机械设计减速器

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：展开式两级圆柱齿轮减速器学院： 机电工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 设计者： 学号： 指导老师： 2015年12月25日目 录1、电动机的选择- 1 -2、传动装置总体设计- 3 -2.1、总传动比及分配各级传动比计算- 3 -2.2、传动装置的运动和动力参数- 3 -3、传动零件的设计计算- 5 -3.1、带传动零件设计计算- 5 -3.2、减速器内传动零件设计计算- 6 -设计高速级齿轮- 6 -设计低速级齿轮- 12 -4、总装配设计计算- 18 -4.1、轴系零件设计计算- 18 -、输入轴的设计计算- 18 -、中间轴的设计计算-

2、 22 -、输出轴的设计计算- 26 -、轴承的选择计算- 30 -、键的设计计算- 34 -4.2、联轴器选择- 34 -4.3、减速器的润滑与密封- 34 -5、设计总结- 35 -6、参考文献- 36 -1、电动机的选择1）、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。 2）、选择电动机容量：电动机所需的工作功率为 （其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。）负载功率为因此有传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率只之乘积,即：式中：、分别为联轴器、轴承、齿轮传动、带传动的传动效率取传动效率为带传动的效率滚动轴承效率（一对） 闭

3、式齿轮传动效率联轴器效率工作机效率则有电动机的功率为3）、确定电动机转速：1.5kw链轮工作转速为查表得：取V带传动的传动比，二级圆梯形齿轮减速器传动比,即为减速器的总传动比，所以电机的可选范围为。则符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由相关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表1.1：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能如下表1.2：表1.1方案电动机型号额定功率 kw电动机转速r/min重量/kg传动比同步转速满载转速总传

4、动比V带传动减速器1Y90S-21.5300028406465.082Y90L-41.5150014006832.322.512.933Y100L-61.510009408421.542.39.37表1.2电动机型号额定功率Kw电动机转速r/min堵转转矩最大转矩同步转速满载转速额定转矩额定转矩Y100L-61.510009402.02.2电动机主要外形和安装尺寸如下表1.3 （单位：mm）中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×G132475×345×31

5、5216×1401238×8010×332、传动装置总体设计2.1、总传动比及分配各级传动比计算1）、减速器的总传动比为：2）、分配传动装置传动比： （式中为带传动的传动比，初步取2.5，为减速器的传动比。）则减速器的传动比3）、按展开式布置。 （式中i2为高速级传动比，i3为低速级传动比。）2.2、传动装置的运动和动力参数1）、各轴的转速 轴： 轴： 轴： 工作机轴： 2）、各轴的输入功率 轴： 轴： 轴： 工作机轴： 3）、各轴的转矩 电动机的输出转矩： 轴：轴：轴：工作机轴： 轴名功率 P/KW转距T/N·M转速nr/min转动比i效率电机轴1.5

6、15.29402.50.96轴1.436.573764.290.95轴1.397173.876.73.010.95轴1.355590.221.910.97工作机轴1.31572.521.93、传动零件的设计计算3.1、带传动零件设计计算1）、计算功率查表有工况因数，故2）、选取V带型号根据, ,查图表确定选用A型3）、验算带速，大于5m/s，小于30m/s。方案合适。4）、确定带轮基准直径和查表选取，得查表取5）、确定带长和中心距根据式（8-20），初步选取中心距 ，由式（8-22）则有带长 查表（8-2）取基准长度 按式（8-23）计算实际中心距 按式（8-24），中心距的变化范围为395.

7、75465.5mm。6）、验算小带轮包角 验证方案适合7）、确定V带根数传动比 查表8-4 ，查表8-5 ，查表8-6 ，查表8-2 。 则有V带根数取Z=2根8）、求轴上载荷1、张紧力查表8-3得，所以单根V带的张紧力：2、轴上载荷 9）、结构设计 小带轮； 大带轮10）、主要设计结论 选用A型普通V带2根，带基准长度1550mm。带轮基准直径 ；，中。中心距控制在395.75465.5mm。单根带初拉力F0 =106.9N。 3.2、减速器内传动零件设计计算设计高速级齿轮1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择：小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS

8、，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，工作稳定，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数21·14.9×24=117.6,取Z2=118。5）选取螺旋角。初选螺旋角。2按齿面接触强度设计按式（1024）试算，即）确定公式内的各计算数值（1）试选 （2）由图1020，选取区域系数（3）由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1cosz1+2ha*cos=29.974°a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=22.9°=z1tana1-tan'+z2(tana2-tan')2=1.658

9、Z=4-31-+=0.666（4）计算接触疲劳许用应力H。查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：N1=60n1jLh=4.1184×109N2=N1i=1.2672×109查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率为1%，安全系数S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH2=KHN2Hlim2S=523MPa取两者中的较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=523MPa（5）由表107选取齿宽系数（6）由表105查得材料的弹性影响系数）计算（）试算小齿轮分度圆直径

10、，由计算公式得d1t32KHtT1di+1iZHZEZ2=33.755mm（）计算圆周速度（）计算齿宽（）计算载荷系数KH查表10-2使用系数 根据，级精度，由图108查得动载荷系数，由表103查得故载荷系数 （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-12得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计（1）由式1020 ） 确定计算参数试选载荷系数KFt=1.3由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。由式（10-19）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 计算当量齿数查取齿形系数由表1017查得 查取应力校正系数由表1018查得 计算大小齿轮的因此大齿轮的数据大，所以取） 试算齿轮模数（

11、2)调整齿轮模数1）数据准备圆周速度vd1=mtz1/cos=27.48mmv=d1n160×1000=0.54ms齿宽bb=dd1=27.48mm宽高比bhh=2han*+c*mnt=2.4998mmbh=10.992)计算实际载荷系数KF查图10-8得Kv=1.05Ft1=2T1d1=2623NKAFt1b=100.1N.mm>100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.419,结合bh=10.99查10-13得 KF=1.32则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.525所以mn=mnt3KFKFt=1.172mm由于齿轮模数m的大小主要

12、取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.172mm并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=39.606mm，所以z1=d1cos（）mn=30.74。取z1=31，则z2=iz2=152 大小齿轮齿数互为质数。4 几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为118mm（）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取；5圆整中心距后的强度校核（1） 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算（10-22）中的各参

13、数。为节省篇幅，仅给出计算结果：KH=2.181,T1=3.657×104N.mm，d=1，d1=39.98mm，i=4.9，ZH=2.433,ZE=189.8MPa12,Z=0.668,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=472.7MPa<H=523MPa满足要求（2） 齿根弯曲疲劳强度校核KF=1.795, T1=3.657×104N.mm,YFa1=2.52, YFa2=2.06, YSa1=1.68, YSa2=1.74,Y=0.673, d=1,m=1.25,z1=31,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=91.84MPa<F

14、2F2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=73.29MPa<F2满足要求。主要设计结论齿数z1=31，z2=152，模数m=1.25，压力角=20°，中心距a=118mm，齿宽b1=45mm， b2=40mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45（调质）。齿轮按7级精度设计。高速级齿轮参数：齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆齿宽旋向小齿轮201.251184.93139.9845右旋大齿轮152196.0240左旋设计低速级齿轮1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择：小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差

15、为HBS。）运输机为一般工作机器，工作稳定，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数21·13.5×24=84,取Z2=84。5）选取螺旋角。初选螺旋角。2按齿面接触强度设计按式（1024）试算，即）确定公式内的各计算数值（1）试选 （2）由图1020，选取区域系数（3）由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1cosz1+2ha*cos=29.974°a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=24.765°=z1tana1-tan'+z2(tana2-tan')2=1.631Z=4-31-+=0

16、.673（4）计算接触疲劳许用应力H。查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：N1=60n1jLh=4.1184×109N2=N1i=1.2672×109查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率为1%，安全系数S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH2=KHN2Hlim2S=523MPa取两者中的较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=523MPa（5）由表107选取齿宽系数（6）由表105查得材料的弹性影响系数）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得d1t

17、32KHtT1di+1iZHZEZ2=58.38mm（）计算圆周速度（）计算齿宽（）计算载荷系数KH查表10-2使用系数 根据，级精度，由图108查得动载荷系数，由表103查得故载荷系数 （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-12得（）计算模数3按齿根弯曲强度设计（1）由式1020 ） 确定计算参数试选载荷系数KFt=1.3由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。由式（10-19）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 计算当量齿数查取齿形系数由表1017查得 查取应力校正系数由表1018查得 计算大小齿轮的因此大齿轮的数据大，所以取） 试算齿轮模数（2)调整齿轮模数1）数

18、据准备圆周速度vd1=mtz1/cos=46.180mmv=d1n160×1000=0.185ms齿宽bb=dd1=46.18mm宽高比bhh=2han*+c*mnt=4.2mmbh=11.002)计算实际载荷系数KF查图10-8得Kv=1.03Ft1=2T1d1=7527NKAFt1b=167.5N.mm>100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.419,结合bh=11.00查10-13得 KF=1.35则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.530所以mn=mnt3KFKFt=1.971mm由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定

19、的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.971mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=67.82mm，所以z1=d1cos（）mn=32.9。取z1=33，则z2=iz2=115.5 取z2=116 大小齿轮齿数互为质数。5 几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为153mm（）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取；5圆整中心距后的强度校核（3） 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算（10-22）中的各参数。为节省篇幅

20、，仅给出计算结果：KH=2.192,T1=17.38×104N.mm，d=1，d1=67.77mm，i=3.5，ZH=2.51,ZE=189.8MPa12,Z=0.672,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=496.2MPa<H=523MPa满足要求（4） 齿根弯曲疲劳强度校核KF=1.596, T1=17.38×104N.mm,YFa1=2.62, YFa2=2.01, YSa1=1.68, YSa2=1.54,Y=0.673, d=1,m=2,z1=33,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=95.32MPa<F2F2=2KFT1YF

21、a2YSa2Ydm3z12=69.28MPa<F2满足要求。主要设计结论齿数z1=33，z2=116，模数m=2，压力角=20°，中心距a=153mm，齿宽b1=73mm， b2=68mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45（调质）。齿轮按7级精度设计。低速级齿轮参数：齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆齿宽旋向小齿轮2021533.53367.7773左旋大齿轮116238.2268右旋4、总装配设计计算4.1、轴系零件设计计算、输入轴的设计计算1）、材料：选用45号钢调质处理，C=1202）、各轴段直径的确定：由，p=1.4kw,n=376r/min,则12 34

22、567：最小直径，安装联轴器，联轴器的计算转矩 查手册，选用LT4型联轴器，半联轴器的孔径d1=20mm，L=52mm，L1=38mm。：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85（采用毡圈密封），：滚动轴承处轴段，滚动轴承选取30305。：过渡轴段，取 ：轴环轴段，取=32mm：齿轮轴段，取=28mm：滚动轴承处轴段 3）、各轴段长度的确定：由联轴器长度查手册得，取 ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由滚动轴承和挡油盘及装配关系确定 ：由装配关系确定：由手册确定 ：由齿轮宽度b1=45确定 ：由滚动轴承确定 4）、键的设计与校核:齿轮和联轴器的周向定位均采用平键联

23、接。联轴器与轴的联接选择：根据，T1=15.2N*m，故轴段上采用键：, 采用A型普通键: 综合考虑取=28mm。查表，所选键为：强度合格。齿轮与轴的联接选择：根据，T1=15.2N*m，故轴段上采用键：, 采用A型普通键: 综合考虑取=36mm。查表，所选键为：强度合格。5）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考表152，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm 6)、校核轴的强度（1）求轴上的载荷查表有圆锥滚子轴承的所以确定轴的支承跨距,。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N

24、197N166.8N弯矩=29789.510840总弯矩=31700=31700扭矩T=195300（2）按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =13.51QMPa已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,因，故安全。（3）精确校核轴的疲劳强度截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过

25、盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。截面V左侧抗弯截面系数：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.2×45318225mm3截面V左侧的弯矩为13256.36截面V上的扭矩为=195300截面上的弯曲应力=1.45Mpa截

26、面上的扭转切应力=21.45Mpa轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 则0.8×2.181.744轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.267 1.831又由课本§31及§32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面V左侧的安全系数为=83.6=7.687.652>>S=1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面V左侧的强度也

27、是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。4.1.2、中间轴的设计计算1）、材料：选用45号钢调质处理，C=1202）、各轴段直径的确定：由，p=1.397kw,n=76.7r/min,则， 12345：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承选3038：高速级大齿轮轴段 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：低速级小齿轮轴段 ：滚动轴承处轴段 3）、各轴段长度的确定：由滚动轴承、装配关系确定 ：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定 ：轴环宽度 ：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 4）、键的设计与校核高速大齿轮：已知，取，采用A型普通键: 取键长为

28、32和63有键的校核为： 所选键为: 低速小齿轮：已知，取，采用A型普通键: 取键长为63有键的校核为： 所选键为: 5）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考表152，取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径 R=2mm6)、校核轴的强度（1）求轴上的载荷查表有圆锥滚子轴承的所以确定轴的支承跨距,。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力465.6N403.3N204N245.2N弯矩=23549.612467总弯矩=56820=56820扭矩T=186500（2）按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受

29、最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =21.31QMPa已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,因，故安全。（3）精确校核轴的疲劳强度截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核

30、。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。截面V左侧抗弯截面系数：W0.1d3755.1mm3抗扭截面系数：WT0.2d321432mm3截面V左侧的弯矩为 12421.24截面V上的扭矩为=185300截面上的弯曲应力1.25Mpa截面上的扭转切应力=19.56Mpa轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 则0.8×

31、2.181.744轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.153 1.654又由课本§31及§32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面V左侧的安全系数为73.5=5.326.52>>S=1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。4.1.3、输出轴的设计计算1）、材料：选用45号钢调质处理，C=1202）、各轴段直径的确定：由，p=1.355kw,n=21.9r/min,

32、则，7 6 5 4321：滚动轴承处轴段 ，滚动轴承选取30314：低速级大齿轮轴段 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位， ：滚动轴承处轴段 ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用毡圈密封） ：最小直径，安装联轴器的外伸轴段 联轴器的计算转矩 查手册，选用LT9型联轴器，半联轴器的孔径d1=55mm，L=112mm，L1=84mm。3）、各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由低速级大齿轮的毂孔宽确定：轴环宽度 ：由装配关系、箱体结构确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由联轴器的毂

33、孔宽确定 4）、键的设计与校核齿轮和联轴器的周向定位均采用平键联接。联轴器与轴的联接选择已知，取，采用A型普通键: 取键长为70，有，键的校核为：所以所选键为: 齿轮与轴的联接选择已知，取，采用A型普通键: 取键长为56，有，键的校核为：所以所选键为: 5）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考表152，取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径 R=2mm6)、校核轴的强度（1）求轴上的载荷查表有圆锥滚子轴承的所以确定轴的支承跨距,。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力624.2N524.1N312N321.9N弯矩=

34、28697.215733总弯矩=62540=62540扭矩T=238800（2）按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =31.2QMPa已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,因，故安全。（3）精确校核轴的疲劳强度截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；

35、从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。截面V左侧抗弯截面系数：W0.1d3866.2mm3抗扭截面系数：WT0.2d330436mm3截面V左侧的弯矩为 19251.35截面V上的扭矩为=236200截面上的弯曲应力1.87Mpa截面上的扭转切应力=22.63Mpa轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得=6

36、40 MPa, =155 MPa, =275Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 则0.8×2.181.744轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.153 1.654又由课本§31及§32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面V左侧的安全系数为56.2=6.878.61>>S=1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。、轴承的选

37、择计算 1) 、选择轴承输入轴轴承1 圆锥滚子轴承30305 (GB/T297-1994)中间轴轴承2 圆锥滚子轴承30308 (GB/T297-1994)输出轴轴承3 圆锥滚子轴承30314 (GB/T297-1994)2) 、输入轴轴承校核查手册得 N 由表查得负荷系数 1、计算轴承派生轴力、径向载荷为： 轴向载荷为： 即有 为判断系数由表查得由表查得派生轴向力为：，则可以求得轴承、的派生轴向力分别为2、计算轴承所受的轴向负荷因为 固有被“压紧”，被“放松”。所以 3、计算当量动负荷轴承I： 由表得 轴承： 由表得 轴承寿命计算因为，故按轴承计算轴承寿命所选轴承30305合格3) 、中间轴

38、轴承校核查手册得 N 由表查得负荷系数 1、计算轴承派生轴力、径向载荷为： 轴向载荷为： 即有 为判断系数由表查得由表查得派生轴向力为：，则可以求得轴承、的派生轴向力分别为2、计算轴承所受的轴向负荷因为 固有被“压紧”，被“放松”。所以 3、计算当量动负荷轴承I： 由表得 轴承： 由表得 轴承寿命计算因为，故按轴承计算轴承寿命所选轴承30308合格4) 、输出轴轴承校核查手册得 N 由表查得负荷系数 1、计算轴承派生轴力、径向载荷为： 轴向载荷为： 即有 为判断系数由表查得由表查得派生轴向力为：，则可以求得轴承、的派生轴向力分别为2、计算轴承所受的轴向负荷因为 固有被“压紧”，被“放松”。所以 3、计算当量动负荷轴承I： 由表得 轴承： 由表得 轴承寿命计算因为，故按轴承2计算轴承寿命所选轴承30314合格、键的设计计算 键的设计与校核在“轴的设计与校核”中已经给出，具体型号如下：键名国标1（联轴器-输入)GB/T 1095-2003 键2（齿轮1）GB/T 1095-2003 键3（齿轮2）GB/T 1095-2003 键4（齿轮3）GB/T 1095-2003 键5（齿轮4）GB/T 1095-2003 键6（联轴器-输出)GB/T 1095-2003 键4.2、联轴器选择在“轴的设计与校核”中已经分