二级齿轮减速箱的总体设计

1、xx 乂摩机械鸟电九工程曇旎课程设计报告设计题目:链式输送机传动装置专业班级：xx姓名:/学号:xx指导老师：xx设计题目、课程设计任务书链式输送机传动装置的设计学生姓名xx所在院系 机电学院专业、年级、班设计要求：设计链式输送机传动装置原始数据:题号12345678输送牵引力f/n25002800300035004000450050006000输送链速 度v/(m/s)0. 250. 250. 180. 200. 150. 160. 160. 14输送链节 掘冃p/mm1001001001008080100100输送链齿 数z1817161414151714已知条件:1. 输送牵引力f二35

2、00n；2. 输送链速度v二0. 20m/s； 3输送链轮齿数z=14； 4.输送链节距p= 100mm；5.工作情况6.使用期限20年;7.生产批量20台；8 生产条件屮等规模机械厂，可加工68级精度齿轮和78级精度蜗轮;9.动力来源电力，三相交流380/220v；两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘;10检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。6 使用期限20年;7.生产批量20台;8.生产条件中等规模机械厂，可加工68级精度齿轮和78级精度蜗轮;9.动力來源电力，三和交流380/220v；二、传动方案拟定a)工作条件:1 输送牵引力f二3500n；2.输送链速度

3、m) 20m/s；3输送链轮齿数z二14；4.输送链节距p= 100mm；5.工作情况两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘;10检修间隔期 四年一次大修，两年一次屮修，半年一次小修。b)原始数据:题号12345678输送牵 引力f/n25002800300035004000450050006000输送链 速度 v/(m/s)0.250.250. 180.200. 150. 160. 160. 14输送链 节距 p/mm1001001001008080100100输送链 齿数z1817161414151714选择第四组数据进行计算。c)传动方案见下图1-1图1-1链式输送机传动简图1

4、-电动机；2-v带轮；3-减速器；4-直齿齿轮传动；5-链轮传动 链轮的转速：v._w_60x100014x100/?.c 小/m / s = 0.2m / 60x1000解得：n = 8.57r/min（p链节距，z1主动链轮的齿数，n主链轮的转速r/min, v链轮的平 均速度）三、电机的选择1、电动机类型的选择：y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率:?7总=伽轴承x“2齿轮xq联轴器x77链=0.96x0.984 x0.972 x0.99x0.96=0.7923500x020-1000x0.792=0.884w（2）电机所需的工作功率:因此要求选择电机的功率必须

5、大于884wo电动机功率选择:因此要求选择电机的功率必须人于838wo根据工作要求选择三相异步电动 机，初选以下种型号的电机。传动比 方案电动机型号额定功率/kw电动机满载 转 速 /（片 *min 1）电动机重 量/kg堵转转 矩最大转矩额定转矩额定转矩1y802-40. 751390182.32.32y132s-61. 11400222.32.33y100l2-41.51400272.32.3若选择 y80m2-4 则：p=559w若选择 y90s-4 则：p二858w若选择 y90i-4 则：p二 1070w故选择y90s-4型号的电机,即功率为1100w,效率为78%,转速为1400r

6、/min四、总传动比的确定与分配：1. 总传动比：心=如=凹=163.36伽轮&572. 各级传动比的分配带传动的传动比:=3.4咼速级齿轮的传动比：b = 38低速级齿轮的传动比:z3=3.6链传动传动比:/4=3.53. 各轴转速计算:1400=3.4=411.76r/minn23.8= = 108.36r/min心=10&36r/minn23.6108.363.6=30厂/min4.各轴输入功率计算：p =血机 xt；, =1.1x78%x96% = 0.8237册p2 = p, x % = 0.8237 x 99% 二 0.8154rwp. =p2x/3 =0.8154

7、x99% = 0.8072k w5各轴转矩计算：pn r237t, =9550= 9550xn m s9()4n 加也411.76pq q 1 54t7 = 9550=9550 x w 加71 863n m弘108.36pq x072=9550=9550 x n m « 256.105n mn330.1五、带轮的设计计算设计 项目计算及说明1.确pca =如定功查表得ka=1.2，则率pca = kap = 1.2 x 0.8580kw = 1.03kw2.选ri = 1400r/min,pc = 1.03kw,选择 z 型 v 带择带型3.确选取小带轮基准直径为d“ = 71mm,

8、则大带轮直径为定带dd2 = iddi = 71 x 3.4mm = 241.4轮基选取标准值dd2 = 250mm。准直径4.irddiihtt x 71 x 1400验算v = 5.2m/s60x 100060x 1000/带速带速在525m/s范围内。n3 =30厂/min片=0.8237kw£=08154kwp3=q.8012kwt =1904n 加7； =71.863 *m7； =25605nmpca = 1.03kw z型v带dd2 = 250mmv = 5.2m/s设计项目计算及说明1.确定pea = kap功率杏表得k.el.2,则pca = kap = 1.2 x

9、0.8580kw = 1.03kw2 选择 带型nx = 1400r/min,pc = 1.03kw,选择 z 型 v 带z型v带3 确定选取小带轮基准直径为dm = 71mm,则大带轮直径为带轮基dd2 = id" = 71 x 3.4mm = 241.4准直径选取标准值dd2 = 250mm。4.irddln1it x 71 x 1400验算带v_ 60 x 1000 "60 x 1000 “m/s速带速在525m/s范围内。5.按结构设计耍求初定中心距a.o确定带由07(ddi + dd2)s a。s 2(ddl + dd2)的基准即225mm < a0 <

10、; 642mm长度为使结构紧凑，取低值，a0 = 400mmld和 实际屮foi(dd2 - ddl)2ldo - 2a° + 2 (ddi + dd2)+心距a、(71 - 250)2=2 x 400 +-(71 + 250) + = 1324.25mm 2'4x400由 gb/t 13575. 1-2008 选取基准长度= 1330mm因此，实际中心距a为a « a0 + 0.5(ld 一 ld0) = 400 + 0.5 x (1330 一 1324.25)=403mmm6.要求57 3。250 71= 180。一 罟(dd2 - dq = 180°

11、 一 一丽一x 57.3°=154° > 120°7 确定（1）计算单根v带功率prv带根由ddi 71mm,阳=1400r/min,杏得p。= 0.3kw数根据ni = 1400r/min, i = 3.4和 z 型带，査得ap0 = 0.03kw 根据旳=154。查得心=0.93。根据ld = 1330mm,查得心=1.13,于pr = (po + ap0) ktt kl = (0.3 + 0.03) x 0.93 x 1,13 = 0.347kw(2)计算v带根数pca 1.03z_ pr _ 0.347 - 2 97収z = 38.计算 初拉力查的v

12、带的质虽m = 0.06kg/m,则初拉力为500pca/25 k a 2fo= zv 1 ka rqv500 x 1.032.5 - 0.93o= x + 0.06 x 5.202 = 57.35n 3 x 5.200.93材料为ht150dl=45mm9.计算 作用在 轴上的 压力154°fq = 2zf0 siny = 2 x 3 x 57.35 x sin n = 335.65n10.带 轮结构 设计（1）材料选择经选择，采用材料为ht250。（2）小带轮结构采用实心式，査得电动机直径d=24mm查得其l带轮=（1.52）d = 3648mm。取2带轮=40mm最终宽度结合安

13、装带轮的轴段确定轮缘宽：b轮缘=（z - l）e + 2f = （3 - 1） x 12 + 2 x 7=38mmd = （1.82）d = （1.82） x 24mm=43.248mm 取 ch二45mm（3）大带轮结构采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结 构设计同步进行六、齿轮的设计计算1、高速级齿轮的设计1丄选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）材料选择。选择小齿轮的材料为40cr （调质）,硬度为280hbs就，大齿 轮材料为45钢（调质），硕度为240hbs,二者材料硬度差为40hbs。4）初选

14、小齿轮齿数知二24,大齿轮齿数=3.8x24 = 91.2,取z2 =911.2按齿而接触强度设计 由设计公式进行试算，bu：（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数k = l.32）计算小齿轮传递的转矩t, = 9550- = 9550x 0,82368 m « 191®411.763）查表得齿宽系数0 =1。丄4）查表得材料的弹性影响系数ze=189.8mp决5）由设计手册小齿轮的弯曲疲劳强度极限的表查得，选取极限应力的屮间偏 下值，即在mq及ml屮间选值。按齿面硕度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限c呗=600mpa .大齿轮的接触疲劳极限巾吹=550mpa。6）计算

15、应力循坏次数m =60njlh = 60x411.76 x lx（20x 300x8x2）= 2.43936 xlo查表可知，接触疲劳寿命系数5=092,心应=0.98 计算接触疲劳需用应力 取失效概率为1%,安全系数s"得：nn, = =0.7217xl09-3.83qji二如也皿=0.92x600二552 mpas 2 二 kej 恤 2 二 ° 98 x 550二539 mpa s（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d代入bj屮较小的值kt u±-2）计算圆周速度卩加i“ 龙 x 36.47x411.76, _o,.v =m/s = 0.786m/ s60x1

16、00060x10003）计算齿宽bdu >2.3_1.3x1.9104x104 .483<189.8- 'nun= 3647nunb = 0/ d” = lx 36 al mm = 36.47?4）计算齿宽与齿高比纟h模数齿高h = 2.25“ = 2.25 xl.52mm = 3.42 加加- = = 10.73 h 3.425）计算载荷系数根据y = 0.78622/77/5, 7级精度，杳表可得：动载系数k= 1.08使用系数ka =1.00直齿轮k弘=kpa =1齿向载荷分布系数= 1.417故载荷系数 k = kakvkhukhfi =1.5306）按实际的载荷系

17、数校止所算得的分度【员i直径=36.467x3/1 =38.502m/nk（1.37）计算模数 38.50224= 1.6041.3按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式：2kt、i 07（1）确定公式内的各计算数值1）查表可小齿轮的弯曲疲劳强度极限b加=50（）mpa,大齿轮的弯曲强度极afe2 = 3s0mpa2）查表得，弯曲疲劳寿命系数k加=0.9, kfn2 = 0.923）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由公式：kfn0fe 二 0 9x500 “pa = 321 .43mpqf 1 s1.4k fncc fd 0.92x380crrl9=mpa = 24971mp

18、ar 2 s1.44）计算载荷系数k = kakv kfakff） =1x1.08x1x1.35 = 1.4585）查取齿形系数。查表得：齿形系数爲=2.8、=2.218,应力校正系数rsv/1 =1.55> 2=1-581； 7）计算大、小齿轮的伞埠并加以比较。0訂 2.8x1.55321.4300135味心一 2.2空型= 0 0140249.71大齿轮的数值大（2）设计计算lx242,n n 3 2x1.458x1.9104x10-a014qmm = j.隔诃对此计算结杲，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大丁由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主耍取决丁弯曲强度所决定

19、的承载 能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿 数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.106圆整为标准值m二1.5,按接触强度算得的分度圆直径/ = 38.505mm ,算出小齿轮齿数旦= 21 = 25.67 = 26m 1.5大齿轮齿数 e = 3.8 x 26 = 98.8 « 99这样设计出的齿轮传动，既满足了齿而接触疲劳强度，有满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1.4几何尺寸设计、（1）计算分度圆直径仏 = 26x1.5/7?7n = 39/nm d2 = z2m = 99 x 1.5mm = 148.5"(2)

20、 计算中心距仏+239 + 148.5a = =mm = 95./5mm2 2(3) 计算齿轮宽度b = 0d = lx 39mm = 39mm取 b2 = 39mm ,= 45mm设计结果（高速级齿轮设计人小齿轮大齿轮模数m1.51.5齿数$2699齿轮宽度4539分度圆直径39148.5中心距93.752低速级齿轮设计2. 1齿轮的材料及齿数与高速齿轮相同，小齿轮的材料为40cr （调质），硬度为280hbs 就，大齿伦材料为45钢（调质），硬度为240hbs,二者材料硕度差为40hbs。2. 2低速级齿轮传动比分配为1:3.83.按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即3. 1确定

21、公式内的各计算数值试选载荷系数k, =1.3。3. 1. 1计算小齿轮传递的转矩。丁 95.5x10"95.5xl05 x0.858 “t, =n * mm® 111.11=7.37x103 4n* 加加3. 1. 2由表4-4选取齿宽系数0 = 1 o3. 1. 3由式计算应力循环次数。j：齿伦每转一圈，同一齿而啮合的次数；lh ：齿伦的工作寿命n、=60njlh =60xl00x lx (2x8x300x20) = 5.085xl085.085x10. 271"-43.2计算3. 2. 1试算小齿轮分度圆直径d“，代入巾中比较小的值。3.2.2 11-算圆周速

22、度v。58.23mm60x1000jix58.23xl0060x1000m! s = 0.305/w/53.2.3计算齿宽b。b = 0/ d“ = 1 x 5.timm = 523mmb3. 2. 4计算齿宽与齿高z比一。 hh = 2.25m t = 2.25 x 2a3mm = 5.463. 2.6齿高/? _ 58,23h 5.46= 10.663.2.7计算载荷系数。根据v二0. 125m/s, 7级精度,山图10-8查得动载系数kv=1.o3；肓齿轮，kha=kfa=l；由工作载荷状况为均匀平稳,原动机为电动机，查设计卩查得使用系数ka=1；山设计书表10-4用插值法査得7级梢度、

23、小齿轮相对支承非对称布置时，k” = 1.426。 由- = 10.68, kh/= 1.426；查设让卩中图10-13得故载荷系数hk = k 斗 k” k% 人砂=1 x 1.03 x 1.426 = 1.4693. 2. 8按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，山式得4 = 1,3- = 58.23 x= 59.42mm3.2.9计算模数m。心 59.42 c “m = =mm = 2a<smm知 24,4. 按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为心|迥（込）4. 1确定公式内的各计算数值4. 1. 1由设计书中10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限crf£1

24、= 500mpa ;人齿轮的 弯曲强度极限»e2 = 380mp。；4. 1. 2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfnx = 0.85, kfn1 = 0.88;4.1. 3计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数5 = 1.4,由式得r ik卩小ff0.85 x 500 nnctp, =mpa = 303.57 mpaa 1 s1.4r i k；n2bfe2 0-88 x 38()cqq oz： a/f naf j.= 八 4 =mpa = 238.86mpaf c1.44.1.4计算载荷系数k。k = ka kv k fak f0 =1x1.03x1x1.35 = 1.39 4

25、. 1.5杳取齿形系数由表 10-5 査得 yfax = 2.65； yfa2 = 2.226。4. 1.6查収应力校正系数。由表 10-5 查得ysca =1.58； a2 = 1.764 oyf血1）计算大、小齿轮的af并加以比较。2.65x1.58303.57= 0.013792.226x1.764238.86= 0.01644人齿轮的数值人。4. 2设计计算j2xl.39x5.12x!03v lx242x 0.01644/1/?! = 0.95mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m人于由齿根弯illi疲劳强度计算 的模数，由于齿伦模数m的人小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力

26、，而齿面接触疲 劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮总径（即模数与齿数的乘积）有关，可収山弯曲强 度算得的模数0.95并就近圆整为标准值血=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d = 58.23mm,算出小齿轮齿数d _ 58.23m 2.0=29人齿伦齿数e =3.8x25 = 111这样设计出得齿伦传动，既满足了齿而接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度, 并做到结构紧凑，避免浪费。5.几何尺寸计9.1计算分度圆直径d = zxm = 29x 2.0mm = 58mm d2 = z2m = 111 x 2.0 mm = 220mm 5. 2计算中心距di+258 + 2201a = =mm

27、= 3vinm2 25.3计算齿轮宽度b = 0/d| = lx 58/7im = 58mmb2 =5sinm9 b, = 63mm总的齿轮的设计结果如下:设计结果：低速级齿轮设计低速级齿轮设计结果分度圆直径£58mmd2220mm中心距139mm齿轮宽度大齿轮58mm小齿轮63mm模数1.0mm齿数z295111设计结果：高速级齿轮设计高速级齿轮设计结果分度圆直径39mmd2148.5中心距94.5mm齿轮宽度人齿轮39小齿轮45mm模数1.5mm齿数z126599七、链轮的设计输入功率p = 1.1 x 0.78 x 0.95 x 0.96 x 0.96kw = 075kw,转速

28、g = so.lr/min,qh 1n4 = r/min = 8.6r/min3.5设计项日计算及说明1 链轮齿数取小链轮齿数可=17,大链轮齿数为z2 = i zx = 17 x 3.5 = 59.51rz2 = 602.计算功率查得ka = 1.0, kz = 1.52,单排链，则计算功率为pea = kakzp = 1.0 x 1.52 x 0.75kw = 1.14kw3.选择链条 型号和中心 距根据pea = 1.14kw及ri = 30.1r/min,査得选取26a,査得链 条节距为p = 25.4mm。4.计算连接 数和中心距初选中心距a0 = (3050)p = (3050)

29、x 25.4mm = 7621270mm 取a。= 800mm。相应的链长节数为a0 zi + z2 (z2 -zj2 p lp°"p+ 2+2na080017 + 60(60 - 17)225.4=2 x + -+x « 11025.42211800収链长节数为lp = 110节。由= 2.16查得中心距系数仃=0.24421,则链传动的最 z2 z1大屮心距为a = fip2lp 一(zi + z2)=0.24421 x 25.4 x(2 x 108 一 (17 + 57) « 880mm5.计乳链速vzigp17 x 30.1 x 25.4v =u

30、 0.217m/s60 x 100060000/lllv = 0.217m/s和链号16a,可知应该采用定期人工润滑。6.计算压轴 力有效圆周里为fe = 1000 = 1000 x 穿3456.22n链伦水平布置时的压轴力系数kfp = 1.15,则压轴力为fp « kfpfe = 1.15 x 3456.22 3974.65zi = 17z2 = 60ao=800mmlp = 110 节7.小链轮结 构尺寸链轮分度圆直径pd = 138.23mms,n zd=138.查得滚子直径d=15.88mm,內链板高度h2 = 24.13m,内链节宽bx = 15.75mm,销轴直径d?

31、= 7.94mm,排距 pt=29.29mm<>尺侧1员1弧半径remaxremax = 0.12(1! (z + 2) = 36.21mm=36.2remin=0.008(1! (z2 + 180) = 59.58mm取匚=40mm 滚子定位圆弧半径reminrimin = 0.505d = 8.02mm=59.5imax=0.505心 + 0.069 州=8.19mm取片=8.10mm 滚子定位角90°amax = 140°= 134.7°zrimin = 8.02rimax90amin = 120° =114.71° z=8.

32、19取 a = 120° 齿顶圆直径damin =( 1.6=d + p (1 j -右=145.36mmamax =134.damax = d + 1.25p 一 山=154.10mmmin取 da = 146mm齿根圆直径df = d _ d = 122.35mm=114.确定的最人轴凸缘肓径180°dg = pcot1.04h2 0.76 = 110.02mm8zd uamin齿宽=145.bf = 0.95b = 14.96mmdamax尺侧倒角ba = 0.13p = 3.302mm=154.尺侧半径rx = p = 25.4mm齿侧圆弧半径；=0.12d(z +

33、 2) = 36.21mmdf=122.滚子定位圆弧半径d = 0.505d = 8.02mm滚了定位角a =140°-(90°)/z=134.71°&大链轮结 构尺寸链轮分度圆直径pd =go。= 485.38mmsm z査得滚子直径d = 15.88mm,內链板高度h? = 24.13m,内链节宽 bx = 15.75mm,销轴直径d? = 7.94mm,排距 pt=29.29mm<>尺侧圆弧半径remax = 0.12d(z + 2) = 118.14mm remin = 0.008di(z2 + 180) = 476.28mm 取e =

34、 300mm滚子定位圆弧半径rimin = 0.505d = 8.02mm "max = 0.505d + 069 前7 = 8.19mm 取与=8.10mm滚了定位角90°amax = 140°- = 138.57°90amin = 120°= 118.5°z取 cc = 128°齿顶圆肓径( 1.6damin = d + p (1j = 494.22mmdamax = d + 1.25p 一 d】=501.25mm取 da = 500mm齿根圆直径df = d 山=469.5mm确定的最人轴凸缘肓径180°dg

35、 = pcot1.04h2 0.76 = 458.87mm8z齿宽bf = 0.95b = 14.96mm尺侧倒角ba = 0.13p = 3.302mm尺侧半径rx = p = 25.4mm齿侧圆弧半径re = 012di(z 4- 2) = 118.14mm滚子定位圆弧半径d = 0.505d = 8.02mm滚子定位用« =140°-(90°)/z=138.5°八、轴的结构设计与校核1 第一根高速齿轮轴的设计功率转矩转速齿轮分度圆直 径压 力 角齿轮宽度0.8237kw19.104n m411.76r/ min大齿轮小齿 轮20o大齿 轮小齿 轮1

36、48.539mm3945mm1.1齿轮的受力情况：口 2t、2xl9.104xl03 vft = l =n = 979.69nd39fr =ftiana = 979.69 x tan 26 n = 356.578nfn = j f： + f； = j979.6y+356.573 n = 1042.5642其中行为圆周力，f,径向力。1.2初步确定轴的最小直径d甘碍=仔囂恥026血。考虑使用q偏小的材料，选用材料为：45钢，调质处理。查表得：4。=110即：dx >0.126x110= 13.86/wm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处，轴的直径d。为了使所选的轴直径山与 联轴器的孔径相适

37、应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩tca = kat5,查表，考虑到转矩变化小，故取ka = 1.5,贝lj：tca = kat2 = 1.5 x 19.104 x 105n mm = 28.67 x 105n mm按照计算转炬tg应小于联轴器公称转矩的条件，查标准cb/t 50142003,选用 lx1型号弹性柱销联轴器，其公称转矩为250nmm。半联轴器的孔径= 14mm, 故取d_ = 14mm,半联轴器长度l = 32mm,半联轴器与配合的毂孔长皮l = 32mm。13轴的结构设计1. 3.1设计轴上零件的装配方案p4p1.3.2根据轴向定位的耍求确定各段直径和长度（1）为

38、了满足皮带轮轴向定位要求，1轴段需要制出一个轴肩，故取2段的直径为段取；根据皮带轮的厚度，1段长度为32。（2）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。因为 设计周径尺寸为20mm,查设计手册，选择c = 9380n的型号为6004的轴承。（3）取安装齿轮处的轴段4的直径为22mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。 已知齿轮轮毂的宽度为50mm,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，故取48mmo齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h二3.5mm, 则轴环处的直径为29mm。轴环宽度/?>1.4/?,故取10。（4）轴承端

39、盖的总宽度为8mm （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，取端盖的外端面与皮带轮右端面间的 距离为5mm,故取2段总长为32mm；轴的各段长度和加并考虑到第二根轴的设计, 故总长定为242mm。1.4求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图（图3）从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的 截面c处的弯矩的值列于下表。v 面 直 垂持力 支反hv22弯矩mvm弯总炬2061147-2 v+2vm-矩扭tmm 矩 弯的强度。只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截而c） 轴的计算应力为：1.5弯矩扭 合成应力

40、校核轴的 强度进行校核 时，通常 根据上表数据，題云 *485622 +19104= =w0.1x223前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可知其许用应力cr= 60mpa。因此bgvb故安全。1.6精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面a、b、c只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过度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，所以截 而a、b、c均无需校核。从应力集屮对轴的疲劳强度的影响来看，笫4段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e上的应力最大。截面d的应力影响和截面f的和近, 但截面f不受扭矩作用，同时轴径也较人

41、，故不必做强度校核。截面e上虽然应力 最人，但应力集中不人（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的 肓径最大，故截而e也不必校核。第6段的截面不受扭矩，而且没有载荷的作用， 故不用校核。因而该轴只需校核截面d左右两侧即可。（2）截面d左侧的校核抗弯截面系数 w =oad3 = 0.1 x 2（p 加？ = 800mm3抗扭截面系数晒=0.2, =0.2x20%/ =1600加屛截面d左侧的弯矩mm = fr2 x (118 + 24) 一 fn x 24n mm = 33417 mm，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截而a、b、c均无需校 核。从应力集中对轴的疲

42、劳强度的影响来看，第4段处过盈配合引起的应力集中最严 重；从受载的情况來看，截面e上的应力最人。截面d的应力影响和截面f的相近, 但截面f不受扭矩作用，同时轴径也佼人，故不必做强度校核。截面e上虽然应力 最大，但应力集屮不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而冃这里轴的 直径最大，故截面e也不必校核。第6段的截面不受扭矩，而且没有载荷的作用， 故不用校核。因而该轴只需校核截面d左右两侧即可。（2）截面d左侧的校核抗弯截面系数w =0.1rf3 =0.1x513/nn/3 = 13265.1加屛抗扭截面系数wt = 0.2 j3 = o.2x513/7?m3 = 26530.2/n/n3

43、截面d左侧的弯矩m58 5 ?9m = 109332.556 x -n mm = 55133.51 17v mm5&5截面d上的扭矩厶截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力t3 = 258157/v /mn55133.51113265.1mpa= 4156mpd=k=mpa=mxmpa=t15mpci ,轴的材料为45钢，调质处理。查表得= 640mpa , jj = l55mpa o截面上rti于轴肩而形成的理论应力集中系数签及。因工 d- = = 1.10,经插值后可查得：d 20乙=1.9318, % =1.4轴的材料敏性系数如及,查表得qa 0.76 , qt = 0.78故有效应

44、力集中系数为：ka =1 + ( -1) = 1 + 0.76x(1.9318-l)= 1.708 kt =1 + 么(匕一l)=l + 0.78x(1.4 1) = 1.312查表得，尺寸系数為=0.72,扭转系数6=0.84。 轴按磨削加工，查表得表而质暈系数为：0严卩严0.92轴未经表面强化处理，即鶴=1,则综合系数为:亠型+丄亠2.4590.720.92”©1i 1.3121kr = 41 =+1 = 1.649r 乞(it 0.840.92乂知碳钢的特性系数：% =0.1 0.2,取 =0.1(pr = 0.05 0，取久二 0.05于是，计算安全系数s“值，得：cf275

45、2.459x4.156 + 0.1x0= 26.91155s = 18.75'k兀 + 00” 649 x + 0.05 x2 226.91x18.75v s/ ° 丫 =丿=15.384» 5 = 1.5js；+s； 726.912 +18.752故可知其安全。(3)截面d右侧的校核抗弯截面系数w =o.ld3 =0.1x473m/h3 = 10382.3/nm3抗扭截面系数叫=0.2 j3 = 0.2x47% 亦=20764.6mm3截面d左侧的弯矩m58 5 29m = 109332.556 x 止- n mm = 55133.511n mm58.5截面d上的

46、扭矩7；t3 =258157n 加加截面上的弯曲应力竺 j5133.5j 吩 5.31 咖' w 10382.3截面上的扭转切应力鈔聽22.433咖过盈配合处的查表并用插值法求出。并取于是得s s = 2.156,乞= 0.8 = 1.725轴按磨削加工，查表得表面质量系数为:故得综合系数为:b 1心二二 +1 = 2.156 +1 = 2.243為 0，092kt =+a1 = l7248 + 921 = l812所以轴在截面d右侧的安全系数为:2752.243x5.31 + 0.1x0=23.09= 13.39_155二 12433 12.4331.812x+ ().05 x2 2

47、=11.58»5 = 1.5_ s$ _23.089x13.391“ js + s； 723.0892 +13.3912故该轴在截面d右侧的强度也是足够的。1.7轴承的校核1.7.1第一根高速齿轮轴轴承的校核根据轴的受力简图,并且已知出 fr = 356.5782v , ft = 979.697v , nx =411.74r/min ,fp = 3407v o 预期计算寿命l； =20x300x8x2 = 96000/? rti受力简图，根据轴的受力平衡方程可以求出：fvvi = 256.562n , fnv2 = 100.016n卩曲= 240.509/v , fnh2 = 399

48、.20in故轴承的合径向载荷为：fr=亦2 + 嘉门 2 = 7256.5622 +24o.5o92/v = 351.666w frl = fnv2 +fnh 2 = 7100.0162+399.2012 = 411.539n 由于f八 f2故只需要设计右端的轴承a求比值-° -qfr2 411.539查表町知深沟球轴承的最小幺值为0.22,故此时b、初步计算当量动载荷pp = flaxfrlyfj查表知，径向动载荷系数x=i,轴向动载荷系数y = o,九=i.oi.2,取fp =1.2 则:p = fp (xfr2 4- yf；) = 1.2 x 411,5392v = 493,8

49、472vc、求轴承应冇的基本额定动载荷值493.847 x>0x411.74x96000v 1()6=6585.7877v因为设计周径尺寸为20mm,查设计手册，选择c = 9380a的型号为6004的轴承。 d、验算6004轴承的寿命12x ( 9380 h = 277368/? > 96000a ,60x411.74(493.847丿大于预期计算寿命，故可选用6004。1.8.1第一根高速齿轮轴与齿轮连接的键校核（1）笫一根高速齿轮轴与齿轮连接的键校核1.1选择键连接的类型和尺寸般8级以上梢度的齿轮有定心梢度要求，应选用平键连接。山于齿轮不在轴端，故选用圆头 普通平键（a型）。根据d=22mm,从表查得键的截面尺寸为：键宽b=6mm,高度h二6mm。由 轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l=40mm （比轮毂宽度小些）。1.2校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计手册杏得许用挤压应力=120-150mpa,取其平均 值，务=135mpa o键的工作长度|=l-b=40-6=34mm ,键与伦毂键槽的接触高度k = 0.5h = 0.5 x 6 =3 mm 0 由此可得2txl03 2x19.104x1（）3 人“厂门“ r 厶、工、crn =mpa = 17.03mpa &l