同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、机械工程学院机械设计课程设计说明目:同轴式二级圆柱齿轮减速器业:机械设计制造及其自动化级: 名: 师:2016年 6月30日0一、设计任务书.二、传动方案的拟定及说明三、电动机的选择.四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比五、计算传动装置的运动和动力参数六、传动件的设计计算10七、轴的设计计算.28八、滚动轴承的选择及计算九、键联接的选择及校核计算3335十、联轴器的选择.卜一、减速器附件的选择和箱体的设计35十二、润滑与密封.36十三、设计小结.37十四、参考资料.38设计计算及说明结果、设计任务书题目：用于带式输送机传动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器。1. 基本数据：D=360mm ；2

2、. 工作情况：3. 工作寿面：已知输送带的工作拉力F=2800N,输送带速度v=1.2m/s,及卷筒直径两班制工作, 使用期限为4. 制作条件及生产批量：5. 部件：（1）电动机（5）输送带鼓轮6. 设计工作量：（1）绘制减速器装配图一张（A0或A1）o（2）绘制减速器零件图 2两张。（3）编写设计说明书1份。连续单向运转，载荷较平稳10年，每年300个工作日，每日工作 16小时；中等规模机械厂制造，可加工7-8级齿轮，小批量生产:（2）减速器（3）联轴器（4）输送带二、传动方案的拟定及说明如图一所示，传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速箱，减速器的轴向尺寸较大, 中间轴较长，刚度较差。常用于输

3、入和输出轴同轴线的场合。T I31电动机;图一带式输送机传动系统简图2, 4 联轴器；3 减速器；5 滚筒；6 输送带三、电动机的选择和计算1. 电动机类型选择IP44)系列三相异步电动机。它为卧按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y( 式封闭结构。2. 电动机容量(1)卷筒轴的输出功率FWFv巳 10002800 2303泳W1000Pw3.36 kW电动机的输出功率 PdPdPw传动装置的总效率式中,1,4为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计(以下未作说明皆为此书中查得)表2-2查得：圆柱齿轮传动10.98 ；弹性联轴器0.99 ；运输机滚筒3 0.96 ；滚

4、动轴承 40.98，则0.86故Pd3.681 kW0. 86Pd3.618 kW0.86电动机额定功率Ped由第16章表16-1选取电动机额定功率 Ped4kW。Ped4kW3.电动机的转速工作机滚筒的转速为60 1000vnw 59.68r/m in经考虑，选定电动机型号为Y132M1-6。1.电动机的技术数据和外形、安装尺寸 由表16-1、表16-2查出Y132M1-6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/mi n)满载转速(r/mi n)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-6410009602.02.2HDEGKL1323

5、8803312515四、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nm960i J 二：15.07nw63.6915.073.883.882. 分配各级传动比因为减速器为同轴式减速器，所以两级减速比相同i=15.07i 1 i 2Ji3.88五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速减速器高速轴为I轴，中速轴为n轴，低速轴为m轴，各轴转速为2.nnnmnii；i3各轴输入功率960r / min空 247.42 r / min3.88247.42 63.76 r / min3.88按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即PmPd 1Pi 1P21Pm0. 983. 9603.

6、 8033. 652kW3. 960kW0. 980. 980. 980. 983. 803kW3. 652kW3.各轴转矩Td9550 955039.79 N mn：960TiTd139. 790.9939.39N mTnTii12439.393.990.980. 98146.78 N mTmTn i233146.783.880.980.98546.95N mT卷Tm12546. 950. 990. 98530. 65Nm7电动机轴高速轴I中速轴n低速轴m卷桶轴转速(r/mi n )960960247.4263.7663.76功率（kW）43.963.8033.6523.436转矩（N m）

7、39.7939.39146.78546.95530.62六、传动件的设计计算1.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T,h146.78 N m,小齿轮转速n1n口 247. 42r / min，传动比 ii 23.88。(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)40Cr (调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为硬度差为40HBS45钢表 10-1选择小齿轮材料为 (调质)，硬度为240HBS 二者选小齿轮齿数z124:大齿轮齿数Z2Z13. 882493

8、初选取螺旋角14(2)按齿面接触强度设计按式(10-21 )试算，即d 32KtT1d1t Vt")确定公式内各计算数值a)试选载荷系数Kt1.6b)由图10-20选取区域系数 Zh2.433c)由图10-26查得 10.78,20.88，0.780.88 1.66d)小齿轮传递的传矩T1146. 78N me)由表10-7选取齿宽系数d 1f)由表10-6查得材料弹性影响系数 Ze1189.8M Pa2g)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600M Pa ；h)大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPa由式10-13计算应力循环次数:斜齿圆柱齿轮

9、7级精度Z12414Ni 60 ni j Lh 60 576 1 (2 8 365 10)2.02 109N2 N 霁 5.44 108设计计算及说明结果i)由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1 0.90, K hN 20. 94j)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k)K HN 1H lim10.90600S1 'KHN 2H lim 20.94550打接:触应Sp -力1u接:触应H1乞力H 254051722H1H2528.5 MPaH试算小齿轮分度圆直径MPa 517M PaMPa 540 M Pa;计算a)d1t，由计算公式得d

10、1tb)J2 1.6 422.36 103计算圆周速度3.713 11 1.663.7132沁型 mm 92.40mmd1t 92.40mm528.5d1tn160 100092.40 155.13 -ms60 10000.7505m sv 1.196 msc)齿宽b及模数mtdd1t1.0 92.40mm92.40mmmntd1t cos92.40 cos14mm 3.74mmZ124d)e)2.25mnt 2.25b/h 92.40/8.41计算纵向重合度0.318 d z1 tan计算载荷系数K3.74mm8.41mm10.760.318 1 24 tan14 1.903由表10-2查得

11、使用系数 KA 1根据v 1. 196 ms，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.04 ；由表10-4查得Kh的值与直齿轮的相同，故Kh 1.321因 KAFt/b1 422.36/(92.4/2)/92.498.9N/mm100N/mm表 10-3 查得 KhKf 1.4 ;图 10-13 查得 Kf 1.28故载荷系数:KkA Kv Kh Kh 1 1.04 1.4 1.3211.92f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得d1 d1t 90.40 彳 192mm 98.19mmg)计算模数mn'"nZ124(3)按齿根弯曲强度设计由式(

12、10-17)2KT1Y cos2YFaYsamn321dZ1fa)确定计算参数计算载荷系数d1 COS 98.19 cos14 mm 3.97mmmn 3.97 mmb)c)d)e)f)K KA KV Kf根据纵向重合度计算当量齿数zv1Zv2Kf1.903，1.04 1.4 1.281.86从图10-28查得螺旋角影响系数 Y 0.88z13COSz23COS查取齿形系数由表10-5查得YFa1查取应力校正系数由表10-5查得YSa124cos3 1493cos3 142.592,YFa21 .596, Ysa2计算弯曲疲劳许用应力26. 27101.802.1851.787由图10-20C

13、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KfN1 0.84, Kfn2 0.88K FN1 FE1F1SK FN2 FE2F2 S1.4取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式(10-12)得0.84 500 cc 300.0M Pa1.40.88 500 238.9M Pa设计计算及说明结果g) 计算大、小齿轮的Yf，并加以比较fY Fa1 Ysai2.592 g 0.01379F1300Y Fa2 Ysa2F2彎护 0.01634大齿轮的数值大 设计计算mn3(2 1.86 422.36 1030.88

14、 cos14 23"0.01634mm2.81mmmn2.81mm1 242 1.66对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn 3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d198.19mm来计算应有的齿数。于是由d1 cos98.19COS1431.76mnZ132取z132，则 z2UZ13. 88 24125Z2125(4)几何尺寸计算计算中心距a Z1 Z2 mn2 cos321253mm2 cos 142241. 16mm241mm将中心距圆整为 241mm按圆整后的中心距修

15、正螺旋角arccos .£1_2aarccos 巴旦工 13 13552233因值改变不多，故参数 ,K,ZH等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径d1323COSmm 98.75mmcos 13 13 55d2乙m.cos1243mm 381. 79mm13 55COS 13 计算齿轮宽度b d d1198.75mm98.75mm圆整后取B1105mm,B2100mmd1d298. 75mm381. 79mmB1B2105mm100mm因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完由于是同轴式二级齿轮减速器，故咼速级小齿轮米用左旋，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

16、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。高速级低速级小齿轮1大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.88模数(mm)3螺旋角13 13 55中心距(mm)241齿数3212532125齿宽(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75381.7998.75381.79齿根圆91.25375.0491.25375.04齿顶圆104.75388.54104.75388.54旋向左旋右旋右旋左旋为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分, 大齿轮米用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。设计计算及说明结果七、轴的设计计算1.高速轴的设计高速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高

17、速轴功率（kw）转矩T ( N m)9603.9639.39作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d =98.75 mm，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式 （10-14），则FtFr2T2 39. 39d 98. 75_Ft tan nJL 797.77797. 77Ncostg 20298. 53Ncos 13 13 55FaFt tan797.77tan 20108. 66NFtFrFa797. 77N298. 53N108. 66N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A。112,于是得dmi

18、nJ p1396A店 112 待丽 17.96mmd min17. 96mm（4）轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）n出wV W2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足联轴器的轴向定位，1-n轴段右端需制出一轴肩，故取n -m段的直径dn -m =32mm。联轴器与轴配合的长度Li=80mm。 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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dn-m=18mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7204AC轴承，其尺 寸为d X D X B=20mmX 47mm X 14mm， 故 d m-iv =

19、dw -扯=20mm； Lm -iv =14+20=34mm, Lv-灯=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 7204AC轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，套筒左端高度为 3mm，dv-可=26mm。 取安装齿轮的轴段V - V的直径dv- v=45mm，取5-v =102mm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，端盖的外端面与联轴器右端面间有一定距离，故取 Ln -m =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联轴器与轴的周向定位选用平键6mm X

20、 6mm X 63mm，联轴器与轴的配合为H7/r6;齿轮与轴的周向定位选用平键 6mm X 6mm X 70mm，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1.2 45，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I -n7518与联轴器键联接配合n -m6019定位轴肩m -V3520与7204AC轴承配合，套筒定位V-V10245与小齿轮键联接配合V -w1049定位轴环w-w3020角接触球轴承7204AC轴承

21、总长度311mm（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，从手册中查取值。对于7204AC型角接触球轴承，由手册中查得a=14.9mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118.5mm , L2+L3=67+57=124mm。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。FrV,'A®FrFrFhhiFmiFnviFnviF»tiFwiFt卄.TcFrFtMhM41FaMvFnV2Mv载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi 1143N，Fnh

22、2 1262NFnv12237N，Fnv2 1516NC截面 弯矩MM H FnH2 L385185N mmM VFNV2L3M a145551N mm总弯矩Mmax Jm； M；<8518521455512168646N mm扭矩T 118750N mm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 算应力0.6，轴的计2._JM2( T)2ca J1686462O.6 118750 Mpa0.1 40328.61M pa已选定轴的材料 为45Cr，调质处理。由 表15-1查得ca -1，故安全。中速轴的设计-170M

23、 Pa。转速(r/min)中速轴功率(kw )转矩T( N m )247.423.83146.78中速轴上的功率、转速和转矩381. 79mm 根据式(io-14)，则作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d 1Ft1Fr12T 2146.78d381. 7910 3Oj768. 90768. 90Ntan 20因此ca 28.61M pa安全cos288. 42Ncos 14 "Fa1Ft tan768.90tan 14191.70N已知低速级齿轮的分度圆直径为d298.75mm根据式(10-14)，则F22 146.7832970. 76NFr298.7510F tan n2

24、970.76costan 201115. 12Ncos 154Fa2Ft tan2970. 76ta n 14741. 19N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Ao 112,于是得d min 27. 85mmdmin咚112需親27. 85mm轴的结构设计）拟订轴上零件的装配方案（如图）0!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，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据di - n =dv-可=30mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的7206AC型角接触球轴

25、承，其尺寸为d X DX B=30mm x 62mm x 16mm ,故 Li-n=Lv-可=16+20=36mm 。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得7206AC型角接触球轴3mm。承的定位轴肩高度h=3mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为 取安装大齿轮出的轴段n - m的直径d n -m =45mm ;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dm-w =50mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取Lm-w =100mm。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大小齿轮与轴的周向定位都选用平键10mm X 8mm x 70m

26、m，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1.2 45，各圆角半径见图轴段编号长度(mm)直径（mm）配合说明I -n3630与7209AC型角接触球轴承配合，套筒定位n -川9845与大齿轮键联接配合川-W9050定位轴环W-V10345与小齿轮键联接配合V -W3630与7209AC型角接触球轴承配合总长度363mm（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，从手册中查取值。对于7206AC型角接触

27、球轴承，由手册中查得a=18.7 mm。因此，轴的支撑跨距为Li=65.3mm， 12=190.5, L3=65.8mm。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F NH168NFnv1 1382NFFnh2 6186NFnv22682 NC截面 弯矩MM H Fnh2 L3 460875 N mmM VFNV2 L3 M a2353536N mm总弯矩扭矩Mrnax yMMJ J4608752353536?580856N mmT 422360N mmFrtvi

28、tlFr2Ft27羁-I'lFw?I Fnvy74,5 JFinviFnhiMhaFlflTJ丁丁FrlMaiFalFmviFr2Ffl2MvMilaFp(V2MvTh.设计计算及说明结果（6）按弯扭合成应力校核轴的强度0.6，轴的计根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 算应力JM2(T)2ca J58085620.6 422360'Mpa0.1 50350.70Mpaca=50.70 Mpa.1】70MPa。因此安全已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得ca -1，故安全。3.低速轴的设计转速（r/min）中速轴功率（kw ）转矩T(

29、 N m )63.763.652546.95低速轴上的功率、转速和转矩381.79mm 根据式（10-14），则作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为dFtFr2r2 546. 95d 381.7910 3F tan n2865.19cos2865. 19N济1074.771NFaFt tan2865. 19tan 14714. 37N选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，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。取A。112，于是得 dmin11243652 63. 7643 17mmdmin 43. 17mm轴的结构设计设计计算及说明结果2）根据轴向定位的要

30、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，W-四轴段左端需制出一轴肩，故取V-W段的直径d V -w=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=i07mm，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W-四段的长度应比 Li略短一些，现取 Lw-17210AC=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，故选用型角接触球轴承。参照工作要求并根据dw -W =45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的 7210AC型角接触球轴承，其尺寸为 d X DX B=50mm xLiv-V =20+20=40mm。7210AC型角接触球轴90mm X 20m

31、m，故 d® =dw-v=50mm ;而 Li-n=20mm ,左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得承的定位高度 h=3.5m m,因此，取得 d n -m=52mm。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3.5mm。 取安装齿轮出的轴段川-V的直径dm-v =50mm ;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Im-v=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

32、，故取Lv-w=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14mm X 9mm x 80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为 16mm X 10mm x 80m m,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2.0 45，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明i -n2050与7214AC型角接触球轴承配合n -m1054轴环m-V4052与大齿轮以键联接配合，套筒定位V-V4450与7214AC型角接触球轴承

33、 配合V -w6047与端盖配合，做联轴器的轴向定位w -110545与联轴器键联接配合FrFt7Fat _Cl>iFfiHiJFtFshiMh亠-、7_r-7«r1 _f LJ 1 Ic-FaFiwMhFim-| Ma=FaD/2AMvFwzF槪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，从手册中查取值。对于7210AC型角接触球轴承，由手册中查得a=26.3mm。因此，轴的支撑跨距为L11_247.9 62 109.9mm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

34、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Fnh1 3943.35NFnv12039.50NFFnh2 3522.72NFnV2 4831.04NB截面 弯矩MM hFnH1 L1 264204 N mmM V FnV2 L2362325N mm总弯矩M max JmH M； J26420423623252448423N mm扭矩T 1370920Nmm(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 算应力0.6，轴的计ca 22.21M paJ M2(T)2ca WJ44842320.6 313709202 m p

35、a 22.21m pa0.1 753已选定轴的材料为 45Cr,调质处理。由表15-1查得.170MPa。因此ca -1 ,安全故安全。(7) 精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面VW%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VW%无 需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面川和W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。截面川的应力集中影响和截面W的相 近，但截面川不受扭矩作用，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

36、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in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。2）截面W左侧抗弯截面系数W 0. 1d30. 1 503mni12500mm抗扭截面系数 W0.2d30. 2503mm25000mm截面W左侧的弯矩为M 44842350485017936. 92N m截面w上的扭矩为1370920N mm截面上的弯曲应力兰汇MPa125001. 43MPa截面上的扭转切应力1370920 MPa250005. 48MPa轴的材料为45钢,调质处理。由表15-1查得b 735

37、M Pa,1 355M Pa,1200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2丄竺0.027, D匹D 75d 701.07经插值后可查得2.3,1.32轴的材料的敏性系数为q0.82, q 0.85故有效应力集中系数为尺寸系数扭转尺寸系数轴按磨削加工,1 1 0.8211 0.850.650.802.3 12.071.32 11.27附图 3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即Bq = 1,则得综合系数值为K J丄1匹丄13.270.650.92设计计算及说明K L丄1凹丄1 1.670.800.92又由§ 3-1和§ 3-2查得碳钢的特性系

38、数0.1 0.2,取0.05 0.1,取于是,计算安全系数SS1K amS1K amScaS Sf 2徑S2故可知其安全。3）截面W右侧抗弯截面系数W0. 1d3抗扭截面系数W0.2d3截面w右侧的弯矩为0.15 ；0.075 ；,按式(15-6)(15-8)3553.271.430. 150200则得1.67 型 0.0755.4827. 4854. 78M 448423504850截面w上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力结果7. 4854. 78J7. 485224. 788. 88S 1. 5Sca8.88S 1.5安全0. 10. 2503mni503mm17936. 92N

39、 m1370920N mm四6卫MPa12500轴的材料为45Cr,调质处理。由表b 735MP a, 1 355M Pa,12500mm25000 mm1. 43MPa空空MPa2500054. 83 M Pa15-1查得200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22. 0500. 040,52501.04设计计算及说明结果经插值后可查得22,1.30又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.82, q 0.85故有效应力集中系数为0.822.2 11.980.851.30 11.26由附图3-2得尺寸系数0.67由附图3-3得扭转尺寸系数0.82轴按磨削加工，附图3-4

40、得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理,即Bq = 1,则得综合系数值为1.980.6713.040.921.260.820.1 0.2,取0.15 ;0.05 0.1,取0.075 ;11 1.620.92又由§ 3-1和§ 3-2查得碳钢的特性系数于是，计算安全系数Sea值，按式(15-6)(15-8)贝U得3553. 041.430. 15081.662004. 3.“54.83 c CK 54. 831.62 0. 0752Sea81.664. 3故可知其安全。V81. 6624. 324. 2S 1.5Sea4. 2S 1.5安全八、滚动轴承的选择及计算轴承预

41、期寿命Lh' 10 365 8 2 5.84 104h1.高速轴的轴承选用7204AC型角接触球轴承，查表13-5，得e 0.68(1)求两轴承所受到的径向载荷 Fr1和Fr2由高速轴的校核过程中可知:F NH 11143N，Fnh21262NLh45.84 10 hF NV12237N，Fnv21516NFr1JFnh1 F NV1J11432 ( 2237).22512NFr2JFnh 2FNV2J12622151621973 N(2) 求两轴承的计算轴向力Fa1 和 Fa2由机械设计表13-7得FdFr2YFd12512659NFd22 0.4ctg11 51 3519730.4

42、ctg11 51 35518N因为Fae875N所以F ae1393 N Fd1Fa1Fa2FaeFd2Fd2 1393N518N(3)求轴承当量动载荷 P和P?Fa1Fa 21393N518NFa1Frl13930.55452512Fa2空8 0.26251973由机械设计表13-6,取载荷系数fp 1.1P1fp 0.4Fr1 YFa11.1 (0.4 25120.4ctg11 51 351393)4024NP2fp Fr2 1.1 1973 2170N(4)验算轴承寿命因为RP2，所以按轴承1的受力大小验算PiP24024N2170NI 10L Ch 60n p10660 7302934

43、.0244.18 105h Lh'LhLh'4.18 105h故所选轴承满足寿命要求。2.中速轴的轴承选用7206AC角接触球轴承，查课程设计表13-5，得 e 0. 68，满足寿命要求(1)求两轴承所受到的径向载荷 Fr1和Fr2由中速轴的校核过程中可知:F NH 168N，FNH2 6186NF NV11382N，Fnv22682NFr1iF2F2VNH 1 F NV16821382.21384NFr2JFnh22 Fnv22J61862268226742 N(2) 求两轴承的计算轴向力Fa1 和 Fa2由机械设计表13-7得Fd 主Fd11384398NFd22 0.4ctg12 57 10 6742 0.4ctg12 57 101938N因为FaeFa2Fa131138372276N所以F aeFd24214NFd1Fa1Fa2FaeFd2Fd2 4214N1938N(3)求轴承当量动载荷 p和F2Fa1Fr142143.045 e1384Fa2F2竺 0.28756742由机械设计表 13-6，取载荷系数fp 1.1P1fp 0.4Fr1 YFa18671N1.1(0.413840.4ctg12 57 104214)P2fp Fr2