浙江理工大学机械设计课程设计

1、机械设计课程设计计算说明书 题目：二级齿轮减速器班级：12机械电子工程1班学号：2012330300010设计者：包XX指导老师：竺志超一.题目及总体分析题目：设计一个带式运输机的减速器给定条件：输送带的牵引力，运输带速度，运输机滚筒直径为，滚筒效率。工作情况：连续单向运转，载荷较平稳，两班制，每班8小时；使用年限为八年；检修间隔期：四年一大修，两年一次中修；动力来源：电力三相电流，电压380/220V。减速器类型选择：选用展开式二级齿轮展开式圆柱直齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的

2、扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级与低速级均为斜齿。整体布置如下：图示：5为电动机，4为联轴器，为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。2. 各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高低速级做成直齿轴承深沟球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器三.电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机功率圆柱齿轮传动(7级精度)

3、效率(两对)为10.97 2滚动轴承传动效率(三对)为20.99 3弹性联轴器（两对）传动效率3 输送机滚筒滑动轴承效率为40.96从电动机至工作机主动轴之间的效率电动机输出有效功率为电动机输出功率为型号根据输出功率，选取额定功率工作机卷筒轴的转速单级圆柱齿轮传动比，两级圆柱齿轮减速器总传动比则电动机转速可选范围为 可见同步转速为、的电动机均符合。对这三种电动机进行比较，如下表由表中数据可知三个方案均可行，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此，可采用方案2，选定电动机的型号为Y160L-6。选用型号Y160L-6封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的

4、总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下, 按展开式取 ，则 i：总传动比 ：高速级齿轮传动比 ：低速级齿轮传动比五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到运输机卷筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为、 、 。轴号电动机两级圆柱减速器1轴2轴3轴转速n(

5、r/min)n0=970n1=970n2=243n3=69功率P(kw)P=11P1=10.82P2=10.78P3=10.35转矩T(N·m)T1=108.30T2=424.53T3=1432.5两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 ii01=1i12=4.02i23=3.50i34=1传动效率01=0.9912=0.9623=0.9634=0.99六、高速级齿轮的设计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斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3）运输机为一般工作

6、机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数Z122，大齿轮齿数Z2Z1·i122×4.00=88,取Z2=88。2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，d1t32KHtT1du±1uZHZEZH21）确定公式内的各计算数值（1）试选 （2）由图10-20，选取区域系数（3）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zaa1=cos-1z1cos/z1+2ha*=cos-122×cos20°/(22+2×1)=30.528°aa2=cos-1z2cos/z2+2ha*=cos-188×cos20°/

7、(88+2×1)=23.247°=z1(tana1 tan)+ z2(tana2 tan)/2=22×(tan30.528°-tan20°)+88×（tan23.247°- tan20°）/2=1.709Z=4-a3=4-1.7093=0.874（4）计算小齿轮传递的转矩 T0=9.55×106×P/n0=9.55×106×11/970=1.08×105 （5）由表10-7选取齿宽系数（6）由表10-5查得材料的弹性影响系数（7）由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮

8、的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（8）由式10-15应力循环次数N2=N1/u=2.72×109/4.00=0.68×109（9）由图10-23查得接触疲劳强度寿命系数（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%全系数为S=1，由式10-14取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的解除疲劳许用应力，即 H=H2=523MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径 d1t32KHtT1du±1uZHZEZH2=32×1.3×1.08×1051×4+14×2.5×189.8×0.874523

9、2=60.432mm（2）计算圆周速度v= d1tn1/(60×1000)= ×60.432×970/(60×1000)m/s=3.1m/s（3）计算齿宽b及模数b=dd1t=1×60.432=60.432mm（5）计算实际载荷系数KH。查表10-2得使用系数根据v=3.1m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数 Ft1=2T1/d1t=2×1.083×105/60.432 N=3.584×103N KA Ft1/b=1×3.584×103/60.432 N/mm=59.31N/mm100

10、N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2由表10-4查得故载荷系数KH=KAKvKHKH=1×1.11×1.2×1.42=1.89（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-12得d1= d1t3KHKHt=60.432×31.891.3=68.46mm （7）计算模数mm=d1z1=68.46/22=3.11mm3按齿根弯曲强度设计（1）由式10-7试算模数，即1） 确定计算参数 试选KFt=1.3。 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/0.709=0.689 计算。 由图

11、10-17查得齿形系数=2.75、=2.23 由图10-18查得齿形系数= 1.57、=1.77 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别是Flim1=500Mpa、 Flim2=380Mpa.。 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数FHN1=0.85、FHN2=0.88。 取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-14得 1=KFN1Flim1S=0.85×5001.4=303.57Mpa2=KFN2Flim2S=0.88×3801.4=238.86Mpa=2.75×1.57303.57=0.0142=2.23×1.77238.86=0.

12、0165因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.01652）试算模数 =32×1.3×1.083×105×0.6891×222·0.0165=1.877mm（2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。 d1=m1z1=1.877×22=41.294mm v= d1tn1/(60×1000)= ×41.294×970/(60×1000)m/s=2.10m/s齿宽b。b=dd1t=1×41.294=41.294mm 高比b/h。h=2ha*+c*mt=2

13、5;1+0.25×1.877=4.22mmbh=41.2944.22=9.792)计算实际载荷系数KF。根据v= 2.10m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.08。由Ft1=2×TI/d3=2×1.083×105/41.294N=5.245×103N,KAFt1b=1×5.245×10341.294=127>100N/m查表10-3，得齿间载荷分配系数KFa=1.0 由表10-4用插值法查得KH=1.417，结合bh=9.79，查图1.-13得KF=1.35则，载荷系数为 K=KAKVKFKF=1&#

14、215;1.08×1.0×1.35=1.4583)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=mt3KFKF1=1.877×31.4581.3=1.95mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 m2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足齿面接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=60.432mm来计算应有的齿数。小齿轮齿数大齿轮齿数取Z2=121，Z2与Z1互质。4几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1=z1m1=30×2=60mm d2=z2m2=121×2=242mm(2

15、) 计算中心距a=d1+d22=30+2422=151mm(3)计算齿轮宽度 (4)齿顶圆直径(5)齿根圆直径df1=da1-4.5m=64-4.5×2=55mmdf2=da2-4.5m=246-4.5×2=237mm七.设计低速级齿轮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斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取Z2=88。2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，d1t32

16、KHtT1du±1uZHZEZH21）确定公式内的各计算数值（1）试选 （2）由图10-20，选取区域系数（3）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zaa1=cos-1z1cos/z1+2ha*=cos-125×cos20°/(25+2×1)=29.531°aa2=cos-1z2cos/z2+2ha*=cos-188×cos20°/(88+2×1)=23.247°=z1(tana1 tan)+ z2(tana2 tan)/2=25×(tan29.531°-tan20°

17、)+88×（tan23.247°- tan20°）/2=1.724Z=4-a3=4-1.7243=0.871（4）计算小齿轮传递的转矩 T0=9.55×106×P/n0=9.55×106×11/970=4.245×105 （5）由表10-7选取齿宽系数（6）由表10-5查得材料的弹性影响系数（7）由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（8）由式10-15应力循环次数 N3=60njLh=60×243×1×2×8×8×

18、;365=6.81×108N4=N3/u=6.81×108/3.50=1.95×108（9）由图10-23查得接触疲劳强度寿命系数KHN3=0.95、KHN4=0.95（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%全系数为S=1，由式10-14H3=KHN3Hlim3S=0.95×600MPa=570MPa H4=KHN4Hlim4S=0.95×550MPa=522.5MPa取H3和H4中的较小者作为该齿轮副的解除疲劳许用应力，即H=H4=523MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径 d3t32KHtT2du±1uZHZEZH2=

19、32×1.3×4.245×1051×4+14×2.5×189.8×0.8715232=95.153mm（2）计算圆周速度v= d3tnII/(60×1000)= ×95.153×970/(60×1000)m/s=4.88m/s（3）计算齿宽b及模数b=dd3t=1×95.153=95.153mm（5）计算实际载荷系数KH。查表10-2得使用系数根据v=4.88m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.2 Ft3=2T2/d3t=2×2.425×

20、105/95.153 N=5.10×103N KA Ft3/b=1×5.10×103/95.153N/mm=53.60N/mm100 N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2由表10-4查得KH=1.426故载荷系数KH=KAKvKHKH=1×1.2×1.2×1.426=2.05（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-12得d3= d3t3KHKHt=95.153×32.051.3=110.76mm （7）计算模数mm=d3z3=110.76/25=4.43mm3按齿根弯曲强度设计（1）由式10-

21、7试算模数，即2） 确定计算参数 试选KFt=1.3。 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.724=0.685 计算。 由图10-17查得齿形系数=2.65、=2.23 由图10-18查得齿形系数= 1.63、=1.77 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别是Flim3=500Mpa、 Flim4=380Mpa.。 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数FHN3=0.92、FHN4=0.94。 取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-14得 1=KFN1Flim1S=0.92×5001.4=328.57Mp

22、a2=KFN2Flim2S=0.94×3801.4=255.14Mpa=2.65×1.63328.57=0.0131=2.23×1.77255.14=0.0155因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.01552）试算模数 =32×1.3×4.2453×105×0.6851×252·0.0155=2.657mm（2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。 d3=m3z3=2.657×25=66.425mm v= d3tnII/(60×1000)= ×66.4

23、25×243/(60×1000)m/s=0.845m/s齿宽b。b=dd3t=1×66.425=66.425mm 高比b/h。h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×2.657=5.978mmbh=66.4255.978=11.112)计算实际载荷系数KF。根据v= 0.845m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1。由Ft3=2×TII/d3=2×4.245×105/66.425N=3.65×103N,KAFt3b=1×3.65×10366.425=54.95>1

24、00N/m查表10-3，得齿间载荷分配系数KFa=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.417，结合bh=11.11，查图1.-13得KF=1.30则，载荷系数为 K=KAKVKFKF=1×1×1.2×1.30=1.563)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=mt3KFKF3=2.657×31.561.3=2.823mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 m3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足齿面接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=95.153mm来计算应有的齿数。

25、小齿轮齿数大齿轮齿数，Z2与Z1互质。4几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d3=z3m3=33×3=99mm d4=z2m2=112×3=336mm(2) 计算中心距a=d1+d22=199+3362=217.5mm(3)计算齿轮宽度 (4)齿顶圆直径(5)齿根圆直径df3=da3-4.5m=99-4.5×3=85.5mmdf4=da4-4.5m=342-4.5×3=328.5mm5高速级齿轮齿面接触疲劳强度校核（1）KH=KAKvKHKH由表10-2得KA=1计算圆周速度v= d1tn1/(60×1000)= ×60×970

26、/(60×1000)m/s=3.05m/s根据v=3.05m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Ft1=2T1/d1t=2×1.083×105/60 N=3.58×103N KA Ft1/b=1×3.58×103/60 N/mm=59.7N/mm100 N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2由表10-4查得故载荷系数KH=KAKvKHKH=1×1.11×1.2×1.42=1.89（2）由图10-20，选取区域系数（3）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zaa1=cos-1z1c

27、os/z1+2ha*=cos-130×cos20°/(30+2×1)=28.241°aa2=cos-1z2cos/z2+2ha*=cos-1121×cos20°/(121+2×1)=22.421°=z1(tana1 tan)+ z2(tana2 tan)/2=30×(tan28.241°-tan20°)+121×（tan22.421°- tan20°）/2=1.698Z=4-a3=4-1.6983=0.875（4）由表10-5查得材料的弹性影响系数 将上述

28、数据带入式（10-10）得H=2KHT1dd13·u+1u·ZHZEZ=2×1.89×1.083×1051×603·4.02+14.02·2.5×189.8×0.875=531MPaH6低速级齿轮齿面接触疲劳强度校核（1）KH=KAKvKHKH由表10-2得KA=1计算圆周速度v= d1tn1/(60×1000)= ×97×970/(60×1000)m/s=4.9m/s根据v=4.9m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Ft1=2T1/d1t=2&#

29、215;4.2×105/60 N=14×104N KA Ft1/b=1×1.4×104/60 N/mm=233N/mm100 N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.0由表10-4查得故载荷系数KH=KAKvKHKH=1×1.11×1.0×1.42=1.58（2）由图10-20，选取区域系数（3）由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zaa1=cos-1z1cos/z1+2ha*=cos-133×cos20°/(33+2×1)=27.626°aa2=cos-1z2cos/

30、z2+2ha*=cos-1119×cos20°/(119+2×1)=22.459°=z1(tana1 tan)+ z2(tana2 tan)/2=33×(tan27.626°-tan20°)+119×（tan22.459°- tan20°）/2=1.77Z=4-a3=4-1.783=0.734（4）由表10-5查得材料的弹性影响系数 将上述数据带入式（10-10）得H=2KHT1dd13·u+1u·ZHZEZ=2×1.89×4.2×1051

31、15;973·3.5+13.5·2.5×189.8×0.734=520MPaH7.高速级齿轮齿根弯曲疲劳强度校核（1） KF=KAKVKFKF 由表10-2得使用系数KA=1根据v= d1tn1/(60×1000)= ×60×970/(60×1000)m/s=3.05m/s，7级精度，查图10-8得动载荷系数KV=1.10 由Ft1=2×TI/d3=2×1.083×105/60N=3.934×103N,KAFt1b=1×3.934×10360=65.6&l

32、t;100N/m查表10-3，得齿间载荷分配系数KFa=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.417，结合bh=9.79，查图1.-13得KF=1.35则，载荷系数为 KF=KAKVKFKF=1×1.1×1.2×1.35=1.71由图10-17查得齿形系数=2.75、=2.23由图10-18查得齿形系数= 1.64、=1.77F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=2×1.71×1.08×105×1.64×2.751×23×302=231.363MPa<1=303.57MpaF

33、2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=2×1.71×1.08×105×1.77×2.231×23×302=202.49MPa<2=238.86Mpa高速级齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度的能力大于大齿轮。8. 低速级齿轮弯曲疲劳强度校核（2） KF=KAKVKFKF 由表10-2得使用系数KA=1根据v= d1tn1/(60×1000)= ×97×970/(60×1000)m/s=4.9m/s，7级精度，查图10-8得动载荷系数KV=1.15 由F

34、t1=2×TI/d3=2×4.2×105/60N=14×103N,KAFt1b=1×14×10360=233>100N/m查表10-3，得齿间载荷分配系数KFa=1.0 由表10-4用插值法查得KH=1.426，结合bh=9.79，查图1.-13得KF=1.30则，载荷系数为 KF=KAKVKFKF=1×1.0×1.15×1.30=1.495 由图10-17查得齿形系数=2.65、=2.23 由图10-18查得齿形系数= 1.63、=1.77F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=2

35、5;1.77×4.2×105×1.63×2.651×33×332=218.42MPa<1=328.57MpaF2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=2×1.77×4.2×105×1.77×2.231×33×332=199.59MPa<2=255.14Mpa低速级齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度的能力大于大齿轮。七、输入轴 输入轴上的功率PI=11kw，nI=970r/min转矩TI=9.55×106×P

36、/n0=9.55×106×11/970=1.08×105 2求作用在齿轮上的力 Ft=2T1d1=2×1.08×10560=3600N Fr=Fttann=3600×tan20°=1301.29N 3初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取（以下轴均取此值），于是由式15-2初步估算轴的最小直径dmin=A03Pn=112×311970=25.163mm输出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,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT

37、1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， Tca=KAT1=1.3×1.08×105=140400Nmm 查机械设计手册，选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315000N·。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm.，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，故的长度应该比略短一点

38、，现取 （2）初步选择球轴承。 参照工作要求并根据d2=36mm，初选型号6408轴承，其尺寸为d×D×B=40mm×110mm×27mm，基本额定动载荷Cr=50.2kN基本额定静载荷C0r=37.8kN，D1=50mmD2100mm，故d3=d7=40mm,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l7=27mm，l3>27mm（3）因为齿轮左端面应与低速级齿轮保持一定距离，故l4>d3 ，又因为轴段4左端面作为轴承的右固定端，所以d4=D1=50mm。根据轴II的相关数据得l4=136mm。（4）高速级齿轮d1=60mm，与安装齿轮的部分轴直径d

39、4接近，所以，将轴与齿轮制成齿轮轴。 （5）轴段5即为齿轮安装段，轴段6作为右轴承的左定位端，所以d6=D1=50mm，取齿轮右端面与箱体内壁间留有足够间距，=16mm。所以l6=16mm。（6）根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器的右端面的距离为30mm，所以l2=50mm。5.校核。轴的受载情况如下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=782.6N ,FNH2=2817.39NFNV1=282.8N ,FNV2=1018.2弯矩M总弯矩扭矩Ft=3600N=FNH1+FNH2，又因为FNH1 /FNH2= l4+l52l6+l52=136+3016+30

40、=3.6所以FNH1=3600/（1+3.6）=782.6N,FNH2=FNH1×3.6=2817.39N同理可得Fr=1301N所以FNV1/ FNV2 =3.6, FNV1=282.8N，FNV2=1018.2N5. 按弯矩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（即危险截面中间截面）。根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力。取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。6. 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面轴上前面装联轴器的一段只受扭矩作用。虽然键槽、轴肩及过渡配合所

41、引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以前一段均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中间截面上的应力最大。截面5的应力集中影响和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不做强度校核。中间截面虽然应力最大，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，故中间截面不用校核。截面6和7显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需截面4左右两侧即可。（2）截面4左侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗

42、扭系数 =0.2=0.2=25000截面4的左侧的弯矩M为 截面4上的扭矩为 =1.083×105截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢,调质处理。由课本表15-1查得： 因 查附表3-2，经插值后得1.85 =1.25由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 =0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4)得K=1+=1.697K=1+（-1）=1.213由附图3-2、图3-3，得 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即按式3-12及3-12a得综合系数 碳钢的特性系数 取0.1 取0.05计算安全系数S=SS=1.5 所以它是安全的（3） 截面4右侧

43、抗弯系数 W=0.1=0.1=21600抗扭系数 =0.2=0.2=43200左侧的弯矩M为 截面4上的扭矩为 =1083000截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 = 过盈配合处由附表3-8用插值得到，并取取质量系数 综合系数K=K=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=S>S=1.5 所以它是安全的7选用校核键）联轴器处的键由表6-1选用圆头平键（A型） 工作长度 由式6-1， 查表6-2，得 ，键校核安全。8.轴承校核查滚动轴承样本可知深沟球轴承6408的基本额定动载荷，基本额定静载荷。 1）求两轴承受到的径向载荷FNH1=782.6N ,FNH2=2817.39NFNV1

44、=282.8N ,FNV2=1018.2Fr1=FNH12+FNV12=831.63N，Fr2=FNH22+FNV22=2995N因为轴承只受纯径向载荷，所以P=Fr3）验算轴承寿命球轴承取轴承额定寿命为所以轴承校核安全。八、 输出轴1. 输入轴上的功率PI=10.35kw，nI=69r/min转矩TIII=9.55×106×P/n0=9.55×106×10.35/690=1.43×106 2求作用在齿轮上的力 Ft=2TIIId3=2×1.43×106342=8362.6N Fr=Fttann=8362.6×ta

45、n20°=3043.7N 3初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取（以下轴均取此值），于是由式15-2初步估算轴的最小直径dmin=A03Pn=112×310.3569=59.51mm输出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,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， Tca=KAT1=1.3×1.43×106=1859000Nmm 查机械设计手册，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150000N

46、3;。半联轴器的孔径d1=60mm，故取d1=60mm半联轴器长度L142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm。4轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,取故取段的直径d2=70mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=107mm.，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，故的长度应该比略短一点，现取l1=105mm。 （2）初步选择球轴承。 参照工作要求并根据d2=70mm，初选型号6214轴承，其尺寸为d×D×B=70mm×

47、;125mm×24mm，基本额定动载荷Cr=46.8kN基本额定静载荷C0r=37.5kN，D1=79mmD2116mm，故d3=d7=70mm,轴段8的长度与轴承宽度相同, 取齿轮右端面与箱体内壁间留有足够间距，=16mm故取l7=24+16=40mm，l3>24mm，取l3=28mm（3）因为齿轮左端面应与低速级齿轮保持一定距离，故l4>b3（齿轮3宽度） ，又因为轴段4左端面作为轴承的右固定端，所以d4=D1=79mm。（4）轴段5即为齿轮安装左端面倚靠段，试选l5=20mm、d5=100mm。轴段6作为齿轮安装段，试选d6=75mm， l6 =99-2=97mm（

48、5）根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器的右端面的距离为30mm，所以l2=50mm。5.校核。轴的受载情况如下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2778N ,FNH2=5556NFNV1=1014N ,FNV2=2029N弯矩M总弯矩扭矩Ft=8362.6N=FNH1+FNH2，又因为FNH1 /FNH2=12+74+20+4912+16+49=2.01所以FNH1=8362.6/（1+2.01）=2778N,FNH2=FNH1×2.01=5556N同理可得Fr=3043.7N所以FNV1/ FNV2 =2.01, FNV1=1014N，FN

49、V2=2029N7. 按弯矩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（即危险截面中间截面）。根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力。取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。8. 精确校核轴的疲劳强度（2） 判断危险截面轴上前面装联轴器的一段只受扭矩作用。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，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以前一段均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面6和7处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中间截面上

50、的应力最大。截面7的应力集中影响和截面6的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不做强度校核。中间截面虽然应力最大，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，故中间截面不用校核。截面1和2和3显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需截面VI左右两侧即可。（2）截面VI右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=34300抗扭系数 =0.2=0.2=68600截面4的左侧的弯矩M为 截面4上的扭矩为 =14.3×105截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢,调质处理。由课本表15-1查得： 因 查附

51、表3-2，经插值后得1.88 =1.32由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 =0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4)得K=1+=1.687K=1+（-1）=1.221由附图3-2、图3-3，得 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即按式3-12及3-12a得综合系数 碳钢的特性系数 取0.1 取0.05计算安全系数S=SS=1.5 所以它是安全的（3） 截面4左侧抗弯系数 W=0.1=0.1=42187.5抗扭系数 =0.2=0.2=84375左侧的弯矩M为 截面4上的扭矩为 =14.33×105截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 = 过盈配合处由附表3

52、-8用插值得到，并取取质量系数 综合系数K=K=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=S>S=1.5 所以它是安全的7选用校核键）联轴器处的键由表6-1选用圆头平键（A型） 工作长度 由式6-1，查表6-2，得 ，键校核安全2）齿轮处的键 由表6-1选用单圆头平键（C型） 工作长度 由式6-1，查表6-2，得 ，键校核安全。8.轴承校核按深沟球轴承计算寿命未达到要求，故换成6314计算。轴设计不变。查滚动轴承样本可知深沟球轴承6314的基本额定动载荷，基本额定静载荷。1） 求两轴承受到的径向载荷FNH1=2778N ,FNH2=5556NFNV1=1014N ,FNV2=202

53、9N2）Fr1=FNH12+FNV12=2957，Fr2=FNH22+FNV22=5915N因为轴承只受纯径向载荷，所以P=Fr3）验算轴承寿命球轴承取轴承额定寿命为所以轴承校核安全。 九、中间轴 输入轴上的功率PI=10.78kw，nI=243r/min转矩TI=9.55×106×P/n0=9.55×106×10.78/243=4.24×105 2求作用在齿轮上的力 Ft=2T1d1=2×4.24×105242=3504.1N Fr=Fttann=3504×tan20°=1275.38N 3初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取（以下轴均取此值），于是由式15-2初