电动卷扬机传动装置-课程设计

1、电动卷扬机传动装置 - 课程设计电动卷扬机传动装置目录1、 设计题目32、系统总体方案的确定 32.1、 系统总体方案3 2.2、系统方案总体评价43、传动系统的确定 44、传动装置的运动和动力参数 64.1、确定传动比分配65、齿轮设计 85.1、高速轴齿轮传动设计85.2、低速级齿轮传动设计165.3、幵式齿轮设计216、轴的设计计算246.1、中间轴的设计计算246.2、高速轴的设计计算346.3、低速轴的设计计算347、轴承校核377.1、高速轴轴承校核377.2、中间轴上轴承校核347.3、低速轴上轴承校核348、 键的选择以与校核 399、 联轴器选择 4110、润滑油与其润滑方式

2、选择 4211、箱体设计 4312、参考文献 4413、附录设计任务书44计算与说明主要结果1设计题目1.1设计题目方案2 :间歇工作，每班工作时间不超过15 %，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作中有中等振动，两班制工作，钢？速度允许误差±5 %。小批量生产，设计寿命 10年。传动简图与设计原始参数如表：数据编钢？拉钢？速滚筒直号力度V径DF ( KN )(m/s )(mm )81215220表1-1原始数据2系统总体方案的确定计 算 与 说 明局小，传动不平稳，虽然可以实现较大的传动比， 但是传动效率低。图2.1中的方案结构简单，且传 动平稳，适合要求。图2.3中的方案

3、布局比较小， 但是圆锥齿轮加工较困难， 特别的是大直径，大模 数的锥轮，所以一般不采用。最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传动系统为：电动机T传动系统T执行机构（如下图）主要结果图2-4选择方案3传动系统的确定3.1选择电动机类型1.功率计算电动机的速度计算:计算与说明主要结果Dn 工v 100015 1000一.vn 工21.7r/min60 1000D220输出所需要功率：Pw=FV=12*15/60=3KW(3-1)225? ? ?1 23452 25传动效率计算：°99°97°98°97°90.73(3-2)1弹性联轴器的效率取0

4、.99;2闭式齿轮(8级精度)的传动效率取0.97;3滚动轴承的效率取0.98;4开式齿轮传动效率取0.95;5卷筒传递效率取0.9。电机所需要的功率：pd 4.11 KW根据所算的功率查资料2表9-39和表9-40，查的有三种电机可选择：Y132S-4，Y132M2-6和Y132M2-8。将它们各个参数比较如下表：选择方案1v 21.7r/min总0.73传动比Pd 4.11KW型号额疋功率(KW)满 载 转 速(r/min)轴 伸 出 段 直 径(mm)价格计算与说明主要结果Y1321443890066S-45.50.00.311500.00Y1329603813044M2-5.50.0.

5、26013500.00Y1327203818033M2-5.50.0.18026000.002、方案比较：由上面图表显示，Y132S-4价格更便宜，满足所需工作要求，优先选用。方案（一）：按所给设计参数，选用直齿圆柱齿轮传动。查ii 24.0表得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是35。转计算与说明主要结果速为n=1440r/min,传动比为i=66.35。由于是直齿圆柱齿轮，故传动比可以平均分配i 1 i 2 i 306.354.05根据经验，双级减速器的齿轮传动比最好不要超过选用方案（一）4，以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大。方案（二）：转 速 n=960r/min,功 率 P=5.5

6、KW。i1 i2 i3如23 3.54，满足要求。故选用方案（二）。4传动装置的运动和动力参数4.1.确定传动比分配1、选用电机 Y132M2-4 ，转速 n=960r/min,功率 P=5.5KW。因是直齿圆柱齿轮传动，传动比可以平均分配为：i1 i2 i3尊44.233.542.各轴转速计算n1 n 960r / mi nn2 ni/i1 271.19/minn3 n 2/i276.61r / minn4n376.61 r / minn5 阳和321.64r/minT1 53.122 103 N.mm计算与说明主要结果转筒的实际转速为nw 21.64 r/min ,nw nw 100%nw

7、21.7121.64100%0.32%5%21.71传动分配合适。3.各轴输入转矩计算T19550103 P1/n1955010 3 5.34 /96053.122103 N .mmT2 9550 103 P2/n2 9550 103 5.07 / 271.193178.54010 N .mmT3955010 3 P3 / n3955010 34.82 / 76.61600.84810 3 N .mmT4955010 3 P4 / n4955010 34.67 / 76.61582.14910 3 N .mmT5955010 3 P5/n59550103 4 / 21.641765.25103

8、 N .mm终上，各轴的参数如下表：表4-1轴的参数3T2178.540 10 N.mmT3600.84810 3 N.mmT4582.149103 N .mmT5 1765.25 103N,mmm8级精度33材料为40Cr编号功率（KW）转速（r/min）转矩（N.mi15.3496053.122x1025.07271.19178.540x1034.8276.61600.848x10计算与说明主要结果44.6776.61582.149x1045钢5421.641765.25x1035齿轮设计5.1高速轴齿轮传动设计1. 选疋齿轮精度等级 ' 材料和齿数1 ）按给定设计方案，选用直齿圆

9、柱齿轮。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，V=15m/min, 故选用 8 级精度（GB10095-88 ）。3 ）材料选择由资料1表10 1选择小齿轮材料为 40Cr（调 质），硬度为250HBS ,大齿轮选用45钢（调质）， 硬度为220HBS，二者差为30HBS。4）选小齿轮的齿数为:Z1=22，则大齿轮的齿 数为 Z2 22 3.5477.88，取 z2=72。齿数比为Ui乙/Z23.54 ,取压力角20 。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以米用齿面接 触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计按设计计算公式计算dt 2.32 ? JKt? U 1 ?（红）2V

10、duh乙=22Z2=7220Kt 1.3T 3.5414 104N ?md 1.0ZE 189.8MP?2H lim1700 MPaH lim2490MPa7N14.15 10计算与说明主要结果(5-1 )N21.17 101）确定公式的各计算值（1）试选载荷系数Kt =3（2）齿轮传递的转矩4T13.541410 N ? m（3）由资料1表10-7选取齿系数d 1.0（4）由资料1表10-6查得材料的弹性影响系数 Z E189.8 MPa ” 2。（5）从资料1图10 21 （d）查得，小齿轮d55.70mm疲劳极限为：H lim1700 MPa大齿轮疲劳极限为：Hlim2 490MPa 。

11、（6）计算应力循环次数N1 60njLh 60 960 1 (300 2 8 15%)4.15 107b55.70 mmN24.15 107/3.54 1.17 107(5-2 )mt2.53（7）查资料1图10 19得接触疲劳寿命系h5.15数为：9.79KHN10.95,KHN2 0.98/ h（8）计算接触疲劳许用应力：K HN 1 ? H limlsK HN 1 ? H lim 2s0.95 70010.98 4901665MPa,480.2MPaKhKf1.2Ka=1.50(5-4 )2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 d1，代入 hi中 较小值：d1t 2.32 31.3 5.31

12、22 104 ?(3.51 1)? 189.81'3.54'480.255.70mmKhKfk1.4081.351.825(2)计算圆周速度d1t ?n160 100055.7096060 10002.80ms计算齿数b d ?d1t1 55.70 55.70nm(5-5)(4)计算齿宽与齿高之比mt 模数：'(5-6)齿高：h 2.25mtb/hd/w 55.7022 2.532.25 2.53 5.15d1 m62.692.849bh 55.7 5.699.79计算与说明主要结果(5-7 )(5)计算载荷系数根据v 2.80 m / S ，8级精度，查资料1图10

13、8得，载荷系数为，因为是直齿轮，假设JFt/b WO N / mm，有资料1表 io 3 查得KhKf1.2由资料1表10 2查得使用系数为 Ka=1.50 (*中等冲击)，由资料1包10 4查的小齿轮7级精度，非对称布置时：Kh1.120.18 (10.6 d2) d20.23 10 3b1.408由 b/h 9.79,©1.408查资料1图 10 13 得FE1 500MPaKf1.35，故载荷系数为fE2 380MPaK Kv?Ka?Kh ?Kh 1 1.08 1.2 1.4081.825K v动载荷系数；K a使用系数；S1 .4K h齿间载荷分配系数；K h齿向载荷分配系数

14、。(6)按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径did K84655"62.6.3(5-8)(7)计算模数mm dJz 62.29/222.849(5-9)3.按弯曲疲劳强度校核由式(1-5 )得弯曲强度的设计公式:討1 2 2?(d Z 1(5-10)T1输入转矩；K载荷系数；YS应力校正系数；Yf齿形系数；F许用应力；d 齿宽系数；z1由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。YFa12.72,YSa22.224Ysa21.766m 1.81 mm计算与说明主要结果劳强度极限为：fei 500MPa ,大齿轮的的弯曲疲劳极限为：FE2 380MPa2由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿

15、命系数K fn 10.92， K fn 20.973计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S1 .4，由资料1式（10-12 ）得：f 1K fn 1 ? fe 10.92500328.57 MPa1 S1.4K fn 2 ? FE 20.97380“cccF 2FNJFE 263.29 MPa2 S1.4（4）计算安全载荷系数：K KA ?KV ?KF2 ?Kfb 1 1.14 1.2 1.351.846（5）计算齿形系数：查资料1表10 5得2 24 2 22YFa1 2.72,谯2 2.24 “ *8 2.22410（6）计算齿形校正系数：查资料1表10 5得Ysa1 1.57YSa

16、2 1.751771751.76610（7） 计算大、小齿轮并加以比较：YFa1YSa12.72 1.57Fa1 Sa1 0.01299F 1328.57Z131Z2107a 138mmB262mm, B1 56mm(5-12 )YFa2Ysa22.224 1.766263.290.01492比较得，大齿轮的数值大2）设计计算:将中较大值代入公式得:m1.8255.312210422 20.014921.81 mm（5-13）对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算 的模数（m=2.767 ）大于由齿根弯曲强度计算的 模数（m=1.81）。因为齿轮模数的大小主要取决于 弯曲疲劳强度所决定的承载

17、力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯 曲强度设计计算所得的模数， 并将模数圆整为标准 值m=2。按接触强度得的分度圆直径d!62.69 mm，算出小齿轮齿数:d162.6931.34531大齿轮齿数： Z 乙？31 3.45 106.95 1074、几何尺寸计算：计算与说明主要结果1）计算分度圆直径：d 1Z1 ? m31262 mmd 2Z 2 ? m1072214 mm（5-14）2）计算中心距：d1 d2 /62214 /ay2/2138mm（5-14）3 ）计算齿轮宽度：bd ? d 116262 mm取：B 262 mm , B 156 mm5、验算：l

18、2T1 2 5.3122 104” “Ft 1700.73Nd162KA?Ft 1 1700.73 ccmd心28.56 N/mm 100 N/mm b62故尺寸计算合适。高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：表5-1高速级齿轮传动的几何尺寸m名称计算公式数值（单位:模数m2压力20310名称结构尺寸设计数值:单位：mm）轮毂处直径DiK nh 30.93轮毂轴长度LL (1.2 1.5) d BK NH 40.95倒角尺寸nn 0.5 mn齿根圆处厚度腹板最大直径D o板孔直径do腹板厚度Co 8 10mmC 0.3 B8.高速级齿轮设计草图如下:D 00.5( D 1d00.25(D1 d1

19、) 10mmv 1.12 听b 78.95 mmmt2.55h 5.73图5-1齿轮的结构设计.2低速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料（与齿轮1、2相同）与齿数；直齿圆柱齿轮， 8级精度，小齿轮选用40Cr（调质）,调质后硬度为250HBS ,齿轮选用45 （调质），硬度为220HBS.KhK F 1.2Kh1.6112、按齿面接触强度设计:由设计公式（10-9a ）进行计算:d3tK” 1? (ZE)2H2.09选小齿轮齿数为Z324，大齿轮齿数Z 4 i2Z 33.542484.96取 Z 485(5-15)1）确定公式内的各计算数值:1试选载荷系数Kt1 .3仃 8.541

20、0 3由资料1表10-7选取齿轮宽系数d192.464.20由资料1表10-6查得材料弹性影响系数为 Zz 189.8 MPa 1/25由资料1图10-21d ）和图10 21c）查得齿面的接触疲劳强度极限H liml700 MPaH lim 2560 MPaN 360 ?n 2? j?Lh60271.191283001015%1.17108N 4N11.171083.31107i 23.54（5-16）6计算应力循环次数:（7）由资料1图10-19查得接触疲劳寿命系 数K NH 30.93K NH 40.95J（8）计算接触疲劳许用应力：K HN 1 ? H lim1sK HN 1 ? H

21、lim 2s0.9356010.957001520.8 MPa665 MPa（5-17）2）计算（1 ）试算小齿轮分度圆直径d1，代入 hi中较小值：d1t 2.3231.31.78105 ? (3.541) ? 189.83.54' 520.878.95 mmFE 1500MPaFE 2380MPaK FN 10.92KFN 20.97S 1 .41.846YFa12.72, Ysa22.22计算与说明主要结果（2）计算圆周速度vdM n278.95271.19_2m/60 1000601000. 几（3）计算宽bd ?d1t 1 78.95 78.95mm（4）计算齿宽与齿高之比b

22、/hmt dn / Z178.95 乂彳 2.55模数：/31齿高：h 2.25 mt 2.252.545.7378.95/ 5.7313.7（5）计算载荷系数根据 V 1.12 m/s，8级精度，查资料1图10 8 得,载荷系数为kv1.08用曰舌，因为是直齿轮，假设Sh/b 100N/mm，有资料1表10 3查得K HKf1.2由资料1表10 2查得使用系数为 Ka=1.50（*中等冲击），由资料1表10 4查的小齿轮8级精度，非对称布置时：m 2.56 mmZ131Z2107计算与说明主要结果KH 1.15 0.18 (1 0.6 d2) d20.31 10 3b1.611由b/h13.

23、7, K H1.611 查资料1图 10 a207 mm13得KF，故载荷系数为K Kv?Ka?Kh ?Kh1 1.081.21.6112.09B193mn,B285mmK v动载荷系数；K A使用系数；K H齿间载荷分配系数；K H齿向载荷分配系数。(6)按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径diIkJ2.09d1t 78.953 92.46VKtV 1.3（5-18）计算模数mmd1 / z192.46 / 224.203.按弯曲疲劳强度校核由式（1-5 ）得弯曲强度的设计公式：mJ2KT1?( YFaY Sa)Vd Z 1F（5-19）计算与说明主要结果T1输入转矩；K载荷系数；Ys

24、应力校正系数；Yf齿形系数；F许用应力；d齿宽系数；Zi由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。1 ）确定公式内的各参数值：1由资料1图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：fe1 500MPa ，大齿轮的的弯曲疲劳极限为:fe 2 380 MPa2由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn 10.92， Kfn 20.973计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S1 .4，由资料1式（10-12 ）得：f 1K FN 1 ? FE10.92500328.57 MPa1 S1.4f 2K FN 2 ? FE 2四翌 263.29 MPa2 S1.4（4）计算安全载荷系数：K Ka ?

25、 Kv ? Kf2? Kfb 11.141.21.351.846（5）计算齿形系数：查资料1表10 5得FE 51000 MPaFE 6670 MPaN53.3 107N6 9.6 106K FN 51.3K FN 61.65F 5 928.67/IPaF 6 789.64/IPaK f1.7主要结果10Yra12.72,Ysa22.24 2.24 2.22 8 2.224(6)计算齿形校正系数:查资料1表10 5得Ysa11.57，1 77YSa2 175. 101.751.7661 )计算大、小齿轮并加以比较丫 Fa 1 丫 Sa 12.721.57328.570.01299m 2.90

26、mmYFa2Ysa22.2241.766263.290.01492m=4比较得，大齿轮的数值大。2)设计计算:mmds80mm将中较大值代入公式得:对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算d6276mm80mm的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮 模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承t675mm载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值 m=3。按接触强度算178nm得的分度圆直径d192.17 mm，算出小齿轮齿数:计算与说明主要结果Zdi92.1730.70331Z im3大齿轮齿数：Z；2 乙？31 3.

27、45106.951074、几何尺寸计算：1 ）计算分度圆直径：d 1Z 1 ? m31393 mmd 2Z 2 ? m1073321 mm2）计算中心距：设计合理ad1d2/93327/X207 mm3 ）计算齿轮宽度：bd ? d119393 mm取：B193mm , B285 mm5、验算：Ft2T121.78545101 WOQQQ C7Md 1933839.57INKa ? Ft13839.5741.29 N / mm100N /mrnb93故设计的尺寸合理。5.3幵式齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级，材料与齿数。1 ）按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动0d1=d 4=40mm2

28、 ）卷扬机为 般工作机，速度不咼，所以选计算与说明主要结果用8级精度（GB/T10095 -58)3 ）材料选择。由表10-1选择选得大齿轮用d2'=54mm45钢：硬度4050HRC、小齿轮的材料为40Cr ,并经调质与表面淬火；d3=93mm4 ）选择齿数。由于的幵式传动，为使齿轮不df3=85.5mm至于过小，选小齿轮齿数 Z：5 20，大齿轮齿数da3=99mmZ6 uZ 53.452069由于是幵式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。2、按齿根弯曲强度设计:弯曲强度的设计公式进行计算i2 ? Kt ? T3r U1亠 / Z E、2m勺t3?(TduH(5-201）确定公式

29、的各计算值)1由资料1图10-20e查得齿轮的弯曲疲劳强度极限：fe 51000 MPaFE 6670 MPa2由资料1式10-13计算应力循环次数计算与说明主要结果N 560?n5?j?Lh60 76.6112 8 300 10 15%3.3 107N6 N 53.3 1079.6 106N 6 i33.543由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 5.3K FN 61.654计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.4，由式（10-12 ）得F5Kfn5?FE 51.31000928.67MPaF 5S1.4F6K FN 6 ?FE 61.65670789.64MPaF 6S1.

30、4（5-21）5载荷系数：K f1.76查取齿形系数与应力校正系数：由资料1表10-5查得Yfa5 2.80YFa 62.224，Ysa5 1.55 ，Ysa6 1.7487计算大小齿轮的并加以比较：YFa5?YSa52651.58f 5928.57乙6?、62244仍8o.oo495f 6789.64小齿轮的数值大。验 25N8由资料1表10-7选取齿宽系数:Rbz766Nm t 2.902.9010%3.19就近圆2 ）设计计算整得m=4Ray2511 N3尺寸计算计算分度圆直径:d5 Z5 ?mt 20 480mmd6 z6 ?mt 69 4276mm2998N(5-22)计算齿轮宽度:

31、b5d ? d51 8080 mmb6 d 5(5 10)75 mm计算中心距d5d6a 178 mm2(5-24)4、验算:Ft2T32374 68103d5 Ka ? Ft961 57805 83358 51N mm100N/mm5、工作机速度验算:2 1.79 6 0乙2 1.72 1.72 1.542 1.70.7%故设计合理。6轴的设计计算6.1.中间轴的设计计算根据中间轴零件的定位，装配以与轴的工艺要求，参考低速级齿轮与高速级齿轮传动尺寸，初步确定纣棍件轴的装配草图如下：T2178540 N ?mm0.58T2 10355N?mm图6-1中间轴的装配草图1.轴主要尺寸设计计算与说明

32、主要结果1）.各轴段的直径确定查资料4表8-23初选深沟球轴承，代号为6308，与轴承配合的轴径 d i=d 4=40mm,齿轮2处轴头直径为 d2=45mm;齿 轮2定位 轴 肩 高 度hmin =(0.070.1)d 2=0.1*45=4.5, 所以 该处直d2=54mm,齿轮轴处直径等于低速级的小齿轮直径尺寸，b h 128d3=93mm,d f3=85.5mm,d a3=99mm.2）.确定各轴段长度圆角r=3按轴上零件的轴向尺寸以与零件间相对位置，参考高速级与低速级齿轮传动尺寸表，初步确定尺寸如附图（6-1）2.按许用弯曲应力校核轴1 ）轴上力作用点与支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点

33、按简化原则应在齿轮宽的中点处，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。画出支点、跨距、轴上各力作用点相互位置尺寸如上图所示。2 ）绘制轴的受力图如下：W 76ii.mmWc 16557.47m0 22.5MPa图6-2轴的受力图5.39MPa5.39 MPa齿轮2 :Ft22T22178.5401031669Nd2214Fr2Ft2 tann 1669tan 20607N3）计算轴上的作用力K 1, K 1.54.计算与说明主要结果齿轮3 :2T22 178.540 103Ft323840Nd393Fr3 Ft3tan n 3840 tan 201398N4)计算支反力垂直支反面(XZ平面)，

34、参考图(6-2)，绕支点B的力矩和M BZ 0得，RazFr2(84.5 71.5) Fr3 71.5/ 57 84.5 71.5607(84.5 71.5) 1398 71.5/21325N司理'Maz 0RbzFr3(84.5 71.5) Fr2 71.5/ 57 84.5 71.51398(84.5 71.5) 607 71.5/213766NZR AZF r 3F r 2R BZ校核.2513986077660 ；计算无误。同样，由绕B的力矩和Mby 0，得(水平面XY平面，见图6-2 ( c)RayF2(84.5 71.5) Ft3 71.5/ 57 84.5 71.5166

35、9 (84.5 71.5) 3840 71.5/2132511N(K)d 1.78Kn 1计算与说明主要结果由May 0得；rbyFt3(84.557)Ft2 57 / 57 84.5 71.53840 (84.557)1669 57 /2132998N卡亠住M Y校核：RayRbyFt2Ft325112998166938400d1=32mm计算无误。5）绘制转矩、弯矩图垂直平面内的弯矩图（图6-2( b)C处弯矩：Mcz左Mcz右Raz57 94164N?mmD处弯矩：Mdz左M DZ右&Z 71.5 17467N ?mmd2=34mm.水平面内弯矩图(图 6-2 ( c)C处弯矩：

36、d3=d 7=35mm，M CY左M CY右Ray57 171324N?mmd4=d 6=44mmD处弯矩：d5=62mm,d a5=66mM DZ左M DZ右FBz 71.5 27651N?mmm， ,df5=57mm6）合成弯矩图（图6-2( d)C处弯矩：M C'M CZM CYJ941642 1431272171324N ?mm主要结果D处弯矩： Lo=223mmMd MDz MDy J( 174674 214357 27651N?mm7 ）转矩以与转矩图（图 6-2 （ e）T2178540N ?mmo8）计算当量弯矩，绘制弯矩图，（图6-2 （f）应力校正系数T20.58

3758103553 N ?mmC处当量弯矩：McJmC( T2)J17132103553200仃7N?mmD处当量弯矩：MdmD( T2).276513103553295267N?mm9 )校核轴径L=55mm根据弯矩图可知，危险面为 C和D剖面。C剖面： I Mc（200177“dc 33； 33.13mm 45mm0.1 1b 91 55强度足够。D剖面:J295267' 0.1 5533.72mm 85.5mm计算与说明主要结果D剖面强度也足够。所以，该轴强度足够。3.轴的细节部位结构设计查资料2表9-14得键槽尺寸为：b h 128b h108(t=5.0

38、,r=0.3)键长为 L=45mm,查资料3表4-5得表面过度圆角r=3.由资料3查得各过度圆角尺寸见零件图4.安全系数法校核该轴的疲劳强度（对 般减速器的转轴仅仅使用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）1 ）判断危险截面对照弯矩图和结构图，从强度，应力集中分析，C和1 ,2都可能是危险截面，现对C剖面进行校核。2）轴材料的机械性能A0=106材料为45钢，调质处理，有资料1表15-1查得，B 640MPas 355MPa， 。d138 mm1b 0.43 B 0.43 640275.2MPa0b 1.7 1b 1.7 275.2468 MPa计算与说明主要结果1 155MPa,

39、 °1.6 1 1.6155248MPa2ibob2 275.2 248 一0.18,0b468n 2 155 2480.25o2483）剖面C的按系数d3=d 7=45mm抗弯段面系数：dc3 bt2dc td4=52mmA/cVVe322dc4531425.545 5.537611.3mm322 45抗扭断面系数：W di B2dc tv«c162dc4531425.545 5.53L0=229mm一 16557.47mm162 45弯曲应力幅：o Mc/WC 171324 7611.3 22.5MPa弯曲平均应力：m0扭转切应力幅：T178540-5.39 MPa2W

40、tc216557.47平均切应力：m5.39MPa键槽所引起的有效应力集中系数有资料4表查得：K1,K1.54.计算与说明主要结果同样，由资料2表查得表面状态系数为：0.92尺寸系数为：0.84,0.78K /10.92 0.841.29K2 3弯曲配合零件的综合影响系数：D 'K2 3取进行计算：K/九920.781.39取剪切配合零件的综合影响系数(K)D0.40.6(K)D1.78由齿轮计算的循环次数4.1510 10 1025 10，寿命系数氐 1贝y：SCKn 1b1 275.225.15,K Dm 1.78 5.39 0.25 5.39SCKn 11 15514.17,K

41、Dm 1.78 5.39 0.25 5.39综合安全系数：SSc?Sc25.15 14.17JSc2 Sc225.1$ 14.17212.4 s 1.51.8故，剖面C有足够的强度。L=57mmb h 14 9L=56mmm 960 瞌n计算与说明主要结果6.2高速轴的设计计算1.轴的材料选择；因为是齿轮轴，材料与齿轮材料相同，为40Cr（调质）fp1.52.按切应力估算轴径有资料1查得A0=106，轴段伸出段直径为：1 aP 1753.5 Ndi A。#% 106 萨33%60 18.7mm考虑与电动机半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取 d 1=32mm 。3.1 ）划分轴段轴伸

42、出段d1，端盖以与密封圈处轴段 d2,轴承安Cr 40.8KN装轴段d3、d7，轴颈段d4、d6，齿轮轴段d5。仏 271%2）确定各轴段的直径由于轴伸出段直径比计算值大的多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯直径应尽可能以较小值增加，因此周fp1.5伸出段联轴器套同轴向定位与套同配合轴段直径d2=34mm.查资料4表8-23，选择滚动轴承 6307，轴颈直径 d3=d 7=35mm. 轴承安装定位轴颈d4=d 6=44mm.计算与说明主要结果齿轮轴段直径与齿轮1直径尺寸相同，为d5=62mm,d a5=66mm,d f5=57mm.3)确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距L)A 2 3 BA 箱体内比间

43、距离，由中间轴计算彳A=184mm;3 轴承内端面与内壁的距离，取3 10mmB 轴承宽度，查资料4表8 23彳，B 19mmfp1.5所以，Lo=184+1O*2+19=223mm,轴伸出段长度由联轴器轴向长度确定，轴颈长度由P 3720.2N轴承宽度决定 B=19mm,齿轮轴段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置与中间轴大齿轮啮合位置确定，直径d4,d6，轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后获得。直径为d2轴段长由端盖外与端盖内两部分组成。端盖外尺寸为：k+(1020)mm,h为外端盖螺钉(M8 )六角厚度确定K=7 ;b1 h1 10 8mm端盖内尺寸为：L1 56mmCi C2 (3 5) e 3 B壁厚；G, C2 轴承旁连接螺栓扳手位置尺寸；e-端盖凸缘厚度；b3 h3 12 83 轴承内端面与内壁的距离；I