孟設計說明書

1、設計計算及說明結果一、設計任務書設計一用于帶式機傳動裝置中的三軸線雙極斜齒圓柱齒輪器1、總體布置簡圖圓柱齒輪 器帶式機聯軸器卷筒電聯軸器2、工作情況工作有輕震， 3、 原始數據經常滿載，空載啟動,單向運轉4、設計內容(1) 電的選擇與參數計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設計計算說明書的編寫5、設計任務(1)器總裝配圖 1 張（0 號或 1 號圖紙）(2) 齒輪、軸零件圖各一張（2 號或 3 號圖紙）(3) 設計計算說明書一份二、電1、 電的選擇類型選擇帶拉力 F（N）帶V 速度（ m/s）卷筒

2、直徑D（mm）帶速允許偏差 （%）使用年限（年）工作制度（班/ 日）24001.2300551由于題目要求單向運轉，連續(xù)運行，選用一般用途的（IP44）系列三相異步電。Y2、 電容量（1）工作機所需功率 PwFv = 2400´1.2 = 2.88kWP PW = 2.88kWw10001000（2）電的輸出功率 PdPwhP =d傳動裝置的總效率h = h×h×h ×h2321234由機械設計課程設計表 2-4 查得：彈性聯軸器h1 = 0.992 ；滾動軸承h2 = 0.99 ；斜齒圓柱齒輪傳動h3 = 0.97 ；卷筒軸滑動軸承h4 = 0.96

3、，則h = 0.9922 ´ 0.993 ´ 0.972 ´ 0.96 » 0.862h » 0.862= Pw2.88= 3.341kW故 Pdh0.862P = 3.341kWd3、 電的轉速(1)工作機主軸轉速= 60´1000v = 60´1000´1.2 = 76.4r / minnpDp ´ 300wn = 76.4r / minw(2)傳動比可選范圍由機械設計課程設計 表 2-1 查得總傳動比可選范圍i' = 8 60(3)電轉速的確定電轉速的可選范圍n = i'n = (8

4、60)´ 76.4 = 611.24584r / mindw參考機械設計課程設計表 20-1 和表 20-3，本著節(jié)約的原則選取同步轉速 1000r/min，滿載轉速nm = 960r / min的 Y132M1-6。4、 確定電型號型號Y132M1-6額定功率 Ped = 4kW ，同步轉速 1000r/min，選取電型號為 Y132M1-6，電示：的軸長為 80mm，其他相關如圖所二、 傳動裝置的總傳動比及其分配1、 總傳動比i = 12.57i = nm= 960 = 12.57nw76.42、 分配各級傳動比:取高速級圓柱齒輪傳動比i1 為低速級i2 的 1.2 倍，i1 =

5、 3.88,i2 = 3.24 i =12.57 = 3.24 ， i= 3.88i =121.21.2三、 計算傳動裝置的運動和動力參數1、 各軸轉速 n（r/min）器高速軸為 1 軸，中速軸為 2 軸，低速軸為 3 軸，各軸轉速為：n1 = 960r / min= n1960= 247.42r / minn2i3.881= n2= 247.42 = 76.36r / minn3i3.2422、 各軸輸入功率 P 與輸出功率 P'= 3.341kWp0 = pdP1 = Pd ×h3 = 3.341´ 0.992 = 3.314kW= p ×h = 3

6、.314´ 0.99 = 3.281kWp'112P = P ×h = 3.281´ 0.97 = 3.183kW'231= p h = 3.183´ 0.99 = 3.151kWp'22 2P = P ' ×h = 3.151´ 0.97 = 3.056kW332= p h = 3.056´ 0.99 = 3.025kWp'33 2各軸輸入轉矩 T 與輸出轉矩T 'T = 9550 P0 = 9550 ´ 3.341 = 33.24 N0n9600T = 9550

7、P1 = 9550 ´ 3.314 = 32.97 N1n9601T = Th2.97´ 0.99 = 32.64N × m'11 2T2 = 12n247.422TTh121.9693×=m´'122.860.22 2T = 9550 P3 = 9550 ´ 3.056 = 382.23n76.363T = Th = 382.20´ 0.99 = 378.38N × m'33 24、列表匯總以上結果：四、 傳動件的設計計算1、高速軸、中間軸斜齒圓柱齒輪傳動設計（1） 選定齒輪精度等級、材料

8、及齒數1 一般工作，選用 7 級精度2 材料：選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為260-280HBS；大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 230-250HBS，二者硬度差約為 30HBS3 初選小齒輪齒數 z1 = 25：大齒輪齒數 z2 = 25´ 3.88 = 974選取螺旋角b = 14°（2） 按齒面接觸強度設計2Kt T1u + 1ZH ZE³ 3×d1t(us)2f ed aH確定公式內各計算數值項目電軸高速軸 1中速軸 2低速軸 3轉速（r/min）960960247.4276.36輸入功率（kW）3.3143.1833.056

9、輸出功率（kW）3.3413.2813.1513.025輸入轉矩（N）32.97122.86382.20輸出轉矩（N·m）33.2432.64121.63378.38傳動比13.883.24效率0.9920.97´ 0.990.97´ 0.991） 試選 Kt = 1.32） 由機械設計（齒輪傳動設計所用參數全部來自教= 2.433材）圖 10-30 選取區(qū)域系數ZHea1 = 0.79， ea 2 = 0.89 ，3 ） 由圖 10-26 查得ea = ea1 + ea 2 = 0.79 + 0.89 = 1.684） 小齒輪傳遞的轉矩T = 32.64N &#

10、215; m = 32640N × mm5） 由表 10-7 選取齒寬系數fd = 116） 由表 10-6 查得材料彈性影響系數ZE = 189.8MPa27） 由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 s H lim 1= 600MPa ； 大齒輪的接觸疲勞強度極限s H lim 2= 550MPa8）應力循環(huán)次數：N = 60n jL = 60´960´1´(1´8´300´5) = 6.912´10811hN1.3824´109N2 = 1= 1.781´108i13.

11、889）由圖 10-19 查得接觸疲勞KHN1 = 0.95, KHN 2 = 0.98系數10）計算接觸疲勞應力：取失效概率為 1%，安全系數 S=1KHN1s H lim 1s = 0.95 ´ 600 = 570MPaH1S = KHN 2s H lim 2s= 0.98´ 550 = 539MPaH 2S = s H 1 +s H 2 = 570+ 539 = 554.5MPasH22計算1）小齒輪分度圓直徑2´1.3´ 32640× 3.88+1 ( 2.433´189.8)2³ 3= 35.32mmd1t1

12、80;1.683.88554.52）計算圓周速度pd1t n160´1000= 3.14´ 35.32´ 960 = 1.775m / sv =60´10003）計算齒寬 b 及模數mntb = fdd1t = 1´35.32 = 35.32mm= d1t cos b = 35.32 ´cos14° = 1.37mmmntz251h = 2.25mnt = 2.25´1.37 = 3.08mmb h = 35.32 / 3.08 = 11.474） 計算縱向重合度ebeb = 0.318fd z1 tan b =

13、0.318´1´ 25´tan14° =1.9825） 計算載荷系數 K使用系數 KA = 1.25根據v = 1.775m / s ，7 級精度，由圖 10-8 得動載系數KV = 1.1由表 10-4 查得 KHb = 1.415由圖 10-13 查得 KFb = 1.36K = 2.724由表 10-3 查得 KHa = KFa = 1.4載荷系數 K = KAKV KHa KHb =1.25´1.1´1.4´1.415 = 2.7246）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑K2.724d1 = d1t 3= 35.

14、32´ 3= 45.20mmK1.3t= d1 cos b = 45.20 ´cos14° = 1.75mm7）模數mnz251（3)按齒根彎曲強度設計2KT Y cos2 bY Y1 bm ³ 3×Fa Sans f z 2ed 1aF確定計算參數1）計算載荷系數K = KAKV KFa KFb=1.25´1.1´1.4´1.36 = 2.6182） 根據縱向重合度eb = 1.982，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數Yb = 0.883） 計算當量齒數z1cos3 b25z= 27.37V 1cos314&

15、#176;z297z= 106.18V 2cos3 bcos314°4 ）齒 形 系 數 ： 由 表10-5查得YFa1 = 2.5626,YFa 2 = 2.17515 ）應 力 校 核 系 數 ： 由 表10-5查得YSa1 = 1.597,YSa 2 = 1.7956）計算彎曲疲勞應力查 得 彎 曲 疲 勞由 圖10-18系數KFN 1 = 0.96, KFN 2 = 0.98由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 s FE1s FE 2= 500MPa ； 大 齒 輪 的 彎 曲 疲 勞 強 度 極 限= 380MPa取彎曲疲勞安全系數 S=1.4= KFN 1s

16、FE1= 0.96´ 500 = 342.86MPas F 1S1.4= KFN 2s FE 2= 0.98´ 380 = 266MPas F 2S1.47）計算大、小齒輪的 YFaYSa ，并加以比較s F = 2.5626 ´1.597YFa1YSa1s F 1= 0.011936342.86= 2.1751´1.795 = 0.014678YFa 2YSa 2s F 2mn = 2mm266大齒輪的數值大設計計算z1 = 222 ´ 2.618´ 32640´ 0.88´cos2 14°mn

17、79; 3´ 0.0146781´ 252 ´1.68z2 = 85= 1.256mm對比計算結果，考慮是動力傳動齒輪取模數mn = 2mm ，取d1 = 45.20mm= d1 cos b = 45.20 ´cos14° = 21.9a = 110mm齒數 z1m2n取 z1 = 22 ，則 z2 = uz1 = 3.88 ´ 22 = 85.36取 z2 = 85（4）幾何計算b = 13°24'43''計算中心距a = (Z1 + Z 2 )mn = (22 + 85) ´ 2 = 1

18、10.28mm2cos b2´cos45°d = 45.23mm1圓整為 110mmd2 = 174.77 mm按圓整后的中心距修正螺旋角b = arccos (z1 + z2 )mn = arccos (22 + 85) ´ 2 = 13°24'43''2´1102ab2 = 45 mm b1 = 50mm計算大、小齒輪的分度圓直徑22´ 2z md1 = 1 n = 45.23mmcos bcos13°24'43''85´ 2z2mnd = 174.77mm2co

19、s bcos13°24'43''計算齒輪齒寬b = fdd1 = 1´ 45.36 = 45.36mm圓整后取b2 = 45mm,b1 = 50mm2、設計中間軸低速軸斜齒圓柱齒輪傳動（1）選定齒輪精度等級、材料及齒數1 一般工作，選用 7 級精度2 材料：選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為260280HBS；大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 230250HBS，二者硬度差約為 30HBS3 初選小齒輪齒數 z1 = 25：大齒輪齒數 z2 = 25´ 3.24 = 814選取螺旋角b = 14°（2）按齒面接觸強度

20、設計u + 12Kt T1ZH ZE³ 3×2d1t(us)f ed aH確定公式內各計算數值1）試選 Kt = 1.32）由圖 10-30 選取區(qū)域系數ZH = 2.433ea1 = 0.79， ea 2 = 0.86 ，3 ） 由圖 10-26 查得ea = ea1 + ea 2 = 0.79 + 0.86 = 1.654）小齒輪傳遞的轉矩T = 121.63N × m = 121630N × mm5） 由表 10-7 選取齒寬系數fd = 116） 由表 10-6 查得材料彈性影響系數ZE = 189.8MPa27）由圖 10-21d 按齒面硬度查

21、得小齒輪的接觸疲勞強度極限 s H lim 1= 600MPa ； 大齒輪的接觸疲勞強度極限s H lim 2= 550MPa8）應力循環(huán)次數：N = 60n jL = 60´960´1´(1´8´300´5) = 6.912´10811hN1.3824´109N2 = 1= 1.781´108i13.889）由圖 10-19 查得接觸疲勞KHN1 = 0.95, KHN 2 = 0.98系數10）計算接觸疲勞應力：取失效概率為 1%，安全系數 S=1KHN1s H lim 1s = 0.95 ´

22、; 600 = 570MPaH1S = KHN 2s H lim 2s= 0.98´ 550 = 539MPaH 2S = s H 1 +s H 2 = 570+ 539 = 554.5MPasH22計算1）小齒輪分度圓直徑2´1.3´121630× 3.24+1 ( 2.433´189.8)2³ 3= 55.82mmd1t1´1.653.24554.52）計算圓周速度pd1t n160´1000= 3.14´ 55.82´ 247.32 = 0.722 m / sv =60´1000

23、3）計算齒寬 b 及模數mntb = fdd1t = 1´55.82 = 55.82mm= d1t cos b = 55.82 ´cos14° = 2.166mmmntz251h = 2.25mnt = 2.25´ 2.166 = 4.87mmb h = 55.82 / 4.87 = 11.464） 計算縱向重合度ebeb = 0.318fd z1 tan b = 0.318´1´ 25´tan14° =1.9825） 計算載荷系數 K使用系數 KA = 1.25根據v = 0.722m / s ，7 級精度，由圖

24、 10-8 得動載系數KV = 1.1K = 2.73由表 10-4 查得 KHb = 1.419由圖 10-13 查得 KFb = 1.36由表 10-3 查得 KHa = KFa = 1.4載荷系數 K = KAKV KHa KHb = 1.25´1.1´1.4´1.36 = 2.736）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑2.73d1 = d1t 3= 55.82´ 3= 71.48mm1.3= d1 cos b = 71.48 ´cos14° = 2.774mm7）模數mnz251（3)按齒根彎曲強度設計2KT Y cos

25、b2YFaYSa1 bm ³ 3×ns f z 2ed 1aF確定計算參數1） 計算載荷系數K = KAKV KFa KFb =1.25´1.1´1.4´1.36 = 2.6182） 根據縱向重合度eb = 1.982，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數Yb = 0.883） 計算當量齒數z125z= 27.37V 1cos3 bcos314°KKtz281z= 88.67V 2cos3 bcos314°齒形系數：由表 10-5 查得YFa1 = 2.5626,YFa 2 = 2.20145 ）應 力 校 核 系 數 ：

26、由 表10-5 查 得YSa1 = 1.597,YSa 2 = 1.7816）計算彎曲疲勞應力查 得 彎 曲 疲 勞由 圖10-18系 數KFN 1 = 0.96, KFN 2 = 0.98由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 s FE1s FE 2= 500MPa； 大 齒 輪 的 彎 曲 疲 勞 強 度 極 限= 380MPa取彎曲疲勞安全系數 S=1.4= KFN 1s FE1= 0.96´ 500 = 342.86MPas F 1S1.4= KFN 2s FE 2= 0.98´ 380 = 266MPas F 2S1.47）計算大、小齒輪的 YFaYSa

27、 ，并加以比較s F = 2.5626 ´1.597YFa1YSa1s F 1= 0.011936342.86mn = 2mm= 2.201´1.781 = 0.014737YFa 2YSa 2s F 2266大齒輪的數值大設計計算2 ´ 2.618´121630´ 0.88´cos2 14°1´ 252 ´1.65z1 = 35z2 = 113mn ³ 3´ 0.014737= 1.96mm對比計算結果，考慮是動力傳動齒輪取模數， mn = 2mm取d1 = 71.48mma = 1

28、53mm= d1 cos b = 71.48 ´cos14° = 34.7齒數 z1m2n取 z1 = 35 ，則 z2 = uz1 = 3.24 ´ 35 = 113.4 取 z2 = 113b = 14°41'17''（4）幾何1 計算中心距計算a = (Z1 + Z 2 )mn = (35+113) ´ 2 = 152.53mmd1 = 72.36mm2cos b2´cos45°d2 = 233.64mm圓整為 153mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角b = arccos (z1 + z2 )m

29、n = arccos (35 +113) ´ 2 = 14°41'17''b2 = 75mm b1 = 80mm2´1532a計算大、小齒輪的分度圓直徑35´ 2z1mnd = 72.36mmcos bcos14°41'17''1113´ 2z2mnd = 233.64mm2cos bcos14°41'17''計算齒輪齒寬b = fdd1 = 1´ 72.36 = 72.36mm圓整后取b2 = 75mm,b1 = 80mm3 、斜齒圓柱齒輪參

30、數匯總及旋向說明高速軸上小齒輪選用左旋，與之嚙合的中間軸上大齒輪為右旋，中間軸上小齒輪為右旋，以抵消一部分軸力，與之嚙合的低速軸上大齒輪為左旋。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.863.23模數(mm)22螺旋角13°244314°4117中心距(mm)110153齒數228535113齒寬(mm)50458075直徑(mm)分度圓45.23174.7772.36233.64齒根圓40.23169.7767.36228.64齒頂圓49.23178.7776.36237.64旋向左旋右旋右旋左旋六、軸的設計計算（一）、高速軸1、求輸入軸上的功率 P1、轉速 n1

31、和轉矩 T1P1 = 3.314kWn1 = 960r/ min T1 = 32.97N×m2、求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1 = 45.23mm2T2´ 32.97´103則Ft =1 =N = 1457.88N d145.23F = F tanan = 1457.88´tan20°= 545.50Nrt cosbcos13°24'43''Fa = Ft tanb = 1457.88´ tan13°24'43' N = 347.64N圓周力 Ft，徑

32、向力 Fr 及軸向力 Fa 的方向3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 40Cr 鋼調質處理。根據機械設計（關于軸的設計校核的參數未加說明均來自此書） 表15-3，取A0 = 110，P1= 1103 3.314 = 16.6mmd= A3min0n9601考慮到與聯軸器相連處有一個鍵，= dmin ´ (1+ 6%) = 16.6´1.06 = 17.6mmd1min為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩T = K T' ，查表 14-1，caA 1考慮為輸送機，故取KA = 1.3 ，則：= KAT3 = 1.3

33、0;32.64N×m = 42.432N×mTca按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計課程設計表 17-5，選用 ML3 梅花型彈性聯軸器，其公稱轉矩為 90N m 。半聯軸器的孔徑 d =22mm ， 故取= 22mm ；半聯軸器長度 L=52mm，半聯軸器與軸配合d1min的轂孔長度 L1=38mm。4、軸的結構設計（1） 軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯軸器軸向要求，取d2-3 =28mm，左端用軸端擋圈，由機械設計課程設計表 13-19 取擋圈直徑 D=30mm ， 為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上， 故取l1-2 = 36mm2）初步選擇滾動軸承，

34、選用角接觸球軸承，有機械設d ´ D ´T = 30mm´55mm´13mm ，初選 7006C，其故 d3-4 = d7-8 = 30mm ， l3-4 = 13mm ，7 處要放置擋油盤，取l7-8 = 21mm ，其軸肩高度h = 3mm ，所以d4-5 = d6-7 = 36mm3） 軸承端蓋總寬度取 30mm，考慮檢修空間取d 2-3= 65mm4） 考慮中速軸上的小齒輪，及距箱體內壁線的距離等因素，取l4-5 = 106mm ， l6-7 = 10mm（2）確定軸上的圓角和倒角由表 152，軸上倒角C = 1.2mm ，圓角 R = 1.6m

35、m5、求軸上的載荷從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出小齒輪中心截面是軸的截面 現將計算出的截面 C 處的M H 、M V 和M 的值列于下表載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 1 = 380.15N FNH 2 = 1077.73NFNV 1 = 180.51N FNV 2 = 364.99N彎矩 MMH 1 = 52270.63N.mmMV 1 = 24820.13N × mm MV 2 = 16958.25N × mm總彎矩M1 = 57864.13N × mm M 2 = 54952.7N × mm扭矩T = 32970N.mm6、按彎

36、扭應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的危險截面的強度。根據式（15-5）及上表中的數值，并取a = 0.6 ，軸的計算應力為M 2 + (aT )257864.132 + (0.6 ´ 32970)20.1´ 45.233s=1= 6.61MPacaW前已選定軸的材料為 40Cr 鋼， 調質處理， 由表 15-1 ，s -1 = 70MPa ，因此s ca < s -1 ，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1）截面截面 1、2、3 只受扭矩作用，且根據軸的最小直徑進行扭轉應力校核，已滿足強度條件，雖然鍵槽，過渡配合以及軸肩會削弱軸的強度，但按

37、照最小直徑計算的扭轉強度寬裕量較大，因此無需再進行疲勞強度的校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，5、6 處的軸肩引起的應力集中相近；從受載的情況來看，5、6 處的受載情況也相近。因此只需對其中一個面進行校核，而截面 4，7 的載荷遠小于 5、6，而且 4、7 面無鍵槽及過盈配合，應力集中影響較小。故只需校核 5 或 6 截面。(2)計算截面 5 左側（d=36mm）= 0.1d 3 = 0.1´ 363 mm3 = 4665.6mm3抗彎截面系數W抗扭截面系數W = 0.2d 3 = 0.2´363 mm3 = 9331.2mm3T截面左側的彎矩為M = 57864.

38、13´ 137.5 - 25 = 47343.38N × mm137.5截面上的扭矩為T = 32970N × mm截面上的彎曲應力= M= 47343.38 MPa = 10.15MPasbW4665.6T32970截面上的扭轉切應力t =MPa = 3.53MPaTW9331.2T軸的材料為 40Cr，調質處理。由表 15-1 查得s b = 735MPa,s -1= 355MPa,t -1 = 200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表 3-2r= 1.6 = 0.044,D = 40 = 1.11d40d36經插值后可查得as = 1.935

39、,at = 1.34又由附圖 3-1 可得軸的材料的系數為= 0.84t故有效應力集中系數為ks = 1+ qs (as -1) = 1+ 0.8´ (1.935-1) = 1.738kt = 1+ qt (at -1) = 1+ 0.84´ (1.34 -1) = 1.2856由附圖 3-2 得系數es = 0.79由附圖 3-3 得扭轉系數et = 0.68軸按磨削，附圖 3-4 得表面質量系數為bs = bt = 0.91軸表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為= ks1 -1 = 1.738 +1+-1 = 2.29Kseb0.790.91ss= kt1 -1 =

40、 1.2856 +1+-1 = 1.99Kteb0.680.91tt取合金鋼的特性系數js = 0.25 ；取jt = 0.125 ；于是，計算安全系數Sca 值，按式(15-6)(15-8)則得s -1355S = 15.27sK s + j s2.29 ´10.15 + 0.25 ´ 0s as mt -1200S = 64.57tK t + j t3.533.531.63´+ 0.125´t at m2215.27´ 64.57Ss StS= 14.86 >> S = 1.5caS 2 + S215.272 + 64.572s

41、t故可知其安全。由于無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱，略去度校核。（二）、中間軸1、求中間軸上的功率 P2 、轉速n2 和輸入轉矩按T2 記，P2 = 3.183kWn2 = 247.42r/ min T2 = 122.86N×m2、求作用在齒輪上的力因已知中間軸大齒輪的分度圓直徑為d2 = 174.77mm小齒輪的分度圓直徑d1 = 72.36則大齒輪受力：2T2´122.86´103Ft2 =2=N = 1405.96Nd2174.77tanancosb= 1405.96´tan20°= 526.07NF = Fr2t2cos13

42、76;24'43''= Ft2tanb = 1405.96´ tan13°24'43' N = 335.19NFa2小齒輪受力：2T2´122.86´103Ft1 =2=N = 3395.80Nd172.36tanancosb= 3395.80´tan20°= 1277.73NF = Fr1t1cos14°41'17''Fa1 = Ft1tanb = 3395.80´ tan14°41'17' N = 890.11N3、初步確

43、定軸的最小直徑選取軸的材料為 40Cr 鋼調質處理。根據機械設計表 15-3，取A0 = 110，P13.183d= A 3= 1103= 25.77mmmin0n247.421考慮到軸上至少有一個鍵，= dmin ´ (1+10%) = 25.77 ´1.10 = 28.35mmd1min4、軸的結構設計（1）軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承，選用角接觸球軸承，由機械設計d ´ D ´T = 35mm´ 72mm´17mm ，大典初選 7207C，其故 d1-2 = d5-6 = 35mm ， 考 慮 擋 油 盤 及 套 筒 的，

44、 取l1-2 = 36mm ，l5-6 = 39mm 考慮軸向取d2-3 = d4-5 = 40mm ，由軸上的齒輪可以選取l2-3 = 43.5,l4-5 = 78.5 ，取l3-4 = 10.5mm（2）確定軸上的圓角和倒角由表 15-2，倒角C = 1.2mm ，圓角 R = 1.6mm5、求軸上的載荷載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 1 = 2975.71N FNH 2 = 1826.05NFNV 1 = 1079.38N FNV 2 = 327.72N彎矩 MMH 1 = 150273.4N × mm MH 2 = 119606.3N × mmMV 1 =

45、 54508.69N × mm MV 2 = 21465.66N × mm總彎矩M1 = 159853.97N × mm M 2 = 121517.25N × mm扭矩T = 122860N.mm6、按彎扭應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的危險截面的強度。根據式（15-5）及上表中的數值，并取a = 0.6 ，軸的計算應力為M 2 + (aT )2159853.972 + (0.6´122860)21s= 4.65MPaca0.1´ 72.363W前已選定軸的材料為 440Cr 鋼， 調質處理， 由表 15

46、-1 ，s -1 = 70MPa ，因此s ca < s -1 ，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1）斷截面截面 1，2 的左側，5 的右側，6，均不受扭矩的作用，而且彎矩值小，并且沒有鍵槽，應力集中小，故無需進行校核。截面 3 的右面，4 的左面，雖然受較大的彎矩，扭矩作用，但3-4過渡配合和鍵槽，相對于 3 的左面，4 的右面，其應力集中影響小，相對安全。截面 2 的右側，5 的左側，存在過盈配合和鍵槽引起的應力集中，但不存在由軸肩引起的應力集中和扭矩，故也相對安全。因此，截面為 3 的左側，4 的右側，而 3 的左側和 4 的右側軸頸相同，4 的右側且彎矩較小故只校核 3 的左側

47、。分別校核由軸肩及過盈配合引起的應力集中。（2）截面 3 左側由軸肩引起( d = 40mm )抗彎截面系數W = 0.1d 3 = 0.1´ 403 mm3 = 6400mm3抗扭截面系數W = 0.2d 3 = 0.2´ 403 mm3 = 12800mm3T截面 3 左側的彎矩為（由于彎矩只是理論上集中作用于齒輪中點，近似取作M1 的彎矩）M = 159853.67N × m截面 3 上的扭矩為T = 122860N × mm= M= 159853.67 MPa = 24.98MPa截面上的彎曲應力sbW6400= 122860 MPa = 9.6

48、0MPaT截面上的扭轉切應力tTW12800T軸的材料為 40Cr，調質處理。由表 15-1 查得s b = 735MPa,s -1= 355MPa,t -1 = 200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按附表 3-2r= 1.6 = 0.04,D = 48 = 1.2d40d40經插值后可查得as = 2.09,at = 1.66又由附圖 3-1 可得軸的材料的系數為= 0.84t故有效應力集中系數為ks = 1+ qs (as -1) = 1+ 0.8´(2.09-1) = 1.872kt = 1+ qt (at -1) = 1+ 0.84´ (1.66 -1

49、) = 1.554由附圖 3-2 得系數es = 0.76由附圖 3-3 得扭轉系數et = 0.68軸按磨削，附圖 3-4 得表面質量系數為bs = bt = 0.91軸表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為= ks1 -1 = 1.872 +1+-1 = 2.56Kseb0.760.91ss= kt1 -1 = 1.554 +1+-1 = 2.38Kteb0.680.91tt合金鋼的特性系數取js = 0.25 ,jt = 0.125 ；于是，計算安全系數Sca 值，按式(15-6)(15-8)則得s -1355S = 5.55sK s + j s2.56 ´ 24.98 +

50、0.25´ 0s as mt -1200S = 16.63tK t + j t9.609.602.38´+ 0.125´t at m225.55´16.63Ss StS= 5.26 > S = 1.5ca5.552 +16.632S 2 + S2st故可知其安全。（3）截面 3 左側受過盈配合影響( d = 40mm )= 0.1d 3 = 0.1´ 403 mm3 = 6400mm3抗彎截面系數W抗扭截面系數W = 0.2d 3 = 0.2´ 403 mm3 = 12800mm3T截面 3 左側的彎矩為（由于彎矩只是理論上集中

51、作用于齒輪中點，近似取作M1 的彎矩）M = 159853.67N × m截面 3 上的扭矩為T = 122860N × mm= M= 159853.67 MPa = 24.98MPa截面上的彎曲應力sbW6400截面上的扭轉切應力t = 122860 MPa = 9.60MPaTTW12800T軸的材料為 40Cr，調質處理。由表 15-1 查得s b = 735MPa,s -1= 355MPa,t -1 = 200MPaks過盈配合處的 es ，由附表 3-8 ， 插值法求出， 并取kt= 0.8 ksetesks得： eskt， et= 0.8 ks = 0.8

52、80; 3.43 = 2.744= 3.43es軸按磨削，附圖 3-4 得表面質量系數為bs = bt = 0.91軸表面強化處理，即q=1，則得綜合系數值為= ks1s1+-1 = 3.43 +-1 = 3.53Kseb0.91s= kt11+-1 = 2.744 +-1 = 2.84Kteb0.91tt合金鋼的特性系數取js = 0.25 ,jt = 0.125 ；于是，計算安全系數Sca 值，按式(15-6)(15-8)則得s -1355S = 4.03sK s + j s3.53´ 24.98 + 0.25 ´ 0s as mt -1200S = 14.05tK t + j t9.609.602.84´+ 0.125´t at m224.03´14.05Ss StS= 3.87 > S = 1.5ca4.032 +14.052S 2 + S2st故可知其安全。（三）、低速軸1、求輸入軸上的功率 P3、轉速 n3 和轉矩 T3P3 = 3.056kWn3 = 76.36r/ min T3 = 382.20N× m2、求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2 = 233.64mm2T2´ 382.20´103=3