二級圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)說明書

1、一、選擇電動機(jī)二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比三、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)四、減速器的結(jié)構(gòu)五、傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算六、軸的計(jì)算七、鍵的選擇和校核八、軸承的的選擇與壽命校核九、聯(lián)軸器的選擇十、潤滑方法、潤滑油牌號設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動系統(tǒng)中的展開式二級圓柱齒輪減速器二、系統(tǒng)簡圖:又因?yàn)椋篤 =0.9m/s5年,三、工作條件：，單向轉(zhuǎn)動，有輕微震動，經(jīng)常滿載，空載啟動，單班制工作，使用期限輸送帶速度容許誤差為土5%。四、原始數(shù)據(jù)：題號參數(shù)3運(yùn)輸帶工作拉力F(kN)2000運(yùn)輸帶工作速度u(m/min)0.9卷筒直徑D(mm)300五、設(shè)計(jì)工作量:1、設(shè)計(jì)說明書一份2、減速器

2、裝配圖1張3、減速器零件圖23張計(jì)算及說明、選擇電動機(jī)(1)選擇電動機(jī)的類型按工作要求和條件，選用三相籠式式異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V,Y型。(2)選擇電動機(jī)的容量電動機(jī)所需功率計(jì)算工式為：(1)Pd=-PwKW,(2)Pw=-FV-Kw因止匕Pd=FvKw1000aa32所以由電動機(jī)至卷筒的傳動總功率為：aig2g3g4g5動效率。取力殺電動機(jī)型號額定功率PrPed Kw轉(zhuǎn)速/min1Y112M -62.29402Y100L - 42.214203Y132S-82.2710式中：1,2,3,4,5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、連軸器和卷筒的傳1=0.96（帶傳動），2=0.98（滾

3、子軸承），3=0.97,4=0.99,5=0.94.則:0.94=0.7932a=0.960.980.970.99所以:Pd 二Fv1000 aa2000 0.91000 0.79=2.28 Kw確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為60000600000.9n=57.3r/minD300按表1推薦的傳動比合理范圍，取一級齒輪傳動的傳動比i1=24,二級圓柱齒輪減速器的傳動比i2=840,則總的傳動比范圍為ia=16160，所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的52.55= 8418408 r/min可選范圍為：nd=iagn=(16160)符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：1000r/min、1500r/min、3000r/m

4、in根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊查出有三種適用的電動機(jī)型號，因此有四種傳動比方案，如下表：選用Y112M-6電動機(jī)：型號額定功率(kw)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L-42.214202.22.2低轉(zhuǎn)速電動機(jī)的級對數(shù)多，外廓尺寸用重量都較大，價(jià)格較高，但也以使傳動裝置總傳動比減小，使傳動裝置的體積、重量較??；高轉(zhuǎn)速電動機(jī)則相反。因此綜合考慮，分析比較電動機(jī)及傳動裝置的性能，尺寸、重量、極數(shù)等因素，可見方案1比較合適。所以，選定電動機(jī)型號為Y112M-6、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比由電動機(jī)的的型號Y112M-6,滿載轉(zhuǎn)速nm940r/min(1

5、)總傳動比ianmn940142057.3=24.8(2)分配傳動裝置傳動比iai°g式中i0表示滾子鏈傳動比,i表示減速器傳動比。初步取i0=2.5,則減速器傳動比為:24.8io2.5=9.92(3)分配減速器的各級傳動比12展開式按展開式布置?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由圖線查得ii=5.8,則：i2L2203.79。ii5.8三、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)為了進(jìn)行傳動件的設(shè)計(jì)計(jì)算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次為I軸、II軸、III軸,以及io、ii,為相鄰兩軸間的傳動比；01、12,為相鄰兩軸間的傳動效率；Pi、Pii,為各軸的輸

6、入功率(Kw);Ti、Tii,為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩(Ngm);ni、,為各軸的轉(zhuǎn)速(r/min)；(1)各軸的轉(zhuǎn)速I軸ninm28901156r/minio2.5II軸niini1156199.3r/mini15.8III軸niiinii199.352.59r/mini23.79卷筒軸nivnii52.59r/min(2)各軸輸入功率I軸pPdg01Fdg13.480.963.34KwII軸PiiPig12PIg2g33.340.980.973.18KwIII軸PiiPig23PIIg2g33.180.980.973.02Kw卷筒軸PivPIIIg34PIIIg2g43.020.980.992.9

7、3Kw各軸輸出功率PIg23.340.983.27KwII軸III軸PiPiig23.180.983.12Kw-'_一.“PIIIPIIg23.020.982.96Kw卷筒軸PivPivg52.930.962.75Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩為：Td955034814.50Ngm2890I軸TiTdg0g01Tdg0g114.502.50.9627.60NgmII軸TIITigig12Ti91g2g327.605.80.980.97152.17NgmIII軸TiiiTIIg2g23Tiig2g2g3152.173.790.980.97548.24Ngm卷筒軸TivTiiig2

8、g各軸輸出轉(zhuǎn)矩'I 軸TIT1g2'II 軸TIITiig2一'一III 軸TIIITIIIg2'卷筒軸TivTivg54548.240.980.99531.90Ngm27.600.9827.05Ngm152.170.98149.13Ngm548.240.98537.28Ngm531.900.94500.00Ngm運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表:軸名效率P(Kw)轉(zhuǎn)矩T(Ngm)轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸3.4814.5028900.962.5I軸3.343.2727.6027.0511560.955.8II軸3.183.12152.

9、17149.13199.30.953.79III軸3.022.96548.24537.2825.590.971卷筒軸2.932.75531.90500.0052.590.94四、減速器的結(jié)構(gòu)鑄鐵減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸表:名稱符號數(shù)值機(jī)座壁厚8機(jī)蓋壁厚18機(jī)座凸緣厚度b12機(jī)蓋凸緣厚度bi12機(jī)座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑di16機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)180軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df至外機(jī)壁距離Ci26di至外機(jī)壁距離Ci22d2至外機(jī)壁距離Ci18df至凸緣邊緣距離C224d2至凸緣邊緣距

10、離C216軸承旁凸臺半徑R22凸臺高度h49外機(jī)壁至軸承座端面距離1150圓柱齒輪外圓與內(nèi)機(jī)壁距離110圓柱齒輪輪轂端面與內(nèi)機(jī)壁距離28機(jī)座肋厚m7機(jī)蓋肋厚m17軸承端蓋外徑D2126和135軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離s146、186、170五、傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算第一對齒輪(高速齒輪)1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)按卷揚(yáng)機(jī)傳動方案，選用直齒圓柱輪傳動；(2)精度等級選7級精度(GB10095-86)(3)材料選擇。由表10-1(常用齒輪材料及其力學(xué)特性)選擇小齒輪為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS。(4)選小齒輪齒

11、數(shù)為乙二20,大齒輪齒數(shù)Z2i1gZ15.820116其中i二u2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式如下:dt2(1)確定公式內(nèi)的各值計(jì)算1）、試選Kt=1.34）、計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩53.344T195.51052.759104Ngmm11565)、由表10-7選取齒寬系數(shù)d=116）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8MPa'7）、由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限himi=600MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550MPa8)、由式(10-30)N=60njLh計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9Ni=6011561(282808)=2.48610.一一一一

12、9= 4.286 1082.48610N2=5.89）、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni =0.95,Khn2=0.9810）、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,安全系數(shù)S=1KHN1 H lim1 =0.95sKHN2 H lim2=0.98s由式（10-12 ）得:600=570 MPa550=539 MPa（2）計(jì)算1）、試算小齒輪分度圓直徑d1t 2.323_4_1.3 2.759 10 5.8 1 ,.189.8、2g () =40.230 mm5.85392)、計(jì)算圓周速度Vd1tn160 10003.14 40.230 1156=2.43 m/s60 10003）

13、、計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntdtmtzz1bddt=140.230=40.230mm40.230=2.012mm20h=2.25mt=2.252.012=4.53mmb/h=40.230/4.53=8.884）、計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)Ka1。根v=2.43m/s,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.10。由表10-4用插入法查得7級精度的小齒輪相對支承非對稱布量時KH=1.417由圖10-13查得KF=1.33由表10-3查得KhKF=1.0,所以載荷系數(shù)KKaKvKhKh=11.101.01.417=1.5596）、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10）得:d1

14、d1t3f=40.230559=42.742mmKt.1.37）、計(jì)算模數(shù)mn2.13 mmd142,742=Z1203按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)2KT1YFaYsa、mn十g)dZ1F(1)確定計(jì)算參數(shù)1)、計(jì)算載荷系數(shù)KKaKvKfKF=11,061.41.35=22）、根據(jù)縱向重合度3）、計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv1乙cos324cos314026.7Zv2Z23cos12030cos 14131.361.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.884）、查取齒形系數(shù)，由表105查得YFa12.592,YFa22.1525）、查取應(yīng)力校正系數(shù)得：Ysa11.596,Ysa21.8256）、由圖10

15、-20C,查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2380MPa7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.82, Kfn2=0.868）、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12 ）得：Kfn 1g fe1 0.82 500=292.86 MPasKFN 2 g FE21.40.86 3801.4233.43 MPa9）、計(jì)算大、小齒輪的YFaY型，并加以比較F 1YFalYSal2.592 1.596 0.01413292.86YFa 2YSa22.15 1.825 0.01682233.43大齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計(jì)計(jì)算m

16、n 32 2 3.084 104 0.88 coV21 242 1.6540.01682 1.21mm對比計(jì)算結(jié)果;由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),取mln=1.46mm。已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=50.99mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有:Z2d cosmn36.18 cos140224.04 取乙=24i Z1 =5 24=120 取 Z2=1202a4幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距（24 120） 1.462 cos140108.37 mm（乙Z2）mna2cos將中心距圓整為：153mm(2)按圓

17、整后的中心距修正螺旋角(Z1Z2)mnarccos2 108.37arccos（24120）14614.11。因值改變不多，所以參數(shù)、K、Zh等不必修正(3)計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑di乙mncos24 1.46cos14.11036.24 mmd2Z2mlncos120 1.46cos14.11°181.18mm(4)計(jì)算齒輪寬度dd1136.2436.24mm圓整后取B2=40mm,B1=60mm5驗(yàn)算L2T1-423.08410Ft11701.99Ngmd136.24KAFt11701.99At42.55Ngm100Ncmb40合適第二對齒輪(低速齒輪)1、選定齒輪類型、精度等

18、級、材料及齒數(shù)(1)按卷揚(yáng)機(jī)傳動方案，選用斜齒圓柱輪傳動；(2)精度等級選7級精度(GB10095-86)(3)材料選擇。由表10-1(常用齒輪材料及其力學(xué)特性)選擇小齒輪為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS。(4)選小齒輪齒數(shù)為乙二24,大齒輪齒數(shù)Z2i1gZ13.012472.24。取Z2=72(5)選取螺旋角。初選螺旋角=1402、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式如下：(1)確定公式內(nèi)的各值計(jì)算1)、試選Kt=1.62）、由圖10-30選項(xiàng)取區(qū)域系數(shù)Zh=2.433。=1 +2=1.663)、由圖10-26查1=0.78,2=0.88則4）、計(jì)算小

19、齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩_5工95.5 1055）、由表10-7選取齒寬系數(shù)2.95夜一51.4673 105Ngmmd =116）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8MPa±7）、由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1=600MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550MPao8)、由式(10-30)N=60njLh計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)。9Ni=601921(3830015)=1.24410.N2=1.139109/3.01=4.1331089）、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni =0.92, K HN 2 =0.96。10）、計(jì)算接觸裕許

20、用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得:KHN1 Hlim1s=0.92KHN2 H lim2s=0.96600=552 MPa550=528 MPa所以h=(h1+h2)/2=(552+528)/2=540MPa（2）計(jì)算1）、試算小齒輪分度圓直徑=65.07mm321.61.46731053.0112.433189.8211.654g3.01(5402）、計(jì)算圓周速度d1tn13.1465.07192=0.65m/s6010006010003）、計(jì)算齒寬b及模數(shù)mintddt=165.07=65.07mmd1tcos65.07cos140mnt=2.63mmZ124h

21、=2.25mnt=2.252.63=5.92mmb/h=65.07/5.92=10.994）、計(jì)算縱向重合度0.318dZ1tan0.318124tan140=1.9035）、計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)Ka1。根v=0.65m/s,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.01。由表10-4查得KH的計(jì)算公式與直齒輪相同，則：223Kh1.120.18（10.6d2）d20.23103b=1.42由圖10-13查得KF=1.35由表10-3查得KhKF=1.4,所以載荷系數(shù)KKaKvKhKh=11.011.41.42=2.06）、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10）得

22、：d1d1t3K/Kt=65.0732/1.6=70.09mm7）、計(jì)算模數(shù)mnmnd1cos70.09cos140八“1=2.83mmZ1243按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)m26.72）、根據(jù)縱向重合度3）、計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)3 cos（1）確定計(jì)算參數(shù)1）、計(jì)算載荷系數(shù)KKaKvKfKF=11.011.41.35=1.911.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.8824_30cos144）、5）、6）、Zv2 -Z3 cos查取齒開系數(shù)由表10-5查得YFa1查取應(yīng)力校正系數(shù)得:723770 cos 142.592 ,Ysai1.59678.82%22.230,Ysa2由圖10-20C ,查得

23、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限1.766FE1500MPa ,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2380MPa7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.82,Kfn2=0.868）、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式(10-12 )得:K FN 1g FE1 0.82 500=292.86 MPas1.4KFN2g FE2 0.86 380FN2” FE2 233.43 MPa1.49）、計(jì)算大、小齒輪的YFaY型，并加以比較F 1YFa1YSa12.592 1.596 0.01413292.86YFa 2YSa22.230 1.766 0.01687238.86大齒輪的數(shù)

24、值大(2)設(shè)計(jì)計(jì)算mn32 1.91 1.4687 105 0.88 cos314021 242 1.660.01687 1.98 mm對比計(jì)算結(jié)果；由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=3.0mm。已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)日ZE度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=70.09mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于有:d1cos70.09cos1403.0Z124.03取Z1=24mnZ2iZi=3.0124=72.44取Z2=724幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距a (Zim2cos(2472)3.00140.04mm2cos14將中心距圓整為：1

25、40mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(ZiZ2)mnarccos2a(2472)20arccos14.0702140.04因值改變不多，所以參數(shù)、K、Zh等不必修正(3)計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1乙mncos24 3.0070.03 mm cos14.07d2Z2mncos72 3.0 0 210.08 mm cos14.070(4)計(jì)算齒輪寬度b dd170.03 70.03mm圓整后取 B2 =70mm,B1=75mm5驗(yàn)算Ft2Ti2 1.4673 105d170.034190.49 NgmKaEb4190.499059.86Ngm 100Ngm合適六、軸的計(jì)算1、第III軸的計(jì)算

26、軸的輸入功率為P32.80Kw,軸的轉(zhuǎn)速為n363.79r/mm,3軸的輸入轉(zhuǎn)矩為T3419.2210Ngmm。2、求作用在齒輪上的力由前面齒輪計(jì)算所得：低速大齒輪的分度圓直徑d2210.08mm,則:Ft2T3d232419.2210210.083991NFrtanFtOSn3991tan2、1497.5Ncos14.070FaFttan3991tan14.071000.25N3、初步確定軸的最小直徑按式(5-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3A112，于是有：min39.6mm取最小直徑為40mm.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案選用圖15-

27、22a所示的裝配方案(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a.為了滿足軸向定位要求，1-2軸段要制出一軸肩，故取2-3段的直徑d23=46mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。先取L12=82mm。b.初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用但列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=46mm,查手冊P72由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取03尺寸系列，0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310,其尺寸為dDT50mm110mm29.25mm,故d34和d78均取50mm,所以L3 4=29.25L78=T+a+s+(70-66)=29.25+1

28、2.25+8+4=53.5mm右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行定位。則定位高度h=(0.70.1)d，取h=5mm則d67=55mm。c.取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d67=55mm;而d45=d67=55mm;齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L67=66mm，齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1)d，取h=5mm，則軸環(huán)的直徑d56=60mm。軸環(huán)寬度1.4hb，取L56=12mm。L45=79.75d軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面

29、與一軸的距離l=30mm(參考圖15-21)，故L23=50mm。5、求軸上的載荷在確軸承的支點(diǎn)位置時，從手冊中查得30310型圓錐滾子軸承a=21mm.由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：0L2L363.5131194.5mm。所得軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示：FrFrvrFrvlMv2lllTllrr>.7rv2MvMvlMl-rTTTriTrTiiiiTnnTniTInT3T】y7SIJH(1)計(jì)算支反力FNH1FLL2L3399113163.51312688NFNH2FLL2L3399163.563.51311303N又FnviFnv2FrK(1)1 60MPa1aL3) 0K (2)

30、1F.2Fagd2Fnv2aL2將各已知數(shù)代入解得(2)(3)Fnvi=1548.79N計(jì)算彎矩MMhMv1Mv2計(jì)算總彎矩M1,Fnv251.29NEL2L3L2L3FNv1gL2FNv2gL3399163.513163.51311548.7963.5(51.29)131,M；M21170690Ngmm98348Ngmm6719Ngmm,1706902983482196996NgmmM2,170690267192170822Ngmm(4)計(jì)算扭矩TT3419220Ngmm按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度15-5 ),取校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)(則：M12( T3)

31、3W1969962 (0.6 419220)20.1 60321.73MPa根據(jù)選定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得因此c1,所以安全。6、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1)判斷危險(xiǎn)截面由軸的簡圖加以受力分析可知只需校核第IV個截面兩側(cè)即可(2)截面VII左側(cè)抗彎截面系數(shù)W抗扭截面系數(shù)Wt截面IV左側(cè)的彎矩M截面上的扭矩為T3截面上的彎曲應(yīng)力b截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t0.1d30.2d3_330.155316637.5mm3330.25533275mm63.533384145F166362Ngmm419220NgmmWt16636216637.54192203327510MPaa12.60MPa由

32、軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。B640MPa,1由表15-1查得275Mpa,1155MPa.截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。由2.0D540.041.08,經(jīng)插值后可查得50d50=1.0=1.31又由附圖3-1可查得軸的材料的敏性系數(shù)為q0.820.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-410.82(2.01)1.8210.85(1.311)1.26查附圖3-2得0.69,0.83；軸按磨削加工，查附圖3-40.92,則:1年0.6910.9212.72K k11.26111.600.830.92又由0.10.2,0.1；0.50.05;于是,計(jì)算安全系數(shù)按式15-6、

33、15-7、15-8則得27514.852.726.810.101555.591.6033.620.0533.62caSSS214.855.5914.85225.595.23s1.5故可知其安全。(3)截面VII左側(cè)校核抗彎截面系數(shù)0.1d330.1 50312500mm抗扭截面系數(shù)WT0.2d30.2 50325000 mm3截面IV右側(cè)的彎矩63.5 33196996 截面上的彎曲應(yīng)力63.57290494620Ngmm5.83MPa12500截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T3WT4192202500016.77MPa截面上的扭矩為419220Ngmm過盈配合處的 k值，由附表3-8用插入法求出，并取

34、k =0.8 k，于是得:k=3.02k =0.8 k =0.83.02=2.42軸按磨削加工，查附圖3-40.92 ,則:1113.0213.110.92k1一一1k-12.421K0.922.51于是，計(jì)算安全系數(shù)按式15-6、15-7、15-8則得Sca故可知其安全。2753.115.240.1016.871552.5112.620.059.612.62SSS216.879.6七、鍵的選擇和校核16.87229.68.4s1.51、i軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，故采用平鍵聯(lián)接。當(dāng)軸（與聯(lián)軸器連接）的直徑徑從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm,高度h=8m

35、m.度系列，取鍵長L=110。（2）鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核d=40mm。根據(jù)此直由輪轂寬度并參考鍵的長鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p100120MPa取其平均值，p110MR。鍵的工彳長度l=L-b=110-12=98mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5由式（6-1）得：8=4mm。_32T103pkld一一一一一3260.911037.77MPa49840p110MPa可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。同理第二軸第三軸算法一樣。八、軸承的的選擇與壽命校核第III軸的軸承計(jì)算已知：Fte3991N,Fre1498N,Fae1000N。tereaer7*-LLlXrJ人(1一一.軸承預(yù)期計(jì)算壽命：Lh3X8X15X300X=l08000h，軸的轉(zhuǎn)速為n63.79r/min(1)選擇軸承型號為30310。(2)求兩軸承受到的徑向載荷Fri和Fr2將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。由力分析可知r1v50.99N1Fre63.5Fae210.08263.51311149863.51000210.08263.5131Fr2VFreFr1v149850.991548.99NF r1H? 63.5F te 63.5 131399163.563.5 13