带式输送机传动装置的设计

1、带式输送机传动装置的设计7院系:专业:年级:学生姓名:学号:小组成员:带式运输机传动装置的设计工学院机械工程及自动化2012级陆俊名201201020238陈小冲张明凉指导教师:目录书、设计3任务二、传动方案拟定4三、电动机的选择5四、比计算总传动比及分配各级的传动6五、算运动参数及动力参数计7六、传动零件的设计计七、轴的设计计19八、润滑方式与润滑剂选择29九、设计小结30十、参考文献311）两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C,每年350个工作日；2）使用折旧期8年；3）检修间隔期：四年一大修，两年一中修，半年一次小修；4）动力来源的：电力，三相交流，电压

2、380V/220V；5）运输速度允许误差为5%；6）一般机械厂制造，小批量生产；3课程设计内容1）装配图一张（A3）；2）零件工作图两张（A3）输出轴及输出齿轮；3）设计说明书一份。备注：手工绘制图纸，计算机打印或手写说明书。4.设计数据：运输带工作拉力4.5KN运输带工作速度1.1m/s滚筒速度400mm二传动装置的总体方案设计2.1传动装置的运动简图及方案分析2.11运动简图带買输送机传动方案1一勵送腔帶动理简3-miMi拄齿轮件速器4V带偉功5电动机表11原始r.i-t数据学号201201020238题号11输送带工作拉力F/kM4.5输送带工作速度v/(ms-i)1.1滚筒直径D/mm

3、4002.1.2方案分析该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择3.1电动机的类型和结构形式

4、电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。32确定电动机的转速由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般械中，用的最多的是同步转速为1500或1000r/min的电动机。这里1500r/min的电动机。33确定电动机的功率和型号1计算工作机所需输入功率Fv由原始数据表中的数据得P=4.5x103x1.1kW=4.95kWw10002计算电动机所需的功率P(kW)d式中，“为传动装置的总效率n二nn-n1 2n式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率查表2-4得带传动效率“=0.951一对轴承效率耳=0.992齿轮传动效率耳二0.983联

5、轴器传动效率n=0.994滚筒的效率n=0.965总效率耳二0.95x0.993x0.982x0.99x0.96二0.8411取P=7.5kWd最大495P=P/n=kW=5.9kWdw0.84查表939得选择Y132M-4型电动机电动机技术数据如下:额定功率(kw):7.5KW载转速:(r/min)1440r/min额定转矩(N/m):2.2/m转矩(N/m):2.3N/m运输带转速n=空=60x=52.54r/min“D3.14x0.4四.计算总传动比和分配各级传动比4.1确定总传动比电动机满载速率n，工作机所需转速nmw总传动比为各级传动比的连乘积，即i4.2分配各级传动比总传动比/10

6、00i=n/n=19.03mw52.54初选带轮的传动比，2.5，减速器传动比1i =1903=7.612.51 3.=2.32 3U言密寸礼J001u00寸一-uiui_4on寸Hunu、aHfHhiuo挥SI,I痕Mn=nIIIIV5.2计算各轴的输入功率p=pxq=7.5x0.95kW=7.125kWId1p=pxqxq=7.125x0.99x0.98kW=6.91kWII I23p=pxqxq=6.91x0.99x0.98kW=6.7kWIII II23p=pxqxq=6.7x0.99x0.99kW=6.57kWIV III245.3计算各轴的输入转矩T=9550p=9550x5N-m

7、=170N-m1n400IT=9550厶=9550xN-m=495N-m2 n133.3IIT=9550=9550x7N-m=1471N-m3 n43.5iii传动装置参数见表12表12传动装置的运动参数和动力参数轴号转速输入功率输入转矩IIIIIr/min)(kW)(Nm)400133.343.57.1256.916.71704951471六传动零部件的设计计算6.1带传动611确定计算功率并选择V带的带型1确定计算工率pca由1表87査的工作情况系数K=12，故AP=Kp=1.2x7.5kW=9kWcaA2选择V带的带型根据p，n由1图811选用A型。cam6.1.2确定带轮的基准直径并验

8、算带速1初选小带轮的基准直径d。由1表86和表88,取小带轮的基d=112mm。d2验算带速。按1式(813)验算带的速度V兀dn3.14x112x1000v=m/s=5.86m/s60x100060x1000因为5m/sv30m/s，故带速合适。dd23计算大带轮的基准直径。由1式(815a),计算大带轮的基准直径d=id=2.5x112mm=280mmd21d1根据1表88,圆整为d二280d26.1.3确定V带的中心距和基准长度1根据1式(820)0.7(d+d)a2d+d)dd20dd22744mma120。1d2dia4856.1.5计算带的根数1计算单根V带的额定功率P由d=112

9、mm和n=1440r/min，查1表8一4a得d1mP=1.6kW0根据n=1440r/min4b得mAP二0.16kWi二2.5和A型带查1表810查的表85得K=09，表82得K=0.99al于是P=(P+AP)KK=(1.6+0.16)%0.95%0.99kW=1.66kWr00a2计算V带的根数ZZ一=5.4取6根P1.66r6.1.6确定带的初拉力和压轴力由表1表83得A型带单位长度质量q=0.10kg/maKzva应使带的实际初拉力压轴力最小值F0(Zin=500+qV2=500%寫SMC+10%(844)2N=216(F)=2z(F)sin么=2%6%216%sin160N=25

10、53NPmin0min226.1.7带轮的结构设计1带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT2002带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式(6孔)具体尺寸参照1表810图814确定。6.2齿轮传动（一）高速级齿轮传动6.2.1选择精度等级，材料及齿数1. 运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2. 材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3. 选小齿轮齿数z=25，大齿轮齿数1z=25xi=25x4=100226.2.2齿轮强度设计1选取螺旋角初选螺旋角B=142按齿面接触强度设计按1

11、式（1021）试算，即,2KTu1ZZ,dit-3寸（茴）2（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K=.6t2）小齿轮的传递转矩由前面算得T=103.62Nm=10.362x104Nmmi3）由1表107选取齿宽系数=1d4）由1表106差得材料的弹性影响系数丄。Z=189.8MPa2E5）由1图1021d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限疲劳强度极限b=600MPa；大齿轮的接触Hlim1b=550MPaHlim26)由式11013计算应力循环次数N=60njL=60x576x1x(10x300x8x2)=1.659x1091 1hz1.659x109N=0.415x1092 47

12、)由1图1019取接触疲劳强度寿命系数，K=0.97K=1.05HN1HN28）计算接触疲劳许用应力9)10)b=hniiimi=0.97x600MPa=582MPaH1sb=HN2Iim2=1.05x550MPa=577.5MPaH2s由1图选取区域系数Z=2.433H由图1026査的0.781，0.885a1a2则e11）许用接触应力+e二0.781+0.885二1.67a1a2Q+b582+577.5b=4-2=MPa=579.75MPaH2计算1）试算小齿轮分度圆直径d,有计算公式得1t,2x1.6x10.362x1045,2.433x189.8d3.1t1x1.674c579.7?)

13、2=53.98mm2）计算圆周速度兀dn3.14x53.98x576.小/v=1.63m/s60x100060x10003）计算齿宽b及模数mntb=0d=1x53.98mm=53.98mmd1tdcosP53.98cos14m=j=2.1ntz251h=2.25m=4.725mmnt5398b/h=11.424.7254）计算纵向重合度ePo=0.3180ztanP=0.318x1x25xtan14=1.98Pd15）计算载荷系数已知使用系数K=1，根据v=163m/s，7级精度，A由1图108查的动载系数K=1.08；由表104查的K=.42；由表1013查得3差得kfp=14。故载荷系数

14、;由表106）K=K=1.2hFaK=KKKK=1x1.08x1.2x1.42=1.84AVHaHP按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（1010a）得7）d=d=53.98311tVK1.61t计算模数mm=56.56mmmndcosP56.56-cos14-_m=t=2.2mmnz2513按齿根弯曲疲劳强度设计由1式（1017）,2KTYcos2卩YYm3-FaSanez28q1d1aF(1)确定计算参数1）计算载荷系数K二KKKK二1x1.08x1.2x1.4二1.81AVFaFP2）计算纵向重合度二.98,从1图1028査的螺旋角影响系数Y=oJ3）计算当量齿数zz=V1CO

15、S3P25一-=27.37COS314100=109.47COS314zz=2v2COS3p4）查齿形系数Y二2.18Fa2由1表105查得Y=2.625）查取应力校正系数Y二1.79sa2由1表105查得Y=1.59.sa16）由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限G=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE1FE2=380MPa7）由1图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN1二0.87K二0.9FN28）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1(1012)得Kc0.87x500Q=pmfei=310.71MPafiS1.4Kc0.9x380c=_fe2=244.29MPaF2S1

16、.49）计算大小齿轮的YYFaSa-cFYYFal_Sal0F1驾芽二0-0134YYFa2_Sa2-0F2大齿轮数值大。设计计算1x252x1.67由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根m3；2X型X10.362X104X.88cos214x0.016=1.68mmn弯曲疲劳强度计算的模数。取m20以满足弯曲n疲劳强度。为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径d=56.56计算齿数。1dcosB56.56cos14z=t=27.44取，则z=27z=4x27=108126.2.3几何尺寸计算1.计算中心距1ma=（Zi+Z2）代=（27+108）X2mm=139.18mm2cos

17、B2cos14将中心距圆整为140mm。2. 按圆整后的中心距修螺旋角B=arccos（Zi+Z2）代=arccos（2十曲2=15.36。za2x140因B值改变不大故参数KZ不必修正。a卩H3. 计算大小齿轮分度圆直径27X2mm=56mmcos15.36zmd=_n2cosB108X2mm=224mmcos15.36。4计算齿轮宽度b=0d=1x56mm=56mmd1圆整后取B=56mm2B=61mm16.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按1图1039荐用的结构尺寸设计。（二）低速级齿轮传动6.2.5选

18、择精度等级，材料及齿数1运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数Z=30，大齿轮齿数z=30xi=30x3.1=93226.2.6齿轮强度设计1选取螺旋角初选螺旋角3=122按齿面接触强度设计按1式（1021）试算，即d，2竺（ZHZE）2t30ua（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K二l6t2）小齿轮的传递转矩由前面算得T二401.90Nm二40.19x104Nmm23）由1表107选取齿宽系数0二1d4）由1表106差得

19、材料的弹性影响系数数Z二189.8MPa2。E5）由1图1021d按齿面硬度査的小齿轮的接触疲劳强度极限a=600MPa；大齿轮的接Hlim1触疲劳强度极限。=550MPa。Hlim26）由式11013计算应力循环次数N=60njL=60x144x1x(10x300x8x2)=0.41472x10911hN=.41472x10923.1=0.13378x1097）由1图1019取接触疲劳强度寿命系数K=1.06，K=1.12HN1HN28）计算接触疲劳许用应力Q=hn1Iim1=1.06X600MPa=636MPaH1sKcQ=HN2Iim2=1.12X550MPa=616MPaH2s9) 由

20、1图选取区域系数Z=2.45H10) 由端面重合度近似公式算得1111e二1.88-3.2(+)cosP二1.88-3.2(+)cosl2=1.7azz30931211)许用接触应力2(2)QJ】+Q詁=636+616MPa=626MPa2计算1)试算小齿轮分度圆直径，有计算公式1t2)计算圆周速度()2=82mm3.16261X1.7,i2x1.6x40.19x1044.1245x189.8d3，1t兀dn3.14x82x144_/v=0.62m/s60x100060x10003)mnt计算齿宽b及模数b=0d=1x82mm=82mmd1tdcosB82cos12o-m二Tt=2.67ntz

21、301h=2.25m=6.01mmnt82b/h=13.646.014）计算纵向重合度e8=0.318ztan卩=0.318x1x30xtan12=2.03Pd15）计算载荷系数已知使用系数k=1，根据v=0.62m/s，7级精A度,由1图108查的动载系数K=他；由表104查的K=.425；由表1013查得K=.4i；由表103差得K=K=L2。故载荷系数hFaK=KKKK=1x1.02x1.2x1.425=1.74AVHaHP3；1.74mm=84.39mm31.66）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（1010a）得d=d=823：1叫K7）计算模数mndcosp84.39-

22、cosl2_m=t=2.75mmnz3013按齿根弯曲疲劳强度设计由1式（1017）,2KTYcos2卩YY32_pFaSa3z28Q*d1aF（1）确定计算参数1）计算载荷系数K二KKKK二1x1.02x1.2x1.41二1.73AVFaFP2.03，从1图10282）计算纵向重合度查的螺旋角影响系数Y二.893）计算当量齿数一=32.05COS312zz=v1C0S3B93=99.37COS312zz=2V2C0S3B4）查齿形系数由1表105查得Y=2.492；Y=2.182FOCIFO25）查取应力校正系数由1表105查得Y=1.595；Y=1.791.亠So1So26）由1图1020

23、c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限.=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE1q二380MPaFE27）由1图1018取弯曲疲劳寿命系数K二0.9K二0.93FN1FN28）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=14,由式1（1012）得1.4Q=Kfn1QFE1=09x500=321.43MPaF1SKq0.93x380q=fn2_fe2=252.43MPaF2S1.49）计算大小齿轮的YYFaSa-qFYYFa4_Sa1QF12.492x1.595321.43=0.01234YY2.182X1.791Fa2Sa2=0.01550252.43F2大齿轮数值大。设计计算mJ2%1.73x4.19x1

24、4xOWcos2】2。x。.。氐二2.29mm”3，1X302X1.7由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取m25以满足弯曲疲劳n强度。为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径d=84.39计算齿数。1dcosP84.39cos12“心z=1=33.021m取，则z=33z=3.1X33=102.3126.2.7几何尺寸计算1计算中心距2.5取整z=1022(z+z)m(33a=12”2cosp+102)x2.5mm=172.53mm2cos12将中心距圆整为173mm。2按圆整后的中心距修螺旋角p=arccos（十z严”=arccos十102）X2.5=

25、12.74za2x173因B值改变不大故参数KZ不必修正。aPH3计算大小齿轮分度圆直径d1=COST=cos12.74mm=84.58mmd=102X2.5mm=261.42mm2cosPcos12.744. 计算齿轮宽度b=0d=1x84.58mm=84.58mmd1圆整后取B=85mm2B=90mmi6.2.8四个齿轮的参数列表如表21表2一1齿模-齿压螺-分度圆齿顶圆齿底轮数数力旋直径直径圆直m(mm)Z角角d(mm)d(mm)a径J（。）卩()df(mm)高速级2272015.566051小齿轮O3高速级2102015.224228219大齿轮8O3低速级2.5332012.84.5

26、889.5878.33小齿轮O7低速级2.5102012.261.42266.42255.17大齿轮2O7续表2一1齿旋齿*-材热结硬轮向宽毂质处构形度BL理式高级齿轮速小右161640Cr调质实体式280HBS高级齿轮速大左655645钢调质腹板式240HBS低级齿轮速小左090940Cr调质实体式280HBS低级齿轮速大右582945钢调质腹板式240HBS七轴系部件设计第（皿）轴设计71初算第m轴的最小轴径1输出轴上的功率P，转速n，转矩T亠-33由前面算得：p二5.88kW，n二46.5r/min933T二1207610Nmm32求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径d=261.4

27、2mm2厂2T2x1207610F二3二二9239Ntd261.422-Ft齢=9239x爾=3448NF二Ftan0二9239xtan12.74。二2089Nat3初步确定轴的最小直径先按1式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表1表153,取A二113，于是得0P5.88d=A3=1133mm=56.7mmmin03n46.513输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径d,I-II故需同时选取联轴器的型号。查1表141,考虑到转矩变化小，故取K=1.5。则联轴器的计算转矩查GB/T5014T=KT=1.5x1207610N-mm=1811415N-mmcaA3

28、1985,选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000Nmm半联轴器的孔径d=60mm，故取d=60mm，半联轴器长度厶=142mm，半II-II联轴器与轴配合的毂孔长度l=107mm。17.2第m轴的结构设计理由位置1各段轴直径的确定如表22直径(mm)I-H60由前面算得半联轴器的孔径n-m70皿一IV75d=60mmI为满足半联轴器轴向定位要求，I-n轴段需制出一个轴肩，h=(0.070.1)d=4.26mm，故取d=70mmI4III根据d=70mm选取0基本游隙组标I4III准精度级的单列圆锥滚子轴承IVVVVIVIVII87897730315dxDxT二75mmx160mm

29、x40mm故人d=d=75mmIIIVVII-VIII左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由2上差得30315型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此取d=87mmIV-V齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=6mm，则轴环处直径d=89mm，齿轮处直径见VIVH段理V-VI由。取安装齿轮处的轴段直径d=77mmVIIVIII75VI-VII-见皿-IV段理由。表222各轴段长度的确定如表23位置理由iII(mm)105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故III段n-m皿一IVIVVVVIVIVIIVIIVIII504097128868长度应比l略短些，取i=105mm。

30、1i-ii轴承端盖总长度为20mm,取端盖外端面与半联轴器右端面间距离/=30mm故取/=50mmII-III一IV为联轴器长度，故i=40mmII-IVl=L+c+a+s一12=(65+20+16+8一12)mm=97mmIV-V轴坏处轴肩高度h=6mm，轴环宽度，取b1.4l=12mmV-VI已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取l=(92-4)mm=88mmVI-VII取齿轮距箱体内壁距离为a=16mm,第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮c=20mm。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。滚动轴承宽度T=40

31、mm。第R轴上大齿轮轮毂长L二65mm则l=T+s+a+(92-88)=(40+8+16+4)mm=68mmVII-VIII表233第III轴的结构简图如图23W射駅I左I闘I盟图23第（II）轴设计7.3初算第（H）轴的最小直径转速n，转矩T229T=40.19X104N/mm21第（II）轴上输入功率p,由前面算得=6.06kW，n=144r/min222分别计算大小齿轮上的力已知第（II）轴上大齿轮分度圆直d2=224mmF=垩=2X401900N=3588Ntd2242F=F气=9239xtan20=1354Nrtcos卩cos15.36F=Ftanp=3588xtan15.36=98

32、6Nat小齿轮上分度圆直径为d=8458mmF=玉=2x401900N=9503Ntd84.581F=Fanr=9503xtan20=3546NrtcosPcos12.74F=Ftanp=9503xtan12.74=2149Nat3初步确定轴的最小直径d=A2=1133mm=39.31mmmin03n1442根据最小直径査GB/T2971994选取30309。轴承的规格为dxDxT=45mmx100mmx27.25mm7.4第（n）轴的结构设计1确定轴的各段直径如表24位置直径理由m)I-H45根据轴承的尺寸H-M皿一IV50dxDxT=45mmx100mmx27.25mmd=45mmi根据d

33、=45mm取小齿轮安装处直径I58d=50mmii-iii小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取故h=6mm，则轴环处直径d=58mmII4IVIVVVVI50取大齿轮安装处直径d=50mm。IV-V45理.由同I_II2确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使n_m段和血_IV段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。轴环处轴肩高度h=4mm，轴环宽度b.1.4h。轴环处长度取l二12mmII_IV其它轴的尺寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。7.5第（II）轴的强度校核1轴的载荷分析图2一448ffirrSJLS苦.(5F总FtiID厲时时厂mnUinL.一FN&m2训1G：；.口M

34、W)0IiiriTnTTriTT*.理3FfWAMillilTlI!iiiilliI：图242.大小齿轮截面处的力及力矩数据由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的M，M，M的值列于下表2HV5荷水平面垂直面支反力FF二7775NNH1F=2897NNV1F二5316NNH2F=705NNV2M=553969N-mmH1M=181688NmmM=181688NmmV1V1MM=399313NmmH2M=57445NmmM=57445NmmV2V2M=583003N-mm1M=403423Nmm2矩M=561362Nmm1M=402813N

35、mm1矩TT=401900Nmm23按弯扭合成应力校核轴的强度,=J-Ml2+5830032+(.6x401900)2MPa=50.5MPa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（小齿轮）中心线截面的强度。根据1式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取一0.6，轴的计算应力C=1aW0.1x503前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表1151査得=60MPa。因此，Q。1ca1故安全。4. 精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面

36、II，m，IV，V处应力集中的影响接近，但截面m，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左侧W=O.ld3=0.1x453mm3=9113mm3W=0.2d3=0.1x453mm3=18225mm3截面左侧的弯矩为M=583003x71.2541N-mm=247521N-mm71.25截面上的扭矩为T=401900N-mm2截面上的弯曲应力&=M=247521MPa=27.16MPabW9113截面上的扭转切应力40190018225MPa=22.05MPa轴的材料为45钢，调质处理，由1表151查得，

37、o=640MPa，o=6155MPaT二155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集-1中系数a及a按1附表32查取。因亠20=0.044，oTd4550_1111，经插值可查得45.a=2.01a=1.38oT又由1附图31可得轴的材料敏感系数为q=0.82q=0.85oT故有效应力集中系数按1式（附表34）为1+q(a-1)二1+0.82(2.01-1)二1.83oo1+q（a-1）二1+0.82（1.38-1）二1.32TT由1附图32尺寸系数0.75，又由附图3o3的扭转尺寸系数&=m2T轴按磨削加工，由1附图34得表面质量系数为B二0.92o屮轴未经表面强化处理，及1，按1式（3一

38、2）及式（312a）得综合系数为K=6+c8c11.8311=+1=2.53P0.750.92ck11.321=v+1=+1=1.928P0.720.92TT由131及32得碳的特性系数于是，(158)，取9=0.10.29=0.1cc，取9=0.050.19=0.05TT计算安全系数S值，按1式(156)则得cac1+9ccm275=2.53x27.16+0.1x0=4c1+申cT155=71422.0522.05*1.92x+0.05224x7.14=.-=3.49S=1.5,/S2+S2v;42+7.142cT故可知其安全。S=ca2）截面II右侧抗弯截面系数W按1表154中的公式计算W

39、=0.1d3=0.1x503mm3=12500mm3W=0.2d3=0.1x503mm3=25000mm3弯矩M及弯曲应力为M=583003x71.2541N-mm=247521N-mm71.2563扭矩T及扭转应力为2aM247521MPa19.8MPabW12500T2二401900-mmTT=PTW过盈配合处的k鑑0MPa二16.08MPa，由1附表38用插值法8a于是得275aKa+申aTTTm2.87x応5+0.05空=6622求出，并取性=0.8k8Tkv=3.488a轴按磨削加工由1附图34得表面质量系数为B二0.92a屮故得综合系数k11Ka+13.48+a80.92aak11

40、K-+-12.78+T8TT0.92-1二3.57-1二2.87所以轴在截面右侧安全系数为-i3.89Ka+申a3.57x19.8+0.1x0aaamS=caSS兀3.89x6.6=3.35S=1.5JS2+S23.892+6血卞T故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。第（I）轴设计7.6初算第（I）轴的最小直径1先按1式（152）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据1表153,取a=120。0d=Ap=120x3mm=27mmmin03n5761根据最小直径选取30307轴承，尺寸为dxDxT=35mmx80m

41、mx22.75mm7.7第（I）轴的结构设计根据轴（I）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即IIIII段长度为50mm。再根据轴（HI）,（II）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图257.8轴系零部件的选择根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表26承(GB/T297键（GB/T10962003）器（GB/T50141985）303078mmx7mmx90mm（带轮）12mmx8mmx50mm（小齿轮）3030914mmx9mmx80mm（小齿轮）14mmx9mmx53mm（大齿轮）3031518mmx11mmx90mm（联轴器）22mmx12mmx80mm（大齿轮）HL51994)表26八润滑密封及其它8.1润滑8.1.1. 齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm,低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮。8.1.2. 轴承的润滑轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直