課程設(shè)計同軸式圓柱齒輪減速器設(shè)計

課程設(shè)計說明書 1 一、 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 1. 設(shè)計題目 設(shè)計用于帶式運輸機上的同軸式圓柱齒輪減速器。其傳動簡圖如下： 1 電動機 2 V 帶傳動 3 減速器 4 聯(lián)軸器 5 卷筒 6 運輸帶 2. 已知數(shù)據(jù) 運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩 T=1000 ( ) 運輸帶工作速度 V= ( 卷筒直徑 D=400 (卷筒效率 96.0w（包括卷筒與軸承的功率損失） 工作年限 10 年， 每日工作 2 班 運輸帶速度允許誤差為 5 3. 工作條件： 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，灰塵較多，小批量生產(chǎn)。 4. 設(shè)計工作量 1 減速器裝配圖一張 2 零件工作圖 13 張 3 設(shè)計計算說明書一份 指導(dǎo)教師 原始數(shù)據(jù) 運輸機卷筒扭矩（ Nm） 運輸帶速度（ m/s） 卷筒直徑（ 帶速允許偏差（ %） 使用年限（年） 工作制度（班 /日） 1000 00 5 10 2 X 123456、 傳動方案的擬定及說明 X 123456動方案采用 V 帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱，采用 轉(zhuǎn)速 : m i n/rD vn w 三、 電動機的選擇 1. 電動機類型選擇 按工作要求和工作條件，選用一般用途的（ 列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2. 電動機容量 (1) 卷筒軸的輸出功率w 0002100021000 (2) 電動機的輸出功率dP 傳動裝置的總效率5423321 式中， 21, n分別為帶傳動，軸承，齒輪傳動，聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第 3 版）（以下未作說明皆為此書中查得）表 1V 帶傳動 ；軸承 ；圓柱齒輪傳動 ；彈性聯(lián)軸器 ；卷筒 ，則 8 6 7 3 3 故 3 3 7 (3) 電動機額定功率2取電動機額定功率 3. 電動機的轉(zhuǎn)速 由表 1 查得 V 帶傳動常用傳動比范圍 421 i，二級圓柱齒輪傳動比范圍4082 i ，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 m 3 5 0535* 21 可見同步轉(zhuǎn)速為 1000r/1500r/ 3000r/電動機均符合。 如下表： 方案 電動機型號 額定功率（ 電動機轉(zhuǎn)速（ r/ 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 電動機質(zhì)量（ 同步 滿載 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 1 000 2900 4 2 500 1440 8 3 000 960 4 由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案 2 的電動機質(zhì)量較小，價低適中，轉(zhuǎn)速合適。因此，可采用方案 2，選定電動機型號為 4. 電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 由表 12出 電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。 型號 額定功率 (同步轉(zhuǎn)速 (r/滿載轉(zhuǎn)速 (r/堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 500 1440 D E G K L F× 量（ 132 38 80 33 12 475 10× 43 68 四、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1. 傳動裝置總傳動比 2. 分配各級傳動比 取 V 帶傳動的傳動比 31i ，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為 4 3 5 4 2 所得32 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。 五、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為 0 軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為 m 6m 67 8 0m 8 031 4 4 0m 4 4 032211005%=足設(shè)計要求 2. 各軸輸入功率 按電動機額定功率 321003. 各軸轉(zhuǎn)矩 000電動機軸 高速軸 中速軸 低速軸 轉(zhuǎn)速（ r/ 1440 480 功率（ 矩（ ） 、 傳動件的設(shè)計計算 1. V 帶傳動設(shè)計計算 （ 1） 確定計算功率 由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查機械設(shè)計（ V 帶設(shè)計部分未作說明皆查此書）表 8， 工作情況系數(shù) （ 2） 選擇 V 帶的帶型 由 0用 A 型 （ 3） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑v 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑1表 8表 8小帶輪的基準(zhǔn)直徑 d 1251 驗算帶速 v。按式 (8算帶的速度 d /440125100060 01 30/5 因為 ,故帶速合適。 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式 (8計算大帶輪基準(zhǔn)直徑2 7 51 2 53112 根據(jù)表 8整為 552 （ 4） 確定 V 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長度根據(jù)式 (8初定中心距 000 。 由式 (8算帶所需的基準(zhǔn)長度 25355()355125(250024)()(224)()(222021221002122100由表 8帶的基準(zhǔn)長度 8006 按式 (8算實際中心距 a。 0 中心距變化范圍為 （ 5） 驗算小帶輪上的包角1 90154509 . 25355(180a 180 121 dd （ 6） 確定帶的根數(shù) 計算單根 V 帶的額定功率 由 251 和 4400 ，查表 8 根據(jù) 4400 ， i=3 和 A 型帶，查表 8 °1541 于是得，表得查表 r 9 5 3 00 ）（ 計算 V 帶的根數(shù) z。 3 根。 （ 7） 計算單根 A 型帶的單位長度質(zhì)量 q=m，所以 00)00)(22m i 應(yīng)使帶的實際初拉力( （ 8） 計算壓軸力p 12212154s i i n)(2)( 1m i i n 2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算 7 按低速級齒輪設(shè)計：小齒輪轉(zhuǎn)矩 ，小齒輪轉(zhuǎn)速m ，傳動比 （ 1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用斜齒圓柱齒輪 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選 7 級精度（ 由機械設(shè)計（斜齒輪設(shè)計部分未作說明皆查此書）表 10擇小齒輪材料為 40質(zhì)），硬度為 280齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240者硬度差為40 選小齒輪齒數(shù) 241 z ：大齒輪齒數(shù) 初選取螺旋角 14 （ 2） 按齒面接觸強度設(shè)計 按式 (10算，即 3 211 )(12 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) 6.1由圖 10取區(qū)域系數(shù) Z c) 由圖 10得 ， d) 小齒輪傳遞的傳矩 e) 由表 10取齒寬系數(shù) 1由表 10得材料彈性影響系數(shù) g) 由圖 10齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 001 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 502 h) 由式 10算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 88112811101 7 1 04 3 03 6 582( 66060由圖 10得接觸疲勞壽命系數(shù) 1 K 8 b) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式 (10 i i c) 許用接觸應(yīng)力 M P 3m 計算 a) 試算小齒輪分度圓直徑計算公式得 t b) 計算圓周速度 t 1 c) 齒寬 b 及模數(shù) o o d) 計算縱向重合度a a e) 計算載荷系數(shù) K 由表 10得使用系數(shù) 1根據(jù) ， 7 級精度，由圖 10得動載系數(shù)04.1由表 10得 值與直齒輪的相同，故 3181.因2/ 100 表 10 K ；圖 10得 故載荷系數(shù)： f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 (10 9 311 g) 計算模數(shù)n 4c o o （ 1） 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式 (103 2121co 確定計算參數(shù) a) 計算載荷系數(shù) 9 6 b) 根據(jù)縱向重合度 ，從圖 10得螺旋角影響系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù) o o o o 查取齒形系數(shù) 由表 10得 1 8 9 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10得 7 8 9 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖 10得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 001 ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 802 由圖 10得彎曲疲勞壽命系數(shù) =式 (10 10 g) 計算大、小齒輪的 并加以比較 0 1 5 2 9. 大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計計算 o 對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 4co 取 311 z ，則 1 1 8247 8 （ 2） 幾何尺寸計算 計算中心距 n 11831co 1 將中心距圓整為 230 按圓整后的中心距修正螺旋角 "1439132302 3)11831(a r c c o r c c o s 21 a n 因 值改變不多， 故參數(shù), 等不必修正 計算大、小齒輪的分度圓直徑 43913c o o 43913c o o 計算齒輪寬度 11 d 圓整后取 0 0,1 0 521 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。 為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 數(shù) (3 螺旋角 13° 39 14 中心距 (230 齒數(shù) 31 118 31 118 齒寬 (105 100 105 100 直徑(分度圓 d 向 左旋 右旋 右旋 左旋 七、軸的設(shè)計計算 1. 高速軸的設(shè)計 (1) 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 （ r ） 高速軸功率（ 轉(zhuǎn)矩 T（ ） 480 2) 作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為 d =93，根據(jù) 機械設(shè)計（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式 (10 則 43913t a a 43913c o a o st a 12 43913c o o s o sc o (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式 (15步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15 1120 A,于是得 2 330m i n (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足 V 帶輪的軸向定位， -軸段右端需制出一軸肩，故取 -段的直徑 d - =32V 帶輪與軸配合的長度 0了保證軸端檔圈只壓在 V 帶輪上而不壓在軸的端面上，故 -段的長度應(yīng)比 短一些，現(xiàn)取 L - =75 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =32軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30307，其尺寸為 d× D× T=3580 d - =d - =35 L - =21+21=42L - =10 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得 30308 型軸承的定位軸肩高度h=此，套筒左端高度為 d - =44 取安裝齒輪的軸段 - 的直徑 d - =40 L - =103輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。 軸承端蓋的總寬度為 36減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與 V 帶輪右端面間的距離 L=24取 L - =60 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3）軸上零件的軸向定位 V 帶輪與軸的周向定位選用平鍵 10863V 帶輪與軸的配合為 H7/輪與軸的周向定位選用平鍵 12870了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15軸端倒角 各圓角半徑見圖 13 軸段編號 長度（ 直徑（ 配合說明 - 75 30 與 V 帶輪鍵聯(lián)接配合 - 60 32 定位軸肩 - 42 35 與滾動軸承 30307 配合，套筒定位 - 103 40 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 - 10 44 定位軸環(huán) - 23 35 與滾動軸承 30307 配合 總長度 313 1） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取 a 值。對于 30307 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=18此，軸的支撐跨距為 18 3=42 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險截面。先計算出截面 C 處的 的值列于下表。 14 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F H ，H V ，V C 截面彎矩 M 7 4 732 6 8 5 8 32 總彎矩 222m a x 扭矩 105050 （ 3） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)式 (15上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 ，軸的計算應(yīng)力 M p aM p 32222 已選定軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 70 1- 。因此 1 ，故安全。 2. 中速軸的設(shè)計 (1) 中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 （ r ） 中速軸功率（ 轉(zhuǎn)矩 T（ ） 2) 作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為 ，根據(jù) 式 (10 則 a 143913c o o st a 已知低速級齒輪的分度圓直徑為 ，根據(jù) 式 (10 則 a 143913c o o st a (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式 (15步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 155 取 1120 A,于是得 30m i n (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =d - =45軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30309，其尺寸為 d× D× T=45100 L - =L- =27+20=47 兩端滾動軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得 30309 型軸承的定位軸肩高度h=此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為 取安裝大齒輪出的軸段 -的直徑 d - =50輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。 L - =98 為了使大齒輪軸向定位，取 d - =55由于考慮到與高、低速軸的配合，取 L- =90 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3）軸上零件的軸向定位 大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵 14970了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15軸端倒角 各圓角半徑見圖 軸段編號 長度（ 直徑（ 配合說明 - 49 45 與滾動軸承 30309 配合，套筒定位 - 98 50 與大齒輪鍵聯(lián)接配合 - 90 55 定位軸環(huán) - 103 50 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 - 45 45 與滾動軸承 30309 配合 總長度 385 16 （ 5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取 a 值。對于 30309 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=21此，軸的支撐跨距為 6 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面 C 是軸的危險截面。先計算出截面 C 處的 的值列于下表。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F H H V V C 截面彎矩 M 0 0 2 332 9 6 8 6 232總彎矩 479165189686440023 2222m a 390120 （ 6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)式 (15上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 ，軸的計算17 應(yīng)力 M p aM p 32222 已選定軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 701- 。因此 1 ，故安全。 3. 低速軸的設(shè)計 (1) 低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 （ r ） 低速軸功率（ 轉(zhuǎn)矩 T（ ） 2) 作用在軸上的力 已知低速級齒輪的分度圓直徑為 ，根據(jù) 式 (10 則 a 143913c o o st a (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式 (15步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15 1120 A，于是得 1 30m i n (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位， -軸段左端需制出一軸肩，故取 -段的直徑 d - =64聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 07了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 -段的長度應(yīng)比 短一些，現(xiàn)取 L - =105 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸 18 承。參照工作要求并根據(jù) d - =65軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30314，其尺寸為 d× D× T=7015038 d - =d - =70 L - =38L - =38+20=58 左端滾動軸承采用軸環(huán)進(jìn)行軸向定位。由表 15得 30314 型軸承的定位高度 h=6此，取得 d - =82端軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6 取安裝齒輪出的軸段 -的直徑 d - =75輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 100了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 l - =98 軸承端蓋的總寬度為 30減速器及 軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離 L=30取 L - =60 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2） 軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為 181180聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為 201280了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/ 3） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15軸端倒角 各圓角半徑見 圖 軸段編號 長度（ 直徑（ 配合說明 - 38 70 與滾動軸承 30314 配合 - 10 82 軸環(huán) - 98 75 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 - 58 70 與滾動軸承 30314 配合 - 60 68 與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位 - 105 63 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 總長度 3699 （ 5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取 a 值。對于 30314 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=31此，軸的支撐跨距為 4 2756721 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面 B 是軸的危險截面。先計算出截面 B 處的 的值列于下表。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F H H V V B 截面彎矩 M 1 2 3 311 5 0 5 3 22 總彎矩 300 214105 053281 233 2222m a 1370920 20 （ 6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)式 (15上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取 ，軸的計算應(yīng)力 M p aM p 32222 已選定軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 701- 。因此 1 ，故安全。 （ 7） 精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處 過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面 B 上的應(yīng)力最大。 截面的應(yīng)力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 B 上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面 B 不必校核。截 面顯然更不必校核。由機械設(shè)計第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)。 2） 截面 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3333 抗扭截面系數(shù) 3333 8 4 3 7 截面 左側(cè)的彎矩為 1 0 80 7 775 48753 0 02 1 4 截面 上的扭矩為 1447600 截面上的彎曲應(yīng)力 M P 18 71 0 80 7 7 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 M P T 3 7 51 4 4 7 6 0 0 軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 2 0 0 M P a,3 5 5 M P a,7 3 5 M P a 11b 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表 3 經(jīng)插值后可查得 又由附圖 3得軸的材料的敏性系數(shù)為 21 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 qk 由附圖 3尺寸系數(shù) 由附圖 3扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖 3表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即 q=1，則得綜合系數(shù)值為 3§ 3得碳鋼的特性系數(shù) , 取 ； , 取 ； 于是，計算安全系數(shù)式 (15 (15得 5 51 222 SS 故可知其安全。 3） 截面 右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3333 3 4 3 0 抗扭截面系數(shù) 3333 6 8 6 0 截面 右側(cè)的彎矩為 1 0 80 7 775 48754 4 84 2 3 截面 上的扭矩為 1447600 22 截面上的彎曲應(yīng)力 M P 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T 6 0 01 4 4 7 6 0 0 軸的材料為 45質(zhì)處理。由表 15得 2 0 0 M P a,3 5 5 M P a,7 3 5 M P a 11b 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表 3 經(jīng)插值后可查得 又由附圖 3得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 qk 由附圖 3尺寸系數(shù) 由附圖 3扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖 3表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即 q=1，則得綜合系數(shù)值為 3§ 3得碳鋼的特性系數(shù) , 取 ； , 取 ； 于是，計算安全系數(shù)式 (15 (15得 551 23 222 SS 故可知其安全。 八、滾動軸承的選擇及計算 軸承預(yù)期壽命 1. 高速軸的軸承 選用 30307 型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計表 15 531511 ， r a a e （ 1） 求兩軸承所受到的徑向載荷 1 2由高速軸的校核過程中可知： H ， H V ， V 221211 222222 （ 2） 求兩軸承的計算軸向力1械設(shè)計表 13 Nc t t 6 9 5 221因為 以 12 7 3 24 （ 3） 求軸承當(dāng)量動載荷1 5 2 7 311 6 2 022由機械設(shè)計表 13載荷系數(shù) 1.1Nc t 111 4 6 （ 4） 驗算軸承壽命 因為 21 ，所以按軸承 1 的受力大小驗算 9 1 060 106010 531066 故所選軸承滿足壽命要求。 2. 中速軸的軸承 選用 30309 型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計表 15 017512 ， r 102 a a e （ 1） 求兩軸承所受到的徑向載荷 1 2由中速軸的校核過程中可知： H ， H V ， V 221211 222222 （ 2） 求兩軸承的計算軸向力1機械設(shè)計表 13 Nc t t 因為 8 6 712 所以 12 3 6 （ 3） 求軸承當(dāng)量動載荷 1P 和 2P 械設(shè)計表 13載荷系數(shù) 1.1Nc t 111 7 3 （ 4） 驗算軸承壽命 因為 21 ，所以按軸承 1 的受力大小驗算 06010 531066 故所選軸承滿足壽命要求。 九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 由機械設(shè)計式 (6得 ak 3102 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設(shè)計表 6 1026 （ 1） V 帶輪處的鍵 取普通平鍵 10× 63的工作長度 31063 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 M P ak l dT 1 00 3 52102 33 （ 2） 高速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵 12× 70的工作長度 81270 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 M P ak l dT 1 52102 33 （ 3） 中速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵 14× 70的工作長度 61470 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 M P ak l dT 1 02102 33 （ 4） 中速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵 14× 70的工作長度 61470 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 M P ak l dT 1 02102 33 （ 5） 低速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵 20× 80的工作長度 02080 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 l dT 1 775606 4 72102 33 （ 6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵 取普通平鍵 18× 80的工作長度 21880 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 l dT 1 4 72102 33 聯(lián)接擠壓強度不夠，而且相差甚遠(yuǎn)，因此考慮采用雙鍵，相隔 180°布置。 則該雙鍵的工作長度為 27 M P ak l dT 1 4 72102 33