带式运输机二级圆柱齿轮减速器课程设计

1、目录一、设计任务书 1二、传动方案的拟定及说明 1三、电动机的选择 3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 . 3五、计算传动装置的运动和动力参数. 4六、传动件的设计计算 51. V 带传动设计计算 52. 斜齿轮传动设计计算7七、轴的设计计算 121. 高速轴的设计122. 中速轴的设计153. 低速轴的设计19精确校核轴的疲劳强度 22八、滚动轴承的选择及计算 261. 高速轴的轴承262. 中速轴的轴承273. 低速轴的轴承2931九、键联接的选择及校核计算十、联轴器的选择 32十一、减速器附件的选择和箱体的设计 32十二、润滑与密封 33十三、设计小结 34十四、参考资料 35设

2、计计算及说明结果设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据运输机运输带卷筒直带速使用工作卷筒扭速度径（mm允许年限制度矩（N?m（m/s）偏差（年）（班/（%日）13500.7032051024. 设计容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写5. 设计任务(1) 减速器总装配图1( 0号或1号图纸)(2) 齿轮、轴零件图各一(2号或3号图纸)(3) 设计计算说明书一份传动方案的拟定及

3、说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用 V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果nwD32041.778r/min三、电动机的选择1. 电动机类型选择IP44 )系列三相按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y( 异步电动机。它为卧式圭寸闭结构。2. 电动机容量(1) 卷筒轴所需功率PwPwFv100019001.110002.09kW(2) 电动机的输出功率PdPdaPw5.90625kW传动装置的总效率式中，1, 2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴 承的效率。取弹性联轴器传动!0.99 ;滚动轴承20.98 ;圆柱齿

4、轮传动3 0.97 ;弹性联轴器40.99 ;卷筒轴滑动轴承50.96，则a 0.990.98 30.97 20.990.960.83故PdPwa囂3 2.51kW3. 电动机的转速卷筒轴工作转速n60 1000vD60 1000 1.130091.34r / min按表1查得二级圆柱齿轮减速器传动比围i' 840,则总传动 比合理围为ia i'840,故电动机转速可选围为nd ia n (840) 91.34731 3654r / min根据容量和转速，由机械手册可查出几种适用的电动机型号， 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和传动比，0. 82015巳7.2014k

5、WPed7.5kW选定电动机型号为Y132S-6,其主要性能如第二表格nd' nw i1'i2' 66810026r/min可见同步转速为 750r/min、1000r/min、1500r/min 和 3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/mi n 和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min ）电动机 质量（kg）传动装置的传动比同步、卄满载总传动比V带传动两级减速器1Y132M -47.5150014408134.4682.513.7872Y160 M-67.5100097011

6、923.2182.210.554由表中数据可知两个方案均可行，但方案 1的电动机质量较 小，且比价低。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y132M44. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。额定同步转满载转堵转最大转型号功率速速转矩矩额定(kw)(r/mi n)(r/mi n)额定转矩转矩Y132M -47.5150014402.22.3HDEGKLF XGD质量(kg)1323880331251510 X881四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1传动装置总传动比nmn96091.3410.5

7、12.分配各级传动比减速器的传动比为i ia 10.51根据机械设计课程设计指导书图12,取高速级传动比为i14.50，则低速级传动比为ii2 .i110.514.502.34i 34.468i12.5i2 i33.713五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为轴，低速轴为山轴，各轴转速为2.nznmniinni2960r / min960213.33r/min4.5nm296091.34r/min10.51各轴输入功率RPd1ERI2RmRn20.992.48kW32.48 0.98 0.972.36kW32.36 0.98 0.972.25k

8、W2.513.各州转矩电动机输出转矩Td 9550邑9550 251 24.97N mnm960TI Td 124.970.9924.72 N mRTii12324.72 4.500.980.97105.74N mTm Rni23105.742.34 0.980.97422.36 N mX电动机轴高速轴I中速轴低速轴m转速(r/mi n )960960213.3391.34功率（kW2.512.482.362.25转矩(N m)24.9724.72105.74235.221斜齿轮传动设计计算高速级齿轮选用斜齿圆柱齿轮，7级精度，材料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材

9、料为45钢（调质），硬度为240HBS而这材料硬度差为 40HBS选小齿轮齿数N 24，大齿轮齿数，。小齿轮转矩斜齿圆柱齿轮7级精度Ti Tn 422.36N m，小齿轮转速 m155.13r/min，传动比i i33.713。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度Z|2414（GB10095-88） 由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书） 表10-1 选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料 为45钢（调质），硬度为240HBS二者硬度差为40HBS 选小齿轮齿数Z123 :大齿轮齿数Z223 4

10、.50 103.5 ,取z 104 初选取螺旋角 14（2）按齿面接触强度设计按式（10-21 ）试算，即d1t3：2K“1 u 1(ZhZe)2 u ( h) 确定公式各计算数值a）试选载荷系数Kt1.6b）由图10-30选取区域系数Zh 2.433120.78 0.881.66c)由图 10-26 查得 1 0.78, 2 0.88，d）小齿轮传递的传矩T124.72N me)由表10-7选取齿宽系数 d 1f)由表10-6查得材料弹性影响系数Ze1189.8MPa 2g)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H liml600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2

11、550MPah)由式10-13计算应力循环次数:9N160n1 j Lh 609601 (18 300 10 ) 1.3810QKlN11.38 10“8N213.0710i14.50设计计算及说明结果i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1°.89,KHN2 0.92j）计算接触疲劳许用应力:取失效概率为1%安全系数S=1,由式（10-12）得K HN 1 Hlim1H 1S°89 600 MPaK HN 2 H lim 2S1°92 500 MPa534 MPa;460 MPak）许用接触应力5324602496 MPa 计算a）试算小齿轮分度圆直径

12、d1t，由计算公式得d1t3 2 1.6 24.72 103 1 1.665.504.502.433 189.84962mm31.60mmd1t mv 60 1000b）计算圆周速度d1t cosmntZ131.60 cos 14 mm231.33mmd1t 92.40 mm2.25 mnt2.25 1.33mm3.00mmv 0.7505m sb/h 31.60/ 3.0010.54d）计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 23 tan14 1.824e）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数Ka 1根据v 1.59ms, 7级精度，由 图10-8查得动载系数Kv 1.0

13、7 ;由表10-4查得Kh 1.307 ;因表 10-3 查得 Kh Kf 1.4 ;图 10-13 查得 Kf1.276设计计算及说明结果故载荷系数:K Ka Kv Kh Kh 1 1.07 1.4 1.3071.40f）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得.140d1 d1t3 31.60 3 mm 30.22mm1, Kt. 1.6g）计算模数mnmnd1 cosZ130.22 cos14 小mm 1.27mm23（3）按齿根弯曲强度设计由式(10-17)mn2KT1Y cos2 dz1YFaYsafmn 3.97 mm确定计算参数a）计算载荷系数K Ka Kv

14、 Kf Kfb）根据纵向重合度Y 0.88c）计算当量齿数召23Zv1cos3cos314z2104Zv233 .cos cos 141 1.07 1.4 1.2761.911.824，从图10-28查得螺旋角影响系数25.18113.85d）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFal 2.616,YFa2 2.169e）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysal 1.591,Ysa2 1.801FE1 500MPa ；f）计算弯曲疲劳许用应力由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfni 0.85,Kfn

15、2 0.88取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，由式(10-12)得F1K FN 1 FE1S0.85 5001.25340MPaF2K FN 2 FE 2"S"0.88 3801.25267.52MPag) 计算大、小齿轮的 上邑，并加以比较F YFa1 YSa12.616 1.5910.01224F1YFa2 YSa23402.169 1.801 0.01460F2267.52 设计计算mn3 23 2 1.91 24.72 103 0.88 cos14 1 232 1.660.01460mm1.09mm对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲

16、劳强度计算的法面模数，取mn 1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 30.22mm来计算应有的齿数。于是由z1d1 cosmn30.22 cos 141.519.55取乙 23，贝U Z2 UZ1 4.50 23 104(4)几何尺寸计算计算中心距乙乙mn a2 cos23 1041.5mm2 cos1498.17mmmn 2.81mm将中心距圆整为98mm按圆整后的中心距修正螺旋角乙 32Z 119a 233.43mm13 3619因值改变不多，故参数,K ,Zh等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径di乙mncos23 "

17、mm 35.50mm cos13 3619d2乙mncos104 j'mm 160.50mm cos13 3619乙 Z2 mn(23 104) 1.5arccos arccos2 982ad198.75mmd2367.24mm 计算齿轮宽度b d d11 35.50mm35.50mm圆整后取 B1105mm,B2100mmB1105mmB2100mm由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样， 这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得 出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿 轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高

18、速级小齿轮米用左旋，大齿轮米用右旋，低速级小齿轮右旋大 齿轮左旋。X高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.713模数(mm)3螺旋角13 33 55中心距(mm)233齿数3211932119齿宽(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75367.2498.75367.24齿根圆91.25359.7491.25359.74齿顶圆104.75373.24104.75373.24旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果六、轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速高速轴功率转矩T(r / min )(kw)(N m)5766.91118.75(2)

19、作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d =98.75 mm，根据机械设计(轴的设计计算部分未作说明皆查此书)式 (10-14)，贝V2T 2 118.75Ft3 2405.06Nd 98.75 10Fr Fttan_n 2405.06 tg20900.49 Ncoscos13 33 55Fa Ft tan2405.06 tg20 875.37 NFp 1622NFt2405.06 NFr 900.49 NFa 875.37NFp 1622N(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3，取A0 112,于是得'P

20、,'6.91dm. A。*- 11225.64mmn576(4) 轴的结构设计1 )拟订轴上零件的装配方案(如图)2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足V带轮的轴向定位，1- H轴段右端需制出一轴肩，故取H -山段的直径dn-皿=32mmV带轮与轴配合的长度 Li=80mm 为了保证轴端档圈只压在 V带轮上而不压在轴的端面上， 故I - n段的长度应比Li略短一些，现取Li - n =75mm 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， 故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据dn-皿=32mm由 轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列圆

21、 锥滚子轴承30307,其尺寸为d>DXT=35mm80mrrn22.75mm 故d 皿-iv =dw-呱=35mrp 而 Lm-w =21+21=42mm Lv-迅=10mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30308型 轴承的定位轴肩高度h=4.5mm因此，套筒左端高度为 4.5mm dv -迅=44mm 取安装齿轮的轴段V - V的直径dv-v =40mm取Lv-v=103mmf齿 轮的左端与左端轴承之间米用套筒定位。 轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与 V带轮右端面间的距离L=24mm故取L n -

22、m =60mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键 10mm8mm63mm V带轮与轴的 配合为H7/r6 ;齿轮与轴的周向定位选用平键 12mm8mm70mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的 配合为H7/n6 ;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证 的，此处选轴的直径尺寸公差为m64) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2 45，各圆角半径见图轴段编号长度(mm直径(mm配合说明I -7530与V带轮键联接配合-m6032定位轴肩m - iv4235与滚动轴承30307配合，套筒定位IV - V1

23、0340与小齿轮键联接配合V - W1044定位轴环W - vn2335与滚动轴承30307配合总长度313mm(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册 中查得a=18mm因此，轴的支撑跨距为L1=118mm L 2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。T设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 1143N , Fnh2 1262NFnv122

24、37N , Fnv2 1516NC截面弯矩MM H FNH2 L385185N mmM VFNV2L3M a145551N mm总弯矩Mmax JmH M； J8518521455512168646N mm扭矩T 118750N mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取0.6，轴的计算应力ca =M2（T）2"686462 °.6 31187502 Mpa 28.61Mpa0.1 403已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得-i70MPaca 28.61Mpa因此ca -l，故安全。ca安全2. 中速

25、轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速中速轴功率转矩 T(r / min)(kw)(N m)153.66.64422.36(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为di 367.24mm，根据式(10-14),2T 2 422.36f 丁 367 2300.19NF r1Ft tan2300.19COStg20cos13 33 55861.22NFt1 2300.19NFr1 861.22NFa1 837.20NFa1Ft tan2300.19 tg20 837.20N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 98.75mm，根据式(10-14)，Ft22 422.368554.13N

26、98.75 10 3Fr2Ft tan ncos8554.13 tg203202.79Ncos13 33 55Ft2Fa2Ft tan8554.13 tg20 3113.45Nr2Fa28554.13N3202.79 N3113.45N初步确定轴的最小直径45钢，先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为调质处理。根据表15-3，取A 112,于是得d minA0'I 112驚；39.31mmdmin39.31mm（4）轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）I n出IVv w2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力

27、的作用， 故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d I - n =d v - w=45mm由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309,其尺寸为 d>DXT=45mrttl00mm27.25mm 故 Li- n =Lv - w =27+20=47mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度 h=4.5mm因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm 取安装大齿轮出的轴段H -山的直径dn -皿=50mm齿轮的左端 与左端轴承之间采用套筒定位。 为了使大齿轮轴向定位，取 d皿-iv =55mm又由于考虑到与高、低速轴的配合，

28、取 Lm - v=100mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mrm9mm70mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m64) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2 45，各圆角半径见图轴段编号长度(mm直径(mm配合说明I -4945与滚动轴承30309配合，套筒定位-m9850与大齿轮键联接配合m - iv9055定位轴环IV - V10350与小齿轮键联接配合V - W4545与滚动轴承30309配

29、合总长度385mm(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm因此，轴的支撑跨距为Li=76mm L2=192.5, L3=74.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FF nh i68 NFnh2 6186NFnvi 1382NFnv2 2682NC截面弯矩MM H FNH2 L3 460875N mmM VFNV2 L3 M a2353536N mm

30、总弯矩2 21 2 2Mmax 彳MH M； V4608752 3535362 580856N mm扭矩T 422360N mm设计计算及说明结果(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 0.6，轴的计算应力M2( T)2W.58085620.6 42236020.1 503Mpa50.70Mpaca=50.70Mpa设计计算及说明结果安全已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得-i 70MPa因此ca -1，故安全。3. 低速轴的设计FtFr2T 2 1370.923d 367.24 10 Fttan n7466.07 N

31、7466.07costg202791.54Ncos13 33 55FaFt tan7466.07 tg20 2717.43N初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3 ,取Ac 112 ,于是得dminA0 普112 3 6.3760.23mmV 40.96Ft 7466 07 NFr 2791.54NFa 2717.43N(1)低速轴上的功率、转速和转矩转速中速轴功率转矩 T(r / min )(kw)(N m)40.966.371370.92（4）轴的结构设计dmin60.23mmI n mivvvn1）拟订轴上零件的装配方案

32、（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位，W-%轴段左端需制出一轴肩，故取V - W段的直径dv-可=64mm半联轴器与轴配合的毂孔 长度Li=107mim为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在 轴的端面上，故W -叫段的长度应比Li略短一些，现取 L可-迎=105mm 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， 故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据dw-迎=65mm由 轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314,其尺寸为 d>D>T=70mmi50mm38mm 故 di-n =dw- v=70mrp

33、而 Li-n=38mm Liv- v=38+20=58mm左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度 h=6mrp因此，取得dn-皿=82mm右端轴承采用 套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm 取安装齿轮出的轴段山-V的直径dm-v =75mm齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 I m -v =98mm 轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm故取L v - w =60

34、mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mmi1mm80mm半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mnM2mm >80mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2.0 45，各圆角半径见图轴段编号长度(mr)直径(mr)配合说明I -3870与滚动轴承30314配合-m1082轴环m - iv9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位IV - V5870与滚动轴承30314配合V - W6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位W

35、 - vn10563与联轴器键联接配合总长度369mmFr(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm因此，轴的支撑跨距为L1 L267 75 142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反FNH1 3943.35NFNV12039.50N力FFnh2 3522.72NFnv2 4831.04NB截面弯M HFNH1 L1 264204 N mmM VFNV2L

36、2362325N mm矩M总弯矩Mmax JmHV26420423623252448423N mm扭矩T 1370920Nmm(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 0.6，轴的计算应力Z'22(T)4484230.6 1370920ca =3Mpa 22.21MpaW0.1 753ca 22.21Mpa已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得J 70MPa因此ca -1，故安全。(7) 精确校核轴的疲劳强度安全1) 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的 应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴

37、的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面VW无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面山和W处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面山的应力集中影响和截面W的相近，但截面山不受扭 矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中 均在两端)，而这里轴的直径也大，故截面 B不必校核。截面I 显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的 应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面W左右两侧2) 截面W左侧抗弯截面系数 W o.1d 30.1 753mm342187.5mm3抗扭截面系数

38、Wt 0.2d3 0.2 753 mm3 84375mm3截面W左侧的弯矩为75 48M 448423 161432N m75截面W上的扭矩为 T 1370920N mm截面上的弯曲应力b M 161432 MPa 3.83MPaW 42187.5截面上的扭转切应力t T 1370920 MPa 16.25MPaWT84375轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得b 735MPa,1 355MPa, 1 200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22.0750.027, Dd75701.07经插值后可查得2.3,1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q 0.8

39、2， q 0.85故有效应力集中系数为k 1 q 11 0.822.3 12.07k 1 q 11 0.851.32 11.27由附图3-2得尺寸系数0.65由附图3-3得扭转尺寸系数 0.800.92轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即Bq=1，则得综合系数值为K丄1鴛0.923.27K 1127 11.670.800.92又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数0.1 0.2, 取0.15 ；0.05 0.1,取0.075 ；于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得35528.353.27 3.83 0.15 0200141

40、116.2516.251.670.0752Sca,s2 s228.35 14.1114.112.28.35212.63 S 1.5故可知其安全。3）截面W右侧抗弯截面系数W 0.1d30.1 703mm334300mm3抗扭截面系数WT0.2d33330.2 70 mm 68600mm截面W右侧的弯矩为M 44842375 4875161432N m截面W上的扭矩为1370920N mm截面上的弯曲应力M 進MPa 4.71MPaW 34300截面上的扭转切应力Sca12.63S 1.5安全轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得b 735MPa,1 355MPa, 1 200MPa截面

41、上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r 2.0D 700.029, Dd75701.07经插值后可查得2.2,1.30又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.82, q 0.85故有效应力集中系数为2.21.3011.981 1.26k 1 q 110.82k 1 q 11 0.85由附图3-2得尺寸系数0.67由附图3-3得扭转尺寸系数0.82轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，q=1，则得综合系数值为K k 111.980.671 10.923.04，/k1, 1.26K 1 0.820.921.62又由§3-1和§3-2查

42、得碳钢的特性系数0.1 0.2, 取0.15 ；0.05 0.1,取0.075 ；于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)(15-8)则得3553.04 4.71 0.15 024.791200 1181K a m 1.62 1998 0.075 19.98.2 2-以79 18110.66 S 1.5> S 2 S 2 24.792 11.812故可知其安全。Sea10.66S 1.5安全七、滚动轴承的选择及计算'4Lh5.84 10 h轴承预期寿命Lh' 10 365 8 2 5.84 104h1.高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得

43、 11 51 35 ,Cr 71.2kNe 1.5 ta n 1.5 ta n11 51 350.315(1)求两轴承所受到的径向载荷FM和Fr2由高速轴的校核过程中可知：Fnh1 1143N， Fnh2 1262NFNv12237N， Fnv2 1516NFmFnh1 0.4ctg11 51 35因为 Fae 875NFnv12,11432 ( 2237).2 2512NFr2Fnh22 Fnv22"2622 1516? 1973N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7 得 FdFr2YF d1F d2659N518N25122 0.4ctg11 51 351

44、973所以 Fae Fd2 1393Nd1Fa1Fae Fd2 1393NF a2Fd2 518N(3) 求轴承当量动载荷R和P2Fai 1393NFa2 518NFai13932512Fa20.5545 er251819730.2625由机械设计表13-6，取载荷系数fp 1.1P1fp 0.4Fr1 YFa11.1 (0.4 2512 0.4ctg11 51 35 1393)4024NP2fpFr2 1.1 19732170N(4) 验算轴承寿命因为P1 P2，所以按轴承1的受力大小验算6 6.10 C1071.2L h60n P 60 576 4.0241034.18105h Lh

45、9;R 4024NF22170N故所选轴承满足寿命要求。5Lh 4.18 10 hLh'满足寿命要求2.中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 12 57 10，Cr 102kNe 1.5tan1.5 tan 12 57 100.345(1)求两轴承所受到的径向载荷FM和Fr2由中速轴的校核过程中可知：F nh 168 N ， F nh 26186 NFnv1 1382N， Fnv2 2682NFm Fnh12 Fnv12682 1382.21384N 2 2 ； 2 2Fr2 JFnh2Fnv2(618626826742 N(2)求两轴承的计算轴向力Fa!

46、和Fa2设计计算及说明结果由机械设计表13-7 得 FdFr2YF d11384398N20.4ctg12 57 10F d267421938N20.4ctg12 57 10因为FaeFa2 Fa1 31138372276 N所以 FaeFd24214 N FdiFa1Fae Fd2 4214NFa2 Fd2 1938N(3) 求轴承当量动载荷R和P2Fa1Fr142143.045 e1384Fa2Fr219380.28756742由机械设计表13-6，取载荷系数p 1.1P1fp 0.4Fr1 YFa18671N1.1(0.4 13840.4ctg12 57 104214)Fa1 4214NFa2 1938NP2fpFr2 1.1 67427416N(4) 验算轴承寿命因为R P2，所以按轴承1的受力大小验算10354.02 10 hLh'6 610 C10102Lh 60n P 60 153.6 8.671故所选轴承满足寿命要