带式输送机传动装置设计概述

1、机械设计课程设计说明书带式输送机传动装置设计院系：机械工程学院专业: 机械设计制造及其自动化班级:机电BG111组长:高全锋组员:李博、李雪、魏斌指导教师:韩颖烨完成日期:2014年6月20日目录一、设计任务书 2二、传动方案的确定（如下图） 2三、确定电动机的型号 4四、确定传动装置的总传动比及各级分配 5五、传动零件的设计计算 71普通V带传动的设计计算 72齿轮传动设计计算 103按齿根弯曲疲劳强度设计 134几何尺寸计算165强度校核166主要设计结论17六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 19七、轴的设计20八、轴承的选择31九、键联接的选择31十、联轴器得选择和计算 32十一、减

2、速器的润滑方式，牌号及密封件 32十二、课程设计小结33十三、参考文献35、设计任务书设计题目：设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器， 传动转置如图所示， 电动机驱动带传动经单级直齿圆柱齿轮减速器，驱动滚筒回转。已知传动滚筒 直径为D=450mn滚筒的输送拉力F=5.5KN,输送带工作速度V=1.4m/s （允许输 送带速度误差为土 5%。滚筒效率耳=0.96 （包括滚筒与轴承德效率损失）。工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用折旧期：8年；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35C；电力：三相交流，电压380/220V;检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；制造条

3、件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。二、传动方案的确定（如下图）采用普通V带传动加一级直齿圆柱齿轮传动2. 原始数据带拉力：F=5500N带速度：v=1.4m/s 滚筒直径：D=450mm滚筒效率n =0.96。允许输送带速度误差为- 5%要求齿轮使用寿命为8年，二班工作制；轴承使用寿命 4年设计及说明结果三、确定电动机的型号1. 选择电动机类型：选用丫系列三相异步电动机。2. 选择电动机功率运输机主轴上所需要的功率Fv 5500U4Pw 一一-7.7kW1000 1000传动装置的总效率：二中沖池 其中，查课程设计表2-3 ,V带传动的效率3 ,3=.96深沟球轴承的效率_ ,S二.9

4、8圆柱齿轮的效率（精度等级7） 口3,5= 0.97弹性联轴器的效率4 ,口4=.99工作机效率W ,B =.96所以：耳=0.96x 0.983 x 0.97 x 0.99汇 0.96 = 0.833巳=字= 9.28kW电动机所需功率：833查课程设计156页的表12-1，取电动机的额定功率为11kW3. 选择电动机的转速工作机的转速：Pw =7.7KW n = 0.833Pd =9.28KWvx 60x10001.4x60x1000 厂c ”，nw59.78r/min3.14 450根据课程设计第16页表2-3,V带传动比范围i1 = 24,单级圆柱齿轮传动比i2 = 35,电动机转速范

5、围:m = nwbi2 =59.78 x (2 4) x (3 5) = 358.68 1195.6r / min 选择电动机同步转速为750r/min。电动机额定功率同步转速满载转速额定转矩功率因数型号(kW)(r/mi n)n m(r/mi n)Y180L-8117507301.70.77查表19-1,取丫系列三相异步电动机的型号为 丫132S-4。中心高外形尺寸底脚安装地脚螺栓轴伸尺键公称H1L 4-AC -+AD) XHD2尺寸孔直径寸尺寸AxBKDxEF 5132475 X (270+210)216X 1781238 X 8010X 8X 315查表19-2,得电动机得安装及有关尺寸

6、。四、确定传动装置的总传动比及各级分配i =仏=上亠=12.29 传动装置得总传动比：nw59.78取单级圆柱齿轮减速器传动比：i2 =37 ；i1亠叽3.3V带传动比：i23.71.计算各轴的输入功率nw 二 59.78r / mini =12.29i2 二 3.7i 3.3电动机轴轴1（高速轴） 轴U （低速轴） 卷筒Pd =9.28kWPi = iPd =0.96 9.28 =8.91kWP2 二 2 3P1 =0.98 0.97 8.91 =8.3kWPw = 2 4P2 =0.99 0.98 8.3 =7.89kW2.计算各轴的转速电动机轴nm = 730r / minninm730

7、 221.2r/min i13.3=:=n2nii2221 259.78r / min3.7卷筒nw=n2 =59.78r / min3.计算各轴的转矩电动机轴Td =9550 =9550 汉胡21.4N m730nmT1 = 9550 巴=9550 汉旦91 = 384.68 N m n1221.2T2 =9550 B -95508.3 -1325.95 N m59.78n2卷筒Tw=9550 尼m4.上述数据制表如下:nw、参数输入功率转速输入转矩轴名、(kW)(r / min )(N m)电动机轴9.28730121.4轴I8.91221.2384.68R = 8.91kWP2 =8.3

8、kWPw -7.89kWnm = 730r / min=221.2r / min n2 二 59.78r / min nw = 59.78r /minTd 二 121.4N mT1 =384.68N mT2 =1325.95 N m Tw =1260.45 N m（高速轴）轴n（低速轴）8.359.781325.95卷筒7.8959.781260.45五、传动零件的设计计算1 .普通V带传动的设计计算 确定计算功率PcPC =KAPd =2 9.28 =11.136kWKa，根据机械设计表8-8 , Ka = 1.2 选择V带型号根据Pca、n由8-11选用B型 确定带轮的基准直径ddi，dd

9、2根据机械设计表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径为小带轮直径dd1=160mm 大带轮的直径 dd2 Rd1 =3.36 =528mm 验证带速14 160 730 =6.11m/s60 1000 60 1000：dd1 nm在5m/s30m/s之间。故带的速度合适。 确定V带的基准长度和传动中心距a01初选传动中心距范围为：2dddd2dddd2 ,即 344 亠 1376,初定 a=600mmV带的基准长度：dd1 =160mmdd2=528mmv 二 6.11m/s初定 aohGOOmm2Lo=2a2(ddi dd2)(dd2dd1)4a。=2 汉 600 + x688+ 368=

10、2410mm24x600根据机械设计表8-2，选取带的基准直径长度。L2410mm 实际中心距：a = a0 + 0_= 600mm2 验算主动轮的包角宀=180 dd2_dd1 57.3=141.8120a故包角合适。 计算V带的根数zz =P）电 K9Kl由 n 1 =730r/min，dd1 =160mm，根据机械设计表8-4、8-5，查得：P0 =2.159kW=0.23kW根据机械设计表 8-6， K a = 0.89根据机械设计表8-2，kl刊.。211.136(2.159 0.23) 0.89 1.02= 5.13取z=6根。L0 = 2410mma=600mm：1 =141.8

11、 计算V带的合适初拉力F。2qv根据机械设计表 8-3，q=0.170kg/m.F = 500勺1.136(2.50.89 )+0.170 汉 6.782 応 282.57 N6 6.11 0.89Z=6F0 二 282.57 N 计算作用在轴上的载荷口141 8 二Q=2zFsin =2 6 282.57 sin3204.17NQ =3204.17N2 2 带轮的结构设计（根据机械设计基础课程设计表 5-1 ）（单位：mr）i带轮尺寸小带轮大带轮槽型BB基准宽度d1111基准线上槽深hamin2.752.75基准线下槽深hfmin8.78.7槽间距e150.3150.3槽边距fmin99轮缘

12、厚Sin66外径dada =dd1 +2ha =96da =dd1 +2ha =348内径ds3030带轮宽度b3B3 = 2f +4e=78B3 = 2 f + 4e = 78带轮结构实心式腹板式V带轮采用铸铁HT200制造，其允许的最大圆周速度为 25m/s.直径较小的小带轮采用实心式（图a）；中等直径的大带轮采用腹板式（图b）;*1 i-CAB _2.齿轮传动设计计算已知条件：直齿圆柱齿轮，小齿轮转速 221.2r/min，输入功率8.91kw,i =3.7，由电机驱动，工作寿命8年，二班制。1选择材料及确定需用应力1）选取压力角按图所示的传动方案，选直齿圆柱齿轮，压力角取为202）选取

13、精度等级带式输送机为一般工作机器，参考机械设计课本表106,选用7级精度。3）材料的选择查表10 1，选择小齿轮材料为40Gr （调质），齿面硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS选乙=24z2 二 894）齿数选择选小齿轮齿数z1 = 24，大齿轮齿数z2 =勿2二3.7 24二88.8，取z2 = 89。2按齿面接触疲劳强度设计由式(10 1)试计算小齿轮分度圆直径，即d 3 2KHt(u 1) (Zh Ze Z；)21t Vd u X0H 2确定公式中的各参数值试选KHt =1.3T _ 9550 8.91 1 一 221.2=384680N *m 查表10-7

14、选取齿宽系数d _ 1 由图10-20查得区域系数Zh =251-2 由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa 2 计算接触疲劳强度重合度系数Z:a1 = arccosz, cos： /(z1 2ha )= arccos24 cos20/(24 2 1)二 29.8410:a2 = arccoscos： /(z2 2ha = arccos89 cos20 /(89 2 1)二 23.214；24 (tan29.8410 - tan200)89 (tan23.2140 -tan200)/2 = 1.72Z4 -1.723=0.872-a1：a2= 29.841=23.2141.

15、720.872计算接触疲劳许用应力Lh由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 aHlim600MPa a Hlim2 =550MPa、N1 =60njLh=60 221.2 1 (18 300 8)= 5.096 108N 5.096 10885.096X088NN1/u1.374 1089/24N2 =1.374 108K - 0 93 K 0 96 由图10-23查取接触疲劳寿命系数KhN1 一0.93、KhN2 _0.96K HNJ- H Iim1.93 6叭 558MPa匚 H h = 558MPaK HN2 J H lim 296 55=528MPa二 H 2 二 5

16、28MPa取失效概率为1%、安全系数S=1，由式(1014)计算d1t = 92.06mmv = 1.066m/ sb = 92.06mm取匚H 1和匚H2中较小的作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即二H =；h 2 =528MPaO试计算小齿轮分度圆直径3 2KHt T1 (u 1) (Zh Ze Z ；)2d1t -3d u J=3 2 1.3 384680 (89/24)1 (2.5 189.8 0.872)2-(89/24)汉5282=92.06mm(2) 调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V呵 1t 沢 m 3.14 X 92.06221.2 v =60 10

17、00 60 1000=1.066 m/ s齿宽b2）计算实际载荷系数Kh由表10-2查的使用系数KA = 1根据v = 1.066m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数齿轮的圆周力。二 8357.2NFt1 = 8357.2NFt厂 2T1 = 2 384680/92.06d1tKAFt1/b = 1 8357.2/92.06二 90.78N /mmVlOON /mmK查表10-3得齿间载荷分配系数H :90.78N/mm由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,LX _ A Q d H得齿向载荷分布系数Hl. 。由此，得到实际载荷系数KhKaKvKJ： Kh：1 1.

18、02 1.2 1.3103)1.603Kh =1.603按实际载荷系数算的分度园直径d1二 92.061.603 二 98.72mm1.3di = 98.72 mm及相应的齿轮模数9872 =4.11z 24d1m=4.11mmmm3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（107）计算模数,mt -2KFt T1 Y (YFaFsa)dZ12p确定公式中的各参数数值初选 KFt =1.3由式（10-5 ）计算弯曲疲劳强度重合度系数Y = 0.250.75 = 0.250.75 = 0.686%1.72Y；： =0.686YFaYsa计算匚f由图10-17查得齿形系数YFa1 =2.65、YFa2 =

19、2.23由图10-18查得应力修正系数丫sa1 =1.58、Ysa2 .76由图10-24c查得大齿轮和小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为iim 1 = 500MPa b Fiim2 =380MPa、 。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 心“1 =0.87下哥2 =0.91,取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式（1014）得Kn F limJ二SK N1；- F lim 10.87 500二 F】1310.71MPaS1.4；-F 1 =310.71MPaKN2Flim20.91380匚 f】2247 MPaS1.4YFa1Ysa16】12.65 1.58310.71-0.0135；-F 2 -24

20、7MPaYFa2Ysa2L-F22.23 1.76247二 0.0159因为大齿轮的Lf大于小齿轮的，所以取YFaYsaYFa2Ys21Ff = Ff2= 0.01591）试算模数|2Km _ 3 一VFtT1 Y(YFa Fsa)d乙2二f3 2 1.3 384680 0.686 0.01591 242=2.666mm2）计算圆周速度Vd1 z1 =2.666 24 = 63.984mm:d1 n17 L10.741m60 1000 s齿宽bb = d di =63.984mm宽高比b/hh = (2ha c ) mt = 5.9985mm40.16 b/h10.673.763）计算实际载荷

21、系数Kf根据以上数据查表得Kv =1.01由下式Ft1 =2T1/d1=2 384680/63.9844= 1.202 10 N4KA Ft1 /b =1 1.202 10 /63.984 = 187.93N /m100N/m计算结果，查表得Kf：. 1Kh 一: =1.314=1.28则 Kf =KAKvKf-K = 1.422mmt 二2.666mmv =0.741m/sb = 63.984mmh = 5.9985mm4Ft1 =1.202 10 mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的 m大小主要取决于弯曲疲劳强度所 决定的承载能力

22、，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 2747mm,并就近圆整 为标准m=3mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径d. 9872mm，算出小 齿轮齿数 Zi hd./mh98.72/332.9，取 Zi = 33、 z? = u 汉 Z| =3.7汽 33 = 122.1 取 z? = 123。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1 =乙父 m = 33 乂 3 = 99mmdz=12 369mm（2）计算中心距a =4 +d2）/2 =（99 十369）/2 = 234mm（3）计算齿轮宽度b=d=199 = 99mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b和节省材料， 般 将小齿轮略微加宽（5-

23、10mm ,即小齿轮宽度为 104mm 109mm我们取 d = 107 mm 大齿轮 b2 =b = 99mm5强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核先计算式（1010）中的各参数：2KHT； u+1）/码J 1爲、ZhZeZ/巧%d1 um = 3mmz 7.512箱盖壁厚6(0.80.85) 814底座上部凸缘厚度h0(1.51.75) 620箱盖凸缘厚度h1(1.51.75)20底座下部凸缘厚度h2(2.252.75) d30底座加强肋厚度e(0.81) 612底盖加强肋厚度e1(0.80.85) 6110地脚螺栓直径d10地脚螺栓数目n6轴承座联接螺栓直径d20.75d12箱座与箱盖联接

24、螺栓直径d3(0.50.6)d10轴承盖固定螺钉直径d4(0.40.5)d10(大卜8(小)视孔盖固定螺钉直径d5(0.30.4)d6轴承盖螺钉分布圆直径D1D+2.5d4100 120 120 160轴承座凸缘端面直径D2D1+2.5d4螺栓孔凸缘的配置尺寸C1c2Do表3-2C1 =22， c2=20,D0=30地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸c c D 表3-3c 1=28, C2=24, D 0=45箱体内壁与齿轮距离 1.2 d12箱体内壁与齿轮端面距离 112底座深度H0.5da+(3050)230外箱壁至轴承座端面距离11C1+C2+(510)37七、轴的设计1. 高速轴的设计(1) 选

25、择轴的材料：选取45号钢，调质，HB& 250,根据机械设计表10-1(2) 初步估算轴的最小直径d 二 38.39mm根据机械设计表15-3，取Ao = 112，Aod，pL =118.9737-39mm(3) 轴的结构设计因为与V带联接处有一键槽，所以直径应增大 5%考虑带轮的机构 要求和轴的刚度，取装带轮处轴径dmin =40mm，根据密封件的尺寸，选 取装轴承处的轴径为d =50mm。两轴承支点间的距离：L1 = B1- 2：2 B +i式中：Bi,小齿轮齿宽，Bi =107mm1，箱体内壁与小齿轮端面的间隙，亠=15mm人2，箱体内壁与轴承端面的距离，：2 =11mmB，轴承宽度，选

26、取6010深沟球轴承，B=16mmI, 轴肩的宽度，l=10mmL1 =10730 223220 = 211mm透盖上的轴段长通过查机械设计基础课程设计确定端盖的厚度30mm考虑透盖的 拆卸及扳手的宽度，取轴段长为 64mm带轮上轴段长通过计算带轮的宽度，确定该段轴段长为140mm轴承上轴段长根据轴承尺寸，确定为32mm(4) 按弯扭合成应力校核轴的强度轴的计算简图J.载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi = 3886 NFnvi = 1414 NFnh 2 = 3886 NFnV2 = -1414 N弯矩MM vi =123725N mmM H =340025 N mmM V2 = -123

27、725 N mm总弯矩M != M 2 = 361835 N mm扭矩TT| =384680N mm(3) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险 截面C)的强度。根据式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力 为静应力，取-0.3,轴的计算应力2 2 2 2M i （T2）（361835（0.6 384680）二 ca = 5.6MPa:-ca-3MPa=5.6MPaW0.1 91.5前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表 15-1查得-J = 60MPa。因此二ca ：卜J，故安全。（4）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险轴面截面A

28、、U、M、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引 起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按钮转强 度较为宽裕确定的，所以截面 A、U、M、B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W和V处过盈配合引起的 应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C上的应力最大。截面V的 应力集中的影响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径比 较大，故不必做强度校核。截面 C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），而且这里轴的直径最大，故截 面C不必校核。截面切和显然更不必校核。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，

29、因而该轴只需校核截面 W左右两侧即可。截面W左侧3W = 12500mmW 25000mm3M 二 140599mm3= 384680N mm二 b =11.25MPaT =15.39MPa333Q抗弯截面系数 W = 0.1d = 0.1 50 mm = 12500mm3333抗扭截面系数WT =0血“2 50 mm = 25000 mm87.5 53.5M =361835 汇N m =140599 N mm截面W左侧的弯矩87.5截面W上的扭矩T 384680 N mmM 140599% = =MPa =11.25 MPa截面上的弯曲应力W 12500T1384680右=MPa =15.3

30、9MPa截面上的扭转切应力Wt25000轴的材料为45钢，调质处理。机械设计表15-1查得匚 B =640MPa,；jL =275MPa,.=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 二及：按机械设计附表r 2.0D 91 5= 0.04、D = 9 .5 =1.833-2查取。因d 50d 50，经插值后可查得-=2.0 = 1.31 。又由机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q厂 0.82,q 二 o.85故有效应力集中系数按式（机械设计附3-4 ）为k十 1 q；（上一 1） = 10.82（2.0 一 1） = 1.82k =1 q （：-1） = 10.85 （1.3

31、51 -1） = 1.26由机械设计附图3-2得尺寸系数二=0.67 ；又由机械设计附kb 二 1.82k =1.26图3-3得扭转尺寸系数=0.82 o轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为叱=叭=0.92轴未经表面强化=1，则得综合系数为：K.：； - 2.801.82 +0.671 -1 = 2.800.92K厂 1.621.30 -1.620.820.92得碳钢的特性系数为:.1-。.2取 I二 0.10.05-0.1,取 二 0.05于是,计算安全系数Sea值，则得:S；：.- = 20.21KaLm 2.80 4.86 0.1 020.21cr + 甲 cr a . m

32、1551.62 174815.87 8.55S2 S2J5.872 8.552故可知其安全。截面W右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算3333W =0.1d=0.1 91.5 mm = 76606mm10.6217.480.05 2二 7.53 S = 1.5抗扭截面系数 Wt 0.2d 0.2 91.5 mm 153212 mm87 553 5M =361835 疋一: N m = 140599 N mm弯矩M及弯曲应力为：87.5J40599 Mpa =1.84MPaW 76606扭矩T1及扭转切应力为：二384680 N mmwt384680153212MPa 二 2.5MPaS

33、= 10.62Sea 二 7.53W =76606 mm3WT =1532123mmM =140599N mm二 b = 1.84MPa= 384680N mmT = 2.5MPakc过盈配合处的飞，由机械设计附表 3-8用插值法求出，并取k =0.8* = 3.20,k =0.8 3.20 = 2.56乞 %，于是得备轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为：吃邛厂0.92故得综合系数为:K.k_11二心16赢一125k 11K2.530.92 一 2*62所以轴在截面w右侧的安全系数为:K.； - 3.25K厂 2.62S_” Kja+Wmss2753.25 3.89 0.1 0

34、155二 21.758.2914142.62 0.052221.75 8.29Sca S2； S2 J21.752 8.292二 7.75 S = 1.5= 21.75S =8.29Sca = 7.75故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。2. 低速轴的设计选择轴的材料：选择45号钢，正火，HBS=250 初步估算轴的最小直径：取 A0=112 d _ Ao 3 P2 =11238.3= 51 .995 mm恨 59 .78轴的结构设计：初定轴径及轴向尺寸：考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，所以直径应增大15%d -1.15 51.995 = 59.795mm，取装联轴器处轴dmin = 60mm

35、。由工作情 况，根据机械设计基础课程设计159页表12-4。选用HL型弹性柱销 联轴器，型号为HL5,公称转矩为2000N m,d=60mm按轴的结构和强度 要求选取轴承处的轴径 d=70mm初选轴承型号为6014的深沟球轴承，B=20mm(1)轴的计算简图J.(5) 轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNHi =3593.5NFnvi =1308NFnh2 =3593.5NFnv2 = -1308 N弯矩MM vi = 106602 N mmM H = 292870 N mmMv2 =T06602N mm总弯矩M != M 2 = 311668 N mm扭矩TT, =1325950N m

36、m(3) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险 截面C)的强度。根据式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为静应力，取-0.3,轴的计算应力-；ca -M21 (汀2)23116682 (0.6 1325950)230.1 75MPa 二 20.25MPa二 ca = 20.25MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表 15-1查得U 60Mpa。因此二ca ： A J，故安全。(4) 精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险轴面截面A、U、M、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引 起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴

37、的最小直径是按钮转强 度较为宽裕确定的，所以截面 A、U、M、B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W和V处过盈配合引起的 应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径比 较大，故不必做强度校核。截面 C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)，而且这里轴的直径最大，故截 面C不必校核。截面切和显然更不必校核。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 W左右两侧即可。截面W左侧3333抗弯截面系数 W = 0.1d = 0.170

38、 mm = 34300mm33333W 二 34300mmWT = 68600mm3M = 130021mm3 =1325950N mm二 b 二 3.79 MPa抗扭截面系数 wt =.2d 72 70 mm = 68600 mm81.547.5M =311668 汇N m =130021 N mm截面W左侧的弯矩81.5截面W上的扭矩T1 = 1325950 N mmM 130021% = 一 =MPa = 3.79MPa截面上的弯曲应力W 34300T11 t1325950MP19.33MPa25000t 二 19.33MPa轴的材料为45钢，调质处理。机械设计表15-1查得cB =64

39、0MPa,；二=275MPa,=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ：上及一按机械设计附表丄=20 =0.029、D = 75 =1.073-2 查取。因 d 70d 70,经插值后可查得，二2.0,二1.31。又由机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 q厂 0.82,q 二 0.85故有效应力集中系数按式（机械设计附3-4）k厂 1一 1） = 10.82（2.0 一 1） = 1.82k =1 q （：-1） = 10.85 （1.351 -1） = 1.26心=1.82由机械设计附图3-2得尺寸系数二二0.67 ;又由机械设计附k =1.26截面上的扭转切应力W呂0

40、 82图3-3得扭转尺寸系数0.82 。轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为Pa = PT = 0.92轴未经表面强化=1，则得综合系数为：1.820.671 -1 = 2.800.921.300.820.921 -1 = 1.62K；： 一 = 2.80得碳钢的特性系数为:厂0.1-0.2,取匚二 0.1K =1.62= 0.05-0.1,取 =0.05于是，计算安全系数Sea值，则得:2752.80 4.86 0.1 020.21.11551.62 17.48 0.05 门曲 gssScav s2 s215.87 8.55- 一 =7.53 八 S = 1.5J5.872 8

41、.552故可知其安全。截面W右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算W =0.1d3 =0.1 753mm3= 42187.5mm3 。抗扭截面系数WT二0血3= 0.2 753 mm3 = 84375mm3M弯矩M及弯曲应力为：81 5 _ 47 5= 311668N mm =130021 N mm8715130021 MPa =3.08MPaW 42187.5C5b 一一扭矩T1及扭转切应力为:=1325950 N mmT J一1325950WT84375WTMPa =15.7MPa过盈配合处的k =0.8，由机械设计附表 3-8用插值法求出，并取J = 3.20, k =0.8 3.2

42、0 = 2.56于是得 二轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为：故得综合系数为:= 3.161-1 = 3.250.92S；：=20.21S 二 10.62Sca = 7.53W =42187.53 mmWT =843753 mmM =130021N mm二 b = 1.84MPa=384680N mmT 二 2.5MPaK；：.-二 3.25k 11K ：亠 253a 亠 262TT所以轴在截面W右侧的安全系数为:275K = 2.62K；fa 二 21.753.25 3.89 0.1 01552.62 14 0.05 2 2.sV s221.75 8.2921.752 8.2

43、92二 7.75 S = 1.5S 二 8.29Sea 二 7.75故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。八、轴承的选择减速器为直齿圆柱齿轮，中等载荷冲击，轴向冲击小，刚性较好，转速 不高，故选用深沟球轴承，由轴的尺寸，初定高速轴轴承型号6010,低速轴 上轴承型号6014。九、键联接的选择1. 高速轴与V带轮用键联接 选用单圆头普通平键(A型)根据机械设计表6-1，轴径d=40mm及带轮宽B = 140mm 选择 A12x8 (GB/T 1096-2003 )。2. 低速轴与齿轮用键联接 选用圆头普通平键(A型) 轴径d=75mm轮毂长B2 =mm。根据表 6-1，选键 A20x12 (GB/T 1096-2003)3. 低速轴与联轴器用键联接选圆头普通平键(A型)轴径60mr，i轮毂长144mr，i 根据表 6-1，选键 A181(GB/T1096-2003)十、联轴器得选择和计算根据机械设计表 14-1，电动机，