带式运输机传动装置设计课程设计bmys.docx

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1、湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书机械设计计课程设计计说明书书设计题目目： 带带式运输输机传动动装置专业班级级：机械13312姓 名：学 号：指导老师师：成绩评定定 等等 级评阅签字字评阅日期期湖北文理理学院理理工学院院机械与与汽车工工程系20166年1月目录第一章课课程设计计任务书书11.1主主要内容容11.2任任务11.3 进度安安排11.4 设计数数据21.5 传动方方案21.6已已知条件件2第二章电电动机的的选择332.1电电动机容容量的选选择32.2电电动机转转速的选选择32.3电动机机型号的的确定44第三章传传动装置置运动及及动力参参数计算算43.1分分配传动动比43.1

2、.1 总总传动比比43.1.2 分分配传动动装置各各级传动动比43.2 各轴转转速、输输入功率率、输入入转矩转转速的计计算5第四章传传动装置置设计664.1高高速齿轮轮的计算算64.1.1选精精度等级级、材料料及齿数数64.1.2 按齿面面接触强强度设计计64.1.3 确确定公式式内的各各计算数数值74.1.4按齿齿根弯曲曲强度设设计84.1.5 几几何尺寸寸计算1104.2 低速齿齿的轮计计算1114.2.1 选精度度等级、材材料及齿齿数1114.2.2按按齿面接接触强度度设计1114.2.3 确定公公式内的的各计算算数值1114.2.4计算算124.2.5 确定计计算参数数134.2.6

3、设设计计算算144.2.7 几何尺尺寸计算算15第五章轴轴的设计计165.1 低速轴轴3的设计计165.1.1总结结以上的的数据。165.1.2求作作用在齿齿轮上的的力1665.1.3 初初步确定定轴的直直径1665.1.4 联联轴器的的型号的的选取1175.1.5 轴轴的结构构设计1175.2中中间轴 2 的的设计2235.2.1总结结以上的的数据。235.2.2求作作用在齿齿轮上的的力2335.2.3 初初步确定定轴的直直径2335.2.4选轴轴承2445.3第第一轴 1 的的设计2265.3.1总结结以上的的数据。265.3.2求作作用在齿齿轮上的的力2665.3.3 初初步确定定轴的直

4、直径2665.3.4 联联轴器的的型号的的选取2265.3.5 联联轴器的的型号的的选取2275.3.6. 轴的结结构设计计27第六章滚动轴轴承的计计算288第七章连接的的选择和和计算330第八章润滑方方式、润润滑油牌牌号及密密封装置置的选择择31第九章箱体及及其附件件的结构构设计331第十章总总结344参考文献献35第一章 课程设设计任务务书班级：机机械13312 姓名：学号：指导老老师：雷雷 芳芳 日日期： 20116年11月 班级：机械113122 姓名名：学号号：0指导老老师：雷雷 芳芳日期：20116年11月 设计题题目：带带式运输输机传动动装置的的设计 设计计时长：二周1.1主主要

5、内容容1.掌握握减速器器齿轮、轴轴、轴承承、箱体体、键等等所有零零件的设设计计算算；2.会用用机械械设计手手册查查取数据据和标准准件的型型号。1.2任任务1、按照照设计数数据（编编号） a和传传动方案案（编号号）A00，高速速级选用用圆柱直直齿轮，低低速级选选用圆柱柱直齿轮轮设计减减速器装装置。2、绘制制传动装装置装配配图一张张（A00/A11）；3、绘制制传动装装置中轴轴、齿轮轮零件图图各一张张(A33)；4、编制制设计说说明书一一份。（字字数在880000字左右右）1.3 进度安安排时间内容安排排第 1 天布置任务务，总体体设计第 2 天运动分析析、计算算传动比比、计算算功率第 3 天齿轮

6、的设设计计算算第 4 天轴的结构构设计计计算第 5 天轴的计算算，箱体体的设计计第 66-8 天绘制装配配图、零零件图第 99-100天编制设计计说明书书、答辩辩1.4 设计数数据数 据 编 号号A0运输带工工作拉力力F(NN)48000运输带速速度（mm/s）1.255卷筒直径径D(mmm)5001.5 传动方方案a二级展展开式1.6已已知条件件1、第四四部分的的设计数数据；2、工作作条件：两班制制，连续续单向运运转，载载荷平稳稳，室内内工作，有有粉尘（运运输带、卷卷筒及支支撑包括括卷筒轴轴承的摩摩擦阻力力影响已已在F中中考虑），环环境最高高温度440 CC； 3、使用用折旧期期：8年年 检

7、检修间隔隔期：44年一次次大修，两两年一次次中修，半半年一次次小修;4、动力力来源：电力，三三相交流流，3880/2220VV;5、运输输带速度度允许误误差：5%；6、生产产条件：中等规规模制造造厂，可可加工778精精度的齿齿轮及蜗蜗轮，小小批量生生产。第二章 电动机机的选择择因为动力力来源：电力，三三相交流流电，电电压3880/2220VV；所以以选用常常用的封封闭式系系列的 交流电电动机。2.1电电动机容容量的选选择1）工工作机所所需功率率Pw 由题题中条件件 查询询工作情情况系数数KA，查查得K A=11.3设计方案案的总效效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6nn 本设计中中的

8、联联轴器器的传动动效率（22个），轴轴承的传动效率 （4对）， 齿齿轮的的传动效效率（22对），本本次设计计中有88级传动动效率 其中中联=0.99（两两对联轴轴器的效效率取相相等） 轴承1223=00.999（1223为减减速器的的3对轴轴承） 轴承4=0.98（44为卷筒筒的一对对轴承） 齿=0.95（两两对齿轮轮的效率率取相等等）总=联*3轴承承1233*齿*联*轴承4=0.84112）电电动机的的输出功功率Pw=kkA* =5.95592KKWPdPPw/ ， =0.8841Pd55.95592/0.8841=3.4464KKW2.2电动机机转速的的选择由v=11.255m/ss 求求

9、卷筒转转速nV = =1.25nw=79.6144r/mminnd（ii1i2in）nww有该传动动方案知知，在该该系统中中只有减减速器中中存在二二级传动动比i11,i22，其他他 传动动比都等等于1。由由1表133-2知知圆柱齿齿轮传动动比范围围为35。所以 ndd =(i1*i2) nww=332，52* nw 所以ndd的范围围是（8859.88，2547.65）r/min，初选为同步转速为1430r/min的电动机2.3电动机机型号的的确定由表122-12查查出电动动机型号号为Y1100LL2-44,其额额定功率率为3kkW，满满载转速速14330r/minn。基本本符合题题目所需需的

10、要求求。电动机型型号额定功率率/KWW满载转速速r/mmin堵转转矩矩额定转矩矩最大转矩矩额定转矩矩质量/KKgY1000L2-4,3.0143002.22.338第三章 传动装装置运动动及动力力参数计计算3.1分分配传动动比3.1.1 总总传动比比3.1.2 分分配传动动装置各各级传动动比由于减速速箱是展展开式布布置，所所以i11（11.3-1.55）i22。因为i17.96，取取i118，估估测选取取 i11=5.2 i2=4.9速度偏差差为0.3%，所所以可行行3.2 各轴转转速、输输入功率率、输入入转矩 转速的的计算电动机转转轴速度度 n0=14430rr/miin 高速I n1= =

11、114300r/mmin 中中间轴III n2= =2283.92rr/miin 低速轴IIII n3= =95.4r/minn 卷卷筒 nn4=933.1rr/miin。各轴功率率电动机额额定功率率 P00=Pd* =33Kw (n001=11) 高速I P11=P00*n112=PP0* = 3*00.999*0.99= 2.94003 KKw (n112 = =0.999*00.999=0.98) 中间轴III P2=P11 =PP1*nn=2.94003*00.955*0.99=2.776533 Kww (n23= =0.95*0.999=00.944) 低速轴IIII P33=P2*

12、n34=PP2* =22.76653*0.995*00.999=2.6000 Kww (n334= =00.955*0.99=0.994) 卷筒 PP4=P3*n45=PP3* =22.6000*00.988*0.99=2.5523 Kw（n455= =0.998*00.999=0.96）各轴转矩矩 电电动机转转轴 TT0=22.2 N 高速I T11= = =119.6634 N 中间轴III T2= = =888.6615 N 低速轴IIII T33= = =2264.1188 N 卷筒 T44= = =2556.2239 N 其中Tdd= (nn*m)项 目电动机轴轴高速轴II中间轴II

13、I低速轴IIII卷筒转速（rr/miin）1430014300297.9293.1193.11功率（kkW）32.79932992.62282.422042.42204转矩（NNm）2.219.665488.661777264.11775256.23995传动比114.83.21效率10.9880.9440.9440.966第四章 传动装装置设计计4.1高高速齿轮轮的计算算输入功率率小齿轮转转速齿数比小齿轮转转矩载荷系数数2.94403KKW14300r/mmin4.819.6643NNm1.34.1.1选精度度等级、材材料及齿齿数1）材材料及热热处理；选择小齿齿轮材料料为400Cr（调调质）

14、，硬硬度为2280HHBS，大大齿轮材材料为445钢（调调质），硬硬度为2240HHBS，二二者材料料硬度差差为400HBSS。2）精精度等级级选用77级精度度；3）试试选小齿齿轮齿数数z120，大大齿轮齿齿数z22966的；4.1.2 按齿面面接触强强度设计计因为低速速级的载载荷大于于高速级级的载荷荷，所以以通过低低速级的的数据进进行计算算。按式式（10021）试试算，即即 dt22.322*4.1.3 确确定公式式内的各各计算数数值1）（1）试选KKt11.3（2）由11表11077选取尺尺宽系数数d1（3）由11表11066查得材材料的弹弹性影响响系数ZZE1189.8Mppa（4）由1

15、1图110221d按按齿面硬硬度查得得小齿轮轮的接触触疲劳强强度极Hlimm16600MMPa；大齿轮轮的解除除疲劳强强度极限限Hlimm25550MMPa；（5）由11式110113计算算应力循循环次数数N1660n11jLhh600143301（2836558）410ee9 N2N1/4.888.35510ee8此式中jj为每转转一圈同同一齿面面的啮合合次数。LLn为齿齿轮的工工作寿命命，单位位小时（6）由11图110119查得得接触疲疲劳寿命命系数KKHN110.90；KHNN20.995（7）计算接接触疲劳劳许用应应力取失效概概率为11，安安全系数数S11，由式式（100122）得H1

16、0.906000MPaa5440MPPaH20.985500MPaa5222.55MPaa2）计计算（1）试算小小齿轮分分度圆直直径d11td1t= =337.0043（2）计算圆圆周速度度v= = =22.77739（3）计算齿齿宽b及及模数mmb=ddd1tt=137.0433mm=37.0433mmmm= =11.8552h=2.25mmnt=2.22511.8552mmm=4.16778mmmb/h=344.0443/44.16678=8.889（4）计算载载荷系数数K 由1表表102已知载荷荷平稳，所所以取KKA=11根据v=2.777399m/ss,7级级精度，由由1图1008查得

17、得动载系系数KVV=1.14；由11表1104查得得7级精精度小齿齿轮相对对支撑非非对称布布置时KKHB的计计算公式式和直齿齿轮的相相同，所所以： KHHB=11.122+0.18(1+00.6d )d +00.23310 b =11.122+0.18(1+00.6*12)*112+0.23*10ee-3*37.0433=1.416652由b/hh=8.89，KKHB=11.4116522查1表10013查查得KFFB =1.333由1表1003查得得KH=KHH=1.1。故故载荷系系数 K=KKAKVKHKH=111.141.111.416652=1.777633（5）按实际际的载荷荷系数校

18、校正所得得的分度度圆直径径，由1式式（10010aa）得 d11= = mmm=411.1009688mm（6）计算模模数mm= mmm=2.05554.1.4按齿根根弯曲强强度设计计由1式(1105)m1）确确定计算算参数由1图100-200c查得得小齿轮轮得弯曲曲疲劳强强度极限限 F1=5500MMpa；大齿轮轮得弯曲曲疲劳极极限强度度F2=3380MMPa由110-18查查得弯曲曲寿命系系数KFFN1=0.885 KKFN22=0.88计算弯曲曲疲劳许许用应力力取安全系系数S=1.44 见见1表100-122得F11=（KKFN11*F1）/SS= =3033.577MpaaF22= （

19、KFFN2*F2）/SS= =2388.866Mpaa（1）计算载载荷系数数K=KAAKVKFKF=111.121.221.33=1.778755（2）查取应应力校正正系数由表1005查查得Yssa1=1.555；YYsa22=1.79（3）计算大大、小齿齿轮的并并 加以以比较= =00.01142997= =00.01163441 大齿齿轮的数数值大。2）设设计计算算m=11.42212对结果进进行处理理取m=2Z1=dd1/m=411.10097/221 大齿轮轮齿数，ZZ2=u* ZZ1=4.8*221=11004.1.5 几何尺尺寸计算算1）计计算中心心距d1=zz1m=21*2=44

20、2 d2=zz1m=1000*2 =2000a=(dd1+d2)/22=(2200+42)/2=1211，a圆整后后取1221mmm2）计计算大、小小齿轮的的分度圆圆直径d1 =42mmm，dd2 =2200mmm3）计计算齿轮轮宽度b=ddd1， b=422mmB1=447mmm，B22=422mm 备注齿宽宽一般是是小齿轮轮得比大大齿轮得得多5-10mmm4）验验算Ft=22T1/d1=2*19.65443*110e33/422=9335.9919 N m/ss 结果合适适5）由由此设计计有模数分度圆直直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006）结结构设计计以大齿轮轮为例。

21、因因齿轮齿齿顶圆直直径大于于1600mm，而而又小于于5000mm，故故以选用用腹板式式为宜。其其他有关关尺寸参参看大齿齿轮零件件图。4.2 低速齿齿的轮计计算输入功率率小齿轮转转速齿数比小齿轮转转矩载荷系数数2.76654KKW297.92rr/miin3.288.661777Nm1.34.2.1 选精度度等级、材材料及齿齿数1）材料料及热处处理；选择小齿齿轮材料料为400Cr（调调质），硬硬度为2280HHBS，大大齿轮材材料为445钢（调调质），硬硬度为2240HHBS，二二者材料料硬度差差为400HBSS。2）精度度等级选选用7级级精度；3）试选选小齿轮轮齿数zz1224，大大齿轮齿齿

22、数z22777的；4.2.2按按齿面接接触强度度设计因为低速速级的载载荷大于于高速级级的载荷荷，所以以通过低低速级的的数据进进行计算算dt22.322*4.2.3 确定公公式内的的各计算算数值（1） 试选Ktt1.3（2） 由1表1007选选取尺宽宽系数d11（3） 由1表1006查查得材料料的弹性性影响系系数ZEE1889.88Mpaa（4） 由1图100211d按齿齿面硬度度查得小小齿轮的的接触疲疲劳强度度极限Hliim16000MPaa；大齿齿轮的解解除疲劳劳强度极极限Hliim25500MPaa；（5） 由1式100133计算应应力循环环次数N1660n11jLhh6002977.92

23、21（2836558）8.351110ee8 NN2NN1/33.22.66110ee8此式中jj为每转转一圈同同一齿面面的啮合合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由1图100199查得接接触疲劳劳寿命系系数KHHN10.990；KKHN220.95计算接触触疲劳许许用应力力 取取失效概概率为11，安安全系数数S11，由式式（100122）得 H110.906000MPaa5440MPPa H220.955500MPaa5222.55MPaa（7） 试算小齿齿轮分度度圆直径径d1ttd1t=622.933494.2.4计算算1) 计计算圆周周速度v=0.998100 m/s2) 计算

24、齿宽宽b及模模数mb=ddd1tt=162.93449mmm=62.93449mmmm=3.114677h=2.25mmnt=2.2253.114677mm=7.008mmmb/h=62.93449/77.088 =88.899 计算载载荷系数数K 由1表表102 已已知载荷荷平稳，所所以KVV=1.14由1表1004查得得7级精精度小齿齿轮相对对支撑非非对称布布置时的的KHBB计算公公式和直直齿轮的的相同，固固KHB=1.112+00.188(1+0.66d)d+0.2310b =1.12+0.118(11+0.6*112)*12+0.223*110e-3*227.1122=1.4414由b

25、/hh=8.92，KKHB=1.4414查1表10013查查得KFFB =1.333由1表1003查得得KH=KHH=1.1。故故载荷系系数 K=KKAKVVKHKH=11.1141.111.4414=1.7773114) 按按实际的的载荷系系数校正正所得的的分度圆圆直径，由由1式（11010aa）得 dd1=mm=69.78mmm5) 计算模数数m m =mm3.4489006) 按齿根弯弯曲强度度设计。由由1式(1105) mm4.2.5 确定计计算参数数由1图100-200c查得得小齿轮轮得弯曲曲疲劳强强度极限限 F1=5000Mpaa；大齿齿轮得弯弯曲疲劳劳极限强强度F2=3800MP

26、aa由110-18查查得弯曲曲寿命系系数KFFN1=0.885 KKFN22=0.88计算弯曲曲疲劳许许用应力力取安全系系数S=1.44 见见1表100-122得F11= （KFFN1*F1）/S=3033.577MpaaF22= （KFFN2*F2）/S=2388.866Mpaa1）计算算载荷系系数K=KAAKVKKFKF=11.1121.21.333=1.787752） 查取应力力校正系系数有1表100-5查查得YFFa1=2.88; YFaa2=22.188由1表1005查查得Yssa1=1.555；YYsa22=1.79K=1.78775=0.00142297=0.00163341所以

27、 大大齿轮的的数值大大。4.2.6 设设计计算算m=3.444855对结果进进行处理理取m=3.55 ，（见见机械原原理表55-4，根根据优先先使用第第一序列列，此处处选用第第一序列列）小齿轮齿齿数 Z1=d1/m=669.993499/3.519.9811420大齿轮齿齿数 Z2=u* Z1=3.22*200=6444.2.7 几何尺尺寸计算算计算中心心距d1=zz1m=220*33.5=70 ， dd2=zz2m=664*33.5=2244a=(dd1+dd2)/2=(70+2244)/22=1447， a圆圆整后取取1477mm ，dd1=70.00mmm计算齿轮轮宽度计算大、小小齿轮的

28、的分度圆圆直径b=ddd1 b=70mmm BB1=775mmm，B22=700mm备注齿宽宽一般是是小齿轮轮得比大大齿轮得得多5-10mmm验算Ft=22T2/d2=2*888.661777*100e3/70=25331.9934 NN/mmm。结果果合适由此设计计有模数分度圆直直径压力角齿宽小齿轮3.5702075大齿轮3.52242070第五章 轴的的设计5.1 低速轴轴3的设设计5.1.1总结结以上的的数据。功率转矩转速齿轮分度度圆直径径压力角2.6 Kw264.1188Nm93.11r/mmin224mmm205.1.2求作作用在齿齿轮上的的力Fr=FFt*ttan=23558.11

29、7*ttan220=8558.330N5.1.3 初初步确定定轴的直直径先按式1115-22初步估估算轴的的最小直直径。选选取轴的的材料为为45号号钢。根据表1115-33选取AA0=1112。于于是有此轴的最最小直径径分明是是安装联联轴器处处轴的最最小直径径d1-2为了了使所选选的轴的的直径dd1-22与联轴轴器的孔孔径相适适应，固固需同时时选取联联轴器的的型号。5.1.4 联联轴器的的型号的的选取查表11144-1,取Kaa=1.5则；Tcaa=Kaa*T33=1.5*2264.1188=3996.1177NNm按照计算算转矩TTca应应小于联联轴器的的公称转转矩的条条件，查查标准GB/T

30、T58443-220033（见表表28-22），选选用GYY5 型型凸缘联联轴器，其其公称转转矩为4400 Nm。半半联轴器器的孔径径d1=35mmm .固取dd1-22=355mm。5.1.5 轴的的结构设设计 1）拟拟定轴上上零件的的装配方方案2） 根根据轴向向定位的的要求确确定轴的的各段直直径和长长度a 为为了满足足半联轴轴器的轴轴向定位位要求11-2轴轴段右端端要求制制出一轴轴肩；固固取2-3段的的直径dd2-33=422mm;左端用用轴端挡挡圈定位位，按轴轴端直径径取挡圈圈直径DD=455。半联联轴器与与轴配合合的毂孔孔长度LL1=882mmm,为了保证证轴端挡挡圈只压压在半联联轴器

31、上上而不压压在轴的的端面上上，固取取1-22断的长长度应比LL1略短短一些，现现取L11-2=80mmmb 初步步选择滚滚动轴承承。考虑到主主要承受受径向力力，轴向向也可承承受小的的轴向载载荷。当当量摩擦擦系数最最少。在在高速转转时也可可承受纯纯的轴向向力，工工作中容容许的内内外圈轴轴线偏斜斜量=8-16大量量生产价价格最低低，固选选用深沟沟球轴承承又根据dd2-33=422mm 选 6619009号右端采用用轴肩定定位 查2又又根据dd2-33=422mm和和上表取取d3-4=dd7-88=455轴肩与轴轴环的高高度（图图中a）建议议取为轴轴直径的的0.0070.11倍所以在dd7-88=4

32、55mm l66-7=12c 取取安装齿齿轮处的的轴段44-5的的直径dd4-55=500mm齿齿轮的左左端与左左轴承之之间采用用套筒定定位，已已知齿轮轮的轮毂毂的宽度度为700，为了了使套筒筒能可靠靠的压紧紧齿轮，此此轴段应应略短于于轮毂宽宽度，固固取l44-5=67mmm,齿轮的的右端采采用轴肩肩定位轴轴肩高度度取 （轴轴直径的的0.0070.11倍）这这里去轴肩高高度h=4mmm.所以以d5-6=554mmm.轴的的宽度去去b=1.44h,取取轴的宽宽度为LL5-66=6mmm.d 轴承承端盖的的总宽度度为155mm（有有减速器器和轴承承端盖的的机构设设计而定定）根据轴承承的装拆拆及便于

33、于对轴承承添加润润滑脂的的要求，取取端盖外外端面与与联轴器器的,距距离为225mmm。固取取L2-3=440mmm e 取齿齿轮与箱箱体的内内壁的距距离为aa=122mm 小齿轮轮与大齿齿轮的间间距为cc=155mm，考考虑到箱箱体的制制造误差差，在确确定轴承承的位置置时，应应与箱体体的内壁壁,有一一段距离离s,取取s=88mm,已知滚滚动轴承承的宽度度T=77mm小齿轮的的轮毂长长L=550mmm则 L3-4=TT+s+a+(70-67)=300mm LL6-77=L+c+aa+s-L5-6=550+115+112+88-6=79mmm至此已初初步确定定轴得长长度3) 轴上零零件得周周向定位

34、位齿轮，半半联轴器器与轴的的周向定定位都采采用平键键联接。按按d4-5=550mmm 由由 手册册查得平平键的截截面 bb*h=16*10 (mmm)见2表表4-11,L=56mmm同理按 d1-2=335mmm. bb*h=10*8 ,L=770。同同时为了了保证齿齿轮与轴轴配合得有良好好得对中中性，固固选择齿齿轮轮毂毂与轴得得配合选选H7/n6。半半联轴器器与轴得得配合选选H7/k6。滚滚动轴承承与轴得得周向定定位，是是借过渡渡配合来来保证的的，此处处选轴的的尺寸公公差为mm6。4) 确定轴轴的的倒倒角和圆圆角参考11表115-22，取轴轴端倒角角为1.2*445各轴肩肩处的圆圆角半径径见

35、上图图5) 求求轴上的的载荷（见见下图）首先根据据轴的结结构图作作出轴的的计算简简图。在在确定轴轴的支点点位置时时，应从从手册中中查出aa值参照照1图155-233。对与与618809，由由于它的的对中性性好所以以它的支支点在轴轴承的正正中位置置。因此此作为简简支梁的的轴的支支撑跨距距为1882mmm。根据据轴的计计算简图图作出轴轴的弯矩矩图和扭扭矩图计算齿轮轮Ft=2T11/d11=2*2644.11175/2244*1003=223588.199 N Frr= FFt ttanaa = Ft tann20=8558.331 NN通过计算算有FNNH1=7588N FFNH22=16600.

36、2MH=FFNH22*588.5=93.61 NM 同同理有FFNV11=3330.2267NN FFNV22=6997.223NMV=440.7788NNM NM载荷水平面HH垂直面VV支反力FNH11=7558N FNHH2=116000.2FNV11=3330.2267NN FNNV2=6977.233N弯矩MH= 93.61 NMV=440.7788 N总弯矩M总=1102.11 N扭矩T3=2264.1177 N6） 按按弯扭合合成应力力校核轴轴的强度度进行校核核时通常常只校核核承受最最大弯矩矩核最大大扭矩的的截面（即即危险截截面C的的强度） 根据据1式155-5及及表11155-4

37、中中的取值值，且0.66（式中中的弯曲曲应力为为脉动循循环变应应力。当当扭转切切应力为为静应力力时取0.33；当扭扭转切应应力为脉脉动循环环变应力力时取0.66）计算轴的的应力 （轴上载载荷示意意图）前已选定定轴的材材料为445号钢钢，由轴轴常用材材料性能能表查得得-1=600MPaa因此ca-1，故安安全。7）精确确校核轴轴的疲劳劳强度 判断危险险截面截面A,B只只受扭矩矩作用，虽虽然键槽槽、轴肩肩及过渡渡配合所所引起的的应力集集中均将将削弱轴轴的疲劳劳强度，但但由于轴轴的最小小直径是是按扭转转强度较较为宽裕裕地确定定的，所所以截面面A,B均均无需校校核。从应力集集中对轴轴的疲劳劳强度的的影

38、响来来看，截截面和处过盈盈配合引引起的应应力集中中最严重重；从受受载的情情况来看看，截面面C上的的应力最最大。截截面的应力集中中的影响响和截面面的相近近，但截截面不受受扭矩作作用，同同时轴径径也较大大，故不不必作强强度校核核。截面面C上虽虽然应力力最大，但但应力集集中不大大（过盈盈配合及及键槽引引起的应应力集中中均在两两端），而而且这里里轴的直直径最大大，故截截面C也也不必校校核。截截面和VV显然更更不必校校核。键键槽的应应力集中中系数比比过盈配配合的小小，因而而该轴只只需校核核截面左左右两侧侧即可。 截面左左侧 抗弯弯截面系系数抗扭截面面系数截面左侧侧的弯矩矩截面上的的扭矩为为T3=2644

39、.1117 NN截面上的的弯曲应应力截面上的的扭转切切应力轴的材料料为455号钢，调调质处理理，由1表表15-1查得得，截面上由由于轴肩肩而形成成的理论论应力集集中系数数及按11附表表3-22查取。因因，经插值后后可查得得 ，又由11附图图3-11可得轴轴的材料料的敏性性系数为为故有效应应力集中中系数按按1式（附附3-44）为由1附图33-2得得尺寸系系数；由1附图33-3得得扭转尺尺寸系数数。轴按磨削削加工，由由1附图33-4得得表面质质量系数数为轴未经表表面强化化处理，即即，则按按1式（33-122）及（33-122a）得综合合系数值值为于是，计计算安全全系数值值，按1式式（155-6）（

40、155-8）则则得故该轴在在截面右右侧的强强度也是是足够的的。本题因无无大的瞬瞬时过载载及严重重的应力力循环不不对称性性，故可可略去静静强度校校核。至至此，轴轴的设计计计算结结束。5.2中中间轴 2 的的设计5.2.1总结结以上的的数据。功率转矩转速齿轮分度度圆直径径压力角2.7665 KKw88.6615NNm93.11r/mmin200mmm205.2.2求作作用在齿齿轮上的的力Fr =Ft*tann=23358.17*tann20=3222.553N5.2.3 初初步确定定轴的直直径先按式1115-22初步估估算轴的的最小直直径。选选取轴的的材料为为45号号钢。根根据表1115-33选取

41、AA0=1112。于于是有5.2.4选轴轴承初步选择择滚动轴轴承。考虑到主主要承受受径向力力，轴向向也可承承受小的的轴向载载荷。当当量摩擦擦系数最最少。在在高速转转时也可可承受纯纯的轴向向力，工工作中容容许的内内外圈轴轴线偏斜斜量，大大量生产产价格最最低固选选用深沟沟球轴承承 在在本次设设计中尽尽可能统统一型号号,所以以选择 60005号轴轴承5. 轴轴的结构构设计A 拟拟定轴上上零件的的装配方方案B 根根据轴向向定位的的要求确确定轴的的各段直直径和长长度由低速轴轴的设计计知 ，轴轴的总长长度为L=7+79+6+667+330=1189mmm由于轴承承选定所所以轴的的最小直直径为225mmm所以左端端L1-2=112mmm 直直径为DD1-22=255mm左端轴承承采用轴轴肩定位位由22查得得 60005号号轴承的的轴肩高高度为22.5mmm所以D22-3=30mmm ,同理右端端轴承的的直径为为D1-2=225m