi57.78m 8Z2=iz i=7*4.91=3512）齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径 d i=mz=8*7=56mm d=mz=8*35=280mm中

23、心距 a=（d 计d2）/2=（56+280）/2=168mm齿宽 b 2=0 ddi=46mm b=50mm高速级圆柱齿轮端面的基本尺寸名称小齿轮大齿轮模数m2齿数z24118齿形角20齿顶咼系数ha1顶隙系数c；0.25分度圆直径d56280齿顶圆直径 da62286齿根圆直径df51275齿高h4.5中心距a1685.3设计低速级齿轮5.3.1选精度等级、材料及齿数，齿型 1）.确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱直齿轮 2） 材料选择小齿轮材料为4 0Cr（调质），硬度为HES i=2 60,大齿轮材 料为4 5钢（调质），硬度为HBS=2 3 0,二者材料硬度差为30HBS3）运输机为一

24、般工作机器，速度不高，故选用 8级精度4）选小齿轮齿数Z i=2 4，大齿轮齿数Z 2=i 2Z i = 3.78 X24=9i532按齿面接触强度设计由式(7-25)确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数Kt 1.3(2) 由图7-14，选取区域系数ZH 2.5(3) 由表7-6选取齿宽系数.0.8(4)由表7-5查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MPa1/2(5)确定重合度系数 Z由式(79)可得断面重合度为1.88 3.2(-丄)=1.88-3.2*(1/24+1/91)=1.7由式(7-8 )计算重合度系数0.876r4U 1.733(6)计算小齿轮传递的转矩P13.69T1 9

25、5500009550000372510 N ?mn194.6(7 )由图7-18 (a)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1720MPa，大齿轮的接触疲劳强度H lim 2580MPa(8)由式10 13计算应力循环次数N160n1jLh 60 94.6 1 (2 8 94.6 8) 6.87 107N26.87 107 3.78 1.8 107查表得 Zrn=Zrt=1, Zx1=Z=1, S=1.05按式(720)计算，得H lim1686MPaShZnZH lim2552MPaSh则小齿轮分度圆直径dit，由计算公式得J2 1.3 4.78 105 4.78dit 3 0.

26、83.78计算圆周速度di"3.14 86 94.6v60 1000 60 1000所以取8级精度合理计算齿宽b0.876 189.8 2.5 2()=86mm5520.42叹bdd1t 0.8 86 68.8mm已知使用系数Ka 1根据v=0.6m/s , 8级精度，查图7-7得动载荷系数Kv 1.12单位载荷b2KaT1-77=125 n/m>100N/m bd1查表73取K1.1齿向载荷分布系数Kh，由表7-4，得Kh1.150.18 d3.1104b 0.108 d2=1.31故载荷系数KK aKv K Kh 1 1.11.1 1.311.58按实际的载荷系数校正所算得

27、的分度圆直径,由式 7-12得Kd1d1tKt86莎 92mm3,.1.3计算模数mn3.8 mmd192m 一Z1245.3.2按齿根弯曲强度校核由式（7 17）得弯曲强度的设计公式为mn3,2KY W:2 ()Fd乙确定式中的各计算数值如下由图 7-21 (a)取 Fii d'Film 1300MPa,F lim 2220MPa由图722查得弯曲疲劳寿命系数 YN1YN21由表7-8查得弯曲疲劳安全系数SF1.25由图7-23得尺寸系数YX1(5) 由式7 22得许用弯曲应力F1F lim 1 YstYnYxSf480Mpa同理得F2 352 MPa(6) 确定计算载荷K初步确定齿

28、高 h=2.25m=2.25X 3.8=8.55 , b/h=68.8/8.55=8.04，查图 7-11 得Kf 1.26,计算载荷K KaKvK Kf 1 1.12 1.1 1.261.55由图 7-16 查得YF12.65.YF22.23(8)由图7-17查得应力校正系数YSa11.58.YSa21.76(9)计算大小齿轮的d值FYFa 1YSa1265 1.580.0087F 1480Y，a ?Ysa22.23 1.760.0112F 2352大齿轮的数值大，应该把大齿轮的数据代入公式计算（io）求重合度系数Y0.250.750.250.750.94an1.711）将上述各值带入公式计

29、算得mn2KY "a(_)=2.91mm圆整为3mm协调相关参数尺寸92Z131乙=3.69*3 仁 1145.1.3计齿轮几何尺寸计算（1）分度圆直径d1m33193mmd2mz23114342mm中心距a(d1d2)/2(93342)/2218mm（3）计算齿轮宽度b2dd10.8 93 74mmb1=78mm低速级圆柱齿轮端面的基本尺寸名称小齿轮大齿轮模数m3齿数z31114齿形角20齿顶咼系数ha1顶隙系数c；0.25分度圆直径d93342齿顶圆直径 da99348齿根圆直径df88237齿高h4.6中心距a2186轴的设计及计算6.1输入轴的设计计算1.在前面的设计中得到m

30、=464.5r/min P i=3.88kw T i=75.86（N.m）2作用在齿轮上的力轴（高速级）的小齿轮直径为 di=56m m则圆周力：Ft=2Td1=2 75860N.mm/56mm=2709N径向力：Fr=Ft tanc=1519N3初步确定轴的最小直径根据 机械设计中的式（12-2 ）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。根据表12-3，取A。112，于是就有dmin = A 112（誥=22.4亦由于轴上开有两个键槽，所以最小直径按13矿大dmi n=22.413%+22 4=25mm输出轴的最小直径也就是 V带轮处轴的直径，为使其与 V带轮重合，取d1-2 =2

31、5mm4.轴的结构设计和计算 6.1.1拟定轴上零件的装配方案6.1.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足V带的轴向定位要求，1-2轴段右端须制出轴肩h=（0.07-0.1）d,去 h=0.08d,贝U 2-3 段的轴径 d2-3=25+2 0.08 25=29mm,右端用轴段挡圈定位，按轴段直径去挡圈直径取挡圈直径D=30mm带轮与轴配合的毂孔长度L=B=（z-1）e+2f=63mm,为了保证轴段挡圈只压在带轮上而不压在轴 的端面上，故1-2段的长度应比毂孔长度略短一些，取 L1-2=60mm初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承. 根据d2-3=29mm由

32、轴承产品目录中初步选用轴承型号为6206，其尺寸为d B D=30mm16mm 62mm所以 d3-4=d7-8=30mm而 3-4 段的长度 L3-4=16mm右端应用轴端定位，取 d4-5=30+30*2*0.08=35mm6-7端轴装齿轮，为方便齿轮安装，该端应略大于7-8轴段的直径，可取d6-7=33mm, 齿轮右端用套筒固定，为使套筒面紧凑在齿轮断面上6-7段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽B1=50mm故取6-7段长度为47mm齿轮左端用轴肩固定，贝U可确 定 5-6 段轴的直径为 33+0.08*2*33=38mm, L5-6 > 1.4h=1.4*0.08*33=3.69

33、mm,取 L5-6=4mm. 轴承端盖的总宽度为20mm （由减速机器轴承端盖的结构而定）。根据轴承 端 盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求， 取端盖的外端面与V带轮右端面的距 离 l=30mm，故取 L2-3=20+30=50mm 取齿轮距箱体内避之距离a=16mm同时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， s=8mm 故在轴的右端取 L7-8=B+a+s+B-Ls-7=50+16+8+16-47=43mm 取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离 c=15mm已知中间轴上大齿轮轮 毂长B=50mm中间轴上小齿轮轮毂长 B=78mm则 14-5=s+a+B+c+B

34、/2-37.5-l5-6=72.5mm6.1.3轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸，齿轮、V带轮与轴的周向定位均采取平键联接，查表4-1，得齿轮：键宽 b h=10mm*8mm,L=50mmV带轮：b h=8mm*7mm,L=50mm6.1.4确定轴上圆角和倒角尺寸根据表 12-2 ，取轴段倒角为 2 450，轴肩处 R=1.6mm6.1.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图,做出轴的计算简图,对于6206向心轴承，由a=,因此 作为简支梁的轴的支承跨距图6-1轴的载荷分布图计算支反力从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面，作为简支梁 的轴的支承跨距L2+L3=110

35、mm+57mmL将计算出截面C处的MH、MV及M的值如 表所示：载荷水平面H垂直面V支反力FFnh=927.4NFnh=1781.6NFnv=520.1NFnv2=994.4N弯矩MM=101550.3N.mmM=56950.95N.mm总弯矩M=M=116428.434N.mm扭矩TT3=1283520N.mm6.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据文献【1】中式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应 力为对称循环变应力，取0.6，轴的计算应力ca58M pa 180MpaJm； ( T3)2 = ；1164

36、282 (0.6 12835202W V0.1 513前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1的表12-1查得-1 180Mpa因此ca 1，所以此轴是安全的6.1.7精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面。截面A，n，m，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及 过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度， 但由于轴的最小径是按扭转 强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面 V和V： |处的过盈配合引起的应力 集中最为严重；从受载的情况来看，截面 C上的应力最大。截面V的应力集中 的影响和截面V：|的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必 做强

37、度校核。截面C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)，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必要校核。截面V 和V显然更不必要校核。由文献【1的第三章附录可知，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W左右两侧即可。(2)截面V ： I右侧333抗弯截面系数 w 0.1d0.1 302700mm3抗扭截面系数 Wt0.2 305400mm110 43截面厂|右侧的弯矩M为 M 11642870951N.mm110截面w上的扭矩t3为T 3=1283520N.mm截面上的弯曲应力为 b 7095126.28MpaW 2700237Mpa截面上的扭转切

38、应力T31283520TWt5400轴的材料为45钢，调制处理。由文献【1】中的表15-1查得b 640MPa ,1 275MPa，1 155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 根据文献【1】中的附表3-2查取。因为匚 16 0.05，2.1，经插值后可查得d 30rK 2.09,K1.66查得尺寸系数0.78，扭转尺寸系数0.74轴按车削加工，查得表面质量系数为0.92，轴未经表面硬化处理，按q 1，则得综合影响系数为（K）D2.090.78 0.922.91，(K )d2.4于是，计算安全系数Sea的值，按文献【1】中的式（15-6 ）（15-8）贝9得1(K )d a270

39、26.28 1.954(Kd aSca于 7 S 1.5Js S故可知其安全。6.1.7.3 截面V：|左侧抗弯截面系数W0.1d30.1 483mm311059.2mm3抗扭截面系数W0.2d3330.2 48 mm 22118.4mm截面W右侧的弯矩M为M3511642864682N mm63截面W上的扭矩T3为T 3=1283520N.mm截面上的弯曲应力为BM646825.8MpaW11059.2截面上的扭转切应力T128352058MpaWT22118过盈配合处的-，由文献【1】的附表3-8用插值法求出，并取 -0.8匕，于是得2.850.8 1.861.488轴按磨削加工，由文献【

40、1】中的附图3-4得表面质量系数为0.87故得综合系数为k 11K12.32512.4740.8711.4880.8711.637于是，计算安全系数Sca的值，按文献【1】中的式（15-6 ）（15-8）贝9得27529.272.474 3.7981551.8756.53020.05 溼25.251K am虽竺' 19.1.29.272 25.252故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。 再加上设计中的运输机有平稳的特 点，所以就无大的瞬时过载及其严重的应力循环不对称性， 所以可以省略静强度 校核。轴的设计基本上就这样了。6.2中速轴的结构设计及计算由前面计算得 轴2转速n294.6r/

41、min转矩 T2372.5Mpa功率 p,3.69KW1. 选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力；由于减速器为普通用途，中小功率，选用 45号钢调质处理查表 12-1强度极限B 650Mpa ； 1 180Mpa71|2. 估算轴的最小直径查表12-3 取A=110dminA3 P2 110 3 3.69 37.71mm 100mmrh94.6考虑轴1有二个键槽，将上述最小轴径增大 5%即dmin 37.71 37.71 0.0539.6mm 取 dmin 40mm。此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选1209其尺寸为：d D B

42、45 85 19故di 2=45mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取 19mn所以L1 2=38mm3. 求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2268.26mm， d3 124mm2T22 6680004980.23 Nd2268.26Fr = t tan a口 = 4980.23 X tan20 = 1891.33N同理可解得:Ft22T2d32 66800012410774.19 NFr2 Ft2 tan n 10774.19 tan 20。 2921.48 N4. 轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图如下图所示（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.2 至3段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为74mm为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取L2