二级直齿减速器课程设计974.5%1%355(2)
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计974.5%1%355(2),减速器课程设计
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机 械 设 计 设计说明书 带 式 输 送 机 传 动 系 统 设 计 2011 年 12 月 21 日 至 2011 年 12 月 31 日 学生姓名 徐彬武 班级 机 设 092 学号 09405100239 成绩 指导教师 ( 签字 ) nts - 1 - 课程设计任务书 2010 2011 学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计与制造 专业 092 班级 课程名称： 机械设计 设计题目： 带式 输送机 传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2012 年 1 月 1 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数： 输送带最大有效拉力为 F=4500N； 输送带工作速度为 v =1.0m/s； 输送机滚筒直径为 D =355 mm。 工作条件： 带式输送机在常温下连续工作、 单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度 v 的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 2 3年，大批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 二、设计任务： 设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。 三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （ 1） 减速机装配图 1 张； （ 2） 零件工作图 23 张； （ 3） 设计说明书 1 份（ 60008000 字）。 进 度 安 排 起止日期 工作内容 2011.12.21-2011.12.22 传动系统总体设计 2011.12.23-2011.12.25 传动零件的设计计算 2011.12.25-2011.12.31 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 2012.01.01 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1.机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编 高等教育出版社 ） 2.机械设计课程设计（杨光，席伟光，李波，陈晓岑主编 高等教育出版社 ） 3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社） 4 机械原理（朱理主编 高等教育出版社） 5.互 换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社） 6. 机械设计手册（单行本） （ 成大先主编 化学工业出版社 ） 7.材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社） 指导教师 : 李历坚 2011 年 12 月 系（教研室）主任（ 签字）： 年 月 nts - 2 - 目 录 1 设计任务书 3 1.1 设计内容 3 1.2 原始数据 3 1.3 工作条件 3 2 传动方案的拟定 4 3 原动机的选择 4 3.1 选择电动机的类型 4 3.2 选择电动机的容量 4 3.3 确定电动机的转速 5 4 确定总传动比及分配各级传动比 6 4.1 传动装置的总传动比 6 4.2 传动比的分配 6 5 传动装置运动和运动参数的计算 7 5.1 各轴的转速 7 5.2 各轴的功率 7 5.3 各轴的转矩 7 6 传动件的设计及计算 8 6.1 高速级直齿圆锥齿轮的设计及计算 8 6.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计及计算 12 7 轴 的设计及计算 15 7.1 轴的布局设计 16 7.2 低速轴的设计及计算 18 7.4 高速轴的设计及计算 18 8 减速器的润滑计算 27 8.1 齿轮的润滑计算 27 8.2 轴承的润滑计算 27 9 密封 28 nts - 3 - 1 设计任务书 1.1 课程设计的设计内容 设计带式 输送机 的传动机构，其传动转动装置图如下图 -1所示。 1.2 课程设计的原始数据 已知条件： 输送带最大有效拉力： F=4500 N； 输送带工作速度： v=1.0 m/s； 输送机滚筒直径： D=355mm； 使用寿命： 8年， 大修期为 2 3年 ， 2班制，每班 8小时。 1.3 课程设计的工作条件 设计要求： 误 差要求： 输送带工作速度 v的允许误差为 5 ； 工作情况： 连续单向运转，空载起动，工作载荷较平稳 ； 三相交流电源的电压为 380/220V 制造情况： 大 批量生产。 图 1.1 带式输送机的传动装置 nts - 4 - 2 传动方案的拟定 带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级圆柱齿轮减 速器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6工作。 带式 输送机 的传动方案如下图所示 图 2 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 两级圆柱齿轮减 速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 与 电动相连的轴为 0轴，从右到左依次为 1轴 ， 2轴 ， 3轴 3 原动机的选择 3.1 选择电动机的类型 按照设计要求以及工作条件，选用一般 Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。 3.2 选择电动机的容量 3.2.1 工作机所需的有效功率 nts - 5 - 电动机容量的选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 KWFvp w 5.41000 0.145001000 式中： wP 工作机所需的有效功率（ KW） F 带的圆周力（ N） V-带的工作速度 3.2.2 电动机的输出功率 设 :c 联轴器效率， 0.99c g 闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为 7级），g=0.98 b 一对滚动轴承效率，b=0.99 d 输送机滚筒效率 ，d=0.96 e V带传动效率 ，e=0.95 w5 输送机滚筒轴（ 5轴 ） 至输送带间的效率 估算传动系统总效率为 w534231201 式中： 99.001 a1 2 g 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 6 0 3b 23 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 6 0 3bg 34 0 .9 9c 5 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 5 0 4w b c y 即传动系统的总效率 为 859.09504.099.09603.09603.099.0 工作时，电动机所需的功率为 KWpP wd 2 3 9.58 5 9.0 5.4 满足de pp 条件的 Y系列三相交流异步电动机额定功率ep应取为 5.4KW。 3.3 确定电动机的转速 电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机工作转速 nts - 6 - wn为 m in/83.5335514.3 0.16000060000 rD vn w 初选同步转速为 1500 minr 的 电动机， 由参考材料【 2】 表 8-53 可知 原动机的型号 为 Y132S-4 和 Y132M-4型 。 1号方案额定功率为 5.5kw略大于 5.4kw，所以选取 2号方案 4 确定总传动比及分配各级传动比 4.1 传 动装置的总传动比 ， 由参考资料【 2】中式（ 3-5）可知，链式输送机传动系统的总传动比 75.2683.531440 wmnni为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面 硬度 HBS 350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为 4.2 分配传动比 高 速级圆柱齿轮传动比 89.575.263.13.112 ii 低速级圆柱齿轮传动比 ： 方案号 电动机型号 额定功率 /kw 同步转速 /(r/min) 满载转速 /(r/min) 堵载转矩 额定转矩 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 表 3.1 电动机数据 nts - 7 - 54.489.5 75.261223 iii 高速级圆锥齿轮传动比 ： 89.512 i 低速级圆柱齿轮传动比 ： 54.423 i5 传动装置运动和动力参数的计算 减速器传 动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机 0 轴、轴、轴。 5.1 各轴的转速 传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下所示 0轴 (电动机轴 ) m in/14400 rnn m KWpp d 239.50 mNnPT 74.341440 239.5955095500001轴（减速器高速轴） m in/1 4 4 011 4 4 00101 rinn KWpp 187.599.0239.50101 mNn PT 40.341440 187.5955095501112轴（减速器中间轴） m in/48.24489.514401212 rinn KWpp 98.49603.0187.51212 nts - 8 - mNn PT 53.19448.244 98.4955095502223轴（减速器低速轴） m in/85.5354.4 48.2442323 rinn KWpp 78.49603.098.42323 mNn PT 7.84785.53 78.49 5 5 09 5 5 0333将 5.1中的结果列入如下表 表 5.1 传动系统的运动和动力参数 轴 电动机 高速轴 中间轴 低速轴 转速n/(r/min) 1440 1440 244.48 53.85 功率 P/kw 5.239 5.187 4.98 4.78 转矩T/(N m) 34.74 34.40 194.53 847.7 传动比 1 5.89 4.54 1 6 传动件的设计及计算 6.1 高速级直齿圆锥齿轮的设计计算 6.1.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1） 选用直齿圆柱轮传动 2） 精度等级选 7级精度 3） 材料选择，由参考资料【 1】表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr （调质） ,硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS， 二者材料硬度差为40HBS。 4） 选小齿轮齿数1 24Z ，大齿轮齿数 36.1 4 12489.52 Z 取 1422 Z 6.1.2按齿面接触强度设计 nts - 9 - 由参考资料【 1】中设计计算公式（ 10-9a）进行计算，即 3213132.2 HEdtZKTd（ 1） 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 3.1tK2） 计算小齿轮传递的转矩 mmNT 4551 1044.31440 187.5105.951n 1P105.95 3） 由参考资料【 1】表 10-7选取齿宽系数 1d4） 由参考资料【 1】表 10-6查得材料的弹性影响系数 28.189 MpaZ E 5） 由参考资料【 1】表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MpaH 6003lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 MpaH 5503lim 6） 由参考资料 【 1】表 10-13计算应力循环次数 911 1003.4836582114406060 hjLnN 992 10684.089.51003.4 N 7） 由参考资料【 1】表 10-19取接触疲劳寿命系数 90.01 KNK2 0.95HNK 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S 由参考资料【 1】式（ 10-12）得 M p aSK HHNH 5401 60090.01l i m11 222 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 .51H N H l i nH K M p aS （ 1）计算 1）试算小齿轮分度圆直径td3，代入 H 中较小的值。 nts - 10 - mmmmZuuTKd HEdtt 04.195.522 8.18989.5 89.61 1044.33.132.2132.2 3243211 2）计算圆周速度 v smndv t /43.1100060 144004.1914.3100060 11 3)计算齿宽 b mmdb td 04.1904.1911 4）计算齿宽与齿高比 模数 m mmZdm tt 79.024 04.1911 齿高 mmmht 77.179.025.225.2 5） 计算载荷系数 根据 v=1.43 sm ,7 级精度， 由参考资料【 1】图 10-8查得动载荷系数 1.1vK直齿轮 1 FH KK由参考资料【 1】表 10-2查得使用系数 1AK 由参考资料【 1】表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 1.417HK ， 由 ,76.1077.1 04.19 hb 1.417HK 参考资料【 1】查图 10-13得 1.371FK 故载荷系数 56.1417.111.11 HHVA KKKKK6） 按实际的载荷系数校正所分度圆直径，由参考资料【 1】式（ 10-10a）得 mmKKddtt 233.203.156.104.19 3311 7）计算模数 m 84.024 23.2011 Zdm6.1.3按齿根弯曲强度设计 由参考资料【 1】式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 nts - 11 - 3 2322 H SFd YYZKTm （ 1）确定公式内的各计算数值 1） 由参考资料【 1】图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE M pa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。MpaFE 3802 2）由参考资料【 1】图 10-18取弯曲疲劳寿命系数1 0.85FNK 2 0.88FNK 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4由参考资料【 1】式（ 10-12） 111 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 4F N F EF K M p aS 222 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EF K M p aS 4）计算载荷系数 K 56.1417.111.11 HHVA KKKKK5）查取齿形系数 由参考资料【 1】表 10-5查得 1 2.65FY 14.22 FaY6）查取 应力校正系数 由参考资料【 1】表 10-5查得 1 1.58SY 83.12 SaY7） 计算大小齿轮 FSF YY ，并加以比较 111 2 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 7 93 0 3 . 5 7FSFYY 0 1 6 3 9.086.238 83.114.22 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 mmYYZKTmHSaFad45.10 1 6 3 9.0241 1044.356.122 3 243 211 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m小 于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的 大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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 1.45 并近圆整为标准值 m=1.5，按接触强度算得的nts - 12 - 分度圆直径 mmd 233.201 ，算出小齿轮齿数 1448.135.1 233.2011 mdZ大齿轮齿数 46.821489.52 Z 取 Z2=83 6.1.4几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 d1=Z1m=14 1.5=21mm d2=Z2m=83 1.5=124.5mm （ 2）计算中心距 mmdda 375.362 5.124212 21 （ 3）计算齿轮宽度 mmdbd 212111 取 B2=21mm B1=26mm 6.2 低速齿轮的计算 6.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 8） 选用直齿圆柱轮传动 9） 精度等级选 7级精度 10） 材料选择，由参考资料【 1】表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr （调质） ,硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 11） 选小齿轮齿数3 24Z ，大齿轮齿数 ,96.1082454.44 Z 取 1104 Z 6.2.2 按齿面接触强度设计 由参考资料【 1】中设计计算公式（ 10-9a）进行计算，即 3213 132.2 HZKTd Edt （ 2） 确定公式内的各计算数值 7） 试选载荷系数 3.1tK8） 计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT 552252 10477.885.53 78.4105.95105.959） 由参考资料【 1】表 10-7选取齿宽系数 1d10） 由参考资料【 1】表 10-6查得材料的弹性影响系数 28.189 MpaZ E 11） 由参考资料【 1】表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 nts - 13 - MpaH 6003lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 MpaH 5503lim 12） 由参考资料【 1】表 10-13计算应力循环次数 823 10510.1836582185.536060 hjLnN 784 10326.354.410510.1 N 7） 由参考资料【 1】表 10-19取接触疲劳寿命系数3 0.90KNK 95.03 HNK8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S 由参考资料【 1】式（ 10-12）得 3 l i m 33 0 . 9 0 6 0 0 5401H N HH K M p aS MP aSK HHNH 5.5221 55095.04l i m44 （ 1）计算 1）试算小齿轮分度圆直径td3，代入 H 中较小的值。 mmZTKd HEdtt 37.1305.522 8.18954.4 54.51 10477.83.132.2132.2 3253221 2）计算圆周速度 v smndv t /37.0100060 85.5337.13014.3100060 21 3)计算齿宽 b mmdbtd 37.1 3 037.1 3 011 4）计算齿宽与齿高比 模数 mm 432.524 37.13031 Zdm tt齿高 mmmht 222.1225.2 67.10222.12 37.130 hb 12） 计算载荷系数 根据 v=0.37 sm ,7 级精度， 由参考资料【 1】图 10-8查得动载荷系数 05.1VK直齿轮 1 FH KK由参考资料【 1】表 10-2查得使用系数 .1AK nts - 14 - 由参考资料【 1】表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 439.1HK ，由 67.10hb 439.1HK 参考资料【 1】查图 10-13 得 4.1FK 故载荷系数 51.1439.1105.11 HHVA KKKKK13） 按实际的载荷系数校正所分度圆直径，由参考资料【 1】式（ 10-10a）得 mmkkddtt 042.1373.151.137.130 3313 7）计算模数 m mmZdm 71.524 0 4 2.1 3 733 6.2.3 按齿根弯曲强 度设计 由参考资料【 1】式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 3 2322 H SFd YYZKTm （！）确定公式内的各计算数值 1） 由参考资料【 1】图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MpaFE 5003 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MpaFE 3803 。 2）由参考资料【 1】图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 87.03 FNK89.04 FNK3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4由参考资料【 1】式（ 10-12） M p aSK FEFNF 71.3104.1 50087.0333 M p aSK FEFNF 57.2414.1 38089.0444 4）计算载荷系数 K 47.14.1105.11 FHVA KKKKK5）查取齿形系数 由参考资料【 1】表 10-5查得 3 2.65FY 17.24 FaY6）查取应力校正系数 由参考资料【 1】表 10-5查得 3 1.58SY 80.14 SaYnts - 15 - 14） 计算大小齿轮 FSF YY ，并加以比较 0 1 3 4 8.071.310 58.165.23 33 F SaFa YY 01617.057.241 80.117.24 44 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 12.401617.0241 10477.847.122 3 253 232 H SaFadYYZKTm对比计算结果，由齿面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，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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 4.12 并近圆整为标准值 m=4.5，按接触强度算得的分度圆直径 mmd 042.1373 ,算出小齿轮齿数 315.4 042.13733 mdZ大齿轮齿数 74.1403154.44 Z 取 1414 Z 6.2.4 几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmZd 5.1 3 95.43133 mmmZd 5.6345.414144 （ 2）计算中心距 mma 3872 5.6345.139 （ 3）计算齿轮宽度 mmdbd 5.1395.13913 取 B4=140mm B3=145mm nts - 16 - 7 轴的结构设计及计算 7.1 低速轴的结构设计及计算 7.1.1 轴上的功率 P3、转速 N3 和转矩 T3 的计算 在前面的设计中得到 min/53.853 rn KWp 4.783 mNT 847.73 7.1.2 求作用在齿轮上的力 因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为 d4= 5.634 mm 而 NdTF t 67.25.634 7.84722 4 3 N97.020t a n67.2c o st a n ntr FF 因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故 aF 0N圆周力、径向力的方向 如 （图 6-1） 所示。 7.1.3 初步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为 45钢，nts - 17 - 调制处理。有文献【 1】中的表 15-3，取0A 112，于是就有 mmnpAd 42.253330m in 输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径 d -（见图 6-2） 与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。 联轴器的计算转矩 ca AT K T由文献【 1】中的表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 1.5AK 则： mNTKTAca 550.12718 4 7 7 0 05.13按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【 2】中 P196，选用 4L 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mN 2500 。半联轴器的孔径mmd 281 ，故取 mmd 281 ，半联轴器长度 L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 841 。 7.1.4 轴的结构设计 7.1.4.1 拟定轴上零件的装配方案 由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，由文献【 1】 P368 所述，故采用文献中的图 15-22a所示装配方案。 7.1.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， -轴段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 mmd IIIII 32 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mmD 30 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 381 ,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 -段的长度应比 L1略短一些，现取mml III 82 nts - 18 - 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd IIIII 35 ，又轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组标准精度级的深沟球轴承 6313，其尺寸为 mmBDd 177235 故 mmddVIIIVIIIVIII 65 ，而 mmlVIIIVII 33。右端 滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据文献【 2】可以知道 6206型的定位轴肩的高度 mmddh a 5.32m in 由于 mmda 77min ，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，取 mmdVIIVI 773）根据文献【 1】 P364所叙述的理论可得 mmmmdd IVI I IVIV 382)5.12( 齿轮的左端与 左轴承之间采用套筒定位。在前面的设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为 77mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度 ，故取 mmlVIV 75。齿轮的右端采用轴肩定位。轴肩高度 h（ 0 . 0 7 0 . 1d h d - - ）可取一个合适的值 h=3mm,则轴环处的直径mmd VIV 44 。轴环宽度 1.4bh ，取 7l mm - 。 4）轴承端盖的总宽度为 25mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 30l mm (文献【 1】图 15-21)，故取 55l mm -。 5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 16mm(文献【 1】图 15-21),齿轮 2的轮毂与齿轮 3的轮毂之间的距离为 20mm(文献【 1】图 15-21),考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm(文献【 1】图15-21),已知深沟球 轴承的宽度为 mmB 17 ，高速级上小 直齿轮 轮毂的长度 为L=42mm，则 mmlsBLl VVIIVI I I 105)42(1620 1 6 1 7l s l m m - - 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 7.1.4.3 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d -由文献【 2】中表nts - 19 - 12-11查的平键截面 1 0 8b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 36mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76Hn ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 8 7 3 2m m m m m m，半联轴器与轴的配合为76Hk 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m。 7.1.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【 1】中的表 15-2，取轴的小端倒角为 1.0 45 o ，轴的大端倒角为 1.6 45 o各轴肩处的圆角半 径见 图 6-2 6.1.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 6-2）做出轴的计算简图（图 6-1） 在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取 e值（文献【 1】图 15-23）。对于 6207型深沟球轴承，由手册中可查得 e=8.5mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距23 1 3 2 . 5 5 2 . 5 1 8 5L L m m m m m m 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 6-1） nts - 20 - ） 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出截面 C处的HM、VM及 M 的值如表 6-1所示（参看图 6-1） 表 6-1 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 6 4 1 .9NHFN2 3 9 4 .8 3NHFN1 1 4 3 .7 1NVFN2 2 2 3 .6 3NVFN弯矩 M 8 5 0 5 1 . 7 5 .HM N m m 1 9 0 4 1 . 5 7 5 .VM N m m 总弯矩 2212 8 5 0 5 1 . 7 5 1 9 0 4 1 . 5 7 5 8 7 1 5 7 . 2 2 .M M N m m 扭矩 T 3 7 9 3 1 0 .T N m m FrFt(a)(b)(c)(d)(e)CABDTMVL3L2L1FNH1FNV1FNH1FNH2FNV2FNH2FNV2MHMTFrFtFNV1MHMVMT图 6 -1 轴的载荷分布图nts - 21 - 7.1.6 按弯扭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 C）的强度。根据文献【 1】中式 15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取 1 ，轴的计算应力 22 2 2 2 2132233() ( 8 7 1 5 7 . 2 2 ) ( 1 6 1 8 2 0 ) ( 8 7 1 5 7 . 2 2 ) ( 1 6 1 8 2 0 ) 1 0 . 2 1( ) 1 4 6 . 5 ( 4 8 6 . 5 )0 . 1 0 . 1 4 82 2 4 8caMT M P a M P a M P ab t d tW dd 前已 选定轴的材料为 45钢，调制处理，由文献【 1】的表 15-1查得1 6 0 M Pa 。因此1ca，所以次轴是安全的。 7.1.7 精确校核轴的疲劳强度 7.1.7.1 判断危险截面 截面 A， B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，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面和处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看 ，截面 C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C上虽然应力最大，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，故截面 C 也不必要校核。截面和显然更不必要校核。由文献【 1】的第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 7.1.7.2 截面左侧 抗弯 截面 系数 3 3 3 30 . 1 0 . 1 3 5 4 2 8 7 . 5W d m m m m 抗扭截面系数 3 3 3 30 . 2 0 . 2 3 5 8 5 7 5TW d m m m m 截面左侧的弯矩 M 为 41.74001.5.132 205.13222.87157 mmNM截面上的扭矩3T为 mmNT .1116003 nts - 22 - 截面上的弯曲应力为 7 4 0 0 1 . 4 1 1 2 . 2 64 2 8 7 . 5b M M P a M P aW 截面上的扭转切应力 M PaM PaWTTT01.1385751 1 1 6 0 03 轴的材料为 45 钢，调制处 理。由文献【 1】中的表 15-1查得 640B MPa ，1 275M Pa ，1 155MPa 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【 1】中的附表 3-2查取。因为 1 .2 0 .0 3 4 335rd ， 38 1 .0 8 635Dd ，经插值后可 查得 1.98 ， 1.29 又由文献【 1】中的附图 3-1可得轴的材料的敏感系数为 0.78q ， 0.83q 故有效应力集中系数由文献【 1】附表 3-4 所示为 1 ( 1 ) 1 0 . 7 8 ( 1 . 9 8 1 ) 1 . 7 6 4 4kq 1 ( 1 ) 1 0 . 8 3 ( 1 . 2 9 1 ) 1 . 2 4 0 7kq 由文献【 1】中的附图 3-2得尺寸系数 0.75 ；由文献【 1】中的附图 3-3得扭转尺寸系数 0.85 。 轴按磨削加工，由文献【 1】中的附图 3-4 得表面质量系数为 0 .9 3 轴未经表面强化处理，即 1q ，则按文献【 1】中的式（ 3-12）及式（ 3-12a）得综合系数为 1 1 . 7 6 4 4 11 1 2 . 4 2 80 . 7 5 0 . 9 3kK nts - 23 - 1 1 . 2 4 0 7 11 1 1 . 5 3 50 . 8 5 0 . 9 3kK 又由文献【 1】中的 3-1及 3-2得碳钢的特性系数 0.1 0.2 : ，取 0.15 0 .0 5 0 .1 : ，取 0.05 于是，计算安全系数caS的值，按文献【 1】中的式（ 15-6）（ 15-8）则得 1 275 2 0 . 9 3 62 . 4 2 8 5 . 4 1bS K 1 155 3 1 . 9 5 86 . 1 2 6 . 1 21 . 5 3 5 0 . 0 522amS K 2 2 2 22 0 . 9 3 6 3 1 . 9 5 8 1 7 . 5 1 3 22 0 . 9 3 6 3 1 . 9 5 8caSSSSSS 故可知其安全。 7.1.7.3 截面右侧 抗弯 截面 系数 3 3 3 30 . 1 0 . 1 3 8 5 4 8 7 . 2W d m m m m 抗扭截面系数 3 3 3 30 . 2 0 . 2 3 8 1 0 9 7 4 . 4TW d m m m m 截面右侧的弯矩 M 为 1 3 2 . 5 2 08 7 1 5 7 . 2 2 . 7 4 0 0 1 . 4 1 .1 3 2 . 5M N m m N m m 截面上的扭矩3T为 mmNT .1116003 截面上的弯曲应力为 7 4 0 0 1 . 4 1 1 3 . 4 95 4 8 7 . 2b M M P a M P aW 截面上的扭转切应力 M PaM PaWTTT17.104.109741116003 过盈配合处的 k，由文献【 1】的附表 3-8 用插值法求出，并取 0.8kk，于nts - 24 - 是得 2 . 2 5 0 . 8 1 . 8 6 1 . 8kk 轴按磨削加工，由文献【 1】中的附图 3-4 得表面质量系数为 0 .9 3 故得综合系数为 111 2 . 2 5 1 2 . 3 2 50 . 9 3kK 111 1 . 8 1 1 . 8 7 50 . 9 3kK 于是，计算安全系数caS的值，按文献【 1】中的式（ 15-6）（ 15-8）则得 1 275 2 6 . 5 22 .
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