链式输送机传动装置课程设计.docx

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1、景德镇陶瓷学院机 械 设 计课程实习设计书链 式 运 输 机 传 动 装 置 设 计学生姓名 黎智鑫班级 材化（1）班学号 5成绩指导教师(签字)起止日期： 2013 年 12 月 30 日 至 2014 年 1 月 3 日内容及任务一、 设计的主要技术参数带的圆周力（F/N） 带速v（m/s）滚筒直径（mm）40000.4263工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差5%.二、设计任务传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、设计工作量（1） 减速机装配图1张

2、；A1（2） 零件工作图1张；A4（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工作内容2013.12.30-2013.12.31传动系统总体设计2013.12.31-2014.1.1传动零件的设计计算；2014.1.1-2014.1.3减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2014.1.3交图纸和设计说明主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.3机械设计课程设计指导书机械设计图册目 录一、传动方案图-（4）二、设计方案分析-（5）三、各轴的转速，功率和转速-（6）四、传动零件设

3、计计算-（7）五、轴系零件设计计算-（20）六、键的选择及计算-（35）七、减速器附件选-（37）八、心得体会-（39）九、参考资料-（39）十、附图（A1,A4各一张）机械设计课程设计设计计算说明书一、 传动方案图（1）设计链式运输机的传动装置 （2）传动方案参考图 项目设计方案运动链牵引力F/(KN)4输送速度V/(m/s)0.5链轮节圆直径D/(mm)263每日工作时间h/小时8传动工作年限/年10二、设计方案分析本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴

4、端连接选择弹性柱销联轴器。1、选择电动机的类型和结构按工作要求选用笼型三相异步电动机，电压380V2、电动机所需工作功率： (其中取0.96)传动装置的总效率： 电机所需的功率为: 技术参数，选电动机的额定功率为2.2KW因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由第十九章表191所示三相异步电动机的3、传动比的计算与分配 卷筒轴工作转速为 (要求v=0.4，计算v=0.5，由于结果基本相差不大，便于说明) 由表2-2可知，一级圆锥齿轮一级圆柱减速器一般传动比为840，则符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min.由于750r/min无特殊要求，不常用，故仅用

5、1000r/min和1500r/min两种方案进行比较。选用前者电动机型号额定功率（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）额定转矩（KN/m）Y112M-62.210009402.2总传动比: 考虑齿轮润滑问题，大齿轮应有相近的浸油深度，查资料得i2=（1.21.3）i3，取i2=1.2 i3，v带传动比i1=2.5，总的传动比i总=i1i2i3其中i总=32.31 i1v带传动比；i2高速圆锥齿齿轮传动比；i3低速直齿齿轮传动比。所以传动比分配为i1=2.5，i2=3.77，i3=3.14。三、各轴的转速，功率和转速1、各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算

6、，转速（r/min）。 轴：n1=940轴：n2=n1i1 轴：n3=n2i2轴 ：n4=n3i32，各轴的输入功率（kw） 3，各轴输入扭矩的计算将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴号输入功率P/KW转矩T/n.mm转速n/r/min 传动比 2.022.94011.8614.727 1043762.51.7671.692 10599.733.771.6825.058 10531.763.14四、传动零件设计计算1、V带轮设计计算带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏。要求分析：已知电动机功率p=2.02kw,传动比i1=2.5，每天工作8小时。（1）、确定计算功率Pca 由表8-7查得工作

7、情况系数KA=1.1，所以1.1 2.02=2.222KW（2）、选择v带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A型。（）、确定带轮的基准直径dd1并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1106mm2） 验算带速v。按式（8-13）验算得因为5m/sv30m/s，故带速合适。3） 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径ddi1.d2.5106mm265mm根据表8-8。圆整为dd2280mm4） 确定v带的中心距a和基准长度Lda、 根据式（8-20），初定中心距a500mm。b、 由式（8-22）计算带所需的基准长

8、度由表8-2选带的基准长度Ld=1600mma、 按式（8-23）计算实际中心距a1。 中心距的变化范围为 5）.验算小带轮上的包角a 6）.计算带的根数z 1）计算单根v带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=940r/min，查表8-4a得P0=1.15kW 根据n1=940r/min，i1=2.5和A型带，查表8-4b得po=0.11kw。 查表8-5得ka=0.96，表8-2得kl=0.89，于是 Pr=(p0+po) kakl =(1.15+0.11) 0.960.89kw =1.077kw 2 )计算v带的根数z。 所以取3根。 7）计算单根v带的初拉力的最小值（f0）mi

9、n 由表8-3的A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 应使带的实际初拉力Fo1.5(Fo)min8）.计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 (Fp)min=2Z(F0)minsin() =2393.181sin() =535.22N带型小带轮直径（mm）中心距（mm）根数小带轮包角（）A1064903161.42、高速一级圆锥齿轮设计计算因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效主要是点蚀。考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表10-1选择：小齿轮材料为4Cr，调质处理，齿面硬度为241286HBS大齿轮材料为45号钢，

10、调质处理，齿面硬度为217255 HBS（1）确定许应力 A、确定极小应力Hlim和Flim齿面硬度：小齿轮按280 HBS，大齿轮按220HBS，二者材料硬度差为60HBS。由图10-21d按齿面硬度查得接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。由图10-20c按齿轮的弯曲疲劳强度极限 Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。B.计算应力循环数N，由式10-13计算NN=60n2jLh= ()=1.N2=N1i2C.计算许应力1）计算接触疲劳许应力取失效概率为0.01，安全系数S=1，由式（10-12）得由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90

11、,Khn2=0.95MPaMPa2)计算弯曲疲劳许应力。由图10-20c查得弯曲疲劳强度强度极限, .由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88取弯曲疲劳安全数系数S=1.4,由式(10-12)得3)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 1)选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件和性能要求,选择直齿圆柱齿轮.2)选择齿轮精度等级运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB 10095-88).3)初选参数 Z1=21,Z2=213.77=79.17,取Z2=804)初步确定齿轮的主要尺寸因为电动驱动,有轻微震动,根据V,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.12

12、;直齿轮,Kha=Kfa=1;由表10-2查得使用系数KA=1;由表10-4用插值法查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,KHB=1.423.故载荷系数K=KAKVKhaKHB=11.1211.423=1.594初步计算出齿轮的分度圆直径d1,m等主要参数和几何尺寸.1试算出小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值. 2计算圆周速度v3计算齿宽bb= d1t =153.08=53.08mm4计算齿宽与齿高之比模数齿高h=2.25mt=2.252.79=6.28mm=5按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得6计算模数m(5)按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度

13、的设计公式为） 计算载荷系数K，由 =8.45，KHB=1.423，查图10-13得KFB=1.35。故K=KAKVKFaKFb=11.1211.35=1.512） 查取齿型系数，由表10-5得Yfa1=2.65，Yfa2=2.226） 查取应力校正系数，由表10-5查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01379 =0.01734 大齿轮的数值大） 设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数

14、与齿数的乘积）有关。可取由弯曲强度算得的模数 1.95 并就近圆整为标准值m= 2 mm，按接触强度算得的分度圆直径d= 56.81 mm，算出小齿轮齿数Z1= =28.4，取Z1=29大齿轮齿数 Z2=293.77=109.33，取Z2=110这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（6）几何尺寸计算。 1）计算分度圆直径d=Z1m=292=58mmd2=Z2m=1102=220mm2）计算中心距：a= 3） 计算齿轮宽度b=d=158=58mm取B2=58mm，B1=63mm小齿轮大齿轮齿数29110直径d（mm）58220齿宽b

15、（mm）6358模数（mm）2中心距a（mm）1163、低速一级直齿圆柱齿轮设计计算因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效主要是点蚀。考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表10-1选择：小齿轮材料为4Cr，调质处理，齿面硬度为241286HBS大齿轮材料为45号钢，调质处理，齿面硬度为217255 HBS确定许应力 A.确定极小应力Hlim和Flim齿面硬度：小齿轮按280 HBS，大齿轮按240 HBS，二者材料硬度差为40HBS。由图10-21d按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa，Hlim2=5

16、50MPa。由图10-20c按齿轮的弯曲疲劳强度极限 Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。 B.计算应力循环数N，由式10-13计算NN=60n1jLh=60140.81 () N=C.计算许应力1）计算接触疲劳许应力取失效概率为0.01，安全系数S=1，由式（10-12）得，由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90,Khn2=0.95MPaMPa2 )计算弯曲疲劳许应力。由图10-20c查得弯曲疲劳强度强度极限FE1=500MPa, FE2=380MPa.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88取弯曲疲劳安全数系数S=1.4,由式(10

17、-12)得3)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1)选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件和性能要求,选择直齿圆柱齿轮.2)选择齿轮精度等级运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88).3)初选参数 Z1=24,Z2=243.14=75.36,取Z2=764)初步确定齿轮的主要尺寸因为电动驱动,有轻微震动,根据V,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.11;直齿轮,Kha=Kfa=1;由表10-2查得使用系数KA=1;由表10-4用插值法查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,KHB=1.422. 选用载荷系数=1.3故载荷系数K=KAKVKhaKHB=11.1111

18、.422初步计算出齿轮的分度圆直径d1,m等主要参数和几何尺寸。1.试算出小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值. 2计算圆周速度v3.计算齿宽bb= d1t =174.184.计算齿宽与齿高之比模数mt= 齿高h=2.25mt=2.253.095.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得计算模数m5) 按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为 1)计算载荷系数K，由=10.66，KHB=1.423，查图10-13得KFB=1.35。故K=KAKVKFaKFb2)查取齿型系数，由表10-5得Yfa1=2.65Yfa2=2.2263)查取应力校正系数，由表

19、10-5查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。4)计算大、小齿轮的并加以比较=0.01349 =0.01543 大齿轮的数值大5)设计计算： =2.18mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（既模数与齿数的乘积），取标准值m=2.5,则 小齿轮齿数，取=32 大齿轮齿数，取=1016）几何尺寸计算分度圆直径 中心距 齿轮宽度 取 小齿轮大齿轮齿数z32101直径d/mm80252.5齿宽B/mm8580模数m/mm2.5锥距R/mm166

20、.25五、轴系零件设计计算1、高速轴设计计算 1、对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。已知：输入轴输入功率P2=1.861KW，转速n2=376r/min，齿轮机构的参数列于下表： 级别齿宽/mm高速级2911021大锥齿轮L=50低速级321012.5=85, =802、初步确定轴的最小直径先按1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1表15-3，取A0=110，于是得输入轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径，由于轴上有键槽，考虑到轴的强度，初步确定轴的

21、最小直径为31mm。又知大带轮轮毂宽度为50mm，故取=50mm。3、轴的结构设计（ 1）拟订轴上零件的装配方案如下图图（2）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。由右往左一次确定轴的直径和长度，端盖处轴的直径=37，15mm 1）、初步选择滚动轴承。由于在锥齿轮传动过程中会对轴产生轴向力，故应选用圆锥滚子轴承，考虑到轴的强度和相互协调的问题，粗步确定轴的最小直径在40mm以上。查参考文献2表13-2初步取0基本游隙、标准精度级的选用30209型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDTBC=458520.751916，故=45,取19mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查参考文献2表13-2

22、得30209型轴承的定位轴肩直径=52 mm,考虑到轴的热应变问题，此处采用螺纹定位，螺纹大径=39mm，小径=38mm,在螺纹与轴肩处开越乘槽，槽宽=4mm，=9mm。左轴承的右端，右轴承的左端由定位槽定位，取定位槽中间凸台长度为63mm，取轴的长度=58mm。已知轴承的宽度为20.75mm，考虑到此处轴承应小于轴颈，故取轴颈长25mm。左轴承采用轴肩定位，考虑到小锥齿轮与箱体必须有一定的距离，取14mm。2 ) 小锥齿轮长度为58.8mm，齿轮轴总长为248.8mm。2、中间轴设计计算 1、对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与

23、轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。 已知：中间轴输入功率P4=2.19KW，转速n3=960r/min，齿轮机构的参数列于下表：级别齿宽/mm高速级2911021大锥齿轮L=50低速级321012.5=85, =802、初步确定轴的最小直径先按1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1表15-3，取A0=110，于是得输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴颈的直径3、轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案如下图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）、初步选择滚动轴承。由于在锥齿轮传动过程中会对轴产生轴向力，故应选用圆锥滚子轴承，考虑到轴的强

24、度和相互协调的问题，粗步确定轴的最小直径在40mm以上。查参考文献2表13-2初步取0基本游隙、标准精度级的选用30209型圆锥滚子轴承，其尺寸为其尺寸为dDTBC=458520.751916，故=45,右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查参考文献2表13-2得30209型轴承的定位轴肩直径=52 mm2)、取安装齿轮处的轴段B-C的直径=52mm，直齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取LBC=82.5mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4则轴环处的直径dCD=60mm,轴环宽度b1

25、.4h考虑到整个减速器的对称性，即小锥齿轮的中心线在减速箱的中心线上，又知小锥齿轮小端直径为29mm，加上大齿轮凸出长度8mm，故取LCD=37mm。3），大锥齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位, 已知大锥齿轮除去凸出部分长度后为51mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于此轮毂宽度，故取LDE=48.5mm。设计大锥齿轮与箱体内壁距离为11.5mm考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时，应距箱体内壁一段距离s，取s=5.25mm,已知滚动轴承宽度T=20.75 LAB= T+11.5+s+2 .5=40mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4）轴上零件的周向定位。齿轮与轴的周

26、向定位采用平键连接，按dBC=52mm由参考文献212.2查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，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过公差为k6。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸由参考文献1P365表15-2，取轴左端倒角为1.545。，右端倒角为1.545。各轴肩处的圆角半径见轴零件工作图。其中减速器内腔宽度为187.5mm。 3、低速轴设计计算 对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质

27、及轴的转速有关。齿轮机构的参数列于下表：级别齿宽/mm高速级2911021大锥齿轮L=50低速级321012.5=85, =801.求低速轴上的功率P4，转速n4和转矩 由前一部分可知： P4=1.682KW； 2.求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的分度圆的分度圆直径为 圆周力Ft4，径向力Fr4的方向如图所示：3初步确定轴的最小直径先按1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1表15-3，取A0=110，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查1表14-1，考虑到转

28、矩变化很小，故取=1.3，则：按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查由参考文献2表14-4，选用LX3型弹性联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径d1=45mm,故取dA-B=40mm，半联轴器的长度L=112mm, 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm4、轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案如下图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）、为了满足半联轴器的轴向定位要求，A-B轴段右端需制出一轴肩，故取B-C段的直径dB-C=47mm,左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半

29、联轴器上而不压在轴的端面上，故A-B段的长度应比L1略短一些，现取LA-B=82mm2）、初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球滚子轴承。参照工作要求并根据dB-C=47mm，查参考文献2表13-2初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球滚子轴承6011，其尺寸为其尺寸为dDB=559018，故dCD=dGH=50mm,而LGH=18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查参考文献2表13-2得6011型轴承的定位轴肩直径=57 mm。 3 )、取安装齿轮处的轴段D-E的直径dDE =55mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠

30、地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取LDE=76mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=5则轴环处的直径dEF=65mm,轴环宽度b1.4h，取LEF=10mm。4） 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm,故取LBC=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,中间轴两齿轮之间的距离c=20mm,考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度B=18，高速级大锥齿轮轮毂长L=50mmLCD=B+a+s+(100-96)=18+16

31、+8+4=46mm. LFG=L+c+a+s-LE-F =50+20+16+8-10=84mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。为了方便制造减速器，故LFG=89.5mm。 （3）轴上零件的周向定位。 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按dDE=55mm由参考文献1表6-1查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样半联轴器与轴的连接，选用平键12mm8mm70mm；半联轴器与轴配合为。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过公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由参考

32、文献1P365表15-2，取轴左端倒角为1.545。，右端倒角为245。各轴肩处的圆角半径见轴零件工作图。 图： 轴的载荷分析5、求轴上的载荷首先，根据轴的结构图做出轴的计算简图。确定深沟球滚子轴承的支点位置为它的中心线位置。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=73+153=226mm 根据轴的计算简图，作出轴的弯距和扭距图（见轴的载荷分析图）从轴的结构图以及弯距图中可以看出截面C是轴的危险截面，现计算截面C处的MH，MV及M的值列于下表：载荷水平面H垂直力V支持力=2712N=1294N弯矩M=总弯矩扭矩T计算如下：水平面支反力弯矩：垂直支反力弯矩：6.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校

33、核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据参考文献1P373式（15-5）以及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力前已经选定轴的材质为45钢，调质处理，由参考文献1表15-1查得=60MPa，因此，故安全。7.精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面L、B、C，M只受扭矩作用，虽然键槽、轴间及过渡配合引起的应力集中均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宽裕确定的，所以这些截面均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面D和E处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面Y上的应力最大

34、。截面E的应力集中的影响和截面F的相近，但截面E不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面Y上虽然应力最大但截面应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面Y也不必校核。截面F和G显然更不必校核。又知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需要校核D左右两侧即可。（2）截面D左侧。由参考文献1P373表15-4知： 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面b左侧的弯矩M1为截面b上的扭矩T4为T4=5.058105N.mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献1表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按

35、参考文献1P40附表3-2查取，因，经插值后可查得，=2.0，=1.33又由参考文献1附图3-1可得轴材料敏性系数为故有效应力集中系数按式（附表3-4）为由参考文献1P40附图3-2的尺寸系数，由参考文献1P43附图3-3的扭转尺寸系数，轴按磨削加工，由参考文献1P44附图3-4得表面质系数为 轴未经表面强化处理，即，则按参考文献1式（3-12）及（3-12a）得综合系数为 又由参考文献13-1及3-2得碳钢的特性系数0.10.2，取0.050.1，取0.05于是计算安全系数Sca值，按式参考文献1P374式（15-6）（15-8）则得：故可知其安全。（3）截面b右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数

36、 截面b右侧的弯矩M为 截面b上的钮矩T4为T4=5.058105N.mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由1附表3-8用插值法求出，并取，于是得，轴按磨削加工，由参考文献1附图3-4得表面质系数为故得综合系数为 所以轴在D右侧的安全系数Sca为： 故可知其安全。故该轴在截面b右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即告结束（当然，如有更高的要求时，还可以做进一步的研究）。4、轴承的校核1、高速圆锥齿轮轴轴承的校核已知：轴承直径，转速为。轴承所承受径向载荷=,要求使用寿命，工作温度以下，根据工作条件决定选用一对6

37、008深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。解： 对深沟球轴承，由式（13-6）知径向基本额定载荷。由课程设计书第130页查得6008深沟球轴承基本动载荷，查书表13-4温度系数，查表13-6载荷系数，对球轴承，将以上有关数据带入上式，得：所以N。故在规定条件下，6008轴承可承受的最大载荷为269.03N，远大于轴承实际承受径向载荷76.47N，所以轴承合格。2、中间轴轴承的校核已知：轴承直径，转速为。轴承所承受径向载荷，要求使用寿命，工作温度以下，根据工作条件决定选用一对6008深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。解：对深沟球轴承，由式（13-6）知径向基本额定载荷。由课程设计书第1

38、30页查得6008深沟球轴承基本动载荷，查书表13-4温度系数，查表13-6载荷系数，对球轴承，将以上有关数据带入上式，得：所以N。故在规定条件下，6008轴承可承受的最大载荷为421.84N，远大于轴承实际承受径向载荷273.71N，所以轴承合格。3、低速轴轴承的校核已知：轴承直径，转速为。轴承所承受径向载荷，要求使用寿命，工作温度以下，根据工作条件决定选用一对6008深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。解：对深沟球轴承，由式（13-6）知径向基本额定载荷。由课程设计书第130页查得6008深沟球轴承基本动载荷，查书表13-4温度系数，查表13-6载荷系数，对球轴承，将以上有关数据带入上

39、式，得： 所以N。故在规定条件下，6008轴承可承受的最大载荷为7555.56N，远大于轴承实际承受径向载荷6649.41N，所以轴承合格。六、键的选择及计算1、高速轴系键连接的选择及计算（1）键连接的选择。根据连接的结构特点，使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径，连带轮轴段为60mm，选用键，其中。 （2）键连接的强度校核。 由工作件查1第106页，表6-2尖连接的许用挤压应力、许用压力，静连接时许用挤压应力。对于键。 由书中公式（6-1）得：所以安全。2、中间轴系键连接的选择及计算 A、小齿轮连接键 （1）键连接的选择。 根据连接的结构特点，使用要求和工作条件，选用圆头

40、（A型）普通平键，由轴的直径，齿轮轮毂长，选用键，其中。 （2）键连接的强度校核。 由工作件查1第106页，表6-2尖连接的许用挤压应力、许用压力，静连接时许用挤压应力对于键。 由书中公式（6-1）得：所以安全。B、大锥齿轮连接键（1）键连接的选择。 根据连接的结构特点，使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径，齿轮轮毂长，选用键，其中。 （2）键连接的强度校核。 由工作件查1第106页，表6-2尖连接的许用挤压应力、许用压力，静连接时许用挤压应力。对于键。 由书中公式（6-1）得：所以安全。3、低速轴系键连接的选择及计算（1）键连接的选择。 根据连接的结构特点，使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径，齿轮轮毂长，查2第119页，选用键，其中。 （2）键连接的强度校核。