二级圆柱齿轮减速器的设计

1、 二级圆柱齿轮减速器的设计 设计题目： 二级圆柱齿轮减速器 设计要求设计要求设计要求设计要求： 运输带拉力 f = 3400 n 运输带速度 v = 1.3 m/s 卷筒直径 d = 320 mm 滚筒及运输带效率 =0.94 。要求电动机长期连续运转，载荷不变或很少变化。电动机的额定功率ped稍大于电动机工作功率pd。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差为 4%，要求齿轮使用寿命为10年，传动比准确，有足够大的强度，两班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，要求轴有较大刚度，试设计二级圆柱齿轮减速器。 设计进度要求设计进度要求设计

2、进度要求设计进度要求： 第一周：熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。 第二周：完成减速器的设计及整理计算的数据，为下步图形的绘制做准备。 第三周：完成了减速器的设计及整理计算的数据。 第四周：按照上一阶段所计算的数据，完成零部件的cad的绘制。 第五周：根据设计和图形绘制过程中的心得体会撰写论文，完成了论文的撰写。 第六周：修改、打印论文，完成。 指导教师指导教师指导教师指导教师（签名签名签名签名）：）：）：）： xxxxxxxxxxx 第2页 摘摘摘摘 要要要要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是： 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴

3、之间的运动和动力； 适用的功率和速度范围广； 传动效率高，=0.92-0.98； 工作可靠、使用寿命长； 外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛。齿轮减速器按减速齿轮的级数可分为单级、二级、三级和多级减速器几种；按轴在空间的相互配置方式可分为立式和卧式减速器两种；按运动简图的特点可分为展开式、同轴式和分流式减速器等。单级圆柱齿轮减速器的最大传动比一般为810，作此限制主要为避免外廓尺寸过大。若要求i10时，就应采用二级圆柱齿轮减速器。二级圆柱齿轮减

4、速器应用于i：850及高、低速级的中心距总和为250400mmm的情况下。 本设计讲述了带式运输机的传动装置二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。运用autocad软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。 关键词：齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率xxxxxxxxxxx 第3页 目目目目 录录录录 摘 要 . 2 1 传动装置总体设计 . 1 1.

5、1传动简图 . 1 1.2 拟定传动方案 . 2 1.3 选择电动机 . 2 1.4 确定传动装置的总传动比及其分配 . 3 1.5计算传动装置的运动及动力参数 . 3 2 设计计算传动零件 . 5 2.1 高速齿轮组的设计与强度校核 . 5 2.2 高速齿轮组的结构设计 . 8 2.3 低速齿轮组的设计与强度校核 . 9 2.4 低速齿轮组的结构设计 . 12 2.5 校验传动比 . 13 3 设计计算轴 . 14 3.1 低速轴的设计与计算 . 14 3.2 中间轴的设计与计算 . 15 3.3 高速轴的设计与计算 . 15 4 键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择 . 23 41选

6、择和校验键联接 . 23 42齿轮的润滑 . 23 43滚动轴承的润滑 . 24 44 润滑油的选择 . 24 45密封方法的选取 . 24 结 论 . 25 致 谢 . 26 参考文献 . 27 附 录 . 28 指导教师评语 . 29 xxxxxxxxxxx 第1页 1 传动装置传动装置传动装置传动装置总体设计总体设计总体设计总体设计 1.11.11.11.1传动简图传动简图传动简图传动简图 绘制传动简图如下： 从带的拉力、带的速度、卷筒直径、齿轮的工作寿命等多方面因素考虑，选择并确定传动简图。 1-1 传动简图 xxxxxxxxxxx 第2页 1.21.21.21.2 拟定传动方案拟定传

7、动方案拟定传动方案拟定传动方案 采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）。 高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 840 1.31.31.31.3 选择电动机选择电动机选择电动机选择电动机 稳定运转下工件主轴所需功率： kwfvpw420.410003.134001000= 工作机主轴转速为： min/627.7732014.33.1100060100060rxdvn

8、= 工件主轴上的转矩： 1电动机 2.联轴器 3.底座 4.齿轮轴 5.大齿轮 6.联轴器 7.卷筒 图1-2 齿轮啮合图 xxxxxxxxxxx 第3页 mnnpt?=767.543627.779550420.49550 如图1-2所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮，因其速度不高，选用7级精度(gb10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下： 弹性柱销联轴器： = 0.9925 滚子轴承： = 0.98 闭式圆柱齿轮（7级）： = 0.98 凸缘联轴器（刚性）： = 0.97 滚筒及运输带效率： = 0.94 所以，电动机

9、至工件主轴之间的总效率为： = 0.99250.980.980.980.980.980.970.980.94 = 0.8264 所以电动机所需功率为 kwppd3485.58264.0420.4= 选取电动机的转速为 n = 1500min/r，查9表16-1,取电动机型号为y132s-4，则所选取电动机： 额定功率为 kwped5.5= 满载转速为 min/1440rnm= 1.41.41.41.4 确定传动装置的总传动比及其分配确定传动装置的总传动比及其分配确定传动装置的总传动比及其分配确定传动装置的总传动比及其分配 总传动比 55.18627.771440=nnim 选用浸油深度原则，查

10、表得 1i=5.3 ；2i=3.5； 1.51.51.51.5计算传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数 各轴转速： n = min/1440rnm= n = min/70.2713.514401rin= xxxxxxxxxxx 第4页 n = min/628.775.370.2712rin= 各轴输入功率： kwppd3084.59925.03485.501= kwpp0982.598.098.03084.512= kwpp8963.498.098.00982.523= 电动机的输出转矩：mnnptmdd?=471.359

11、550 各轴输入转矩： mnnpt?=2050.359550 同理 mnt?=1969.179 mnt?=355.602 xxxxxxxxxxx 第5页 2 设计计算传动零件设计计算传动零件设计计算传动零件设计计算传动零件 标准减速器中齿轮的齿宽系数a=b/a（其中a为中心距） 对于一般减速器取齿宽系数 a=0.4 2.12.12.12.1 高速齿轮组的设计与强度校核高速齿轮组的设计与强度校核高速齿轮组的设计与强度校核高速齿轮组的设计与强度校核 2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； (2)运输机为一般工

12、作机器，速度不高，故选用7级精度（gb1009588）； (3)材料选择。由文献2表101,选择小齿轮材料为40rc（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。 (4)初选小齿齿数1z=24，大齿轮齿数为2z=5.31z=127.2，取2z=128。 2.1.2 按齿面接触强度设计 3211)()1(2hehadttzzuutkd+ 2.1.3 确定公式内的数值 (1)试选 载荷系数tk=1.6，由文献2图1030选取节点区域系数 hz=2.433 (2)由文献2图1026查得 1a=0.771 、 2a=0.820 所以 a =1

13、.591 (3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=0.5(1+u) a=0.5(1+5.3)0.4=1.26 (4)查表材料的弹性影响系数 ez=189.8mpa (5)由表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 1limh=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 2limh=mpa 550 (6)计算应力循环次数 1n=60njhl=6014401(2830010)=4.1472910 xxxxxxxxxxx 第6页 同理 2n=7.825x810 由文献2图1019查得接触疲劳寿命系数 1hnk=0.9 、2hnk=0.97 (7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 s=1

14、.05 ，则 1h = 1hnk1limh/s=514.2mpa 2h = 2hnk2limh/s=508mpa 所以 h=（514.2+508）/2=511.1mpa 2.1.4 基本数据计算 (1)由小齿轮分度圆直径 3211)()1(2hehadttzzuutkd+=36.70mm 圆整为37mm (2)计算圆周速度 v=10006011xndt=2.813m/s (3)计算齿宽b及模数ntm b=dtd1=46.55mm ntm=mm494.1cos11=zdt 圆整为ntm=1.5 h=2.25ntm=3.375mm 螺旋角=b/h=13.715 (4)计算纵向重合度 =0.318d

15、1ztan=2.397 (5)计算载荷系数 k 已知使用系数ak=1，根据v=2.813m/s ，7级精度，由由文献3图10-8查得动载系数vk=1.054；由文献3表10-4查得416.11023.018.012.132=+=?bkdh 查文献3图10-13得37.1=fk；查文献3表10-3得4.1=fahakk xxxxxxxxxxx 第7页 所以 载花系数 k =akvkhakhk=2.089 (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 73.43311=ttkkddmm (7)计算模数 768.1cos11=zdmnmm 圆整为2mm 2.1.5 按齿根弯曲强度设计 32121cos

16、2fadsafanzyyyktm 2.1.6 确定计算参数 (1)计算载荷系数 k =akvkfakfk=2.021 (2)由纵向重合度=2.397，查文献3图10-28得螺旋角影响系数y=0.8846 (3)计算当量齿数 27.26cos211=zzv 同理 2vz=140.12 (4)查取齿形系数 由文献3表10-5查得齿形系数599.21=fay； 148.22=fay 应力校正系数595.11=say； 2say=1.822 (5)由文献3图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 mpafe5001=； mpafe3802= (6)由文献3图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 85.01

17、=fnk；90.02=fnk (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4；则 mpaskfefnf57.303111=； 同理2f=244.285mpa xxxxxxxxxxx 第8页 (8)计算大、小齿轮的fsafayy，并加以比较 111fsafayy=0.01365 222fsafayy=0.01602 所以,大齿轮的数值大 2.1.7 模数设计计算 32121cos2fadsafanzyyyktm=1.1832mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按

18、接触疲劳强度算得的分度圆直径 mm73.431=d来计算应有的齿数。于是有 nmdzcos11=21.21 取圆整为1z=21 则2z=u1z=111 2.1.8 计算中心距 a=04.136cos2)(21=+nmzzmm 圆整为 137 mm 2.1.9 按圆整的中心距修正螺旋角 2138311552716.152)(arccos=+=amzzn 因值改变不多，故参数a、k、hz等不必修正。 2.1.10 计算大、小齿轮的分度圆直径 59.43cos11=nmzdmm 同理 2d=230.41mm 2.1.11 计算齿轮宽度 b=1dd=54.923mm 圆整后取552=bmm 1b=60

19、mm 2222.2 .2 .2 .2 高速齿轮组的结构设计高速齿轮组的结构设计高速齿轮组的结构设计高速齿轮组的结构设计 齿根圆直径为 =+?=nnafmchdd)(2*1143.59-2(1+0.25)2=38.59mm xxxxxxxxxxx 第9页 41.2252=fdmm 齿顶圆直径为 59.4721259.432*11=+=+=nanamhddmm 41.2342=admm 2222.3 .3 .3 .3 低速齿轮组的设计与强度校核低速齿轮组的设计与强度校核低速齿轮组的设计与强度校核低速齿轮组的设计与强度校核 2.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)所示，选用斜齿圆柱齿轮

20、传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb1009588）； (3)材料选择。由文献2表101选择小齿轮材料为40rc（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。 (4)初选小齿齿数3z=24，大齿轮齿数为4z=3.5 3z=84。 2.3.2 按齿面接触强度设计 3223)()1(2hehadttzzuutkd+ 确定公式内的数值 (1)试选 载荷系数tk=1.6，由文献2图1030选取节点区域系数 hz=2.433 (2)由文献2图1026查得 3a=0.771

21、4a=0.980 所以 a =1.751 (3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=0.5(1+u) a=0.5(1+3.5)0.4=0.9 (4)查文献2表106得材料的弹性影响系数 ez=189.8 mpa (5)由文献2图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 3limh=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 4limh=550mpa (6)计算应力循环次数 4n=60njhl=6077.6281(2830010)=2.235810 同理 3n=7.825810 查得接触疲劳寿命系数 3hnk=0.97 4hnk=1.096 (7)计算接触疲劳许用应力 xxxxxxxxxxx

22、 第10页 取失效概率为1%，安全系数为 s=1.05 ，则 3h = 3hnk3limh/s=554.3mpa 4h = 4hnk4limh/s=574mpa 所以 h=564.15mpa 2.3.3 齿轮数据计算 (1)小齿轮分度圆直径 所以 3223)()1(2hehadttzzuutkd+=65.753mm (2)计算圆周速度 v=1000603xndt=0.935m/s (3)计算齿宽b及模数ntm b=dtd3=59.178mm ntm=658.2cos33=zdtmm h=2.25ntm=5.980mm 螺旋角= b/h=9.895 (4)计算纵向重合度 =0.318d1ztan

23、=1.713 (5)计算载荷系数 k 已知使用系数ak=1，根据v=0.935m/s ，7级精度，由文献2图10-8查得动载系数vk=1.042；由文献2表10-4查得279.110*23.018.012.132=+=?bkdh 查文献2图10-13得216.1=fk；查文献2表10-3得4.1=fahakk 所以 载荷系数 k =akvkhakhk=1.866 (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 21.69333=ttkkddmm xxxxxxxxxxx 第11页 (7)计算模数 798.2cos33=zdmnmm 圆整为3mm 2.3.4 按齿根弯曲强度设计 32322cos2fa

24、dsafanzyyyktm 2.3.5 确定计算参数 (1)计算载荷系数 k =akvkfakfk=1.774 (2)由纵向重合度=1.713，查得螺旋角影响系数y=0.8846 (3)计算当量齿数 492.25cos233=zzv 同理 4vz=89.222 (4)查取齿形系数 由文献2表10-5查得齿形系数610.23=fay； 202.24=fay 应力校正系数592.13=say； 4say=1.779 (5)由文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限mpafe5003=；mpafe3804= (6)由文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 90.03=fnk；95.04=fn

25、k (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4；则 mpaskfefnf43.321333=； 同理4f=257.86mpa (8)计算大、小齿轮的fsafayy，并加以比较 333fsafayy=0.012927 444fsafayy=0.015192 大齿轮的数值大 xxxxxxxxxxx 第12页 2.3.6 法面模数设计计算 32322cos2fadsafanzyyyktm=2.069mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm=3.0mm，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

26、径 mmd21.693=来计算应有的齿数。于是有 nmdzcos33=22.385 取3z=22 则4z=u3z=77 2.3.7 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=05.153cos2)(43=+nmzzmm 圆整为 154 mm (2)按圆整的中心距修正螺旋角 4332211535888.152)(arccos=+=amzzn 因值改变不多，故参数a、k、hz等不必修正。 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径 444.68cos33=nmzdmm 同理 4d=239.555mm (4)计算齿轮宽度 b=3dd=61.60mm 圆整后取564=bmm 3b=70mm 2222.4 .4 .4

27、.4 低速齿轮组的结构设计低速齿轮组的结构设计低速齿轮组的结构设计低速齿轮组的结构设计 齿根圆直径为 =+?=nnafmchdd)(2*3360.944mm 055.2324=fdmm 齿顶圆直径为 444.742*33=+=nanamhddmm 555.2454=admm xxxxxxxxxxx 第13页 2222.5 .5 .5 .5 校验传动比校验传动比校验传动比校验传动比 实际传动比为 5xi实 总传动比 55.18627.771440=nnim 所以传动比相对误差为 (18.55-18.5)/18.55=2.695% xxxxxxxxxxx 第14页 3 设

28、计计算轴设计计算轴设计计算轴设计计算轴 3333.1 .1 .1 .1 低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算 3.1.1 轴的基本设计 （1）列出轴上的功率、转速和转矩 kwpp8963.498.098.00982.523= n = min/628.775.370.2712rin= mnt?=355.602 （2）求作用在齿轮上的力 因已知的低速级大齿轮的分度圆直径为 4d=239.555mm 32211535888.15= 而圆周力nxdtft95.5028555.2396023552243= 径向力=costanntraff1898.18n 轴向力nff

29、ta32.1381tan= （3）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献5表15-3，取0a=120，则 767.473330min=npadmm xxxxxxxxxxx 第15页 图3-1低速轴 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径11?d处，如图3-1所示。为了使所选轴直径11?d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查文献5表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取ak=1.5，则： 联轴器的计算转矩为 mntktaca?=5325.903355.6025.13 所以，查标准gb/t 5843-1986，选用yl11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000nm。轴

30、孔长度l=112mm， 1l=84mm，轴孔直径 d=50mm。故取d?=50mm。 3.1.2 拟定轴上零件的装配方案 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为满足联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，所以取d?=55mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d =60mm（gb891-8921986）。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度就比1l稍短一些，现取 -l=80mm。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。由工作要求及d?=55mm，查gb/t297-1994，选择30212型号，其尺寸为

31、ddt=60mm110mm23.75mm，a=22.4mm。故mm60=?dd，而l?=23.75+15=38.75mm（取齿轮距箱体内壁间距为15mm），取为40mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得30212型轴承的定位轴肩高为9.5mm，所以 d?=69mm。 (3)取安装齿轮处的轴段-的直径d?=65mm，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，xxxxxxxxxxx 第16页 故取l?=60mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径为d?=77mm，轴环宽度b1.

32、4h，取l?=12mm。 (4)轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 30=lmm，故取mm50=?l。 (5)取中间轴上两齿轮间距为20mm，则l?=23.75mm，取为23mm；l?=15+55+（20-12）=78mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 (6)轴向零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b h = 20mm 12mm (gb/t 10961979)，长度为50mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的

33、对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键16mm10mm70mm，联轴器与轴的配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 (7)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2 45。 3.1.3 求轴上的载荷 首先作轴的计算简图。由轴的计算简图作轴的弯矩图和扭矩图如下： xxxxxxxxxxx 第17页 图3-2受力简图 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 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为： =+=watmca232)(16.104mpa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献5表15-1查得 1?=60mpa，因此是安全的。 3.1.5 精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面 截面a、b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中均将xxxxxxxxxxx 第18页 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地确定的，所以这几个截面均不需要

35、校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面和的应力集中的影响相近，但截面不受扭矩作用，故不必作强度校核。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也不必校核。截面、更不必校核。由第三章可知，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的左右两侧即可。 (2)截面左侧 抗弯截面系数 w=0.13d=274633mm 抗扭截面系数 tw=0.23d=549253mm 截面左侧的弯矩m为m=254928.86（144.9-32.5）/144.9

36、=197750.20nmm 截面上的扭矩 mnt?=355.602 截面上的弯曲应力 wmb=7.20mpa 截面上的扭转切应力 ttwt3=10.97mpa 轴的材料为45钢，调质处理。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a及a取。因为r/d=2/65=0.031；d/d=77/65=1.185 以a=2.56，a=1.98 又可得轴的材料敏感系数为 q=0.82，q=0.85 所以有效应力集中系数为 )1(1?+=aqk=2.279 =?+=)1(1aqk1.833 由附文献5图3-2得尺寸系数68.0=，得扭转尺寸系数=0

37、.82。 xxxxxxxxxxx 第19页 轴按磨削加,表面质量系数为92.0= 轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数值为 11?+=kk=3.438 11?+=kk=2.322 取碳钢的特性系数 1.0=，05.0= 求安全系数 mbks+=?1=16.76 221ttks+=?=11.91 22sssssca+=9.708 s=1.5 故可知其安全 (3)截面右侧 抗弯截面系数w公式计算， w=0.13d=45653.33mm 抗扭截面系数tw=0.23d=91306.63mm 弯矩m及弯曲应力为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 截面上的扭转切应力ttwt3=6.597mpa 用插入法求出k=3.20；k=0.8 x 3.20 = 2.56 轴按磨削加工，表面质量系数 92.0= xxxxxxxxxxx 第20页 故综合系数11?+=kk=3.287 11?+=kk=2.647 求安全系数mbks+=?1=19.32 221ttks+=?=17.423 22sssssca+=12.94 s=1.5 故可知其安全 3333.2 .2 .2 .2 中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算 （1） 列出轴上的功率、转速和转矩 kwpp

39、0982.598.098.03084.512= n= min70.2713.514401rin= mnt?=1969.179 （2）求作用在齿轮上的力 因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为 59.43cos11=nmzdmm 38311552716.15= 而圆周力 nxdtft288.161559.430.352052211= 径向力 =costanntraff610.186n 轴向力 nffta784.448tan= （3）初步确定轴的最小直径 xxxxxxxxxxx 第21页 选取轴的材料为45钢，调质处理。取0a=120，则 54.183110min=npadmm d 1-1 图3-3中间轴 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径11?d处，如图1-5所示。为了