机械设计课程设计模板

1、机械设计课程设计说明书东北大学机械工程及自动化专业2007级2班设计者：孙铭康指导教师：张伟华2010年3月24日目 录一. 设计任务书3二. 电动机的选择计算三. 传动装置的运动及动力参数计算五、轴的设计计算六、轴的强度校核七、滚动轴承的选择及其寿命验算八、键联接的选择和验算九、联轴器的选择十、减速器的润滑及密封形式选择18192731323233十一.参考文献、设计任务书1）设计题目：设计胶带输送机的传动装置2）工作条件:工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量82清洁平稳小批3）技术数据题号滚筒圆周 力 f（n）带速v(m/s)滚筒直径d（mm）滚筒长度l （mm）zl-10a16000

2、0. 24400850二、电动机的选择计算1）、选择电动机系列根据工作要求及工作条件，应选用y系列，三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏。2）、滚筒转动所需要的有效功率pwfv looo16000 x 0.24_ iooo=3.84 kw根据表4. 2-9确定各部分的效率:传动滚筒效率联轴器效率联轴器效率滚动轴承效率 开式齿轮的传动效率 闭式齿轮的传动效率h 滚二0. 96n 联二 0. 99n 联二 0. 99n轴承二0. 99n开齿=0. 95 （脂润滑）n闭齿=0. 97 （8级精度）乃二心x% x处开齿x7认x乃紳=0.99 x 0.99 x 0.97 2 x 0.95 x 0.9

3、9 5 x 0.96=0.800所需的电动机的功率必牛謊=琢3）滚筒的转速为:60v60*0.24r z =11.5r / min7t * 0.4查表4. 12-1,选电动机y132m26型,额定功率55kw, 同步转速1000r/min,满载转速960r/mino同时，由表4. 12-2查得电动机中心高h=132mm,外伸轴 段 d x e=38mm x 80mm o三、传动装置的运动及动力参数计算（一）分配传动比.1）总传动比960fl5= 83.482）各级传动比的粗略分配 由表4. 2-9 取i开=6 减速器的传动比： 83.486= 13.913减速箱内高速级齿轮传动比a = j1.

4、35,减=71.35x13.913 = 4.334减速箱内低速级齿轮传动比13.9134.334= 3.210上面分配的传动比仅为初步值。（二）各轴功率、转速和转矩的计算1. 0轴：（电动机轴）po = pr = 4.8 曲n0 = 960r/ minto = 9.55 x & = 9.55 x 4恥1°=47.75n m“9602. i轴：（减速器高速轴）p po * 7oi = po x 7 联=4.8 x 0.99 = 4.75 kwa =i】二4. 334i2=3. 210p0=4. 8kwno=960r/minto=47. 75n. mp严4. 75kwn960 r

5、 / minn i=960r/min7 = 9.55 x 旦=9.55 x= 47.25n m1n9603. ii轴：（减速器中间轴）pi =几“轴承 77齿轮=4.75 x 0.99 x 0.97 = 4.56bv124.334=221.5r/minp4 56x 1o3t2 = 9.55 x 二=9.55 x - = 196.6n m-n2221.54.ill轴：（减速器低速轴）p3 = p2刀齿轮 ° 轴承=4.56 x 0.97 x 0.99 = 4.38曲= zk = r = 69.0r/min 人 3.210”八"p、八"4.38 xl（）3 er&qu

6、ot;7 - 9.55x = 9.55x= 606.22n mn369.05. iv轴：（开式齿轮传动轴）4 =厲帀连轴器轴承=4.38 x 0.99 x 0.99 = 4.29kwn4 =-= 69.0 厂 / min34丨p4 ?9x 1o3r4 = 9.55 x-a = 9.55x = 593.76.6.v轴：（滚筒轴）p5 =卩4 滚筒开齿轮=4.29 x 0.99 x 0.95 = 4.03bv=鱼=他=115 厂/mini 6t、= 9.55 x 空二 9.55 x 4 °3>d（） = 3346.65n.加 n511.5t尸47. 25n. mp2二4. 56kw

7、rh二221. 5r/mint2=196. 6n. mp3二4. 38kwn3=69 or/min7； =606. 22n. mp4=4. 29kwn4=69. or/min7； =593. 76n/mp5=4. 03kwn5 =11. 5r/mint5=3346. 65n. in各轴运动及动力参数轴序号功率p(kw)转速n(r/min)转矩(n. m)传动形.传动比效率n04. 8096047. 75弹性联j器卡由1.00. 99i4. 7596047. 25闭式齿2仑4. 3340. 97ii4. 56221.5196.6闭式齿2仑3.2100. 97iii4. 3869606. 22联轴

8、器1.00. 99iv4. 2969593. 76开式齿2仑60. 95v4. 0311. 53346. 65(三)设计开式齿轮1) .选择材料小齿轮qt600-3 正火处理 齿面駛度240-270hbs大齿轮qt500-7 正火处理 齿面硬度200-230iibs传动比u=6,应力循环次数n、=60njlh =60x 69.00x1x(8x300x2x8) = 1.59xlo8“2 =如59x10* =2.65x107i62) .按齿根弯曲疲劳强度确定模数初取小齿轮齿数z5=20,则大齿轮齿数z6=z5*u=20x6=120.按强度为240hbs和200hbs查机械设计图5-18 (a)知=

9、2lon/mm2, b讪6 = 170n/mm2取 5fmin=1.4查机械设计图5-19知匕5=匕6 = 1°，又由式 5-32 知，yx5=yx6=l.0f取 yst = 2.0由刁=零3必' f min考虑磨损影响，将匕值降低30%,贝ij：则<7八=21°x2.0 x1.0x1.0x0.7 = 21 on/mm21.4af6= i"".。x 1.0x 1.0x0.7 = 1707v/mm2l f6j 1.4查机械设计图5-14知y&5=2.81,y&6=220查图 5-15 nysv/5 =1.55, rs./6 =

10、 1.82y矶5弋驚“02074y&g 二 2.20x1.82%170=0.023550.02355取 k儿=1.2,0=02则為=0,弓=0.2><牛1 = 0.7出于预取mt =5mm当 m=5mm 时ky =卅札z； x 九277必=53 x 0.7 x 202 x= 1.252x593760x0.023551.25与1.2相差不大,不需要修正m 所以可以选取m二5mm.此时，iv轴和v轴的中心距为=午 + 1)=20tx5x(6 + l) = 350mm3）、齿轮5、6的主要参数z5=20, z6=120, u=6, m=5mmd5 = mz5 = 5 x 20 =

11、 100mmd6 = mz6 = 5 x 120 = 600/?mda5 =d5 + 2h：m = 100 + 2x1.0x4 = 1 0mmd“6 = 6 + 2h：m = 600 + 2x1.0x4 = 610mmdf5 = d5 一 2(力：=100- 2x (1.0 + 0.25)x 5 = 87.5/nm df6 =d6 - 2(/i； + / jm = 600-2x(1.0 + 0.25)x5 = 587.5/n/n ds + d6 100 + 600a = = 350/777772 2b6 =如=0.3 x 350 = 105mm取 $ = % + 10 = 105 +10 =

12、115mm四、传动零件的设计计算（-）减速器高速级齿轮的设计计算1） 材料的选择：高速级 小齿轮 大齿轮45号钢 调质处理 齿而硕度217-255hbs45号钢正火处理齿面硕度162-217hbs计算应力循环次数n、= 60/t, jlh = 60x960x 1 x(8x300x8x2) = 2.21 xlo92,21x10 =5.10xl084.334查机械设计图5-17, z沪1. 0z沪1. 06（允许一定点蚀）由式 5-29, zxi=zx2=l. 0 ,取s呗二1. 0z讦1. 0zlvr=0. 92 （精加工齿轮）按齿面硬度217hbs和162hbs,由图516b,得=58on/m

13、m2f =52o/mm2由5-28式计算许用接触应力zmxjzlvr5x()=xl.oxl.oxo.92 = 533.6/m7h21.0ah=zn2zx2zwzlvr=xl.06xl.0xq.92=501an/fn s h min因 ah2 v ah f 故取 ah = p"h2=507an/mm222)按齿面接触强度确定中心距小轮转矩t产47250n mm 初定螺旋角 b 二 13°, z” = jcos0 = qcos 13。= 0.987。初取kfz； =1.0,由表 5-5 得za. =189.8/mn2减速传动,u=i = 4.334 ；取0 = 0.4端面床力角

14、at = arctg(tgan / cos0) = arctg(tg20" /cosl3°) = 20.4829 基圆螺旋角0b = arctg(tg/icos af) = arctg(tgy x cos 20.4829°)=12.2035°匕=20.4829 0仇二12.2035八z2 cos 0bcos6zz sin6zzj2x cosl2.2035°cos 20.4829° sin 20.4829°= 2.44由式机械设计（5-39）计算屮心距aat > (w +1)3kt、z話工z卩20 川ft= (4.334

15、+1)31.0x47250 <2.44x18&9x0987¥2x0.4x4.334507.1= 118.89/7/?由课程设计表4. 2-10,取中心距a=125mmo 估算模数 1=(0. 0070. 02) a=0. 8752. 5nun, 取标准模数mn=2mmo小齿轮齿数:2acos0 _ 2x125xcos13c mn (u +1) 2x(4.334 +1)=22.83a=125mmmt=2mni大齿轮齿数：取 zi二23, z2二99z2=uzi= 4.334 x 22.83 = 98.9zi二23, z2=99实际传动比q =亍=ii = 4.304传动比

16、误差xloo% c理在允许范围内。修止螺旋角ai4.334-4.3044.334x 100% = 0.69% <5%,0 = arccos叫(s + zj2a=arccos2x(23 + 99)2x125-= 12.5781°0 = 12.5781°= 1234 41 与初选b二13°相近,t； zp可不修正.齿轮分度圆直径/ = mn/cos/? = 2x23/cosl2.5781° = 47.131/n/z?cl2 = mnz2 /cos/? = 2x99/cosl2.578r = 2q2.s69mm圆周速度卩=加n60xl03龙 x4731x

17、9606xl04=2.31m! s由机械设计表5-6,取齿轮精度为8级.(3) 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由机械设计表5-3, 取ka=1.0 ±图5-4b,按8级精度和必】/100 = 2.37 x 23/100 = q.55m!s ,得 kv=1.05o齿宽 b =a = 0.4 x 125 = 50mm o由图机械设计5-7a,按b/d尸1.061,考虑轴的刚度较大 和齿轮相对轴承为非对称布置，得k产1. 10o由表 5-4,得 ka=1.2载荷系数 =心心匕心=1.0x1.05x1.10x1.2 = 1.386计算重合度齿顶圆直径dai =dx +2h：叫=4

18、7.131 + 2x1.0x2 = 51.13 mmda2 =+ 2h：叫=202.869 + 2 x 1.0 x 2 = 206.869 加加端面压力角at = arctg(tgan /cos0) = arctg(tg20? /cosl2.5781°) = 20.4515 齿轮基圆直径dh =£ cos% =4731 xcos20.4515° =44.16qmmdh2 =d2 cos<7z = 202869xcos20.45is =190.082/nm端面齿顶压力角 = arccos = arccos船=30.2695。=血 ccos 如=arccos 1

19、90082 = 23.2412° 加da2206.869iz= 1 (快s 一农乞)+ z2(fg%f2 一孩匕)(23x(30.2695 -rg20.4515) + 99x(rg23.2412 -20.4515) 2/r1.663mnh由式543得,=0.775bsin 0 50sin 12.5781°=1.73由式542得，zp = jcos0 = jcos 12.5781° = 0.988at = arctg(tgan / cos/?) = arctg(tg20q /cos 12.5781°) = 20.4515°卩b =arcttg(3

20、cosat ) = arcttgl257sl xcos20.4515) = 11.80832 cos (3hcosy sinqf2 x cos 11.8083°cos20.4515° sin 20.4515° _ 空445由式5-39,计算齿面接触应力故安金。121=zhzezi：zj+竺丄=2.445x 189.8 x 0.775x 0.988x卩 “120由式5-48计算由式5-44计算齿根弯曲应力（4）验算齿根弯曲疲劳强度按 z讦23, z2二99,由图机械设计5-18b,得0>iimi = 2s0n/mm2, <rflim2 = 200n/mm

21、2由图5-19,得丫皿二1.0, 丫池二10由式 5-32, mn =2mm<5mm, yx1 =yx2 二 1. 0。取 y/2.0, sfmin=1.4由式5-31计算许用弯曲应力牛jw乙| = 280x2 xl.0xl.0 = 400/v/hm2s“ninl4(yrv200x 2?af2= 皿8p匕2 = x 1.0x 1.0 二 285.7in/mm2 fmni"zv1 =z,/cos312.5781 = 24.74,zv2 = z2/cos312.5781 = 106.48 '由图 5-14 w y阳二2.66, y加二2.22由图 5-15 得 y刖二 1.

22、58, y5fl2=1.81o由式(5-47)计算与，因勺=1.731.0x 2.66x 1.58x0.682x 0.8952x1.386x4725050x47.131x2=6s.3n / mm2 <故安全。丁丁 n2i2 _住眷 2.22x1.81几 f，yfysa2.66x1.58 =65.3n/mm2 < af2 = 2s5.71n/mm2安全。(5) 齿轮主要几何参数z】二23,z2二99, u=4. 304, mn=2 mm, b °二 12。34'41”,mt=nin/cos b =2/cosl2. 5781°=2. 049inin,d)=4

23、7. 131 mm, dz=202. 869 mm,dai=51. 131mm, do2=206. 869 mmdn=42. 131mm, df2=197. 869 mm, a= 125mmb2 = b = 50 mm, bi=b2+ (510) =60mm(-)减速器低速级齿轮的设计计算1) 材料的选择：根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。 小齿轮45钢 调质处理 齿而硬度为217255hbs 大齿轮45钢 正火处理 齿面硬度为162217hbsn3 = 60/?3 jlh =60x221.5x1x(8x300x8x2) = 50xl0*nj二= 5-09x1°1.59x10

24、«1233.210查机械设计图5-17,zn3 =1.06 zg二112(允许一定点蚀)由式 5-29, zx3 =zx4 =1.0 ,取s向山二1.0 zu=1.0z声0.92 (精加工齿轮)按齿面硬度217iibs和1621 ibs,由图5- 16b,得巾恤3 =5802/呦s o-hlim4 =520/mm2由5-28式计算许用接触应力zn3zx ,zwzlvk =xl.06xl.0x0.92 = 565.67v / msr min匚°naxawlvr520=x1.12x 1.0x0.92=535.8a/ mm21.0因 b/yjv 6/3.，故取 = 535.8n/

25、m/772 22) 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 t2=196600n mm初定螺旋角 b =13°, zp = jcos0 二 jcosl3= 0.987减速传动，心 = 3.210;取0 =0.4。由式(5-41)计算厶端血压力角at = arctan(tan an / cos 0) =arctan(tan 20° /cos 13°) =20.4829°基闘螺旋角(3h = arctan(tan /3 cos ae)=arctan(tan 13° cos 20.4829°)= 12.2035°由式(5-39)计算中心

26、距aat >(u + l)sz、22.44x189.8x0.987535.8=160.80/72/7?a=160 nun叫二 3mm取中心距a=160mm<>估算模数 mn=(0. 0070. 02)a=l. 12-3. 2mm 取标准模数叫=3mm.小齿轮齿数z3_ 2«xcosl3° m + l)2x 160xcosl3°3x(3.210 + 1)= 24.7大齿轮齿数 j 二比z3 =3.210x24.7 = 79.2z3=25, z4=79取 z3=25, z4=79o实际传动比為.=3.16s 25传动比误差 伽g,= x100% =

27、1.56% <5%,在允许范围内。2理修正螺旋角0 = arccos®（+6）= arccos3x（25 + 79） = 12.8386°0 = 12.8386°la2x160与初选b二13°和近,zr、z0可不修止.齿轮分度圆直径d3 =mwz3 /cos/? = 3x25/cos 12.8386° = 76.92mmd4 = mnz4 /cos/? = 3x79/cosl2.8386° = 243.08mm圆周速度 v = 必气="x 76.92x221.5 = q892m/ 560xl036xl04由表5-6,取

28、齿轮精度为8级.（3） 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由机械设计表5-3,取k八=1.0由图 5-4b,按 8 级精度和以3 /100 = 0.892 x 25 /100 = 0.223/? / s ,得匚二1.01。齿宽 z? = 0, a = 0.4 x 160 = mmm。由图5-7a,按b/dl64/76. 92=0. 832,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得心二1.07。由表 5-4,得 k&二1.2载荷系数 k = kakv= 1.0 x 1.01 x1.07 x 1.2 = 1.297计算重合度心勺:齿顶圆直径da3 = “3 + 2h：叫=76

29、.92 + 2 x 1,0x 3 = 82.92m/?da4 = dq + 2h：叫=243.08 + 2xl.0x3 = 249.08mm端而压力角ar = arctg(tgan /cos/?) = arctg(tg20° /cos 12.8386 ) = 20.4707齿轮基圆百径dh3 = dy cosy = 76.92xcos20.4707° =7206加加 dh4 = d4 cosy = 243.08 x cos20.4707 = 227.73m端面齿顶压力角aat3 = arccos血1 = 29.6538°da3a ita = arccos- = 2

30、6.5928da4% 二丄 hag% -喈)+(/% -m)2/r=丄25x(29.6538 -$20.4707 )+79x(fg26.5928 -rt?20.4707) 2/r= 2.381= 1.51z# = jcos0 = jcosl2.8386。= 0.987 at = arctg(tgan /cos0) = arctg(tg20 /cosl2.8386°) = 20.47072xcosl2.0523°=2.443 cos 20.4707° sin 20.4707°/3b =“cfgfg0cose ) =28386 xcos4707 ) = 12

31、0523zh2 coscos at sincrz由式5-39,计算齿而接触应力i °icxh =zhzez(.zfi= 2.443x 189.8 x 0.648x 0.987x 姑u2x1.29x190(116+1 =39488"/加才 vb= 535.8n/mv 64x76.9223.16l故安全。(4) 验算齿根弯曲疲劳强度按 zi二25, z2=79,2.25由机械设计图5-14得ym=2.63,yfa4 =由图5-15得厶3 =163,厶4 =178由图 5-18b,得恤3 = 28()2v/mm2, <rflim4 = 2oo7v/m/n2由图5-19,得丫

32、桁二l0, y冲二10由式5-48计算= 0.25+0-75xcos2a= 0.5516由式 5-47 得勺=1.51 >1.0与=1 一勺 2 = 1-1x128386 = 0$93""120 120由式 5-32,=3mm<5mm，故 yx1=yx2 二1. 0。取 y/2.0, sfmin=1.4由式5-31计算许用弯曲应力= ”曲如 yn3yx3 = 320x2xl.0xl.0 = 457/v/mm2fmin14af4=叽"yn4yx4 = 210x2 xl.0xl.0 = 300/v/mm2 sf minl4zv3 = z3 / cos3 p

33、 = 35/cos313.2615° = 37.96,zv2 =z2 /cos3 /? = 111/cos313.2615° = 94.38 '由图 5-14 得 y血二2. 40, yfa2=2. 20由图 5-15 得 丫$“产 161, ysa2=1.81o6计萨yf批議yq bd3mn2x1.3097x194890 小“=x 2.40x 1.61x 0.667 x 0.88960x71.92x2457n/ /h/n2= 135.53?/mm2 < 故安全。= 135.53x2.20x1.812.40x1.61=139.67a/nm2 < 300/

34、v/mm2o故安全(6)、低速级齿轮主要参数z3=35, z4=lll, u二3. 120, 0 = 13.2615°, m=2mm,叫=m / cos p = 2/cos 13.2615° = 2.055 d 3 = 2 x 35 / cos 13.2615° = 71.92 mm, dq =2x111/cos 13.2615° = 228.08 mm,da3=£ + 2hm = 71.92 + 2 x 1.0 x 2 = 75.92 mm,d 皿=+ 2 门n = 22&0 8 + 2xl.0x2 = 232.08 mm d/3=d

35、3-2(h；+c*)m=71. 92-2 x (1. 0+0. 25) x2=66. 92mm, d/4=d4-2 (h*a+c*)m=228. 08-2 x (1. 0+0. 25) x 2=223. 08mm, a二丄仏 + d4) = -(71.92 + 228.08)=150 mmb4=b=60mm, 取 b3=b4 + (510)二66mm五、轴的设计计算(一) 高速轴的设计1.初步估沱减速器高速轴外伸段轴径根据所选电机查表4-12-2选电机轴径d电机二38加加，轴仲长e = 60/nmd=32mm则 d=(0. 81. 0)d电机二(0 81. 0)38=30. 438nnn 取

36、d=32mmo2.选择联轴器高速轴轴端处选择tl型联轴器gb4323-85 名义转矩 t二9550x e 二9550x (5. 5/960)=54. 7 n m计算转矩为 tc=kt=1. 5x54. 7=82. in mtn=250n-m>tc =82. 1 n m,n=3300r/min>n=960r/min减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度l=62mmo(二)中间轴的设计轴的材料为选择45钢，调质处理，传递功率p=4.51w, 转速 n =221 r / m i n o由表8-2,查得a。"118x3/l=32.25m/?,221l=62mmd =50mm取

37、 d =50mm(三)低速轴的设计计算a()3 -=118x3 = 46.94加?, i大i轴端处需开一个键 v nv68.8槽,轴径加大 5%, d > 46.94x (14- 5%) = 49.3mm,取 d =60m m o因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。六、轴的强度校核1低速轴校核:作用在齿轮上的圆周力兀吟二嚳&5270n径向力 fr =ft -tga = 5270x20.5029 = 197w轴向力 fa = ft tgfi = 5270 x13.2516° = 1241jv（1）绘轴的受力简图，求支座反力d =60m mr二5270 nf=1971 n

38、巧=1241nc iisn1afcd)n1'1 ipl?n卯a垂直面支反力r =0一心，厶+厶2)+什厶2 =°f i573 点thi百 5175sk =0, 7?/iv = ft -rav =5270-1716.5 = 3553.57v b.水平面支反力mb =0 得，-耳(厶+厶2)一巧£+尸丄2=°=f丄厂 f込=1971x57 - 1241x228.08/2 = _心 厶+厶2118 + 57sz=0, rb: = fr -ra: =1971 + 166.7 = 2137.7(2)作弯矩图a.垂直面弯矩m、图ray二 1716 5nrby=3553

39、. 5n/?&=-166. 7nrbx=2137. 7nmcy=202500nmmm' ex二121800n. mmm(：x二一19670n. nunm' c=236300n. mmme二203500n. mmc 点 mcy =r,、l =1716.5x118 = 2.025xl05 m/77b. 水平面弯矩d图c 点右 a/ *cc =l2 = 2137.7 x 57 = 1.218 x 105 mmc 点左 mcz =raz厶=-166.7x 118 = -1.967xlo4n-mmc. 合成弯矩图c 点右 m = 2.363xlo5 n - mmc 点左 mc =

40、 jm舌= 2.035x 105 m mm(3)作转矩t图t = ft - = 6.0x05n-mm1 2(4 )作计算弯矩mca图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑,取 a =0. 6c点左边mcac=414100n. mmm' cac=236300n. mmmcad=361000n. mmmcac = jm： + (atc )2 = 7(2.035x 105 尸 + (0.6 x6.01x!05 )2 =44 lxl 0n 加加c点右边m'cac = jm；+(q7；j2 = 7(2.363x105)2 +(0.6x0)2=2.363 xlo>n 加加

41、d点mcai)=crt = 3.61x 105 n mm(5 )校核轴的强度由以上分析可见，c点弯矩值最大，而d点轴径最小， 所以该轴危险断血是c点和d点所在剖血。查表 81 得 ob = 65on /mm2 查表 8-3 得ah _( = 60n /mm2。c点轴径4.141x1050.1 x 60dc=43 07mm<62mm因为有一个键槽心=41.01x(1+ 0.05) = 43.07加加。该值小于原 设计该点处轴径62mm,故安全。d点轴径_ j3.61x105 v 0.1x60=39.18/?imdd=41. 14<55mm因为有一个键槽=39.18x(1 + 0.05

42、) = 41.14加加。该值小于原 设计该点处轴径55mm,故安全。(6)精确校核轴的疲劳强度(a) 校核i , ii, iii剖面的疲劳强度i剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1,查得 ka =1.825, kt =1.625ii剖面因配合引起的应力集屮系数由附表1-1,查得休=1.97, kr =1.51所以ka =1.825, kr = 1.625 o因1-1、2-2剖面主要受转矩作1-1剖面产生的“話=般曙“ 8.06n/加用，©起主要作用，故校核1-1剖面。t max=18. 06n/nuirj =r-=9. 03n/ mm2ta =rm= 9.032v/mm2&quo

43、t;小245钢的机械性能杳表8-1,得 cr_ = 23sn / mm2, j = 133n / mm2绝对尺寸影响系数由附表1-4,得=0.81, 乞=0.76表血质量系数由附表1-5,得代=0.92, /?r = 0.92查表 1-5,得 =0.34,久=0.21s=6. 03>s1-1剖面安全系数s = sr = 6.03-a_r +0厂 一 x 9.03+ 0.21x9.03 0占“屮* m 0.92x0.76取s = l51.8, ss,所以1-1剖面安全。b.校核iii, iv剖而的疲劳强度iii剖面因配合(h7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1,查得=1.97, kr

44、=1.51iv剖而因过渡圆角引起的应力集屮系数由附表1-2： = 22-69=3工丄 0.014r1d 69所以紀=2.099 , kt = 1.845 oiv剖面因键槽引起的应力集屮系数由附表1-1,查得 ka =1.825, kt = 1.625 o2.601x105_l18故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核in剖面。 in剖血承受x(l 18-58/2)= 1.96xl0 =ld= 13 12r l1 845+”x 3.56 + 0.21 x 3.56慎 j a 屮* ,n 0.92x0.73./nmt = 6.01x105a-/w?7iii剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为maxm

45、w1.96xl050.1x753=4.65 a/ mm2<yn = 4.65 ni mnrclilldaiii剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为maxtwt6.01x10'0.2 x753=7.12n / mm2号"56"加maxcrmax =4. 65n/mm2<ya =4. 65n/mni'6, = 0仏二7 12n/mm2ta = rw=3. 56n/mmj由附表1-4,查得鬲=0.81=0.76,表面质量系数由附表1-5,得 0° = 0.92,= 0.92(pa =0.34,(pt =0.21,表面质量系数同上iii剖面

46、的安全系数按配合引起的应力集屮系数计算,cc238sb =气=-099= 1683+0 bx4.65 + 0b8 a % “0.92x0.75/ g os s16.83x13.12“035js：+ s； 716.832 +13.122s=10. 35>ss>s = 1.51&所以iii剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。2中间轴校核:轴承«-l（1）a.轴承/ j. e一etttrtjiitrrnt_厶chd幅,jl 1f j11 itthtmirz111 ttrnrr-rrl.l> "-rmrntnti.hii1w it tlt

47、inrmm*i.i -4 r-2?/iwrnrrwar绘轴的受力简图（如图），求支座反力 垂直支反力由工叽=0得-心（厶+厶2 +厶3）+尸的（厶2 +厶3）+ 7 厶3 = 0 由= 0 得 rdy = fcl + fbt - ray = 3156/v mmray =3357nb.水平而支反力由工 =0得-心：(厶+厶2 +厶3)+耳“ 廿-尸6 卡-爲(厶2 +厶3)+尸0厶=0/? v =-1001.9n 加加由z= 0得 rdz = fbr - fcr - raz = 1996.9n mmr1 二3503. 3nr2二3734. 7n(2)作弯矩图a. 垂直面弯矩my图b 点mg, =

48、 ra, 厶=3357x71 = 2.38x1()5nf伽c 点mcy = rdv -l3 =3156x61 = 1.93xlo5-7m?7jjb. 水平面弯矩mz图b点左边m盘=raz -厶=o.71xlo5a-mmb点右边叽=rd_ (l2 + l3) = 2.62 x io5 n - mmc点左边=raz (£, + s) = 1 41 x 1 o' n mmc点右边me广=r)_ 厶=1.22 x io5 n mmc.合成弯矩m图b 点左边m b = 2.48 x 10 w mmb 点右边mb= 3.54x 105tv mmc 点左边mc= 2.39x io5 mmc

49、 点右边mc= 2.28xio5tv mm(3) 作转矩t图t = fct + fbt = 1.95xlo5.mm(4) 作计算弯矩mca图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑, 取a = 0.6b 点左边 mcab = 2.74 x 105 tv mmb点右边m cab = jm；+（q4）2 :=3.54 x 105- mmc点左边mcac=仁+t$ =2.66 x 10n - mmc点右边mcac = j+（az）2 :=2.28xlo57v -mznd点mcad = jm；+（q%）2 =-a t = 1.17 x 105 mma点m ga = r何+（血）2 =tz-r

50、 = 1.17xlo5/v-/nm（5）校核轴的强度由图知c点弯矩值最大。由45钢调质处理查表8-1得 ab = 650n/mm2,再由表 8-3 查得ab_x - 60n/mm2 按式（8-7）计算剖面直径.i_c点轴径 d. > 3/ = 39.15加加vo.llu该值小于原设计该点处轴径47mm ,安全i_b点轴径 dh > 3凹=32.87加加考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%,db = 32.87 x（l + 5%） = 34.5mm该值小于原设计该点处轴径50mm ,安全（6）精确校核轴的疲劳强度i剖分面由附表1t查得ka =1.825, kt =1.625ii剖而

51、因过度圆角引起的应力集屮系数由附表1-2查得口 = 口 = 4.4, r1.6= 0.032,ka =1.813, kt =1.582ii剖而承受的弯矩和转矩分别为m 二生（厶-色）+ me （厶-£）= 2.22x105 /?/? 厶 2 厶+s 2ii剖面产生的止应力及其应力幅、平均应力为m99crmax =一 = 2.3sn/mm , aa = amax = 2 38n丨mnr maxciitidxii剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为rnnk = = 9.39n / mm2 , r(l = rm = 4.69n i mm2w245钢机械性能查表8-1得：<r_i

52、= 26sn/mm2, r_, = 155n/mm2绝对尺寸影响系数由附表1-4查得：j = 0.84 , j = 0.78表面质量系数由附表1-5查得：筠=0.92 ,=0.92查表 1.-5 得(po = 0.34 , (pr = 0.21ii剖而的安全系数为s。=冬=5.34 ,k -r 产 1725nr?二 4147na严on5r = 13.69,k.js；+s；取s>s=1.51.8所以ii剖而安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，无需校核。七、滚动轴承的选择及其寿命验算1 低速轴轴承选择一对6212深沟球轴承，低速轴轴承校核：1）、确定轴承的承载能力查表 9-7,轴承 6212的c