机械设计任务书

1、ir4韦凰理互大厚QINGDAO TECHNOLOGICAL UNIVERSITY机械设计课程设计计算说明书汽车与交通学院车辆工程专业车辆132班姓名：琪学号：201324280指导教师:目录机械设计基础课程设计任务书.3一传动方案的拟定及说明 .3二电动机的选择 .3三计算传动装置的运动和动力参数 .4四传动件的设计计算 .6轴的设计计算 .15滚动轴承的选择及计算 .23键联接的选择及校核计算 .26高速轴的疲劳强度校核 .27铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 30润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择参考资料目录.31机械设计基础课程设计任务书1. 课程设计的容设计一带式运输机传动装

2、置。设计容应包括：传动装置的总体设 计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配 图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。2. 课程设计的要求与数据I rXX|1. 电机2. v帶3康躲瓦竝输 耳传送章-1111X技术数据：输出带有效拉力：4000N传送带带速：0.80m/s滚筒直径：400mm工作条件及技术要求：电源：380V工作年限：10年工作班制：两班；运输机单项运转，工作平稳3. 课程设计应完成的工作1减速器装配图 1；2 零件工作图 2 （轴、齿轮各 1 ）；3设计说明书 1 份。、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速）

3、，说明如下： 为了估计传动装置的总传动比围，以便选择合适的传动机构 和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 即601000vnwD601000 838.2 rmin400一般常选用同步转速为3000rmin的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-23。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿 轮传动二、电动机选择1. 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件选用一般用途的丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2. 电动机容量工作的有效功率 Pw=Fv/1000=4000X0.80/1000=3.2KW传动装置总效率t

4、 = n 带 n242齿n承n联n卷筒按表 9-1 取：皮带传动效率n带=0.96齿轮啮合效率n齿=0.97齿轮精度为8 级)滚动轴承效率n承=0.99联轴器效率n连=0.99卷筒效率 n卷筒=0.96则传动总效=0.96*0.972*0.994*0.99*0.96=0.825 3电动机额定功率所需电动机效率 Pr=Pw/ n =3.2/0.825=3.88KWP0=4KW或选 Y 系i=8-14查表14.1、,可选丫系列三相异步电动机丫112M-4型额定功率列三相异步电动机 Y132M1-6型，额定功率P0=4KW4电动机的转速按表 9.1 推荐的传动比合理围 i ，二级圆柱齿轮减速器传动比

5、 滚筒轴转速nw=60X1000vn d=60X1000X0.80/( nx400)=38.2r/min所以电动机转速的可选围为ndnW i 2 38.2 (8 40) 305.6 1528r / min现以同步转速为1500r/mi n 及1000r/mi n 两种方案进行电动机型 号额定功率/kw同步转速满载转速总传动比Y112M-441500144037.7Y132M1-64100096025.1比较两方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但总传动比大 为使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2，5、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1）、总传动比 i =nc/n w=960/3

6、8.2=25.12）、分配传动比 假设V带传动分配的传动比i 12. 5，则二级展开式圆柱齿轮减速器总i传动比i。=10. 04i 1二级减速器中：高速级齿轮传动比i2. 1. 4厂i =.1.4 * 10.043. 75低速级齿轮传动比 i23 = i/i 12 = 10.04/3.75= 2.67三、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：1轴、轴、川轴。各轴转速为：min384 r / min102 . 4 r / min38 . 35 r / minn o n m 960 r /n m 960ni 12.5n384ni 23. 75n102

7、 . 4ni 32. 672.各轴输入功率按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即电动机的输入功率，P。Pd3. 88kW第一根轴的功率，PR 53. 880. 966. 36kW第二根轴的功率，PP 2 36. 360. 980.976. 05kW第三根轴的功率，PP 236.050. 980. 975. 75kW3.各轴输入转矩T(N? m)T)9.55 1(! -0 9.55 105 -N mm 2183 1弘 mm厲2900T T0 5i1 2.183 1(Cn mm 096 2 4.191 1(Cn mmTT 2 3i24.191104 Nmm0.98 0.97 4.121.6421

8、 05 N mm 将计算结TT 2 3i31.642105 Nmm0.98 0.97 2.954.603105N mm果汇总列表备用项目电动机高速轴I中间轴H低速轴出N转速(r/m in )29001450352119P 功率(kW6.636.366.055.75转矩T(N ?m)2.183 1044.191 1041.642 1054.603 105i传动比24.122.95效率0.950.980.97四、传动件的设计计算1. 设计带传动的主要参数已知带传动的工作条件：两班制（共16h）,连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=6.63kw小带轮转速ni 2900r/m大带轮转速 n?

9、 1450r/m，传动比ii 2。设计容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、 带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按5选择了 V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率 Pa pa= KA P 1.1 6.63kw 7.29kw2）、选择V带型 根据Pa、n1由图8-10机械设计p157选择 A 型带（d1=112 140mr） 3）、确定带轮的基准直径 dd并验算带速v（1）、初选小带轮的基准直径dd，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径dd1125mm（2）、验算带速vm/s 19.0m/s60 10006

10、0 1000因为5m/s19.0m/s90包角满足条件(6) .计算带的根数单根V带所能传达的功率根据=2900r/min 和 ddi =125mm表 8-4a用插值法求得p0=3.04kw单根v带的传递功率的增量 p0已知A型v带，小带轮转速ni =2900r/min转动比 i= 9=dd1/dd2=2查表 8-4b 得 p0 =0.35kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数k =0.96,表8-2得带长修正系数kL=0.99Pr =( po + po) X k X kL =(3.04+0.35) X 0.96 X 0.99=5.34KWZ= -pC =7.29/5.34=1.37故取

11、2 根.Pr(7) 、计算单根V带的初拉力和最小值Fmin 二500* 空 严 +qVV=190.0N ZVk对于新安装的V带,初拉力为:1.5 Fmin=285N对于运转后的V带,初拉力为:1.3 Fmin=247N(8) .计算带传动的压轴力FpFP =2ZF0 sin( 1 /2)=754N(9) .带轮的设计结构A. 带轮的材料为:HT200B. V带轮的结构形式为：腹板式.4.12C 结构图（略）2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明（HB=350HBS）,8级精度,查表 10-1 得小齿轮

12、40Cr调质处理HB i=280HBS大齿轮 45 钢 调质处理 HB 2=240HBS2）、按齿面接触强度计算：取小齿轮 乙=20,则z2 = i2乙,z2 =20 4.12=82.4 ,取z2 =83并初步选定 B = 15确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系数Zh=2.425c. 由图 10-26 查得 10.76,20.84,则121.60d. 计算小齿轮的转矩：T1 4.189 104N mm。确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳

13、强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力lim1 =600MPa大齿轮的为 lim2 =550MPah.由式10-13计算应力循环次数9N160nJLh 60 1450 1 (8 2 8 365)4.065 10N294.065 1089.866 10i.由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.90 Khn2=0.96h 1 = Khni limi /S=540MpaH 2 = K HN 2 lim 2 /S=528 Mpah =( h i + h 2)/2=543 Mpa3) 、计算(1) 计算圆

14、周速度：V=d1t ji n1/60000=3.26m/s(2) 计算齿宽B及模数口玳B= dd1t =1X42.9mm=42.9mmmnt =d1t cos B / z1 =2.07mmH=2.25mnt =4.66mmB/H=42.9/4.66=9.206(3) 、计算纵向重合度=0.318 dZjtan B =1.704(4) 、计算载荷系数由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka 1,Kv 1.15,Kh1.45,Kf1.35,KhKf 1.2故载荷系数K Ka Kv Kh Kh 1 1.15 1.45 1.22.001(5) 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

15、，由式 10 10a 得 d1 = d1t =46.22mmV Kt(6) 、计算模数mnt mnt =d1 Cos B /Z1=2.232mm4) 、按齿根弯曲强度设计由式10-172mni32KTiYFiY.ai cos a(U 1)Z2 F1(1)、计算载荷系数：0.01704K Ka Kv Kf Kf1 1.15 1.2 1.35 1.863(2)、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.85(3) 、计算当量齿数 齿形系数20cos31522.19，Zv283cos31592.10(4)、由1图 10-5 查得 YFa1 2.72，YFa22.21 由表

16、10-5 查得Ysa1 1.57，YSa2 1.776 由图 10-20C 但得 FE1 =500 MPa FE2 =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限Kfn1=0.85, Kfn2=0.88计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得:F1 =K fn 1 fe1 /S=303.57 MPaf2 =Kfn2 fe 2 /S=238.86 MPa(5)、计算大小齿轮的纶也空，并比较F1YF1Ysa1F12.72 1.57303.570.0147Y=2Ysa22.268 1.794F2238.84且YFiYa1，故应将代入1式(11-15)计算F1F2F 2(6)、计算法向模数

17、L2mn13 2KT1YF1*a1C0S:a(U 1)乙2F142 1.863 4.189 100.851 1.6 202cos2150.017041.48(11)、确定齿宽对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径d1=46.22mm来计算 应有的数,于是有:取 mn1 2mn；(7)、则 Z1di cosmn46.22 cos15222.32，故取 z1=22.则 z2 =i2 Zi =90.64，取 z2 90(8)、计算中心距a1 m2 cos2 (2290)115.95mm2 cos15 取 a1=116mm(9)、确定螺旋角arccosmn(Z1 Z2)2aarccos

18、 山?0)2 11615 .0915 5 24(10) 、计算大小齿轮分度圆直径cos15.0945.58mmZ2 mncos15.09186.42mmb2ad1 1 45.57 45.57 mm取 B2 45mm, B1 50mm5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）（HB=350HBS）,8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr调质处理HB i=280HBS大齿轮 45 钢 调质处理 HB 2=240HBS2） 、取小齿轮 Z3=20,则 Z4 = i 3 Z3 2.95 20 =59取乙=59,初步选定 B = 153）、按

19、齿面接触强度计算：确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图10-30选取区域系数zh2.425c. 由图 10-26 查得 10.76,20.85,则1.611 2d. 计算小齿轮的转矩：T2 1.64 105 N mm确定需用接触应力e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力lim1 =600MPa大 齿轮的为lim2 =550MPah.由式10-13计算

20、应力循环系数N160n 1 jLh 60 352 1 （8 2 8 365）9.867 108N2i.khn 1lim1 /S=576MpaK HN 2佃 2 /S=533.5 Mpa4)、计算H =(h 2 )/2=554.8 Mpa(1)、圆周速度V=d1t ji n1/60000=1.21m/s(2)、计算齿宽b及模数mntB= dd1t =1X65.87=65.87mmmnt =d1t cos B / z1 =3.18mmH=2.25mnt =7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200(3)、计算纵向重合度=0.318 dZ1tan B =1.704a 由表 10-8.10-

21、4.10-13.10-3分别查得:Ka 1,Kv 1.12, Kh 1.458,Kf 1.36,KhKh1.2故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960(4)、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a 得d1=d1Kt=70.48mm(5)计算模数mntmnt =d1 cos B / z3 =3.404mm5)、按齿根弯曲强度设计 由式10-179.867 1083.345 102.95 由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.96 Khn 2=0.97mnij2KTiYFiYsaiCOS2丫a(U1)N F1a 上式中 K KA KV Kf Kf 1 1.

22、12 1.2 1.361.829b根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数 YB =0.85 c计算当量齿数齿形系数乙120cos3 *1522.19，Zv259cos31563.32由1图 10-5 查得 YF1 2.72, YF2 2.292由图 10-20C 但得 fe1 =500 MPa fe2 =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限Kfn1=0.86, Kfn2=0.89d计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由10-12得:F1 = KfN1 FE1 /S=307.14 MPaF2 = K FN2 fe2 /S=241.57 MPaYF1Ysa1e比较F

23、12.715 1.571307.140.01363YF2Ysa2F22.212 1.772241.570.01623且Y Y，故应将*纶代入1式（11-15）计算F1F2F 2f法向模数mn122灯1丫尸弘1 cosa(U 1)Z2 F10.01652.263应有的数,于是有：取 mn1 2.5mm z27 .则 Z480g中心距mn(zi z2)2 (278)138.47 mm2 cos2 cos15取 ai=138mmh确定螺旋角arccosmn(Zi Z2)2a14 1536“arccos27 80)14.262 138i计算大小齿轮分度圆直径妒話69B4mm6=念 206-36mmJ

24、齿宽B4ad3 1 69.64 69.64mm 取 B4 70mm， B3 75mm4）、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为Fti2Tidi42 4.191 1045.581839 NFti tg nCOS 118.9 tg20cos15 5 24693 NFa1Ft1tg 1 1839 tg15 5 24 496 NFt22Tda52 4.603 10206.364461NFt2 tg n4461 tg201675Ncos 2cos14 15 36Fa2 Ft2tg 24461 tg 1

25、415 36 1134N1 .高速轴I设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表 15-31，取a 1002）初算轴的最小直径dminA。J6.36145016.869mm高速轴I为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6% dmin=18.375mm。由机械设计手册表 22-1-17查得带轮轴孔有 20，22，24，25,28等规格，故取dmin =20mm高速轴工作简图如图（a）所示首先确定个段直径A段：di=20mm有最小直径算出）B段：d2=25mm根据油圭寸标准，选择毡圈孔径为 25mm勺C段：d3=30mm与轴承

26、（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承径D段：d4=36mm设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mmE段：d5=45.58mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116G段，d7 =30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承径F段：d6=36mm,设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm第二、确定各段轴的长度A段：L1=1.6*20=32mm,圆整取 L1 =30mmB段：L2=54mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mmC段：L3=28mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24)L3 =B+ 3+2=16+10+2=28

27、mmG段：L7=29mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）F 段：L6 8mm， L6=A2-2=10-2=8mmE段：L5 50mm，齿轮的齿宽 B 50mmD段：L4=92mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体壁宽度减去箱体已定长度后圆整得L4=92mm轴总长L=290mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm2、轴口的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cr，调质处理，查表 15-31，取a 1002）初算轴的最小直径p,603dmin A0 3 n 100 3 35225.78mm 因为带轮轴上有键

28、槽，故最小直径加大6% dmin =27.325mm根据减速器的结构，轴U的最小直径应该设计在与轴承配合部分， 初选圆锥滚子轴承30206,故取dmin=30mm轴U的设计图如下:*AdL,EdscIjLF2930s4E75S.55D3S30首先，确定各段的直径A段：di=30mm与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合F段：d6=30mm与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合E段：d5=38mm非定位轴肩B段：d2=48mm,非定位轴肩，与齿轮配合C段：d3=64.94mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：d4=50mm,定位轴肩然后确定各段距离：A段：Li =29mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承30

29、207）宽度与挡油盘的长度B段：L2=8mm根据轴齿轮到壁的距离及其厚度C段：Ls=75mm根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：L5=43mm,根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F段：L6=41.5mm考虑了轴承长度与箱体壁到齿轮齿面的距离D段：L4=9.5mm由轴I得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mr减去已知长度得出3、轴川的设计计算输入功率 P=5.58KW转速 n =119r/min,T=460300Nmm轴的材料选用40Cr （调质），可由表15-3查得Ao=11O所以轴的直径：dminA0yP=39.65mm因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12% dmin =44

30、.408mm由表13.1（机械设计课程设计指导书）选联轴器型号为LH3轴孔的直径dj=45mn长度L=84mm轴川设计图如下:首先，确定各轴段直径A段：d1=45mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段：d2=60mm非定位轴肩,h取2.5mmC段：d3=72mm定位轴肩，取 h=6mmD段：d4=68mm,非定位轴肩，h=6.5mmE段：d5=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合F段：d6=60mm按照齿轮的安装尺寸确定G段：d7 =45mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：Li=46.5mm,由轴承长度， 2,挡油盘尺寸B段：L2=68mm齿轮齿宽减去2mm便于安装

31、C段：La=10mm,轴环宽度，取圆整值根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要D段：L4=57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段：L5=33mm,由轴承长度， 3,4 2,挡油盘尺寸F段：L6=65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7 =84mm联轴器孔长度轴的校核计算,第一根轴： 求轴上载荷 已知：Ft 1839N , Fr 693N,Fa 496N, Fp 754N设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图：L181.75mm，L2132.25mmL348.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnh1 703NFnh2 1136NM H 65013N mm垂直支反力：F

32、 nv1 Fa 496N,Ma 11304N mm,Fnv1 1360N,Fnv2 87N11822 N mmM V1 61640 N mm, M V2MV3 106917 N mm合成弯矩M161640N mm, M2134918N mm,M3125132N mm由图可知，危险截面在C右边W=0.1d3=9469ca = M ca /W=14.49MPa70MPa轴材料选用40Cr查手册 1 70MPa符合强度条件！第二根轴求轴上载荷已知：Ft 1839N,Fr 693NFa 496 NFt 4461N,Fr 1675NFa 1134N设该齿轮轴齿向两个都L160.75mm，L269.5mm

33、L348.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：FNH 12446 N ,FNH 2176NM H1 148595N mm,M H2 8552N mm垂直支反力：是左旋，受力如右图:M a 39486N mm,F NV1 917N,Fnv2 65NM V155708 Nmm，M V 295194 NmmM V 342513 Nmm,M V48664 Nmm合成弯矩M115894 N mm,M2176472N mmM343365N mm,M 412174N mm由图可知，危险截面在B右边W=0.1d=33774ca = M ca /W=5.98MPa70MPa轴材料选用40Cr查手册 1 70

34、MPa符合强度条件！第三根轴： 求轴上载荷已知：Ft 4461N,Fr 1675N,Fa 1134N设该齿轮齿向是右旋，受力如L162.25mm，L2121.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnh 12948NFnh2 1513NM H 186490N mm图:垂直支反力：Ma 117000N mm, Fnvi 1107N,Fnv2 568NM vi 68897 N mm,Mv2 185902 N mm合成弯矩M1m2199810N mm,263321N mm由图可知，危险截面在B右边算得 W=19300ca =Mca/W=19.77MPa2963N3）校核轴承寿命Lh106 C 臥(

35、F)h631043.3 10 3,()h60 1450296387700h按一年300个工作日，每天2班制.寿命18年.故所选轴承 适用。2.n轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1:.FNh1FrNv12446291722612NFr2.FNh2FrNv2曲65?188N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW e=0.37 , Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fd1Fr1816N,Fd2邑2Y59N因为 Fd1 Fa 816N496N1312N Fa Fd2 1193N轴右移，左端轴承放松，右

36、端轴承压紧Fa2 Fa Fd1 1312N、 Fa1 Fd2 59N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp 1.5因为巳！旦 0.026 e 0.37 X 11,Y10Fr1 2612口 fp XFr1 YFa13918N因为良 11Z 6.98 e，X20.4,丫21.6Fr2188P2 fp XFr2 YFa23262 N所以取P P 3918N3）校核轴承寿命Lh60n P631043.3 10、3,()h60 3523918142356h按一年300个工作日，每天2班制.寿命29年.故所选轴 承适用。2.川轴轴承1）计算轴承的径向载荷： 2 2 2 2Fr1 , FrNH 1 F

37、nv1- 294811073149NFr2. FNh2 FrNv2 1513? 268 1616N2） 计算轴承的轴向载荷（查指导书p125） 30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KV, e=0.4 , Y=1.5两轴承派生轴向力为：Fd1 甩 1050N,Fd2 良 539N2Y2Y因为 Fd1 Fa 1134N1050N2184N Fd2 539N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 Fd1 1050N、 Fa2 Fa Fd1 2184N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数fp 1.5因为良 型 0.3334 e 0.37 X

38、11, Y10Fm 3149Pi fp XFm YFa1 4724N因为丘 2184 1.35 e, X20.4,Y21.5Fr2 1616P2 fp XFr2 YFa2 5885N所以取P F25885N3)校核轴承寿命Lh 程(C)h (98 忖畀 128066h60n P 60 1195885按一年300个工作日，每天2班制.寿命26年.故所选轴 承适用。七、键联接的选择及校核计算125-15070m钢铸铁1 .1轴上与带轮相联处键的校核键 A10X 28, bx hx L=6X 6X 20 单键键联接的组成零件均为钢，p =125MPa4Tpdhl442.1831020 6 2036.

39、38p =125MPa满足设计要求2.n轴上大齿轮处键键 A12 x 25, bx hx L=10X 8x 36 单键键联接的组成零件均为钢，p =125MPa4Tdhl4 1.642 10538 8 3660.00Mpa125MPa满足设计要求3.川轴上1)联轴器处采用键A, bx hx L=14X 9X 70单键4TP dhl4 4.603 10545 97064.94Mpa125MPa满足设计要求2)联接齿轮处采用A型键L 18 11 56单键4TPPdhl445 11 564.6031066.42Mpap = 125Mpa满足设计要求八、高速轴的疲劳强度校核第一根轴结构如下：AdiBe

40、JsIIEaIjit302054*3D92368E9(1)判断危险截面在A-B轴段只受到扭矩的作用，又因为 e2m高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是 按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以 A-B均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域, 引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同 一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核 E段左右截面即可。（2）.截面右侧：抗弯截面系数 w 0.1d30.1 3634665.6mm3抗扭截面系数 Wt0.2d30.2 36393312mm3左截面上的扭矩T3为T341970 Nmm截面上的弯曲应力Mb13491828.9MPaW4665.6截面上的扭转应力T3T419700.45MPaWt93312轴的材料为丁 40Cr,调质处理。由表15-1查得：B 685MPa；1335MPa;1185 MPa截面上理论应力系数及r 2 0按附表3-2查取。因2.00.043; 501.389d 31d36经查之为：2.25;80 ；0.81 ；又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数q 0.83；q故有效应力集中系数按式(附表3-4)为：K1