减速器传动装置分析设计

1、2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 一、 课题：减速器传动装置分析设计 二、 课程设计的目的 1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去 分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。 2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。 3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。 三、 已知条件 1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数见名牌） ，不计工作机效率损失。2、工作机转矩：36N.m 。、动力来源：电压为380V的三相交流电源；电动机输

2、出功率P=4kw3 、工作情况：一班制，连续单向运行，载荷有轻微冲击。4 天计。、使用期：5年，每年按3505 、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。6 、工作环境：室内常温，灰尘较大。7 工作要求四、 ；或A1图纸）1、画减速器装配图一张（A0 ；2、零件工作图二张（传动零件、轴、） 、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；3 、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；4 5、设计说明书一份。 五、 结题项目 1、检验减速能否正常运转。 2、每人一套设计零件草图。 图纸；每人1张。3、减速器装配图：A0或A1 张、齿轮和轴各1张。4、零件

3、工作图：A3；每人共2 1份。、课题说明书：每人5 完成时间六、 2007.8.5）共3周（2007.7.15 参考资料七、 高等教育出版社出版；机械设计（第八版）邱宣怀 主编 【1】、 哈尔滨理工大学出版；潘承怡 主编 【2】、机械设计课程设计 华中理工大学出版。 主编 【3】、画图几何及机械制图（第五版）朱冬梅 页52共 页1第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 计 算 及 说 明 结 果 减速器结构分析 一、 分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用： 作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。 2、

4、传动方案的特点： 特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。 3、电机和工作机的安装位置： 电机安装在远离高速轴齿轮的一端； 工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 图一:(传动装置总体设计图) 传动装置总体设计图所示。初步确定传动系统总体方案如: 页52共 页2第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 计 算 及 说 明 结 果 二、 传动装置的总体设

5、计 （一）、选择电动机 1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。 2、选电动机功率 （1）、传动滚筒所需有效功率 1.2FV2400?KW?2.88?P w10001000 （2）、传动装置总效率 23?CYGLBL12按机械设计课程设计表:2.11确定各部分效率如下：0.95传动效率：联轴器1L1联轴器2传动效率： ?0.992L2 0.97()级精度8闭式齿轮传动效率：G0.99()一对滚动轴承效率：B0.96传动滚筒效率：CY230.9920.970.950.960.99?0.864得? （3）、所需电

6、动机功率 P2.88W?3.3P?KW r0.864 （4）、电动机的额定功率 Ped=4kw 3、确定电动机转速 (1)、传动滚筒转速1000?60V1000?60?1.2?76.4r/minn? Wd300?(2)、选出符合条件的电动机：i=(36)x(3-6)=(9-36) nnw=(687.6-2750) =Id由此可以选出， Y112M4，结构紧凑。由机械设计课程设计中表20选取电动机的参数如下： P=10.0KWW=0.816 KW2512.P=rmin/.n=4118rW 页52共 页3第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 电动机的额定功率kw，电动机的同步转速

7、n1=1500,满载转速n2=1440. mm. 主轴直径 电动机长度为mm 电动机的底部安装宽度为mm4、传动比分配 ）、两级齿轮传动比公式（1i?(1.11.5)i21 i1.4)i?(1.3?2（2）、减速器传动比 由选定电动机Y112M4，满载荷转速n1440r/min，滚筒轴转速0n?76.4r/min,同步转速1500r/min。W n14400?18.85总传动比in76.4W （）分配传动比 i=4.95 1i=3.81 25、计算传动装置的运动和动力参数 0轴：电动机转轴P0?21.07N?T9550?mP3.2KW，n?1440r/min，P0r00n0I轴：高速轴 P?P

8、.?P.?3.2?0.993?3.1776KW1L0I010n?1440r/minIP3.1776I?9550?T955021.07N.mIn1440I 页52共 页4第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 计 算 及 说 明 结 果 轴：中间轴II3.050.970.970.993.3KW?P?P12IIIn1440Imin/?290.91rnII4.95i12P3.05IIT?.Nm9550?9550?100.13II290.91nIIIII轴：低速轴 2.9880.993.050.97KW?P?P23IIIIIn290.91IIminrn?/?76.4III3.81i23

9、P2.998IIIm?9550?T?9550?374.75N.?III76.4nIII数据汇总: III II 中间轴低速轴机转高速轴I 项目 电动 轴转速r/min 1440 290.91 1440 76.4 2.998 功率3.2 kw 3.05 3.1776 374.75 21.07 转矩N.m 2.3 100.13 1 传动比1 4.95 3.81 0.993 0.993 效率 0.9603 0.9831 页52共 页5第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 、高速级齿轮的设计与校核（三） 1、选材 (1)选择使用圆柱斜齿轮速度不高,选用8级精度(GB10095-88)

10、 (2)一般机器,中知选择: ,由机械设计表10-1(3).材料选择280HBS. 调质处理)硬度为小齿轮材料为40Cr(硬度为240HBS, 大齿轮材料为 45钢(调质处理)40HBS. 硬度差为 2、初步计算 Zz=118. =24. 选取小齿轮齿数则大齿轮的齿数为22?=14. 选取螺旋角2?KTZZ1u?H1E?D 3?t1?u?ddHKt=1.6. 试取载荷系数为(1)Z=2.433 小齿轮的转矩为T1=21.07N.m 取区域系数(2)H?=1. 10-7取齿宽系数(3) 由表d1MPaZ2. 由表10-6=189.8查得材料弹性影响系数(4)E?大齿按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳

11、强度极限=600MPa.由图(5) 10-2lim1?=580MPa. 轮接触疲劳强度极限2lim? =1.65 . 查得(6) 由图10-26+=0.78 , =0.87 则?2211 应力循环次数(7) N?60?1440?1?(5?300?8?1)?1.38235?1091 109?1.38235810?2.8?N?24.95K?0.861HN 10-19取接触疲劳寿命系数 由0.92?K2HN接触疲劳许用应力: 取失效概率为1%.安全系数为 S=1. ?K?lim1HN1?0.88?500?440H1S 式由?K?lim2HN2361380?0.95?H2S 页52共 页6第 2007

12、年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 计 算 及 说 明 结 果 2.计算 . 小齿轮分度圆直径 (1) 2?KTZZ1?uH1E?D3?t1?u?ddH23?189.85.95?102.433?2?1.6?21.07? ?3?4.95?1.6400.51?40.68? (2)计算圆周速度 ?tnd?40.68?96011?V?2.04 100060?60?100m 及模数(3)宽度bnt?40.68?40.68b?d?1 td1o?cosdcos14?40.68t11.64m?nt24Z13.70?2.25?1.64?h?2.25mnt40.68b10.99?3.7h?计算纵向重合度(

13、4)?1.90tan14?0.318?1?24?0.318Ztan ?11dK计算载荷系数(5)1.25.使用系数K?A1.05?由V?2.04.八级精度，由图1018查得KV1.42K?10-4由表查得?H1.35K?. 10-13由表查得?H1.4K?K? 表10-3查得?HHK?KKKK?2.09 ?HH(6)校正实际载荷系数下的分度圆直径 K2.09?40.68?d?44.5d1 33t1KT1.6(8) 模数 d取93mm 1 a取250mm Z=301 131=Z2 d=93.161915mm1 m=3 n?1358=14 d=407mm 2 b=93mm b=103mm 1b=9

14、3mm 2 =2.84m/s 8级精度 K=1.35 AK=1.12 vN?F6318 t 页52共 页7第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： ?cosd44.5?cos141?1.80m? nZ241 3.按齿根弯曲强度设计 2?cosY2KYY?1T?SFm? 3?n2?Z?Fd1(1) 确定参数 K?KKKK?1?1.05?1.4?1.35?1.9845 1. ?FVAF?1.9Y?0.88 10-28查得螺旋角影响系数, 根据纵向重合度2. 由图?3. 计算当量齿数 Z241?22.988Z?1v33?14coscos Z1182113.50Z?2v33?14cosc

15、os4. 由表10-5查得齿行系数为 Y?2.65?1F 2.218?Y?2F 应力矫正系数: Y?1.58?1S 1.772Y?2S5弯曲疲劳应力的计算 ?500MP 由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度aFE1?380MP 查得大齿轮弯曲疲劳强度 aFE2K?0.82 10-18由图取小齿轮弯曲疲劳强度 1FNK?0.86 取大齿轮弯曲疲劳强度 2FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ?K0.82?500?1FEN1?292.85?1FN1.4S ?K0.86?380?22FEN?233.42?2FN1.4SYYSaFa 6计算?F 页52共 页8第 2007年7月25日 机械设计课程设计

16、 指导教师： YY2.65?1.581SaFa1?0.014297?292.851F YY1.7722.218?2Fa2Sa0.0618?233.422F 7设计计算 2?cosKY2YY?1T?SFm?=1.262 3?n2?Z?Fd1 综合考虑取m=2. ?cosd44.5?cos141?Z?24.5891m2n取Z?26于是 1则Z?Z?4.95?129124几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距 ?m?Z?Z21a?159.74? 2cos160圆整为（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 ?129226Z?Z?mo21?13.99?arccos?arccos 160?22a?,等不必修正。,

17、Z,K 因为值改变不多。故参数?aH（3）计算大小齿轮的分度圆直径 Zm26?2n1?53.89d=1?cos13.99cos mZ2?129n2265.88?d=?2?cos13.99cos（4）计算齿轮宽度 ?d?1?53.589?53.589b1d 60B?B?55，圆整后取12 （四）、低速级齿轮的设计与校核 页52共 页9第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 、选材1 (1)选择使用圆柱斜齿轮 级精度(GB10095-88) 一般机器,速度不高,选用8(2): (3).材料选择,由机械设计表10-1中知选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为280HBS. 240

18、HBS, 调质处理)硬度为( 大齿轮材料为45钢硬度差为40HBS. 2、初步计算Zz=92. 选取小齿轮齿数则大齿轮的齿数为=24. 22?=14. 选取螺旋角2?KTZZ1?uHE1?D 3?t1?u?dHdKt=1.6. （1）试取载荷系数为Z=2.433 取区域系数2）小齿轮的转矩为T1=100。13N.m （H?=1. 取齿宽系数3）由表10-7（d1MPaZ2. 查得材料弹性影响系数=189.8（4）由表10-6E?大齿）由图10-2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.（5lim1?=580MPa. 轮接触疲劳强度极限2lim? +则查得（6）由图10-26=1.

19、60 . =0.78 , =0.82 ?2211 ）应力循环次数（7N?60?290.91?1?(5?300?8?1)?2.0945?1091 109?2.0945810?5.5?N?23.81K?0.951HN 10-19取接触疲劳寿命系数 由0.96?K2HN接触疲劳许用应力: 取失效概率为1%.安全系数为 S=1. ?K?lim1HN1?0.95?600?570H1S 式由?K?lim22HN528550?0.96?H2S 页52共 页10第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 2.计算 (1)小齿轮分度圆直径. 2?KTZZ1?uHE1?D3?t1?u?dHd23?18

20、9.84.81?100.13?102.433?2?1.6? ?3?549?1.63.811?62.63? (2)计算圆周速度?tnd?62.63?290.91m330.9534?V s1000?6010060?m 及模数宽度b(3)nt?d?1?62.63?62.63b td3o?cosdcos14?62.63t3m?2.89ntZ243h?2.25m?2.25?2.89?6.5025ntb62.63?9.63h6.5025?计算纵向重合度(4)?0.318?1?240.318Ztan?tan14?1.456? ?3d3(5)计算载荷系数K使用系数K?1.25.A由V?2.04.八级精度，由图

21、10?18查得K?1.02V由表10-4查得K?1.426?HK?1.35. 10-13查得由表?FK?K?1.2 表10-3查得?HHK?KKKK?2.182 ?HH(6)校正实际载荷系数下的分度圆直径 K2.182?62.63?d?d64.45 33t33KT1.6(9) 模数 ?cosd64.45?cos143?m?2.98 nZ243 3.按齿根弯曲强度设计 页52共 页11第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 2?cosY2KYY?1T?SFm? 3?n2?Z?Fd1(2) 确定参数 K?KKKK?1.25?1.02?1.2?1.35?2.0655 1. ?FVFA

22、?1.665, 由图10-282. 根据纵向重合度查得螺旋角影响系数?Y?0.88 ?3. 计算当量齿数 Z243?23Z?3v33?14coscos Z92495?Z?4v33?14coscos5. 由表10-5查得齿行系数为 Y?2.65?3F 2.198?Y?2F 应力矫正系数: 1.58Y?3S 1.781?Y?4S5弯曲疲劳应力的计算 ?500MP 查得小齿轮弯曲疲劳强度 由图10-20CaFE1?380MP 查得大齿轮弯曲疲劳强度 a2FEK?0.84 取小齿轮弯曲疲劳强度 由图10-181FNK?0.9 取大齿轮弯曲疲劳强度 2FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ?K0.84?5

23、00?3FEFN3?300?3FN1.4S ?K380?0.9?4FEFN4?244.34FN1.4SYYSaFa 6计算?FYY2.65?1.583Fa3Sa?0.0139567?3003F YY1.7812.198?4SaFa40.01602?244.34F 页52共 页12第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 7设计计算 2?cos2KYYY?1T?SFm?=2.82 3?n2?Z?Fd1 综合考虑取m=3. ?cosd62.63?cos143?22.07Z?3m3n取Z?23于是 3则Z?Z?3.81?88344几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距 ?m?Z?Z43a

24、?171.6? 2cos172圆整为（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 ?88223?ZZ?mo43?14.003?arccos?arccos 171.62?2a?,等不必修正。,K,Z 值改变不多。故参数因为?aH（3）计算大小齿轮的分度圆直径 Zm23?2n3?71.113d=3?cos14.003cos mZ288?n2272.08?=d?2?cos14.003cos（4）计算齿轮宽度 ?d?1?b?71.113?71.1133d 80B?，圆整后取B?7534 计 算 及 说 明 结 果 页52共 页13第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 轴的结构设计五)( 一各齿轮

25、的受力图 6 1 高速级齿轮受力图 2 低速级齿轮受力图 二. 低速轴的设计计算 1、求输出轴上的动力参数 输入功率P?2.998kW3转速n?76.4r/min 3m374.75N?转矩T?3 2、求作用在齿轮上的力250.01mmd? 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为42T2?374.753?F?N?2997.88N 则td327.912?tantan20?n?F2997.88?N?1122.62NF? tr?cos14.003?cos?2997.88?tan14.003?FtanN?725.26NF? ta圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图2所示 art3、初步确定轴的最小直径 先按

26、机械设计式（152）初步估算周的最小直径，选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，A?110，于是得取 0P2.9983?110?dA37.38mm 330minn76.41输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故 页52共 页14第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 需同时选取联轴器型号。 T?KTK?1.5，则：，查表14-1联轴器的计算转矩，考虑为输送机，转矩变化很小，故取 3AcaAT?KT?1.5?374750N?mm?562130N?mm 3Aca按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB4323-

27、84，选用TL7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500N?m。半联轴器的孔径d=45mm，故取d=45mm；半联轴器长度L=112mm，半A联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm。 14、轴的结构设计 （1） . 拟订轴上零件的装配方案 如图所示装配方案 （2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径. 1）.为了满足半连轴器的轴向定位要求，AB轴段左端需制出一轴肩，故取B段的d47mm，B右端用轴端挡圈定位。半连轴器与轴配合的轮毂长度为L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在轴的端面上，故A段的长度应比L1略短一些，现取L=82mm A2）.初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向

28、力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d47mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的J角接触球轴B承7210C型，其尺寸dDT=50mm90mm20mm，故ddH=50mm。 C左端轴承采用轴肩定位，由手册上查得7210c型轴承的定位轴肩高度为h=6mm。所以取d?56mm. Gd?56mm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮轮毂的F的直径3）.取安装齿轮处的轴段F宽度为75mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取L73mm。齿轮Fh?0.07d，故取h8mm，则轴环处的直径d64mm的右端采用轴肩定位，轴肩高度，轴环宽度Eb?1.4h，

29、取L8mm。 4）.轴承端盖的总宽度为12mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外侧面与半连轴器右端面间的距离L=30mm，故取L42mm B5). 取齿轮距箱体内壁的距离为13mm，（此内壁是固定内部滚动轴承而用），已知滚动轴承的宽度T20mm 故得L（13205）mm=43mm 至此，已初步确定了轴的各段直径及其长度。 （3）. 轴上零件的轴向定位 齿轮，半连轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，按d40mm由机械设计课程设计表A141查的平键截面bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工长为65mm，同时为了保证齿轮与轴配合 页52共 页15第 2007年7月25日

30、机械设计课程设计 指导教师： H7，同样，半连轴器与轴的连接，选用平键16mm有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h6H7。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证。此处轴的选择10mm60mm，半连轴器和轴的配合为k6 m6。直径尺寸公差为 确定轴上圆角和倒角尺寸 （4）. 045 2。参考表 152，取轴端倒角为 高速轴的设计计算 T和转矩、转速n1、求输入轴上的功率P1 11 由总体设计知：P?3.1776kW1n?1440r/min 1T?21.07N?m12、求作用在齿轮上的力 d?53.6mm 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为12T2?21.071?NF?786.2N 而t1?3

31、d53.6?101?tantan20?n?786.2?F?N?294.91NF rt?cos13.99?cos?786.2?tan13.99?FtanN?2886.15N?F ta3、初步确定轴的最小直径 按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40Gr调质处理。根据资料A?110，于是得 1表15-3，取0P3.17761?125Amm?17.23mmd?。 330minn14401d?28mm 则取直径28mm,同时选择联轴器，选用TL5型弹性套柱销联轴器。轴孔长度为62mm，A，半联轴器的长度为62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=44mm。 1 4、轴的结构 页5

32、2共 页16第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 图 高速轴结构设计图 中间轴I的设计计算 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T2 22由总体设计知： P?3.056kW2n?290.91r/min 2T?100.13N?m22、求作用在齿轮上的力 d?265.8mm 因已知高速级大齿轮的分度圆直径为22T2?100.132?N?F?753.4N 而t2?3d265.8?102?tantan20?n?753.4F?F?N?282.6N r2t2?cos13.99cos?753.4?tan13.99?NF?Ftan?187.8N t2a2d?71.113mm 已知低速级小齿轮

33、的分度圆直径为32T2?100.133?F?N?2816.1N 而t3?310d71.113?3?tantan20?n?753.4?N?F?F1056.4N r3t3?cos14.003?cos?2816.1?tan14.003?N?702.1NF?Ftan t3a3 3、初步确定轴的最小直径 按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr调质处理。根据表0 页52共 页17第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： P3.0561?122mm?dA26.37mm。 330minn290.911 4、轴的结构 III II I 图 中间的结构设计 (六)轴的强

34、度计算 (1)对中间轴进行精确校荷. 页52共 页18第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的M、M及M的值列于下表。 VH载荷 水平面H 垂直面V 支反F?2172.35NF?386.3N1NVNH1 F 力NF?1464.5N?632.6F2NVNH2弯矩M?21.78N?mm?M?122.737N1V1H M M?31.38N?mmM?236.96N?2V 2HmN?M?50.603VmN?M?25.634V总弯M?124.6N?m1 矩M?122.7N?m2 m?242.3NM3m?238.3NM4扭矩 T?

35、100.13N?mT 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 ?0.6，轴的计算应力 根据轴的弯扭合成强度条件，取22?22)?(TM100.13)(0.623.06?3?6.74MPa ca30.1?W0.071?70MPa。因此查得40Cr，调质处理。由表15-1前已选定轴的材料为1- 页52共 页19第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： ?，故安全。 1ca-7、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 E轴段截面I左侧配合引起应力集中；F轴段I右侧受较大弯矩和扭矩，且直径较小，最终确定此两个面为危险截面。 （2）截面左侧 33336400mm?mm?0.1d?0.1?40W

36、抗弯截面系数333312800mm?0.2d?0.2?40mmW? 抗扭截面系数TM?83.84N?m 截面I左侧的弯矩T?100.13N?mm 截面I上的扭矩T为22M83838.96?MPa?13.09MPa? 截面上的弯曲应力bW6400T100130?3?7.822MPa?MPa?截面上的扭转切应力 T12800WT轴的材料为45表15-1查得钢，调质处理。由?155MPa?640MPa,275MPa, 11?Bk?值，由附表3-8用插入法求出，过盈配合处的，于是得 ?kk?1.003?1.1216 ，?0.92。故得综合系数为的表面质量系数为 轴按磨削加工，由附表3-4?k11?1?

37、1.1216?1.21?1?K ?0.92?k11?1?1.003?1.09K?1? ?0.92?又由第3-1节,3-2节得到碳钢的特性系数, ?1.01.0?1.2? 取 ?0.050.05?0.1?所以轴在截面I左侧的安全系数为 ?2751?S?17.30 ?1.21?13.09?0.1?K0?ma?7.8221?15.728S ?0.87250.8725?K1.09?0.05?ma22 页52共 页20第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： SS17.36?15.728?S?11.656?S=1.5 ca222215.72817.36S?S?所以是安全的. （3）截面I右

38、侧 333318519.3mmmm?W?0.1d?0.1?57 抗弯截面系数333337038.6mmmm?0.2d?0.2?57W 抗扭截面系数T截面左侧的弯矩 M?403367N?mm T?499200N?mm 为截面上的扭矩T22M403367?MPa?21.78MPa? 截面上的弯曲应力bW18519.3T499200?2?15.85MPa?MPa?截面上的扭转切应力 T31492.8WT?按附表3-2查及取。因形成的理论应力集中系数截面上由于轴肩而?r2D46?12.05,.48?1.15?0.05, ，经插值后可查得?d40d40q?0.82,q?0.85 可得轴的材料的敏性系数为

39、又由附图3-1?故有效应力集中系数为： ?1)?1?0.82?(0.82?1?q(?1)?0.8524k ?1)?1?0.85?q(0.85?1)?0.8725k?1 ?0.760.87? ；由附图由附图3-2得尺寸系数3-3得扭转尺寸系数?0.?926 3-4的表面质量系数为轴按磨削加工，由附表?故得综合系数为 k10.85241?1?1?K?1.21 ?0.760.92?k0.872511?1?1?1.09K? ?0.870.92?所以轴在截面左侧的安全系数为 ?2751?S?17.36 ?1.21?13.09?0.1?K0?ma?7.8221?15.728S ?0.87250.8725?

40、K1.09?0.05?ma22 页52共 页21第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： SS17.36?15.728?11.656?S?S? ca222215.72817.36?S?S?因此该轴的强度是足够的 (3) 截面I左侧 33339733.6mm?0.1d?0.1?46mmW? 抗弯截面系数333319467.2mm?0.2d?0.2?46mmW? 抗扭截面系数TM?83838.96N?m 截面左侧的弯矩T?100130N?mm 截面上的扭矩T为32M83838.96?MPa?8.61MPa? 截面上的弯曲应力bW9733.6T100130?3?5.143MPaMPa?

41、截面上的扭转切应力 T19467.2WT?200MPa355MPa?735MPa,? 15-1查得轴的材料为40Cr，调质处理。由表1B?1k?0.8kk? ，于是得用插入法求出，并取过盈配合处的 值，由附表3-8?kk?0.8?3.16?2.533.16? ，?0.92。故得综合系数为的表面质量系数为 轴按磨削加工，由附表3-4?k11?1?3.16?3.25?1?K ?0.92?k11?1?2.53?2.62K?1? ?0.92?所以轴在截面左侧的安全系数为 ?2751?S?9.82 ?3.25?8.61?0.1?0K?ma?1551?S?22.578 ?5.4335.143?K2.62?

42、0.05?ma22SS9.82?22.578?S?7.75?S ca22229.8222.578S?S?所以是安全的 页52共 页22第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 计 算 及 说 明结 果 高速轴的校荷. (2) 1)从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的M、M及VHM的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V 支反F?502.36NF?155.47.3N1NH1NV F 力N139.44F?283.84NF?2NVNH2弯矩M?87.84N?mmN?M?283.831V1H M M?11.15N?m2V 总弯M?29.71N?m1 矩M?28.

43、40N?m 2 页52共 页23第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 扭矩 T?21.07N?mT 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 ?0.6，轴的计算应力 根据轴的弯扭合成强度条件，取22?22)(MT?21.07)?(0.629.713?12.45MPa? ca30.1?0.056W?70MPa。机械设计表15-1查得前已选定轴的材料为40Cr，调质处理。由1-?，故安全。 因此1ca-(3)低速轴的校荷. 1)从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的M、M及VHM的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V 支反F?1838.72NF?140.76N1NH1NV F 力N?915.97N892.56F?F2NV2NH 页52共 页24第 2007年7月25日 机械设计课程设计 指导教师： 弯矩M?112.786N?mm?M?25.282N1V1H M M?19.354N?m2V 总弯M?115.586N?m1 矩M?31.840N?m 2 扭矩T?374.75N?mT 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 ?0.6，轴的计算应力根据轴的弯扭合成强度条件，取 22?22)MT?(374.75)?(0.6115.583?18.01MPa ca30.1W?40?70MPa?，故安全。 查得。因此表15-11-1c