二级直齿圆柱齿轮减速器VIP

计 算 及 说 明结 果 一 设计题目 二级直齿圆柱齿轮减速器 1 要求 拟定传动关系 由电动机 V 带 减速器 联轴器 工作机构成 2 工作条件 双班工作 有轻微振动 小批量生产 单向传动 使用 5 年 运输带允许误差 5 3 知条件 运输带卷筒转速 19 minr 减速箱输出轴功率KWp08 3 二 传动装置总体设计 1 组成 传动装置由电机 减速器 工作机组成 2 特点 齿轮相对于轴承不对称分布 故沿轴向载荷分布不均匀 要求轴有较 大的刚度 3 确定传动方案 考虑到电机转速高 传动功率大 将 V 带设置在高速级 其传动方案如下 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 三 选择电机 1 选择电动机的类型 按已知的工作要求和条件 选用 Y 型全封闭笼型三相异步电动机 2 电动机的功率 计算电机所需功率 查 机械设计基础课程设计 139 页表 9 4 得dP 带传动效率 0 96 1 每对轴承传动效率 0 99 2 圆柱齿轮的传动效率 0 96 3 联轴器的传动效率 0 993 4 计 算 及 说 明结 果 卷筒的传动效率 0 96 5 说明 电机至工作机之间的传动装置的总效率 81 0 96 0 99 0 96 0 99 0 96 0 24 54 2 3 4 21 97 2 54 p PW 45 wPP 3 67 w d P PKW 2 确定电机转速 查 机械设计指导书 取 V 带传动比 i 2 4 二级圆柱齿轮减速器传动比 i 8 40 所以电动机转速的可选范围是 min 30403044084219rr inn 总电筒电机 符合这一范围的转速有 750 1000 1500 3000 根据电动机所需功率和转速查手册第 155 页表 12 1 有 4 种适用的电动机型号 因此有 4 种传动比方案如下 方案电动机型号额定功率同步转速 r min 额定转速 r min 重量总传动比 1Y112M 24KW3000289045Kg152 11 2Y112M 44KW1500144043Kg75 79 3Y132M1 64KW100096073Kg50 53 4Y160M1 84KW750720118Kg37 89 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 种方案比 较合适 因此选用电动机型号为 Y132M1 6 其主要参数如下 额定功 率 kW 满载 转速 同步 转速 质 量 ADEFGHLAB 496010007321638801033132515280 四 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比 960 50 53 19 n i n 总 卷筒 KWPd 7 36 rr i1440340 电机 计 算 及 说 明结 果 分配传动比 取 则 3 05i 带 1250 53 3 0516 49ii 取经计算 2 1 5 13 1i i 121 3ii 23 56i 14 56i 注 为带轮传动比 为高速级传动比 为低速级传动比 i带 1i2i 五 计算传动装置的运动和动力参数 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 依次为电机与轴 1 轴 1 与轴 2 轴 2 与轴 3 轴 3 与轴 4 之间的传 01122334 动效率 各轴转速 1 960 314 86 min 3 05 m n nr i 带 1 2 11 960 68 min 3 4 63 m nn nr iii 带 2 3 212 960 19 1 min 3 4 63 3 56 m nn nr iiii 带 2 各轴输入功率 101 3 67 0 963 52 d ppkW 21120112 3 67 0 96 0 99 0 963 21 d pppkW 3223011223 3 67 0 96 0 99 0 96 0 99 0 963 05 d pppkW 433401122334 3 67 0 96 0 99 0 96 0 99 0 96 0 99 0 9933 d pppkW 3 各轴输入转矩 3 67 9550955036 5 960 d d w p TN m n 101 36 5 3 05 0 96106 9 d TTiN m 带 2111210112 36 53 054 630 960 990 96 470 3 d TTiTii N m 带 3222312011223 36 5 3 05 4 63 3 56 0 96 0 99 0 96 0 99 0 961591 5 d TTiTiii N m 带 56 4 1 i 56 3 2 i min 86 314 1 rn min 68 2 rn min 1 19 3 rn KWp52 3 1 KWP21 3 2 KWP05 3 3 KWP3 4 mNTd 5 36 mNT 3 470 2 mNT 3 470 2 mNT 5 1591 3 计 算 及 说 明结 果 433401201122334 36 5 3 054 63 3 560 960 990 960 990 960 990 9931575 6 d TTTiii N m 运动和动力参数结果如下表 功率 P KW转矩 T Nm轴名 输入输出输入输出 转速 r min 电动机轴 3 6736 5960 1 轴 3 523 48106 9105 8314 86 2 轴 3 213 18470 3465 668 3 轴 3 053 021591 51559 619 1 4 轴 32 971575 61512 619 1 六 设计 V 带和带轮 1 设计 V 带 确定 V 带型号 查 机械设计基础 课本 P130 表 8 21 得 2 1 A K1 2 3 674 4 cAd PKPkW 根据 4 4 960r min 机械设计基础 P124 表 8 9 选择 A 型 V 带 取 c P 0 n 1125d 查 机械设计基础 课本 P131图 1 21 2 13 05 125 0 98373 63 n dd n 8 12 取 2375d 为带传动的滑动率 02 0 01 0 验算带速 带速在范围内 11125 960 6 28 60 100060 1000 d n Vm s 525 m s 合适 取 V 带基准长度和中心距 a d L 初步选取中心距 a 取 0121 51 5 125375750add 0750a 由课本 机械设计基础 P132 8 15 式查 00 0 2 21 1222305 8 24 dd Ladd a 机械设计基础 课本 P117 表 8 4 取 由 机械设计基础 课本 P132 式得 2500dL 计算实际中心距 0 0847 1 2 dLL aa 验算小带轮包角 由 机械设计基础 课本 P132 式 8 17 得 21 18057 3163120 dd a mNT 6 1575 4 K 1 计 算 及 说 明结 果 求 V 带根数 Z 由 机械设计基础 课本 P132 式 8 18 得 00L c P Z PPK K 查 机械设计基础 课本 P125 表 8 10 由内插值法得 01 38P 00 108P EFAF BCAC EF 0 1 1 37 0 1 1 38 0 P EFAF BCAC EF 0 08 00 100 108P 查 机械设计基础 课本 P117 表 8 4 得 1 09LK 查 机械设计基础 课本 P129 图 8 11 由内插值法得 0 959K 163 0 EF 0 009 1 EFAF BCAC 0 95 0 009 0 959K 则 00 4 4 2 84 1 380 1080 959 1 09L c PkW Z PPK K 取根 3Z 求作用在带轮轴上的压力 查 机械设计基础 课本表 8 26 得 q 0 10kg m 故由 Q F 机械设计基础 课本 P133 式 8 20 得单根 V 带的初拉力 计 算 及 说 明结 果 22 0 5002 5500 4 42 5 1 1 0 10 6 28190 9 3 6 280 959 c P FqvN zvK 作用在轴上压力 0 163 2sin2 3 190 9 sin1132 8 22 c FZFN 七 齿轮的设计 1 高速级大小齿轮的设计 材料 高速级小齿轮选用钢调质 齿面硬度为 250HBS 高速级大齿轮选用45 钢正火 齿面硬度为 220HBS 45 查械设计基础第 181 页图 10 24 得 lim 1550HMpa lim 2540HMpa 查械设计基础第 180 页表 10 10 得 1 1HS 1 3FS 得 lim 1 1 550 500 1 1 H H H Mpa Mpa S lim 2 2 540 490 1 1 H H H Mpa Mpa S 查械设计基础第 182 页表 10 25 图得 lim 1200FMpa lim 2150FMpa 故 lim 1 1 200 154 1 3 F F F Mpa Mpa S lim 2 2 150 115 1 3 F F F Mpa Mpa S 按齿面接触强度设计 9 级精度制造 查械设计基础第 185 页表 10 11 得 载荷系数 取齿宽系数 计算中心距 由机械设计基础第 187 页式 10 21 得 1 2K 0 4a 1 1 1 2 2 5 33 3353351 2 1 069 10 14 63 1179 4 4900 4 4 63Ha KT au u 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取 210a 2 5m 则取 12 2 168 a ZZ m 129Z 2139Z 实际传动比 139 4 79 29 传动比误差 4 794 63 100 3 5 5 4 63 齿宽 取0 4 21084aba 284b 190b 高速级大齿轮 高速级小齿轮 284b 2139Z 190b 129Z 210 a 5 2 m 29 1 Z 139 2 Z 84 b 90 1 b 84 2 b 计 算 及 说 明结 果 验算轮齿弯曲强度 查机械设计基础第 187 页表 10 13 得 12 6FY 22 2FY 按最小齿宽计算 284b 11 11 1 3 22 22 1 2 106 9 2 6 10 43 5 84 2 529 F FF KT Y Mpa bm Z 所以安全 2 212 1 36 8 F FFF F Y Mpa Y 齿轮的圆周速度 1129 2 5 314 8 1 19 60 100060 1000 d n Vm s 查械设计基础第 204 页表 10 22 知选用 9 级的的精度是合适的 2 低速级大小齿轮的设计 材料 低速级小齿轮选用钢调质 齿面硬度为 250HBS 45 低速级大齿轮选用钢正火 齿面硬度为 220HBS 45 查械设计基础第 181 页表图 10 24 得 lim 3550HMpa lim 4540HMpa 查械设计基础第 180 页表 10 10 得 1 1HS 1 3FS 故 lim 3 3 550 500 1 1 H H H Mpa Mpa S lim 4 4 540 490 1 1 H H H Mpa Mpa S 查械设计基础第 182 页表 10 25 图得 lim 3200FMpa lim 4150FMpa 故 lim 3 3 200 154 1 3 F F F Mpa Mpa S lim 4 4 150 115 1 3 F F F Mpa Mpa S 按齿面接触强度设计 9 级精度制造 查械设计基础第 164 页表 11 3 得 载荷系数 取齿宽系数1 2K 0 5 计算中心距 由械设计基础第 187 页式 10 13 得 2 2 2 2 2 3 33 3353351 2 470 3 10 13 56 1241 3 4900 4 3 56H KT au u 取 则 取250a 4m 34 2 125 a ZZ m 327Z 498Z 计算传动比误差 合适 98 3 56 27 100 1 9 5 3 56 齿宽 则取 0 5 250125ba 4125b 13010 5 43 bb 低速级大齿轮 4125b 498Z 低速级小齿轮 3130b 327Z 125 b 130 3 b 125 4 b 计 算 及 说 明结 果 验算轮齿弯曲强度 查 机械设计基础 第 187 页表 10 13 得 32 65FY 42 25FY 按最小齿宽计算 4125b 33 33 3 3 22 22 1 2 1591 5 2 65 10 47 9 125 427 F FF KT Y Mpa bm Z 安全 4 234 3 40 7 F FFF F Y Mpa Y 齿轮的圆周速度 3227 4 68 0 12 60 100060 1000 d n Vm s 查械设计基础第 204 页表 10 22 知选用 9 级的的精度是合适的 八 减速器机体结构尺寸如下 名称符号计算公式结果 箱座厚度 83025 0 a 10 箱盖厚度 1 8302 0 1 a 9 箱盖凸缘厚度 1 b 11 5 1 b 12 箱座凸缘厚度b 5 1 b15 箱座底凸缘厚度 2 b 5 2 2 b 25 地脚螺钉直径 f d12036 0 ad f M24 地脚螺钉数目n查机械设计基础课程设计 160 页表 11 26 轴承旁联结螺栓直 径 1 d f dd72 0 1 M12 盖与座联结螺栓直 径 2 d 0 5 0 6 2 d f d M10 轴承端盖螺钉直径 3 d 0 4 0 5 3 d f d 10 视孔盖螺钉直径 4 d 0 3 0 4 4 d f d 8 定位销直径d 0 7 0 8 d 2 d 8 至外 f d 1 d 2 d 箱壁的距离 1 C 查机械设计基础课程设计 163 页表 12 134 22 18 Mpa P 9 47 3 计 算 及 说 明结 果 至外 f d 1 d 2 d 箱壁的距离 1 C 查机械设计基础课程设计 163 页表 12 1 34 22 18 至凸缘边 f d 2 d 缘距离 2 C 查机械设计基础课程设计 163 页表 12 1 28 16 外箱壁至轴承端面 距离 1 l 5 10 1 l 1 C 2 C 50 大齿轮顶圆与内箱 壁距离 1 1 2 1 15 齿轮端面与内箱壁 距离 2 2 10 箱盖 箱座肋厚 mm 1 85 0 85 0 11 mm 9 8 5 轴承端盖外径 2 D 5 5 5 DD 23 d 120 1 轴 125 2 轴 150 3 轴 轴承旁联结螺栓距 离 S 2 DS 120 1 轴 125 2 轴 150 3 轴 九 轴的设计 1 高速轴设计 材料 选用 45 号钢调质处理 查械设计基础第 265 页表 14 1 取 35Mpa C 100 各轴段直径的确定 根据械设计基础第 265 页式 14 2 得 又因为装小带轮的电动机轴径 又因为高 1 min 1 33 3 52 10022 4 314 8 P dC n 38d 速轴第一段轴径装配大带轮 且所以查机械工程标准手册第 9 页表 382 1 8 0 1 d 1 16 L1 1 75 d1 3 60 136d 因为大带轮要靠轴肩定位 且还要配合密封圈 所以查机械工程标准手册 85 页表240d 7 12 取 L2 m e l 5 28 9 16 5 58 240d 段装配轴承且 所以查机械工程标准手册 62 页表 6 1 取 选用 6009 轴3d32dd 345d 承 L3 B 2 16 10 2 28 3 段主要是定位轴承 取 L4根据箱体内壁线确定后在确定 4d450d 装配齿轮段直径 判断是不是作成齿轮轴 5d 3 3 1 t 9 5 e 45 6 d 计 算 及 说 明结 果 查机械工程标准手册 51 页表 4 1 4 1 2 5 2 f dd etm 得 1 3 3tmm 得 e 5 9 6 25 段装配轴承所以 L6 L3 28 6d6345dd 2校核该轴和轴承 L1 73 L2 211 L3 96 作用在齿轮上的圆周力为 3 1 1 22 106 9 10 2948 29 2 5 t T FN d 径向力为 2984201073 rt FFtgtgN 作用在轴 1 带轮上的外力 1132 8 Q FFN 求垂直面的支反力 2 1 12 211 1073800 73211 r V l F FN ll 21 1073 800273 VrV FFFN 求垂直弯矩 并绘制垂直弯矩图 3 22 273 211 1057 6 avv MF lN m 3 11 800 73 1057 4 avv MF lN m 求水平面的支承力 由得 1122 Ht FllFl N 2 1 12 211 29482197 73211 Ht l FF ll N 21 29482197751 HtH FFF 73 1 L 211 2 L 96 3 L NFt2948 NFr1073 NF8 1132 NFV800 1 273 2 V F NMav 6 57 MNMav 4 57 NF H 2197 1 NF H 751 2 计 算 及 说 明结 果 求并绘制水平面弯矩图 3 11 2197 73 10158 2 aHH MF lN m 3 22 751 211 10158 4 aHH MF lN m 求 F 在支点产生的反力 3 1 12 96 1132 8 384 3 73211 F l F FN ll 21 384 3 1132 81517 1 FF FFFN 求并绘制 F 力产生的弯矩图 3 23 1132 8 96 10108 7 F MFlN 3 11 384 3 73 1027 7 aFF MF lN F 在 a 处产生的弯矩 3 11 384 3 73 1027 7 aFF MF lNm 求合成弯矩图 考虑最不利的情况 把与直接相加 aF M 22 avaH MM 2222 27 757 6158 2196 1 aaFaVaH MMMMN m 2 222 27 757 4158 4196 2 aaFaVaH MMMMN m 求危险截面当量弯矩 从图可见 m m 处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 2222 196 2 0 6 106 9 206 4 a e MMTN m 计算危险截面处轴的直径 因为材料选择调质 查 机械设计基础 第 270 页表 14 7 得 查 机 45650 B MPa 械设计基础 第 266 页表 14 2 得许用弯曲应力 则 1 60 b MPa 3 3 3 1 206 4 10 32 5 0 10 1 60 e b M dmm 因为 所以该轴是安全的 54 50 a dddmmd mNMaH 4 158 NF F 3 384 1 NF F 1 1517 2 NM F 7 108 2 NMaF 7 27 mNMa 1 196 mNMa 2 196 计 算 及 说 明结 果 3 轴承寿命校核 轴承寿命可由式进行校核 由于轴承主要承受径向载荷的作用 所以 6 10 60 t h P Cf Lh n Pf 查机械手册 10 取取 r PF 1 1 2 tp ff 3 按最不利考虑 则有 2222 1111 8002197384 32722 4 rvHF FFFFN 2222 2222 2737511517 12316 2 rvHF FFFFN 则 因此所该轴承符合要求 663 3 10101 29 5 10 6 3 6060 314 81 2 2316 2 t h P Cf Lh nf P 年 4 弯矩及轴的受力分析图如下 轴1 5 键的设计与校核 NFr 4 2722 1 NFr 2 2316 2 计 算 及 说 明结 果 根据 确定 V 带轮选铸铁 HT200 机械工程标准手册 由于在 11 36 106 9dT 1 36d 范围内 故轴段上采用键 3038 1 db h 10 8 采用 A 型普通键 键校核 为 L1 1 75d1 3 60 综合考虑取 50 得l 查机械工程标准手册 3 1 44 106 9 10 37 1 36 850 10 p T Mpap dlh 所选键为 5060b 10 8 50b h l 中间轴的设计 材料 选用 45 号钢调质处理 查 机械设计基础 第 265 页表 14 1 取 C 100 35Mpa 根据 机械设计基础 第 265 页得 2 min 2 33 3 21 10036 1 68 P dC n 段要装配轴承 所以查机械工程标准手册 取 查机械工程标准手册选用 62081d140d 轴承 L1 B 18 10 10 2 40 3 2 2 3 装配低速级小齿轮 且取 L2 128 因为要比齿轮孔长度少 2d21dd 245d 2 3 段主要是定位高速级大齿轮 所以取 L3 10 3d360d 4 装配高速级大齿轮 取 L4 84 2 82 4d445d 段要装配轴承 所以查机械工程标准手册 取 选用 6208 轴承 5d545d L1 B 3 18 10 10 2 43 3 2 2 3 校核该轴和轴承 L1 74 L2 117 L3 94 作用在 2 3 齿轮上的圆周力 3 2 2 2 22 470 3 10 2707 139 2 5 t T FN d N 3 2 3 3 22 470 3 10 8709 27 4 t T F d 径向力 22 270720985 rt FF tgtgN 33 8709203169 rt FF tgtgN NFt2707 2 NFt8709 3 NFr985 2 NFr3169 3 计 算 及 说 明结 果 求垂直面的支反力 3 3223 1 123 985 11794 3169 94 316 74 11794 rr V F lFll FN lll 2312 31693169852500 VrVr FFFFN 计算垂直弯矩 3 11 316 74 1023 9 aVmV MF lN m 3 1122 2 316 74 117 985 1171053 5 aVnVr MFllF lN m 求水平面的支承力 3 3223 1 123 8709 942707 211 4586 74 11794 tt H F lFll FN lll 2231 2707870945866830 HttH FFFFN 计算 绘制水平面弯矩图 3 11 4586 74 10323 aHmH MF lN m 3 2123 2 6830 74 117 8709 11710295 aHnHt MFllF lN m 求合成弯矩图 按最不利情况考虑 2222 23 9323323 8 amavmaHm MMMN m 2222 53 5295300 anavnaHn MMMN m 求危险截面当量弯矩 从图可见 m m n n 处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 2222 2 300 0 6 470 3 411 ean MMTN m e M 2222 2 323 8 0 6 470 3 413 am MTN m 计算危险截面处轴的直径 n n 截面 3 3 3 1 411 10 40 9 0 10 1 60 e b M dmm m m 截面 3 3 3 1 413 10 40 9 0 10 1 60 e b M dmm NF v 316 1 NF V 2500 2 mNM vm a 9 23 mNMavn 5 53 NF H 4586 1 NF H 6830 2 mNMaHm 323 mNMaHn 295 mNMam 8 323 300Nm an M mNMe 411 mNMe 413 mmd 9 40 mmd 9 40 计 算 及 说 明结 果 由于 所以该轴是安全的 4 2 45ddmmd 轴承寿命校核 轴承寿命可由式进行校核 由于轴承主要承受径向载荷的作用 所 6 10 60 t h P Cf Lh n Pf 以 查 机械工程标准手册 取取 r PF 1 1 1 tp ff 3 2222 111 31645864596 rvH FFFN 2222 222 250068307273 rvH FFFN 则 轴承使用寿命在 663 3 2 10101 29 5 10 2 12 6060 681 1 7273 t h P Cf Lhy nPf 年范围内 因此所该轴承符合要求 23 弯矩及轴的受力分析图如下 NFr4596 1 NFr7273 2 计 算 及 说 明结 果 键的设计与校核 已知参考 机械设计基础 P276 式 14 8 由于4 22 45 470 3 ddTN m 所以取 2 44 50 d 14 9b h 因为齿轮材料为 45 钢 查 机械设计基础 课本得 P266 表 14 2 100120b L 128 18 110 取键长为 110 L 82 12 70 取键长为 70 根据挤压强度条件 键的校核为 3 2 44 470 3 10 82 9 45 970 14 bb T Mpa dhl 3 2 44 470 3 10 54 45 9100 14 bb T Mpa dhl 所以所选键为 14 9 70b h l 14 9 110b h l 从动轴的设计 确定各轴段直径 计算最小轴段直径 因为轴主要承受转矩作用 所以按扭转强度计算 由式 14 2 得 考虑到该轴段上开有键槽 因此取 3 3 3 1 3 3 56 10057 1 19 1 P dCmm n 查手册 9 页表 1 16 圆整成标准值 取 1 57 1 1 5 59 9dmm 1 63dmm 为使联轴器轴向定位 在外伸端设置轴肩 则第二段轴径 查 机械 2 70dmm 工程标准手册 此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值 因此取 2 70dmm 设计轴段 为使轴承装拆方便 查 机械工程标准手册 采用挡油环给轴承定3d 位 选轴承 6215 130 25 84 a DBd 3 75d 设计轴段 考虑到挡油环轴向定位 故取 4 d 4 80d 设计另一端轴颈 取 轴承由挡油环定位 挡油环另一端靠齿 7 d 73 75ddmm 轮齿根处定位 轮装拆方便 设计轴头 取 查 机械工程标准手册 取 6 d 67 dd 6 80dmm 计 算 及 说 明结 果 设计轴环及宽度 b 5 d 使齿轮轴向定位 故取取 56 2802 0 07 803 97 2ddhmm 5 100dmm 1 41 4 0 07 803 12bhmm 确定各轴段长度 有联轴器的尺寸决定 后面将会讲到 1 l 1 107lLmm 2 550lmeL 因为 2 2 5425 1019mLBmm 所以 2 5199 16550lmeLmm 轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短 6 231253122hll 23 332338lB 其它各轴段长度由结构决定 4 校核该轴和轴承 L1 97 5 L2 204 5 L3 116 求作用力 力矩和和力矩 危险截面的当量弯矩 作用在齿轮上的圆周力 3 3 4 22 1591 5 10 8119 98 4 t T FN d 径向力 8119202955 rt FFtgtgN 3 0 2 1591 5 0 25102947 270 FFN 求垂直面的支反力 2 1 12 204 5 2955 2088 97 5204 5 r V l F FN ll 21 29552088867 VrV FFFN NFt8119 NFr2955 NF2947 NFV2088 1 NF V 867 2 计 算 及 说 明结 果 计算垂直弯矩 3 22 867 204 5 10180 8 avv MF lN m m 3 11 2088 97 5 10203 5 avv MF lN 求水平面的支承力 2 1 12 204 5 8119 1038 302 t H l F FN ll 21 571437551959 HtH FFFN 计算 绘制水平面弯矩图 3 11 3755 84 5 10317 aHH MF lN m 3 22 1959 162 10317 aHH MF lN m 求 F 在支点产生的反力 3 1 12 2497 116 1158 302 F Fl FN ll 21 115829474105 FF FFFN 求 F 力产生的弯矩图 3 23 2947 116 10341 F MFlN 3 11 1158 97 5 10100 1 mFF MF lN F 在 a 处产生的弯矩 3 11 1158 97 5 10100 1 mFF MF lN 求合成弯矩图 考虑最不利的情况 把与直接相加 mF M 22 avaH MM 2222 100 1180 8476 3628 ammFavaH MMMMN m 求危险截面当量弯矩 从图可见 m m 处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 P268 表 14 4 2222 3 628 0 6 1591 1142 am e MMTN m mNMav 8 180 mNMav 5 203 NF H 1038 1 NF H 1959 2 mNMaH 317 mNMaH 317 NF F 1158 1 NF F 4105 2 NM F 341 2 NMmF 1 100 NMmF 1 100 mNMam 628 mNMe 1142 计 算 及 说 明结 果 计算危险截面处轴的直径 因为材料选择调质 查课本 225 页表 14 1 得 查课本 231 页表 45650 B MPa 14 3 得许用弯曲应力 则 1 60 b MPa 3 3 3 1 142 10 57 5 0 10 1 60 e b M dmm 考虑到键槽的影响 取1 05 57 560 3dmm 因为 所以该轴是安全的 5 80dmmd 5 轴承寿命校核 由 P294 公式 15 2 15 5 可推出轴承寿命可由式进行校核 由于 6 10 60 t h P Cf Lh n Pf 轴承主要承受径向载荷的作用 所以 查课本 294 页表 15 14 10 取 r PF 取1 1 2 tp ff 3 课本