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1、第 0 页 共 31 页 减速器课程设计减速器课程设计 目目 录录 机械设计课程设计任务书.1 传动方案的拟定及说明.2 电动机的选择.3 计算传动装置的运动和动力参数.4 传动件的设计计算.5 轴的设计计算.12 滚动轴承的选择及计算.25 键连接的选择及校核计算.28 联轴器的选择.29 减速器附件的选择.29 润滑与密封.29 第 1 页 共 31 页 设计小结.30 参考资料.31 第 2 页 共 31 页 第 3 页 共 31 页 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二 级圆柱齿轮减速
2、器级圆柱齿轮减速器 一一 总体布置简图总体布置简图 1电动机；2V 带传动；3同轴式二级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5 卷筒；6带式运输机 二二 工作情况：工作情况： 工作平稳、单向旋转 三三 原始数据原始数据 运输机工作 轴的扭矩 T（Nm） 运输带 速度 V（m/ s） 卷筒的直径 D（mm） 带速允许 偏差 （） 使用年 限（年） 工作制度 （班/日） 14400.753505102 第 4 页 共 31 页 四四 设计内容设计内容 1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计 4.滚动轴承的选择 5.键和连轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计
3、算说明书的编写 五五 设计任务设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六六 设计进度设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对 本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以 相同。结构较复杂，轴向尺寸较大，中间轴较长、刚度较差，中间轴承润 滑较困难。 电动机的
4、选择电动机的选择 1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封 闭式 Y（IP44）系列的电动机。 2电动机容量的选择 第 5 页 共 31 页 1） 工作机所需转速的计算 w n min/ 9 . 40 350 75 . 0 100060100060 r D v nw 2） 工作机所需功率 Pw kW v D T Fv Pw17 . 6 1000 75. 0 350 . 0 14402 1000 2 1000 3） 电动机的输出功率 PdPw/ =0.83 32 带齿联滚轴承滑轴承 32 0.96 0.990.970.99 0.96 kW P P w
5、 d 43 . 7 83 . 0 17 . 6 电动机转速的选择 1. 电动机的转速 由表 2-1 查得 V 带传动常用传动比范围，由表 2-2 查得两42 1 i 级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可608 2 i 选范围为 .初选为同步转速为 min/10026668 21 riinn wd 1000r/min 的电动机。 4电动机型号的确定 由表 121 查出电动机型号为 Y160M-6,其额定功率为 7.5kW，满载转速 970r/min。符合题目所需的要求。 型号 额定 功率 （kW ） 满载转速 （r/min ） 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量 （kg）
6、Y160M-67.59702.02.0119 D(mm)E(mm) FGD(mm) G(mm) 42110 128 37 Pw=6.17kW 所选电动机型号 Y160M-6 满载转速 970r/min 第 6 页 共 31 页 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1计算总传动比 由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总 传动比为： nm=970r/min, nw40.9r/min, 可求得 i=23.72 m w n n 2合理分配各级传动比 根据经验及老师指导选择带传动的传动比为=2。 0 i 由于减速箱是同
7、轴式布置，所以 i1i2。 因为 i23.72，所以,故86.11 2 72.23 0 21 i i ii44 . 3 21 ii 速度偏差为 0.2%60mm，符合，3 152 9 160 1 5 根 NF165)( min0 NFp1622)( min 小带轮采用腹板式 结构 第 10 页 共 31 页 。 11 2902 2.7595.5 ada ddhmmmm 螺纹连接中螺钉及垫圈的选择 根据电动机轴尺寸 d=42mm 以及经验，查3附表 1-10 选择螺纹规格为 M6， 选择六角圆柱螺钉：螺钉 GB/T70.1 M616， 依上述螺纹及螺钉规格，查3附表 1-15 选择弹簧垫圈：垫圈
8、 GB/T 93 6， 并且选取垫片厚度为 5mm。 B. 斜齿轮传动设计计算 1 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 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，二者材料硬度差为 40HBS。 2） 精度等级选用 7 级精度； 3） 试选小齿轮齿数 z122，大齿轮齿数；762244. 3 12 ziz 2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计 算 按式（1021）试算，即 dt 23 21 tHE dH K TZ Zu u 1） 确定公式内的各计算数值 （1）试选
9、Kt1.6 （2）由图 1030 选取区域系数 ZH2.433 （3）由表 107 选取尺宽系数 d1 （4）由图 1026 查得 10.765，20.875，则 121.64 （5）由表 106 查得材料的弹性影响系数189.8 E Z 1 2 MPa （6）由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的极限接触疲劳强度 Hlim1600MPa；大齿轮的极限接触疲劳强度为 Hlim2550MPa； （7）由式 1013 计算应力循环次数 N160150.21（2830010） 1 60 h n jL 8 6.48 10 小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬 度为 280HBS 大齿轮材料为 45
10、钢（调质） ，硬度 为 240HBS 7 级精度 第 11 页 共 31 页 N2N1/i 8 2.01 10 （8）由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95；KHN20.97 （9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa 1lim1HNH K S H20.97550MPa533.5MPa 2lim2HNH K S H551.75MPa 12 2 HH 2） 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 2 1 1 2 H EH d t ZZ u uTK =70mm 3 2 3 2 1.6 645.
11、58 103.23 1 2.433 189.8 1 1.643.23551.75 （2）计算圆周速度 v=0.82m/s 11 60 1000 t d n （3）计算齿宽 b 及模数 mnt b=dd1t=1104.94mm=104.94mm mnt=3.25 1 1 z d t h=2.25mnt=2.254.63mm=10.42mm b/h=104.94/10.42=10.07 （4）计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=0.82m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 KV=1.05；由 表 104 查得 KH=1.33 由表 1013 查得 KF=1.36
12、由表 103 查得 KH=KH=1.1。故载荷系数 =KAKVKHKH=11.051.4321.1=1.654 H K （5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1tmm94.104 第 12 页 共 31 页 d1=mm=106.1mm 3 1 / tHt dKK 31.654 104.94 1.6 （6）计算模数 mn mn =mm=4.68mm 1 1 z d 3按齿根弯曲强度设计 由式(1017) mn 2 3 1 2 1 2cos FFaSa dF K TYY Y z 1） 确定计算参数 （1）计算载荷系数 =KAKVKFKF=11.051.331.1=1.
13、54 F K （2）根据纵向重合度 =1.744， （3）查取齿型系数 由表 105 查得 YFa1=2.65；YFa2=2.225 （4）查取应力校正系数 由表 105 查得 Ysa1=1.58；Ysa2=1.765 （5）计算F 由图 1020c 查得 FE1=500MPa， FE2=380MPa， 由图 1018 查得 KFN1=0.92， KFN2=0.95， 取 S=1.4,则 F1= =328.57MPa 11FNFE K S 0.92 500 1.4 F2= =257.86MPa 22FNFE K S 0.95 380 1.4 （6）计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y
14、 =0.01274 1 11 F SaFaY Y 2.65 1.58 328.57 =0.01523 2 22 F SaFa YY 2.225 1.765 257.86 大齿轮的数值大。 68 . 4 n m 第 13 页 共 31 页 2） 设计计算 mn=3.25 23 3 2 2 1.54 cos 14 0.86 645.58 10 0.01523 1 221.64 由于齿面解除疲劳强度仅仅取决于 d1t，而与法面模数并没有直接的关系， 因此模数的选择只需保证齿根弯曲疲劳强度即可，而通过较大的 d1t 来保证 轮齿的齿面接触疲劳强度。 因而取 mn=3.5,d1=77mm 4几何尺寸计算
15、 1） 计算中心距 z1=22 则 z2=76 a=171.5 2 21n mzz a 圆整后取 171.5 2） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=77mm n mz1 d2= 266mm n mzd 22 3） 计算齿轮宽度 b=dd1=77mm 圆整为 B1=80mm，B2=75mm 4） 结构设计 因大齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板 式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 轴的设计计算轴的设计计算 根据轴向力相互抵消的原则，初步选定输入轴齿轮 A. II 轴： 根据前面计算可知：T=645.58Nm，P=10.14kW，n=151.6r/min， 选
16、定轴的材料为 45 钢调质。 1初步确定轴的最小直径 取 mn=3.5 a=171.5mm d1=77mm d2=266mm B1=80mm B2=75mm 第 14 页 共 31 页 d=48.9mm 3 0 n P A 2求作用在齿轮上的受力 作用于大齿轮上的力： Ft1=3724N 3 2 210T d Fr1=Ft1=1399N cos tan n Fa1=Ft1tan=947N 作用于小齿轮上的力： Ft2=12033N 3 1 210T d Fr2=Ft2=4519N cos tan n Fa2=Ft2tan=3060N 3轴的结构设计 1） 确定轴上零件的装配方案 2） 根据轴向
17、定位的要求确定轴的各段直径 a.） 初步选择滚动轴承。因为轴承要同时受径向力和轴向力的作用， 且寿命要求较高，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据此 轴的最小直径 38mm，由轴承产品目录中初步选择中窄系列的圆 锥滚子轴承 30310，其内径为 50mm，外径为 110mm，T=29.25mm，B=27mm。I-II 段轴用于安装轴承和套筒， 故取直径为 50mm。 b.） II-III 段安装小齿轮，其左端为非定位轴肩，考虑到圆角半径，故 取该段直径为 56mm。 第 15 页 共 31 页 c.） III-IV 段分隔两齿轮，考虑到齿轮轴向定位的可靠，该段轴肩高度 应为 5mm，故取该段
18、直径为 66mm。 d.） IV-V 段安装大齿轮，直径取为 56mm。 e.） V-VI 段安装套筒和轴承，直径取为 50mm。 3） 根据轴向和周向定位的要求确定轴的各段长度 a.） I-II 段轴承内圈宽度为 27mm，初选套筒长度为 22.5mm，所以初 选该段长度为 52.5mm。 b.） II-III 段上安装小齿轮，前面已经取定轴比齿轮轮毂短 3mm，而小 齿轮宽度为 115mm，故此段轴长度为 112mm。 c.） III-IV 段用于分开两齿轮，长度根据结构初选为 100mm。 d.） IV-V 段上安装大齿轮，取轴比齿轮轮毂短 3mm，而大齿轮宽度为 110mm，故此段轴长
19、度为 107mm。 e.） V-VI 段轴承内圈宽度为 27mm，初选套筒长度为 22.5mm，所以 初选该段长度为 52.5mm。 4求轴上的载荷 第 16 页 共 31 页 xOz 平面内： N dFdFFF F aarr V 2112 75.83 5 . 21225.86 )25.86 5 . 212(25.86 211212 2 NFF VV 380613994519 21 xOy 平面内： N FF F tt H 195 75.83 5 . 21225.86 )25.86 5 . 212(25.86 12 2 NFF HH 8504372412033 21 所以NFFF VHr 93
20、17 2 1 2 11 NFFF VHr 2121 2 2 2 22 查得轴承 30310 的 Y 值为 1.9，故，N Y F F r d 2452 2 1 1 第 17 页 共 31 页 ，N Y F F r d 558 2 2 2 故，所以左侧轴承被“压紧” ，所以有： 12 26719473060 dd FF Fa1=2671N Fa2=558N 5按弯扭合成应力校核轴的强度 由前面的受力分析可知该轴上的最大弯矩在 B 截面，其中 M=883444Nmm，T=645580Nmm，Fa=2671 N，W=0.1=0.1=17561.6 3 d 3 56 3 mm 所以，MPa d F W
21、 M a 39.51 4 2 MPa W T 38.18 2 45 钢（调质）的许用应力为，又由于轴受扭转应力为脉动 1 60MPa 的，所以。6 . 0 9 . 55)(4 1 22 MPaT ca 因此轴安全。 B. I 轴： 1 已知数据： P1=10.56kW，n1=485r/min，T1=207.93Nm，d1=107.3mm。 2 求作用在齿轮上的力 3 1 1 22 207.93 10 3876 107.3 t T FN d tan 1456 cos n rt FFN tan986 at FFN 3 初步确定轴的最小直径（取 A0 为 115） 1 3 3 1min0 1 207
22、.93 11532.1 485 P dAmm n 4 轴的结构设计 1） 确定轴上零件的装配方案 1 ca 轴安全 第 18 页 共 31 页 2） 根据周向和轴向定位的要求确定轴的各段直径 a)由于轴最左端要与大带轮相连，考虑到大带轮的基准直径 2d d ，该段轴直径必须与其相配，故 I-II 段轴直径选为 38mm。250mm b)考虑到大带轮的轴向定位可靠，其右端应制出一定位轴肩，定位轴肩 高度应达 3.5mm，所以 II-III 段直径选为 45mm。 c)初步选择滚动轴承。因为轴承要同时受径向力和轴向力的作用，且寿 命要求较高，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据此轴的最小 直径
23、38mm，由轴承产品目录中初步选择中窄系列的圆锥滚子轴承 30310，其内径为 50mm，外径为 110mm，T=29.25mm，B=27mm。故 III-IV 段轴直径定为 50mm。 d)根据轴承手册查得轴承定位轴肩高度应为 5mm，故 IV-V 段轴直径定 为 60mm。 e)VI-VII 段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经标准化， 该段直径定为 55mm。 f)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以 V-VI 段直径 选为 65mm。 g)VII-VIII 段轴要安装轴承，直径定为 50mm。 3） 轴上零件的定位： a)VII-VIII 段轴安装轴承，轴
24、承内圈宽 27mm，根据结构选择套筒长度 为 22.5mm，且 VI-VII 段轴应比相应的齿轮轮毂段 3mm，故该段长度 定为 27+22.5+3=52.5mm。 b)VI-VII 段上安装齿轮，前面已经取定轴比齿轮轮毂短 3mm，而小齿轮 宽度为 115mm，故此段轴长度为 112mm。 c)V-VI 段为轴环，主要用于定位小齿轮，根据经验公式长度取为 8mm。 d)IV-V 段左侧为一定位轴肩，用于定位轴承，根据经验及结构，该段长 度取为 12mm。 e)III-IV 用于安装轴承，而轴承内圈宽度 27mm，故该段长度为 27mm。 f)最左端与大带轮相连，根据大带轮的结构设计确定大带轮
25、的宽度为 137mm，由此选择大带轮的轮毂长度为 75mm，为了保证轴端挡圈只 压在轮毂上而不压在轴的断面上，故轴的最右端长度应略小一些，取 为 70mm。 第 19 页 共 31 页 g)根据减速器和轴承端盖的结构设计，轴承端盖总宽度取为 30mm。而 考虑到轴承盖的装拆，轴承盖外端应与大带轮的左端面有 27.5mm 的 间距，从而 VI-VII 段轴的长度为 27.5+32.5+2.25+30=92.25mm。 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参照表 15-2，取各倒角为 1.6，各圆角半径为 1.6mm。45 5求轴上的载荷 第 20 页 共 31 页 xOz 平面内： N d FFF F
26、 apr V 5453 75.8325.86 2 ) 5 . 14075.8325.86(25.86 1 2 NFFFF VprV 3775_ 21 xOy 平面内： N F F t H 5 . 1966 75.8325.86 25.86 2 NFF HH 5 . 19093876 21 所以NFFF VHr 4230 2 1 2 11 NFFF VHr 5797 2 2 2 22 查得轴承 30310 的 Y 值为 1.9，故，N Y F F r d 1131 2 1 1 ，N Y F F r d 1526 2 2 2 故，所以左侧轴承被“压紧” ，所以有： 12 2408 dad FFF
27、Fa1=2408N Fa2=1422N 6按弯扭合成应力校核轴的强度 由前面的受力分析可知该轴上的最大弯矩在 C 截面，其中 M=466966Nmm，T=207930Nmm，Fa=1422 N，W=0.1=0.1=12500 3 d 3 50 3 mm 所以，MPa d F W M a 1 . 38 4 2 MPa W T 32 . 8 2 45 钢（调质）的许用应力为，又由于轴受扭转应力为脉动 1 60MPa 的，所以。6 . 0 4 . 39)(4 1 22 MPaT ca 因此轴安全。 C. III 轴 1 ca 轴安全 第 21 页 共 31 页 1作用在齿轮上的力 3 3 2 22
28、2004.68 10 11564 346.7 t T FN d tan 4343 cos n rt FFN tan2940 at FFN 2初步确定轴的最小直径 取 A0=115，则 1 3 3 3min0 1 9.74 11568.3 46.4 P dAmm n 3轴的结构设计 1） 轴上零件的装配方案 2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a)由于轴最左端要与联轴器相连，该段轴直径必须与其相配，所以 这里应该先根据公称转矩选择联轴器，再进行轴的设计。 由 Tca=，查手册，选mNmNTKA300068.20045 . 1 3 择 HL6 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 3150Nm
29、，轴孔直径 70mm，半联轴器长度 142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 107mm。故取 V-VI 段轴的直径为 70mm。 b)考虑到半联轴器的轴向定位可靠，其右端应制出一定位轴肩，又 考虑到上面毡圈密封的要求，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以 II - III 段直径选为 75mm。 c)初步选择滚动轴承。因为轴承要同时受径向力和轴向力的作用， 且寿命要求较高，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据此 轴的最小直径 80mm，由轴承产品目录中初步选择轻窄系列的圆 锥滚子轴承 30216，其内径为 80mm，外径为 140mm，T=28.25mm，B=25mm。故 IV-V 段轴直径定
30、为 80mm。 d)IV-V 段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，确定该段 轴径为 84mm。 e)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以 V-VI 段 第 22 页 共 31 页 直径选为 94mm。 f)最右侧轴段要安装轴承，右侧轴承由轴肩轴向定位，故 V-VI 段轴 右侧为定位轴肩，根据结构取 VI-VII 段轴直径为 80mm。 3） 轴上零件的定位： h)I-II 段轴安装半联轴器，根据半联轴器的配合尺寸为 107mm，为了保 证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的断面上，故该段长度应略短 一些，取为 104mm。 i) 根据减速器和轴承端盖的结构设计，轴承端
31、盖总宽度取为 25mm。而 考虑到轴承盖的装拆，轴承盖外端应与大带轮的左端面有 24.25mm 的 间距，从而 II -III 段轴的长度为 24.25+3.25+25=52.5mm。 j) III-IV 段安装轴承，根据结构和经验该段长度取为 53mm。 k)IV-V 段安装轴承，为了定位可靠，该段长度应比与之相配合的大齿轮 的轮毂宽度略小一些，故取为 12mm。 l) V-VI 用于安装轴承，而轴承内圈宽度 25mm，故该段长度为 25mm。 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参照表 15-2，取各倒角为 2，各圆角半径为 2mm。45 综上，结果如下： I-IIII-IVIV-VV-VIVI
32、-VIIVII-VIII 直径707580849480 长度10452.5531071025 7求轴上的载荷 首先根据轴的结构简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。其中 30216 的 a=30mm。从而可以作出轴的计算简图，并 进而作出弯矩，扭矩图： 第 23 页 共 31 页 xOz 平面内： N d FF F ar V 6003 25.6325.78 2 25.78 2 1 NFF VV 16604343 12 xOy 平面内： N F F t H 6395 25.6325.78 25.78 1 NFF HH 516911564 12 所以 NFFF VHr
33、 8771 2 1 2 11 NFFF VHr 5429 2 2 2 22 查得轴承 30216 的 Y 值为 1.4，故，N Y F F r d 3133 2 1 1 第 24 页 共 31 页 ，N Y F F r d 1939 2 2 2 故，所以右侧轴承被“压紧” ，所以有： 12 26719473060 dd FF Fa1=2940+1939=4879N Fa2=1939N 8按弯扭合成应力校核轴的强度 由前面的受力分析可知该轴上的最大弯矩在 B 截面，其中 M=554816Nmm，T=2004680Nmm，Fa=4912 N，W=0.1=0.1=59270.4 3 d 3 84 3
34、 mm 所以，MPa d F W M a 25.10 4 2 MPa W T 91.16 2 45 钢（调质）的许用应力为，又由于轴受扭转应力为脉动 1 60MPa 的，所以。6 . 0 74.22)(4 1 22 MPaT ca 9精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 其 Mc=142515Nm，Tc=2004680Nmm，Fa=1972N。 2） 截面 IV 左侧 ， 33 512001 . 0mmdW 33 1024002 . 0mmdWT MPa W Mc b 78 . 2 截面上的切应力为MPa W T T C T 5
35、8.19 MPa T mb 79 . 9 2 58.19 2 MPa d Fa m 39 . 0 4 2 由于轴选用 45 钢，调质处理，所以由2P355 表 15-1 ，。MPa B 640MPa275 1 MPa155 1 1 ca 第 25 页 共 31 页 综合系数的计算 由，经直线插入法查附表 3-2，算得因轴肩而形05 . 0 80 2 d r 05 . 1 d D 成的理论应力集中为，82 . 1 15 . 1 由2P37 附图 3-1 轴的材料敏感系数为，82 . 0 q85 . 0 q 故有效应力集中系数为 67 . 1 ) 1(1 qk 13 . 1 ) 1(1 qk 查2
36、附图 3-2 得尺寸系数为，2附图 3-3 得扭转尺寸系数为65 . 0 ，79 . 0 由2P40 附图 3-4 根据轴采用磨削加工，表面质量系数为，92 . 0 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为1 q 66 . 2 1 1 k K 52 . 1 1 1 k K 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为，1 . 0 05 . 0 综上，轴的疲劳安全系数为 99.36 39 . 0 1 . 078 . 2 66 . 2 275 1 ma K S 08.10 79 . 9 05 . 0 79 . 9 52 . 1 155 1 ma K S S SS SS Sca 5 . 172 . 9 22 故
37、轴的截面 IV 左侧安全。 3） 截面 IV 右侧 ， 33 4 . 592701 . 0mmdW 33 8 . 1185402 . 0mmdWT 轴的截面 IV 左侧 安全 第 26 页 共 31 页 MPa W Mc b 40 . 2 截面上的切应力为MPa W T T C T 91.16 MPa T mb 455. 8 2 91.16 2 MPa d Fa m 36 . 0 4 2 由于轴选用 45 钢，调质处理，所以由2P355 表 15-1 ，。MPa B 640MPa275 1 MPa155 1 综合系数的计算 由2附表 3-8 用插值求出，37 . 3 k 取70 . 2 8 .
38、 0 kk 由2附图 3-4 根据轴采用磨削加工，表面质量系数为，92 . 0 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为1 q 46 . 3 1 1 k K 79 . 2 1 1 k K 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为，1 . 0 05 . 0 综上，轴的疲劳安全系数为 97.32 36 . 0 1 . 040 . 2 46 . 3 275 1 ma K S 46 . 6 455 . 8 05 . 0 455 . 8 79 . 2 155 1 ma K S 轴的截面 IV 右侧 也安全 轴强度满足要求 第 27 页 共 31 页 S SS SS Sca 5 . 134 . 6 22 故轴的截
39、面 IV 右侧也安全。 综上，轴强度满足要求。 滚动轴承的选择及计算滚动轴承的选择及计算 I 轴： 1） 径向力 NFFF VHrA 4230 2 1 2 1 NFFF VHrB 5797 2 2 2 2 2） 轴向力 由前面对轴的受力分析可知，轴向力为，NFaA2408 NFaB1422 3） 当量载荷 由轴承手册查得 30310 轴承的 e=0.31，Y=1.9，C=76.88kN， 由于，e F F rA aA 57 . 0 e F F rB aB 25 . 0 所以，。4 . 0 A X9 . 1 A Y1 B X0 B Y 由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为1 . 1 p
40、f ，NFYFXfP aAArAApA 9 . 6893)( NFYFXfP aBBrBBpB 7 . 6376)( 则，计算时应以 A 轴承为准。 BA PP 4） 轴承寿命的校核 ，h P C n L A h 106475)( 60 10 3 10 1 6 故额定使用年限年22 30016 h y L L 额定使用年限 22 年，故该轴承安全。 第 28 页 共 31 页 II 轴： 1） 径向力 NFFF VHrA 2121 2 1 2 1 NFFF VHrB 9317 2 2 2 2 2） 轴向力 由前面对轴的受力分析可知，轴向力为，NFaA558NFaB2671 3） 当量载荷 由轴
41、承手册查得 30310 轴承的 e=0.31，Y=1.9，C=76.88kN， 由于，e F F rA aA 26 . 0 e F F rB aB 29 . 0 所以，。1 A X0 A Y 1 B X0 B Y 显然轴承 B 当量载荷较大，只按照轴承 B 进行寿命计算。由于为一般 载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为1 . 1 p f NNFYFXfP aBBrBBpB 1024993171 . 1)( 4） 轴承寿命的校核 ，h P C n L B h 91813)( 60 10 3 10 1 6 故额定使用年限年19 30016 h y L L III 轴： 1）径向力 NFFF VHrA
42、 8771 2 1 2 1 NFFF VHrb 5429 2 2 2 2 2） 轴向力 由前面对轴的受力分析可知，轴向力为，NFaA4879 NFaB1939 3） 当量载荷 由轴承手册查得 30216 轴承的 e=0.42，Y=1.4，C=91.70kN， 额定使用年限 19 年，故该轴承安全。 第 29 页 共 31 页 由于，e F F rA aA 56 . 0 e F F rB aB 36 . 0 所以，。4 . 0 A X4 . 1 A Y1 B X0 B Y 由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为1 . 1 p f NNFYFXfP aAArAApA 11373)48794
43、. 187714 . 0(1 . 1)( NNFYFXfP aBBrBBpB 5972)054291 (1 . 1)( 则，计算时应以 A 轴承为准。 BA PP 4） 轴承寿命的校核 ，h P C n L A h 377553)( 60 10 3 10 1 6 故额定使用年限年78 30016 h y L L 键连接的选择及校核计算键连接的选择及校核计算 I 轴： 1)大带轮处的键 根据轴的长度和直径，选择普通平键 10863(C 型) MPaMPa bLhd T kld T p 8 . 49 38)563(4 1093.2072 )2/( 104102 333 2)小齿轮处的键 根据轴的长
44、度和直径，选择普通平键 161090(A 型) MPaMPa bLhd T kld T p 4 . 20 55)1690(10 1093.2074 )( 104102 333 II 轴： 两处键均选择普通平键1610100(A 型)，且此两段轴直径相同， MPaMPa bLhd T kld T p 9 . 54 56)16100(10 1058.6454 )( 104102 333 额定使用年限 78 年，故该轴承安全。 MPa p 8 . 49 安全 MPa p 4 . 20 安全 MPa p 9 . 54 安全 MPa p 1 . 106 安全 MPa p 4 . 87 安全 第 30 页
45、 共 31 页 III 轴： 1)联轴器处的键 根据轴的长度和直径，选择普通平键 2012100(C 型) MPaMPa bLhd T kld T p 1 .106 70)10100(12 1068.20044 )2/( 104102 333 2)大齿轮处的键 根据轴的长度和直径，选择普通平键 2214100(A 型) MPaMPa bLhd T kld T p 4 . 87 84)22100(14 1068.20044 )( 104102 333 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所MPa p 110 以上述键皆安全。 联轴器的选择联轴器的选择 根据前面的轴的设计已经选择了 HL6 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 3150Nm，轴孔直径 70mm，半联轴