机械设计说明书zl-2.

1、机械课程设计- 设计任务书、设计任务书1) 设计题目：设计胶带输送机的传动装置、电动机的选择电动机的选择计算1) 选择电动机系列根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380伏，Y系列电动机2) 选择电动机功率滚筒转动所需要的有效功率为：FV-100012000 0.283.36 kw1000传动总效率为二滚2联开齿承闭齿252=0.99 20.960.99 50.97 20.95 = 0.800以下是根据表4.2-9确定各部分的效率：传动滚筒效率n卷筒=0.96弹性联轴器效率n 联 1 =0.99刚性联轴器效率n 联2=0.99深沟球轴承效率n 承=0.99开式齿轮的传

2、动效率n开齿=0.95闭式齿轮的传动效率n闭齿=0.97 (8级)3).滚动轴的转速为所需的电动机的功率为滚筒转动所需有效功率：Pw 二 3.36kw传动总效率:= 0.800电机转速：rw=11887min所需电机功率：pr =4.20Kw60v60 汉0.28=11.88r / m n7DJlXQ.450Pw3.360.800=4.20Kw2) 工作条件：B类工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量102多灰尘稍有波动小批3)技术数据题号滚筒圆周力 F(N)带速v(m/s)滚筒直径D(mm)滚筒长度L(mm)ZL-2120000.284508501机械课程设计#机械课程设计查表4.12-1

3、所选的Y型三相异步电动机的型号为Y132S-4型，或选Y132M2-6型。#机械课程设计电机的选择：型号：Y132M2-6 额定功率：5.5kw同步转速1000r/min满载转速：960r/min电动机中心高：H=132mm外伸轴段：D x E=38mm x 80mmi96011.88=80.8 1三、传动装置的运动各级传动比的粗略分配根据总传动比，以及各种机械传动推荐的传动比范围，各级传 动比分配如下：由表4.2-9 设i开=6则减速器的传动比:80.816= 13.47减速箱内高速级齿轮传动比为i高二.1.35减=.1.35 13.47 =4.26减速箱内低速级齿轮传动比为.i减i低二.i

4、113.47= 3.16(二) 各轴功率、转速和转矩的计算1. 0轴：即电动机的主动轴4.26总传动比：i=80.81减速器的传动比：i减二1347高速级齿轮传动比：h = 4.26低速级齿轮传动比:i2= 3.13万案 号电动机型号额定功率同步转 速满载转 速总传动 比1Y132S-45.515001440121.212Y132M2-65.5100096080.81现以 Y132S-4 型(1500r/min ) 及 Y132M-6 型(1000r/min )两种方案比较，由表4.12-1查得电动机数据，Y132S 4型电动机价格较低，但总传动比大。为使传动装置结构紧凑，故选电动机 Y132

5、M2-6型，额定功率5.5kw,同步转速1000r/min,满载转速 960r/min。同时，由表4.12-2 查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段 D x E=38mm x 80mm。三.传动装置的运动及动力参数计算(一).分配传动比.总传动比:#机械课程设计#机械课程设计Po = Pr = 4.20 kwn0 二 960r / min2、各轴功率、转速#机械课程设计3.4.5.T0 =9.55 巴=9.554.2010=41.78N m960no和转矩I轴:Pi即减速器的高速轴p0联 4.20 0.99 = 4.16 kwn 0 二 960 r / min3p14.16S03=9.55

6、9.5541.38N m960nin轴：即减速器的中轴p2 = Pi .承闭齿二 4.160.990.97 = 3.99 kwn2960 =225.35r/mini124.26T2 =9.55 旦 -9.55 3.99 10 =169N m225.35n2川轴：即减速器的低速轴p3 = p2 承闭齿-3.99 0.99 0.97 = 3.83kw匹二 225.35 =71.31r/mini233.163P3 83x10T3 =9.55 - -9.55512.92N mn371.31w轴：即传动轴见表p4 二 p3 联2 承-3.83 0.99 0.99 = 3.75kwn4 = n3 = 71

7、.31r / minP3 75 汉 103T4 =9.55 =9.55502.21N m71.316. v轴：即滚筒轴p5 = p4 承开齿=3.75 0.99 0.95 二 3.53kw氐=n4 = 71.31 二伯.89/口“i开6T5 =9.55 上=9.55 3.53 102835.28N mn511.89轴序号功率P(kw)转速n(r/ min )转矩(N.m)传动形式传动 比效率n04.2096041.78联轴 器1.00.99I4.1696041.38闭式 齿轮42.60.97n3.99225.35169闭式 齿轮3.160.97出3.8371.31512.92联轴 器1.00.

8、99IV3.7571.31502.21开式齿轮60.95V3.5311.892835.28设计开式齿轮1 )齿轮材料的选择大齿轮选用QT500-7 正火处理齿面硬度180-230HBS。小齿轮选用QT600-3正火处理齿面硬度190-270HBS小齿轮选 QT600-3 正火处理，齿面硬度 190-270HBS , 大齿轮选QT500-7正火处理，齿面硬度 180-230HBS。2).按齿根弯曲疲劳强度确定模数初选小轮的齿数为Z5 =20，那么，Z6二Z5 u =20 6 =120由图 5-18b，得二尸讪5 =200N/mm22o-f lim 6 = 190N / mm初选 KtYst &q

9、uot;0,忙=0.2由图 5-19，得 YN5 =YN6 =1.0由图 5-15，得 Ysa5 =1.55,Ysa6 =1.84由图 5-14，得 YFa5 =2.82,YFa6 =2.2 初取 m. = 5由式 5-32，得 Yx=1.0。取 Yst=2.0 , SFmin=1.4由式5-31计算许用弯曲应力F lim 5丫ST200 2 .'- F5YN5YX51.0 1.0 = 285.71N/mmSF min1 45机械课程设计#机械课程设计Yn6Yx6 二192 汉 1.0 汉 1.0 = 271.43N/mmSF min1 .4YFa5YSa5&F5 12.82

10、1.55 =0.01530285.7122 1.84 =0.01491271.43显然,丫Fa6YSa6 < 丫尸丫$：5 ,所以用丫尸沁;6进行计算。 F5 F6 F6开式齿轮考虑到磨损的影响取!fJ - 700 L'fJ- 7000 271.43 =190N/mm2取 KYe=1.0，、I 4kTTY01YSZYJ4X1.0X502210X0.01530©a(u+1)65F0.2汇(6 + 1)域 202贝 U d 5 = mZ = 520 =100 mmu亠1中心距 a = () d 5 = 350 m m24.28(5)齿轮主要几何参数z5=20,z6=120,

11、i=6,m=5mm, d5=100mm,d6=600mm,d a5=110mm,d a6=610mm, df1587.5mm,d f6= 587.5mma=350mm,b6=b=70mm,b5=b6+(510)=76mm几何参数：d5=100mm d6=600mm da5=110mm da6=610mm a=350mm b6=b=70mm b5=76mm四传动零件的设计计算（一）减速器高速级齿轮的设计计算1）材料的选择根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。减速器的高速级的小齿轮选择45号锻钢，齿面硬度为调质处理，217-255HBS;大齿轮选择45锻钢，齿面硬度162-217HBS，正火处

12、理。计算应力循环次数：四传动零件的设 计计算1、高速级齿轮 小齿轮选择45号 钢，齿面硬度为217-255HBS ,调质处理7机械课程设计大齿轮选择45N2N1i2.7648 1094.26= 6.49 108查图5-17 , Zn1=1.0Zn2=1.0(允许有一定点蚀)由式(5-29)，Zx1=Zx2=1.0，取 SHmin=1.0Zw=1.0Zlvr=0.92按齿面硬度 217HBS 和162HBS，由图5-16b，得齿面硬度为162-217HBS ，正火处理N1 =60n1 jLh =60 960 1 (10 300 16)=2.7648 109#机械课程设计#机械课程设计2 2二H

13、iim1 =638N / mm，二 Hiim 2 =517N / mm由式(5 28)计算许用接触应力' ' h lim1638!H1Zn1Zx1ZwZlvr1.0 1.0 0.92 1.0Sh min1.02= 586.96N /mm#机械课程设计#机械课程设计= Zn2Zx2ZwZlvr SH min工517 1.0 1.0 1.0 0.921.0#机械课程设计2=475.64N / mm因卜H2： 1H1，故取卜H 丄卜H2 L 475.64N/mm22）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T 1=41380N mm初取 Kt Z； =1.0，由表 5-5 得 Ze =189

14、.8$N/mm2减速传动，u = i =4.26取'a =0.4。由式（5-41 ）计算ZhZhcos： sin：2.44#机械课程设计#机械课程设计由式（5-39 ）计算中心距 aKT1ZhZeZ ；21）3匡4弋广丿= (4.26 1)31.0 汉 41380/、2'2.44 汉 189.8 汉 0.987 '2 汇0.4 乂4.26'、一475.64丿=117.733mm由4.2-10,取中心距 a=125mm 。估算模数 m n=(0.0070.02)a=0.84-2.4mm,取标准模数m n=2mm。小齿轮齿数:Z1_=2125 cos13 七.16m

15、n u 124.26 1大齿轮齿数:Z2=uz1=4.26 23.16 =98.66#机械课程设计取 zi=23, Z2=99实际传动比i实二空=99二4.30乙23传动比误差i 理 一i实 |4.26 4.30|加=幻00%= x 100% = 0.94% £5% ,i 理4.26在允许范围内。修正螺旋角 3 =arccos mn (z2+z1)/2a=arccos2X(23+99)/2X125=12.578仁12.34'41''与初选相近，可不必修正齿轮分度圆直径d1 mnZ/cos： =2 21/cos： = 47.13mmd2 二叫 z2/cos ：

16、=2 99/cos - - 202.87mm圆周速度r：d1 n1二 47.13 96046 10= 2.37m/s由表5-6,取齿轮精度为8级.(3)验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由表5-3,取 心=1.0由图5-4b , 按 8 级精度和 vz, /100=2.37 23/100 = 0.545m/s得 Kv=1.036。齿宽 b = aa =0.4 125 =50mm由图 5-7a，按 b/d 1=50/47.13=1.061,得 Kb =1.10。由表 5-4，得 K a=1.2载荷系数 K 二 KAKvK K . =1.0 1.036 1.10 1.2 = 1.368计算

17、重合度；一齿顶圆直径da1 =d12h；mn =47.13 2 1.0 2 = 51.13mmda2 =d2 2h；mn =202.872 1.0 2 = 206.87mm齿轮基圆直径db1 =d1cos： t =47.13 cos20.4515 = 44.16mmdb2 =d2 cos： t =202.87 cos20.4515 = 190.08mm端面齿顶压力角:-ai 二 arccos = arccos441 二 30.2 6 7 6da151.13db2190.08O/IQO0:a2 二 arccos arccos23.2432da2206.87重合度：1= 比(tg： a1 tg：

18、t) Z2(tg a2 -tg t )1 2兀二丄 21 (tg30.2676 -tg20.4515) 99 (tg232432 -tg2Q4515) 2 二= 1.663Z；, 1.663 = 0.77511机械课程设计Z 3 =0.988由式(5 43)计算ZH ,Zh2cos : bcos ： t sin =t2 cos11.80852.445 cos20.4515 sin 20.4515#机械课程设计#机械课程设计50 47.132故安全。（4）验算齿根弯曲疲劳强度2I高速级齿轮 主要几何参数:z1=23 z 2=99mn=2 mmd1=47.131mmd2=202.869mma=12

19、5 mm b2=b=50mm b仁 56mmda1=51.131mm,由式5-39,计算齿面接触应力=ZHZEZ bd；2KT1 U1 =2.445 189.8 0.775 0.988 u=L475.64N/m2 1368 413800 430 398.30N/mm24.30按 Z1=23， Z2=99,由图 5-14 得 YFa1=2.78, YFa2 =2.23由图 5-15 得 Ysa1=1.53，Ysa2=1.78。由图 5-18b，得二 Flim1 = 280N/mm2，匚 F lim 200N / mm2由图-19，得 Yn1=1.0，Yn2=1.0由式 5-32， mn=2mm&

20、lt;5mm,故 Yx1=Yx2=1.0。 取 Yst=2.0由式5-31计算许用弯曲应力!F1=lim1YsTYN1Yx1 二28山 1.0 1.0 = 400N/mm2SF min1 4' . F lim 2Yst200 22da2=202.869mm2Yn2丫X21.0 1.0 = 285.71N/mm2SFmin1.4因为二 F2】:二 Fl，所以取二=二 F2 =285.71 ；2KT,bd1 mn冷1丫丫mm2 1.368 4138050 47.31 22.68 1.59 0.681 0.818df1 =42.131mm,df2=197.869#机械课程设计=57.024N

21、/mm2 ： !F1 l-400N/mm2故安全F2YFa2丫sa2二，F1YFa1Ysa1=57.022.23 1.802.78 1.59#机械课程设计= 53.71N/mm2 ： L_F -285.7N / mm2故安全。（5）齿轮主要几何参数#机械课程设计Z1=23, Z2=99, d仁 47.131mm, da1=51.131mm, d u=4.30, m n=2 mm, d2=202.869mm a2 =206.869m#机械课程设计df1 =42.131mm, d f2=197.869 mma=125 mm, b2=b=50 mm,b1=b2+（510）=56mm（二）减速器低速级

22、齿轮的设计计算1）材料的选择 根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。减速器的高速级的小齿轮选择45号钢，齿面硬度，为217-255HBS；大齿轮选择，45号钢齿面，调质处理,硬度217-255HBS 。计算应力循环次数:N3 =60nujLh =60 225.35 1 (10 300 16)=6.49 108N46.49 1083.16=2.05 108查图5-17，Zn3=1.04 Zn4=1.11（允许一定的点蚀）1、低速级齿轮 材料的选择： 小齿轮选择45号 钢,调质处理齿面 硬度为217-255HBS大齿轮选择45号钢齿面硬度为13机械课程设计#机械课程设计由式(5-29)，Zx3

23、=Zx4=1.0，取 SHmin=1.0 Zw=1.0 Zlvr=0.92 由齿面硬度 217HBS，162HBS，由图5-16b，得2 2217-255HBS，调二Hiim3 =638N/mm，二h lim4 =517N / mm#机械课程设计由式(5 28 )计算许用接触应力打3坯 ZnbZxbZwZlvr638 1.04 1.0 0.92Sh min1 .02=610.44N /mm"-H lim4 匕H4 JSH minZN4ZX4ZWZLVR517 1.11 1.0 1.0 0.921.0质处理= 527.96N / mm2因 I-H4 J：卜H4 j 故取 Jh I-卜H

24、4 L 527.96N/mm22）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 T3=169000N mm初取 Kt Z； =1.0，由表 5-5 得Ze =189.8：N/mm2减速传动u=I=3.16;取二0.4Zh2 COS : b2cos12.2035cos_：h sin _泊 cos20.4829 sin 20.4829- 2.44由式（5-39）计算中心距 aat - (u 1)3ZhZeZ 虽32aU.LKT1= (3.16 十詁小169000 '189.8"447.9872X0.4X3.16 I527.962 = 153.37mm#机械课程设计#机械课程设计由4.2-10

25、,取中心距 a=160mm。估算模数 mn=(0.0070.02)a=1.12-3.2mm,取标准模数 mn=2.5mm。小齿轮齿数:Z1_ 2a cos ： _ 2 140 cos13= 29.98mn u 12.53.16 1大齿轮齿数:Z2=uz1=3.16 29.98 =94.77#机械课程设计#机械课程设计取 Z1=30，Z2=95实际传动比i实Z2Z1#机械课程设计#机械课程设计传动比误差i =i 理100%=壬也3.16100% =0.32% ： 5%，#机械课程设计在允许范围内。#机械课程设计修正螺旋角 3 =arccos mn (z2+z1)/2a=arccos2.5X(30

26、+95)/2X160=124293=12.25'43''与初选相近，可不必修正齿轮分度圆直径d1 二 m/cos： =2.5 27/cos： = 76.8mmd2 二 mnZ2/cos： =2.5 85/cos： = 243.200mm圆周速度二 d 3 g60 103二 76.8 225.356 104二 0.91m/s由表5-6,取齿轮精度为8级.(3)验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷稍有波动，由表5-3,取Ka=1.0由图5-4b，按 8 级精度和 vz3/100 = 0.91 30/100 = 0.27m/s得 Kv=1.02。齿宽 b 二 aa =0.4

27、160 = 64mm由图5-7a，按b/d 1=64/76.80=0.833,考虑轴的刚度较大和齿轮 相对轴承为非对称布置，得K 3 =1.01。由表 5-4，得 K a =1.2载荷系数 K 二 KAKvK =1.0 1.01 1.02 1.2=1.236计算重合度；一.齿顶圆直径da3 二d3 2hamn = 76.8 2 1.0 2.5 = 81.8mmda4 =d4 2h；mn =243.22 1.0 2.5 =248.2mm齿轮基圆直径db3 =d3 cos： t =76.8 cos20.4400 = 71.695mmdb4 =d4 cos =243.200><cos20

28、.4400' = 227888mmdb371 9650齿顶压力角a3二arccos嘉二arccos7石矿28.3856db4227.888:a4 = arccos arccos23.3410da4248.200重合度：1 (tgc(a1 tg% ) +Z2(tgGa2 tgt )】a 2兀=1 3ox(tg28.3856tg20.4400)+95x(tg23.3410 tg20.4400)2n=1.691Z ' 1.691 =0.7692 cos bZhcos t sin： t2cos11.6684cos22.4400 sin 20.4400 一 2.44717机械课程设计#机

29、械课程设计由式5-17,计算齿面接触应力巧 uZhZeZ2 bd12U 1 =2.447 189.8 0.769 0.988 u2 1.236 169000 3.17 121425.76N / mmH.64 76.8 76.83.17故安全。(4)验算齿根弯曲疲劳强度按 Z3=27， Z4=85，由图由图5-14 得 YFa3=2.63 , Y5-15 得 Ysa3=1.61Fa4=2.26，YSa4 =1.77。由图5-18b，得二 F lim 3= 527.96N/mm22 2=280N / mm，二 Flim 200N / mm由图-19，得 Yn3=1.0 ,由式 5-32 , mn=

30、2.5mm<5mm,故 Yx3=Yx4=1.0。 取 Yst=2.0由式5-31计算许用弯曲应力Yn4=1.0-F3F lim 3YST y yYN3丫X 3】丄SF min280 2 1.0 1.0 二 400.00N / mm21.4-F4''F lim 4YST、Yn4 丫X4SF min200 2 1.0 1.0 = 285.71N/mm21.4因为264十F3,所以取；f =；F4 =285.71N/mm0.675#机械课程设计2KT3bdsminYFa3Ysa3Y2 1.2361690006476.8 2.52.52 1.670.6750.818=79.00N

31、 /mm2：卜 F 丨=400 .00N / mm2 故安全。-F4YFa4Ysa4=-F3YFa3Ysa32.22x1.80 =79.002.520.67= 75.01N/mm2 ： Af285.71N/mm2故安全。(5)齿轮主要几何参数Z3=30 z 4=953 =12.25'45''mt=2.56mmu=3.17, m n=2.5 mm,d3=76.8mm,d4=243.2mmda3=81.8mm, d a4=248.8 mmdf3=70.550mm, d f4=236.950 mma=160mm b 2=b=64mm, b 1=b2+(510)=70mm级齿轮

32、主要几 何参数：五、轴的设计计算1）高速轴 外伸段直径:d=32mmZ3=30 Z4=95 u=3.17, mn=2.5 mm,d3=76.8mm, d4=243.2mm da3=81.8mm da4=248.8 mm df3=70.550mm, df4=236.950 mm a=160mm, b2=b=64mm, b3=70mm五. 轴的设计计算（一） 高速轴的设计1）初步估计减速器高速周外伸段轴径d=（0.8-1.0）d 电机=30.4-38mm1）选联轴器，确定减速器外伸段轴径根据传动装置的工作条件拟选用ML型梅花型弹性套联轴器,计算转矩Tc=KT=1.5 X 54.71=82.07N.

33、m查TL6型联轴器，公称转矩T n = 250N m>TC =82.07 N m, 许用转速n=3300r/min>n=960r/min,轴孔直径 dmin =32mm,dmax = 42mm若减速器高速轴外伸段直径为d=32mm ,可选联轴器轴孔d1 = d电机二38mm, d2 = d = 32mm所以TL3能满足要求,联接电机的轴伸长 E=60mm，联接减速器 高速轴外伸段的轴伸长L=62mm。因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。2）中间轴的设计d =45 mm二）中间轴的设计轴的材料为选择40CrNiMo,调质处理，传递功率P= 3.96KW ,转速 n =204.69

34、f/ m in。由表8 - 2,查得A0=110戸I 3.99d 丄代3110 32.67mm,取d =45 mmH n 225.353）低速轴的设计d = 40 mm三）低速轴的设计计算轴的材料为45钢，传递功率P= 3.83 kW,转速n= 71.31 r/min。由表8- 2,查得 A0=110d =傀3 P =110 3 38300 = 37.50mm YnV 71.31计算转矩Tc=KT=1.5 X 512.92=769.38N.m查KL7型联轴器，公称转矩T n = 900N m>T C =769.38 N m,许用转速n=3200r/min>n=71.31r/min,

35、轴孔直径 dmin =40mm,dmax =55mm若减速器低速轴外伸段直径为d=40mm所以ML7能满足要求，减速器低速轴外伸段的轴伸长L=84mm。因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。六、轴的强度较核T仁554890N.m圆周力：Ft=5222.494N径向力：Fr=1900.832N六. 轴的强度校核2T12554 890作用在齿轮上的圆周力Ft = 4 二2 5 5 4 8 = 502 2429 Nd 2 1 .5径向力Fr = Ft tg： =1900.832N（1）绘轴的受力简图，求支座反力（见下页）a. 垂直面支反力3Mb =0-RAy（LL2） Ft L2 =0所以：RAy

36、二旦=_342NZY =O,RBy =1914Nb. 水平面支反力二M B =0 ,- Raz(LiL2) Fr L2 = 0Raz1188NLi + L21Z = 0 , Rbz 二 Fr - Raz 二 3030N(2)作弯矩图a.垂直面弯矩 My图C点左，M Cy = RAy Li = 77708N .mmM Cy = RBy L2 = 354.31.2N .mmC点右：b. 受力简图见下页图c. 水平面弯矩Mz图.C 点左边：MCz =RAzL1 = 123018N mme.合成弯矩图C点左边:Me= ；MCy +M Cz =145506N mmC点右边:MC - .M2 '2

37、CY MCZ =128019N mm(3) 作转矩-JT= Ft =512920 N mm 2(4) 作计算弯矩Mca图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6点左边M caCC +0Tc )2二 145506 N.mm点右边M；aC - MC2(：Tc)2= 333317 mm占八、McaMD : To 2=307752N mm21机械课程设计，而计算弯矩较大,8剖面所受的，即 2和8剖面都比较危险.(5) 校核轴的强度由以上分析可见,2剖面直径最小 计算弯矩最大，而轴径却不是最大 2剖面的计算应力为d ca=Mca3/W=56.1Mpa8剖面的计算应力为d ca=Mc

38、a2/W=23.7Mpa按表8-3查得d卜仁59Mpad ca< d -1,所以安全.(6 )精确校核轴的疲劳强度图中1 10均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面，其中2,3,4剖面均为过渡圆角引起的应力集中，它们的计算应力值接近，所以只验算2剖面即可,1剖面与2剖面比较，只是应力集中 影响不同，可取应力集中系数较大者验算 .6-10剖面相比较，它们的 直径相同，9与10剖面的计算弯矩小，8剖面虽然计算弯矩大，但 应力集中影响小，所以6与7剖面较危险.6与7剖面的距离接近， 承载情况也很接近，可取应力集中系数值较大者进行验算即可.(a)校核1，2,剖面的疲劳强度1剖面因键槽引起的应力

39、集中系数由附表1-1，查得1-1剖面的较核：S=2.82>S=1.51.满足强度要求k 一 =1.82，k =1.622剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，查得k -一 = 1.97， k =1.512剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2 :- 1 -0.026d 40所以 k；_ = 1.70， k =1.48。故应按照键槽引起的应力集中系数来验算剖面1，1剖面产生的.maxWT5129200.20 4032=46.7N / mmT2a 二 m=23.35N/mm245钢的机械性能查表 8-1，得；4 =268N/mm2， 、=155N/mm2绝对尺寸影响系数由附表1-4

40、，得十=0.84，； = 0.78表面质量系数由附表1-5，得1二=0.92=o.92查表 1-5，得叩 丁 =0.34， =0.211-1剖面安全系数#机械课程设计23机械课程设计1552.820.9R 23-35 °，23-35#机械课程设计取 S = 1.51.8, S S 1,所以1-1剖面安全。6-6剖面的校核：S=5.8>S=1.51.8满足强度要求。(b)校核6,7剖面的疲劳强度6剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表 1-1，查得.97, k十16剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2 :=0.02d 52所以 k厂二 1.84， k =1.79

41、。6-6剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得 -1.81，k =1.62。故应校核6剖面。6-6剖面承受M =11497N mm2T = 512920 N mm6剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为max1149710.1 523=8.2N / mm2#机械课程设计#机械课程设计-6剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为maxWt5.55 10530.2 58-14.22 N/mm2#机械课程设计#机械课程设计其它剖面与上述剖面 相比，危险性小，不 予考虑。2a = m = max/2 = 9.1N / mm由附表 1-4，查得；.-0.81 ；=0.76，表面质量系数由附表 1-

42、5，得 二=0.92, ：=0.92 I = 0.34,=0.21,表面质量系数同上，8-8剖面的安全系数按配合引起的应力集中 系数计算，#机械课程设计#机械课程设计3001.970.92 0.818.2 0-13.8#机械课程设计225机械课程设计15509R6 釦 °，9113.8 6.413.82 - 6.42= 5.8=6.42#机械课程设计2#机械课程设计S S)-1.51.8 ,所以6-6剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。2#机械课程设计2#机械课程设计七. 滚动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对角接触轴承6211 o查表4.6-1，角接触轴承的 C=32800N , C° = 2°N。由表9-8可知,S=eR,因为e与A/CO有关，现轴承所承受轴向力 A尚为 未知数，因此需用试算，逼近法来确定e,S以及A.试算过程如下：初取e=°.4则Sa=0.4Ra=494NSb=0.4Rb=1434N因为 FA+Sa=930+494=1424<SbAb=max(Sb,Sa+FA)2#机械课程设计Aa=max(Sa,Sa-FA)代入数据后，得Ab=1434N,Aa=-940N根据初算的Aa,Ab再进行计算轴承 a:Aa/C0=940/26800=0.035查表，