设计链板式输送机传动装置1.doc

1、第 1 页 共 52 页目 录1 电动机的选择 71.1 电动机的选择及运动参数计算81.2 传动比的分配91.3 传动装置的运动和动力参数计算91.4 轴的运动及动力参数表92 带传动的设计 113 齿轮的设计 133.1 高速级圆柱斜齿轮的设计133.2 校核齿根弯曲疲劳强度153.3 低速级圆柱斜齿轮的设计203.4 按齿根弯曲强度计算 224 轴的设计 264.1 高速轴设计 264.2 低速轴设计 334.3 中间轴设计405 滚动轴承的校核计算 455.1 高速轴的滚动轴承校核计算 455.2 中间轴滚动轴承的校核计算 475.3 低速轴滚动轴承校核计算 496 平键联接的选用和计

2、算 516.1 输入轴上平键联接的强度计算 516.2 中间轴上键联接的强度计算 526.3 输出轴上的两个平键的强度计算 527 联轴器的选择及计算 538 润滑方式及密封的选择 538.1 齿轮采用油池润滑，选取的润滑油为工业 CKC 齿轮润滑油538.2 滚动轴承的润滑采用润滑脂润滑，润滑脂为 3 号钙基脂538.3 采有密封圈和毡圈密封539 箱体及其附件设计计算 53参考文献 60第 2 页 共 52 页设计计算过程 重要数据结果设计任务：设计链板式输送机传动装置1.带式输送机传动装置如图 1-1 所示 ：图 1-12.已知条件（如表 1-1 所示）：表 1-1输送链拉力F/N输送链

3、速度V(m/s)驱动链轮直径D/mm工作条件3500 1.1 400连续单向运转，载荷平稳，使用期限为 10年（每年 300天） ，单件小批量生产，两班制工作，链速允许误差为第 3 页 共 52 页5%。一 电动机的选择1.电动机的选择及运动参数的计算：（1）选择电动机的类型和结构形式：Y系列三相异步电动机（2）电动机功率的选择：1）工作机所需要的有效功率为：= =35001.1W=3.85KWPFv注：工作机构的有效阻力 F，v 为工作机构的圆周转速。2）传动装置与工作机构的总效率 ，传动装置为串联，总效率 等于各级传动效率和轴承、联轴器效率的连乘积，即= 0.99 0.950.90=0.7

4、57 3.124520.9630.9注：齿轮传动分为 2 个 7 级精度的闭式圆柱斜齿轮传动，由资料1表 3-4查得:闭式圆柱斜齿轮传动（油润滑） =0.96,联轴器为弹性联轴器，1=0.99，共 1 个；滚动轴承（油润滑） ， =0.99，共 3 对; 普通 V 带传动2 3效率， =0.95 链传动效率， 0.90。553）电动机所需输出的功率为： = / KW= KW =5.09KWdP.8507（3）电动机转速的确定：由资料1表 9-39选电动机的转速为 1500r/min和 1000r/min的两种。工作机链轮的转速为 52.55r/minwn601vD61.40则两种电动机的总的传

5、动比分别为 14027.5.Ii968I先将两种电动机的参数列于表 2-1：表 2-1=3.85KWP=0.757=5.09KWdP52.55r/minwn=18.27i第 4 页 共 52 页序号 型号 额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min总传动比外伸轴径mm轴外伸长度mm1 Y132S-4 5.5 1500 1440 27.4 38 802 Y132M2-6 5.5 1000 960 18.27 38 80对此两种方案进行计算方案 1：总的传动比为 27.4进行传动比分配：普通 V带传动比取 =21i双级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比=0.25 =2i1i7.40.535=3i

6、17.42.由于低速级为圆柱齿轮，起传动比一般为 23，而 =4传动比过大，因此3i选择方案 2进行计算。由表 1 可知，方案 1 虽然电动机转速高、价格低，但是传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2，既电动机型号为 Y132M2-6。2.传动比的分配：双级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：=21i=2.92则： =3i128.73.1593.传动装置的运动和动力参数计算：（1）各轴的转速计算：电动机轴转速: = =960 r/min0nm高速轴转速: = / =960/2=480r/min1iY132M2-6 三相异步电动机P=5.5KWn=1000r/m

7、in=21i=2.92=3.153i=960 r/min0n=480 r/min1=165.52r/min2=52.55r/min3n第 5 页 共 52 页中间轴转速: = / =480/2.9=165.52r/min2n1i低速轴转速: = / =165.52/3.15=52.55r/min3链轮轴转速: = =52.55r/min4（2）各轴的输入功率计算：高速轴 1输入功率：=P =5.09 0.95 KW=4.84 KWP中间轴的输入功率：= =4.840.960.99 KW=4.60 KW213低速轴 3的输入功率：= =4.600.960.99 KW=4.37KWP21链轮轴 4

8、的输入功率：=4.370.990.99 KW=4.28 KW32链轮输入功率：= =4.280.9 KW=3.85 KW5P4（3）各轴的输入转矩计算：高速轴 1输入转矩= =9550 =89.13T1950n4.8031Nm310Nm中间轴的输入转矩= =9550 =265.4122P.65233低速轴 3的输入转矩 = =9550 =794.17T3950n4.7310Nm310Nm链轮轴的输入转矩 = =9550 =777.8144P.285334.将各轴的运动及动力参数列于表 2-2 中：表 2-2=4.84KW1P=4.60KW2=4.37KW3=4.28KW4P=3.85KW5=8

9、9130N mm1T=2654102m=794170N mm3=777810N mm4T第 6 页 共 52 页轴号 转速 nr/min 功率 PKW 转矩 TNm传动比 i1 480 4.84 89.132 165.52 4.60 265.413 52.55 4.37 794.17链轮 52.55 4.28 777.8122.93.15二 带传动的设计1.确定计算功率 caP资料1表 8-7 查得工作情况系数 =1.1，则AK= KWcaP1.56.0AK2.选择 V 带的带型由 、 查资料1图 8-11 选择 A 型ca0n3.确定带轮的基准直径 并验算带速 V1d(1)确定带轮的基准直径

10、 ，由资料1表 8-6 和表 8-8，取 =140mm1d(2)验算带速 V= 1049607.36dnmss因 ，故带速合适。52mss(3)计算大带轮基准直径 2d21408di m查资料1表 8-8，圆整为 =280mm2d4.确定 V 带的中心距 和基准长度adL（1）由经验式 得120120.7()()d初定2948ma5m（2）计算带所需的基准长度=140mm1d=7.03 m/sV=280mm2d160dLm第 7 页 共 52 页210120()2()48540m5169.mdddLaa查资料1表 8-2，选带的基准长度 160dL(3) 计算实际中心距 a00169.2545

11、.2dLam中心距变化范围min.4.01.dax0365316534L5.验算小带轮上的包角 118080162.7045. d217.（ -） （ -4）6.计算带的根数 Z(1)计算单根 V 带的额定功率 rP由 =140mm 和 =960 r/min 查资料1表 8-4a 得1d0n01.65Pkw由 =960 r/min， =2 和 A 型带，查资料1表 8-4b 得0n1i .查资料1表 8-5 得 .96K查资料1表 8-2 得 0L0()(1.2)0.961.64rP KW(2)计算带的根数 Z6.53.914carZ取 Z=4 根7.计算单根 V 带的初拉力的最小值 0min

12、()F查资料1表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 .1/qKg465.amin1.max534162.7第 8 页 共 52 页2 20min(2.5)(.5096)() .5017.3.51473caKFPqv NZ8.计算压轴力 pF压轴力的最小值 1min0min 162.7()2()s247.5sin40pFZN9.带轮的结构设计带轮结构如下图三 齿轮的设计（一） 、第一对高速级圆柱斜齿轮的设计：小齿轮 45钢调质;大齿轮 45钢调质第 9 页 共 52 页1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数：（1)按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2)输送机为一般工作机械，速度不高

13、，由资料2表 10-8可知，选用 7级精度。（3)材料选择。由资料1表 10-1查得，选择小齿轮材料为 45号钢，调质后表面淬火，表面硬度为 250 HBS；大齿轮材料为 45号钢，调质后表面淬火，硬度为 210HBS；二者材料硬度差为 40HBS。（4）选小齿轮齿数 =28；由 =2.9，大齿轮齿数为 = =28 2.9=81.21z2i 2z12i取 =812z（5）初选螺旋角 ，法面压力角5 0n由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式（由资料110-9a）计算则： 1td213t HEdKTZ(1).确定公式内的各计算值：1）

14、试选载荷系数 =1.6；t2）由资料1图 10-30选取区域载荷系数： =2.425HZ3）由资料1图 10-26查得 ，10.7820.8则 12.64）计算小齿轮传递的转矩= =9550 =89.131T1950Pn4.8031Nm310Nm5）查资料1表 10-7取齿宽系数 =1； d6）确定弹性影响系数：由资料表 10-6 可知1289.EaZMP7）按齿面硬度查资料1图 10-21（d）得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2H=550MPa8）计算应力循环次数=281z=812N1=1.38 910N2=4.76 8第 10 页 共 5

15、2 页N1=60 =6048018300102=1.381n.hjL 910N2= = =4.762Ni9380.819）由资料1图 10-19 取接触疲劳寿命系数 =0.99 =1.051HNK2HN10）计算疲劳许用应力取安全系数 ： =1.0S=0.99600=594MPa1lim1HNK=1.05550=577.5MPa2li2125947.58.7HaMP11）齿数比 2.i（2） 计算：1）计算小齿轮分度圆直径 1td2131 2432.6890.1.45892975.t HEtdKTZmm2）计算圆周速度：V= = m/s =1.31m/s160dn3.45.80613）计算齿宽

16、 b 及模数 ntb= =d1t.5225m圆整 b=53mm1cos.cos1.808tntmmZ齿高 h=2.25 =4.05mmnt152.tdm第 11 页 共 52 页531.094.bh4）计算纵向重合度 1.38tan.381.02tan152.386dZ5）计算载荷系数 K原动机为电动机，均匀平稳，由资料1表 10-2得 1AK由 ，V=1.31 m/s，7 级精度，由资料1图 10-8可知 =1.051A V由资料1表 10-3取 = =1.2HKF由资料1表 10-4 =1.417由资料1图 10-13查得 =1.5F载荷系数： = =11.051.21.417=1.785

17、KAVH6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径= =52.25 =54.20mm1d3tt31.7856圆整 =55mm17）计算模数 nm= = mm=1.90 mm n1cosdz5s128取标准值 =2mmn3.校核齿根弯曲疲劳强度： tFSFnKYbm（1）确定公式内的各计算值1）确定弯曲强度载荷系数：= =11.051.21.5=1.89KAVF=1.785K=2mmnm=31.071VZ第 12 页 共 52 页2）4128.93102.95tTFNd3）计算当量齿数：= = =31.071VZ3cos31。= = =89.882V3385。查资料1表 10-5 得小斜齿轮的齿形

18、系数 =2.52 应力校正系数 =1.625 1aFY1aSY大斜齿轮的齿形系数 =2.20 应力校正系数 =1.782a 2a4）螺旋角影响系数 由 查资料1图 10-28得 =0.752.386Y（2）计算由资料1图 10-18得 =0.90 =0.991FNK2FNK取安全系数 =1.5FS= = MPa =360MPa1F1limNF0.965= = MPa =363MPa2F2liFKS.1F MPa106.92 MPa tnYbm1.89324.051.620.751F MPa102.25 MPa 2FtFSnK.82F满足弯曲强度，以上所选参数合适。4 几何尺寸计算（1）计算中心

19、距12()(81)2.85coscos5nZaMm=89.882VZ=360MPa1F=363MPa2F1=106.92 MPa=102.25 MPa2F13am5.29第 13 页 共 52 页圆整 13am（2）按圆整后的中心距修正螺旋角2281rcosarcos5.293nZ因 值改变不多，故参数不必修改（3）计算大小齿轮分度圆直径12857.98cos.nZmdm圆整 1528167.94cos.nZd圆整 216m（4）计算齿轮宽度1.058db取 26B1m（5）齿轮传动的几何尺寸归于下表 3-1表 3-1名称 代号 小齿轮 大齿轮中心距 a113mm传动比 i 2.89模数 nm

20、2mm法面压力角 20端面压力角 t .67螺旋角 159齿数 Z 28 81齿顶高 ah2mm 2mm158dm26260Bm15第 14 页 共 52 页齿根高 fh2.5mm 2.5mm齿顶圆直径 ad62mm 172mm齿根圆直径 f 53mm 163mm分度圆直径 58mm 168mm基圆直径 bd54mm 157mm变位系数 nx0 0齿宽 B 65mm 60mm螺旋角旋向 左 右大齿轮 2的结构和后续设计的轴孔直径计算如下表表 3-2代号 结构尺寸计算公式 结果/mm轮毂处直径 1D1.6.5D90轮毂轴向长 l.2l到 68倒角尺寸 n0.5nm1板孔分布直径 0D012.D1

21、18腹板厚 C2B(6)C到 50大圆柱齿轮的结构草图如下所示：第 15 页 共 52 页（二）第二对高速级圆柱斜齿轮的设计：1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数：（1)按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2)输送机为一般工作机械，速度不高，由资料2表 10-8可知，选用 7级精度。（3)材料选择。由资料1表 10-1查得，选择小齿轮材料为 45号钢，调质后表面淬火，表面硬度为 250 HBS；大齿轮材料为 45号钢，调质后表面淬火，硬度为 210HBS；二者材料硬度差为 40HBS。（4）选小齿轮齿数 =30；由 =3.15，大齿轮齿数为3z3i= =30 3.15=94.5取

22、=95z3i 4（5）初选螺旋角 ，法面压力角15. 20n由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式（由资料110-9a）计算则： 1td213t HEdKTZ轮小齿 45 钢大齿轮 45 钢;=30 =953Z4第 16 页 共 52 页(1).确定公式内的各计算值：1）试选载荷系数 =1.6；tK2）由资料1图 10-30选取区域载荷系数： =2.425HZ3）由资料1图 10-26查得 ，10.7820.9则 12.964）计算小齿轮传递的转矩= =9550 =265.412T2950Pn4.5310Nm310Nm5）查资料1表

23、 10-7取齿宽系数 =1； d6）确定弹性影响系数：由资料表 10-6 可知1289.EaZMP7）按齿面硬度查资料1图 10-21（d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MPalim3H lim4H8）计算应力循环次数=60 =60165.5218300102=4.773N2n.hjL 810= = =1.5143i8710.589）由资料1图 10-19 取接触疲劳寿命系数 =1.07 =1.133HNK4HN10）计算疲劳许用应力取安全系数 ： =1.0S=1.07600=642MPa1lim1HNK=1.13550=565MPa4li4346

24、25603.5HaMP11）齿数比 2.1i（3） 计算：=4.773N810=1.514=642PMa3H=565MPa4=603.5MPaH第 17 页 共 52 页1）计算小齿轮分度圆直径 1td2131 2532.6403.1.4518976037.0t HEtdKTZmm2）计算圆周速度：V= = m/s =0.63m/s16dn3.4.0215.63）计算齿宽 b 及模数 ntb= =d1t.073.2.0m圆整 b=74mm1cos4cs15.2.35tntmmZ齿高 h=2.25 =5.29mmnt7413.95.2bh4）计算纵向重合度 10.8tan0.81.30tan15

25、.26dZ5）计算载荷系数 K原动机为电动机，均匀平稳，由资料1表 10-2得 1AK由 ，V=0.63 m/s，7 级精度，由资料1图 10-8可知 =1.011A V由资料1表 10-3取 = =1.2HKF由资料1表 10-4 =1.426由资料1图 10-13查得 =1.35F载荷系数： = =11.011.21.426=1.728KAVH6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径0.63m/sv=73.02mmb=2.35mmntm=2.61=1.728K=75mm1d第 18 页 共 52 页= =73.02 =74.92mm1d3ttK31.7286圆整 =75mm17）计算模数

26、nm= = mm=2.41 mm n1cosdz75s1.30取标准值 =2.5mmn3.校核齿根弯曲疲劳强度： tFSFnKYbm（1）确定公式内的各计算值1）确定弯曲强度载荷系数：= =11.011.21.35=1.636KAVF2）512.64107.67tTNd3）计算当量齿数：= = =33.29VZ3cos315.。= = =105.414V338.。查资料1表 10-5 得小斜齿轮的齿形系数 =2.45 应力校正系数 =1.65 3aFY3aSY大斜齿轮的齿形系数 =2.18 应力校正系数 =1.793a 4a4）螺旋角影响系数 由 查资料1图 10-28得 =0.752.61Y

27、（2）计算=2.5mmnm=2.394K33.293VZ4105.=352MPa3F=348MPa4第 19 页 共 52 页由资料1图 10-18得 =0.88 =0.953FNK4FNK取安全系数 =1.5FS= = MPa =352MPa3F3limNF0.8615= = MPa =348MPa4Fli4FKS.9 MPa113.63 MPa 3tFnYbm1.6370.2451.6071F MPa109.69 MPa 4FtFSnK8.92F满足弯曲强度，以上所选参数合适。则 =2.5mm =75mmnm1d13cos75cs.328.94nZ取 =29 3z则 ，取 =924.152

28、9.3i4z4 几何尺寸计算（1）计算中心距34()(29).516.82coscos1.nZaMm圆整 57m（2）按圆整后的中心距修正螺旋角3429arcsarcs.5127nZ因 值改变不多，故参数不必修改（3）计算大小齿轮分度圆直径329.57.26cos1nZmdm圆整 37631.6FEMPa409=293z416157mma15.76mm3d429m475Bm第 20 页 共 52 页492.5238.74cos1nZmdm圆整 43（4）计算齿轮宽度31.075db取 4Bm38（5）齿轮传动的几何尺寸归于下表 3-3表 3-3名称 代号 小齿轮 大齿轮中心距 a157mm传动

29、比 i 3.17模数 nm2.5mm法面压力角 20端面压力角 t .7螺旋角 15齿数 Z 29 92齿顶高 ah2.5mm 2.5mm齿根高 f 3mm 3mm齿顶圆直径 ad81mm 244mm齿根圆直径 f 70mm 233mm分度圆直径 76mm 239mm基圆直径 bd71mm 224mm变位系数 nx0 0380Bm第 21 页 共 52 页齿宽 B 80mm 75mm螺旋角旋向 右 左5.齿轮的结构设计:大齿轮 4的结构和后续设计的轴孔直径计算如表 3-4表 3-4代号 结构尺寸计算公式 结果/mm轮毂处直径 1d1.6.72d116轮毂轴向长 l.5ld到 88倒角尺寸 n0

30、.nm1.25板孔分布直径 0D01.5dD164板孔直径 d0.224腹板厚 C4.3BC22.5齿轮的草图如下图 3-2所示：第 22 页 共 52 页图 3-2四.轴的设计(一)、高速轴设计：1.轴的材料：轴的材料为 45钢，调质处理。2.轴的初步估算：由资料 表 15-3查得 =120，因此10A= =25.92mm 3min01PdA34.8225.9m=28mm1d第 23 页 共 52 页考虑与大带轮相匹配的孔径标准尺寸的选用,取 =28mm1d3.轴的结构设计：根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图4-1。(1)划分轴段：轴伸出段 ;过密封圈处轴段

31、 ;轴承安装定位轴段 和 ;轴身 , ；齿轮1d2d3d74d6轴段 .5图 4-1（2）根据轴向定位的要求去也顶轴的各段直径和长度：1) 初选大带轮查资料 表 13-1-12得大带轮孔径 28mm，长为 56mm，轴 1的转矩为89.13N.mm，确定 =28mm , ，为了满足大带轮的轴向定位要求，1d1256lm1轴段右端需要制出一轴肩，故取 2段的直径为 ，左端用轴端挡23dm圈定位。第 24 页 共 52 页2) 初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据 =32mm，由轴承产品目录中初选型号为 33007的轴承，2d其尺寸为 故 35621D

32、Tm35dm34782lm735d3) 轴承安装定位处的轴径取 ； 46d4) 轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于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的距离 ，故20lm2340l5) 轴承右端采用轴肩进行定位，轴肩高度 ，取 h=3mm，则轴段 4的直.7hd径 ，根据减速器箱体结构设计，取轴段 6的长度451dm 475l（3）轴上零件的周向定位：齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接。按 由手册查得平键的截1d面尺寸 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm，同时为了保证87bh带轮与轴有良好的对中性，选取配合 ，滚动轴承与轴的周向定位是借过76RH渡配

33、合来保证的，故此处选轴的直径公差为 j(4).确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径如图所示。1454.求轴上的载荷：先根据结构图作出轴的计算简图，查手册得周章的支点位置 ，根15.am据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图 4-2所示。第 25 页 共 52 页图 4-2（1）计算作用在齿轮上的力：圆周力： 128930215tTFNd径向力： 1tantan40coscs.9r轴向力： 1t302t15826aFN（2） 计算支反力：b）由 ， 代入数据 120NHtNHPBFM1230140257.35.0NHNHF125076NHF1285.94NVF15963

34、MNm28第 26 页 共 52 页得 125076NHF831417234APMNm2557686.5HNFNmc)由 ，代入数据 得 110VrBF12140957.2VNVFF1285.94NV16.185.64.30514.79VMFNmNm2307928.5a21163HV 2222486581712Nm从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的值列于表 4-2：表 4-1载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 150NF276N 185.NF294V弯矩 M 486.Hm.7Mm总弯矩 22214867.581.56VMN扭矩 18930

35、TN5.按弯扭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的截面（既危险截面 C）的强14867.5HMNm.V89130TNm第 27 页 共 52 页度。根据资料2式及上表中的数值，并取 ，轴的计算应力为：0.62 22231586.8914.904caMTMPaW前已选定轴的材料为 45钢调质处理，由资料1表 15-1查得 ，15a因此 ，故安全。1ca6.精确校核轴的疲劳强度：（1）判断危险截面：截面 1、2、3 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于周的最小直径满足扭转强度要求，且较为富裕，所以截面 1、2、3 均无需校核

36、。从应力集中来看，截面 4、7 的过盈配合引起的应力集中最严重，但截面 4的弯矩比截面 7的大，故只需校核界面 4；从载荷来看，截面 C上的应力最大，但由于此处直径很大，故不需校核；截面 5和截面 6的应力集中差不多，但截面6不受扭矩，故截面 6不必校核；截面 5处的尺寸比截面 4处的大，故只需要校核截面 4 的两侧即可。（2）截面 4 右侧抗弯矩截面系数 3330.1.46892.1Wdm抗扭矩截面系数 27T由于截面左侧离 C截面很近，取截面左侧的弯矩 17234MNm截面上的扭矩 18930N截面上的弯曲应力 72416.bMPaW截面上的扭转切应力 16.738T轴的材料为 45钢，调

37、质处理，有资料2表 15-1查得590BPa125Pa140Pa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按资料2附表 3-2查取，因 2.573rd41.73Dd经插值后得到 =2.14 =1.33又由资料2附图 3-1可得轴的材料敏性系数为K2.419第 28 页 共 52 页0.72q0.62q故有效应力集中系数按资料1附 3-4式为11.7.41.82k06230q由资料1附图 3-2得尺寸系数 ；由资料1附图 3-3得扭转尺寸系数.70.85轴按磨削加工，由资料附图 3-4得表面质量系数为 0.93轴未经表面强化处理，既 ，则按资料1式 3-12及 3-12a得综合系数枝1q值为

38、1.822.407.93kK.1.5. 又由资料13-1 及 3-2得碳钢的特性系数取0.12到 0.取5到 5于是，计算安全系数值，按资料1式 15-615-8 则得126.2.4170.amSK1 8.10647952a2.8.10caSS故知其安全。（3）截面 4左侧：抗弯截面系数 按资料2表 15-4中的公式计算w3330.1.5287.Wdm抗扭截面系数 为 T 330.2587WdmcaS6.07安全第 29 页 共 52 页弯矩 17234MNm弯曲应力为 127.348.5b MPaW扭矩 及扭转切应力为1T89301.3957T Pa过盈配合处的 值，由资料1附表 3-8用插

39、入法求出并取 ，于是k 0.8k得=2.90 =0.82.90=2.32k0.8k轴按磨削加工，有资料1附图 3-4查得表面质量系数为.93故得综合系数为 112.02.98.3kK40.所以轴在截面 右侧的安全系数为 1253.1.987.340amSK11.0922a23.01.8.1caSS故该轴在截面 右侧的强度也是足够的。（二）低速轴设计：1.轴的材料：caS3.01安全=60mm67d第 30 页 共 52 页轴的材料为 45钢，调质处理。2.轴的初步估算：由资料 表 15-3查得 =110，因此10A=3min0PdA34.78.152m输出轴的最小直径显然是安装联轴器。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。3.轴的结构设计：根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图4-1。(1)划分轴段：轴伸出段 ;过密封圈处轴段 ;轴承安装定位轴段 和 ;轴身 , ；齿轮1d2d3d74d6轴段 .5图 4-1（2）根据轴向定位的要求去也顶轴的各段直径和长度：1）选取联轴器型号，联轴器的计算转矩 ，考虑到转矩变化小，取3.caATK