二级斜齿圆柱齿轮减速器设计.docx

第一部分传动装Jt的总体设计一、传动方案1、电动机干脆由联轴器与减速器连接2、减速器用二级绽开式圆柱宜齿轮减速器3、方案简图如下:确定了传动方案.减速器的类型为二级开式圆柱直齿轮减速器轴2轴3二、电动机的逸鼻1、选择电动机的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380Y,丫型。2、选择电动机的容量有电动机至运输带的传动总效率为：=瑞*就*域*Z/、%、3、Z分别是轴承、齿轮传动、联轴7,=0.82器和卷筒的传动效率分别取7=0.98、%=0.97、力=0.99、/4=0.967.,=0.960.984x0.972×0.992=0.82所以F×VI69O×1.79-I(XX)×aI(XX)×0.823.7(“KWI，=3.7()4KW3、确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为n=71.222rmin电动机型号Y132M1-660×I(XX)V60×IO(X)×1.79H三三三71.222*Z-×£)×480mn按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比i；=840,故电动机转速的可选范围n1.1.=×/?=(8-4()×71.222=(569.7746922848.873481.)%njn'符合这一范围的同步转速有750、Io(K).1500rmin.依据容量和转速，有指导书P“；查出取型号:Y132M1-6三、确定传动装的总传动比和安排传动比电动机型号为Y132M1.-6n=960/mnnn1、总传动比g=-=-96()-=13.479n71.2222,安排传动装置传动比有公式i1.1.=ixi2/,=(1.3-1.4)/,求得4=4.119232、/,=3.272214835四、计算传动装史的运动和动力分数1、计算各轴转速,-960Xiin轴1"960%IhI公=233%轴2/=；=箸=23397么加%=71.2538%加2233.0097T-3.27=7,2568in/»=3.66763OI7IKWP2=.4864KWP,=3.31421KWPt=3.21546KWTt=36.8538NMT1=36.48527931MT2=142.8935748NMTi=444.1792473NM7；=430.9427057NM2,计算各轴输入功率柚P,=Pj×3.7O467694×0.99=3.667630171KW轴2P1=Pi×xX小=3.66763017Ix0.98×0.97=3.48644924IKw袖3P1.PaXnWh=3.486449241×0.98×0.97=3.314218648KW卷筒轴Pi=Z»×Z73×7=3314218648×0.990.98=3.21545932;Wz2,计算各轴输入转矩.9550/4.外二X3.7（胸一电动机输出转矩-9550X-9550×购H1.=36.85381748NM1-3轴的输入特短轴1Ty=Tt×%=36.85381748×0.99-36.48527931.VM轴2T2=×r）,×2×1=36.48527931×0.98×0.97×4.I2=I42.893574VjW轴3Tx=T2×1.×t2×i2=1428935748×0.98×0.97X3.27=444.I792473VV7卷筒轴输入转矩T4=T3×ji×1.=444.1792473×0.99x0.98=4309427057VM1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入弱矩来轴承效率运动和动力参数计算结果整理如下轴名功率p(w)转矩TN*M)转速(f1.11)传动比效率输入输出输入输出电机轴3.7036.859601.00.97轴13.673.5936.4835.759604.120.94轴23.493.42142.89183.60233.03.270.95轴33.313.25444.27430.971.251.00.98卷筒轴3.21：.Is430.94418.071.22其次部分传动零件的设计计算一、离速较求速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直音圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不尚，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为255HRS.大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HiiS。二者材料哽度差为35HBS。4）、选小齿轮齿数为Z1-23大齿轮齿数Z2=Z1*/=23*4.12=952按齿面接触强度设计由设计计算公式10-9a）进行试算，即332牌喇岛J（1）确定公式内的各计算数值1）试选载有系数&=1.32）计算小齿匏传递的转矩7；=3.6485xIO"N"rt3）由表10-7选取齿宽系数¢=14）有表10-6查得材料的弹性影响系数Zt=189.8W5）由图10-2Id按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限b"g=625¼,大齿轮的接触疲愈强度极限CHtt1.2=58（）MPa.M=1.3824×109Ni=3.315XIO*6）由式10-13计算应力循环次数Nt=（J）IiJ1.1.1.=60×960×1（2×8×300×5）=1.3824X1.O9AFj=/=1.3824XIO9÷4.12=3.355XIOs7）由图10-19查得结束疲惫寿命系数=0.9K20.988)计算接触娩惫许用应力EJ=5625WPab“1=568.4MP44,=43.76WJ取失效概率为隔，平安系数S=I,由式10-12)得1.1.1.=勺但?2"=().9×625=562.5,1,=At2=098X580=568.4>“S(2)计算1)试算小齿轮分度圆宜径4,代入EJ中较小的值儿2.3悟可可-2必庐平瓦禀熙=43.760330()VwnV=b=43.70川/，=1.9mnh=4.275mmfc=10.2362）计算圆周速度VV=叫="43.76x960/21996w6O×1.O6（）O/s/$3）计算尺宽bb=G/d,=43.76=43.76/vn4）计算尺宽与齿高比b/h模数wjf=Q×z1.=43.76÷23=1.9nvn齿高=2.25mi=2.25×1.9=4.275nunb/=43.76÷4.275=10.2365）计算我荷系数依据v=2.I99G"s,七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数K,=1.09宜齿轮，假设KAe>v100N/""”。由表10-3查:得K，g=K，“='由表10-2查得运用系敕KA=1.25有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式Kw=1.12+0.18(1+0.;)鬲+0.23x1.,=1.419由bh=10.24,t1.fi=1.419查图10-13由Ka=1.35,故K=1.933载荷系数K=KAKVK1.taKHft=1.25×I.O9×I×I.4I9=1.9336)按实际的载荷系数校正所算得的分度E!直径，由式<IO-IOa)得=43.76×J193%§=52.34/”7)计算模数md1.-52.34nvnw=2.27=523%3=2273按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为(1)确定公式内的各计算数值1)由图10-2OC查得小齿轮的弯曲殛憩强度极限",=44OMZ,大齿轮的弯曲疲惫强度极限2)由图10-18查得弯曲疲惫寿命系数KA1.=O.85Kfn2=0.9.3)计算呼曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数S=1.4,由式(10-12)得E1.=%出="詈$*267W,Ei=267.14AfPut,=273.2IW尸“K=I.8734）计算载荷系数KK=KKvK,11K,fi=1.,25×1.1.1.×1.x1.35=1.8735）查取齿形系数由表10-5登得Ym=2.69；Xfnj=2.1826）查取应力校正系数由表10-5查得1.=1575:Ym=1.7897）计算大、小齿筑的岩、并加以比较J嗡;T=(WQ8602J_23x1.789Ki-2732=0.01429m=1JAS1.nun小齿轮的数值大.（2）设计计算：心分蒋=画坐工.W石瓦V1x23-=1.7457,WHz1.H26Z2=109对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲盘强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载实力，而齿面接触疲惫强度所确定的承载实力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘枳有关，可取由弯曲强度算得的模数1.7457并就近圆整为标准值m=21111n.按接触强度算得分度圆直径4=52.34""，算出小齿轮齿数z1.=26m2大齿轮齿数Z2=WZ1=4.12x26=107依据中心距的要求Z1=109J1=52""d2=218/w;这样设计出的齿轮传动，既满意了齿面接触便惫强度.又满意了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避开奢侈。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=zxm=26×2=52,所dz=Z2ZZJ=109×2=218"(2)计算中心距a,=(<i,+fi)2=(52+218)2=1.351111Bx=60”B2=50护(3)计算齿轮宽度b=-=S1.nvn取8=60，w"：B250，""5验算.27；2x3.649x104r.三,一,三b351.5zvrd1.54幺上=YU=22.525/VfmmV100N/mm,合适选用直齿圆柱齿轮传动b60二、低速领求速齿轮设计I选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直宙圆柱齿轮传动2）运输机为1.般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB1.0095-88）3）材料选择：有机设书表IOT选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。二者材料硬度差为30HRS。4）、选小齿轮齿数为Z,=28,大齿轮齿数Zt=Zy*?/=28x3.27=91.562按齿面接触强度设计由设计计算公式（IO-9a）进行试算，即任三商（I）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数K1.1.32）计算小齿轮传递的转期T2=1.4289351.'NC3）由表10-7选取齿宽系数3二14）有表10-6查得材料的弹性影响系数Zf:=1S9.SM,<&=3.351XIO1*M=1.056x10%5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限。“所3=620P，大齿轮的接触疲惫强度极限<7M-570MPa；6）由式1073计箕应力循环次数V3=JV2=3.355XIO8NA=N%=3.355x10*+3.27=1.026×1Omf,=KX).SMPaz,4=638.4,u7）由图10T9瓷得结束疲惫寿命系数Km=1.14K=1.128）计算接触疲惫许用应力取失效概率为1乐平安系数S=I,由式<10-12）得MJ=Kab区3.=1.14×620=706.8PwSJv=64,45”"1.1.4=K世FtgA=1.12×57O=638.4fPw（2）计算D试算小齿轮分度回直径%,代入b/中校小的值V=0.7862%=232J1.上上空HX迎1/31YI3.27（638.4）=64.45mm2）计算圆周速度VV=-=CX233少=07862少60×1（X）060000/$/s3）计算尺宽bh=ttdyt=1×64.45=MASmm4）计算尺宽与齿高比b/h模数n=/Zy=64.45÷28=2.3（）1nun齿裔h=2.25叫=2.252.301=5.I77三ft/r=64.45÷5.177=12.445）计算我荷系数依据v=07862ms,七级精度,由图10-8（机设书）交得动载系数Kr=1.（M直齿轮，假设KAE">VICON/""”由表10-3查得b=64.45”h=SA1.1.nunKtM-KF1.I=1由表10-2查得运用系数Ka=1.25有表107查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式K=I.85Kw=1.12+0.18（1+0,他+O,23×10=1.424由bh=12.447.K110=1.424登图10-13得K印=1.4,故d3-72.49m战荷系数K=KaKiKM“K”=1.25X1.(MX1.X1.424=1.i56)按实际的载痞系数校正所算得的分度IS直径，由式，=2.58，(IO-IOa)得dy=dyf=64.45X。§=72.49mm7)计算模数11m-ff=724%8=2,即"”3按齿根弯t强度设计由式(10-5)将弯曲强度的设计公式为三(1)确定公式内的各计算数值1)由图10-2OC查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限<7/£,=435MPa,大齿轮的牙曲疲惫强度极限<TrA4三425MPa.E1.=273.43WPar4=273.214MPaK=1.O52)由图10T8查得弯曲疲惫寿命系数KFNA=0.88.Krf1.4=0.9；3)计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲参平安系数S=1.4,由式(IoT2)得必必魁=°88x435MPa=273.43MPaITS1.4Kzb皿=O9x425=273.214M反1.,j4S1.44）计算栽有系数KK=KKKfaKtfi=1.25×1.O4×1×I.4=1.Q55）查取齿形系数由表10-5查得Yta3=2.55:Ytai=2.2196)查取应力校正系数由表10-5查得Yxai=.6；Ysi1.t=1.7797)计算大、小齿轮的,，j并加以比较Kag2.55x1.61=00|5E1.273.43-i-=2.219*1.779=00144r4273.214小齿轮的数值大。(2)设计计算:×0.()15=1.79rr2T.1.Yt,Ysa,2X1.05X1.4289x10'KKT)F-却比计算结果，由曲面接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根学曲疲惫强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所确定的承装实力,而齿面接触族惫强度所确定的承载实力，仪与齿轮直径（即模数与齿数的乘枳）有关，再依据中心距的取整关系，可取由弯曲强度算得的横数4,按接触强度算得分度回直径J,=19.TAnun,算出小齿轮齿数20,大齿轮齿故z4=UZj=20×3.27=65这样设计出的齿匏传动，既满意了齿面接触使意强度，又满意了齿根弯曲疲惫强度井做到结构强凑，避开奢侈。4几何尺寸计算（1）计算分度回直径di=z11=20X4=取Zj=20z4=65d、=80ww<4=260”u2=170”B1.=80。J4=z/=65×4=260nun/?=70,<2)计算中心距a2=（4+J4）/2=（80+260）/2=170nm（4）计算齿轮宽度b=iidy=80力取用=8Ou；B2=70"5验算KaFt1×3572.25八*,rJ4盘三=44.65f/mm<1OOA'/，m以b80合适第三部分轴的设计一高速轴的设计1,选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特别要求故选择常用材料45钢,调质於理.2,初步计算轴的战小宜径当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式:选用45号调质钢，左机4=30设书表15-3,律A）=I1.2JI121.-=17.507/UMV960在第-部分中已经选用的电机Y1.32M2-6,1)=38。查指导书P128,选用联轴器1.H3,故4=30”皿。3、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：(2)各轴的直径和长度1)、联轴器采纳轴肩定位430次”，半联轴器与轴的协作的毅孔长度1.=82mm,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A,=80”：2)、初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用，高选转速较高，我荷大，故选用深沟球轴承6008,d×D×H=40nwX68>wX15nn,故d3=40mm,1.3=J3w*11；3)、当直径改变处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时,则直径改变值要大些，一般可取6-8m,还考虑到轴承定位直径，故=46”,1.=IXOnun：4)、当轴径改变仅为了装配便利或区分加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的.则相邻直径改变较小，稍有偏差即可,箕改变应为1-3,箕次段轴上要加密封凿，所以按密封围标准选择，即4=5,v",4=蛤恤,4=46，,出=40，必1.2=47".1.5=4mm,1.6=4.1.7=31(3)轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的轴向定位均采纳平键连接，di=30p,1.i=SOrrvn,我表选用键为选用深沟球轴承60081.1=S0w4=40"1.A-13"y11d4=46”，1.a=11()35nn4=461.2=47mm,/.)=13mw,1.s=4mm公差m6例角1x45圆角半径0.6mmA?X1.=IoX8x70.滚动轴承与轴的轴向定位采纳过度Fti=1403.279N配=510.752N协作保证，选用直径尺寸公差破。（4）确定轴向图角和倒角尺寸参照表,去轴端倒角1.45,各轴肩出圆角半径为0.6xn（5）求轴上的我荷1）、求轴上的力d=，×1.=26×2=52wr2T22X3648xK"r,1.,1403.279N,'d54E1.=£Xtan20'=510.752N圆周力打，径向力FM的方向如下图所示:数据见左表首先依据受力分析图，计算出以下数据载荷水平面H垂直面Y支持力FG=I(X)5.23N,%2=398Q5NFwt=365.87MFwi=144.87/V弯矩MMu=82793N11nMv=30134Nrm总学期MHJjW1.*=88107Nnn扭矩=3.64852×1.O4ZWM=9.327（6）按弯矩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期的截面强度，依据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6Jm3+（<ry88IO7,+（0.6×36485）,C.tt=；=9.327W0,1.×46*其中W=誓=0小F,=1()69N1.h=1579M>240()0h×1.t×i=i()×8×70前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得.,=1.因此g“vQt平安。<7）轴承寿命的计算1）巳知轴承的加料寿命1.=2×8×300×5=24000h由所选轴承系列6008,可查表知额定动我荷C=17KN工=1OO5.232+365.872=1（）69V2）当置动载荷PPfpF,=1.1×I（XW-1175.9查表得O=Ij3）演算轴承等合157964>24(XX)所以该轴承寿命符合要求，瑞定深沟球轴承6008<8）键的校核1）选用键的系列ft××=IO×8×7O,.=04MPa<MOMPaT=36.49N*nm2）钝、轴和轮较的材料都是铜，轴和花毅的材料是钢，由教材查得许用应力b,J=1.-12O¼,取J=IIOAfP1,键的工作长度1.=1.-b=60mm,键与物毂、键槽的接触高度K=0.5h=4由下式27,×IO2x36490“、，”，1,mw,的JA1.1.=10.14Pa<IIOAf,所以台kid4×60×30二中速轴的设计Jm1.n三27.5978/Wi1,选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力口_J=Z）MPa.屈服极限%=355MPa。2、初步计算轴的最小直径依据表15-3,取A(I=II2,于是有心=A梅=27.597M11依据轴承的尺寸选定Ji1.1.g1.三45Wirn»3,轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案:（2）各轴的直径和长度1）依据4“=45”"，选用深沟球轴承6009,尺寸参数dOx8=45x75x16<1.=,=45m,为了使齿轮3便于安装，故取d2=50"",轴承第二段启轴向定位作用.故</,=SSnttn，第四段装齿轮2,直径（=50”"；2）其次段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，1.2和1.4都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以1.2=78mm.1.t=48，”，依据结构须要1.i=15"，1.1=38>vn.1.5=43".（3）轴上零件的轴向定位齿轮的轴向定位都采纳一股平键连接，依据<1.=5Owz/.=78,a,查表6T将其次段缝的尺寸为/,××=14x9×60,第四段键尺寸为力x=14x9x40,滚动轴承与轴采纳过度协作来保证，选用直径尺寸公差m6；（4）轴上零件的轴向定位选用深沟球轴承6009<×)/-45×75×I64=&=45d,=5O，V”1.2=78»”.1.1-48，“，”=15n11.1.1=33mm,1.S43mm其次段钝×ft×=14×9×60第四段键h×h×1.=14×9×40例角1x45圆角半径为06mm轴上轴承轴向定位采纳凸缘式端盖与套筒定位，齿轮用袋筒与轴肩定住;(5)确定轴向图角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角1x45。，各轴肩出圆角半径为O.6nxn(>(6)求轴上的载荷1)求轴上的力受力分析如下图所示：计算数据见左表o,=023计算结果见下表载荷水平面H垂直面Y支持FAWS=I88.44MFw4=I980.62/VFw3=68.59N,Fw=720.89r弯期MMMt=11MGINnmf,r.=1.386457VmmMv=4M5.i2VmmMv,=5046213Nmn总弯矩M1=JMx=1203182NmmM：=JMj2+.%=147541.41.Vrnn扭矩T=4.441792×IO4rz1111<6）按章矩合成应力校核轴的强度F,=2107.734P=2318.50782V号上所述，校核危急截面，依据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.61.X=53153>24000JAr+(“TVJ(1475x0')2+(0.6x4441而前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得键b×h×1.=14x9x60口J=AOM”,因此区,“<口J平安。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的便料寿命1.=2×8×300×5=2100O由所选轴承系列6209,可查表知额定动战有C=31.5F,=（188.4）2+（1980.62）2=2107.734382r2）当置动载荷Pr-27.612MPa<IIOMPP=frFr=.×2107.734382=2318.50782N态表得力=1.13）演算轴承寿命1.1.,=-(一)i="(2110=5353>24000a60p6O×2332318.50所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6009<8)镀的校核齿轮3上的键1)选用键的系列fr××=14×9×602)键、轴和轮较的材料都是钢，轴和轮的材料是键Z>x=14×9×40t.-4«.85.WP«VIIOMPa钢，由教材瓷得许用应力1.J=10()-12OA,取%J=UOMR,键的工作长度1.=1.-b=46mm,键与轮毂、键枪的接触高度K=0.5h=4.5有=27.612"/»“V1IOMF“，所=27x10'=2×142893kid4.5x46x50以合适齿轮2上的键3)选用键的系列>××=I4×9×4O4)键、轴和轮载的材料都是钢，轴和轮毅的材料是钢，由教材查得许用应力卜=I(X)-120M¾.取J=UOAfP1,键的工作长度1.=1.-b=26mm,钝与匏毂、锹有2T×1O'2×!42893.ouwo八八n=48.S5A/尸<11()MPtipkid4.5×26×50以合适,所W=91125mmWr=18225zwmj槽的接触高度K=0.5h=4.51)进行精确校核截面III,IV受扭矩作用、虽然键槽、轴肩及这渡协作所引起的应力集中均将减弱轴的疲惫强度，但由于轴的最小经是按扭转强度较为富裕的确定的,所以截面I1.h1.Y均无需校核。从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看，坡面II和III处过盈协作引起的应力集中最为严峻：从受载的状况来看，栽面II、II1.之间虽然应力最大，截面H1.和IV应力状况相近，V、VI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II.III之间虽然应力大，但是应力集中不大，而这里轴径也较大，故不必校核。所以只需校核II裁面左右两侧即可截面II左恻H=0.1J,=0.1×45'三=912,5wm,抗扭截面系数Wr=02/3=0.2x45'，""/=8225"”'截面II右侧的弯矩M=80093.9N截面II上的扭矩7；=142.8936Nj截面I1.上的弯曲应力为.=8.789PWu截面上的扭转切应力rr=7.841P1Wr轴的材料为45#钢，调质处理。由表15T查得%=640A/1.=275"J=1.55MPt1.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数仁及乙按附表3-2查取。因5=言=。557s"（经插值后可查得aff=2.0cx=1.32h=8.789MIrr=7.K41r,s=64OP1=275Q=155a=2.0a,-1.32qe=082qr=0.85KC=2.5136K,-1.5324w.=011=0.05又由附图37可得轴的材料敏性系数为4c=0.82qe=0.85故有效应力集中系数按式（机械设计书附3-4）为k=1+4"(。"-1)=1+0.82x(2.0-I)=1.S2k,=1.+f1.,(r-I)=1+0.82x(1.32-1)=1.272由附图3-2得尺寸系数。一075由附图3-3得扭转尺寸系数%=088轴按磨削加工，由附图3-2得表面质量系数为=P.=0-92轴未经表面强化处理，即必=1.则按式(3T2)及(3-12a)得综合系数值为Ka三-a-+-1三2.5136Gefi,Kr=-+-1=1.5324r%.又由3-1及3-2存碳钢的特性系数We=0.1-0.2取W<r=OI,=0.050.1取%=0.05所以轴在截面II右侧的平安系数为Sn=12.447KS1.1.nS,=J=25.024Kq+WrQS.11=-31.=11.1446»S=1.5+52可知其平安假面II右侧抗弯截面系数Wz=0.IJ1=0.1×50'nun=125OO,wSra=11.1446»5=1.5W=12500/IVr=25OOO"wt1.=6.4075MP11r=5.71.6Mw=64OP,.1=275M7*Q=155P,抗扭截面系数Wr=0.2'=0.2×50/WM3=25000mm'截面11右侧的弯炬M80093.9N就面H上的扭矩7；=142.8936N，截面H上的弯曲应力为Kfy=2.346956522Kr=1.89494=!=64)75,”,就面上的扭转切应力H=5716"物的材料为45#桐，调质处理。由表15-1查得=640M1.,=275MPar.,=155MP115,1=15,2920»5=1.5就面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数心及“,按附表3-2查取。因过盈怖作处的心/4值，由附表3-8用插入法求出井取K%O8AJ%.于是得kaia=2.26A/%=1.808轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为&=0=0.92故得综合系敕为KZT=b+J-1=2.346956522,.Kr=-+-1=1.8949rJP1所以轴在就面II右侧的平安系数为S=W=18.2868K。J+onSt=匚!=27.8863KQiJ+七乙SJ-±J=15.2920»5=1.5故该轴在截面II左右侧的强度也是足够的.因无大的瞬时过载及严峻的应力循环不对称性，故可咯去静强度校核。至此，该轴的设计计算结束。-M).2774nun三低速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理.查表得：许用弯曲应力bJMMPa,屈服极限巴=355MPa,2、初步确定轴的坡小直径当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径,要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式：'，选用45号调度锅，查机设书表15-3,得A=”22“2思=40.2774nn初选联轴器1.H4,初定轴的最小直径/=40.2774”3,轴的结构设计d1=50叼1.1110"深沟球轴承6010J×D×=60×95×18J1=4,=50ntntd.=51nvn4=56d.i=50udf,"45nun1.5=4ntn1.1=43，1.2三68;.1.y=0mm.1.4=97m,/.6=49/n/n（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比荻，选用如下方案：(2)各轴的直径和长度D联轴器采纳轴肩定位4=50W1.半联轴器与轴的直径公差m6协作的毅孔长度1.-112m11,为了保证轴端挡图只压在半联轴器上而不压在轴的淮面上，故1.T=I1.oM"2)初步确定薇动轴承因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承6010,dXDxB=5(Vwx8O"”xI(wn,故d=4=SOnun,为了便手齿轮安装为了使齿轮有较好的轴向定1-取56""<450*”ft-45/»»«:轴承B=1611un,为了便于安装，1.s=14nv>t,其他长度由轴2的计算方法求得1.1=43ntn,1.2=68"M”,1.3=0ntn,1.i=97nvn,/,h=49v3)轴上零件的轴向定位齿轮的轴向定位采纳一般平镀连接，依据/,：=79皿，选择轴上的键为匕"=16x10x60,依据=IIOnvzi,选择与轴段7的镀为b×h×1.=I4×9×I(X),滚动轴承与轴采纳过度协作来保证，直径公茎m6；4)轴上零件的轴向定位轴承采纳凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位,齿轮轴向定位则采纳轴肩与套筒定位；5)确定他向圆角和倒角尺寸叁照表，去轴端倒角1x45：各轴肩出圆角半径为O.6mm。（6）求轴上的我有数据计算见左表受力分析下图所示:计算结果如下表载荷水平面H垂直面Y支持Fyii.=II90.78/V,tWr3Fwi=433.40N,力Ewe=238I56NFw6=866.82VF弯矩Mft=166709NA/、=60677N""M总弯M=yM；,+M；=I77408.1938/V/?«矩扭矩T=444.18×IO