机械设计课程设计说明书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器

1、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 设计小结.30 参考资料.31 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；

2、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 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

3、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

4、的电动机。 2电动机容量的选择 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 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 查得两4

5、2 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） 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

6、号 y160m-6 满载转速 970r/min 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

7、9 160 1 5 根 nf165)( min0 nfp1622)( min 小带轮采用腹板式 结构 。 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 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

8、 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 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

9、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 钢（调质） ，硬度 为 240hbs 7 级精度 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

10、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 1.6 645.58 103.23 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.

11、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 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 d1=mm=106.1m

12、m 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=1.54 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 fe

13、1=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 =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 2） 设计计算 mn=3.25 23 3 2 2 1

14、.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 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

15、 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 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

16、=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-i

17、i 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。 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

18、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 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 3806139945

19、19 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 9317 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 ，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

20、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 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

21、 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 1 207.93 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 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 i

22、i-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 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 5

23、mm，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

24、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。 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

25、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 xoz 平面内： n d fff f 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

26、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 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

27、此轴安全。 c. iii 轴 1 ca 轴安全 1作用在齿轮上的力 3 3 2 22 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mnmntka3000

28、68.20045 . 1 3 择 hl6 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 3150nm，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 8

29、0mm，外径为 140mm，t=28.25mm，b=25mm。故 iv-v 段轴直径定为 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 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

30、104mm。 i) 根据减速器和轴承端盖的结构设计，轴承端盖总宽度取为 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

31、 综上，结果如下： i-iiii-iviv-vv-vivi-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： 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

32、 12 所以 nfff vhr 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 ，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

33、3 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

34、58.19 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 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附图 3-2 得尺寸系数为

35、，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 故轴的截面 iv 左侧安全。

36、 3） 截面 iv 右侧 ， 33 4 . 592701 . 0mmdw 33 8 . 1185402 . 0mmdwt 轴的截面 iv 左侧 安全 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 . 0 kk 由2附图 3-4 根据轴采用磨削加工，表面

37、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 s ss ss sca 5 . 134 . 6 22 故轴的截面 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

38、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 f ，nfyfxfp aaaraapa 9 . 6893)( nfyfxfp ab

39、brbbpb 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。 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

40、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 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

41、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。 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 . 187714 . 0(1 . 1)( nnfyfxfp abbrbbpb 5972)054291 (1 . 1)( 则，计算时应以 a

42、 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 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