哈工大机械设计课程设计方案

0目录一、设计任务书.1二、传动方案的拟定及说明.1三、电动机的选择.3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比.3五、计算传动装置的运动和动力参数.4六、传动件的设计计算.51.V带传动设计计算52.斜齿轮传动设计计算7七、轴的设计计算.121.高速轴的设计122.中速轴的设计153.低速轴的设计19精确校核轴的疲劳强度.22八、滚动轴承的选择及计算.261.高速轴的轴承262.中速轴的轴承273.低速轴的轴承29九、.键联接的选择及校核计算31十、.联轴器的选择32十一、.减速器附件的选择和箱体的设计32十二、.润滑与密封33十三、.设计小结34十四、.参考资料351设计计算过程及说明结果一、设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图2.工作情况工作平稳、单向运转3.原始数据运输机卷筒扭矩（Nm）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）13500.7032051024.设计内容(1)电动机的选择与参数计算(2)斜齿轮传动设计计算(3)轴的设计(4)滚动轴承的选择(5)键和联轴器的选择与校核(6)装配图、零件图的绘制(7)设计计算说明书的编写5.设计任务(1)减速器总装配图1张（0号或1号图纸）(2)齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）(3)设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采2用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果3min/78.41320.16106rDvnw三、电动机的选择1.电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2.电动机容量(1)卷筒轴的输出功率wPkWvDTFPw90625.107.32.510(2)电动机的输出功率dwdP传动装置的总效率54231式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由21,机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性95.019875.0297.03联轴器；卷筒轴滑动轴承，则4.8215.87.23故kWPwd014.5.096(3)电动机额定功率ed由第二十章表20-1选取电动机额定功率。kPed5.73.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查得两级同轴式圆421i柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为6082ikWPw90625.82015.kWPd2014.7ed5.设计计算及说明结果4min/1026821rinwd可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：电动机转速（r/min）传动装置的传动比方案电动机型号额定功率（kW）同步满载电动机质量（kg）总传动比V带传动两级减速器1Y132M-47.5150014408134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y132M-4。4.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKL质量（kg）132388033125151081四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比468.37.10wmni2.分配各级传动比取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为5.21i78.3.46132ii732i所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。i468.3i5.21i713.2i设计计算及说明结果5五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为min/78.4513.6in/57.2143210rinrinm2.各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即edPkWPkkWed5718.69.087.60.1257.9.32103.各州转矩mNnPTnmNT92.13708.4569056.75.1852.79054.00电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/min）1440576153.640.96功率（kW）7.206.916.646.37转矩（）mN49.74118.75422.361370.92设计计算及说明结果6六、传动件的设计计算1.V带传动设计计算（1）确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得，工作情况系数2.1AKkWPKdAca95.721（2）选择V带的带型由、由图8-11选用A型ca0n（3）确定带轮的基准直径并验算带速dv初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径1md125验算带速v。按式(8-13)验算带的速度smnd/425.910625106,故带速合适。smvs/3/5因为计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径2ddi5.12.212根据表8-8，圆整为md3（4）确定V带的中心距a和基准长度dL根据式(8-20)，初定中心距。50由式(8-22)计算带所需的基准长度maddaddaLd2.170954)3()125(024)()(202121012由表8-2选带的基准长度Ld8kWPca9A型md125md3152mLd180设计计算及说明结果7按式(8-23)计算实际中心距a。mLad4.52.1709850210中心距变化范围为518.4599.4mm。（5）验算小带轮上的包角1901654.37)23(80a.57)(1802d（6）确定带的根数计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a得md51in/140rnkWP.0根据，i=2.5和A型带，查表8-4b得i/40rn3于是得，表得查表9.K289.K8LkkWPLr461.)(0计算V带的根数z。93.4826.1rcaz取5根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值min0)(F由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以NNqvzKPFca165425.910.9.0)52(.)(2min0应使带的实际初拉力min0)(F（8）计算压轴力pNzFp1625sin162sin)(2)(1m0minma4.51605根NF165)(min0p162)(min设计计算及说明结果82.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速mNT36.421，传动比。min/13.51rn73i（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1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，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数241z8924713.2zi初选取螺旋角（2）按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即3211)(2HEdttZuTK确定公式内各计算数值a)试选载荷系数6.tb)由图10-30选取区域系数43.2HZc)由图10-26查得，80,7.16.18.07.21d)小齿轮传递的传矩mNT6e)由表10-7选取齿宽系数df)由表10-6查得材料弹性影响系数218.9MPaZEg)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限H502limh)由式10-13计算应力循环次数：89129104.573.0102.)36(66iNLjnh斜齿圆柱齿轮7级精度241z设计计算及说明结果9i)由图10-19查得接触疲劳寿命系数94.0,.21HNHNKj)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得MPaSKHNH5171094.;46.2lim221li1k)许用接触应力.28521计算a)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td1mdt40.925.281437.36.0421321b)计算圆周速度smsnvt0.10.5.9106c)齿宽b及模数mnt76.104.8/92/41.835.7.32cos.cos.91hbmzdnttntd)计算纵向重合度903.14tan238.tan31.01zde)计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据，7级精度，由图10-81Asmv5.查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故04.vHK；因123.HmNbFtA/9.84.2/).9/(36.2/表10-3查得；图10-13查得mN/0.1FH2.1FKmdt40.921sv75.设计计算及说明结果10故载荷系数：92.13.40.1HVAKKf)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得mdtt.986.1240.9331g)计算模数nmzdn97.324cos9.8cos1（3）按齿根弯曲强度设计由式(10-17)321cosFSadnYzKTm确定计算参数a)计算载荷系数86.12.40.1FVAb)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数93.8.0Yc)计算当量齿数43.971cos82.63321zvvd)查取齿形系数由表10-5查得185.2,5.1FaFaYe)查取应力校正系数由表10-5查得7.,96.21SaSaf)计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯MPaFE501曲疲劳强度极限MPaFE3802mn97.3设计计算及说明结果11由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数8.0,4.21FNFNK取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得MPaSKFENF9.2384.1508.2211g)计算大、小齿轮的，并加以比较FSaY01634.9.2387159.21FSaFY大齿轮的数值大设计计算mmn81.201634.6.1244cos80.6.1323对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强n度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲mn3劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。md19.8于是由76.314cos19.8cos1nmdz取，则32192.1uz（4）几何尺寸计算计算中心距mZan43.214cos23cos21将中心距圆整为233mm按圆整后的中心距修正螺旋角mn81.2321z9ma43.2设计计算及说明结果125312)93(arcos2arcos1mZn因值改变不多，故参数等不必修正HZK,计算大、小齿轮的分度圆直径mmZdn24.367513cos9.98221计算齿轮宽度db7.98.1圆整后取mB10,052由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.713模数(mm)3螺旋角中心距(mm)233齿数3211932119齿宽(mm)105100105100分度圆98.75367.2498.75367.24齿根圆91.25359.7491.25359.74直径(mm)齿顶圆104.75373.24104.75373.24旋向左旋右旋右旋左旋md24.3675981mB1052设计计算及说明结果5113七、轴的设计计算1.高速轴的设计(1)高速轴上的功率、转速和转矩转速（）min/r高速轴功率（）kw转矩T（）mN5766.91118.75(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=98.75，根据机械设计（轴的设计计d算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则NtgFdTtantrt37.85206.4549.01coscos.7.985123Np162(3)初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得0AmnPd64.25791.330min(4)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）NFart37.854906.2p1md64.25in设计计算及说明结果142）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=32mm。V带轮与轴配合的长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=75mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为dDT=35mm80mm22.75mm，故d-=d-=35mm；而L-=21+21=42mm，L-=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=44mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=40mm，取L-=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键10mm8mm63mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm8mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图451.2轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-7530与V带轮键联接配合-6032定位轴肩-4235与滚动轴承30307配合，套筒定位-10340与小齿轮键联接配合-1044定位轴环-2335与滚动轴承30307配合总长度313mm（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构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。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm，L2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可15以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。设计计算及说明结果16设计计算及说明结果17载荷水平面H垂直面V支反力F，NNH143F126，NFNV237156C截面弯矩MmLNH8532mMLaNV1432总弯矩V685222max扭矩T18750（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的6.0计算应力MpaWTMca1.28401.87568)(32222已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此0P1-，故安全。1-ca2.中速轴的设计(1)中速轴上的功率、转速和转矩转速（）min/r中速轴功率（）kw转矩T（）mN153.66.64422.36(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则d24.3671NtgFdTtantrt20.83719.230.615coscos.4.672131已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则md2Mpaca61.28安全NFart20.837619.18设计计算及说明结果NtgFtantrt45.31201.85479.20coscos.07.9364222(3)初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得0AmnPd31.96.5412330min(4)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为dDT=45mm100mm27.25mm，故L-=L-=27+20=47mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。NFart45.3179208md31.9in19设计计算及说明结果3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm9mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图451.2轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4945与滚动轴承30309配合，套筒定位-9850与大齿轮键联接配合-9055定位轴环-10350与小齿轮键联接配合-4545与滚动轴承30309配合总长度385mm（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构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。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为L1=76mm，L2=192.5，L3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FNF681H2NFN1382V6C截面弯矩MmLN46087532mMLaN35232总弯矩MVH806222max扭矩T46020设计计算及说明结果21设计计算及说明结果（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的6.0计算应力MpaWTMca7.5501.423686)(222已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此0P1-，故安全。1-ca3.低速轴的设计(1)低速轴上的功率、转速和转矩转速（）min/r中速轴功率（）kw转矩T（）mN40.966.371370.92(2)作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则d24.367NtgFdTtantrt43.2710.7465.9coscos12.39703(3)初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得120AmnPAd23.609.4712330min(4)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）Mpaca70.5安全NFart43.271590.6md23.60in22设计计算及说明结果232）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=105mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为dDT=70mm150mm38mm，故d-=d-=70mm；而L-=38mm，L-=38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=98mm。轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm11mm80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm12mm80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图450.2轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3870与滚动轴承30314配合-1082轴环-9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位-5870与滚动轴承30314配合-6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位-10563与联轴器键联接配合总长度369mm24设计计算及说明结果25设计计算及说明结果（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构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。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为mL14275621根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FNN35.941H722NFNV50.239148B截面弯矩MmLN6401mLMNV36252总弯矩MVH48242max扭矩T13709（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的6.0计算应力MpaWTca21.751.039206482)(22已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，P1-1-ca故安全。（7）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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确定的，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧。Mpaca21.安全26设计计算及说明结果2）截面左侧抗弯截面系数3335.42187751.0.mdW抗扭截面系数2T截面左侧的弯矩为NM1643758423截面上的扭矩为m092截面上的弯曲应力MPaWMb83.5.7截面上的扭转切应力T25.168413轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得20Pa,5Pa,735Pa11b截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-27.,02.dDDr经插值后可查得321,.又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为85.02.q，故有效应力集中系数为72.13.1102k由附图3-2得尺寸系数650由附图3-3得扭转尺寸系数8.轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为27.319.065.721kK27设计计算及说明结果67.192.08.71kK又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数,取；2.05.,取；1507于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得caS35.2801.8327.51maKS1.42.65.2.6.11a5.3.1.43.8222SSSca故可知其安全。3）截面右侧抗弯截面系数3330701.0mdW抗扭截面系数682T截面右侧的弯矩为NM1643758423截面上的扭矩为m092截面上的弯曲应力MPaWMb71.4截面上的扭转切应力T98.68013轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得2Pa,5Pa,735Pa11b截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-207.,029.dDDr5.1632Sca安全28设计计算及说明结果经插值后可查得30.1,2.又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为85.02.q，故有效应力集中系数为62.130.11982k由附图3-2得尺寸系数67由附图3-3得扭转尺寸系数8.轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为4.3192.067.81kK6.又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数,取；2.0115.0,取；57于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得caS79.24015.740.31maKS81.2.298.6.11a5.6.10.7.4222SSSca故可知其安全。5.160Sca安全29设计计算及说明结果八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命hLh4108.5236101.高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得，531kNCr2.71315.051tan.ta5.e（1）求两轴承所受到的径向载荷和rF2由高速轴的校核过程中可知：，NFNH431H162，V7NV5NNHr251).37(1422211FVr96222（2）求两轴承的计算轴向力和1a2由机械设计表13-7得YrdNctgFd518314.029769.51因为Nae85所以129ddFFdae58321（3）求轴承当量动载荷和1P2hLh4108.NFa51839230设计计算及说明结果eFra54.02139ra6.782由机械设计表13-6，取载荷系数1.pfNctgYFfParp402)13954025.(1.11Nfrp793.（4）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算21P108.402.7566053hhLCnL故所选轴承满足寿命要求。2.中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得，01752kNCr102345.01752tan.ta5.e（1）求两轴承所受到的径向载荷和rF2由中速轴的校核过程中可知：，NFH681H6182，V3NVNHr1384.26821211NFVr67222NP40217108.45hL满足寿命要求31（2）求两轴承的计算轴向力和1aF2设计计算及说明结果32由机械设计表13-7得YFrd2NctgFd193807524.06.13821因为aae2761所以12ddFNFdae938421（3）求轴承当量动载荷和1P2era045.318Fra27.692由机械设计表13-6，取载荷系数1.pfNctgYFfParp8671)4210754038.(14.01Nfrp7462.22（4）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算21P102.467.8053605316hhLCnL故所选轴承满足寿命要求。NFa193842NP86714210.5hL满足寿命要求设计计算及说明结果333.低速轴的轴承选用30314型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得，01752kNCr208345.01752tan.1ta5.e（1）求两轴承所受到的径向载荷和rF2由低速轴的校核过程中可知：，NFNH3941H352，V0NV481NNHr439).20(3921211FVr57815222（2）求两轴承的计算轴向力和1a2由机械设计表13-7得YrdNctgFd1790524.0976.321因为Nae1所以239ddFFdae76121（3）求轴承当量动载荷和P2era875.043961Fra.52NFa39127634设计计算及说明结果由机械设计表13-6，取载荷系数1.pfNFfPrp48391.1NctgYar027)3907524.0597.(4.2（4）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算21P102.907.1896460632hhLCnL故所选轴承满足寿命要求。NP4831027102.96hL满足寿命要求35设计计算及说明结果九、键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得akldTpp3102键、轴和轮毂的材料都