《二級圓錐--圓柱齒輪減速器-帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級圓錐--圓柱齒輪減速器-帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、一、設(shè)計任務(wù)書 一、 項目名稱： 機械產(chǎn)品設(shè)計 二、項目的目的 機械產(chǎn)品設(shè)計項目訓(xùn)練是為機械類專業(yè)的本科生在學(xué)完機械設(shè)計課程后所 設(shè)置的一個重要的實踐教學(xué)環(huán)節(jié)， 也是學(xué)生首次結(jié)合模擬實際工程進(jìn)行的一次綜 合性設(shè)計訓(xùn)練。項目涉及的主要核心課程有工程圖學(xué)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、金 屬工藝學(xué)、機械工程材料、互換性與技術(shù)測量、機械原理、機械設(shè)計、機械制造 技術(shù)基礎(chǔ)等。通過項目訓(xùn)練欲求達(dá)到以下目的： 1. 培養(yǎng)學(xué)生綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的基礎(chǔ)理論和基本知 識， 以及結(jié)合生產(chǎn)實踐分析和解決工程實際問題的能力， 使所學(xué)的理論知識得以 融會貫通，協(xié)調(diào)應(yīng)用； 2. 訓(xùn)練學(xué)生熟悉和

2、掌握常用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計方 法、設(shè)計步驟，樹立正確的工程設(shè)計思想，培養(yǎng)獨立的、全面的、科學(xué)的工程設(shè) 計能力，為日后進(jìn)行專業(yè)課程設(shè)計、畢業(yè)設(shè)計及工程設(shè)計打好必要的基礎(chǔ)； 3. 使學(xué)生在工程計算、機械制圖、運用設(shè)計資料、熟悉國家標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、 使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)、 進(jìn)行經(jīng)驗估算等方面得到全面訓(xùn)練， 熟悉和掌握機械設(shè)計的基本 技能。 三、項目任務(wù)要求 1. 設(shè)計題目 （ 1）典型機械產(chǎn)品設(shè)計：如打夯機設(shè)計，簡易機器人設(shè)計等等。 （ 2）電動卷揚機傳動裝置設(shè)計。 （ 3）電動輸送機傳動裝置設(shè)計。 2. 任務(wù)要求 （ 1）題目 1：完成典型機械產(chǎn)品的總體設(shè)計和主要零

3、部件的設(shè)計。 （ 2）題目 2 和題目 3：完成提升或運輸機械系統(tǒng)的總體方案設(shè)計和減速器 的主要零件的設(shè)計。系統(tǒng)中應(yīng)包含齒輪或蝸輪減速器、帶傳動或鏈傳動、軸承、 聯(lián)軸器等《機械設(shè)計》課程中講授的主要內(nèi)容。 3. 設(shè)計內(nèi)容 課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、 圖樣技術(shù)設(shè)計和技 術(shù)文件編制三部分組成。 （ 1）理論分析與設(shè)計計算 a） 總體方案設(shè)計：設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 b） 設(shè)計參數(shù)的確定：進(jìn)行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。 c） 基本尺寸的確定： 根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況， 進(jìn)行有關(guān)動力計算和 能力校核。 （ 2） 圖樣技術(shù)設(shè)計 a）機械系統(tǒng)總體布置

4、圖。 b）主要部件總裝配圖。 c）典型零件加工圖。 （ 3）編制技術(shù)文件： a）對設(shè)計方案進(jìn)行經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價。 b）編制設(shè)計計算說明書。 4. 項目實施過程要求 本項目為機械產(chǎn)品設(shè)計， 要求學(xué)生完成一項完整的機械產(chǎn)品設(shè)計。 設(shè)計過程 中要以機械系統(tǒng)設(shè)計的思想，按照機械產(chǎn)品設(shè)計的一般程序和步驟進(jìn)行設(shè)計工 作。 設(shè)計成品方案完善合理， 設(shè)計參數(shù)的選擇要有理有據(jù)， 圖紙繪制要符合國家 標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。設(shè)計完成后要提交設(shè)計圖紙和設(shè)計計算說明書。 本項目結(jié)合機械設(shè)計課程進(jìn)行，貫徹 CDIO “做中學(xué)”的教學(xué)理念，每一個 設(shè)計階段、每一項設(shè)計計算都要獲得一定的能力培養(yǎng)。 四、學(xué)生的分組方

5、式 1. 為了培養(yǎng)學(xué)生的團(tuán)隊協(xié)作精神，學(xué)生以小組為單位協(xié)作完成項目訓(xùn)練。 2. 項目組應(yīng)根據(jù)選題的復(fù)雜和難易程度合理確定小組人數(shù)， 保證每個學(xué)生有 自己承擔(dān)的設(shè)計內(nèi)容和適當(dāng)?shù)墓ぷ髁俊? 3. 項目組成員強調(diào)男女分配均勻，優(yōu)勢互補，能力搭配合理。 4. 項目組推薦一名學(xué)生作為小組長， 全程負(fù)責(zé)與老師、 組員的溝通交流及相 關(guān)項目的任務(wù)管理。 5. 項目組成員必須通過指導(dǎo)教師確認(rèn)。 五、考核方式、標(biāo)準(zhǔn) 考核一般分為三個階段： 第一階段為總體設(shè)計與設(shè)計計算階段， 主要考核學(xué) 生的設(shè)計方案和運動與動力計算、 主要傳動零件的設(shè)計計算； 第二階段為結(jié)構(gòu)設(shè) 計階段， 結(jié)構(gòu)設(shè)計在產(chǎn)品設(shè)計中

6、占有主導(dǎo)地位， 主要考核學(xué)生結(jié)構(gòu)設(shè)計中應(yīng)考慮 的安裝、定位、加工、精度控制等方面知識和工程實際能力。第三階段為成果考 核， 考核產(chǎn)品設(shè)計的總體完成情況， 學(xué)生按要求提供設(shè)計圖紙和設(shè)計計算說明書。 每一階段都要求有一份書面報告， 書面報告可以是每個學(xué)生的， 也可以是小 組團(tuán)隊的（討論、研討記錄形式） ，以培養(yǎng)和提高學(xué)生書面交流能力。 本項目的考核以學(xué)生的書面報告， 課堂討論加上最后的口頭報告為準(zhǔn)， 具體 的分配為： 第一階段書面報告 15% 第二階段書面報告 15% 第三階段書面報告 35% 口頭報告（團(tuán)隊報告） 20% 課堂討論表現(xiàn) 15% 六、完成時間 要求在 20

7、11 年 12 月 16 日之前上交設(shè)計成品，完成項目訓(xùn)練任務(wù)。 項目指導(dǎo)教師： 、傳動方案的擬定 簡圖如下： (圖2) 由圖可知，該設(shè)備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為型砂運輸設(shè)備。 減速器為兩級展開式圓錐一圓柱齒輪減速器，軸承初步選用深溝球軸承。聯(lián)軸器 用凸緣聯(lián)軸器，8選用齒形聯(lián)軸器。 表二 1原始數(shù)據(jù) 運輸帶拉力 F(KN) 運輸帶速度 V(m/s) 卷筒徑D (mm 使用年限 (年) 2.6 1.8 400 10 三、電動機的選擇 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.選擇電動 機的類型 根據(jù)用途選用丫系列三相異步電

8、動機 運輸帶功率為 P w=Fv/1000=2600*1.8/1000 Kw=4.68Kw Pw=4.68Kw 查表2-1 ,取一對軸承效率 軸7^=0.99 ,錐齒輪傳動效率 錐 齒輪=0.96 ,斜齒圓柱齒輪傳動效率 齒輪=0.97 ,聯(lián)軸器效率 聯(lián) 2.選擇電動 =0.99 ,得電動機到工作機間的總效率為 機功率 總=4軸承錐齒輪齒輪 2耳^=0.99 4*0.96*0.97*0.99 2=0.88 總=0.88 電動機所需工作效率為 P 0= Pw/ 總=4.68/0.88 Kw=5.32K

9、w P0=5.32Kw 根據(jù)表8-2選取電動機的額定工作功率為 Ped=5.5Kw *5.5Kw  3.確定電動 機轉(zhuǎn)速 輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 nw=(1000*60V)/ 兀 d=1000*60*1.8/ 兀 *400r/min=85.95r/min 由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比i錐=2?3,圓柱齒輪傳動傳 動比i齒=3?6,則總傳動比范圍為 i 總=i錐i齒=2?3*(3?6)=6?18 電動機的轉(zhuǎn)速范圍為 n0=nwi 總 w 85.95*(6 ?18)r/min=515.7 ?1547.1r/min nw=85.95r/min 表二 1備選電

10、動機及其參數(shù) 型號 同步轉(zhuǎn)速 與級數(shù) 額定功率 /kw 滿載轉(zhuǎn)速 /(r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 質(zhì)里 /kg 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132S1-4 1500 r/min,4 級 5.5 1440 2.2 2.3 64 Y132M2-6 1000 r/min,6 級 5.5 960 2.0 2.0 84 Y160M2-8 750 r/min,8 級 5.5 720 2.0 2.0 119 綜合考慮所以本例選用同步轉(zhuǎn)速 1000r/min的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min,其型 號為 Y132M2-6

11、。 四、傳動比的計算及分配 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.總傳動比 i=n m/nw=960/85.95=11.17 i=11.17 2.分配傳動 比 高速級傳動比為 i 1=0.25i=0.25*11.17=2.79 低速級傳動比為 i 2=i/i 1=11.17/2.79=4.00 i 1=2.79 i 2=4.00 五、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.各軸轉(zhuǎn)速 nc=960r/min m=n0=960r/min n2=n，i 1=960/2.79r/min=344.08r/min n3=n2/i 2

12、=344.08/4r/min=84.02r/min nw=n3=84.02r/min n1=n0=960r/min n2=344.08r/min nw=n3=84.02r/min  2.各軸功 率 p1=p0 聯(lián)=5.32*0.99kw=5.27kw P2=pi i-2=pi 軸承錐齒=5.27*0.99*0.96kw=5.01kw P3=p2 2-3=p2 軸承 直齒=5.01*0.99*0.97kw=4.81kw PW=p3 3-w=p3 軸承耳^=4.81*0.99*0.99kw=4.71kw pi=5.27kw P2=5.0ikw P3=4.8ikw PW

13、=4.7ikw T0=9550p0/n 0=9550*5.32/960N ? mm=52.92N- m Tg=52.92N - m Ti=9550pi/n i=9550*5.27/960N ? mm=52.43N- m Ti=52.43N - m 3.各軸轉(zhuǎn) T2=9550P2/n 2=9550*5.01/344.08N ? mm=i39.05N- m T2=i39.05N ? m 矩 T3=9550P3/n 3=9550*4.8i/84.02N ? mm=546.72N- m T3=546.72N - m T=9550pJnv=9550*4.7i/84.02

14、N ? mm=535.35N- m Tw=535.35N ? m 六、傳動件的設(shè)計計算 一、高速級錐齒輪傳動的設(shè)計計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 i.選擇材 料、熱處理 方式和公差 等級 考慮到帶式運輸機為一般機械，大、小錐齒輪均選用 45鋼， 小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8-i7得齒面硬度 HBW\=2i7 ?255 , HBW=i62 ?2i7.平 均硬度 HBW=236 , HBW=i90.HBWAHBW=46.在 30?50HB此間。選用 8 級精度。 45鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8級精度 2.初步計算 傳動的主要 尺寸 因

15、為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。 其設(shè)計公式為 2 “ 3l4kTi（ZEZH/ h）2 di> 2 ）」0.85 r （i 0.5 r） i）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 Ti=52430N - mm 2）因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù) Kt=i.3 3）由表8-i9 ,查得彈性系數(shù) Ze=i89.8寸Mpa 4）直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.5 5）齒數(shù)比=ii=2.79 6）取齒寬系數(shù) R =0.3 7）許用接觸應(yīng)力可用卜式公式 H ZN H lim / SH 由圖8-4e、 a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 Hiimi 580p

16、a, Hiim2 390 pa  小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 N=60niaL=60*960T2*8*250*10=2.304*10 N2=N/i 1=2.304*10 9/2.79=8.258*10 8 由圖8-5查得壽命系數(shù) Zn1=1, Zn2=1.05 ;由表8-20取安全系 數(shù)Sh=1 ,則有 H1 Zn1 Hiim1/SH 1*580/1 580Mpa H2 Zn2 Hlim2/SH 1.05*390/1 409.5Mpa 取 h 409.5Mpa 初算小齒輪的分度圓直徑 d%有 , 2 3 4E(ZeZh/ h) d1t - 2 ；0.85

17、r (1 0.5 r) 2 4 1.3 52430 (189.8 2.5/409.5)2 C一 3 mm mm 69.78mm 0.85 0.3 2.79 (1 0.5 0.3)2 3.確定傳動 尺寸 (1)計算載荷系數(shù) 由表8-1查得使用系數(shù) Ka=1.0 ,齒寬中點 分度圓直徑為 d m1t=d1t (1-0.5 R )=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm 故 vm=it dm1trn/60*1000=兀 *59.313*960/60*1000m/s=2.98m/s 由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系 Kv=1.19 , 由圖8-7查

18、得齒向載荷分配系數(shù)K?=1.13 ,則載荷系數(shù) K=KKK?=1.0*1.19*1.13=1.34 (2 )對d1t進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算 出的d1t進(jìn)行修正，即 <3 1.34 > 69.78 3 =70.485mm (3)確定齒數(shù) 選齒數(shù) Z1=23,Z2=uZ1=2.79*23=64.17，取 Zz=64, 則 u 64 2.78 , — 2.79 2.78 0.4% ,在允許范圍內(nèi) 23 u 2.79 (4)大端模數(shù) mm。1 70.485 3.06mm ,查表 8-23 , Z1 23 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3.5mm (5)大端分度圓直徑為

19、 d 1=mZ=3.5*23mm=80.5mm>70.485 d1t > 69.78mm d 1=70.485mm Z1=23 Z2=64 m=3.5mm d1=80.5mm d2=224mm 2=mZ=3.5*64mm=224mm (6)錐齒距為 - di 2^>— 80.5 ! 2— R= — VU 1 J2.79 imm 70.374mm 2 2 (7)齒優(yōu)為 b= RR=0.3*70.374mm=21.112mm 取 b=25mm R=70.374mm b=25mm 4.校核齒根 彎曲疲勞強 度 齒根彎曲疲勞強度條件為 F KF YfYs

20、 < F 0.85bm(1 0.5 R) (1) K、b、m和R同前 (2)圓周力為 匚 2丁1 2 52430 z Ft= 1 N 1532.5N d1(1 0.5 R) 80.5 (1 0.5 0.3) (3)齒形系數(shù)Yf和應(yīng)力修正系數(shù)YS u 2.79 xu2 1 ，2.792 1 1 1 cos 2 一. 1 0.3374 J2.792 1 即當(dāng)量齒數(shù)為 Z1 23 Zv1 24.4 cos 1 0.9414 ZV2 -2^— —64— 189.7 cos 2 0.33374 由圖 8-8 查得 Yf1=2.65,Y f2=2.13，由圖

21、8-9 查得 ％1=1.58 , Ys2=1.88 (4)許用甯曲應(yīng)力 Yn Flim F Sf 由圖 8-4 查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為 Fiim1 215Mpa, Fim2 170Mpa 由圖8-11查得壽命系數(shù) Yn產(chǎn)Yn2=1，由表8-20查得安全系數(shù) Sf=1.25 ,故  YN1 Flimi 1 215 F1 172Mpa SF 1.25 YN2 Flim2 1 170 仆公0 f 2 136Mpa Sf 1.25 KFtYF1Ys1 F1 0.85bm(1 0.5 r) 1.34 1532.5 2.65 1.58 0.85 25

22、 3.5 (1 0.5 0.3) 92.01Mpa [ ]F1 YF2YS2 F 2 F1 YfiYsi cc 02.13 1.880 92.01 Mpa 2.65 1.58 87.99Mpa F2 滿足齒根甯曲強 度 5.計算錐齒 輪傳動其他 幾何尺寸 ha=m=3.5mm hf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mm C=0.2m=0.2*3.5mm=0.7m u 2.79 1 arccos , arccos 18.667 Vu2 1 <2.792 1 1 1 ,… 2 arccos , arccos ， 71.333 ，u2 1 V12

23、.792 1 da1=d1+2mcos[ =80.5+2*3.5*0.9414mm=87.09mm da2=d2+2mcos 2 =224+2*3.5*0.3374mm=226.362mm df1 =d「2.4mcos 1=80.5-2.4*3.5*0.9414mm=72.592mm df2=d2-2.4mcos 2=224-2.4*3.5*0.3374mm=221.166mm ha=3.5mm hf =4.2mm C=0.7m 1 18.667 2 71.333 da1=87.09mm da2=226.362mm df1 =72.592mm df2=221.166m

24、m 、低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.選擇材 大、小錐齒輪均選用 45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火 45鋼 料、熱處理 處理，由表 8-17得齒面硬度 HB3=217?255, HBW=162?217.平 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 方式和公差 均硬度 HBW=236, HBW=190.HBW-HBW=46.在 30?50HB此間。選 大齒輪正火處理 等級 用8級精度。 8級精度 2.初步計算 傳動的主要 尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。 其設(shè)計公式為 “ 3 2kT2U 1/ZeZhZ Z、2

25、 d3 3 ——（ ） Y RU H 1） 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 T2=139050N - mm 2）因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù) K=1.4 3）由表8-19 ,查得彈性系數(shù) Ze=189.8 JMpa 4）初選螺旋角 12 ,由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.46 5） 齒數(shù)比 =i=4 6）查表8-18,取齒寬系數(shù) R=1.1 7） 初選 Z3=23,貝U Z4=uZ3=4*23=92 則端面重合度為 1 1 1.88 3.2（ ） cos Z3 Z4 1 1 = 1.88 3.2( ) cos12 23 92 =1.67 軸向重合度為

26、 0.318 dZ3tan 0.318 1.1 23 tan12 1.71 d 3 由圖8-13查得重合度系數(shù) Z 0.775 8） 由圖11-2查得螺旋角系數(shù) Z =0.99 9）許用接觸應(yīng)力可用下式計算 H Z n H lim / SH 由圖 8-4e、 a 查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 H lim 1 580 pa, Hlim2 390 pa 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 N3=60n2aLh=60*344.08*1*2*8*250*10=8.258*10 8 N4=N/i 2=8.258*10 8/4 =2.064*10 8 由圖8-5查得壽命系數(shù) Zn3=1.

27、05 , Zn4=1.13 ;由表 全系數(shù)Sh=1.0 ,則有 8-20取安 Z3=23 Z4=92 H3 Zh3 Hlm3/Sh 1.05*580/1 609Mpa H4 Zh4 Hlim4/SH 1.13*390/1 440.7Mpa 取 H 440.7Mpa 初算小齒輪的分度圓直徑 d&,得 d 3(2kT2U 1/eZhZZ、2

28、d3t J ( ) R Ru H d3t.66.59mm =|2 1.4 139050 4 1 (189.8 2.46 0.775 0.99)2 1 1.1 4 (440.7)2 =66.59mm 3.確定傳動 尺寸 (1)計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù) K=1.0 m d3tn2 66.59 34408 ,， 事用 因 v 3t 2 m/s=1.20m/s,由圖 60 1000 60 1000 8-6查得動載荷系數(shù) Kv=1.08,由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù) K =1.11 ,由表8-22查得齒向載荷分配系數(shù) K =1.2,則載荷系 數(shù)為 K=K

29、aKK K =1.0*1.08*1.11*1.2=1.44 (2)對d3t進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算 出的d3t進(jìn)行修正，即 」 ,「K …c」1.44 d3 d3t3i— 66.59 3i =67.22mm K Kt 1 1.4 (3)確定模數(shù)m d3 cos 67.22 cos12 八“ mn=— mm 2.86mm Z3 23 按表 8-23,取 m=3mm (4)計算傳動尺寸 中心距為 mn(z3 Z4) 3 (23 92) a n 3 ) m mm =176.35mm 2 cos 2 cos12 取整，a=176mm 螺旋角

30、為 mn(z3 Z4) 3 (23 92) d d . arccos 11.969 2a 2 184 K=1.44 m=3mm a=176mm 11.969  因值與初選值相差不大，故對與 有美的參數(shù)無需進(jìn)行修正 則可得， d3 mnz3 —3 23—mm 70.531mm cos cos11.969 d4 mz~ —3—92—mm 297.455mm cos cos11.969 b4 dd3 1.1 70.531 77.58mm,取 b，=78mm b3 b4 (5~10)mm,取 b3=85mm d3=70.531mm d4=282.134mm b

31、4=78mm b3=85mm 4.校核齒根 彎曲疲勞強 度 齒根彎曲疲勞強度條件為 f 咨 YfYsYY f bmnd3 1） K、T3、mn和 d3 同前 2）齒見 b=b4=78mm 3）齒形系數(shù)Yf和應(yīng)力修正系數(shù) Y當(dāng)量齒數(shù)為 Zv3 —T23—— 24.6 cos cos 11.969 Zv4 -z4 T92- 103.6 cos cos311.969 由圖 8-8 查得 Yf3=2.62 , Yf4=2.24 ;由圖 8-9 查得 Ys3=1.59 , Ys4=1.82 4）由圖8-10查得重合度系數(shù) Y 0.72 5）由圖11-23查得螺旋角系數(shù) 丫

32、 0.86 6）許用甯曲應(yīng)力為 YN Flim F Sf 由圖 8-4f 、 b 查得彎曲疲勞極限應(yīng)力 Flim 3 215Mpa, Fiim4 170Mpa 由圖8-11查得壽命系數(shù) YN3=Yn4=1,由表8-20查得安全系數(shù)  9=1.25,故 YN3 F lim 3 1 215 .. “ON/I F3 Mpa 172Mpa SF 1.25 YN4 Flim4 1 170 .. 仆公g F4 Mpa 136Mpa SF 1.25 2% 7 7 77 F3 ； YF3YS3Y Y bm^ 2 1 44 139050

33、=2 1.44 139050 2.62 1.59 0.72 0.86Mpa 78 3 70.531 =62.59Mpa< F3 F4 F3YF4YS 62.59 2.24 1.82 Mpa 61.25Mpa F YF3YS3 2.62 1.59 滿足齒根甯曲疲 勞強度 4 5.計算齒輪 傳動其他幾 何尺寸 端面模數(shù) m1 』n- 3 mm 3.07mm cos cos11.969 齒頂局 ha=ha*m n=1*3mm=3mm 齒根高 hf=(ha*+c*) m= (1+0.25) *3mm=3.75mm 全齒高 h=h a+hf=3+3.75mm=6.75mm 頂

34、隙 c=c*m n=0.25*3mm=0.75mm 齒頂圓直徑為 d a3=d3+2ha=70.531+2*3mm=76.531mm d a4=d4+2ha=282.134+2*3mm=288.134mm 齒根圓直徑為 d f3 =d3-2h f=70.531-2*3.75mm=63.031mm d f4=d4-2h f=282.134-2*3.75mm=274.634mm m=2.56mm ha=3mm hf=3.75mm h=6.75mm c=0.75mm da3=76.531mm da4=288.134mm df3=63.031mm df4=274.634mm

35、 七、齒輪上作用力的計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.高速級齒 輪傳動的作 (1 )已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=52430Nmm轉(zhuǎn)速 n1=960r/min，小齒輪大端分度圓直徑 d1=80.5mm, cos 1=0.9414, sin 1 =0.3201 , 1 18.67 (2)錐齒輪1的作用力 圓周力為  用力 2Ti 2 52430 Ft1 1 N 1532.5N d1(1 0.5 R) 80.5 (1 0.5 0.3) 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 Fr1 Ft1 tan cos 1 1532.5 tan20

36、0.9414N 525.1N 其方向為由力的作用點指向輪 1的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為 Fa1 Ft1 tan sin 1 1532.5 tan20 0.3374N 188.2N 其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端 法向力為 Ft1 1532.5 2 2 Fn1 N 1630.9N cos cos20 Ft1=1532.5N Fr1=525.1N Fa1=188.2N Fn=1630.9N 2.低速級齒 輪傳動的作 用力 (1)已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=139050Nmm轉(zhuǎn)速 n2=344.08r/min ,低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角 11.969 。為

37、 使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力互相抵消一部分， 低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為 d 3=70.531mm (2)齒輪3的作用力 圓周力為 Ft3 2T2 2 139050 N 3942.9N d3 70.531 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 Fr3 Ft3^an-^ 3942.9 tan20—N 1467.0N cos cos11.969 其方向為由力的作用點指向輪 3的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為 Fa3 Ft3tan 3942.9 tan 11.969 N 835.9N 其方向可用右手法則來確定，即用右手握住輪 3的軸線，并使四

38、 指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向 法向力為 Ft3 3943.9 Fn3 ^3 N 4289.2N cos n cos cos20 cos11.969 (3)齒輪4的作用力 從動齒輪4的各個力與主動齒輪 3上相應(yīng)的力人小相等，作 Ft3=3942.9N Fr3=1467N Fa3=835.9N Fn3=4289.2N  用方向相反 八、減速器轉(zhuǎn)配草圖的設(shè)計 一■、合理布置圖面 該減速器的裝配圖一張 A0或A1圖紙上，本文選擇 A0圖紙繪制裝配圖。根據(jù)圖紙幅面 大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定位 1:1,采用三

39、視圖表達(dá)裝配的結(jié)構(gòu)。 二、繪出齒輪的輪廓尺寸 在俯視圖上繪出錐齒輪和圓柱齒輪傳動的輪廓尺寸 三、箱體內(nèi)壁 在齒輪齒廓的基礎(chǔ)上繪出箱體的內(nèi)壁、軸承端面、軸承座端面線 九、軸的設(shè)計計算 軸的設(shè)計和計算、軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗 算與軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。 一、高速軸的設(shè)計與計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.已知條件 高速軸傳遞 的功率pi=5.27kw,轉(zhuǎn)矩 Ti=52430mm 轉(zhuǎn)速 ni=960r/min ,小齒輪大端分度圓直徑 di=80.5mm,齒見中點處分 度圓直徑 dmi= (1-0.5 R) di=68.

40、425mm,齒輪寬度 b=20mm 2.選擇軸的 材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由 表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 45鋼，調(diào)制處理 3.初算軸徑 查表9-8得C=i06?135,取中間值 C=ii8,則 八 rp7 ；5.27 dmin C31 11831 mm 20.82mm \n1 9 960 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3唳5%軸端最細(xì)處直 徑 d i>20.82+20.82* (0.03 ?0.05) mm=21.44?21.86mm dmin=20.82mm (1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝

41、拆，減速器的 機體采用剖分式結(jié)構(gòu)， 該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩 端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計 (2)聯(lián)軸器與軸段。1 軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸 器的選擇設(shè)計同步進(jìn)行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差， 隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 查表8-37,取載荷系數(shù) K=1.5, 計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=K A「=1.5*52430Nmm=78645N- mm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型聯(lián)軸器符合要求： 公稱轉(zhuǎn)矩為250N?mm許用轉(zhuǎn)速8500r/min，軸孔范圍為12?24mm 考慮到di>20.58mm,取聯(lián)軸器孔直

42、徑為 22mm軸孔長度L耳^=52mrm  4.結(jié)構(gòu)設(shè)計 Y型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為 LX1 22*52GB/T5014 — 2003,相應(yīng)的軸段①的直徑 di=22mm其長度略小于孔寬度，取 Li=50mm (3)軸承與軸段②和④的設(shè)計 在確定軸段②的軸徑時，應(yīng)考慮 聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸 肩高度 h= (0.07 ?0.1 ) di= (0.07 ?0.1 ) *30mm=2.1 ?3mm 軸段 ②的軸徑 d2=di+2*(2.1?3) mm=34.1?36mm其值最終由密封圈 確定。該處軸的圓周速度均小于 3m/s,可選

43、用氈圈油封，查表8-27 初選氈圈35JB/ZQ4606—1997,則d2=35mm軸承段直徑為 40mm 經(jīng)過計算，這樣選取的軸徑過大，且軸承壽命過長，故此處改用 軸套定位，軸套內(nèi)徑為 28mm外役既要滿足苗封要求，又要滿足 軸承的定位標(biāo)準(zhǔn)，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用 圓錐滾子軸承，初選軸承 30207,由表9-9得軸承內(nèi)徑d=35mm 外徑D=72mm寬度B=17mm T=18.25mm,內(nèi)圈定位直徑 da=42mm 外徑定位Da=65mmi!由上力作用點與外圈大端面的距離 as=15.3mm, 故d2=35mm聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面， 則該處軸段長度 應(yīng)略短于

44、軸承內(nèi)圈寬度，取L2=16mm該減速器錐齒輪的圓周速度 大于2m/s,故軸承米用油潤滑，由齒輪將油甩到導(dǎo)油溝內(nèi)流入軸 承座中。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號， 則d4=35mm其右側(cè) 為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該 處軸段長度應(yīng)比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取 L4=16mm (4)軸段③的設(shè)計 該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直 徑為軸承定位軸肩直徑， 即d3=42mm該處長度與軸的懸臂梁長度 有關(guān)，故先確定其懸臂梁長度 (5)齒輪與軸段⑤的設(shè)計 軸段⑤上安裝齒輪，小錐齒輪所處 的軸段米用懸臂結(jié)構(gòu)，d5應(yīng)小于d4,可初te d5=32mm 小錐齒輪齒

45、寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離 M由齒輪 的結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得 M=32.9mm錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為 1 10mm ,軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚 C=8mm齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要 取為56mm齒輪左側(cè)用軸套定位，右側(cè)采用軸端擋圈固定，為使 擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差 值為0.75mm,則 L 5=56+ 1 +C+T-L4-0.75= ( 56+10+8+18.25-16-0.75 ) mm=75.5mm (6)軸段①與軸段③的長度 軸段①的長度除與軸

46、上的零件 有關(guān)外，還與軸承端蓋等零件有關(guān)。由表 4-1可知，下箱座壁厚 =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm, 取壁厚 10mm , R+a=70.374+184=254.374mm<600mm 取軸承旁聯(lián)接螺栓為 M20, 箱體凸緣連接螺栓為 M16,地腳螺栓為d M 24,則有軸承端蓋 d1=22mm L1=50mm d2=35mm L2=16mm d4=35mm L4=16mm d3=42mm d5=32mm L5=75.5mm 10mm  連接螺釘為 0.4d 0,4 24mm 9.6mm,取其值為 M1Q由表 8-30可

47、取軸承端蓋凸緣厚度為 B=12mm取端蓋與軸承座間的調(diào) 整墊片厚度為 t 2 mm；告訴軸承端蓋連接螺釘，查表 8-29取 螺栓GB/T5781 M10 35;其安裝基準(zhǔn)圓直徑遠(yuǎn)大于聯(lián)軸器輪轂外 徑，此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表 面距離K=10mm為便于結(jié)構(gòu)尺寸取整，軸承端蓋凸緣安裝面與軸 承左端面的距離取為 l4=25.5mm ,取軸段①端面與聯(lián)軸左端面的 距離為 1.75mm 貝U 有 Li=L 聯(lián) +K+B+I 4+T-L2-1.75mm= (62+10+12+25.5+18.25-16-1.75 ) mm=110mm 軸段③段的長度與該軸的懸臂長度 l

48、 3有關(guān)。小齒輪的受力作 用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為 |3=M+ 1+C+a=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm 則兩軸承對軸的力作用點間的距離為 |2=(2 ?2.5) 13=(2 ?2.5)*66.2mm=132.4 ?165.5mm L3 =l 2+2a3-2T =(132.4 ?165.5 ) +2*15.36-2*18.25mm =126?159.1mm 取L3=130mm則有 |2 =l 3+2T-2a 3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm 在其取值范圍內(nèi)，合格 (7)軸段①力作用點與左軸承對軸力作用點的間距

49、由圖12-4可得 |1 =L1+L2-T+a 3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mm L1=110mm l 3=66.2mm Ls=130mm l 2=135.9mm l 1=93.8mm 5.鍵連接 帶輪與軸段①間米用 A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號 為鍵8X7 GB/T1096-2003,齒輪與軸段⑤間采用 A型普通平鍵 連接，型號為鍵 10X8 GB/T1096 -2003 (1)畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖5所示 (2)計算支承反力 在水平面上為 Fr1l3 Fa1dmi 525.1 66,2

50、188.2 68,425 _ 2 2 _ R1H 2 2—N 208.4 l2 135.9 %=Fr1+RH=525.1+208.4N=733.5N 在垂直平囿上為 NR1H=208.4N R2H=733.5N  6.軸的受力 分析 屋八 1532.5 66.2 R1v N 746.5N l2 135.9 R2V Ft1 Rv 1532.5 746.5N 2279N 軸承1的總支承反力為 R1 JR1H 2 R1v2 J2.8042 746.52 N 775.0N 軸承2的總支承反力為 R2 Jr2H 2 R2V2 J733.52 22792 N 23

51、94.1N (3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面為 M aH=-R1Hl 2=-208.4*135.9Nmm=-28321.6Nmm b-b剖回左側(cè)為 dm1 68.425 MbH Fa1」188.2 mm 6438.8Nmm 2 2 在垂直平囿上為 Mav R1vl2 746.5 135.9Nmm 101449.4Nmm Mbv 0Nmm 合成甯矩 2 2 Ma VM 2aH M2av a-a 剖面為 J( 28321.6)2 101449.42 Nmm 105328.5Nmm ■ ■ 二?2 ??2 Mb vM bH M b

52、v b-b 剖面左側(cè)為 J6438.82 02 Nmm 6438.8Nmm (4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T1=52430Nmm R1v=746.5N Rv=2279N Ri=775N Ra=2394.1N M=105328.5Nmm Mb=6438.8Nmm T1=52430Nmm 7.校核軸的 因a-a剖回號矩大，同時作用有轉(zhuǎn)矩， a-a剖面為危險面 其抗彎截面系數(shù)為 d 34 353 3 3 W mm 4207.1mm 32 32 抗扭截面系數(shù)為 3 3 d 4 35 3 Wt 8414.2mm 16 16 甯曲應(yīng)力為 Mb 6438

53、 b -b 8Mpa 1.5Mpa W 4207.1 扭男應(yīng)力為  強度 Ti 52430 人 _ Mpa 6 2Mpa WT 8414.2 按彎扭合成強度進(jìn)行校核計算， 對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按 脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) 0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為 e J 2b 4( )2 。1.52 4 (0.6 6.2)2Mpa 7.6Mpa 由表8-26查彳導(dǎo)45鋼倜質(zhì)處理抗拉強度極限 B 650Mpa ,則 由表8-32查得軸的許用駕1曲應(yīng)力 1b 60Mpa, e 1b e e 強度滿足要求 軸的強度滿足要 求 8.校核鍵連 接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓

54、應(yīng)力為 4T1 4 52430 p1 —L Mpa 28.4Mpa d〔hl 22 7 (56 8) 齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 4Ti 4 52430 0 ^ p2 Mpa 15.5Mpa p d5M 32 8 (63 10) 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33 查得 p 125Mpa?150Mpa,懼 p ,強度足夠 鍵連接的強度足 夠  、中間軸的設(shè)計與計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.已知條件 高速軸傳遞的功率 p2=5.01kw,轉(zhuǎn)速n2=344.08r/min，錐齒輪大端 分度圓直徑d2=238mm齒寬中點處分度圓直

55、徑 dm= (1-0.5 R) d2=202.3mm, d3=70.531mm,齒輪寬度 b3=85mm 2.選擇軸的 材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表 8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 45鋼，調(diào)制處理 3.初算軸徑 查表9-8得C=106?135,取中間值 C=110,則 八 irpT 5 5.01 dmin C3I一 1103；———mm 26.86mm n n2 \ 344.08 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3唳5%軸端最細(xì)處 直徑 d1>26.86+26.86* (0.03 -0.05) mm=27.67?28.2

56、0mm dmin=26.86mm 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖 5所示 (1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的 機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用 兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計 (2)軸段①及軸段⑤的設(shè)計 該軸段上安裝軸承，此段設(shè)計應(yīng) 與軸承的選擇設(shè)計同步進(jìn)行。 考慮到齒輪上作用較大的軸向力和 圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段①及軸段⑤上安裝軸承，具直 徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù)dmin=27.05mrn, 暫取軸承 30206,由表 9-9得軸承內(nèi)徑 d=30mm外徑 D=62mm 優(yōu)度 B

57、=16mm內(nèi)圈定位直徑 da=36mm外徑定位 Da=53mm軸上 力作用點與外圈大端面的距離 a3=13.8mm,故d1=30mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 d5=30mm (3)齒輪軸段②與軸段④的設(shè)計 軸段②上安裝齒輪 3,軸 段④上安裝齒輪 2。為便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)略大于d1和d5, 此時安裝齒輪 3處的軸徑可選為 33mm經(jīng)過驗算，其強度不滿 足要求，可初定 d2=d4=32mm 由于齒輪的直徑比較小， 采用實心式，其右端采用軸肩定位， 左端米用套筒固定，齒輪 2輪廓的寬度范圍為(1.2?1.5) d4=38.4?48mm取其輪轂優(yōu)度14=45mm其

58、左布米用軸肩te位， 右端采用套筒固定。 為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面， 軸段②長 度應(yīng)比齒輪2的輪轂略短，b3=85mm故取 L2=83mm L4=40mm (4)軸段③的設(shè)計 該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位， 其 軸為(0.07 ?0.1)d 2=2.24 ?3.2mm, 度 h=3mm 故 d3=38mm 齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪 2的輪轂右端面與箱體 d1=30mm d5=30mm d2=d4=32mm L2=83mm L4=40mm d3=38mm  內(nèi)壁的距離均取為 1,且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關(guān)于高速軸軸線對稱， 量得起寬度為 Bx=193.

59、92mm,取Bx=194mm則軸段③的長度為 L3 Bx L4 2 1 b3=194-40-2*10-85mm=49mm 此時錐齒輪沒有處在正確安裝位置， 在裝配時可以調(diào)節(jié)兩端 中的調(diào)整墊片使其處與正確的安裝位置 (5)軸段①及軸段⑤的長度 由于軸承采用油潤滑，故軸承內(nèi) 端面距箱體內(nèi)壁距離取為 5mm,則軸段①的長度為 L1 B 1 Q L2) 17 5 10 (85 83)mm 34mm 軸段⑤的長度為 L5 B 1 J L4) 17 5 10 (49 40)mm 41mm (6)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大 端面的距離a3=13.8mm,則由圖1

60、2-7可得軸的支點與受力點間的 距離為 I t b3- a II 1 1 2 a3 85 18,25 5 10 ——13.8mm 2 61.95mm 由裝配圖知 l2 80.6mm, l3 56.35mm Bx=194mm L3=49mm L1=34mm L5=41mm 11 61.95mm 1 80.6mm 2 13 56.35mm 鍵連接 齒輪與軸段②間采用 A型普通平鍵連接，查表 8-31取其型 號為鍵10X8 GB/T1096 —2003,齒輪與軸段④間米用 A型普通 平鍵連接，型號為鍵 12X10 GB/T1096- 2003 5. 6.軸

61、的 分析 (1)畫軸的受力簡圖 (2)計算支承反力 Rh Fr3(l2 l3) Fr2l3 軸的受力簡圖如圖5所示 在水平面上為 Fa2 dm2 2 731.6 (80.6 56.35) 111.7 56.35 120.4 54.55 80.6 56.35 586.2N RH=F「3-R1H-Fr2=731.6-586.2-111.7N=33.7N 在垂直平面上為 R1v Ft3(l2 I3) Ft2l 3 l1 l2 l 3 121.13 432 6 512 ——2 N Rh=586.2N R^h=33.7N

62、 Riv=1662.5N 1962.9 (80.6 56.35) 879.39 56.35 N 54.55 80.6 56.35 1662.5N Rv=1179.8N R2v Ft3 Ft2 % 1962.9 879.39 1662.5N 1179.8N 軸承 1的總支承反力為 R1 \Rih2 Riv2 586.22 1662.52 N 1762.8N Ri=1762.8N 軸承 2的總支承反力為 R2 ,..R2H2 R2V2 、33.72 1179.82N 1180.3N 3180.3N 畫彎矩圖

63、 在水平面上, 彎矩圖如圖5c、d、e所示 a-a剖面為 MaH=-R1bl 2=-586.2*54.55=-31977.2Nmm a-a剖面右側(cè)為 d3 M aH M aH Fa3 c 2 20902.6Nmm 51 2 31977.2 432.6 Nmm 2 b-b剖面右側(cè)為 MbH MbH Fa2 d2 1899 120.4 2 6679.5Nmm 142.5Nmm 2 MbH R2Hl 3 33.7 56.35Nmm 1899Nmm

64、 在垂直平囿上為 Mav R1vl1 1662.5 54.55Nmm 90689.4Nmm Mbv R2vl3 1179.8 56.35 66481.7Nmm 合成甯矩 … 2 . . 2 M a VM aH M av a-a 剖畤側(cè)為 鈍 31977.2)2 90689.42 Nmm 96161.9Nmm Ma Jm 2aH M 2av a-a 剖畤側(cè)為 忒 20902.6)2 90689.42 Nmm 93067.1Nmm M b v M 2bH M 2bv b-b 剖面左側(cè)為 例 6679.5)2 66481.72 Nmm 66816.4Nmm Mb ，

65、M 2bH M2bv b-b 剖面右側(cè)為 V18992 66481.72Nmm 66508.8Nmm (4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T2=50250Nmm M=96161.9Nmm Ma=93067.1Nmm Mb=66816.4Nmm M b=66508.8Nmm T2=50250Nmm 7.校核軸的 強度 雖然a-a剖曲左側(cè)彎矩大，但a-a剖曲右側(cè)除作用后駕矩外 還作用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小，故 a-a剖面兩側(cè)均可能為危險面， 故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù) 其抗彎截面系數(shù)為 d32 bt(d2 t)2 223 12 5 (22 5)2 3 W 2 mm

66、 32 2d2 32 2 22 3 650mm3 抗扭截面系數(shù)為 3 2 3 2 . d 2 bt(d2 t) 22 12 5 (22 5) 3 W ^-mm 16 2d2 16 2 22 3 1695.6mm a-a剖曲左側(cè)彎曲應(yīng)力為 Ma 96161.9 . —… b -a- Mpa 147.9Mpa W 650 軸的強度滿足要求  a-a剖曲右側(cè)彎曲應(yīng)力為 ,Ma 93067.1 0 …… b —a Mpa 143.2Mpa W 650 扭男應(yīng)力為 T2 50250 .. .. -2- Mpa 29 6Mpa WT 1695.6 按彎扭合成強度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩 按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) 0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為 e J 2b 4( )2 __2 __ ___2 <143.2 4 (0.6 29.6) Mpa 147.5Mpa e b,故a-a剖回右側(cè)為安全截回 由表8-26查彳導(dǎo)45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限 B 650Mpa ,則 由表8-32查得軸的許用駕■曲