二級同軸式圓柱齒輪減速器

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1、 一、設計題目 1. 設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計 2.已知條件： （ 1） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度 35℃； （ 2） 使用折舊期： 8 年； （ 3） 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； （ 4） 動力來源：電力，三相交流，電壓 380/220V ； （ 5） 運輸帶速度允許誤差：± 5%； （ 6） 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 3.設計數(shù)據(jù)： 運輸帶工作拉力 F

2、： 2600N; 運輸帶工作速度 v： 1.1m/s ； 卷筒直徑 D： 220mm ； 二、方案及主要零部件選擇 1. 設計方案 ：二級同軸式圓柱齒輪減速器 輔助件：觀察孔蓋，油標和油尺，放油螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。 2.各主要部件選擇 目的 動力源  分析  結論 電動機 齒輪 斜齒

3、輪傳動平穩(wěn) 兩對斜齒輪 軸承 軸承所受軸向力不大 球軸承 聯(lián)軸器 彈性聯(lián)軸器 三、電動機的選擇 工作機所需有效功率 Pw Fv 2600 1. 10 1000 2. 86kW 1000 傳動裝置總效率 2 4 2 1 2 34 查文獻【 1】 P141 表二得各部分傳動效率 聯(lián)軸器傳動效率 1 0. 99， （兩個彈性聯(lián)軸器） ； 滾動軸承傳動效率 2 0. 99 （四對滾動軸承） ； ， 圓柱斜齒輪傳動效率

4、 輸送機卷筒傳動效率  3 4  0. 98 （兩對 7 級精度齒輪傳動） ； ， 0.96 ； ， 所以電動機所需工作效率為： Pd Pw 3. 3kW 工作機卷筒軸轉速為： nW 60v 95. 5r / min d 查文獻【 1】 P413 兩級式同軸式齒輪傳動比范圍 i 8～60 nd nw i 764～5730r / min 符合這一范圍的同步轉速有 1000r/min 、1500r/min 、 3000r/min 三種，綜合考慮電動機和傳 動裝置的尺寸、質量及價格等因素

5、，決定選擇同步轉速為 1500r/min 的電動機根據(jù)電動機類型、容量和轉速，有文獻【 2】 P173 查得，選用 Y112M-4， 滿載轉 方案 電動機 額定功 速 堵轉轉矩 最大轉矩 質量 /kg 號 型號 率/kw /(r/min 額定轉矩 額定轉矩 ) 1 Y112M-4 4 1440 2.2 2.3 43 四、傳動比及各軸轉速、功率、轉矩計算 nm 1440 總傳動比： i 15. 08 nw 95. 5

6、 各軸的轉速 n1 nm 1440r / min n2 n1 1440 371. 13r / min i 1 3. 88 n3 n2 371. 13 95. 69r / min i 2 3. 88 n4 n3 95. 69r / min 各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即

7、 軸1P1 Pd 1 2 3. 23kW 軸2P2 P123 3. 13kW 軸3P3 P223 3. 04kW 工作機 P4 P3 1 2 2. 98kW 各軸轉矩 電機軸輸出 T 9. 55 106 Pd 2. 19 10 4 N mm d nm 軸1T1 Td 1 2 2. 15

8、 10 4 N mm 軸2T T 3 i 1 8. 09 104N mm 2 1 2 軸3 T2 3 i 2 3. 05 105 N mm T3 2 工作機 T 4 T 1 2 2. 99 105 N mm 3 五、高速級齒輪設計 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （ 1）選用斜齒圓柱齒輪 （ 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選 7 級精度（ GB1009

9、5-88） （ 3）選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS；大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者硬度差為 40HBS。 （ 4）選小齒輪齒數(shù) z1 30 ：大齒輪齒數(shù) z2 i z1 3. 88 30 116 （ 5）初選取螺旋角 14 2. 按齒面接觸強度設計 文獻【 1】 《機械設計》第八版 高速級 名稱 螺旋角 傳動比 齒數(shù) 基圓螺旋角 法面模數(shù) 端面模數(shù) 法面壓力角

10、 端面壓力角 法面齒距 端面齒距 法面基圓齒距 法面齒頂高系數(shù) 法面頂隙系數(shù) 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 標準中心距 齒寬  符號 i z b mn mt n t p n pt p bn han* c*n d d b h a hf da df a b  小齒輪 大齒輪 14 3.88 26 101 14

11、 1.5 1.55 20 20.5 6.28mm 6.50mm 5.90mm 1 0.25 40.54 157.46 52.40mm 260.07mm 2mm 2.5mm 43.5354 160.4646 36.7854 153.7146 99 45 40 低速級 名稱 螺旋角 傳動比 齒數(shù) 基圓螺旋角 法面模數(shù) 端面模數(shù) 法面壓力角 端面壓力角 法面齒距 端面齒距 法面基圓齒距 法面齒頂高系

12、數(shù) 法面頂隙系數(shù) 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 標準中心距 齒寬  符號 i z b mn mt n t p n pt p bn han* c*n d d b h a hf da df a b  小齒輪 大齒輪 14 3.88 20 99 14 2

13、1.55 20 20.5 6.28mm 6.50mm 5.90mm 1 0.25 40.41 157.59 52.40mm 260.07mm 2mm 2.5mm 44.4082 161.5918 35.4082 152.5918 99 45 40 八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 輸入軸 （中間軸） 輸出軸

14、 1 １軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計 ． 目的 過程分析 結論 １ ．輸入軸 上 的 功 率 P1 3. 23 , 轉速 n 1 1440 / min 選軸的材料為４ kw r ５鋼，調質處理 T 2. 15 104N mm 1

15、 ２．求作用在車輪上的 輸 Ft 2T1 2 2. 15 10 4 1071. 5N 入 d1 40. 13 軸 tan an tan 20 的 Fr Ft 1071. 5 401. 2N cos cos 13 36' 設 Fa Ft tan 1071. 5 tan 13 36' 259. 2N

16、 計 及 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)文獻【 其 2】中表 8-7 查 軸 得，選用 LX2 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 560000 。半聯(lián)軸器的 承 孔徑 , 故取 ，半聯(lián)軸器長度 . 半聯(lián)軸器與 裝 軸配合的轂孔長度 。 置 、 4、軸的結構設計 （ 1）低速軸的裝配方案如下圖所示： 鍵

17、的 設 計 輸入軸 （ 2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 2-3 軸段的左端需要一個定位軸肩， 根據(jù)文獻【 3】（ P379）可知軸肩高度 h=(0.07-0.1)d ，所以取直徑 ；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而 不壓在軸的端面上，所以應取 1-2 段的長度比聯(lián)軸器轂孔稍短一些，取 。 （ 3）初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選 用單列圓錐滾子軸承。 參照工作要求并根據(jù) ，由文獻【 2】中表 6-7（ P80）中初步選用圓錐滾子軸承 3030

18、5 型，其尺寸為內徑 ，外 徑 ，軸承寬度 ， ；所以 ， ， 。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，根據(jù)文獻【 2】表 6-7（ P80）查得 ，所以取 。 （ 4）由于高速小齒輪的齒根圓直徑 ，所以安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒 輪輪轂的寬度為 B=50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應稍短于 齒輪輪轂寬度，故取 ；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d，故取 h=3mm, 則軸環(huán)處的直徑 。由文獻【 3 】（ P379）

19、軸環(huán)寬度 b>1.4h ，所以取 。 （ 5）軸承端蓋的總寬度為 20mm 。根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加 潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ，故 取 。 （ 6）取齒輪距箱體內壁之距離 a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定 滾動軸承位置時。應距箱體內壁一段距離 s，取 s=8mm,已知滾動軸承寬度 T=18.25mm ，則 至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長度。 軸段 直徑（ mm ） 長度（ mm ） 1-2 20 35

20、2-3 23 50 3-4 25 46.25 4-5 28 46 5-6 34 10 6-7 32 14 7-8 25 18.25 總長度 249.5 目的 過程分析 結 論 1 、 鍵的設計 根據(jù)文獻【 2】中表 4-1 （ P56）按 接的平鍵截面 ，配合為 鍵 A8×7×28。 聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面 的型號為 GB/T1096 鍵 A6× 6× 18。 2 、 軸的受力分析  , 查得齒輪輪轂與軸連 H7/n6 ；鍵的型號為 GB

21、/T1096 ， 配合為 H7/k6 ；鍵 輸 入 軸 的 設 計 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 根據(jù)軸的尺寸確定 、 、 的長度 設 計 （ 1）在水平面上 F1HF2 H Ft 845 422. 5 2 2 N hht （ 2）在垂直面上 F L F d

22、320 54. 25 244 45. 28 r 3 a 2 2 F1v L2 L3 54. 25 54. 25 210. 9 N 所以 F2v Fr F1v 320 210. 9 109. 1N （ 3）求彎矩 M1HM2H F1H L2 422. 5 54. 25 22920. 63N .mm Mv Fv L 210. 9 54. 25 11441. 33N .mm 1 1 2

23、 M F L F d 210. 9 54. 25 - 244 45. 28 2v 1v 2 a 2 2 5917. 17N.mm 所以合成后的彎矩 M1 M12H M12v 22920. 632 11441 . 332 25617. 56N mm M2 M22H M22v 22920 . 632 5917. 172 23672 . 10N mm （ 4）計算扭矩 3 、 軸的強度校核

24、 由文獻【 3】（ P380）可知進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。因為單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取 α=0.6，軸的計算應力由文獻【 3】式 15-5 已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，根據(jù)文獻【 3】中表 15-1 查得 [ -1] 60MPa。因此 ca [ 1 ] ，故安全。 4、 軸強度的精確校核 截面 A，2， 3， B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起 的應力集中均將削弱軸的疲勞強度， 但由于軸的

25、最小直徑是按扭轉強度較 為寬裕確定的，所以截面 A，2， 3， B 均無需校核。 應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4 和 5 處過盈配合引起 的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面 C 上的應力最大。截面 5 的應力集中的影響和截面 4 的相近，但截面 5 不受扭矩作用， 同時軸徑也 較大，故不必做強度校核。截面 C上雖然應力最大，但應力集中不大 ( 過 盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端 ) ，而且軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。 截面 6 和 7 顯然更不必校核。 由機械設計手冊可知， 鍵槽的 應

26、力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 4 左右兩側即可。 （ 1） 分析截面 4 左側 抗彎截面系數(shù)： W 0.1d 3 0. 1 3 3 25 1562. 5mm 抗扭截面系數(shù)： WT 0. 2d 3 0. 2 25 3 3 3125 mm 截面 4 左側的彎矩 ： M M L2 T 25617. 56 54. 25 18. 25 16999

27、. 67Nmm L2 54. 25 截面 4 上的扭矩： 截面 4 上的彎曲應力 ： b M W 16999. 67 1562. 5 10. 88MPa 截面 4 上的扭轉切應力： T T3 W 19130 3125 6. 12MPa T 軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據(jù)文獻【 3】中表 15-1 查得 B 640MPa ， 1 275MPa ， 1 155MPa 截面上由于軸肩而形成的

28、理論應力集中系數(shù) 及 , 由文獻【 3】附表 3-2 查取， 因 r d 2 25 0. 08 ， D d 28 25 1. 12 ，經插值后可查得， 1. 74, 1.28 又由文獻【 3】附圖 3-1 （ P41）可得軸材料的敏性系數(shù)為 q 0. 82, q 0.85 所以有效應力集中系數(shù)按文獻【 3】附表 3-4 可得 由文獻【 3】附圖 3-2 取尺寸系數(shù)為 ， 扭轉尺寸系數(shù)為 0.92 軸按磨削加工，由文獻【3】附圖 3-4 查得表面質量系

29、數(shù)為 0.92 軸未經表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) 中式 3-12 和式 3-12a 可得綜合系數(shù)為：  q 1，按照文獻【 3】 K k 1 / 1.61 0.9 1/0.92 2.876 K k 1 / 1.238 0.92 1/0.92 2.433 又由文獻【 3】 3-1 （P25）取碳鋼的 0.1 ， 0.05 計算安全系數(shù) , 由式 15-6,15-7 和 15-8 得到 目的 過程分析 結 論 ２）計算支承反力

30、 在水平面上 F1H F2H 483N 輸 在垂直面上 入 Fr L3 Fa d 401. 2 47. 5 259. 2 40. 13 軸 M2 0, F1v 2 2 280N 的 L2 L3 39 47. 5 設 計 故 F2v Fr F1v 401. 2 280 121. 3N 及

31、 其 總支承反力 軸 F1 F1H F1v 4832 2802 N 承 2 2 651 裝 F2 F2 2H F2v2 4832 151. 52 506N 置 、 a) 畫彎矩圖 鍵 1 1 2 483 39 22932 . 的 M H F H L N mm 設 F2H

32、 L3 483 47. 5 22943N.mm M2H 計 M1v F1v L2 280 39 10920.mm M2v F1v L2 Fa d 5719N .mm 2 故 M1 M12H M12v 25399N mm M 2 2 N mm M H M v 23645 2 2 2 4）畫轉矩圖 6 校核軸的強度 按彎矩合成應力校核軸的強度

33、 對于單向轉動的轉軸 ,通常轉矩按脈動循環(huán)處理 ,故取折合系數(shù) 0.6 ,則 M2 ( T )2 98mpa ca W 12. 查表 15-1 得 [ 1 ]=60mpa, 因此 ca [ 1 ] ,故安全 . 精確校核軸的疲勞強度 C 剖面左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故 C 剖面左 側為危險剖面 抗彎截面系數(shù)： W 0.1d 3 3 3 0.1 25 1562. 5mm 抗扭截面系數(shù)： WT0. 2d 3 0

34、. 2 25 3 3 3125 mm 截面 4 左側的彎矩 ： L2 T 25617. 56 54. 25 18. 25 16999. 67Nmm M M 54. 25 L2 目的 過程分析 結論 M 16999 m0 ab W 10. 88mpa 1562 T T 2. 48mpa W T  a m T 1. 24mpa 2

35、 軸的材料為 45剛 ,調質處理.由表 15-1 查得 B 640 mpa 輸 1 275mpa , 1 155mpa . 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系 入 r 1 D 36 1.2 ,經插值后可 數(shù) 及 按附表 3-2 查取 .因 30 0.03 , 30 軸 d d 的 查得 設

36、 2.09 1.66 計 及 又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為 其 q 0.74 q 0.77 軸 承 故有應力集中系數(shù)按式 (附 3-4)為 裝 k 1 q ( 1) 1 0.74(2.09 1) 1.81

37、 置 、 k 1 q ( 1) 1 0.77(1.66 1) 1.51 鍵 的 由附圖 3-2 得尺寸系數(shù) 0.77; 由附圖 3-3 得扭轉尺寸系數(shù) 0.88 設 計 由附圖 3-4 得 0.92 軸未經表面強化處理 ,即 q 1 ,則按式 3-

38、12 及 3-12a 得綜合系數(shù)值為 K k 1 1 1.81 1 1 2.44 0.77 0.92 k 1 1.51 1 1 1.81 K 1 0.88 0.92 由 3-1 及 3-2 得碳鋼的特性系數(shù) 0.1 ~ 0.2 , 取 0.1 0.05 ~ 0.1, 取 0.05 目的

39、 過程分析 于是 ,計算安全系數(shù) Sca 值 ,按式 (15-6)~(15-8) 則得 S 1 275 6.09 K a 2.44 18.5 輸 m 0.1 0 入 軸 155 的 S 1 67. 2 1. 81 1. 24 0. 05 設 K a m

40、 1. 24 計 Sca S S S 及 3. 94 1.3 ~ 1.5 故安 S 2 S 2 其 軸 全 承 裝 8 校核鍵連接強度 置 、 4 4 21500 鍵 聯(lián)軸器

41、 : p T1 20. 5mpa d1 hl 25 7 ( 28 8 的 2 ) 設 查表得 p 120 ~ 150 mpa . p p 故強度足夠 . 計 齒輪 : p 4T1 4 21500 19mpa d1hl 28 8 ( 56 10)  結論 鍵校核

42、安全 查表得 p 120 ~ 150mpa . p p 故強度足夠 . 9. 校核軸承壽命 軸承載荷 軸承 1 徑向 : Fr 1 F1 651N 輸入 軸的 設計 及其 軸承 裝置、 鍵的 設計  軸向 : Fa1 Fa 259. 2N 軸承 2 徑向 : Fr 2 F2 5

43、06N 軸向 : Fa 2 0 因此 ,軸承 1 為受載較大的軸承 ,按軸承 1 計算 Fa1 259. 2 0. 4 e Fr 1 651 按 表 13-6, f p 1.0 ~ 1.2 , 取 f p 1.0 按 表 13-5 注 1,對深溝球軸承取 f 0 Fa 14. 7 610. 65 軸校核安全 f 0 14.7 ,則相對軸向載荷為 8300 1. 08

44、C0 軸承校核安全 壽命（ｈ）為 在表 13-5 中介于 1.03~1.38 之間 ,對應的 e 值為 0.28~0.3,Y 值為 1.55~1.45 線性 (1.55 1.45) (1.380 1.08) Lh 27159 插值法求 Y 值 Y 1.45 1.54 1.380 1.03 故 P f p ( XFr YFa ) 1.0(0.56 1

45、311.28 1.54 610.65) 1674N Lh 106 Cr ) 3 106 19500 ) 3 18294h ( P 60 1440 ( 60n 1674 查表 13-3 得預期計算壽命 L`h 1200 Lh 3.３軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 目的 過程分析 結論 輸 １．輸出軸上的功率 P3 3. 04kw, 轉速 n3 95. 69r / min

46、 出 轉矩 T3 3. 05 105 N mm 軸 及 ２．求作用在車輪上的力 其 2 2 3. 05 10 5 軸 Ft T3 3875 N d 1 157. 4 承 裝 Fr Ft tan an 3875 tan 20 1454N 置、 cos cos 14 鍵 Fa Ft tan 3875 tan 14 966N 的 設 ３．

47、初定軸的最小直徑 計 選軸的材料為４５鋼，調質處理。根據(jù)表１５－３，取 A 112 于是由式１ 目的 輸 出 軸 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設 計  ５－２初

48、步估算軸的最小直徑 dmin A3P3/ n3 36mm這是安裝聯(lián)軸 器 處 軸 的 最 小 直 徑 d 2 ，由于此處開鍵槽，取 1 d min 36 1. 05 37. 8mm，聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca K AT1 查表 14-1 取 K A 1.3 ，則 ca A 1 1. 3 3. 05 10 5 396500 N mm T K T

49、 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)文獻【 2】中表 8-7 查 得，選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 1250000 。半聯(lián)軸 器的孔徑 , 故取 ，半聯(lián)軸器長度 . 半聯(lián) 軸器與軸配合的轂孔長度 ．軸的結構設計 １）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖） ２）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

50、 過程分析 結論 （１） 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１－２軸段右端需制處一軸肩，軸 肩高度 h 0.07 ~ 0.1d , 故?。捕蔚闹睆? d2 44mm 軸的尺寸（ｍｍ）： 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選 d1 38 用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d2 44mm，獻【 2】中 d2 44 表 6-7（ P80）中初步選用圓錐滾子軸承 30309

51、 型，其尺寸為內徑 d3 45 ， 外 徑 ，軸承寬度 ， ；所以 ， ， 。 d 4 50 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，根據(jù)文獻【 2】表 6-7（ P80）查得 ，所以取 。 d5 60 軸段 4 上安裝齒輪 , 為便于齒輪的安裝 , d4 應略

52、大與 d3 , 可取 d6 54 d4 50mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 已知齒輪輪轂的寬 d7 45 度為 B=45mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應稍短于齒輪輪轂 l 1 58 寬度，故取 ；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d，故 l 2 50 取 h=5mm, 則軸環(huán)處的直徑 。由機械設計（ P379）軸環(huán)寬度 l 55. 25 b>1.4h ，所以取 。 3

53、 （ 5）軸承端蓋的總寬度為 20mm 。根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添 l 4 41 加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ， l 5 10 故取 。 l 6 14 （ 6）取齒輪距箱體內壁之距離△ =16mm ，考慮到箱體的鑄造誤差， 在確 l 27。25 定滾動軸承位置時。 應距箱體內壁一段距離 s，取 s=8mm,已知滾動軸承寬度 7 T=27.25mm ，則 5 、 鍵的設計

54、 根據(jù)《課程設計手冊》中表 4-1 （ P56）按 , 查得齒輪輪轂與 軸連接的平鍵截面 ，配合為 H7/n6 ；鍵的型號為 GB/T1096 鍵 C14× 9× 32。 聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面 ， 配合為；鍵的型 號為 GB/T1096 鍵 C10× 8× 45。 6 、 軸的受力分析 根據(jù)軸的尺寸確定 、 、 的長度

55、 （ 1）在水平面上 F1H Ft 3875 F2H 1937. 5N 2 2 （ 2）在垂直面上 F L 3 F d 1454 52. 45 966 157. 4 F1v r a 2 2 L2 L3 52. 45 52. 45 1452N 所以 F2v Fr F1v

56、 1454 1452 2N （ 3）求彎矩 M1HM2H F1H L2 1937. 5 52. 45 101621N.mm M1v F1v L2 1452 52. 45 76157N .mm M F L F d 1452 52. 45 - 966 157. 4 2v 1v 2 a 2 2 133. 2 . mm N

57、 所以合成后的彎矩 M1 M12 M12 1016212 76157 2 126991N mm H v M2 M22H M22v 1016212 133. 22 101621N mm （ 4）計 算扭矩 7 、 軸的強度校核 由文獻【 3】（ P380）可知進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。因為單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應

58、力，取 α=0.6，軸的計算應力由文獻【 3】式 15-5 已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，根據(jù)文獻【 3】中表 15-1 查得 [ - 1 ] 60MPa ca [ 1 ] ，故安全。 。因此 8、 軸強度的精確校核 截面 A，2， 3， B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起 的應力集中均將削弱軸的疲勞強度， 但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較 為寬裕確定的，所以截面 A，2， 3， B 均無需校核。

59、 應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4 和 5 處過盈配合引起 的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面 C 上的應力最大。截面 5 的應力集中的影響和截面 4 的相近，但截面 5 不受扭矩作用， 同時軸徑也 較大，故不必做強度校核。截面 C上雖然應力最大，但應力集中不大 ( 過 盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端 ) ，而且軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。 截面 6 和 7 顯然更不必校核。 由機械設計手冊可知， 鍵槽的 應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 4 左右兩側即可。 （ 2）

60、分析截面 4 左側 抗彎截面系數(shù)： W 0.1d 3 0. 1 3 3 45 9112. 5mm 抗扭截面系數(shù)： WT 0. 2d 3 0. 2 45 3 3 18225 mm 截面 4 左側的彎矩 ： M左M L2 T 52. 45 27. 25 48825 Nmm 101621 52. 45 L2 截面 4 上的扭矩： T3 3. 05 105 N mm

61、 截面 4 上的彎曲應力 ： b M W 48825 9112. 5 5. 36MPa 截面 4 上的扭轉切應力： T T3 WT 3. 05 105 18225 16. 7MPa 軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據(jù)文獻【 3】中表 15-1 查得 B 640MPa ， 1 275MPa ， 1 155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 , 由文獻【 3】附表 3-2 查取， 因 r d 2 45 0. 044 ，D d

62、 28 25 1. 111，經插值后可查得， 1. 98, 1.30 】 又由文獻【 3】附圖 3-1 （ P41）可得軸材料的敏性系數(shù)為 q 0. 82, q 0.85 所以有效應力集中系數(shù)按文獻【 3】附表 3-4 可得 由文獻【 3】附圖 3-2 取尺寸系數(shù)為 ， 扭轉尺寸系數(shù)為 0.86 軸按磨削加工，由文獻【3】附圖 3-4 查得表面質量系數(shù)為 0.92 軸未經表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) 中式 3-12 和式 3-12a 可得綜合系數(shù)為：  q 1，按

63、照文獻【 3】 K k 1 / 1.7872 0.75 1/0.92 2.136 K k 1 / 1.255 0.86 1/0.92 2.546 又由文獻【 3】 3-1 （P25）取碳鋼的 0.1 ， 0.05 計算安全系數(shù) , 由式 15-6,15-7 和 15-8 得到 Sca S S 7. 20 S 1. 5 S 2 S2 （ 3） 分析截面 4

64、右側 W 0.1 d 3 0. 1 50 3 12500 3 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： WT 0. 2d 3 0. 2 50 3 3 25000 mm 截面 4 右側的彎矩 ： L2 T 101621 52. 45 27. 25 48825Nmm M M L2 52. 45

65、 截面 4 上的扭矩： 截面 4 上的彎曲應力 ： b M W 48825 12500 3. 9MPa 截面 4 上的扭轉切應力： T T3 W 305000 25000 12MPa T 由文獻【 3】（ P383）和附表 3-8 利用插值法可以求出過盈配合處的 , 取 。 軸按磨削加工，由

66、文獻【3】附圖 3-4 查得表面質量系數(shù)為 0.92 軸未經表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) 中式 3-12 和式 3-12a 可得綜合系數(shù)為：  q 1，按照文獻【 3】 K k 1 / 2. 60 1 / 0. 92 3. 687 K k 1 / 2. 07 1/ 0.92 3. 157 計算截面 4 右側安全系數(shù) , 由式 15-6,15-7 和 15-8 得到 Sca S S 7.64 S 1.5 S2 S2 所以截面 4 的右側也是安全的。 綜上所述，軸的截面 4 是安全的，由文獻【 3】（ P383）可知該軸因無大的 瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 目的 輸 出 軸 及 其 軸 承 裝