机械设计方案学习课程设计方案范例

1、韶关学院课程设计说明书（论文）课程设计题目：带式输送机传动装置设计学生姓名：学号：院 系：物理与机电工程机电系 专业班级： 09机制3班指导教师姓名及职称：罗昕 副教授蔡小梦副教授起止时间：2011年11月 至 2011 年12月 课程设计评分：（教务处制）目选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、减速器的结构五、传动零件的设计计算六、轴的计算七、键的选择和校核八、轴承的的选择与寿命校核九、联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号学生姓名专业班级09机制3班学号指导教师姓名及职称罗昕副教授蔡小梦副教授设计题目带式输送机传动装置设计1 滚筒效率n2.工作情

2、况3使用折旧期4工作环境已知条件5制造条件及生产批量6.运输带速度允许误差7 动力 电压380/220Vg=0.94（包括滚筒与轴承的效率损失）； 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；4年一次大修，每年 280个工作日，寿命 8年; 室内，灰尘较大，环境最高温度 35C;一般机械厂制造，小批量生产；± 5%设计内容和要求：1）2）3）4）5）从机器功能要求出发，拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析。合理选择电动机，按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理地选择零件材料、热 处理方法，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。考虑制造工艺、安装、调整、使用、维修、经济和

3、安全等问题，设计机械零部件。 图面符合制图标准，尺寸公差、形位公差及表面粗糙度标注正确，技术要求完整合理。 基本参数：输送带工作拉力 F=2700 KN输送带工作速度 u = 1.3m/s滚筒直径 D= 350mm工作任务及工作量要求：1）2）2）3）按给定条件设计减速器装置；完成减速器装配图1张（A0或A1图纸）； 低速轴、低速齿轮零件工作图各1张；编写设计计算说明书 1份。内容包括：机械系统方案拟定，机构运动和动力分析，电动机选择,传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算，低速轴、低速齿轮的强度校核，联 轴器的选择、设计总结、参考文献等内容。进度安排1 设计准备（1天）2.传

4、动装置的总体设计（1天）3 传动件的设计计算（3天）4装配图设计（4天）5.零件工作图设计（2天）6 编写设计说明书（3天）7 总结答辩（1天）7.总结和答辩（1天）主要参考文献1 龚桂义.机械设计课程设计指导书M.第二版 北京:高等教育出版社,20012 龚桂义.机械设计课程设计图册M.第三版 北京:高等教育出版社，19893 濮良贵.机械设计M.第七版北京:高等教育出版社，20014 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.第二版北京:高等教育出版社19965 王文斌.机械设计手册M.第三版，一、二、三册北京:机械工业出版社,2005院系（或教研室）审核意见:审核人签名及系公章:任务下达人

5、（签字）2011年11月28日任务接受人（签字）2011年11月28日计算及说明、选择电动机（1）选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V , Y型。（2）选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：（1）Pd =PW KW，（ 2） Pw=FvKwa1000因此Pd:Fv，/Kw1000 a所以由电动机至卷筒的传动总功率为：a222/4取i=0.99（轴承）,2=0.98 （齿轮），3=0.97,4=0.94.式中：1，2，3，4分别为轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。万案电动机型号额定功率Fed Kw电动机转速r/min电动机质量Kg同步转速

6、异步转速1Y132M2 - 65.51000960842Y132S - 45.515001440683Y132S1-25.53000290064则:a =O.993S.982_O.972Lo.94 = O.82又因为：所以：v =1.3m/sPd =Fv1000 a2700 1.3=4.26Kw1000 0.82（3）确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为60 1000v60 1000 1.3n =70.97 r/min兀 D3.14 750按表1推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器的传动比i2=840,所以电动机转速的可选范围为：n'd = ian = (840)70.97= 56

7、82838 r/min符合这一范围的同步转速有：1000r/min、1500r/min、3000r/min根据容量和转速，由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表：选用Y132S - 4电动机:型号额定功率满载时转速r/min起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132S - 45.514402.22.3低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但也以使传动装置总传 动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较 电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案2比较合适。所以，选定电动机型号为 Y1

8、32S - 4、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号 Y132S - 4，满载转速nm=1440r/min(1 )总传动比nmn144070.97= 20.29(2)分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开式i 2 0 2 9线查得i1 =5.5,则：厂十？69三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速 至低速依次为I轴、II轴、III轴，以及i1、i2,为相邻两轴间的传动比;为相邻两轴间的传动效率;P、Ri ,为各轴的输入功率(Kw );Ti、Tii,为各轴的输入转矩

9、(N m);(1)各轴的转速I轴nrm= 1440 r/minnI1440II轴i-261.82 r/mini15.5n”261.82III轴n iii70.95 r/mini23.69卷筒轴niv = niii=70.95 r/min(2)各轴输入功率I轴p -PdL 01 = Fd_ 3 =4.26 0.98 = 4.17KwII轴Pi =PW12 =P-M2 =4.1748 0.99x0.98= 4.01KwIII轴Rii 二RiF23 =PIim12 =4.01 汉 0.99x0.98 = 3.85Kw卷筒轴Pv =PhL 34 = Rm _3 =3.85 0.99 0.98 = 3.

10、74Kw各轴输出功率I轴r'二RL 1 =4.17 0.99 = 4.13KwII轴R i =PL 1 =4. 01 0. 993K9v7III轴Rii=Rii L 1 =3.85 0.99=3.81Kw卷筒轴Rv=卩上4 =3.74994 =3.52Kw(3)各轴输入转矩n、 nil ,为各轴的转速(r/min );电动机轴输出转矩为：Td =9550 豆=9550 42 =28.25NLmnm1440I 轴 丁 = TiL0 讦 T# 3=2 8. 2 5 0.专 7 2 7N619II 轴Tii=TLi_i2=LU 227.69 5. 5 0. 9 9 0=9 8 146m22I

11、II 轴T尸 T 山2 3=匚丛21 4 6. 2 2 3. 6 9 0. 9 9 0. 98N 5m8. 1卷筒轴Tv =丁川3 =548.24汇0.99況0.97=507.8“止各轴输出转矩I轴TI 二 TL =27.69 0.99 = 27.41N_mII轴T；' =丁丄1 =146.22 0.99 = 144.76N_mIII轴T川=T“ 巴=518.1 沃 0.99 = 512.92N_h卷筒轴TIV =TIV £ =507.8x0.94 = 477.33NLm运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名效率P （ Kw）转矩T (NLm)转速nr/min转动比i效率n输

12、入输出输入输出电动机轴3.4814.5028900.981I轴4.174.1327.6927.4114400.965.5II轴4.011.97146.22144.76261.820.963.69III轴3.853.81518.1512.9270.950.911卷筒轴3.743.52507.8477.3370.95四、减速器的结构铸铁减速器机体结构尺寸表:名称符号数值机座壁厚68机盖壁厚%8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b12机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径a16机盖与机座联接螺栓直径d212联接螺栓d2的间距l180轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉

13、直径d46定位销直径d8df至外机壁距离Ci26d1至外机壁距离G22d2至外机壁距离Ci18df至凸缘边缘距离C224d2至凸缘边缘距离C216轴承旁凸台半径&22凸台高度h49外机壁至轴承座端面距离li50圆柱齿轮外圆与内机壁距离10圆柱齿轮轮毂端面与内机壁距离亠8机座肋厚m7机盖肋厚mi7轴承端盖外径D2126和 135轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离s146、 186、 170五、传动零件的设计计算第一对齿轮（高速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动；（2）精度等级选 7级精度（GB10095-86 ）（3） 材料选择。

14、由表10-1 （常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr （调质） 度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4） 选小齿轮齿数为 乙=20，大齿轮齿数 Z2 uhLZi =5.5 20=110。取Z2 =110（5） 选取螺旋角。初选螺旋角一：=140，硬2、按齿面接触强度设计公式如下:d1t -32心1（ZhZe）.一 d ； u H 1（1 ）确定公式内的各值计算1）、试选 Kt =1.62）、由图10-30选项取区域系数 Zh =2.433。3） 、由图 10-26 查 7=0.72, ； .2=0.84 贝U ；尸；刁+ ； .：2=1.564）、计算

15、小齿轮传递的转矩T1 =95.5 105 匕=95.5 105 空7 = 2.77 104 N_mmm14405）、由表10-7选取齿宽系数-d=116） 、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8 MPa27） 、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限二Hlim1 =600 MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限-Hlim2 =550 MPa o8）、由式（10-30） N=60 n!j Lh计算应力循环系数。9N1=60 1440 1（2 8 280 8） =5.8 10 .N199N2=1 =5.8 109/5.5= 1.06 109u9） 、由图10-19查得接触

16、疲劳寿命系数Khn1=0.90, Khn2=0.94o10）、计算接触褡许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：lcH 1 = Khn1'-Hlim1 =0.90600=540 MPasL-h =0.94 550=517 MPas所以lcH 1=（H 1+ l-H 0/2=（540+517）/2=529 MPa计算曾.5 疋433 1898）2=37.10mm5.55291）、试算小齿轮分度圆直径2 1.6 2.77 101 汉 1.562）、计算圆周速度兀d1tnj3.14 汉37.1 汇 1440v卫丄=2.80m/s60 1000 60 10003、计算齿

17、宽b及模数mntb = . dd1t =137.2 =37.1 mmd1t cosP 37.1 xcos14°mnt=1.8 mmZ120h=2.25 mnt =2.251.8=4.05mmb/h = 37.1 / 4.05=9.164）、计算纵向重合度；=0.318一 dZ1 tan： =0.318 1 20 tan 140 =1.595、计算载荷系数K已知使用系数 Ka =1。根v=2.80 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.10。由表10-4查得Kh :的计算公式与直齿轮相同，则：KH ： =1.12 0.18（1 0.6一 d2） 一 d2 0.23 1

18、0“b=1.42由图 10-13 查得 Kf ：=1.35由表10-3查得Kh.厅=Kf：=1.2，所以载荷系数K = K Kz Kh Kh=1 1.1 1.2 1.42=1.876）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10、得：d1 = d1t3 K/Kt =37.1 3 1.87/1.6 =39.1mm7）、计算模数mnmndqos ：37.1 cos140=1.9 mm203按齿根弯曲强度设计S a2KTY ： （ c O2- dZ1；：（1）确定计算参数1）、计算载荷系数=KAKvKf ：Kf =1111.2 1.35 =1.7822）、根据纵向重合度1.59，从图1

19、0-28查得螺旋角影响系数丫-：=0.883）、计算当量齿数乙cos3 ：cos314020=21.894）、5）、6 ）、7 ）、8）、9 ）、ZV2二00.49cos : cos 14查取齿开系数由表10-5查得YFa1 =2. 7 2 44, YFa2 =2.18查取应力校正系数得：YSa1 =1.5689 ， Ysa2 =1.79由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =500MPa曲疲劳强度极限 匚FE2 =380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82, KFN2=0.86计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得：r 1

20、KFNFE1 0.82 汉 500一b-F 1 二fe1 = 292.86 MPa'-F冷计算大、小齿轮的YFa1YSa1匕：，大齿轮的弯s1.4KFN2*E2 _ 0.86 380 =233.43 MPa1.4泉1丫j，并加以比较27244 1.568 0.01495292.86YFa2YSa2I<F Lmn -0.01672 二 1.30 mm2.21798 1.790.01672238.86大齿轮的数值大(2) 设计计算3 2 1.786 2.7655 104 0.88 cos'1401x202x1.56对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲

21、疲劳强度计但为了同时满足接触疲劳强度,算的法面模数，取g =2.0 mm。已可满足弯曲强度。需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =37.1 mm来计算应有的齿数。于是有:d1cos :mn37.1 cos1402.0=18取乙=18乙二i 乙=5.5 18=99 取 Z2 =994几何尺寸计算(1) 计算中心距(乙 Z2)mn2cos :(18 99) 2.02 cos140二 120.58 mm将中心距圆整为：120mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角二 arccos(Z1 - Z2)mn2a"rccosLJ =12.83。2020.58因：值改变不多，所以参数 ；.：、K -

22、 ZH等不必修正(3) 计算大小齿轮的分度圆直径20 2.00 . 41.03 mmcosP cos12.83d2 Z?mncos :99 2.0cos12.830=203.08 mm(4) 计算齿轮宽度b - 一 赵=1 41.03 =41.03 mm圆整后取 B2 =40mm, B1 =45mm5验算2Tdi42 2.77 1041.03= 1348.04 N_mKaRb1 1348.0441.03=32.85NLm ：100N|_m合适第二对齿轮（低速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动；（2）精度等级选 7级精度（GB10095-86）

23、，硬（3） 材料选择。由表10-1 （常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为 40Cr （调质） 度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4） 选小齿轮齿数为乙=20，大齿轮齿数Z2二i1LZ1 = 3.69 20 = 73.8。取Z2 =74（5） 选取螺旋角。初选螺旋角一：=1402、按齿面接触强度设计公式如下:ZhZeH 1（1 ）确定公式内的各值计算1) 、试选 Kt =1.6 2） 、由图10-30选项取区域系数 ZH =2.433。3） 、由图 10-26 查；.1 =0.72, 2 =0.84 贝U； .-= * 彳 + ；二=1.564）、计算小齿轮

24、传递的转矩£=95.5 105 空=1.4627 105NLmm5）、由表10-7选取齿宽系数-d=16） 、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8 MPa2大齿7） 、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限-HHm1 =600 MPa ,轮的接触疲劳强度极限二Hlim2 =550 MPa。8）、由式（10-30） N=60njLh计算应力循环系数。8N1=60 1261.82 1(2 8 280 8) =5.63 10 .Nd88N2=1 =5.63 108/3.69=1.53 108u9) 、由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.90, Kh

25、n2=0.94。10) 、计算接触褡许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得：' KHN1；-Hlim1一.H 1 =0.90 600=540 MPaS' KHN2；-Hlim2h 2=0.94 550=517 MPas所以 lcH 1=(1+0/2=(540+517)/2=529 MPa(2)计算1)、试算小齿轮分度圆直径2 汇 汉 1051 3.69 +1,2.433汉 189.8、2Gt _ 3() =66.24mm1 1.563.695292)、计算圆周速度兀 d1t n23.14汇66.24汇261.82v卫2=0.91m/s60 1000 60

26、 10003、计算齿宽b及模数mntb = . dd1t =166.24 =66.24 mmd1t cos P 66.24 汉 cos14°mnt一=3.21 mmZ120h=2.25mnt =2.25 3.21=7.23mm b/h = 37.1 / 4.05=9.164）、计算纵向重合度；一：；：=0.318 一 ta n 一： =0.318 1 20 tan 14° =1.595、计算载荷系数K已知使用系数 Ka =1。根v=0.91 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.10。由表10-4查得Kh :的计算公式与直齿轮相同，则:KH ： =1.12

27、 0.18(1 06- d2) - d2 0.23 10“b=1.42由图 10-13 查得 Kf .=1.35由表10-3查得Kh： = Kj：=1.2，所以载荷系数K 7 K； Kh Kh=1 1.1 1.2 1.42=1.876）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得:d d1t 3 K/Kt =66.24 3 1.87/1.6 =69.77mm7）、计算模数mvm 6.77 cosl40, mmZ1203按齿根弯曲强度设计3 2KTY -：（ c 0勺示石TS a（1）确定计算参数1）、计算载荷系数KAKvKf :Kf =1111.2 1.35 =1.7822）

28、、根据纵向重合度1.59，从图10-28查得螺旋角影响系数 丫一：=0.883）、计算当量齿数Z120Zv113 0=21.89cos - cos 14Zv2330 = 81.01cos P cos 144）、查取齿开系数由表 10-5 查得 YFa1 =2. 7 2 44, YFa2 =2.217985）、查取应力校正系数得：Ysa1 =1.5689 ，丫2 =1.77101，大齿轮的弯6） 、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限crFE500MPa曲疲劳强度极限 匚FE2 =380MPa7） 、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.82, Kfn2=0.868）、计算弯

29、曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得：r i KFn1L°>e1 0.82x500* 仆l；_F 1 = fn忙 FE1 =292.86 MPas1.4I-CF 12 二Kfn'' FE20.86 380FN233.43 MPa1.49) 、计算大、小齿轮的YFa1YSa1I-F 1272440.01495292.86YFa2YSa22.21798 17710 0.01683238.86大齿轮的数值大(2)设计计算mn -3 2 1.786 1.4627 105 0.88 cos31401x202 x1.560.01683 二 2.76

30、 mm对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计但为了同时满足接触疲劳强度,算的法面模数，取g =3.0 mm。已可满足弯曲强度。需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =37.1 mm来计算应有的齿数。于是有:d1cos :mn69.77 cos1403.0-17取Z1 =18乙=i 乙=3.6917=62.45 取乙=624几何尺寸计算(1、计算中心距(乙 Z2)mn2cos :(17 62) 3.02 cos14°二 162.84 mm将中心距圆整为：120mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角-arccos(ZZ2)mn2a二 arccos(17 6

31、2) 32 162.84= 14.22°因：值改变不多，所以参数 ；.：、K|.：,、ZH等不必修正(3、计算大小齿轮的分度圆直径di乙mnCOS :17 3.0COS14.220=70.12 mmd2 Z?mnCOS :0 = 255.59 mmCOS14.22(4) 计算齿轮宽度b = _ dd 1 70.12 = 70.12 mm圆整后取 B2 =70mm, B=75mm5验算2 1.4627 10570.12二 4171.99N|_mKaRb1 4171.9970.12= 59.50N|_m ：100N|_md2 二 255.59mm，则:d23/ 1 10-4054.1N2

32、55.59合适六、轴的计算1第III轴的计算轴的输入功率为 巳=358Kw，轴的转速为n3=70.95r/mm, 轴的输入转矩为 T3 =518.1 10NLmm。2、求作用在齿轮上的力由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径二 Ft切 n =4054.1 tan20=1522.4NF t cos：COS14.220二 Ftta(4054.1 tan 14.22 =1029.6N3、初步确定轴的最小直径45钢，调质处理。根据表15-3按式（5-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为A）-112,于是有:取最小直径为43mm.4轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案选用图15-22a所示

33、的装配方案(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a为了满足轴向定位要求，1-2轴段要制出一轴肩，故取2-3段的直径d2 j =45mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。先取J N=80mm。b. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用但列 圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d2J3=45mm,查手册P72由轴承产品目录中 初步选取03尺寸系列，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为 d D T = 50mm 110mm 29.25mm，故 d3/和 d7-8 均取 50mm，所以L3 / =29.25L7 卫=T+a+

34、s+(70-66)=29.25+12.25+8+4=53.5mmo右端滚动轴承采用轴肩进行定位。则定位高度h= (0.70.1) d,取h=5mm，贝U d6 7 =55mm。c. 取安装齿轮处的轴段 6-7的直径d6J=55mm；而d4$二d6二55mm;齿轮的 右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm。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 L=66mm,齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h= (0.070.1) d，取h=5mm，则轴环的直径d5上=60mm。轴环宽度 1.4h b，取 L5£=12mm。L4=79.75d. 轴承端盖的总宽

35、度为20m m。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑 脂的要求，取端盖的外端面与一轴的距离l=30mm (参考图15-21)，故L2, =50mm。5、求轴上的载荷在确轴承的支点位置时，从手册中查得30310型圆锥滚子轴承 a=21mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距：0 L2 L3二63.5 13 194.5mm。所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示：6Ll(1)计算支反力F NH 1F丄3L2' L34054.1 13163.5 131= 2730N虽=4054AJ=1323NL2 L363.5 131Fnv1 ' Fnv2 = FJH(1)1-FL2Fa d2 Fnv2 (L

36、2 L3) = 02将各已知数代入解得F Nv1 =1676.5 N , F nv2 = - 179N(2)计算弯矩MMhRL2L3 _ 4054.1 63.5 131L2 L3 一 63.5 131= 173388NLmmMv1 二 FNv1L =1676.5 63.5 = 106457NLmmMv2 FnvzL =(一179) 131 =23449N_mm(3) 计算总弯矩M1 = mH MV1 = -1733882 1064572 = 203461NLmmM2 = mH M：2 二 173 3 882 2 3 4 492 =174966N|_mm(4) 计算扭矩TT=548240Nl_m

37、m5、按弯矩合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据(15-5)，取云=0.6 ，则：M12(汀3)3丫 W2034612(0.6 548240)2V0.V603根据选定材料为45钢，调质处理，由表15-1查得匕_1丄60MPa因此:卜1, 所以安全。七、键的选择和校核1、III 轴(1) 键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7级，故采用平键联接。当轴(与联轴器连接)的直径d=55mm。根据此直径从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm,高度h=10mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=324。(2) 键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都

38、是钢，由表6-2查得许用挤压应力 p=100120MPa取其平均值，严i ：=110MPa。键的工作长度l=L-b=324-16=308mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm。由式（6-1）得：2T 1032 548.24 1 03一 kld 一 5 308 55=12.9MPa £p =110MPa可见联接的挤压强度满足要求。同理第二轴第一轴算法一样。八、轴承的的选择与寿命校核第III轴的轴承计算已知：Fte=4054.1N， Fre=1522.4N， F a1029.6N。轴承预期计算寿命：Lh =3X 8X 15X 300 X =108000h，轴的转速为n =70.95r/min(1) 选择轴承型号为 30310。(2) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和 Fr2将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知Fr1vF2v = FreFrFre 63.5-Fae - 210.081522 63.5-1029 - 210.082-2=-58.81N63.5 13163.5 131 Fr1v =1522 58.81 -1580.81Nr1H=Fte 6354054.16351323Nte 63.5 13163.5 131如汗