毕业论文-慢动卷扬机传动装置设计26380.doc

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1、机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书 设计题目慢动卷扬机传动装置设计 机电工程学院 机械设计制造及其自动化专业 A08 机械（2）班 设计者 钱鉴鹏 080103120 指导教师 胡晓珍 史小敏 2010 年 1 月 8 日 目 录 一、设计任务书一、设计任务书3 二、传动装置的总体设计二、传动装置的总体设计3 （一）传动方案的分析和拟定（一）传动方案的分析和拟定3 （二）电动机的选择（二）电动机的选择4 （三）传动装置的总传动比的计算和分配：（三）传动装置的总传动比的计算和分配：6 （四）传动装置的运动和动力参数计算（四）传动装置的运动和动力参数计算7 三、传动零件的设计计

2、算三、传动零件的设计计算7 （一）一）V 型带及带轮的设计计算型带及带轮的设计计算7 （二）高速级齿轮副的设计计算（二）高速级齿轮副的设计计算9 （三）低速级（三）低速级齿齿轮的设计计算轮的设计计算12 四、轴系零件的设计计算四、轴系零件的设计计算.17 （一）轴的设计计算（一）轴的设计计算17 1、输入轴的设计计算17 2、中间轴的设计计算22 3、输出轴的设计计算26 （二）滚动轴承的校核（二）滚动轴承的校核30 （三）联轴器和键联接的选用说明和计算（三）联轴器和键联接的选用说明和计算35 联轴器的选择与校核联轴器的选择与校核35 键连接的选择与校核键连接的选择与校核35 1、低速级轴承键

3、的选择与校核35 2、中间级轴承键的选择与校核36 3、高速级轴承键的选择与校核36 五、减速器的润滑设计五、减速器的润滑设计37 六、箱体、机架及附件的设计六、箱体、机架及附件的设计.37 （一）（一） 、减速器箱体的结构设计、减速器箱体的结构设计38 （二）（二） 、减速器箱体的附件设计、减速器箱体的附件设计39 设计小结设计小结 .43 参考资料参考资料44 一、设计任务书一、设计任务书 、原始数据 钢绳拉力 F（kN）20 钢绳速度 V（m/min）20 滚筒直径 D（mm）350 、已知条件 1） 钢绳拉力 F； 2）钢绳速度 V； 3）滚筒直径 D； 4）工作情况： 单班制，间歇工

4、作，经常正反转，启动和制动，载荷变动小； 5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35C 左右，三相交流电； 6）使用折旧期 10 年，3 年大修一次； 7）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。 8）提升速度允许误差5% 。 、参考传动方案 二、传动装置的总体设计二、传动装置的总体设计 （一）传动方案的分析和拟定 1、将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将 带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。 2、选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得

5、较小的几何 尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而 且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。 3、将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输 入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性 （二）电动机的选择 1、选择电动机类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。 2、选择电动机的容量 电动机工作功率为kW, kW w d a p p 1000 w FV

6、 p 因此 Kw 1000 d a FV p 由电动机至运输带的传动效率为 242 1234a 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。 1234 、 取，（滚子轴承），（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率）， 1 0.96 2 0.98 3 0.97 ，则 4 0.96 242 0.960.980.970.960.79 a 所以 20 1000 1/3 8.43 10001000 0.79 d a FV pkW 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为 60 100060 1000 1/3 18.20 /min 3.14 350 v nr D 按指导书上表 1 推荐的传动比合理范围，取

7、 V 带传动的传动比，二级圆柱齿轮减速器传 1 2 4i 动比，则总传动比合理范围为，故电动机的转速范围为 2 8 40i 16 160 a i (16 160) 18.2291.2 2912 /min da ninr 符合这一范围的同步转速有 750 和 1500 。/minr/minr 根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案， 如表： 电动机转速 r/min 传动装置的传动比方案电动机 型号 额定功 率 kW ed p同步转 速 满载转 速 总传动 比 V 带传 动比 减速器 1Y132M-811750730121.863.238.08 2Y160M-6

8、1115001460125.653.535.90 综合考虑电动机和传动装置的重量、噪声和带传动、减速器的传动比，可见方案 1 比较适合， 因此选定电动机型号为 Y132M-8，其主要性能见下表： 型号 额定 功率 kW 满载时堵转电流 额定电流 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 转速 r/min 电流 (380V 时)A 效率 % 功率 因数 Y132M-811 7306.5870.786.522 电动机主要外形和安装尺寸列于下表 中心高 H外形尺寸 (/2)LACADHD 底脚安装 尺寸 A B 地脚螺栓 孔直径 轴伸尺寸 DE 装键部位 尺寸 FG 132645 417.5 3852

9、54 2541542 11012 26 （三）传动装置的总传动比的计算和分配 1、总传动比 730 40.1 18.2 m a n i n 2、分配传动装置传动比 0a iii 式中分别为带传动和减速器的传动比。 0 ii、 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 （实际的传动比要在设计 V 带传动时，由所选大、 0 3i 小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为： 0 40.1 13.33 3 a i i i 3、分配减速器的各级传动比 展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由指导书图 12 展开式曲线查得， 1 4.3i 则。 2 1 13.33 3.1 4.3 i i

10、 i （四）传动装置的运动和动力参数计算 1、各轴转速 轴 0 730 243 /min 3 m n nr i 轴 1 243 56.59 /min 4.3 n nr i 轴 2 56.59 18.25 /min 3.1 n nr i 2、各轴输入功率 轴 011 8.43 0.968.09 dd pppkW 轴 1223 8.09 0.98 0.977.69pppkW 轴 2323 7.69 0.98 0.977.31pppkW 卷筒轴 3424 7.31 0.98 0.997.10 V pppkW 3、各轴输出功率 轴 0.988.09 0.987.93ppkW 轴 0.987.69 0.

11、987.54ppkW 轴 0.987.31 0.987.16ppkW 卷筒轴 0.987.10 0.986.96 VV ppkW 4、各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 8.43 95509550110.28 730 d d m p TN m n 轴 00011 110.28 3 0.96317.6 dd TTiTiN m 轴 111223 317.61 4.3 0.98 0.971298.28TT iT iN m 轴 222323 1298.28 3.1 0.98 0.973825.84TTiTiN m 卷筒轴 24 3825.84 0.98 0.963711.83 V TTN m 5、各轴输出

12、转矩 轴 0.98317.61 0.98311.26TTN m 轴 0.981298.28 0.981272.31TTN m 轴 0.983825.84 0.983749.32TTN m 卷筒轴 0.983711.83 0.983637.59 VV TTN m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 效率 P kW 转矩 T N m 轴名 输入输出输入输出 转速 n r/min 传动比 i 电动机轴 8.43110.28730 轴 8.097.93317.61311.26243 轴 7.697.541298.281272.3156.59 轴 7.317.163825.843749.3218.25

13、卷筒轴 7.106.963637.593537.5918.25 3 4.3 3.1 三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算 （一）V 型带及带轮的设计计算 1、确定计算功率 ca p 由书本表 8-7 查得工作情况系数，故1.1 A K 11 1.112.1 caA pKPkW 2、选择 V 带的带型 根据,由书本图 8-11 选用 A 型带。12.1730 /min cam pkWr、n 3、确定带轮的基准直径、实际传动比并验算带速 V d d 1）初选小带轮的基准直径。由书本表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径。 1d d 1 150 d dmm 2)验算带速 V 1 3.1

14、4 150 730 /5.73/ 60 100060 1000 dm d n vm sm s 因为 5m/s试选载荷系数。1.6 tk 2计算小齿轮传递的转矩 1 1298 .TN mm 3由表 10-7 取。1 d 4由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 1 2 189.8 Ea zMP 5由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳 lim1 600 H MPa 强度极限。 lim2 550 H MPa 6由式计算应力循环次数60 h Nn jL 9 1 6060 243 18 300 101.056 10 h jL Nn 9 8 2 1.05 10 2

15、.28 10 4.6 N 7由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，。 1 1.0 HNK 2 1.06 HNK 8计算接触疲劳许用应力(失效概率 1%,安全系数 S=1) 1lim1 1 1 600600 HNH MPa S K 2lim2 2 1.06 550583 HNH MPa S K 9许用接触应力。 12 600583 591.5 22 H HH MPaMPa 10由图 10-30 选取区域系数。2.433 H z 11由图 10-26 查得，则。 1 0.78 2 0.9 12 0.790.891.68 2）计算 1试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得 1t d 3 2 1 4

16、 4.6 12.433 189.8 ()78.5 1 1.684.6583 2 1.6 31.7 10 t mmmm d 2计算齿轮的圆周速度 1 3.14 78.5 243 0.99 60 100060 1000 t d n m v s 3计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 78.578.5 dt bdmmmm 1 1 cos 78.5 cos14 3.78 30 t nt d mm z m 2.252.25 3.788.505 nt hmmm 78.5 9.2 8.505 b h 4计算纵向重合度 1 0.318tan0.318 1 20 tan141.586 dZ 5计算载荷系数 已知

17、使用系数，根据，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数由表1 AK 0.99mv s 1.11 vK 10-3 查得,从表 10-4 查得,由图 10-13 查得=1.35,故载荷系1.2 HF KK 1.421 HK FK 数 1.1 1.11 1.421 1.21.89 AVHHKK K K K 6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1.89 78.582.44 1.6 t t K mm dd K 7计算模数 nm 1 1 cos14 82.44 cos14 3.99 20 n mm d m Z 3、按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos FaSa n

18、F d KTY Y Y m Z 1）确定公式内的各计算数值 1计算载荷系数 1 1.11 1.2 1.351.798 AVFFKK K K K 2根据纵向重合度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数。1.586 0.88Y 3由图 10-20d 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 1 500 FE MPa 2 380 FE MPa 4由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.85 FNK 2 0.88 FNK 5计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 11 1 0.85 500 303.57 1.4 FNFE FMPa S K 22 2 0.88 380

19、 238.86 1.4 FNFE FMPa S K 6查取齿形系数 由表 10-5 查得 1 2.74 Fa Y 2 2.18 Fa Y 7查取应力校正系数 由表 10-5 查得 1 1.56 Sa Y 2 1.79 Sa Y 8计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2.74 1.56 0.01408 303.57 FaSa F YY 22 2 2.18 1.79 0.01634 238.86 FaSa F YY 经比较得大齿轮的数值大。 9计算当量齿数 1 1 33 20 21.89 coscos 14 v z z 2 2 33 92 100.71 coscos 14 v

20、 z z 2) 设计计算 2 42 1 3 3 22 1 2cos 2 1.798 31.7 100.88cos 14 0.016344.2 1.68 1 20 FaSa n F d KTY Y Y mm m Z 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， nm 取，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4.5 n mm m 的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 1 82.44mm d ，取， 1 1 cos82.44cos14 18 4.5 n d Z m 1 18 Z 则，取。 21 18 4.683i ZZ 2 83 Z

21、4、几何尺寸计算 1计算中心距 12 18831.5 208 2cos2cos14 n m amm ZZ 将中心距圆整后取。205amm 2按圆整后的中心距修整螺旋角 12 18834.5 arccosarccos14.06 22 205 n m a ZZ 因值改变不大，所以参数、等不必修正。 K H Z 3计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 18 4.5 74.2 coscos14.06 n dmm mZ 2 2 83 4.5 342 coscos14.06 n dmm mZ 4计算齿轮宽度 1 1 74.274.2 d bmm d 取齿宽 ：=75mm, =80mm 2 B 1 B （三）低

22、速级齿轮的设计计算 1、选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理 由表 10-1 选得小齿轮的材料均为（调质），硬度为 280HBS；40 r c 大齿轮的材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者的硬度差为 40HBS。 2）精度等级选用 8 级,选取小齿轮比为，则大齿轮,取， 1 20z 211 20 3.162zzi 2 62z 螺旋角14 2、按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 2 11 3 1 1 1( ) 2 HE t d H i t i T kZ Z d 1）确定公式内的各计算 数值 1试选载荷系数。1.6 tk 2计算小齿轮传递的转矩 6 1 1 955000

23、0 7.69 95500001.298 10 56.59 p TN mmN mm n 3由表 10-7 取。1 d 4由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 1 2 189.8 Ea zMP 5由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳 lim1 600 H MPa 强度极限。 lim2 550 H MPa 6由式计算应力循环次数60 h Nn jL 7 1 6060 56.59 18 300 108.149 10 h jL Nn 7 7 2 8.149 10 2.63 10 3.1 N 7由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，。 1 1.16 HNK 2

24、 1.22 HNK 8计算接触疲劳许用应力(失效概率 1%,安全系数 S=1) 1lim1 1 1.16 600696 HNH MPa S K 2lim2 2 1.22 550671 HNH MPa S K 9许用接触应力 12 696671 683.5 22 H HH MPaMPa 10由图 10-30 选取区域系数。2.433 H z 11由图 10-26 查得，则。 1 0.79 2 0.85 12 0.790.851.64 2）计算 1试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得 1t d 3 2 1 6 3.1 12.433 189.8 ()92.1 1 1.643.1671 2 1.6

25、1.298 10 t mmmm d 2计算齿轮的圆周速度 1 3.14 92.1 56.59 0.27 60 100060 1000 t d n m v s 3计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 92.192.1 dt bdmmmm 1 1 cos 92.1 cos14 4.46 20 t nt d mm z m 2.252.25 4.4610.044 nt hmmm 92.1 9.2 10.044 b h 4计算纵向重合度 1 0.318tan0.318 1 20 tan141.586 dZ 5计算载荷系数 已知使用系数，根据，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数由1.1 AK 0.

26、27mv s 1.05 vK 表 10-3 查得,从表 10-4 查得,由图 10-13 查得=1.35,故载荷1.2 HF KK 1.421 HK FK 系数 1 1.05 1.421 1.21.79 AVHHKK K K K 6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1.79 92.195.616 1.6 t t K mm dd K 7计算模数 nm 1 1 cos14 95.616 cos14 4.626 20 n mm d m Z 3、按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos FaSa n F d KTY Y Y m Z 1）确定公式内的各计算数值 1计算载荷

27、系数 1 1.05 1.2 1.351.701 AVFFKK K K K 2根据纵向重合度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数。1.903 0.88Y 3由图 10-20d 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 1 500 FE MPa 2 380 FE MPa 4由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.92 FNK 2 0.95 FNK 5计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1 11 1 0.92 500 328.57 1.4 FNFE FMPa S K 22 2 0.95 380 257.86 1.4 FNFE FMPa S K 6查取齿形系数 由表

28、10-5 查得 1 2.74 Fa Y 2 2.26 Fa Y 7查取应力校正系数 由表 10-5 查得 1 1.56 Sa Y 2 1.74 Sa Y 8计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2.74 1.58 60.0130 328.57 FaSa F YY 22 2 2.26 1.74 0.0150 257.86 FaSa F YY 经比较得大齿轮的数值大。 9计算当量齿数 1 1 33 24 021.89 coscos 14 v z z 2 2 33 62 67.87 coscos 14 v z z 2) 设计计算 2 62 1 3 3 22 1 2cos 2 1.

29、701 1.298 100.88cos 14 0.0154.8 1.64 1 20 FaSa n F d KTY Y Y mm m Z 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， nm 取，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5 n mm m 分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 1 95.6mm d ，取， 1 1 cos95.6 cos14 19 5 n d Z m 1 19 Z 则，取。 21 19 3.159i ZZ 2 115 Z 4、几何尺寸计算 1计算中心距 12 21 593.5 5200.9 2cos2cos

30、14 n m amm ZZ 将中心距圆整后取。269amm 2按圆整后的中心距修整螺旋角 12 19595 arccosarccos14.07 22 200 n m a ZZ 因值改变不大，所以参数、等不必修正。 K H Z 3计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 19 5 97.9 coscos14.07 n dmm mZ 2 2 59 5 304 coscos14.07 n dmm mZ 4计算齿轮宽度 1 1 97.997.9 d bmm d 取齿宽 ：=98mm, =103mm 2 B 1 B 高、低速级齿轮参数 名称高速级低速级 中心距 a(mm)208200 法面摸数(mm) 4.55

31、 螺旋角（） 14.0614.07 齿顶高系数 * a h 11 顶隙系数c 0.250.25 压力角 2020 1819齿 数 8159 （mm） 74.297.9分度圆 直径 (mm) 342304 （mm） 80 103齿 宽 （mm） 75 98 齿轮等级精度 8 8 材料及热处理 、45，并经调质及表面40 r c 淬火，齿轮硬度分别为 280HBS、240HBS 、45，并经调质及表面40 r c 淬火，齿轮硬度分别为 280HBS、240HBS 四、轴系零件的设计计算四、轴系零件的设计计算 1、输入轴的设计计算、输入轴的设计计算 1）输入轴上的功率、转速及转矩 1 p 1n1T

32、11 1 8.09,243 /min,317KWrN m p nT 2）求作用在齿轮 1 上的力 因已知齿轮分度圆直径 1 =74.2mm d 3 1 1 1 22 317 = =19812.5N 74.2 T10 d tF 1 tan 19812.5 tan20 =7434N coscos14.06 Ftn rF 1 = tg =19812.514.06 =4962N Fat tg F 3）初步确定轴的最小直径 先按式（152）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 153，取 ，于是得： 0=100A 1 3 3 omin 1 8.09 =100=32mm 243

33、 dA P n 4）轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案，如图所示 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面=32mm，查表查得平键截面， 1 2d 10 8b hmm 键长为 56mm，它们之间的配合采用。 7 6 H K 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 mm，左段 2、3、4 处轴肩的倒角为mm,右端轴肩角半径1.6 45 1.6R R=2mm。 5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 30208,由手册中可查得 a=17mm,作为简支梁的轴的支

34、承跨距 。对轴进行计算并做 23 200.7555.5256.25mm ll 出弯矩图和扭矩图。 对水平面进行计算： 12 2 233 19812.5 () NHNHt NHt FFFN FF lll 1 2 5503 14307.8 NH NH FN FN 12 1251932.5 HNH N mm lMF 对垂直面进行计算： 12 2 233 7434 () NVNVr NVr a FFFN FF lllM 1 2 2439 4995 NV NV FN FN 113 560970 vNV N mm lMF 222 437062.5 vNV N mm lMF 求总的弯矩，即合成弯矩： 222

35、2 1 1 (1251932.5)(560970)5750000 HV MMN mm M 2222 2 2 (1251932.5)(437062.5)4570000 HV MMN mm M 扭矩239300TN mm 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 7434,14307.8 NHNH FN FN 12 2439,4995 NVNV FN FN 弯矩 M 1 1251932.5 H MN mm 12 560970,437062.5 VV MN m MN m 总弯 矩 M 12 5750000,4570000MN m MN m 扭矩 T 317000TN mm 6）按弯曲合成应力校核

36、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的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则： 222 2 1 3 57600000.6 317000 16.27 0.1 54.4 caa T MP W M 前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表的60Mpa,因此判断危险截面 从受载情况来看，截面 c 上的应力最大，截面 c 上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的 直径最大，故截面 c 也不必校核。因而只需校核截面 5 左右两侧即可。 2截面 5 左侧 抗弯截面系数： 333 0.10.1 4710382Wdmm 抗弯截面系数： 3

37、33 0.20.2 4720765 T Wdmm 截面左侧的弯矩 M 为： 12 12 30 472870424121 .MN mm l l l l 截面上的扭矩 T 为：T=239300N.mm 截面上的弯曲应力： 424121 40.47 10382 b M Mpa W 截面上的扭转应力： 317000 16.52 20765 T T T Mpa W 材料 45 钢，调质处理，查表 15-1 得，。640 B Mpa 1 275Mpa 1 155Mpa 截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数： 因 查得， 2 0.04 47 r d 54.4 1.16 47 D d 1.90 1.23 由附

38、图 3-1 得轴材料的敏性系数：，0.82q0.85q 应力集中系数为： 1(1)1 0.82 (1.90 1)1.74kq 1(1)1 0.85 (1.31 1)1.26kq 由附图 3-2 查得尺寸系数；由附图 3-3 得扭转尺寸系数。0.72 0.82 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92 轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：1 q 11.741 112.50 0.720.92 k K 11.261 112.62 0.820.92 k K 碳钢的特性系数：，取=0.10.1 0.2 ，取0.050.1 :0.05 计算安全系数，则得： ca S 1 275 2

39、.69 2.5 40.470.1 0 am S K 1 155 10.08 11.5211.52 2.620.05 22 am S K 2222 2.69 10.08 2.61.5 2.6910.08 ca S S SS SS 故可知其安全。 3截面 5 右侧 抗弯截面系数： 333 0.10.1 54.416099Wdmm 抗弯截面系数： 333 0.20.2 54.432198 T Wdmm 截面左侧的弯矩 M 为：424121 .MN mm 截面上的扭矩 T 为：T=239300N.mm 截面上的弯曲应力： 424121 26.34 16099 b M Mpa W 截面上的扭转应力： 3

40、17000 12.19 32198 T T T Mpa W 过盈配合处的值，由附表 3-8 求出，并取 k 0.8 kk 2.3 k 0.8 2.31.84 k 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92 11 12.312.39 0.92 k K 1 1.8411.93 0.92 K 计算安全系数，则得： ca S 1 275 4.37 2.39 26.340.1 0 am S K 1 155 21.78 7.197.19 1.930.05 22 am S K 2222 4.37 21.78 4.281.5 4.3721.78 ca S S SS SS 故可知其截面右侧强度也是

41、足够的。 致此，轴的设计计算即告结束。 2、中间轴的设计计算 1）中间轴上的功率、转速及转矩 2 p 2n2T 12 2 7.7,56.59 /min,1298KWrN m p nT 2）求作用在齿轮 3 上的力 因已知齿轮分度圆直径 3 =51.4mm d 3 2 3 3 22 1298 = =50505N 51.4 T10 d tF 3 3 tan 50505 tan20 =18950N coscos14.06 Ftn rF 33 = tg =5050514.06 =12648.5N Fat tg F 3）初步确定轴的最小直径 先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢

42、，调质处理。根据表 153，取 ，于是得： 0=100A 3 3 3 omin 3 7.7 =100=51.4mm 56.59 dA P n 4）轴的结构设计 1拟定轴上零件的装配方案，如图所示 2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 0.07d，取 h=6mm，直径。 3 4 80mm d 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面，查表查得平键截面， 2 3 62mm d 18 11b hmm 键长为 110mm；按截面，查表查得平键截面，键长为 50mm 它们 4 5 75mm d 20 12b hmm 之间的配合采用。 7 6 H K 6 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为，轴段 2、6 处轴肩的倒角为mm,轴段 3、4、5 的倒角2 45 mm 1.6R 为 R=2mm。 5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 30211,由手册中可查得 a=21mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。对轴进行计算并做出弯矩图 23 85 102187mm ll 和扭矩图。 对水平面进行计算： 12 32 11 2123323 0 ()()0 NHNH tt NHt t FFN FFN FF l lllllF