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文档简介
1、机械设计 课程设计 任务书 设计任务 :螺旋运输机两级斜齿轮圆柱齿轮减速箱传动方案。1、电动机 2、 皮带轮(小) 3、 大带轮 4 、皮带 5、减速箱 6高速级齿轮传动 7 低速级齿轮传动 8 联轴器 9 圆锥齿轮传动 10 螺旋运输机原始数据1 螺旋运输机上圆周力p=4000n2 螺旋运输机上圆周速度v=0.8m/s3 螺旋运输机直径 d=250mm4 圆锥齿轮传动比 i=1:15 工作年限为五年(每年按300天计算),两班制生产,每班工作八小时,运输机工作平稳转向不变。6 批量生产。目 录设计任务书第一章 减速箱传动方案的拟定及说明一、工作机器特征的分析二、传动方案的拟定第二章 运动参数
2、计算一、电机的选择 二、传动比的分配 三、运动参数的计算第三章 各传动零件的设计计算一、 皮带轮的设计计算二、 皮带轮结构设计三、 齿轮的设计 四、 各轴的设计 五、 轴承的选择与校核 六、 键的选择与校核第四章 减速箱的箱体设计第五章 减速器的润滑第六章 减速箱的附件第七章 设计小结附录附表一 减速箱中的标准件附表二 减速箱中的非标准件附表三 箱体的结构图附表四 参考文献第一章 减速箱传动方案的拟定及说明一 、工作机器特征的分析 由设计任务书可知:该减速箱用于螺旋运输机,工作速度不高(v=0.8m/s),圆周力不大(p=4000n),因而传递的功率也不会太大.由于工作运输机工作平稳,转向不变
3、,使用寿命不长(5年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。二、传动方案的拟定及说明 根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图,分析其有优缺点如下:优点: (1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的,在同样的张紧力下,三角皮带较平带传动能产生更大的摩擦力,而且三角皮带允许的中心中距较平带大,传动平稳,结构简单,使用维护方便,价格低廉。故在第一级(高速级)采用三角皮带传动较为合理,这样还可以减轻电动机因过载产生的热量,以免烧坏电机,当严重超载或有卡死现象时,皮带打滑,可以起保护电机的作用。
4、(2)、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳,承载能力大、噪音小,能减轻振动和冲击,若设计时旋向选择合理,可减轻轴的负荷,延长使用寿命,故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。(3)、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端,这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形,以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点:(1)、皮带传动稳定性不够好,不能保证精确的传动比,外廓尺寸较大。(2)、齿轮相对轴和轴承不能对称分布,因而对轴的要求更高,给制造带来一定麻烦。综上所述,这种传动方案的优点多,缺点少,且不是危险性的缺点,故这种传动方案是可行的。 第二章 运动参数计算一、 电机的选择1、选择电机型号:按设
5、计任务书要求,螺旋运输机是运送粉粒状物质,工作过程平稳,转向不变,故宜采用防尘的电机。根据【1】*表12-1介绍,j02型电机为封闭扇风自冷式鼠笼转子三相异步电动机。该型号电机可以直接接入三相交流电网,寿命长,运转平稳,使用维修方便,而且体积小,重量轻,价格便宜,能防止灰尘侵入电机内部,适用于灰尘多,工作环境不太好的场合,故选用j02型电动机为原动机。2、电动机功率的确定由于该电动机按工作机的要求须长期连续运转,载荷变化小,在常温下工作,故按电动机的额定功率等于或略大于所需功率来选择电动机。、工作机构所需的功率nw 由【4】*(2-1)式 nw= (kw) nw=3.2 kw nw=3.2 k
6、w 、电动机及工作机的总效率:=皮.轴承.齿.锥.联.滑.减速器由【1】*表13-2查得皮=0.96 (三角皮带传动)轴承=0.98 (滚动轴承) 齿=0.97 (斜齿圆柱齿轮锥=0.92 (一对开式)联=0.99 (联轴器)滑=0.97 (润滑正常)减速器=0.95 (双级圆柱齿轮减速器)故=0.960.980.970.990.920.970.95 =0.71 =0.71、电动机所需的功率nm由【4】*(2-3)nm=k k:过载系数,按说明书书要求取k=1.2 则:nm =1.2=5.41kw按nm nm的原则,由【1】*表12-2 取nm=5.5kw nm=5.5kw一般地最常用、市场上
7、供应最多的是周期转速为1500r/min的电动机,故在满足额定功率的情况下优先选用之。电动机选择结果如下:型号额定功率满载转速起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重量jo2-42-45.5kw1440r.p.m1.82.074kg、电动机的重要数据如下表:由【1】*表12-3查得安装尺寸abcd(gc)ef(jz)ghk2161788932801026.813213外形尺寸bb1b2hl1lh1b32752101403155052501855、所选电机外形、传动比的分配1、 分配原则、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。、使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。、使二级齿轮减
8、速器中,各级大齿轮的浸油深度大致相等,以利实现油池润滑。、 使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。设计内容计算及说明结果2、计算总传动比i由【4】* (2-4) 式i=n电:电动机的转速nw:工作机构的转速.i=23.55i=23.553、分配各级传动比:4、检验由【4】*表2-1,可知i皮=24考虑到传动大则皮带轮大轮与小轮直径相差较大,小皮带包角小,故取i皮=2 由【4】*(2-6)式 if=1.3isif-减速器高速级传动比is-减速器低速级传动比 i= i皮ifisi锥 = i皮1.3is2i锥 is=3则 if =3.9i实=23.931=23.4i=23.55 i=0.00640
9、.64%并且,所求is、if均在斜齿圆柱齿轮许可的范围i之内。i皮=2is=3if =3.9合理 三、运动参数的计算由于减速器是通用减速器,大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。n, n,n_分别表示、轴输入功率(kw) n,n,n分别表示、轴的转速(r/min) t,t,t分别表示、轴的扭矩(nm)根据【4】* (211)式n=nm皮=5.50.96=5.28 kwn=n滚齿=5.50.960.980.97=5.02 kwn=n滚齿=5.020.980.97=4.77 kw由【4】*(2-10)式n=720r/minn=184.6185
10、 r/minn= =1440/23.4=62 r/min由【4】*(2-12)式t=9550n/n=95505.28/72070n.mt=9550n/n=95505.02/185260n.mt=9550n/n=95504.77/62735 n.m轴号转速( r/min) 功率(kw) 扭矩(n.m)7205.28701855.02260624.77735第三章 各传动零件的设计计算一、皮带轮的设计计算.根据【3】*12-3 p356p360所列计算步骤及参考p360例题作如下设计:设计内容计算与说明结果1、确定计算功率nca.nca=kw.nm kw工作情况系数 由【3】*表12-4得kw=1
11、.1nca=kwnm =1.15.5=6.05 kwnca=6.05kw 2、选择皮带型号根据nca及主动轮转速 ,由 【3】*图12-9 查得:皮带轮型号为a型a型3、确定带轮的计算直径d1和d2确定主动轮的直径d1验算v确定大带轮的直径d2 确定中心距a和皮带长度 验算主动轮上的包角a1验算(绕转次数)确定皮带的根数计算皮带轮的拉力s0计算皮带传动作用在轴上的压力根据d1dmin的原则,由【3】*表12-5查得: d1=100mmv=7.54m/s根据【3】*12-3推荐v=1020m/s。v过少,d1就小,将使所需的有效圆周力p过大,所需皮带根 过多,故将d1取为d1=140mm这时v=
12、10.55m/s适合书推荐要求,且:vvmax=25m/s d2=i皮d1 =2140=280mma0a2a0理论中心距k a中心距计算系数由【3】表达126查得k a=1.08a0=1.08280=320.4mm 由【3】(1220)式l02a0 (d2d1) =3302.4(280140)=1280.4mm 由【3】表122查得,对应的标准长度l和公称长度lil=1275mm, li=1250mm aa0=302.4 300mm amin=a0.015l =3000.0151275 =280.875mm281mmamax=a0.03l=3000.031275=338.3mma1=18016
13、0=180160 =152120由【3】*公式(12-23)得 = = 8.27-1max max=20-1由【3】*(12-24)式=k:考虑包角不同时的影响系数由【3】*表12-7,并用插入法求得k=0.95(0.95-0.92)=0.926kl:考虑皮带长度不同时的影响系数,即长度系数由【3】*表12-8,kl=0.93又:ne=(no+no):考虑皮带材质情况的材质系数,因为一般用途的传动机构中,多用棉线绳结构的皮带,取=0.75no:单根皮带的许用功率。查【3】*表12-3 , 并用插入法v=10.55s-1在10与11之间,no=2.15=2.08kwn0:计入传动比的影响时,单根
14、皮带所传递的功率增量。n0=kb n1(11/ki) kwkb:考虑不同型号皮带的挠性不同对弯曲时的影响系数,即弯曲时的影响系数。由3* 表12-9查得:kb =10310-3n1 主动轮转速 1440r/minki 传动比影响系数由3*表12-10 ki =1.12ne=kbn1(11/ki)=1.0310-31440(11/1.12)=0.1589 kw故ne=(n0+n0) =0.75(2.0825+0.1589)=1.68kwz=4(根)由3 * (12-25) s0=15.6g由3 *表12-11 取g=10n s0=156n=2zsosin12 =24156sin76o=1211n
15、v=7.54m/sd1=140mm 合格d2=280mma0=320.4mml0=1280.4mml=1275mmli=1250mma=300mma1=152合格ne=1.68kwz=4根s0=156nq=1211n 二、皮带轮结构设计1、对三角皮带带轮设计的要求:、重量轻;、结构工艺性好,无过大铸造内应力,便于制造;、质量分布均匀;、轮槽工作面要精细加工56,以减少皮带的磨损;、应保证一定的几何尺寸精度,以使载荷分布均匀;、要有足够的强度和刚度;、尽可能的从经济角度加以考虑。2、皮带轮的材料 根据v=10.55ms30ms ,考虑到加工方便及经济性的原则,采用ht15-30的铸铁带轮。3、结
16、构尺寸的设计 、轮槽的设计对与a型皮带由【3】*表12-12查得有关参数 m f t s b b=34 12.5 3.5 16 10 11 6 68b=17 b=(z-1)t+2s=(4-1)16+210=68mm、小带轮的设计d1=140mm3d,d为电机轴的直径=32mm,3d=96mm,且d1300mm,故采用腹板式。考虑到d1与3d较接近,为方便制造,腹板上不开孔。a)、有关结构尺寸确定:由【3】*表达式12-13得:d1=1.8d=1.832=58mmd1=d22(mf)=140262(12.53.5)=110mmdw=d2f=14023.5=147mml=2d=232=64mmb)
17、、结构图如下:、大带轮的设计 d2=280mm300mm, 故采用腹板式。又:d1d1=25058=192100 ,故在腹板上开4孔,a)、有关结构尺寸如下:d=32mm; 第i轴直径d1=1.832=58mmd0=0.5(d1d1)=0.5(25058)=154mmd1=280262(12.53.5)=250mmd0=0.25(2803058)=48mml=2d=322=64mmdw=d2f=2807=287mmb)、结构图如下:三、齿轮的设计1、齿轮传动设计总体原则及分析:根据如下(设计说明书所给的传动方案) 轴上作用着一对齿轮,为了减小轴所受的轴向力,应使轴轴向力方向相反,由于轴的z4齿
18、轮受力方向应与圆锥齿轮受力相反,故z4应为右旋;同理,z3应为左旋,z2应为左旋,z1为右旋。 高速级齿轮的转速较高,为改善接触条件及使受力均布,高速级齿轮z1、z2的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。 为满足设计任务书之传动平稳的要求,齿轮的模数应取较小值,而适当增大齿轮的齿数,这样就能减小运动过程中的噪声、振动,使运转平稳。2、高速级齿轮设计计算已知:n=720r/min,if=3.9,n=5.28kw,lh=530028=24000h、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按设计任务书给定的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作状态的机器,转速不高,故齿轮选择8级精度。工作机运转过程
19、中受力不大,故选45钢,便于制造,且价格较便宜,经一定的热处理后,综合性能均能满足要求。小齿轮45钢调质,hb1=270(由【3】*表8-16查得)大齿轮45钢常化,hb2=200(由【3】*表8-16查得)大小齿轮齿面的硬度差为270200=70,是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面,会起较明显的冷作硬化效应,提高了大齿轮齿面的疲劳极限,从而延长了齿轮的使用寿命。齿数:取小齿轮齿数z1=23;则大齿轮齿数z2=3.923=89.790.齿面硬度hb350的闭式齿轮传动中,据【3】*p183的设计准则,通常齿轮都是首先出现点蚀破坏,所以应按接触疲劳强度设计,按弯曲疲劳强度校
20、核,最后作齿轮的结构设计。、螺旋角的确定:据【3】*p238推荐=715,取=135,小齿轮z1右旋,大齿轮z2左旋。、按齿面接触疲劳强度设计由【3】*表8-17中公式d1t=a、 确定公式内的各计算数据a)、试选kt=1.3;b)、t1=70nm=7104nmm;c)、由【3】*表8-15选取d=1;d)、由h=knhh0 ,【3】*式(8-41b)计算许用应力。由【3】*图8-68查得h01=550n/mm2。h02=450n/mm2。由【3】*(8-42)式:n=60njlh,其中n1=720r/min , j=1 , lh=24000h ,n2=185r/min。n1=60720124
21、00=1.04109 次,n2=60185124000=0.27109次。由图8-69查得knh1=1,knh2=1.1h1=550n/mm2,h2=1.1450=495n/mm2,=522.5n/mm2。e)、计算z=zhzuzze由【3】*图8-65查得:轮齿区域系数zh=2.44由【3】*p249经验决定,计入重叠系数影响的系数。z在0.780.85之间,取z=0.8由【3】*图8-64查得:齿数比系数zu=1.14由【3】*表8-14查得:弹性影响系数ze=189.8 z=2.441.44189.80.8=422.4b、 设计计算a)、试算d1td1t=49.2mmb)、计算圆周速度v
22、=1.85m/sc)、求载荷系数k:k=kvkwk根据=0.57m/s由【3】*图(8-56a)查得kv=1.03,由【3】*表8-12查得kw=1;由表8-13查得k=1.15 k=1.0311.15=1.1845d)、试选的kt值与实际的k值相差较大,应校正所得分度圆直径。由式(8-43)得d1=d1t=49.247.7mme)、计算模数mn=2mmmn与标准值相符。由前有关计算知:z1=23, mn=2mmz2=90, d1=47.7mmf)、按标准模数计算分度圆直径: d1=47.22mmd2=184.78mmg)、计算中心距a=116mmb=dd1=147.22=47.22圆整该数值
23、,并取b=50mm b=b2=50mmb1=55mm、校核齿根弯曲疲劳强度:由【3】*表8-17查得校核公式为b=yysaylbft=2965nzv1=24.88齿zv2=97,4齿由【3】*图8-61查得齿形系数y1=2.62,y2=2.17由【3】*图8-62查得:应力校正系数ysa1=1.65ysa2=1.87由表8-17查得接触线系数yl=0.55由【3】*(8-41)a式,b=knbb0由图8-67查得弯曲寿命系数knbknb1=knb2=1由【3】*图(8-66)查得b1=420n/mm2,b2=380n/mm2校核计算由【3】*式(8-89)b=yysaylb b1=2.621.
24、650.55=83.5n/mm2b1=420n/mm2b2=b1=83.5=78.4n/mm2 b2=380n/mm2故所设计齿轮合格。、结构设计a、小齿轮结构设计由【3】*8-27推荐,当齿根圆到键槽顶部e2mt时,宜将齿轮做成齿轮轴, mt=2.05mm e22.053=4.1由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=47,而小齿轮的齿根圆dfdf=d12hf=d12hatmt2c*mt=d12(h*anc*n)mn=47.222(10.25)2=42.22mm。显然e2mt故需做成齿轮轴。其结构见轴的结构图。b、对于大齿轮:由【3】*8-27推荐:当da500mm时,采用腹板式结构。有关参数
25、:da=d22h*amn=184.7822=188.78mmd4=d=47mm,d为轴安装大齿轮处的轴径。d3=1.6d4=75.2mm76mmd0=da10mn=188.78102=168.78mm170mm。为满足强度,取d0=160mm。d2=0.35(d0d3)=0.35(16076)32mm。d1=118mmc=0.25(b2)=0.2550=12.5mm ,取c=12mmn=0.5mm=0.51.5=0.75mm1mmr=5mm。高速级大齿轮结构图如下:3、低速级齿轮传动已知:n=185r/min, n=62r/min, is=3,n=5.02kw, lh=24000h,1)、选定
26、齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角a 、根据任务书及齿轮设计总体原则,小齿轮z3左旋,大齿轮z4右旋。b、齿轮精度与高速级齿轮相同,为8级精度。c、材料仍为45#钢,由【3】*表8-16小齿轮调质hb3=270大齿轮常化hb4=200d、齿数:z3=37齿,z4=373=111齿e、螺旋角取=1136.2)、按齿面接触疲劳强度设计 hb350,是软齿面接触,其破坏形式主要为点蚀,故按接触强度设计,按弯曲强度校核。由【3】*表8-17查知:d3t其中; kt=1.3,t2=260nm,d=1由【3】*图8-68h03=550n/mm2h04=450n/mm2(注:低速级齿轮传动设计的原理、含义
27、与高速级相同)设计内容计算与说明结果设计计算:a)、计算d3tb)、计算圆周速度c)、求kd)、校正分度圆e)、计算模数f)、分度元直径g)、计算中心距h)、计算齿轮的工作宽度3)、校核齿轮弯曲疲劳强度a)、计算圆周力b)、确定公式中的各系数c)、计算d)、校核计算由【3】*式8-42可得:n=60njlhn3=6018524000=2.7108次n4=606224000=8.9107次由【3】*图8-69查得knh3=1.07,knh4=1.14h3= knh3h03=1.07550=588.5n/mm2h4=knh4h04=1.14450=513n/mm2由【3】*p250推荐h=551n
28、/mm2由【3】*图8-65查得:zh=2.44ze=189.8(由【3】*8-14)z=0.8(由【3】*p249)z=1.15(由【3】*图8-64)z=2.441.15189.80.8=426.1d3t=73.8mmv=0.17m/s根据:=0.263m/s查3*表8-12 . 得kw=1查3*表8-13. 得k=1.15 k=1.0211.15=1.173=71.29mmmn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=dd3=175.5=75.5mm取b=b4=75mmb3=80mm据【3】*表8-17查得校核公式为 由【3】*图8-61查得: 由【3】*图8-62
29、查得:由【3】图8-17查得:由查【3】图8-67,得由图8-67查得:故得: 由式得:=h=551n/mm2z=426.1d3t=73.8mmv=0.17m/sd3/=71.29mmmn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=75mmb3=80mm合格4)结构设计 a、大齿轮z4a、有关尺寸b、结构图b小齿z3根据3*8-27推荐(p257)当n=0.52=1mm r=5mm(见36页图-) 由3*8-27 推荐(p257) 当时,可做成实心结构,故将齿轮3做成实心结构,结构图见36页(图二)四、各轴的设计(一)、各轴设计的总体思想1、 因减速器传递的功率不大,工作平
30、稳,且无特殊要求,故各轴的材料均采用45钢,并进行调质处理,以便获得好的综合机械性能。2、在保证强度足够的情况下,应尽量使体积小,同时还应注意机器各部分的协调性。3、各轴的轴向定位长度参照3 *p616例题及各轴的位置关系和安装要求,同时参考4*表3-2,1*中有关标准件的尺寸而确定,其长度大小见各轴结构图。4、常用的联轴器中,刚性凸缘联轴器的成本低,传递扭矩大,但不能消除冲击,不能消除由于两轴倾斜或不同心而引起的不良后果,而设明书中要求工作平稳,故不宜选用。弹性圈柱销联轴器,寿命较低,且加工要求高。尼龙柱销联轴器用于起动频繁的高低速起动,制造和维修容易,结构简单,寿命长,能缓冲和减震,且可代
31、替弹性柱销联轴器,故本减速器选用尼龙柱销联轴器。由【1】*表10-1查知:q/zb123-73由【1】*表10-7查得:nssq/eb123-735、各轴的周向定位均采用普通平键,联轴器处采用双键,单键强度不够(见后面键的校核)。6、各轴上轴承均采用向心推力球轴承,因为向心推力球轴承价格便宜,既能承受轴向力,又能承受径向力,且相对圆锥滚子轴承来说尺寸小,故轴选用:0基本游隙组,标准精度级,一对36208,ddb=408018;轴选用36308,ddb=409023。轴选用36211,ddb=5510021。各轴承的校核见后轴承校核部分。7、由于低速级齿轮的圆周速度v=0.7m/s2m/s,根据
32、【4】*p20可知,溅油功用不大,润滑不理想,故应用油脂润滑。由于高速级齿轮转速较高,为了避免沿沿啮合的轮齿挤出的热油流入轴承,第轴(装有小齿轮)的轴承采用了挡油板,第、轴都有一大齿轮浸入油中,为了防止油脂的稀释,采用了油环,由于甩油环不是标准件为生产方便,把甩油环和套筒连成一体成为一个零件,此外各圆角半径均由【1】*表3-9,及【3】*p616例题知。8、各轴设计时的有关参数如下:级别齿数mnnh*a分度圆直径高速级z1=23z2=902135201d1=47.22d2=184.78低速级z3=37z4=11621130201d3=75.5d4=226.5p1=p2=2964np3=p4=p
33、1=2964=1108npa1=pa2=p1tg=2964tg135=689npr3=pr4=2629n,pa3=pa4=1452n。(二)、轴的设计1、选材2、初步确定轴的最小直径3、轴的结构设计和分析参照【3】*p616例题,根据总体原则选用45#钢。由【3】*查表21-1得:b=650n/mm2,-1=300n/mm2,-1=155n/mm2。由【3】*式21-2dmina0(cm)查【3】*表21-2,得a0=11,故dmin11=21.4mm显然,输入轴的最小直径是安装大皮带轮处的轴径,为了使所选直径与皮带轮相适应,即协调性,考虑到电机轴径为32mm,故选取d-=32mm。(安装大皮
34、带轮处)。参照p33页结构图,由于d-=32mm,轴承处可取35mm的内径,但考虑到大带轮较大,为使定位可靠,且不增加套筒,使轴承取40的内径,这样不会使轴径过大,又少一套筒,结构较合理,定位也可靠。b=650n/mm2,-1=300n/mm2,-1=155n/mm2。dmin=21.4mm4.皮带轮上力的分解由于电机轴与轴的安装高度不在同一轴线上,故应进行力的分解:其中h是电机轴距地面轴的高度h=132mm,32是大齿轮z4距箱体底内的高度。tg=7为箱体底厚度。a=300mm ,为两带轮的中心距。 tg=0.0775 =426故qr=qcos426=0.99711211=1207nq=qs
35、in426=94n5、求轴上的支反力及弯距各弯距和支反力:ma= = =32535nmm、垂直力:rbv=1293nrdv= rbv+pr1-q r =1293+1108-1207=1196n、弯距 :mcv=rdvl3=119656.5=67574nmm、ma=32535nmm , rbv=1293n,rdv=1196nmcv=67574nmmmcv=qr(l1+l2)-ma-rbvl2=1207(94+149)-32535-1293149=67640nmmmbv=qrl1=120794=113270nmm。 、rbh=678nrdh=q+rbh-pa=94+678-2964=-2200nm
36、bh=ql1=8836nmmmch=rdhl3=220056.5=124526nmm、=113830nmm=141710nmm、按照材料力学中第三强度理论:mca=:考虑扭矩和弯矩作用性质差异的系数。由【3】*p609,=0.59 mcc=147606nmmmcb=121090nmm。6.初步校核 7判断危险剖面8疲劳强度的校核a、作用于剖面上的弯矩mb、上的扭矩c、作用于剖面上的弯曲应力和剪应力对c面校核,因为c面弯矩最大由 由【3】*表21-3查得 由求得的弯矩值可知c剖面的弯矩最大,但c剖面是齿轮处,齿虽然挖进了齿内,但此轴是很宽裕选择轴径的,c处已满足强度要求故不再校核。剖面处,虽然有较大的突变,但因轴径宽裕,且只受有不大的弯矩作用,故不需校核。对于剖面,轴的突变较大,且同时受有扭矩和弯矩作用,应力集中也较大,故应对剖面作安全系数的验查,即疲劳强度的校核。抗弯剖面模数:抗扭剖面模数: 由【3】*表5-4查得 应力集中系数 由【3】*图5-8可得轴的材料的敏感系数: 合格m=141523nmm 由【3】*式(5-20),有效应力集中系数 由【3】*图5-9得尺寸系数 由【3】*图5-10得尺寸系数按精车加工,由【3】*图5-11得:表面质量系数=0.92。轴表面未经强化处理,强化系数q=1由
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