二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计(打印稿).docx

目录一课程设计书.2-设计要求.2三设计步骤21 .传动装置总体设计方案32 .电动机的选择43 .确定传动装置的总传动比和安排传动比54 .计算传动装置的运动和动力参数55 .设计丫带和带轮66 .齿轮的设计87 .滚动轴承和传动轴的设计188 .键联接设计259 .箱体结构的设计2510 .润滑密封设计2811 联轴器设计28四设计小结29五参考资料29-.课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级绽开式圆柱齿轮减速器,运输机连续单向运转,载荷变更不大，空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失），然速器小批量生产,运用期限8年（300天/年），西班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相沟通，电压380/220V表：题号参数12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（ms）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mm）250250250300300二.设计要求1 .减速器装配图一张（A1.）.2 .CAD绘制轴、齿轮零件图各一张63）。3 .设计说明书一份。三.设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和安排传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数5 .设计V带和带轮6 .齿轮的设计7 .滚动轴承和传动轴的设计8 .键联接设计9 .箱体结构设计10 .润滑密封设计11 .联轴器设计1 .传动装置总体设计方案：1 .组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2 .特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不匀称，要求轴有较大的刚度.3 .确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在市速级“其传动方案如卜，图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（绽开式.传动装置的总效率/=71.7½1'775=0.96×0.98,×（）.952X（）.97X0.96=0.759：1.为V带的效率，q为第一对轴承的效率，小为其次对轴承的效率，7,为第三对轴承的效率，明为每对出轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采纳开式效率计算）。2.电动机的选择电动机所需工作功率为：Pd=PWma=19(X)×1.31.(XM)×0.759=3.25kW.执行机构的曲柄转速为n=IaX)少=8276rmin,油)经查表按举荐的传动比合理范围，V带传动的传动比ii=2-4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8-40.则总传动比合理范圉为ia=16-160,电动机转速的可选范围为nd=i°XIi=(16160)X82.76=1324.16-13241.6rmin综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为YI12M4的：相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A,满载转速IU=I440rmin,同步转速1.500rmin0方案电动机型号*定功率P“kw电动机转速Xtin电动机N*考价格元传动装J1.的传动比YI12M-4同步A传动比V带传动减速器1Y112M-4415(X)144047023016.152.37.02中M外蚁寸1.X(Ac72+AD)XHD庵,安，尺寸AXB地林iuta班不尺寸DXEFXtt尺寸FXGD1325I5X345×315216×1781236×80IO×41.3.确定传动装置的总传动比和安排传动比(1)总传动比由选定的电动机满载转速n*和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为<t=nwn=1440/82.76=17.40(2)安排传动装置传动比式中分别为带传动和减速涔的传动比。为使V带传动外席尺寸不致过大，初步取=2.3,则减速器传动比为i=方=17.40/2.3=7.57依据各原则，查图得高速级传动比为1=3.24,则=I片=2.334.计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n1.=ttn,in=1.4402.3=626.09rminna=n1.1.ii=626.09/3.24=I93.24rminns,=n/A=193.24/2.33=82.93r/minnvna=82.93r/min(2) 各轴输入功率P1=pj×%=3.25×0.96=3.12kVVPa=P,×2×j=3.12X0.98×0.95=2.90kWPa=Pa×2×小=2.97×0.98×0.95=2.70kWPjV=,s××4=2.77X0.98X0.97=2.57kW则各轴的输出功率：Pi=P1.×0.98=3.06kWP11=P1.f×O.98=2.84kVPs1.=P1.i1.×0.98=2.65kWPn=Pn,×0.98=2.52kV(3) 各轴输入转矩T1.=Tj×ity×iNm电动机轴的输出转矩T,=9550&=955O×3.25144O=2I.55N-所以：T1=T1.1.×i0×1.=21.55×2.3×0.96=47.58NmTa=T1×ii×i×小=47.58X3.24X0.98X0.95=143.53N-rnTs=T11×i2×,X?=143.53X2.33X0.98X0.95=311.35Nmn.=TisX/X/=31I35×0.95X0.97:286.91Nm输出转矩：7；=T,XO.98=46.63NmTa=TaXO.98=140.66NmZ11=17.40z=7.571.=3.24J2=2.33wI=626.09rmin“"=193.24rmin"w=82.93r/min,f1.=82.93r/minP,=3.1.2kWp<,=2.90kWP»=2.70kWpr=2.57k1.P/=3.06kWP»=2.84kW%=2.65k'Pn=2.52kWT,=47.58Nm7"=143.53NinTsI=z311.35NmTn，=286.91Nin'=46.63Ta=T1.1.1.×0.98=305.12NmTn=Tn,×0.98=281.17Nm运动和动力参数结果如卜.表Nm7。=140.66Nm=305.12NmTk=281.17NmA型4轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.935.设计V带和带轮械定计算功率查课本%1.i表9-9得：K,=2Ptu=k×P=1.24=4.8,式中心为工作状况系数，P为传递的额定功率,既电机的额定功率.<2)选择带型号依据儿=4.8,3=1.3,查课本P15j表8-8和>s,表8-9选用带型为A型带.选取带轮基准直径力卜"八查课本小,表8-3和A”表8-7得小带轮基准直径dn=90”,则大带轮基准直径4s=%d,=2.3x90=207”.式中，为带传动的滑动率，通常取(1%2%),查课本/%表8-7后取4心=224”。W验郭带速V.现1.tnZnrX90X1400_._.yr.三介.住V=-=7.17m/s<35m/S7)11n.,svi1.60×IO(X)60×IO(X)内，V带充分发挥。确定中心距U和带的基准长度Zd由于OKd4+%)1.j2(a+4,所以初步选取中心距a：a9=I.5(J4,i+J)三1.5(90+224)=471,初定中心距%=471Im,所以带长，1.d=2%+-«,+dQ+(QwI1.=1444.76”见.查课本名表8-2选取24化，基准长度1.j=1400，?得实际中心距a=au+-1.-=471-44.76/2=448.62M取=45(初切1脸莫小带轮包角力a1.=180-外一心X=162.94,包角合适。a11确定V带根数Z因Jrf1.=1.X)nan,带速V=6.79mS.传动比。=2.3,查课本P1.1.i表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得Pa=IO.7"M«=0.17.杳课本匕2表8-2得K1.=0.96.杳课本Pim表8-8,并由内插值法得Ka=Q.96由P151公式8-22得Z=%=-=4.20(PQ+p,)×kak1.(1.()7+O.I7)×O.96×0.96故选Z=5根带。计算预紧力5查课本匕$表8-4可得4=O.1.kgm.故：单根一般V带张紧后的初拉力为1=500×-三-(-1.)+<7Vi-1)+O.1x7.172=158.8OVZvka5×7.170.96E1=1570.43N<9)计奥作用在轴上的压轴力F1利用公式8-24可得：a16294F；,=2zsin-=2×5×1.58.80×sin-=1570.43V6.齿轮的设计()高速级齿轮传动的设计计算1 .齿轮材料，热处理及精度号虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮<1)齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用45*钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z=24高速级大黄轮选用45'钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ,=iXZ1=3.24X24=77.76取Z,=78.齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化.2 .初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值：试选段=1.6初选螺旋用6-11行课本鸟,s图1030选取区域系数Z”=2.433由课本P2it1310-26at=0.78ai=0.82则4=0.78+0.82=1.6由课木&O公式10-13计算应力值环数N,=60n1.j=60×626.09×1.×(2×8×300×8)=1.4425×109hN2=4.45×10h#(3.25为齿数比，即3.25=2)Z1.查课本%10-19图得：Khm=0.93Khn,=0.96齿轮的疲惫强度极限i1.1.P209图102Id杳得wjm1.=58OMPaCtm1iii2=440MPa取失效概率为1%,平安系数S=I,应用Pm公式1012得:Iw1.="型°蛆血=0.93×550=511.5MPaS(,h=a=0.96×450=432MPaS许用接触应力t1.=(fw1.1.+aw,)/2=(511.5+432)/2=471.75WPw查课本由Pin表10-6得：Ze=189.8MP.由GH表10-7得：为=1T95.5×105×>i5.5×10×3.19/626.09=4.86X10,N.mm3.设计计算小齿轮的分度圆直彳仝人I生4.X丝!(冬立)2V%4uKJ2×1.6×4.86×1044.24z2.433×189.8,仙c=JX×()=49.53m”?V1.×1.63.25471.75计算圆周速度”r1,H1.3.1.4×49.53626.O9,=1.62，/S6()×I(XX)60×K)00计算齿宽b和模数计算齿宽bb=rf×<1.r=49.53tun计算模数明1=49.53x14=2/y)fw>24计算齿宽与高之比%齿高h=2.25mt2.25×2.00=4.50nun%=49%5=11°1计算纵向资合度ft-0.318rfZ1tan/7=0.318×1.×24×tan14-1.903计算载荷系数K运用系数储=1依据y=1.62ws,7级精度，查课本由尸立表108得动载系数KV=1.O7,查课本由PN表10-1得KM的计算公式：Kw-1.12+0.18(1+0.6/)X死2+0,23X10-Xb=1.12+0.18(1.+0.6×1.)×1+OJSXIO-jX49.53=1.42查课本由耳外表IOT3得：K.=1.35查课本由P3表10-3得：Ktta=Kfa=I.2故我荷系数:K=KaK»KwK,v=1.×1.07×1.2×1.42=1.82按实际载荷系数校正所匏得的分度圆直径4=dJJ西=49.53×?=51.73mmd1=51.73nun计算模数/4cos/?51.73Xcos14m,-2.Wnun"Z1244.齿根弯曲疲惫强度设计由弯曲强度的设计公式JJ豆亘区Y札Zx1.ir(I)确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩7i=48.6kNmm确定齿数Z因为是硬齿面，收取z=24,z2=iaz=3.24X24=77.76传动比误差i=u=z2/zi=7&，24=3.25Ai=O.032%W5%,允许计第当量齿数ZU=zcos3=24/cosj14*=26.27z2=z2cos34=78/cos,14=85.43 初选齿宽系数Od按对称布置，由表10-7查得=I 初选螺旋角初定螺旋角=I4, 载荷系数KK=KAK，KFeKf1.»=1.×I.07X1.2X1.35=1.73 查取齿形系数Yn和应力校正系数Y0杳课本由乙,表10-5得：齿形系数YN=2.592Y2=2.211应力校正系数Y5三1=.596YS1.774 重合度系数Y，端面重合度近似为G=1.8832X(+)Jcos=1.88-3.2Z1.Z2X(124+78)×COS4"=1.655arctg(tg*cos)=arctg(tg20"/cos14°)=20.64690,AHEg也a。Sq)=14.07609,因为J=%cos'A.则重合度系数为Y<=O.25).75cos3A咨.=0.673 螺旋角系数Y轴向重合度£,=bs即79nt_49.53XSin14：×2.09YQ=I一勿力/I?。'=。：?t 计算大小齿轮的幺区平安系数由表查得SF=1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数NI-6()nk1.*-60×271.47×I×8×3(X)×2×8=6.255×10大齿轮应力循环次数N2-N1./u-6.255×IO*/3.24-1.9305×10e杳课本由&“表10-2OC得到弯曲疲惫强度极限小齿轮fn=500大齿轮fr2=380M查课本由4s表10-18得弯曲疲惫寿命系数：KrM=0.86KJ#?=0.93取弯曲疲惫平安系数S=I.4r-1.-tH三06x500=252.43yfJsa_2.592x1.596307.14=0.01347=0.01554大齿轮的数值大选用.设计计算计算模数2×1.73×4.86×I04×0.78×cos214x0.015541x242×I.655对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的法而模数m11大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数,按GBfT1357-1987圆整为标准模数.取m,=211m但为了同时满意接触疲惫强度,须要按接触疲惫强度算得的分度冽直径d,=51.73,M来计算应有的齿数.于是由：51.73×cos1.4CUnr>-7Frr1.CU=25,097取z=25那么z,=3.24X25=81几何尺寸计算计算中心距a=且士卫也=至3D=109.25"2cos/?2×cos1.4将中心距KI整为IIOwh按国整后的中心距修正螺旋向=arccos=UrCCOJ25+81)x2=2x109.25mn=2mZ1=25a=1.IOmwj因。值变更不多.故参数J,kf1.,乙等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径.ZMH25×2_0d1=51.53mmcoscos14.01z.mn81×21.ftd,=166.97tmncoscos14.01B.)(B,二55计算齿轮宽度B=<=1X51.53，=51.53，例整的B2=50B1=55（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z30速级大街轮选用45“钢正火，齿面馔度为大齿轮240HBSz2=2.33X30-69.9圆整取=70.齿轮精度按GB/T100951998,选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值试选凡=1.6查课本由自5图10-30选取区域系数Zw=2.45试选户=12".杳课本由地图10-26查得at-0.83,-0.88a0.83+0.88-1.71应力循环次数N1.=60×nj×j×1.o=60X193.24X1X(2X8X300X8)=4.45X1.OS£%91X10，-i2.33由课本P9图IOT9查得接触疲惫寿命系数KHZ=O.94KMV2=0.97查课本由/%图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限=600,M%,大齿轮的接触疲惫强度极限/e=55()W%取失效概率为1%,平安系数S=1.则接触族惫许用应力,Kwv.f,1.1.1.1.1.0.94x600w1.=.=j=564MPa(r1.1.2="wf2=0.98×550/1=517MPaS1.1.1.=5405MPa杳课本由Piw表10-6铿材料的弹性影响系数Z£=189.8MP1.1.选取齿宽系数礼=1T=95.5×10,×n2=95.5×10s×2.90/193.24=14.33×104N.n,2K,Tiu±1,Z.Zex22×1.6×14.33XIO43.33,2.45x189.8d.>J××("fc)=MX×()曲金1.wI1x1.712.33>H).5=65.71nun2 .计算圆周速度mi.,n,×65.7Ix193.24CU,=0.665ns60100O60×1.(X)03 .计算出宽b=4,d,r=IX65.71=65.71三n4 .计兑齿宽与齿高之比%d,cos65.71×cos12._模数mz=1.=2.142ntmZ130齿高h=2.25×mn,=2.25×2.142=5.4621nm%=65.71.5.4621.=12.035 .计算纵向重合度%=38j11.an?=0.318×30×（an12=2.0286 .计算载荷系数KKw=I.12+0.18（I+0.6E）寸+0.23X10jXb=1.12+0.18（1+0.6）+0.23×10j×65.71=1.4231运用系数KA=I同高速齿轮的设计,查表选取各数值K,=I.（MKf7,=1.35K“=Kf“=1.2故载荷系数K=K,K1.K1.,K,1.=1.X1.04×1.2×1.4231=1.776Ir117ftp7 .按实际载荷系数校正所鸵的分度圆直径d1.=d1.,'J瓯=65.71×栏竿=72.91三u-ikWrd.cos72.91×cos1.2计算模数叫=-J-=-=2.3772mmz1.308 .按齿根弯曲强度设计m3也卑无%力Z2f确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩石=143.3kNm（2） 确定齿数Z因为是硬齿面，故取z=3（）,Z2=i×Zi=2.33×30=69.9传动比误差i=u=z2z=69.9/30=2.33Ai=0.032%S5%,允许（3） 初选齿宽系数0，按对称布置，由表杳得d=1.（4） 初选螺旋角初定螺旋角4=12（5） 载荷系数KK=K4K，KFK»=1.×1.04×1.2×1.35=1.6848（6）当量齿数ZH=zcosi乃=30/CoS"20=32.056zv2=Z2cos'£=70/COS"2'=74.797由课本6s表10-5查得齿形系数YA和应力修正系数Y&,=2.491,=2.232=1.636.s2=1.751（7） 螺旋角系数Y，轴向重合度ONbnnS/苑=加阳切开=2.03,=I_储/W=0.797（8） 计算大小齿轮的乡冬杳课本由E（W图10-20c得齿轮弯曲疲惫强度极限zf1.=XOMP11fi=38OP1查课本由eH图IOT8得弯曲疲惫寿命系数Kxwi=O.90K,v2=0.93S=I.4r1=09°-50°=321.43S1.4%广ICFN2：Fe=093x380=252A3MPaS1A计算大小齿轮的X旦.并加以比较r三&=2.初心f.J1321.43S1.=2.232NW=。.f2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计卯.计算模数'（2x1.6848×1.433×105×0.797×cos212×0.01548,Cm>.1；mm=1.542jnmV1.×302×1.71对比计莫结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数m。大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，按GB/TI357-I987圆整为标准模数、取m“=3M但为了同时满意接触疲惫强度，须要按接触疲惫强度算得的分度圆直径d1=72.91"叼来计算应有的齿数.z.72.9xcosI22711取勺=30EMz2=2.33X30-69.9IRZ2=70初知主要尺寸计克中心距a=G±M=吐7坚2=02.234三2cos/?2×cos1.2将中心距圆整为103mm修正螺旋角C(Z1.+Z,>11(3()+70)×2,°o=arccos=arccos=13.862a203因Zr值变更不多.故参数4,乙等不必修正分度圆直径2=奴=61.34，"“COSPcos12d,=-=143.12nun-cos/?cos12计算齿轮宽度6=再&=1x72.91=72.9ImW圆整后取8=75"”=W)mmZ2=70a=103ItuitBz=70B1.=751.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332.各轴转速n"/(rmin)n11(rmin)na(rmin)(rmin).626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率PP1.(kw)pB(kw)Pn1.(kw)P(kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T(kNm)Ta(kNm)Ta(kNm)Tn(kNm)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数轮直径Wnm)大轮直径向(mm)中心距a(mm)庭准长度0(mm)带的根iz90224471I4(X)57.传动轴承和传动轴的设计I.传动轴承的设计<1).求输出轴上的功率P,转速J,转矩0Pj=2.70KWn,=82.93rmin=311.35N.m<2).求作用在出轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为dy=143.21mmnr2北2×311.354.z1qiavIfijF=-r=4348.16Nd2143.21XIOTd二35.763"/(rmin)n11(rmin)nS(rmin)nn-(rmin).626.09193.2482.9382.93(kNm)Ta(kNm)-(kNm)t(kNm)47.58143.53311.35286.91小(轮直径4nm)大轮直径向(mm)中心距a(mm)(mm)带的根数Z9022447114005F,=F,则=434«.16x,an20=1630.06NcosCOSI3.86”F11=F.tan=4348.16×0.246734=1072.84N例周力F,径向力F，及轴向力匕的方向如图示：.初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估兑轴的最小直径,选取轴的材料为45钢.调质处理,依据课本七淡15-3IRA,=112输出轴的最小直径明显是安装联轴器处的直径4，为/使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本B“表14-1,选取=1.5几=1.5X31135=467.0275N-m单列角接触原轴承701OC型.因为计算转矩小于联轴港公称转矩,所以三机械设计手册22-112选取1.T7型即性套柱销联轴器其公称转矩为500而，半联轴涔的孔径4=40"”,故取4_11=40”".半联轴器的长度1.=II2n1半联轴器与轴配合的毅孔长度丸=84"W.依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满菽半联轴器的要求的轴向定位要求，IH轴段右端须要制出轴肩，故取I1.-III的直径诙训=47加”；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=5（加“”半联轴器与轴配合的粒毅孔长度为了保证轴端挡圈只用在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II的长度应比略短一些,现取=82"M 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，故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并依据出川=47"*由轴承产品书目中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.dDBd1D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.970IOC50801659.270.970IOAC5090I20I62,477.772IOC从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d×D×B=5()ru×8(wn×1t»nm,故小5，=4_、.=5()而：而/w-e=16"。.右端滚动轴承采纳轴肩进行轴向定位,由户册上查得70IOC里轴承定位轴肩高度h>O.O7d.取力=3.5Wh因此dw=57un, 取安装齿轮处的轴段=58叨；齿轮的右端与左轴承之间采纳套筒定位,已知齿轮毅的宽度为7511m,为了使套筒端面牢靠;地压紧齿轮,此轴段应略短于轮较宽度，故取re=72p.齿轮的左端采纳轴肩定位,轴肩高3.5,取4._、1=65”皿.轴环宽度h>1.4,取b8un. 轴承端盖的总宽度为2()mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).依据轴承端盖的装拆及便丁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齿=3S"m,故取伍川=50"". 取齿轮距箱体内壁之距离a=16*两圆柱齿轮间的距离c-2011三.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=8"”.已知滚动轴承宽度T-16/WM,高速齿轮轮毅长1.=50三,则/曾-2=7'+s+(75-72)=(16+8+16+3)nr11=43"ImAv-V=A+S+C+-4I-I1./v-1.I=(50+8+20+16-24-8)rnrn=62InI至此，已初步确定了釉的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先依据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，三机械设计手册20-149表20.6-7.对7010C型的角接触球轴承,a=167M,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.£,+1.1=114.8wm+60.8WJ=175.6/?»»«Fvn=F,=4348.1.6-=1.506V'w,1.i+1.,'175.6Fw2=-F=4348.16Xw=2843N'w21.i+1.3'175.64+4-Fw,=163()-8()9=82IrMh=1728888NmmMv=Fw,=8O9×1I4.8=92873.2N-nonMv2=FNVjS=821×60.8=49916.SNnvitMi=JMj+,*=1.728892+928731=96255Nmnt%=179951Nnan传aJ轴总体设计结构图：（主动轴）（从动釉）（中间轴）从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度依据,72+CT)2_196255?+(1x311.35)2%W0.1x27465前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得SG=60MP,f(,1j此轴合理平安7. 精确校核轴的疲惫强度.<1).推断危急截面截面AnJn,B只受扭矩作用.所以AIIIIIB无需校核.从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看.截面V1.和V1.1.处过盈协作引起的应力集中最严峻,从受载来看,截面C上的应力最大.截面VI的应力集中的静响和截面Vn的相近,但是截面V1.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,但是应力集中不大,而且这里.的直径最大,故C截面也不必做强度校核，截面N和V明显更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力桀中较系数比过流协作的小，因而,该轴只需胶合截面Vn左右两侧需验证即可.截面Vn左侧。抗弯系数W=O.Irf3=0.1×50j=12500抗扭系数坏=.21=02X50'=25000截面VI1.的右侧的弯矩M为M=Mx603T6=i44609N60.8截面IV上的扭矩1为7；=311.35Vw假面上的弯曲应力MW1446()912500=151MPa截面上的扭转应力1_311350可-25000轴的材料为45钢。调质处理。由课本七J表15-1查得:1.f=(MMPat=275MPaTT=155MPamr2.0n.v1.D58.Ia-=0.04=1.16d50d50经插入后得.=2.0r=1.31轴性系数为4(T=0.82r=0.85.K=1.+<7(,-1.)=1.82Kr=1.+<7r(r-1.)=1.26所以4=0.671.=0.82乩=乩=0,92综合系数为：K=2.8K,=1.62碳钠的特性系数11=0.1-0.2取0.1t=0.05-0.1取0.05平安系数S,1.1.Str=四=25.13K,%+%/SJ=13.71'3,+化，S(a-f1.=10.5S=1.5所以它是平安的氏+S；截面IV右(W抗弯系数W=0.d=0.1.×50=1.2500Iftt1.1.系数%=0.21=0.2×5O,=25000截面【V左倜的弯矩M为M=133560截面IV上的扭矩T,为4=295截面上的弯曲应力a/*=10.68截面上的扭转应力/_294930,1.on.v_K1T7“=I1.XU.Aa+1=2.0Wr25O(X)%讥K=-+-1=1.62*r所以r=067r=0.82.n=r=0.92综合系数为：K.=2.8Kf=I.62碳钢的特性系数=0.10.2取0.1亿=0.050.1.取0.05平安系数5”S=巴=25.13Ke,、+anSJ=13.71Fq+叭55-5f=Q.5S=1.5所以它是平安的四+时8.健的设计和计算选择键联接的类型和尺寸平安股8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.依据d2=295.29d4=253.83杳表6T取：键宽b2=16h2=10£,=36bj=20h）=12£,=50校和链联接的强度查表6-2得%=I1.OMP,工作长度I2=1.2-b2=36-16=203=1.3-by=50-20=30