机械设计课程设计-一级直齿圆柱齿轮减速器F=1725V=1.3D=360.docx

机械设计课程设计全套图纸加扣3012250582 系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录一 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1二 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1三 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3四 计算传动装置运动学和动力学参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3低速轴的参数44.4工作机的参数4五 普通V带设计计算5六 减速器齿轮传动设计计算96.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数96.2按齿面接触疲劳强度设计96.3确定传动尺寸116.4校核齿根弯曲疲劳强度116.5计算齿轮传动其它几何尺寸136.6齿轮参数和几何尺寸总结13七 轴的设计147.1高速轴设计计算147.2低速轴设计计算19八 滚动轴承寿命校核248.1高速轴上的轴承校核248.2低速轴上的轴承校核25九 键联接设计计算269.1高速轴与大带轮键连接校核269.2低速轴与大齿轮键连接校核269.3低速轴与联轴器键连接校核26十 联轴器的选择2710.1低速轴上联轴器27十一 减速器的密封与润滑2711.1减速器的密封2711.2齿轮的润滑2711.3轴承的润滑28十二 减速器附件2812.1油面指示器2812.2通气器2812.3放油孔及放油螺塞2812.4窥视孔和视孔盖2912.5定位销3012.6启盖螺钉3012.7螺栓及螺钉30十三 减速器箱体主要结构尺寸31十四 设计小结32参考文献32一 设计任务书1.1设计题目 一级直齿圆柱减速器，拉力F=1725N，速度v=1.3m/s，直径D=360mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计二 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机三 选择电动机3.1电动机类型的选择 根据用途选用Y系列三相异步电动机。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=1233vw=0.8773.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=17251.31000=2.24kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.240.877=2.55kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.3360=69rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(620)69=414-1380r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-6的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880 电机外形及安装尺寸图3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG13247531521614012388010333.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=96069=13.913 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3 减速器传动比为i1=iaiv=4.64四 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数P0=2.55kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500002.55960=25367.19Nmm4.2高速轴的参数P=P0v=2.550.96=2.45kWn=n0i0=9603=320rpmT=9550000Pn=95500002.45320=73117.19Nmm4.3低速轴的参数P=P23=2.450.990.98=2.38kWn=ni1=3204.64=68.97rpmT=9550000Pn=95500002.3868.97=329549.08Nmm4.4工作机的参数P=P122w=2.380.990.990.990.97=2.24kWn=n=68.97rpmT=9550000Pn=95500002.2468.97=310163.84Nmm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9602.5525367.19高速轴3202.4573117.19低速轴68.972.38329549.08工作机68.972.24310163.84五 普通V带设计计算 1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.12.55=2.805kW 2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=80mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v=dd1n601000=80960601000=4.02ms-1 3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2=idd1=380=240mm 根据表8-9，取标准值为dd2=250mm。i=dd2dd1=25080=3.12n2=n1i=9603.12=307.69 从动轮的转速相对误差率为307.69-320320100%=-3.85% 在5%以内，为允许值。 4.确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=500mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2500+280+250+250-80245001533mm 由表选带的基准长度Ld=1550mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=500+1550-15332508mm 按式（8-24）,中心距的变化范围为485-554mm。 5.验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-250-8057.3508=160.82120 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=80mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.6kW。 根据n1=960r/min，i=3和A型带，查表8-5得P0=0.112kW。 查表8-6得K=0.952，表8-2得KL=0.98，于是 Pr=P0+P0KKL=0.6+0.1120.9520.98=0.664kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=2.8050.6644.22 取5根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9522.8050.95254.02+0.1054.022=115.16N 8.计算压轴力FpFp=2zF0sin12=25115.16sin160.822=1135.51N 9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=80 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd+2ha=80+22.75=85.5mmB=z-1e+2f=5-115+29=78mm L=2.0dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=78mm图5-1 带轮结构示意图 2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=25mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.025=50mmda=dd+2ha=250+22.75=255.5mmB=z-1e+2f=5-115+29=78mmC=0.25B=0.2578=19.5mmL=2.0d=2.025=50mm图5-2 带轮结构示意图 10.主要设计结论 选用A型普通V带5根，基准长度1550mm。带轮基准直径dd1=80mm，dd2=250mm，中心距控制在a=485554mm。单根带初拉力F0=115.16N。带型AV带中心距508mm小带轮基准直径80mm包角160.82大带轮基准直径250mm带长1550mm带的根数5初拉力115.16N带速4.02m/s压轴力1135.51N六 减速器齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。 (2)参考表10-6选用7级精度。 (3)材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度241286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度217255HBS (4)选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数z2=z1i=274.64=125。6.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 1)确定公式中的各参数值 试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551062.45320=73117.19Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.49 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos27cos2027+21=28.968a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos125cos20125+21=22.348=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=27tan28.968-tan20+125tan22.348-tan202=1.753Z=4-3=4-1.7533=0.865 计算接触疲劳许用应力H 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=603201163008=7.373108NL2=NL1u=7.3731084.64=1.589108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.044，KHN2=1.14 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.0446001=626.4MPaH2=KHN2Hlim2S=1.145501=627MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=626.4MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.373117.19112527+1125272.49189.80.865626.42=46.17mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v=d1tn601000=460.773 齿宽bb=dd1t=146.17=46.17mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=0.773m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.015 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=273117.1946.17=3167.303NKAFtb=13167.30346.17=69Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.31 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0151.21.31=1.596 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=46.1731.5961.3=49.437mm 4)确定模数m=d1z1=49.43727=1.831mm，取m=2.5mm。6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2m2=190mm，圆整为190mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=272.5=67.5mmd2=z2m=1252.5=312.5mm (3)计算齿宽b=dd1=67.5mm 取B1=75mm B2=70mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KFTYFaYSaYdm3z12F 1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=70 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.57，YFa2=2.09 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.918 试选KFt=1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.753=0.678 2)圆周速度v=d1n601000=67.5320601000=1.13ms-1 3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252.5=5.625mmbh=755.625=13.333 根据v=1.13m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.021 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1 由表10-4用插值法查得KH=1.317，结合b/h=75/5.625=13.333查图10-13，得KF=1.061。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.02111.061=1.083 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.911，KFN2=0.919 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.9115001.25=364.4MPaF2=KFN2Flim2S=0.9193801.25=279.38MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=46.63MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=45.46MPaF2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 4)齿轮的圆周速度v=d1n601000=67.5320601000=1.13ms 选用7级精度是合适的6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm 2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=72.5mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=317.5mm 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=61.25mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=306.25mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左000右000齿数z27125齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d67.5312.5齿顶圆直径da72.5317.5齿根圆直径df61.25306.25齿宽B7570中心距a190190图6-1 大齿轮结构图七 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)确定的运动学和动力学参数 转速n=320r/min；功率P=2.45kW；轴所传递的转矩T=73117.19Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr调质，许用弯曲应力为=70MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11232.45320=22.07mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0522.07=23.17mm 查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25 (4)确定各轴段的直径和长度。图7-1 高速轴示意图 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=25mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=45mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，键长L=32mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 32 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，则l34 = l78 = 17+12= 29 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。 3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 75 mm，d56 = 72.5 mm 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -10 = 66 mm 5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则l45=l67=+1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径2532354072.54035长度456629875829 (5)轴的受力分析 小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=273117.1967.5=2166.435N 小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan=2166.435tan20=788.518N 第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=98.5mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=66mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=66mm 计算支承反力 在垂直平面上为FNV1=Ql1+l2+l3-Fr1l3l2+l3=1135.5198.5+66+66-788.5186666+66=1588.58NFNV2=Q-FNV1-Fr1=1135.51-1588.58-788.518=-1241.59N 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在水平平面上为FNH1=Ft1l3l2+l3=2166.4356666+66=1083.22NFNH2=Ft1-FNH1=2166.435-1083.22=1083.215N 轴承1的总支承反力为R1=FNH12+FNV12=1588.582+1083.222=1922.75N 轴承2的总支承反力为R2=FNH22+FNV22=-1241.592+1083.2152=1647.7N 1)弯矩计算 在垂直平面上，a-a剖面为MaV=FNV2l3=-1241.5966Nmm=-81944.94Nmm b-b剖面左侧为MbV=-Q l1=-1135.5198.5Nmm=-111847.735Nmm 在水平平面上为MaH=-FNH1l2=-1083.2266Nmm=-71492.52NmmMbH=0Nmm 合成弯矩，a-a剖面为Ma=MaH2+MaV2=-81944.942+-71492.522=108748.12Nmm b-b剖面为Mb=MbH2+MbV2=-111847.7352+02=111847.74Nmm 2)转矩T1=73117.19Nmm 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示图7-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因b-b弯矩大，且作用有转矩，故b-b为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=72.5332=37393.29mm3 抗扭截面系数为WT=d316=74786.58mm3 最大弯曲应力为=MW=2.99MPa 剪切应力为=TWT=0.98MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=3.21MPa 查表得40Cr调质处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算 (1)确定的运动学和动力学参数 转速n=68.97r/min；功率P=2.38kW；轴所传递的转矩T=329549.08Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11232.3868.97=36.46mm 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0736.46=39.01mm 查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40 (4)确定各轴段的长度和直径。图7-3 低速轴示意图 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=428.41Nm 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，bh = 128mm(GB T 1096-2003)，键长L=100mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6210，其尺寸为dDB = 509020mm，故d34 = d67 = 50 mm。 3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 53 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 70 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 68 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 53 mm故取h = 5 mm，则轴环处的直径d56 = 63 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 7 mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 20 -10 = 63 mm 5)取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 20 mm，则l34= B+2+2=20+10+12.5+2= 44.5 mml67= B+2-l56=20+10+12.5-7 = 35.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径404750536350长度1126344.568735.5 (5)轴的受力分析 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2Td2=2329549.08312.5=2109.114N 大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tan=2109.114tan20=767.655N 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=68.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=68.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=129mm 计算支承反力 在垂直平面上为FNV1=Fr2l2l1+l2=767.65568.568.5+68.5=383.83NFNV2=Fr2-FNV1=767.655-383.83=383.825N 在水平平面上为FNH1=Ft2 l2l1+ l2=2109.11468.568.5+68.5=1054.56NFNH2=Ft4-FNH1=2109.114-1054.56=1054.554N 轴承1的总支承反力为FN1=FNH12+FNV12=383.832+1054.562=1122.24N 轴承2的总支承反力为FN2=FNH22+FNV22=383.8252+1054.5542=1122.23N 1)画弯矩图 弯矩图如图所示 在垂直平面上，a-a剖面右侧为MaV=FNV1l1=383.8368.5Nmm=26292.36Nmm a-a剖面左侧为MaV=FNV2l2=383.82568.5Nmm=26292.01Nmm 在水平平面上,a-a剖面MaH=-FNH1l1=1054.5668.5Nmm=-72237.36Nmm 合成弯矩，a-a剖面左侧为Ma=MaH2+MaV2=26292.362+-72237.362Nmm=76873.43Nmm a-a剖面右侧为Ma=MaH2+MaV2=26292.012+-72237.362Nmm=76873.31Nmm 2)转矩T3=329549.08Nmm图7-4 低速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=50332=12265.62mm3 抗扭截面系数为WT=d316=24531.25mm3 最大弯曲应力为=MW=6.27MPa 剪切应力为=TWT=13.43MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=17.29MPa 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca38400h 由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)621050902035 根据前面的计算，选用6210深沟球轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=35kN，额定静载荷C0r=23.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=38400h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=383.832+1054.562=1122.24NFr2=RBH2+RBV2=383.8252+1054.5542=1122.23N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11122.24+01135.27=1122.24NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11122.23+02171.27=1122.23N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr3=39712.24h38400h 由此可知该轴承的工作寿命足够。九 键联接设计计算9.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。 键的工作长度 l=L-b=24mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=41MPap=60MPa9.2低速轴与大齿轮键连