二级斜齿减速器课程设计613.4%1.3%320%137%154.doc
二级斜齿减速器课程设计613.4%1.3%320%137%154
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计613.4%1.3%320%137%154,减速器课程设计
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01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 1 - 机械设计课程设计任务书 目录： 机械设计课程设计任务书. - 1 - 目录： . - 1 - 一 .设计题目 : . - 2 - 二 .传动简图 : . - 2 - 三 .原始数据 . - 2 - 四 .设计工作量要求 . - 2 - 五 .传动装置的总体设计 . - 2 - 1.拟定传动方案； . - 2 - 2.选择电动机； . - 3 - 3.确定传动装置的总传动比及其分配； . - 4 - 4.计算传动装置的运动及动 力参数 . - 4 - 六 .设计计算传动零件 . - 5 - 1.高速齿轮组的设计与强度校核 . - 5 - 2. 高速齿轮组的结构设计 . - 8 - 3. 低速齿轮组的设计与强度校核 . - 9 - 4低速齿轮组的结 构设计 . - 12 - 5. 校验传动比 . - 12 - 七 .设计计算箱体的结构尺寸 . - 13 - 八 .设计计算轴 (如图六 A所示 ) . - 14 - 1. 低速轴的设计与计算 . - 14 - 2. 中间轴的设计与计算 . - 20 - 3. 高速轴的设计与计算 . - 21 - 九 .选择滚动轴承及寿命计算 . - 23 - 十 .选择和校核键联接 . - 23 - 十一 .选择联轴器 . - 23 - 十二 .选择润滑方式、润滑剂牌号及密封件 . - 23 - 十三 .设计小结（包括对课程设计的心得、体会设计的优缺点及改进意见等） . - 23 - 十四 .参考资料（包括资料编号、作者、书名、出版单位和出版年月） . - 24 - nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 2 - 一 .设计题目 : 运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器 二 .传动简图 : 三 .原始数据 滚筒及运输带效率 = 0.94 。工作时，载 荷 有轻微冲击。室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差为 4%，要求齿轮使用寿命为 10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于 15000小时，试设计齿轮减速器。 四 .设计工作量要求 每个同学独立完成设计总装图一张 ,设计计算说明书一份和主要零件工件图 13张 ,具体要求由任课教师统一说明 。 五 .传动装置的总体设计 1.拟定传动方案； 采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺(a) 带 拉 力 F = 3400 N 带 速 度 V = 1.3 m/s 滚筒直径 D = 320 mm nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 3 - 点： 结构尺寸稍大） 高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由 于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯 曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围： i = 8 40 2.选择电动机； 计 算 和 说 明 结 果 稳定运转下 工件机主轴所需功率： 420.43.1*34001000 FVP工作 机主轴转 速 为： m in627.77320*14.3 3.1*1000*601000*60 rD vn 工作机主轴上的转矩： NmnPT 767.543627.77 9 5 5 0*420.49 5 5 0* 如传动简图所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联 轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动齿轮为 闭式软齿面 圆柱齿轮，因其速度不高，选用 7级精度 (GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如 下： 弹性柱销联轴器： = 0.9925 滚子轴承： = 0.98 闭式圆柱齿轮（ 7级） = 0.98 凸缘联轴器（刚性）： = 1 滚筒及运输带效率： = 0.94 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 4 - 3.确定传动装置的总传动比及其分配； 总传动比 55.18627.771 4 4 0 nni m选用等浸油深度原则 ，查图 2-2 得 1i =5.3 ； 2i =3.5； 4.计算传动装置的运动及动力参数 各轴转速： n= min1440 rnm n= m in70.2713.514401 rin n= m in628.775.370.2712 rin 各轴的输入功率： 3 0 8 4.59 9 2 5.0*3 4 8 5.501 d PP 0 9 8 2.598.0*98.0*3 0 8 4.5*12 PP 8 9 6 3.498.0*98.0*0 9 8 2.523 PP电动机的输出转矩： NmnPTmdd 471.3595 5 0 各轴的输入转矩： NmnPT 2050.359550 所以， 电动机至工件机主轴之间的总效率为： = 0.9925 * 0.98 * 0.98 * 0.98 * 0.98 * 0.98 * 1 * 0.98 * 0.94 = 0.8264 所以电动机所需功率为 3485.58264.0 420.4 PPd选取电动机的转速为 n = 1500 minr ，查表 16-1 ，取电动机型号为Y132S-4，则 所选取电动机 ： 额定功率为 5.5edP满载转速为 min1440 rnm nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 5 - 同理 NmT 1969.179NmT 355.602六 .设计计算传动零件 取齿宽系数 a=0.4 (参见图六 A) 1.高速齿轮组的设计 与强度校核 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 A. 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动 ， 四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性 ； B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095 88）； C. 材料选择。由表 10 1选择小齿轮材料为 40 rC （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。 D. 初选小齿轮齿数 1Z =24，大齿轮齿数为 2Z =5.3* 1Z =127.2，取 2Z =128。 E. 初选螺旋角 = 14 4) 按齿面接触强度设计 3 211 )()1(2HEHadtt ZZuuTKd 确定公式内的数值 A. 试选 tK=1.6，由图 10 30选取区域系数 HZ =2.433 B. 由图 10 26查得 1a=0.771 2a=0.820 所以 a=1.591 C. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=0.5*(1+u)* a=0.5(1+5.3)*0.4=1.26 D. 查表 10 6 得材料的弹性影响系数 EZ =189.8 21MPa E. 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 1limH =600MPa；大齿轮 的接触疲劳强度极限为 2limH =550MPa F. 计算应力循环次数 1N =60njhL=60*1440*1*(2*8*300*10)=4.1472* 910 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 6 - 同理 2N =7.825* 810 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1HNK=0.9 2HNK=0.97 G. 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则 1 H = 1HNK 1limH/S=540MPa 2 H = 2HNK 2limH/S=533.5MPa 所以 H =（ 540+533.5） /2=536.75MPa 5) 计算 A. 由 小齿轮分度圆直径 3 211 )()1(2HEHadtt ZZuuTKd =36.70mm B. 计算圆周速度 v=1000*60 11 nd t=2.784m/s C. 计算齿宽 b及模数ntmb=d td1=46.55mm ntm= mmZd t 494.1co s11 h=2.25*ntm=3.394mm b/h=13.715 D. 计算纵向重合度=0.318d 1Ztan =2.397 E. 计算载荷系数 K 已知使用系数 AK =1， 根据 v=2.784m/s ， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数vK=1.054；由表 10-4查得 416.110*23.018.012.1 32 bKdH 查图 10-13得 37.1FK；查表 10-3得 4.1FaHa KK所以 载花系数 K = AKvK HaK HK=2.089 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 7 - F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKdd tt 73.43311 G. 计算模数 mmZdmn 768.1c os11 圆 整为 2mm 6) 按 齿根弯曲强度设计 3 2121c os2FadSaFan ZYYYKTm 确定计算参数 A. 计算载荷系数 K = AKvK FaK FK=2.021 B. 由纵向重合度=2.397，查图 10-28得螺旋角影响系数Y=0.8846 C. 计算当量齿数 27.26c os 211 ZZv同理 2vZ=140.12 D. 查取齿形系数 由表 10-5查得齿形系数 599.21 FaY； 148.22 FaY应力校正系数 595.11 SaY； 2SaY=1.822 E. 由图 10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 F. MPaFE 5001 ； MPaFE 3802 G. 由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 85.01 FNK； 90.02 FNKH. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4；则 M P aSK FEFNF 57.303 111 ； 同理 2 F =244.285MPa I. 计算大、 小齿轮的 FSaFaYY，并加以比较 111 FSaFaYY=0.01365 222 FSaFa YY=0.01602 所以 ,大齿轮的数值大 5) 设计计算 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 8 - 3 2121c os2FadSaFan ZYYYKTm =1.1832mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算 的法面模数nm大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数，取nm=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mmd 73.431 来计算应有的齿数。于是有 nmdZ cos11 =21.21 取 1Z =21 则 2Z =u 1Z =111 6) 几何尺寸计算 7) 计算中 心距 a= 04.136c o s2)( 21 nmZZ mm 圆整为 137 mm 8) 按圆整后的中心距修正螺旋角 21 38311552716.152 )(a r c c o s a mZZ n因值改变不多，故参数a、K、 HZ 等不必修正。 9) 计算大、小齿轮的分度圆直径 59.43cos11 nmZd mm 同理 2d =230.41mm 10) 计算齿轮宽度 b=1dd=54.923mm 圆整后取 mmB 552 1B =60mm 2. 高速齿轮组的 结构设计 齿根圆直径为 nnaf mChdd )(2 *1143.59-2*(1+0.25)*2=38.59mm mmdf 41.2252 齿顶圆直径为 mmmhddnana 59.472*1*259.432 *11 mmda 41.2342 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 9 - 3. 低速 齿轮组 的设计 与强度校核 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 A. 如 前 图 六 A 所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095 88）； C. 材料选择。 由表 10 1选择小齿轮材料为 40 rC （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。 D. 初选小齿轮齿数3Z=24，大齿轮齿数为 4Z =3.5*3Z=84。 E. 初选螺旋角 = 14 2) 按齿面接触强度设计 3 223 )()1(2HEHadtt ZZuuTKd 确定公式内的数值 A. 试选 tK=1.6，由图 10 30选取区域系数 HZ =2.433 B. 由图 10 26查得 3a=0.771 4a=0.980 所以 a=1.751 C. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=0.5*(1+u)* a=0.5(1+3.5)*0.4=0.9 D. 查表 10 6 得材料的弹性影响系数 EZ =189.8 21MPa E. 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 3limH=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 4limH =550MPa F. 计算应力循环次数 4N =60njhL=60*77.628*1*(2*8*300*10)=2.235* 810 同理 3N=7.825* 810 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 3HNK=0.97 4HNK=1.096 G. 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则 3 H= 3HNK 3limH/S=582MPa 4 H = 4HNK 4limH/S=602.8MPa 所以 H =592.4MPa nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 10 - 3) 计算 A. 小齿轮分度圆直径 所以 3 223 )()1(2HEHadtt ZZuuTKd =65.753mm B. 计算圆周速度 v=1000*60 3 tnd=0.935m/s C. 计算齿宽 b及模数ntmb=d td3=59.178mm ntm= mmZd t 65 8.2c os33 h=2.25*ntm=5.980mm b/h=9.895 D. 计算纵向重合度=0.318d 1Ztan =1.713 E. 计算载荷 系数 K 已知使用系数 AK =1，根据 v=0.935m/s ， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数vK=1.042；由表 10-4查得 279.110*23.018.012.1 32 bKdH 查图 10-13得 216.1FK；查表 10-3得 4.1FaHa KK所以 载 荷 系数 K = AKvK HaK HK=1.866 F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKdd tt 21.69333 G. 计算模数 mmZdmn 798.2c os33 圆整为 3mm 4) 按齿根弯曲强度设计 3 2322c os2FadSaFan ZYYYKTm 确定计算参数 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 11 - A. 计算载荷系数 K = AKvK FaK FK=1.774 B. 由纵向重合度=1.713，查图 10-28得螺 旋角影响系数Y=0.8846 C. 计算当量齿数 492.25c os 233 ZZv同理 4vZ=89.222 D. 查取齿形系数 由表 10-5查得齿形系数 610.23 FaY； 202.24 FaY应力校正系数 592.13 SaY； 4SaY=1.779 E. 由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5003 ；MPaFE 3804 F. 由图 10-18查得弯 曲疲劳寿命系数 90.03 FNK； 95.04 FNKG. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4；则 M P aSK FEFNF 43.321 333 ； 同理 4 F =257.86MPa H. 计算大、小齿轮的 FSaFaYY，并加以比较 333 FSaFaYY=0.012927 444 FSaFa YY=0.015192 大齿轮的数值大 5) 设计计算 3 2322c os2FadSaFan ZYYYKTm =2.069mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm=3.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mmd 21.693 来计算应有的齿数。于是有 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 12 - nmdZ cos33 =22.385 取3Z=22 则 4Z =u3Z=77 6) 几何尺寸计算 A. 计算中心距 a= 05.153c o s2)( 43 nmZZ mm 圆整为 154 mm B. 按圆整后的中心距修正螺旋角 43 32211535888.152 )(a r c c os a mZZ n因值改变不多，故参数a、K、 HZ 等不必修正。 C. 计算大、小齿轮的分度圆直径 444.68co s33 nmZd mm 同理 4d =239.555mm D. 计算齿轮宽度 b=3dd=61.60mm 圆整后取 mmB 654 3B=70mm 4 低 速齿轮组的 结构设计 齿根圆直径为 nnaf mChdd )(2 *3360.944mm mmdf 055.2324 齿顶圆直径为 mmmhddnana 444.742 *33 mmda 555.2454 5. 校验传动比 实际传动比为 5.182277*211 11 实i总传动比 55.18627.771 4 4 0 nni m所以传动比相对误差为 (18.55-18.5)/18.55=2.695% nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 13 - 七 .设计计算箱体 的结构尺寸 名称 代号 尺寸 备注 底座壁厚 箱盖壁厚 底座上部凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 底座下部凸缘厚度 轴承座连接 螺栓凸缘厚度 吊环螺钉座凸缘高度 底座加强肋厚度 箱底加强肋厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承座连接螺栓直径 底座与箱盖连接螺栓直径 轴承盖固定螺钉直径 视孔盖固定螺钉直径 吊环螺钉直径 轴承盖螺钉分布圆直径 轴承座凸缘端面直径 螺栓孔凸缘的配置尺寸 地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 铸造壁相交部分的尺寸 箱体内壁与齿顶圆的距离 箱体内壁与齿轮端面的距离 底座深度 底座高度 箱盖高度 联接螺栓3d的间 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 14 - 距 外箱壁至轴承座端面距离 轴承盖固定螺钉孔深度 轴承座连接螺栓间的距离 箱体内壁横向宽度 其他圆角 八 .设计计算轴 (如图六 A所示 ) 1. 低速轴的设计与计算 1) 列出轴上 的功率、转速和转矩 8 9 6 3.498.0*98.0*0 9 8 2.523 PPn= m in628.775.370.2712 rin NmT 355.6022) 求作用在齿轮上的力 因已知 低 速 级 大 齿轮的分度圆直径为 4d =239.555mm mm 32211535888.15 而 圆周力 NdTFt 95.502 8555.239602 355*2243 径向力 costan ntraFF 1898.18N 轴向力 NFFta 32.1381ta n 3) 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-3，取0A=120，则 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 15 - mmnPAd 767.473330m i n 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d处，如上图所示。为了使所选轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号 。 查表 14-1，考虑到转矩变化较小，所以取 AK =1.5，则： 联轴器的计算转矩为 NmTKTAca 5325.903355.602*5.13 所以，查标准 GB/T 5843-1986，选用 YL11型 凸缘 联轴器，其公称转矩为 1000Nm。轴孔长度 L=112mm， 1L =84mm，轴孔直径 D=50mm。 故取d=50mm。 轴的结构设计 4) 拟定轴上零件的装配方案 A. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直 径和长度 a 为满足联轴器的轴向定位要求， -轴段左端需制出一轴肩， 所以取d =55mm， 右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D =60mm（ GB891892 1986）。 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 -段的长度就比 1L 稍短一些，现取 -l=80mm。 b 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承 。由工作 要求及d =55mm，查 GB/T297-1994，选择30212型号 ，其尺寸为 d*D*T=60mm*110mm*23.75mm， a=22.4mm。 故mmdd 60 ，而 l =23.75+15=38.75mm（取齿轮距箱体内壁间距为 15mm） ，取为 40mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得 30212型轴承的定位轴肩高为 9.5mm， 所以 d =69mm。 c 取安装齿轮处的轴段 -的直径d =65mm， 齿轮与左轴承之间采用套筒定位。 已知齿轮的轮毂宽度为 65mm，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l =60mm，齿轮的右端采用nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 16 - 轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，取 h=6mm，则轴环处的直径为d=77mm，轴环宽度 b 1.4h，取l=12mm。 d 轴 承端盖的总宽度为 20mm，（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，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 30l mm，故取 mml 50。 e 取 中间轴上两 齿轮间距为 20mm， ， 则l =23.75mm，取为 23mm；l =15+55+（ 20-12） =78mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径 和长度。 f 轴向零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。 由键联接所在轴径的大小，查得， 齿轮处： b * h = 20mm * 12mm (GB/T 1096 1979)，长度为 50mm； 同时为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 H7/n6； 同样，在联轴器与轴联接处，选用平键 16mm*10mm*70mm， 联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 g 确定轴上圆角和倒角尺寸 查表 15-2，取轴端倒角为 2 * 45 ，各轴肩处的圆角半径见 前 图 。 5) 求轴上的载荷 首先作出轴的计算简图。 由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 如下： 1NBF=3862.68N 2NBF=1166.268N HM =168992.25Nmm 1NVF=580.945N 2NVF=1317.235N 1VM=25416.34Nmm 2VM=190867.35Nmm 1M =170892.86Nmm 2M =254928.86Nmm nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 17 - 6) 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为： W aTMca232 )( 16.104MPa 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由表 15-1查得 1 =60MPa，因此是安全的。 7) 精确校核轴的疲劳强度 A. 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地确定的，所以 这几个截面均不需要校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 和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 C上的应力最大。 截面和 的应力集中的影响相近， 但截面 不受扭矩作用， 故不必作强度校核 。 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也不必校核。截面 、更不必校核。由第三章可知，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 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 18 - 的左右两侧即可。 B. 截面左侧 抗弯截面系数 W=0.1 3d =27463 3mm 抗扭截面系数 TW =0.2 3d =54925 3mm 截面左侧的弯矩 M为 M=254928.86*（ 144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm 截面上的扭矩 NmT 355.602截面上的弯曲应力 WMb=7.20MPa 截面上的扭转切应力 TT WT3 =10.97MPa 轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得 B =640MPa，1 =275MPa， 1 =155MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及a按附表 3-2查取。因为 r/d=2/65=0.031； D/d=77/65=1.185 所以a=2.56，a=1.98 又由附图 3-1可得轴的材料敏感系数为 q=0.82，q=0.85 所以有效应力集中系数为 )1(1 aqk=2.279 )1(1 aqk1.833 由附图 3-2得尺寸系数 68.0， 由附图 3-3得扭转尺寸系数=0.82。 轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为 11 kK=3.438 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 19 - 11 kK=2.322 由 3-1及 3-2取碳钢的特性系 数 1.0， 05.0求安全系数 mbKS 1 =16.76 221TTKS =11.91 22 SSSSSca =9.708 S=1.5 故可知其安全 C. 截面右侧 抗弯截面系数 W按表 15-4中的公式计算， W=0.1 3d =45653.3 3mm 抗扭截面系数 TW =0.2 3d =91306.6 3mm 弯矩 M及弯曲应力为 M=254928.86*（ 144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm WMb =4.33MPa 截面上的扭矩 NmT 355.602截面上的扭转切应力 TT WT3 =6.597MPa 由附表 3-8用插入法求出k=3.20；k=0.8 * 3.20 = 2.56 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数 92.0 故得综合系数 11 kK=3.287 11 kK=2.647 求安全系数 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 20 - mbKS 1 =19.32 221TTKS =17.423 22 SSSSSca =12.94 S=1.5 故可知其安全 8) 绘制轴的工作图 2. 中间轴的设计与计算 1) 列出轴上的功率、转速和转矩 0 9 8 2.598.0*98.0*3 0 8 4.5*12 PPn= m in70.2713.514401 rin NmT 1969.1792) 求作用在齿轮上的力 因已知 高速轴小齿轮的分度 圆直径为 59.43cos11 nmZd mm 38311552716.15 而 圆周力 NdTFt 288.161559.430.35205*2211 径向力 costan ntraFF 610.186N 轴向力 NFFta 784.448ta n 3) 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-3，取0A=120，则 mmnPAd 54.183110m i n nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 21 - 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d处，如上图所示。为了使所选轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为 Y132S-4， 其 轴径 D= 018.0002.038mm，所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。 查表 14-1，考虑到转矩变化较小，所以取 AK =1.5，则： 联轴器的计算转矩为 NmTKTAca 8 0 7 5.522 0 5 0.35*5.11 所以，查标准 GB/T 5014-1985，选用 HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630 000Nmm。半联轴器长 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 1L =60mm。 4) 轴的结构设计 A. 拟定轴上零件的装配方案 B. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 C. 轴向零件的周向定位 D. 确定轴上圆角和倒角尺寸 5) 求轴上的载荷 3. 高速轴的设计与计算 1) 列出 轴上的功率、转速和转矩 3 0 8 4.59 9 2 5.0*3 4 8 5.501 d PPn= min1440 rnm NmnPT 2050.359550 2) 求作用在齿轮上的力 因已知高速 级 小齿轮的分度圆直径为 nts 01 机电（ 1）班 陈均波 4号 学号： 200130002203008 - 22 - 59.43cos11 nmZd mm 38311552716.15 而 圆周力 NdTFt 288.161559.430.35205*2211 径向力 costan ntraFF 610.186N 轴向力 NFFta 784.448ta n 3) 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-3，取0A=120，则 mmnPAd 54.183110m i n 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的 直径d处，如上图所示 。 为了使所选轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 又因为所选取电动机型号为 Y132S-4， 其 轴径 D= 018.0002.038mm， 所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器 。 查表 14-1，考虑到转矩变化较小，所以取 AK =1.5， 则： 联轴器的计算转矩为 NmTKTAca 8 0 7 5.522 0 5 0.35*5.11 所以，查标准 GB/T 5014-1985，选用 HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630 000Nmm。半 联轴器长 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 1L =60mm。 4) 轴的结构设计 A. 拟定轴上零件的装配方案 B. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 C. 轴向零件的周向定位 nts 0
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