機械設(shè)計課程設(shè)計范例(減速器)

1、目錄一、選擇電動機二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)四、減速器的結(jié)構(gòu)五、傳動零件的設(shè)計計算六、軸的計算七、鍵的選擇和校核八、軸承的的選擇與壽命校核九、聯(lián)軸器的選擇十、潤滑方法、潤滑油牌號設(shè)計帶式輸送機傳動裝置參考傳動方案:原始數(shù)據(jù):-題號參數(shù)7運輸帶工作拉力 F(kN)2500運輸帶工作速度u (m/min)1.1卷筒直徑D(mm)400已知條件1 滾筒效率n j=0. 96(包括滾筒與軸承的效率損失 )；2 .工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；3 .使用折舊期 3年一次大修，每年 280個工作日，壽命 8年;4 .工作環(huán)境 室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最

2、高溫度35 C；5.制造條件及生產(chǎn)批量一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。計算及說明、選擇電動機（1）選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相籠式式異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V , Y型。（2）選擇電動機的容量電動機所需功率計算工式為：（1）Pd =Pw KW，（ 2） Pw=邑 Kwa1000因此PdFvKw10003#所以由電動機至卷筒的傳動總功率為：a二1 -一 3 -一 ； -一 4-一 5式中：1，2，3，4，5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、連軸器和卷筒的傳動效率。取 1 =0.96（帶傳動），2=0.98 （滾子軸承），3=0.97,4 =0.99,5 =0.94. 貝萬案電動機

3、型號額定功率Rd Kw電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機質(zhì)量Kg同步轉(zhuǎn)速異步轉(zhuǎn)速1Y112M -2430002890452Y112M - 441500144043a =0.96 0.9830.9720.990.94=0.79#又因為：所以：V =1.1m/sPd =Fv1000 a2500 漢 1.110000.79=3.48 Kw4（3）確定電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為#3Y162M1-6410009607360 1000 v 60 10001.1n =52.55 r/mintiD3.14X400按表1推薦的傳動比合理范圍，取一級齒輪傳動的傳動比i 1 =24, 二級圓柱齒輪減速器的傳動比i 2

4、=840,則總的傳動比范圍為ia=16160 ，所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd =ia -n = (16160)52.55= 8418408 r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：1000r/min、1500r/min、3000r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如下表：選用Y112M-2電動機:型號額定功率r滿載時起動電流起動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩額疋電流額定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速min電流(380v時)效率% :功率 因數(shù)Y132S1 -25.5290038.7780.805.22.21.8低轉(zhuǎn)速電動機的級對數(shù)多，外廓尺寸用重量都較大，價格較

5、高，但也以使傳動裝置總傳 動比減小，使傳動裝置的體積、重量較小；高轉(zhuǎn)速電動機則相反。因此綜合考慮，分析比較 電動機及傳動裝置的性能，尺寸、重量、極數(shù)等因素，可見方案1比較合適。所以，選定電動機型號為Y112M -2、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比由電動機的的型號 Y112M-2，滿載轉(zhuǎn)速rm 2890r / min(1 )總傳動比nm2890n 52.55= 55.0#(2)分配傳動裝置傳動比式中i0表示滾子鏈傳動比，i表示減速器傳動比。初步取i0=2.5，則減速器傳動比為:ia空=22.22.5(3)分配減速器的各級傳動比按展開式布置?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由圖12展開

6、式線查得 h =5.8, 貝U:= = 0 =3. 7 9i15. 8三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為了進行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。如將傳動裝置各軸由高速 至低速依次為I軸、II軸、III軸，以及io、ii,為相鄰兩軸間的傳動比；01、12,為相鄰兩軸間的傳動效率；P、Pi ,為各軸的輸入功率(Kw );T|、 Tn ,為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩(N -m);n、nn ,為各軸的轉(zhuǎn)速(r/min );(1) 各軸的轉(zhuǎn)速I 軸山二匹 二 2890 _ 1156 r/mini。2.5II 軸nn =匹=1156 =199.3 r/min11 5.8“m 199.3III 軸nin-52

7、.59 r/min12 3.79卷筒軸niV = n| = 52.59 r/min(2) 各軸輸入功率I 軸R =巳 J01 =巳 R = 3.48 0.96 =3.34KwII 軸P“ =R 歸2 =只単2 總3 =3.34漢 0.98匯0.97=3.18KwIII 軸Ph = Pi 23 = Pi 回2 単3 = 3.18匯 0.98匯 0.97= 3.02Kw卷筒軸PIV Pu 倉34 =P川彈2 彈4 =3.02漢 0.98漢 0.99 = 2.93Kw各軸輸出功率I 軸P 二 P 二 2 二 3.34 0.98 二 3.27KwII 軸pi 二 Pi72 =3. 1 8 0. 98

8、3KW2Ill 軸Rh = Rii 二 2 = 3.02 0.98 = 2.96Kw卷筒軸Rv = PIV 単5 = 2.93疋 0.96= 2.75Kw(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩3.48電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為：Td =9550沐 =14.50Nm2890I軸T| =人材廖尸T曽(4. 5心2. 5 0. 9 6 2馭6r0II 軸Tii=Tii_-i2=Ti_T_-2-s27.60 5. 8 0. 98 0=97 1N52m1 7III 軸T產(chǎn) T2i _23二 T二 2二 52. 1 7 3. 7 9 0. 9 8 0= 97 N4i8i 24卷筒軸TIV =T| 彈2 単4 = 548.240.9

9、8匯 0.99 = 531.90N 劉各軸輸出轉(zhuǎn)矩I 軸T；訂 一-2 =27.60 0.98 = 27.05N 打1II 軸Tl| 訂宀二倪仃 0.98 = 149.13N _mIII 軸T川=T川廖2 =548.24x0.98 = 537.28N 汕卷筒軸TIV =TIV 廖5 = 531.90X 0.94= 500.00N 汕運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:軸名效率P （ Kw）轉(zhuǎn)矩T （ N gm）轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動比i效率n輸入輸出輸入輸出電動機軸3.4814.5028900.962.5I軸3.343.2727.6027.0511560.955.8II軸3.183.12152.1

10、7149.13199.30.953.79Ill軸3.022.96548.24537.2825.590.971卷筒軸2.932.75531.90500.0052.590.94四、減速器的結(jié)構(gòu)鑄鐵減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸表:名稱符號數(shù)值機座壁厚58機蓋壁厚&8機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b12機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑di16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)180軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df至外機壁距離q26di至外機壁距離G22d2至外機壁距離q18df至凸緣邊緣距離C224d2至凸緣邊緣距離C21

11、6軸承旁凸臺半徑&22凸臺高度h49外機壁至軸承座端面距離li50圓柱齒輪外圓與內(nèi)機壁距離i10圓柱齒輪輪轂端面與內(nèi)機壁距離28機座肋厚m7機蓋肋厚葉7軸承端蓋外徑D2126和 135軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離s146、 186、 170五、傳動零件的設(shè)計計算第一對齒輪（高速齒輪）1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按卷揚機傳動方案，選用直齒圓柱輪傳動；（2）精度等級選 7級精度（GB10095-86）（3）材料選擇。由表10-1 （常用齒輪材料及其力學特性）選擇小齒輪為 40Cr （調(diào)質(zhì)），硬 度為280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。（4）

12、選小齒輪齒數(shù)為乙=20，大齒輪齒數(shù) Z2 = ii Z = 5.8 20 = 116其中i=u2、按齒面接觸強度設(shè)計公式如下:d1t -2.323 KS-1二、2-d（1 ）確定公式內(nèi)的各值計算1）、試選 Kt=1.34）、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩53.344T1 =95.5 1052.759 104 N -mm11565）、由表10-7選取齒寬系數(shù)一 d=11H lim1 =600 MPa ，大齒6） 、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8 MPa27）、由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限輪的接觸疲勞強度極限-H lim2 =550 MPa8）、由式（10-30

13、） N=60 n j Lh計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9N1=60 1156 1（2 8 280 8） = 2.486 10 .n2 =2.486 1095.88= 4.286 109） 、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.95, Khn2=0.9810）、計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：|；_h J = Khn1* Hlim1 =0.95 600=570 MPasKHN2”-Hlim2.- H 2 =0.98 550=539 MPas（2）計算1）、試算小齒輪分度圓直徑2.323 1.3 2.759 104 5.8 1 .189.8 25.85

14、39=40.230 mm2）、計算圓周速度二 d1t m3.14 40.230 115660 1000 = 60 1000=2.43 m/s3、計算齒寬b及模數(shù)mntb = . dd1t =1 40.230=40.230 mmd1t 40.230mt一=2.012 mmZ120h=2.25 m =2.25 2.012=4.53mmb/h=40.230 / 4.53=8.884、計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù) Ka =1。根v=2.43 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.10。由表10-4用插入法查得7級精度的小齒輪相對支承非對稱布量時Kh 1=1.417由圖 10-13 查得

15、 Kf ：=1.33由表10-3查得 心：=心：=1.0 ，所以載荷系數(shù)13K = KAKvKh ：Kh =11.10 1.0 1.417=1.5596）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10）得:d1= d1t=4。.23。覺9=42.742mm7）、計算模數(shù)叫a 42.742乙=20= 2.13mm3按齒根彎曲強度設(shè)計（1）確定計算參數(shù)1）、計算載荷系數(shù)= KaKvKf：Kfv11.06 1.4 1.35 =22）、根據(jù)縱向重合度p=1. 903從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y：=0.883）、計算當量齒數(shù)乙cos3 ：學 0 =26.7 cos314 04）、5）、

16、6 ）、ZV2Z2_3cos一蘭31.36 cos3140查取齒形系數(shù)，由表10-5查得YFa1 =2.592 , YFa2 =2.152查取應(yīng)力校正系數(shù)得：Y =1.596 , Y =1.825由圖10-20C,查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE1 =500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限 cFE380MPa7 ）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.82, Kfn2=0.86計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式（10-12）得：= 292.86 MPaKFN1 f 0.82 500s =1.48）、14Kfn/fe20.86 380 =233.43 MPa1.4

17、159) 、計算大、小齒輪的*a1YSa1，并加以比較IF 1#YFa1Ysa1匕F 1221.0.01413292.86YFa 2YSa2匹進“01682233.43#大齒輪的數(shù)值大(2) 設(shè)計計算對比計算結(jié)果;min - 32 2 彳084 104 88 C0S0.01682 = 1.21mm1 242 1.654由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計#算的法面模數(shù),乙二 i 乙=5 24=120 取Z2=120取 0=1.46 mm。已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d! =50.99 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有:-厶4.

18、 0 4XZ1 =24d1 c o S 3 6. 18 c o s 1 乙=mn#4幾何尺寸計算(i、計算中心距(乙 Z)mn2cos :(24 120) 1.462 cos14= 108.37 mm#將中心距圓整為：153mm按圓整后的中心距修正螺旋角:=arccos(乙乙)mn2a= arccos(24 120)必二仏件2H08.37#因：值改變不多，所以參數(shù)；：、K - Zh等不必修正(3、計算大小齒輪的分度圓直徑d1乙mncos :24 1.46cos14.110= 36.24 mmd2Z?mnCOS :120 1.46cos14.110= 181.18 mm（4）計算齒輪寬度b =

19、d dr = 1 36.24 = 36.24 mm圓整后取 B2 =40mm, B-i =60mm5驗算2T12 3.084 104Ft-1701.99Nd136.24KaR 1 1701.9942.55N m : 100N :m b40合適第二對齒輪（低速齒輪）1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按卷揚機傳動方案，選用斜齒圓柱輪傳動；（2）精度等級選 7級精度（GB10095-86）（3） 材料選擇。由表10-1 （常用齒輪材料及其力學特性）選擇小齒輪為 40Cr （調(diào)質(zhì)），硬 度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。（4） 選小齒輪齒數(shù)為乙=24，大齒輪齒

20、數(shù) Z2 = i1 Z = 3.01 24 = 72.24。取 乙=72（5）選取螺旋角。初選螺旋角一：=1402、按齒面接觸強度設(shè)計公式如下:2K u -1/ZhZe一 d ； uH 1（1 ）確定公式內(nèi)的各值計算1)、試選 Kt =1.6 2）、由圖10-30選項取區(qū)域系數(shù) Zh =2.433。3）、由圖 10-26 查；：1=0.78,; .2 =0.88 則 ；：=；：彳+ ；滬1.664）、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩5 2.955 =95.5 10 沁 =1.4673 10 N mm 1925) 、由表10-7選取齒寬系數(shù) 0 d=116）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189

21、.8 MPa,大齒7）、由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限二Hlim1 =600 MPa輪的接觸疲勞強度極限cHlim2 =550 MPa o8）、由式（10-30） N=60njLh計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)。9N1=60 192 1(3 8 300 15) =1.244 10 .N2 = 1.139 109/3.01= 4.133 1089）、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.92, Khn2=0.9610）、計算接觸褡許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得： KhN1 J H lim1一 h 1 二=0.92 600=552 MPas|；_h

22、 2 =0.96 550=528 MPas所以 lcH 1=（ l；H + Lh 】2）/2=（552+528）/2=540 MPa計算1）、試算小齒輪分度圓直徑2 “1*4673 心1 屮433 1898)2 =65.07mm1 1.6543.015402）、計算圓周速度=0.65 m/s二切 3.14 65.07 19260 1000 = 60 10003、計算齒寬b及模數(shù)mntb =必 dd1t =165.07=65.07 mmd1tcosB 65.07 沢 cos140mnt一 =2.63 mmZ124h=2.25 gt =2.25 2.63=5.92mmb/h = 65.07 / 5

23、.92=10.994）、計算縱向重合度；-：；-=0.318._ dZi tan 一： =0.318 1 24 tan 14=1.9035）、計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù) Ka =1。根v=0.65 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.01。由表10-4查得Kh .的計算公式與直齒輪相同，則：223Kh，1.12 0.18（1 06一 d ） 一 d 0.23 10 b=1.42由圖 10-13 查得 Kf .=1.35由表10-3查得 心：二心曰.4 ，所以載荷系數(shù)K =氐 K/ Kh Kh=1 1.01 1.4 1.42=2.06）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

24、，由式（10-10、得：d1 =d1t 3 K/ Kt =65.07 3 2/1.6 =70.09mm7）、計算模數(shù)g24d = 70,09 cos140 .83 mm_3 2KTY ： ( c o YF Y s amn3按齒根彎曲強度設(shè)計- dZ1（1）確定計算參數(shù)1、計算載荷系數(shù)= KaKvKf：Kf1=11.011.4 1.35 =1.912）、根據(jù)縱向重合度P=1. 903從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y=0.883）、計算當量齒數(shù)Z/1cos3 :cos314024-26.7ZV2Z2cos372-78.82cos314020#4）、查取齒開系數(shù)由表10-5查得Yf32. 592

25、，Yf9 2.230215）、查取應(yīng)力校正系數(shù)得：Ysai =1.596 , Ysa2 =1.7666 ）、由圖10-20C ,查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限CTFE1=500MPa ,大齒輪的彎曲疲勞強度極限 1FE2 =380MPa7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.82, Kfn2=0.868）、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式（10-12）得：Kfn1 FE1 0.82 500= 292.86 MPa9 ）、Lf 12 =計算大、小齒輪的菲81論1I-F 1YFaSa?大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算mns1.4Kfn2 二FE20.80 =233.43

26、 MPa1.4YFa1YS.a1，并加以比較 匕F L淳竺6 “01413292.862.230 1.7660.01687238.863 2 1.91 1.4687 105 0.88 cos3140V仆242 疋1.660.01687 二 1.98 mm對比計算結(jié)果；由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計22#但為了同時滿足接觸疲勞強度,算的法面模數(shù)，取mn =3.0 mm。已可滿足彎曲強度。需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 =70.09 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有:d1cos P 乙= mn70.09 cos1403.0= 24.03 取Z1 =24乙=i 乙=3.

27、0124=72.44 取乙=724幾何尺寸計算（1）計算中心距#(乙 Z2)mn2cos :(2472) 3.02 cos140=140.04 mm23#將中心距圓整為：140mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角二 arccos(Zi Z2)mn2aarccos(24 72) 2 =14.07。2X40.04因：值改變不多，所以參數(shù) ；.：、K,：-ZH等不必修正計算大小齒輪的分度圓直徑#d10 = 70.03 mmcos14.07d272 3.0cos14.07二 210.08 mm#(3) 計算齒輪寬度b = _ ddi = 1 70.03 = 70.03mm圓整后取 B2 =70mm,

28、 B=75mm5驗算f-2T2 1.4673 10570.03=4190.49 N mKAFt _ 1 4190.49 b 90=59.86N m ： 100N 打#合適六、軸的計算1第III軸的計算軸的輸入功率為P3 =2.80Kw，軸的轉(zhuǎn)速為n3 =63.79r/mm，3軸的輸入轉(zhuǎn)矩為 T3 =419.22 10 N -mm 。2、求作用在齒輪上的力，則:由前面齒輪計算所得：低速大齒輪的分度圓直徑d2= 210.08mm24#Ft2T3d232 419.22 10210.08= 3991N#F -Ftta 399 tan2 1497.5NF r F t cos ：COS14.O70FaFt

29、ta n1：=3991 tan 14.07 =1000.25N3、初步確定軸的最小直徑按式（5-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3A =112,于是有：dmin =A0 =3 P3 =1123 2.80 -39.6mm n3 63.79取最小直徑為40mm.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案選用圖15-22a所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a為了滿足軸向定位要求，1-2軸段要制出一軸肩，故取 2-3段的直徑 d2 j3 =46mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。先取L 2=82mm。b. 初步選

30、擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用但列 圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d2=46mm,查手冊P72由軸承產(chǎn)品目錄中 初步選取03尺寸系列，0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310,其尺寸為d D T = 50mm 110mm 29.25mm，故d3和d7均取50mm，所以L3 4 =29.25L7 $ =T+a+s+（70-66）=29.25+12.25+8+4=53.5mmo右端滾動軸承采用軸肩進行定位。則定位高度h= （0.70.1） d,取h=5mm,貝U d6 7 =55mm。c. 取安裝齒輪處的軸段 6-7的直徑d6=55mm；而二de”二55mm;

31、齒輪的 右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm。為了使套筒端面 可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 L=66mm,齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h= （0.070.1） d,取h=5mm,則軸環(huán)的直徑d5=60mm。軸環(huán)寬度 1.4h b，取 L5 與=12mm。L“ =79.75d. 軸承端蓋的總寬度為20m m。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑 脂的要求，取端蓋的外端面與一軸的距離l=30mm （參考圖15-21）,故L2； =50mm5、求軸上的載荷在確軸承的支點位置時，從手冊中查得30310型圓錐滾子軸承a=21mm.由圖可知作為支梁的軸的支承跨距

32、：0 L2 L3二63.5 131 = 194.5mm。所得軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示：F-口 LF-rv?I ,3 I斗屮山|叫山I川rMrniTiiTri27Ml”z i u丨i丨i丨i丨111 rrriTfTn丨丨I(1)計算支反力F NH 1F丄3L2L33991 13163.5 131二2688NFnH 2= 1303NF丄2_ 3991 63.5L2 L3 一 63.5 131又FnvFnv2 二 E (1)1 吒丄2 養(yǎng)玄氏 Fnv2L2 L3) = 0 (2)2將各已知數(shù)代入解得Fnv1 =1548.79 N,Fnv2 二 一51.29N(2)計算彎矩MFt L2 L33991

33、 疋 63.5 勺 31Mh 3170690N 打imL2 L363.5 131Mv1 = FNv1 丄2 =1548.79 63.5 二 98348N -mmMv2 =FNv2 丄3 =(-51.29) 131=-6719Nmm(3) 計算總彎矩Mi = mH M； = . 1706902 983482 = 196996 N mmM2 二,M H mV2 二.170 6 902 671 92 =170 822N mm(4)計算扭矩TT =T3 =419220N_mm5、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度15-5），取0.6 ，校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)（ 則：(江)1

34、969962 (0.6 419220)2i0.1漢 60321.73MPa29#根據(jù)選定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得t _1丨-60MPa因此二c：1，所以安全。（2）截面VII左側(cè)抗彎截面系數(shù)W =0.1d3=0.1 55 16637.5mm3抗扭截面系數(shù)州=0.2d3 二 0.2 553 二 33275mm3截面IV左側(cè)的彎矩63.5 - 33M =384145 泊=166362N63.5截面上的扭矩為T3 =419220N -mm截面上的彎曲應(yīng)力M166362b -一 10MPaW16637.5截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力一衛(wèi)一 t _41922012.60MPaWT33275由軸的材

35、料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得6、精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面由軸的簡圖加以受力分析可知只需校核第IV個截面兩側(cè)即可-mm#二b =640皿巳，二=275MPa,二=155MR.截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)二及按附表3-2查取。由r2.0D540.04,1.08，經(jīng)插值后可查得d50d50.-=1.0=1.31又由附圖3-1可查得軸的材料的敏性系數(shù)為q 一= 0.82q = 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為k廠 1 q _-1 =10.82 (2.0 -11.82kT q ：-1 =10.85(1.31-1)=1.26查附圖 3-2 得= 0.69，-

36、= 0.83 ； 軸按磨削加工查附圖3-4得二.92，則:，區(qū)丄-仁匹丄-仁2.72、；-0.690.92CF上丄一1 =倍 -1 =1.60 - P0.830.92又由廣 0.4 0.2，取- 0.1 ；*廠0.刖L取屮T.5 ；于是，計算安全系數(shù)按式15-6、15-7、15-8則得0 1K 2752.72 6.810.1 0= 14.851551.60 33.6 20.05 33.6 2= 5.59Sea2 2ScS.14.85 5.5914.855.59=5.23 s = 1.5故可知其安全。(3)截面VII左側(cè)校核抗彎截面系數(shù)W =0.1d3 =0.1 50 12500mm3抗扭截面系

37、數(shù)截面IV右側(cè)的彎矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力Wr =o.2d3 =0.2 50 25000mm3M =196996 635 33 =94620 N mm63.57290412500= 5.83MPR = 419220 =16.77 MpaW 25000截面上的扭矩為T3 = 419220N mm過盈配合處的 血值，由附表3-8用插入法求出，并取 k =0.8,于是得:k _kk _ =3.02=0.8 山=0.8 x 3.02=2.42Z TZ TZ CT軸按磨削加工，查附圖3-4得0.92，則:T TK =區(qū)丄一1=3.0211=3.11K 一：0.92CTK = l 丄一仁 2.4211 = 2.51K ；10.92于是，計算安全系數(shù)按式15-6、15-7、15-8則得Sc27516.873.11 5.240.1 0-11559.62.51 12&20.05 12.6,2Sea 二s ；： s16.87 9.6/22 i2:Sc s.16.879.62 =8.4 s1*5故可知其安全。七、鍵的選擇和校核1、I軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為 7級，故采用平鍵聯(lián)接。當軸（與聯(lián)軸器連接）的直徑d=40mm。根據(jù)此