机械课程设计带式运输机传动装置.doc

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械课程设计带式运输机传动装置.精品文档.河北联合大学轻工学院QINGGONG COLLEGE, HEBEI UNITED UNIVERSITY机械设计课程设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机传动装置目录一、设计任务书.4二、减速器总体方案设计.52.1传动方案的拟定.52.2电动机的选择.5（1）电动机类型的选择.5（2）电动机功率的选择.5（3）电动机转速的选择.5（4）确定电动机型号.52.3传动比的分配.62.4运动参数及动力参数计算.6三、V带传动的设计83.1确定设计计算功率Pd.83.2选择带的型号.83.3确定带轮基准直径dd1、dd2.8（1）选择小带轮的基准直径dd1.8（2）验算带速8（3）计算大带轮基准直径dd2.8（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld09（5）验算小带轮包角a1.9 （6）确定V带的根数9（7）确定带的初拉力F010（10）计算带的轴压力FQ.10四、齿轮的设计计算及结构说明.104.1选择齿轮材料.104.2计算齿面接触疲劳强度.104.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸.114.4校核齿根弯曲疲劳强度.124.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级.12五、轴的设计计算及校135.1输入轴的设计计算与校核.13（1）根据工作要求选择材料.13（2）按扭矩初算轴的最小直径.13（3）轴的结构设计.13（4）轴的强度校核.155.2输出轴的设计计算与校核.19 (1) 根据工作要求选择材料19（2）按扭矩粗算的最小直径19（3）轴的结构设计. 20（4）轴的强度校核.21六、滚动轴承的校核26 6.1 输入轴滚动轴承寿命校核.26 6.2输出轴滚动轴承寿命校核.27七、键的选择与校核.287.1输入轴键的选择与校核.287.2输出轴键的选择与校核.287.3联轴器的选择.29八、减速器润滑、密封及附件的选择确定.298.1润滑的选择确定.298.2密封形式.298.3减速器附件的选择确定.30九、箱体主要结构尺寸的计算及装配图.309.1箱体主要结构尺寸计算.30设计小结.32参考文献.33一、设计任务书设计用于带式运输机传动装置原始数据：运输带工作拉力F（N）1400运输带工作速度 v（m/s）1.55卷筒直径D/mm250工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。设计计算和说明计算结果二、减速器总体方案设计2.1设计方案分析本设计中，原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传动的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率与速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所给定方案结构尺寸大，传动效率较高，成本低，连续工作性好，在所要求的工作条件下满足要求。2.2电动机的选择（1）电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。（2）电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为：Pw=Fv/1000=(1400×1.55)/1000=2.17 KW为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置总效率总。要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。由教材查得：V带=0.96，轴承=0.98，齿轮=0.97，联轴器=0.99，滚筒=0.96；则传动装置的总效率为：总=V带×轴承2×齿轮×联轴器×滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85电动机所需功率为：Pd= Pw/总=2.17/0.85=2.55KW对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Ped等于或稍大于电动机所需的工作功率Pd，电动机就能正常工作。由机械设计基础课程设计第193页表19-1选取电动机的额定功率为3KW。（3）电动机转速的选择工作机转速：nw=（60×1000×v）/（×D）=（60×1000×1.55）/（3.14×250）=118.47r/min（4）确定电动机型号由机械设计课程设计第7页知，V带传动的传动比常用范围为iv带=24，单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35，则总传动比范围为i总=620。故电动机转速的可选范围为：n电机=i总×nw=（620）×118.47=710.822369.4r/min符合这一范围的同步转速有1000 r/min、1500 r/min。现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较：方案电机型号额定功率/KW同步转速/（r/min）满载转速/ （r/min）堵转转矩/转矩额定最大转矩/额定转矩1Y132S-6310009602.02.02Y100L2-43150014302.22.2注：总传动比=满载转速/工作机转速可以发现以上两种电动机都符合要求,都可选取, 若工作环境对传动装置的外廓尺寸要求不大,则可选取方案2若工作环境希望传动装置越小越好,则选方案1;这里,我们选取方案1,即选定电动机型号为Y132S-6。根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率 3KW，满载转速960 r/min。2.3传动比的分配i总=n满/nw=960/118.47=8.10V带传动的传动比常用范围为iv带=24，这里取iV带=2则i齿轮= i总/iV带=8.10/2=4.05(单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35)2.4运动参数及动力参数计算电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为01、12、23；各轴的输入功率为P0、P1、P2、P3；各轴的转速为n0、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为T0、T1、T2、T3。在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率Pd进行计算，而不用电动机的额定功率Ped。只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率Ped来设计传动装置。传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。0轴（电机轴）P0=Pd=2.55KWn0=nm=960 r/minT0=9550×（P0/ n0）=9550×（2.55/ 960）=25.36N·m1轴（高速轴）P1=P0×01=2.55×V带=2.55×0.96=2.45KWn1=n0/i01带=960/2=480 r/minT1=9550×（P1/ n1）=9550×（2.45/ 480）=48.70N·m2轴（低速轴）P2=P1×12=2.45×(轴承×齿轮)=2.45×(0.98×0.97)=2.33KWn2= n1/i12齿轮=480/4.05=118.52 r/minT2=9550×（P2/ n2）=9550×（2.33/ 118.52）=187.18N·m3轴（滚筒轴）P3=P2×23=2.33×(轴承×联轴器)=2.33×(0.98×0.99)=2.26KWn3= n2=118.52r/minT3=9550×（P3/ n3）=9550×（2.26/ 118.52）=182.10N·m运动与动力参数的计算结果汇总如下表：轴名功率P/KW转矩T（N·m）转速n/（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴1轴2轴滚筒轴2.452.332.262.5548.70187.18182.1025.36960480118.52118.5224.0510.960.950.97三、V带传动的设计3.1确定设计计算功率Pd由工作条件，载荷平稳，2班制工作，采用交流电动机，参考机械设计基础第93页，表7-5得：KA=1.2设计计算功率Pd=KAP=1.2×2.55=3.06KW (其中KA 为工作情况系数，P为所需传递功率)3.2选择带的型号根据设计计算功率Pd和小带轮的转速n0，由机械设计基础第94页，图7-12查得：带的型号为A型。3.3确定带轮基准直径dd1、dd2（1）选择小带轮的基准直径dd1由机械设计基础第95页，表7-6查得：A型带的小带轮最小直径为75，在结构允许的前提下尽可能选大一些，以减少弯曲应力，提高带的寿命，所以放大一档，由表7-6初选小带轮直径dd1=125mm。（2）验算带速v=（×dd1×n0）/（60×1000）=（3.14×125×960）/ （60×1000）=6.28 m/s带速v在525 m/s 之间，符合要求。（3）计算大带轮基准直径dd2dd2=（n0/n1）×dd1=（960/480）×125=250mm由机械设计基础第88页，表7-4带的基准直径系列取整得：dd2=250mm（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld0初定中心矩a0由于设计要求中未对中心距提出明确要求，先按下式初选中心距a0：0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）262.5 a0 750暂时取 a0=600mm初算带的基准长度Ld0初选中心距a0后，按下式初算带的基准长度：Ld02a0+（/2）（dd1+dd2）+ （dd1+dd2）2/（4×a0）= 2×600+（3.14/2）×（125+250）+（125+250）2/（4×600）=1847.34mm确定带的基准长度Ld由机械设计基础第87页，表7-2将带的基准长度取整至相近的标准基准长度：Ld=1800mm确定中心距确定带的基准长度Ld后，按下式计算实际中心距aaa0+（Ld-Ld0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm考虑到安装、调整和松弛后张紧的需要，实际中心距允许有一定的调整范围，其大小为：amin=a-0.015Ld=576-0.015×1800=549mmamax=a+0.03Ld=576+0.03×1800=630mm（5）验算小带轮包角a1aa1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=180°-57.3°×（250-125）/576=167.65°> 120°a1在允许的范围内，满足要求。（6）确定V带的根数 由机械设计基础第95页，表7-6，查得V带基本额定功率P0=1.37KW由机械设计基础第96页，表7-7，查得V带基本额定功率增量P0=0.10KW由机械设计基础第97页，表7-8，查得包角修正系数Ka=0.97由机械设计基础第87页，表7-2，查得KL=1.01按下式计算V带的根数：ZPd/P0=Pd/（P0+P0）K×KL）=3.06/（1.37+0.10）×0.97×1.01）=2.12将Z取整为整数：Z=2（7）确定带的初拉力F0由机械设计基础第87页，表7-1，查得V带单位长度质量q=0.10kg/m按下式计算单根V带的初拉力：F0=500×（Pd/zv）×（2.5/K a -1）+qv2=500×（3.06/（2×6.28）×（2.5/0.97-1）+ 0.10×6.282=193.54N（8）计算带的轴压力FQFQ2zF0sin（a 1/2）=2×2×193.54N×sin（167.65/2）=766.42NV带传动的主要参数见下表：名称结果名称结果名称结果带型A传动比i=2根数Z=2带轮基准直径dd1=125mmdd2=250mm基准长度Ld=1800mm预紧力F0=193.54N中心距a=576mm压轴力FQ=766.42N四、齿轮的设计计算及结构说明4.1选择齿轮材料该齿轮传动无特殊要求，减速器是闭式传动，可以采用齿面硬度350HBW的软齿面齿轮，根据机械设计基础第127页表8-3，选小齿轮材料40Cr，调质处理，齿面硬度250HBW；选大齿轮材料45钢，正火处理，齿面硬度180HBW。4.2计算齿面接触疲劳强度由机械设计基础第127页表8-3Hlim1=250×1.4+350=700MPaHlim2=180×0.87+380=536.6MPa计算大小齿轮齿面许用接触应力：H1= Hlim1/SH =700/1=700 MPaH2= Hlim2/SH =540/1=536.6 MPa4.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸小齿轮转矩：T1=48700N·mm；齿宽系数：由机械设计基础第131页表8-6取d=1；载荷系数：软齿面，工作平稳，取k=1.2；节点区域系数：准值直齿圆柱齿轮，ZH=2.5；弹性系数：由械设计基础第131页表8-5查得ZE=189.8 MPa；齿数比u=i=4.05计算齿轮小轮直径：取小齿轮z1=25，则大齿轮z2=z1i=25×4.05=101.25，取z2=101；传动比误差：i=i-i/i=4.05-101/25/4.05=4.05-4.04/4.05=2.5%<5%，合格。i为理论传动比，i为实际传动比。确定齿轮模数m= d1/z1=48.26 / 25=1.93由机械设计基础第118页 表8-1，取m=2确定中心距a=m(z1 + z2)/2=2(25+101)/2=126mm计算齿轮的几何参数：分度圆直径d1=mz1=2×25=50mmd2=mz2=2×101=202mm齿顶圆直径da1=m（z1+2ha*）=2×（25+2×1）=54mmda2= m（z2+2ha*）=2×（101+2×1）=206mm齿根圆直径df1=m（z1-2ha*-2c*）=2×（25-（2×1）-2×0.25）=45mmdf2= m（z2-2ha*-2c*）=2×（101-（2×1）-2×0.25）=197mm齿宽b=d×d1=1×50=50mm 取b1=55mm、b2=50mm。 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 齿距 P = 2×3.14=6.28(mm)轴孔直径 d=42mm轮毂直径 =1.6d=1.6×42=67mm轮毂长度 L=b2=50mm轮缘厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取0 =8 轮缘内径 =da2-2h-20=206-2×4.5-2×8=181mm 取D2=180mm腹板厚度 c=0.3=0.3×50=15取c=18(mm) 腹板中心孔直径 =0.5(+)=0.5(67+180)=118(mm)腹板孔直径=0.25（-）=0.25（181-67）=28.5(mm) 取=28(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=14.4校核齿根弯曲疲劳强度由机械设计基础第127页图8-3取Flim1=0.8×250+380=580MPa，Flim2=0.7×180+275=401MPa；SF=1.4按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力：F1= Flim1/SF =580/1.4=414.29 MPaF2= Flim2/SF =401/1.4=286.43 MPa由机械基设计础第129页8-4取标准齿轮的复合齿形系数：YFS1=4.21YFS2=3.96F1=（2×K×T1×YFS1）/（b×m×d1）=（2×1.4×48700×4.21）/（50×2×50）=98.42 MPa<F1F2=F1×（YFS2/ YFS1）=×（3.96/ 4.21）=92.58 MPa<F2经验算，齿根弯曲疲劳强度满足要求，故合格。4.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级v=（×d1×n1）/（60×1000）=（3.14×50×480）/（60×1000）=1.26m/s由机械设计基础第132页表8-7，根据圆周速度v=1.26m/s，取该齿轮传动为8级精度。五、轴的设计计算及校核5.1输入轴的设计计算与校核（1）根据工作要求选择材料由机械设计基础第173 页表11-1选用45调质钢，硬度217255HBW，抗拉强度极限b=640MPa。（2）按扭矩初算轴的最小直径dC3（P/n）=1103（2.45/480）=19.55mm由机械设计基础第179页表11-2 取C=110其中：P= P1=2.45KWn=n1=480 r/min考虑有键槽，将直径增大4%，则d=19.55×(1+4%)=20.33mm输入轴最小直径处安装大带轮， 将20.33化为整数，所以选：d=22mm。（3）轴的结构设计a）轴的结构分析单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。由于小齿轮尺寸很小，所以和轴一起做成齿轮轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由机械设计基础第187页表12-1续 选用深沟球轴承。根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为： 安装大带轮；轴段为轴段提供轴肩对带轮定位和安装密封圈。轴段用于安装轴承；轴段是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段是小齿轮；轴段是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段用于安装轴承。如下图所示：a） 确定轴各段直径和长度段：轴段的直径为最小，已确定为d1=22mm。若将d1=22mm定为带轮轮毂孔径，则带轮的大致宽度为：L=（1.52）d1=（1.52）×22=3344mm那么轴段的长度L1=40mm.段：根据h=（0.070.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=（0.070.1）×22=1.542.2mm，考虑到装带轮放大一点，取轴段的直径为d2=27mm考虑到轴承端盖的厚度与拆卸紧固螺钉的空间，取L2=45mm。、段：根据机械设计基础第187页表12-1续 选用深沟球轴承。由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6206，其内径为d3=30mm（d7=30mm）轴承的宽度为16mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段、的长度为L3=L7=16+8=24mm。、段：是轴环，考虑到轴承的定位与装拆，取d4=36mm （d6=36mm）长度为L4= L60。7（d4-d3）=0.7×（36-30）=4.2mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，取L4= L6=10mm段：用于齿轮轴部分，根据小齿轮定尺寸，Z1=25，m=2，d1=50mm，da1=54mm，df1=45mm小齿轮的齿宽为：b1=55mm，则轴段的长度为：L5=55mm。则输入轴的基本尺寸如图：b） 确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）由机械设计课程设计第131页表15-3查出代号为6206的深沟球轴承的外形尺寸，D=62mm，B=16mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。 l1=107mm（4）轴的强度校核a） 绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，皮带轮传递进来扭矩T与轴压力FQ。Ft=2T/d=（2×48700）/50=1948NFr= Fttan=1948×tan20°=701.28N其中:T为高速轴的输入转矩 d为小齿轮的分度圆直径 为分度圆压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力图：列方程求解：MB（F）=0FAY×107+Fr×53.5-FQ×180=0FAY×107+701.28×53.5-766.42×180=0FAY=938.66NFY=0FQ- FAY- FBY-Fr=0FBY= FQ- FAY-Fr=766.42-938.66-701.28= -873.52NXZ面受力图：列方程求解：MB（F）=0-FAZ×107-Ft×53.5=0-FAZ×107-1948×53.5=0FAZ = -974NFZ=0FAZ + F t+ FBZ = 0-974+1948+ FBZ = 0FBZ=974-1948= -974Nb） 作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯矩图MXZ：c ）作出合成弯矩图 M=MXY2+MXZ2 d ）作出扭矩图e ）作出当量弯矩图M=M2+（T）2 ，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数=0.6由当量弯矩图可看到，小齿轮的中间位置承受弯矩最大，设定为号危险截面，号轴段与号轴段的连接处也承受了较大的扭矩，而且此处也是轴的最细段，设定为号危险截面. 号危险截面处的弯矩保守取(29220+63119.42)/2=46169.71N.mm.f ) 对危险截面强度校核由机械设计基础第173页表11-1选-1W=60Mpa号危险截面:d1=23.30mm号危险截面:d2=9.16mm故该轴强度满足要求，合格。5.2输出轴的设计计算与校核(1) 根据工作要求选择材料根据轴的使用要求，且考虑轴的制造成本，选择45钢，正火处理。（2）按扭矩粗算轴的最小直径dC 3（P/n）=1103（2.33/118.52）=29.69mm由机械设计基础第179页表11-2 取C=110其中：P= P2=2.33KW n=n2=118.52 r/min考虑有键槽，将直径增大4%，则d=29.69×(1+4%)=30.88mm输出轴最小直径处安装联轴器， 故轴径应取标准值，即安装联轴器的轴头直径d=32mm。（3）轴的结构设计a ）轴的结构分析考虑轴的装拆顺序，是轴从齿轮的左侧安装，轴向可以用轴环和套筒固定齿轮。因此，初定轴的结构应是阶梯轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由机械设计基础第187表12-1续 选用深沟球轴承。根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为： 安装联轴器；轴段为轴段提供轴肩对联轴器定位和安装密封圈。轴段用于安装轴承与套筒；轴段用于安装齿轮；轴段是轴环，对齿轮定位；轴段用于安装轴承。如下图所示：b ）确定各段直径和长度 段：轴段的直径为最小，已确定为d1=32mm。查244页 附录表 联轴器轴孔直径为32mm，LT6 J1型联轴器的长度为60mm，那么轴段的长度缩短2mm，取L1=58mm。 段：根据h=（0.070.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=（0.070.1）×32=2.243.2mm，考虑到装联轴器放大一点，取轴段的直径为d2=37mm。联轴器端面至轴承端盖端面的距离为20mm，考虑到轴承端盖的厚度，取L2=20+33=53mm。 段：由机械设计基础第187页表12-1续 选用深沟球轴承。由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6008，由机械设计课程设计第131页表15-3查出代号为6008的深沟球轴承内径为d3=40mm,轴承的宽度为15mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段的长度为L3=15+8+12=35mm。其中8为挡油环厚度，12为套筒厚度。套筒厚度按照将要将大小轴承与齿轮水平对正来取。 段：是安装齿轮的轴段，一般将段的轴径放大1-2mm，这里取d4=42mm，长度为齿轮宽度减去2mm，L4= 50-2=48mm。 段：是轴环，考虑到对齿轮与轴承的定位与装拆，取d5=46mm， 长度为L50。7（d5-d4）=0.7×（46-42）=2.8mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，并保证轴承与小齿轮轴的轴承安装得平行，取L5=10mm。 段：为安装轴承的轴径，d6=40m，采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段的长度为L6=15+8=23mm。其中8为挡油环厚度。则输出轴的基本尺寸如图：c ）确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）由机械设计课程设计第131页表15-3查出代号为6008的深沟球轴承的外形尺寸，D=68mm，B=15mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。l1=102mm（4）轴的强度校核a ）绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，还有滚筒的负载扭矩。Ft=2T/d=（2×187180）/200=1871.8NFr= Fttan=1871.8N×tan20°=673.85N其中:T为低速轴的输入转矩 d为大齿轮的分度圆直径 为分度圆压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力图：由于FAY与FBY对称布置，所以FAY=FBY列方程求解：FY=0Fr+FAY+FBY = 0FAY =FBY= - Fr /2 = - 336.92NXZ面受力图：由于FAZ与FBZ对称布置，所以FAZ=FBZ列方程求解：FZ=0Ft+FAZ+FBZ = 0FAZ =FBZ= - Ft /2 = -935.9Nb )作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯矩图MXZ：c ）作出合成弯矩图 M=MXY2+MXZ2 d ）作出扭矩图e ）作出当量弯矩图M=M2+（T）2 ，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数=0.6由当量弯矩图可看到，安装大齿轮的轴段的中间位置承受弯矩最大，设定为号危险截面，号轴段为最细轴段，也承受了较大的扭矩，设定为号危险截面 ) ，以下对危险截面进行强度校核。f ) 对危险截面强度校核由机械设计基础第173页表11-1选-1W=55Mpa号危险截面:d1=28.19mm号危险截面:d2=27.33mm故该轴强度满足要求，合格。六. 滚动轴承的校核6.1输入轴滚动轴承寿命校核FAY=938.66N FAZ = -974NFA=938.662+9742 =1352.68N FBY=-873.52N FBZ=-974NFB=873.522+9742 =1308.32N由于FA>FB，所以只需校核A处轴承。由于没有轴向力，所以当量动载荷P=1352.68N由于常温下工作，由机械设计基础第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于 载荷较平稳，由机械设计基础第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6206，由机械设计课程设计第131页表15-3查出，基本额定动载荷Cr=19.5KN=19500N。轴承的转速就是输入轴的转速，n = 480r/min 轴承的预期寿命为 8（年）× 300 （天）× 16 （小时）= 38400 h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106×（ft×Cr）/（fp×P）3/（60×n）= 106×（1×19500）/（1.1×1352.68）3/（60×480）=78237.61h > 38400 h轴承具有足够寿命。6.2输出轴滚动轴承寿命校核FAY = - 336.92N FAZ =-935.9N FA= FB=336.922+935.92 =994.70N由于FA= FB且没有轴向力，所以当量动载荷P=FA=994.70N由于常温下工作，由机械设计基础第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于 载荷较平稳，由机械设计基础第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6008,由机械设计课程设计第131页表15-3查得，Cr=17.0KN=17000N轴承的转速就是输出轴的转速，n = 118.52/min 轴承的预期寿命为 8（年）× 300 （天）× 16 （小时）= 38400 h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106×（ft×Cr）/（fp×P）3/（60×n）= 106×（1×17000）/（1.1×994.70）3/（60×118.52）=527411h > 38400 h轴承具有足够寿命。七. 键的选择与校核 联轴器的选择7.1输入轴键的选择与校核输入轴上在最细端装皮带轮处使用平键连接，最细端轴的直径为d=22mm。由机械设计基础第78页表6-11，选择b×h×L = 6×6×32的键。键的轴向工作长度l = L-b=26mm。由机械设计基础第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为p=100Mpa。输入轴的输入扭矩为 T1=48700N·mm将以上数据代入键的挤压应力计算公式p=（4×T1）/（d×h×l）=（4×48700）/（22×6×26）=56.76Mpa < p所以键的联结强度足够.7.2输出轴键的选择与校核输出轴上在最细端装联轴器使用平键连接，最细端轴的直径为d1=32mm。由机械设计基础第78页表6-11，选择b1×h1×L 1=10×8×50的键，键的轴向工作长度l1= L1-b1=40mm。中间装大齿轮的轴段也使用平键连接，该轴段直径为d2=42mm，机械设计基础第78页表