慢动卷扬机传动装置设计课程设计.doc

1 机机械械设设计计课课程程设设计计成成果果说说明明书书 题 目： 慢动卷扬机传动装置设计 2 毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明 原创性声明原创性声明 本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文） ，是我个人在指导教 师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别 加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过 的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位 或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人 或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。 作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日 期： 使用授权说明使用授权说明 本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论 文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和 电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并 提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其 它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论 文的部分或全部内容。 作者签名： 日 期： 3 学位论文原创性声明学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行 研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本 论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本 文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。 本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名： 日期： 年 月 日 学位论文版权使用授权书学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定， 同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版， 允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位 论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、 缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 涉密论文按学校规定处理。 作者签名：日期： 年 月 日 导师签名： 日期： 年 月 日 4 目录 一、设计任务书3 二、传动装置的总体设计4 （一）传动方案的分析和拟定4 （二）电动机的选择4 （三）传动装置的总传动比的计算和分配：5 （四）传动装置的运动和动力参数计算5 三、传动零件的设计计算7 （一）v 型带及带轮的设计计算 7 （二）高速级齿轮的设计计算.12 （三）低速级齿轮的设计计算.16 四、轴系零件的设计计算.17 （一）轴的设计计算.17 1、输入轴的设计计算17 2、中间轴的设计计算22 3、输出轴的设计计算28 （二）滚动轴承的校核.33 五、减速器的润滑设计.37 六、箱体、机架及附件的设计.37 （一） 、减速器箱体的结构设计38 （二） 、减速器箱体的附件设计39 设计小结.42 参考资料.42 5 一、设计任务书一、设计任务书 、原始数据 钢绳拉力 f（kn） 20 钢绳速度 v（m/min） 20 滚筒直径 d（mm） 350 、已知条件 1） 钢绳拉力 f； 2）钢绳速度 v； 3）滚筒直径 d； 4）工作情况： 单班制，间歇工作，经常正反转，启动和制动，载荷变动小； 5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35c 左右，三相交流电； 6）使用折旧期 10 年，3 年大修一次； 7）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。 8）提升速度允许误差5% 。 、参考传动方案 6 二、传动装置的总体设计二、传动装置的总体设计 （一）传动方案的分析和拟定 1、将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。 同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。 2、选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较 小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结 构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。 3、将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在 距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获 得较大刚度。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性 （二）电动机的选择 1、选择电动机类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380v，y 型。 2、选择电动机的容量 电动机工作功率为kw, kw w d a p p 1000 w fv p 因此 kw 1000 d a fv p 由电动机至运输带的传动效率为 242 1234a 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。 1234 、 取，（滚子轴承），（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率）， 1 0.96 2 0.98 3 0.97 ，则 4 0.96 242 0.960.980.970.960.79 a 所以 20 1000 20 8.43 10001000 0.79 60 d a fv pkw 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为 60 100060 1000 20 18.20 / min 3.14 350 60 v nr d 按指导书上表 1 推荐的传动比合理范围，取 v 带传动的传动比，二级圆柱齿轮减 1 2 4i 速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机的转速范围为 2 8 40i 16 160 a i (16 160) 18.2291.2 2912 /min da ninr 符合这一范围的同步转速有 750 和 1500 。/minr/minr 根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案， 如表： 方案电动机 型号 额定功 率 电动机转速 r/min 传动装置的传动比 7 kw ed p 同步转 速 满载转 速 总传动 比 v 带传 动比 减速器 1y132m-811750730121.863.238.08 2y160m-61115001460125.653.535.90 综合考虑电动机和传动装置的重量、噪声和带传动、减速器的传动比，可见方案 1 比较适 合，因此选定电动机型号为 y132m-8，其主要性能见下表： 型号 额定 功率 kw 满载时 转速 r/min 电流 (380v 时)a 效率 % 功率 因数 堵转电流 额定电流 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 y132m-811 7306.5870.786.522 （三）传动装置的总传动比的计算和分配 1、总传动比 730 40.1 18.2 m a n i n 2、分配传动装置传动比 0a iii 式中分别为带传动和减速器的传动比。 0 ii、 为使 v 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 （实际的传动比要在设计 v 带传动时，由 0 3i 所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为： 0 40.1 13.33 3 a i i i 3、分配减速器的各级传动比 展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由指导书图 12 展开式曲线查得 ，则。 1 4.3i 2 1 13.33 3.1 4.3 i i i （四）传动装置的运动和动力参数计算 1、各轴转速 轴 0 730 243 /min 3 m n nr i 轴 1 243 56.59 /min 4.3 n nr i 轴 2 56.59 18.25 /min 3.1 n nr i 2、各轴输入功率 轴 011 8.43 0.968.09 dd pppkw 轴 1223 8.09 0.98 0.977.69pppkw 8 轴 2323 7.69 0.98 0.977.31pppkw 卷筒轴 3424 7.31 0.98 0.997.10 v pppkw 3、各轴输出功率 轴 0.988.09 0.987.93ppkw 轴 0.987.69 0.987.54ppkw 轴 0.987.31 0.987.16ppkw 卷筒轴 0.987.10 0.986.96 vv ppkw 4、各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 8.43 95509550110.28 730 d d m p tn m n 轴 00011 110.28 3 0.96317.6 dd ttitin m 轴 111223 317.61 4.3 0.98 0.971298.28tt it in m 轴 222323 1298.28 3.1 0.98 0.973825.84ttitin m 卷筒轴 24 3825.84 0.98 0.963711.83 v ttn m 5、各轴输出转矩 轴 0.98317.61 0.98311.26ttn m 轴 0.981298.28 0.981272.31ttn m 轴 0.983825.84 0.983749.32ttn m 卷筒轴 0.983711.83 0.983637.59 vv ttn m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 效率 p kw 转矩 t n m 轴名 输入输出输入输出 转速 n r/min 传动比 i 电动机轴 8.43110.28730 轴 8.097.93317.61311.26243 轴 7.697.541298.281272.3156.59 轴 7.317.163825.843749.3218.25 卷筒轴 7.106.963637.593537.5918.25 3 4.3 3.1 9 三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算 （一）v 型带及带轮的设计计算 1、确定计算功率 ca p 由书本表 8-7 查得工作情况系数，故1.1 a k 11 1.112.1 caa pkpkw 2、选择 v 带的带型 根据,由书本图 8-11 选用 a 型带。12.1730 /min cam pkwr、n 3、确定带轮的基准直径、实际传动比并验算带速 v d d 1）初选小带轮的基准直径。由书本表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 1d d 。 1 150 d dmm 2)验算带速 v 1 3.14 150 730 /5.73/ 60 100060 1000 dm d n vm sm s 因为 5m/s试选载荷系数。1.6 tk 2计算小齿轮传递的转矩 11 1 317000 .tn mm 3由表 10-7 取。1 d 4由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 1 2 189.8 ea zmp 5由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的 lim1 600 h mpa 接触疲劳强度极限。 lim2 550 h mpa 6由式计算应力循环次数60 h nn jl 9 1 6060 243 18 300 101.056 10 h jl nn 9 8 2 1.05 10 2.28 10 4.6 n 7由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，。 1 1.0 hnk 2 1.06 hnk 8计算接触疲劳许用应力(失效概率 1%,安全系数 s=1) 1lim1 1 1 600600 hnh mpa s k 2lim2 2 1.06 550583 hnh mpa s k 9许用接触应力。 12 600583 591.5 22 h hh mpampa 10由图 10-30 选取区域系数。2.433 h z 11由图 10-26 查得，则。 1 0.78 2 0.9 12 0.790.891.68 2）计算 1试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得 1t d 2 3 1 2 1.6 3174.6 12.433 189.8 ()78.5 1 1.684.6583 t mmmm d 2计算齿轮的圆周速度 1 3.14 78.5 243 0.99 60 100060 1000 t d n m v s 3计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 78.578.5 dt bdmmmm 1 1 cos 78.5 cos14 3.78 30 t nt d mm z m 12 2.252.25 3.788.505 nt hmmm 78.5 9.2 8.505 b h 4计算纵向重合度 1 0.318tan0.318 1 20 tan141.586 dz 5计算载荷系数 已知使用系数，根据，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数1 ak 0.99mv s 由表 10-3 查得,从表 10-4 查得,由图 10-13 查1.11 vk 1.2 hf kk 1.421 hk 得=1.35,故载荷系数 fk 1.1 1.11 1.421 1.21.89 avhhkk k k k 6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1.89 78.582.44 1.6 t t k mm dd k 7计算模数 nm 1 1 cos14 82.44 cos14 3.99 20 n mm d m z 3、按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos fasa n f d kty y y m z 1）确定公式内的各计算数值 1计算载荷系数 1 1.11 1.2 1.351.798 avffkk k k k 2根据纵向重合度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数。1.586 0.88y 3由图 10-20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度 1 500 fe mpa 极限 2 380 fe mpa 4由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.85 fnk 2 0.88 fnk 5计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 11 1 0.85 500 303.57 1.4 fnfe fmpa s k 22 2 0.88 380 238.86 1.4 fnfe fmpa s k 6查取齿形系数 由表 10-5 查得 1 2.74 fa y 2 2.18 fa y 7查取应力校正系数 由表 10-5 查得 1 1.56 sa y 2 1.79 sa y 13 8计算大小齿轮的并加以比较 fasa f y y 11 1 2.74 1.56 0.01408 303.57 fasa f yy 22 2 2.18 1.79 0.01634 238.86 fasa f yy 经比较得大齿轮的数值大。 9计算当量齿数 1 1 33 20 21.89 coscos 14 v z z 2 2 33 92 100.71 coscos 14 v z z 2) 设计计算 2 42 1 3 3 22 1 2cos 2 1.798 31.7 100.88cos 14 0.016344.2 1 201.68 fasa n f d kty y y mm m z 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 nm 模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接4.5 n mm m 触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 1 82.44mm d ，取， 1 1 cos82.44cos14 18 4.5 n d z m 1 18 z 则，取。 21 18 4.683i zz 2 83 z 4、几何尺寸计算 1计算中心距 12 18831.5 208 2cos2cos14 n m amm zz 将中心距圆整后取。205amm 2按圆整后的中心距修整螺旋角 12 18834.5 arccosarccos14.06 22 205 n m a zz 因值改变不大，所以参数、等不必修正。 k h z 3计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 18 4.5 74.2 coscos14.06 n dmm mz 2 2 83 4.5 342 coscos14.06 n dmm mz 4计算齿轮宽度 14 1 1 74.274.2 d bmm d 取齿宽 ：=75mm, =80mm 2 b 1 b （三）低速级齿轮的设计计算 1、选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理 由表 10-1 选得小齿轮的材料均为（调质），硬度为 280hbs；40 r c 大齿轮的材料为 45 钢（调质），硬度为 240hbs，二者的硬度差为 40hbs。 2）精度等级选用 8 级,选取小齿轮比为，则大齿轮,取 1 20z 211 20 3.162zzi ，螺旋角 2 62z 14 2、按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 1 2 211 ()3 1 1 i t kt zz he dt i h d 1）确定公式内的各计算 数值 1试选载荷系数。1.6 tk 2计算小齿轮传递的转矩 6 1 2 9550000 7.69 95500001.298 10 56.59 p tn mmn mm n 3由表 10-7 取。1 d 4由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 1 2 189.8 ea zmp 5由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的 lim1 600 h mpa 接触疲劳强度极限。 lim2 550 h mpa 6由式计算应力循环次数60 h nn jl 7 1 6060 56.59 18 300 108.149 10 h jl nn 7 7 2 8.149 10 2.63 10 3.1 n 7由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，。 1 1.16 hnk 2 1.22 hnk 8计算接触疲劳许用应力(失效概率 1%,安全系数 s=1) 1lim1 1 1.16 600696 hnh mpa s k 2lim2 2 1.22 550671 hnh mpa s k 15 9许用接触应力 12 696671 683.5 22 h hh mpampa 10由图 10-30 选取区域系数。2.433 h z 11由图 10-26 查得，则。 1 0.79 2 0.85 12 0.790.851.64 2）计算 1试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得 1t d 3 2 3 1 2 1.6 1298 103.1 12.433 189.8 ()92.1 1 1.643.1671 t mmmm d 2计算齿轮的圆周速度 1 3.14 92.1 56.59 0.27 60 100060 1000 t d n m v s 3计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 92.192.1 dt bdmmmm 1 1 cos 92.1 cos14 4.46 20 t nt d mm z m 2.252.25 4.4610.044 nt hmmm 92.1 9.2 10.044 b h 4计算纵向重合度 1 0.318tan0.318 1 20 tan141.586 dz 5计算载荷系数 已知使用系数，根据，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数1.1 ak 0.27mv s 由表 10-3 查得,从表 10-4 查得,由图 10-13 查1.05 vk 1.2 hf kk 1.421 hk 得=1.35,故载荷系数 fk 1 1.05 1.421 1.21.79 avhhkk k k k 6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1.79 92.195.616 1.6 t t k mm dd k 7计算模数 nm 1 1 cos14 95.616 cos14 4.626 20 n mm d m z 3、按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos fasa n f d kty y y m z 1）确定公式内的各计算数值 16 1计算载荷系数 1 1.05 1.2 1.351.701 avffkk k k k 2根据纵向重合度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数。1.903 0.88y 3由图 10-20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度 1 500 fe mpa 极限 2 380 fe mpa 4由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.92 fnk 2 0.95 fnk 5计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1 11 1 0.92 500 328.57 1.4 fnfe fmpa s k 22 2 0.95 380 257.86 1.4 fnfe fmpa s k 6查取齿形系数 由表 10-5 查得 1 2.74 fa y 2 2.26 fa y 7查取应力校正系数 由表 10-5 查得 1 1.56 sa y 2 1.74 sa y 8计算大小齿轮的并加以比较 fasa f y y 11 1 2.74 1.56 0.0130 328.57 fasa f yy 22 2 2.26 1.74 0.0150 257.86 fasa f yy 经比较得大齿轮的数值大。 9计算当量齿数 1 1 33 20 21.89 coscos 14 v z z 2 2 33 62 67.87 coscos 14 v z z 2) 设计计算 2 62 1 3 3 22 1 2cos 2 1.701 1.298 100.88cos 14 0.0154.8 1 201.64 fasa n f d kty y y mm m z 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 nm 模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触5 n mm m 疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 1 95.6mm d ，取， 1 1 cos95.6 cos14 19 5 n d z m 1 19 z 则，取。 21 19 3.159i zz 2 115 z 17 4、几何尺寸计算 1计算中心距 12 19595 200.9 2cos2cos14 n m amm zz 将中心距圆整后取。269amm 2按圆整后的中心距修整螺旋角 12 19595 arccosarccos14.07 22 200 n m a zz 因值改变不大，所以参数、等不必修正。 k h z 3计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 19 5 97.9 coscos14.07 n dmm mz 2 2 59 5 304 coscos14.07 n dmm mz 4计算齿轮宽度 1 1 97.997.9 d bmm d 取齿宽 ：=98mm, =103mm 2 b 1 b 18 高、低速级齿轮参数 名称高速级低速级 中心距 a(mm)208 200 法面摸数(mm) 4.55 螺旋角（） 14.0614.07 齿顶高系数 * a h 11 顶隙系数c 0.250.25 压力角 2020 1819 齿 数 8159 （mm） 74.297.9 分度圆 直径 (mm) 342304 （mm） 80 103 齿 宽 （mm） 75 98 齿轮等级精度 8 8 材料及热处理 、45，并经调质及表面40 r c 淬火，齿轮硬度分别为 280hbs、240hbs 、45，并经调质及表面40 r c 淬火，齿轮硬度分别为 280hbs、240hbs 19 四、轴系零件的设计计算四、轴系零件的设计计算 1、输入轴的设计计算 1）输入轴上的功率、转速及转矩 1 p 1n1t 11 1 8.09,243 /min,317kwrn m p nt 2）求作用在齿轮 1 上的力 因已知齿轮分度圆直径 1 =74.2mm d 3 1 1 1 2 2 317 10 = =19812.5n 74.2 t d tf 1 tan 19812.5 tan20 =7434n coscos14.06 t n r f f 1 = tg =19812.514.06 =4962n fat tg f 3）初步确定轴的最小直径 先按式（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 15 3，取，于是得： 0=100a 1 3 3 omin 1 8.09 =120=39mm 243 da p n 4）轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案，如图所示 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面=39mm，查表查得平键截面 1 2d ，键长为 56mm，它们之间的配合采用。12 8b hmm 7 6 h k 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 mm，左段 2、3、4 处轴肩的倒角为mm,右端轴肩1.6 45 2r 角半径 r=2mm。 5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 30209,由手册中 可查得 a=18.6mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。对 23 57.15 157.15214.3mm ll 轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。 21 对水平面进行计算： 12 2 233 19812.5 () nhnht nht fffn ff lll 1 2 14528.9 5283.6 nh nh fn fn 12 830326.6 hnh n mm lmf 对垂直面进行计算： 12 2 233 7434 () nvnvr nvr a fffn ff lllm 1 2 3972.2 3461.8 nv nv fn fn 112 227011.2 vnv n mm lmf 223 544021.9 vnv n mm lmf 求总的弯矩，即合成弯矩： 2222 1 1 (227011.2)(830326.6)860799.8 hv mmn mm m 2222 2 2 (830326.6)(544021.9)992674.2 hv mmn mm m 22 扭矩317000tn mm 载荷水平面 h垂直面 v 支反 力 f 12 14528.9,5283.6 nhnh fn fn 12 3972.2,3461.8 nvnv fn fn 弯矩 m 830326.6 h mn mm 12 227011.2,544021.9 vv mn m mn m 总弯 矩 m 12 860799.8,992674.2mn mm mn mm 扭矩 t 317000tn mm 6）按弯曲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的强度，由上表的数据，以及轴 单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则： 222 2 1 3 992674.20.6 317000 54.58 0.1 57 caa t mp w m 前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表的60mpa,因此判断危险截面 从受载情况来看，截面 c 上的应力最大，截面 c 上虽然应力最大，但应力集中不大，而且 这里轴的直径最大，故截面 c 也不必校核。因而只需校核截面 5 左右两侧即可。 2截面 5 左侧 抗弯截面系数： 333 0.10.1 5214060.8wdmm 抗弯截面系数： 333 0.20.2 5228121.6 t wdmm 截面左侧的弯矩 m 为： 12 12 30 835188.7692624.5 .mn mm l l l l 截面上的扭矩 t 为：t=317000n.mm 截面上的弯曲应力： 692624.5 49.26 14060.8 b m mpa w 截面上的扭转应力： 317000 11.27 28121.6 t t t mpa w 材料 45 钢，调质处理，查表 15-1 得，640 b mpa 1 275mpa 。 1 155mpa 截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数： 因 查得， 2 0.04 52 r d 57 1.10 52 d d 2.0 1.32 23 由附图 3-1 得轴材料的敏性系数：，0.82q0.85q 应力集中系数为： 1(1)1 0.82 (2.0 1)1.82kq 1(1)1 0.85 (1.32 1)1.27kq 由附图 3-2 查得尺寸系数；由附图 3-3 得扭转尺寸系数。0.72 0.82 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92 轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：1 q 11.821 112.61 0.720.92 k k 11.271 111.64 0.820.92 k k 碳钢的特性系数：，取=0.10.1 0.2 ，取0.050.1 :0.05 计算安全系数，则得： ca s 1 275 2.14 2.5 49.260.1 0 am s k 1 155 16.28 11.2711.27 1.640.05 22 am s k 2222 2.14 16.28 2.121.5 2.1416.28 ca s s ss ss 故可知其安全。 3截面 5 右侧 抗弯截面系数： 333 0.10.1 5718569.3wdmm 抗弯截面系数： 333 0.20.2 5737038.6 t wdmm 截面左侧的弯矩 m 为：424121 .mn mm 截面上的扭矩 t 为：t=317000n.mm 24 截面上的弯曲应力： 835188.7 44.98 18569.3 b m mpa w 截面上的扭转应力： 317000 8.56 37038.6 t t t mpa w 过盈配合处的值，由附表 3-8 求出，并取 k 0.8 kk 2.25 k 0.8 2.251.84 k 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92 11 12.2512.37 0.92 k k 1 1.8411.89 0.92 k 计算安全系数，则得： ca s 1 275 2.58 2.37 44.980.1 0 am s k 1 155 18.67 8.568.56 1.890.05 22 am s k 2222 2.58 18.67 2.561.5 2.5818.67 ca s s ss ss 故可知其截面右侧强度也是足够的。 2、中间轴的设计计算 1）中间轴上的功率、转速及转矩 2 p 2n2t 12 2 7.7,56.59 /min,1298kwrn m p nt 2）求作用在齿轮 3 上的力 因已知齿轮分度圆直径 3 =97.9mm d 3 2 3 3 2 2 1298 10 = =26516.9n 97.9 t d tf 3 3 tan 26516.9 tan20 =9946.8n coscos14.06 ftn rf 33 = tan =26516.9 tan14.06 =6611.4n fatf 25 3）初步确定轴的最小直径 先按式（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 15 3，取，于是得： 0=120a 3 3 3 omin 3 7.7 =120=44.3mm 56.59 da p n 4）轴的结构设计 1拟定轴上零件的装配方案，如图所示 2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 0.07d，取 h=6mm，直径。 4 5 70mm l 3 4 85mm d 轴上零件的周向定位 26 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面，查表查得平键截面 2 3 71mm d ，键长为 90mm；按截面，查表查得平键截面20 12b hmm 4 5 70mm d ，键长为 63mm 它们之间的配合采用。20 12b hmm 7 6 h k 6 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为，轴段 2、6 处轴肩的倒角为mm,轴段2 45 mm 1.6r 3、4、5 的倒角为 r=2mm。 5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 30211,由手册中 可查得 a=18.6mm,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。 对水平面进行计算： 12 32 11 2123323 0 ()()0 nhnh tt nht t ffn ffn ff l lllllf 1 2 3185.1 14195.7 nh nh fn fn 11 1 1456840 hnh n mm lmf 左 27 232 2 12 ()1659695.9 t hnh llf ln mm mf 右 223 1278995.9 hnh n mm lmf 右 213122 )1076140.1 hnht n mm l llmff 左 （ 对垂直面进行计算： 122 3 11 223333 2 )() 1 nvnvr r nv rra fff mfo f llll fmfml 2 （l 1 2 22710 23619.4 nv nv fn fn 113122 2882444.5 vnvr n mm l llmff 左 （） 123 1229746.5 vnv n mm lmf 右 211 1515184.5 vnv n mm lmf 左 222322 )2757346.5 vnvr n mm lllmff 右 （ 求总的弯矩，即合成弯矩： 22 11 1 =1684540.1 hv mmn mm m 右左 上 22 11 1 =1906478.2 vh mmn mm m 右左 下 22 22 2 =2959904.9 hv mmn mm m 右左 上 22 22 2 =1982829.9 vh mmn mm m 右左 下 扭矩1298000tn mm 载荷水平面 h垂直面 v 支反 力 f 12 3185.1 ,14195.7 nhnh fn fn 12 23619.4,22710 nvnv fn fn 弯矩 m 1 1 2 2 1659695.9 1456840.1 1278995.9 1076140.1 h h h h mn mm mn mm mn mm mn mm 右 左 右 左 1 1 2 2 2882444.5 1229746.5 1515184.5 2757346.5 v v v v mn mm mn mm mn mm mn mm 左 右 左 右 总弯 矩 m 11 1684540.11906478.2 2959904.91982829.9 mn mmmn mm mn mmmn mm 下上 2下2上 ， ， 扭矩 t 1298000tn mm 6）按弯曲合成应力校核轴的强度 28 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴 单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则： 222 2 1 1 3 1906478.20.6 1298000 57.5 0.1 71 caa t mp w m 222 2 1 2 3 2959904.90.6 1298000 59.8 0.1 80 caa t mp w m 前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表的60mpa,因此判断危险截面 从受载情况来看，截面 c 上的应力最大，截面 c 上虽然应力最大，但应力集中不大，而且 这里轴的直径最大，故截面 c 也不必校核。因而只需校核截面 5 左右两侧即可。 2截面 5 左侧 抗弯截面系数： 333 0.10.1 8561412.5wdmm 抗弯截面系数： 333 0.20.2 85122825 t wdmm 截面左侧的弯矩 m 为：2929904.9 .mn mm 截面上的扭矩 t 为：t=1298000.mm 截面上的弯曲应力： 2959904.9 48.2 61412.5 b m mpa w 截面上的扭转应力： 1298000 10.57 122825 t t t mpa w 材料 45 钢，调质处理，查表 15-1 得，640 b mpa 1 275mpa 。 1 155mpa 截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数： 因 查得， 2 0.02 62 r d 80 1.20 62 d d 1.35 1.14 由附图 3-1 得轴材料的敏性系数：，0.82q0.85q 应力集中系数为： 1(1)1 0.82 (1.35 1)1.29kq 1(1)1 0.85 (1.14 1)1.12kq 由附图 3-2 查得尺寸系数；由附图 3-3 得扭转尺寸系数。0.72 0.82 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92 29 轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：1 q 11.291 112.07 0.720.92 k k 11.121 111.50 0.820.92 k k 碳钢的特性系数：，取=0.10.1 0.2 ，取0.050.1 :0.05 计算安全系数，则得： ca s 1 275 2.77 2.07 48.20.1 0 am s k 1 155 18.92 10.5710.57 1.50.05 22 am s k 2222 2.77 18.92 2.71.5 2.7718.92 ca s s ss ss 故可知其安全。 3截面 5 右侧 抗弯截面系数： 333 0.10.1 8051200wdmm 抗弯截面系数： 333 0.20.2 80102400 t wdmm 截面左侧的弯矩 m 为：1982829.9 .mn mm 截面上的扭矩 t 为：t=1298000n.mm 截面上的弯曲应力： 1982829.9 38.7 51200