机械设计课程设计—带式输送机同轴式二级圆柱齿轮减速器.docx

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1、目录一、设计任务书1二、电动机的选择2三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比3四、计算传动装置的运动和动力参数3五、传动件的设计计算4LV带传动设计计算42.斜齿轮传动设计计算6六、轴的设计计算121 .高速轴的设计122 .中速轴的设计153 .低速轴的设计19精确校核轴的疲劳强度22七、滚动轴承的选择及计算261 .高速轴的轴承262 .中速轴的轴承273 .低速轴的轴承29八、键联接的选择及校核计算31九、联轴器的选择32十、减速器附件的选择和箱体的设计32-一、润滑与密封33十二、设计小结34设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器L总体布置简图2 .工作情况工作平稳

2、、单向运转3 .原始数据运输机卷筒扭矩(Nm)运输带速度(ms)卷筒直径(mm)带速允许偏差(%)使用年限(年)工作制度(班/日)15000.8540051024 .设计内容(1)电动机的选择与参数计算(2)斜齿轮传动设计计算轴的设计(4)滚动轴承的选择(5)键和联轴器的选择与校核(6)装配图、零件图的绘制(7)设计计算说明书的编写5 .设计任务(1)减速器总装配图1张(1号图纸)(2)齿轮、轴零件图各一张(3号图纸)(3)设计计算说明书一份(4)装配草图一张电动机的选择1 .电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2 .电动机容量

3、(1)卷筒轴的输出功率外60000v600000.85Zt一=40.6Ir/mtnD400=15oo461=6.3895509550(2)电动机的输出功率？,PPj=-7传动装置的总效率=加赤久,式中，7，力为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设基础计课程设计(以下未作说明皆为此书中查得)表9-10查得:V带传动l=0.96；滚动轴承2=0.99；圆柱齿轮传动%=0.97；弹性联轴器4=699；卷筒轴滑动轴承=0.97,则:7=0.960.9930.9720.990.97=0.8417-=7.5SkW0.8417选择电动机皮带动载荷稳定，可取过载系数A=L05则P组=1.05

4、X7.58=7.96ZW型号额定功率(kw)满载转速n(rmin)电机伸出端直径D(mm)电机伸出端轴安装长度E(mm)Y160M-411146042IlO由表17-7选用Y160M-4电动机，具体参数如下7=0.8417Pd=7.5SkWPed=UkW三、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i=区二蟹=35.96nw40.61z=35.962.分配各级传动比取V带传动的传动比=3,则两级圆柱齿轮减速器的传动比为%=3i35.96UoQhh=.=U99L3Z2=Z3=3.46i2=i3=3.46所得OW符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。四、计算传动装

5、置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为O轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为I轴，低速轴为【II轴，各轴转速为HO=nm=1460rminnl=-146Q=486.67r/min3n,486.671.,c.ll=l=140.65rmnZ23.46%140.65C,nm=40.66rmm,Z33.462.各轴输入功率按电动机额定功率Rd计算各轴输入功率，即Pii=Ped=WkW6=用7=Ilx0.96=10.564WPa=P23=10.560.99X0.97=04kWPlIl=P223=10.140.990.97=9.74kW3.各州转矩TL=9550媪=9550=71.95Ntn%1460T,=

6、9550-=95501056=207.227VmH1486.67T1=9550%=955011=688.49Nmnll140.65Tm=9550%=9550=2288.24Nmm山40.66电动机轴高速轴【中速轴11低速轴In转速(rmin)1460486.67140.6540.66功率(kW)1110.5610.149.74转矩(Nm)71.95207.22688.492288.24五、传动件的设计计算1) V带传动设计计算(1)确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计(V带设计部分未作说明皆查此Pca=3.2kW书)表8-7得，工作情况系数KA=L2%=KAe=1.2xll=

7、13.2AW2) )选择V带的带型由匕,、。由图8T1选用B型(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速V初选小带轮的基准直径4小。由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径Jrfl=150?加ddx-150zn验算带速V。按式(8T3)验算带的速度Mn)x150x146011.,V=11.461ws60100060x1000因为5n/5V（F0）min()min=199.21（8）计算压轴力Fp11153()n,in=2z(sin=2519921sm-=1936,42V(X1936.4N2.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩7；=,=688.49N7，小齿轮转速n=nIi=140.65

8、rZmin,传动比i=J=3.46。（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）表IOT选择小齿轮材料为斜齿圆柱齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS。7级精度选小齿轮齿数z1=24：大齿轮齿数z2=*z1=3.4624=83.048484则齿数比U=3.524Z1=24初选取螺旋角/7=14。/7=14。（27按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即上（）2、耙%匕确定公式内各计算数值a）试选

9、载荷系数K,=1.6b）由图10-30选取区域系数Z=2.433c）由图10-26查得Eal=O78,%2=88，a=a+a2=0.780.88=1.66d）小齿轮传递的传矩7；=688.49N/e）由表10-7选取齿宽系数d二1f）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze=189.8MPGg）由图10-2Id按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。小加1=600MRm大齿轮的接触疲劳强度极限=550MRlh）由式10T3计算应力循环次数：Nl=60njLh=60486.67l（2836510）=1.71109M=包它=4.93x1082z13.46i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khnx=

10、0.90,Xhf2=0.94j）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=L由式（10-12）得w=KHM%m=90x6（X）=540MPaS1aH2=KHN2SHm2=094x55MPa=517MPaS1k）许用接触应力H-=540517=528.5MPaL22计算a）试算小齿轮分度圆直径4,由计算公式得21.6688.49103 3.5 + 111.663.52.433x189.8 V528.5)min = 100.4z 帆t 100.4nz?b）计算圆周速度601000 100.4 140.65601000m/s = 0.74 mlc）齿宽b及模数InMb = j Jh = 1

11、.0 1 OOAmtn = 1 OOAmmd.l cos 100.4 Cosl4ACt-=mm = 4.0bmn4 h = 2.25mwz24=2.25 X 4.06 = 9.13mm0 = 100.4/9.13 = 10.99d）计算纵向重合度打 =0.318j zi tany = 0.3181 24 tan 14 = 1.903e）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA=I根据u = 0.74ms, 7级精度，由图10-8查得动载系数X，=1.04 ；由表10-4查得K班的值与直齿轮的相同，故KHP = 1.408 ；表 10-3 查得 KHa =Ka=I .4 ；图 10-13 查得

12、 KFP =1.28故载荷系数:K = KA KV K. K即=IXI.O4xl.4xl.428 = 2.08f）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-IOa）得4 =dt=90.40 I = 109.56w?1.6u = 0.74zsg）计算模数叫Id.cos100.4Cosl4.mn = 4.42WZmn=-=mm=4.42z124（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-17）一N弧ZKa确定计算参数a）计算载荷系数K=KAKyKpaK=1X104X14X1.28=1.86b）根据纵向重合度叼=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88c）计算当量齿数Zl24MCrz

13、.,l=7=26.27CoSBcos3142284ZM=；=91.95CoSBcos3140d）查取齿形系数由表10-5查得丫卬=2.592,%2=2.185e）查取应力校正系数由表10-5查得L=L596,Ysa2=1.787f）计算弯曲疲劳许用应力由图10-2OC查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限7田=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。任2=380MRz由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KPM=O.84,KFN2=88取弯曲疲劳安全系数S=L4,由式（10-12）得同iEEi=08450=300.0MPaLS1.4Kfn2fe2=088x500=238.9MPQL2S1.4g)计算大、小齿

14、轮的总腹，并加以比较Tf与普=2592X1596=O0379向300L-22.185x1.787f=U.U1634r2238.9大齿轮的数值大设计计算、a21.86688.49x1030.88(cos14o)oQ1mn 3.31 nnmn 4/1/77n,1刘l-X0.01634zn=3.3mmnV12421.66对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数相大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取加=4加，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4=109.56机机来计算应有的齿数。于是由d,cos109.56cosl4o”UrCzl=-=26.57

15、6叫4Z1 =27z2 =95a = 255mm取Z=27,则z2=Wzl=3.52795(4)几何尺寸计算计算中心距(Z.+Z7n(27+95)4_a=-2-=mm=255.08加2cos2cos140将中心距圆整为255mm按圆整后的中心距修正螺旋角(z+zj(27+95)3IQoQQyb=arccosj=l2-it=arccos=13o33552a2233因夕值改变不多，故参数分,K#,Z等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径Z1-mll2744=113.2Smmd2 = 396.49B = 120mm =11 Smma,=-s-=mm=113cosCOSI303355Z2zn954=-=

16、mm=396.cosCOSl303355计算齿轮宽度圆整后取用=120mz, B2 =5nb=ddx=1113.28九=113.28叼由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足而速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分,故高速级小齿轮采用左旋,大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.46模数(mm)1螺旋角13。3355中心距(mm)255齿数27952795齿宽(mm)120115120115直径(mm)

17、分度圆113.28396.49113.28396.49齿根圆100.78383.99100.78383.99齿顶圆123.28406.49123.28406.49旋向左旋右旋右旋左旋六、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)高速轴功率（ZW）转矩T ( Nm)486. 6710. 56207. 22作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=98.75W7 ,根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式UOT4）,则27= 2x207.2265855yvd 113.28 W3_ F1 tan allCoSP3658.55 2生一二 1371.37 NC

18、oSl 3。3355Fa = Ftn = 3658.55 X 20o = 907.5 INFp = 1936 AN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=Il2,于是得1123 -l-=31.2bV 486.67因为d100mm,轴上有一个键槽，所以增大5%dmjn=d (1 + 0.05) = 31.211.05 = 32.77mm取 d = 35mm(4)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）：=3658.55N 7=1371.37V)=907.5 IN)=1936.4N=32.77/raw2）根据轴向定位

19、的要求确定轴的各段直径和长度为了满足V带轮的轴向定位，I-I【轴段右端需制出一轴肩，故取11-I11段的直径dIl-IH=37mm。V带轮与轴配合的长度L=99mm,为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故I-H段的长度应比Ll略短一些，现取Li=95mm。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dsu=37mm,由轴承产品目录中初步选取。基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308,其尺寸为dDT=40mm90mm25.25mm,d11-=dn-11=40mm;而LnI-IV=24+24=48mm,LV.VI=I5mm

20、。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此,套筒左端高度为5mm,dv-w=50mmo取安装齿轮的轴段卬-V的直径dv-v=45mm,取U-v=115mm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，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm,故取LM尸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V带轮与轴的周向定位选用平键IOmm8mm80mm,V带轮与轴的配合为H加6：齿轮与轴的周向定位选用平键14mm9mm90mm,为了保证齿轮与

21、轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H76;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m604）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.2x45。，各圆角半径见图轴段编号长度Cmm)直径（mm）配合说明I-II9535与V带轮键联接配合II-III6037定位轴肩IH-IV4840与滚动轴承30307配合，套筒定位IV-V11545与小齿轮键联接配合V-VI1550定位轴环VLVn2640与滚动轴承30307配合总长度359mm（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a值。对于30307型圆锥滚子轴

22、承，由手册中查得a=19.5mm0因此，轴的支撑跨距为Ll=129mm,L2+L3=83.5+76.5=160mmo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%=1749N,FNH2=9N儿=-2964N,%2=2398NC截面弯矩MMH=FNH2*4=138NnnMV=NV2X4+Ma=203865N总弯矩MmaX=j+=1460382+2038652=250775N加扭矩T=207220N三(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

23、单向旋转，扭转切应力，取=0.6,轴的计算应力ca = 30.72 MpaM2+(aT)22507752+(0.6207220)21Zf”Azf=-=-；-Mpa=30.72MpacaW0.1453安全已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得uJ=70MPa。因此ca1,故安全。2.中速轴的设计(1)中速轴上的功率、转速和转矩转速(rmin)中速轴功率(RV)转矩T(N机)140.6510.14688.49(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为4=396.49s,根据式(10-14),则2T 2x688.49一了 396.49x10-33472.927V二 Ft tana

24、”cos/?3472.92 吆20。COSI 3。3355= 1301.79N工I=Etan 夕= 3472.92xfg200 = 1264.04NFn =347292N 加 =1301.79N 工I =1264.04N已知低速级齿轮的分度圆直径为4=113.28,用，根据式(IOT4),则2x688.497=12155.54N113.28XIO-3E = tan Qfzi =12155.54 COSBCOSl 3033554555.89N工2 = tan 4=12155.54Xfg20。= 4424.25N(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。选取轴的材料为45钢

25、,调质处理。根据表15-3,= 12155.54N= 4555.89N= 442425N取AO=II2,于是得10.14“一=1123=46.6nunV140.65=48.94因为d100mm,轴上有一个键槽，所以增大5%dnin=d(1+0.05)=46.611.05=48.94mm(4)轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图)IIIIIIVV VI2)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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d.u=d川=5Omm,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为dD

26、T=50mmIlOmm29.25mm,故LI.=Lv.v=29+20=49mm)两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为5mm。取安装大齿轮出的轴段II-In的直径d1.n=50mm;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d1111v=66mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取Lin.Iv=IlOmmo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18mmllmm90mm,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Hn

27、6；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1.2x45。，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I-H5450与滚动轴承30309配合，套筒定位H-IIIIlO60与大齿轮键联接配合IIMVIlO65定位轴环IV-V11560与小齿轮键联接配合V-VI5450与滚动轴承30309配合总长度433mm（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a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm,因此，轴的支撑跨距为LI=78.5mm,L2=

28、217.5,L3=8lmm0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FFNm=790N%n=9065N%=2262N%2=3597NC截面弯矩MMH=Fnh2L3=734265NwnMy=ErV2X乙3+M2=424084Nmm总弯矩Mnax=yMi+=7342652+4240842=847934Nmm扭矩T=688490N三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=0.6,轴的计算应力2+(

29、aT)28479342+(0.6688490)2“=-=z-Mpa=46.3CttW0.1603已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得J=70MPa。因此ca1,故安全。3.低速轴的设计(1)低速轴上的功率、转速和转矩rfl=46.387安全=1154249N工=4326.12N工=420012Ndmin=73.03沏?转速(rmin)中速轴功率(攵W)转矩T(N加)40.669.742288.24(2)作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d=367.24)初，根据式(10-14),则L2T22288.24一，F1=r=11542.49Nd396.49W3Fr=m%=115

30、42.49X妇二4326.12NrcosCoSl3。3355”工=Etan尸=11542.49X20o=4201.122V(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。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3,取Ao-112,于是得lin-4-1124066-69.567三因为d100mm,轴上有一个键槽，所以增大5%dnin=d(1+0.05)=69.561.05=73.03mm(4)轴的结构设计D拟订轴上零件的装配方案(如图)2）根据轴向定位的要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，VI-Vn轴段左端需制出一轴肩，故取V-Vl段的直径dv.v=75m

31、mo半联轴器与轴配合的毂孔长度Ll=IO7mm,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VI-Vn段的长度应比L1略短一些，现取Lvkm=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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据da=75mm,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317,其尺寸为dDT=85mm180mm44.5mm,故d.n=d.v=80mm;而Ll-Il=45mm,Ln.v=45+20=65mmo左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30317型轴承的定位高度h=6mm,因此，取得dk11=97mm,右端轴承采

32、用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段In-IV的直径dm-v=95mm;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115mm,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InHV=Ilomm。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,故取L=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20mmX12mmX85mm,半联轴器与轴的配合为Hk6。齿轮与轴的联接，选用平键为25mmX14mmX9

33、5mm,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H次）6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角3.0x45。，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I-II455与滚动轴承30314配合Ii-m1597轴环m-iv11090与大齿轮以键联接配合，套筒定位IV-V6585与滚动轴承30314配合V-VI6079与端盖配合，做联轴器的轴向定位VI-Vll10574与联轴器键联接配合总长度400mm(57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a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=36mm,因

34、此，轴的支撑跨距为L1+L266.5+81.5=148nvn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FG=6356NFnh2=5186Nq=1105N2=3221TVB截面弯矩MMH=FNHlXLl=422674NmmzyFW2Xz2=262512Nmm总弯矩MmaX=J+%=J4226742+2625122=497560Nmm扭矩T=2288240Ne(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=0.6,轴的计算

35、应力M2+(T)24975602+(0.62288240)2,0=-=r-Mpa=20.03MPaca=W0.1903tfl己选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得匕=70MPa。因此7门6/，故安全。安全(7)精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面VvIVn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VVIVn无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面山和IV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HI的应力集中影响和截面IV的相近，但截面HI不受扭矩作用，同

36、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III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IV左右两侧。2）截面IV左侧抗弯截面系数W=OAd3=0.1903W=72900w加抗扭截面系数叫=0.2t3=0.29()311m3=1458(X)mm3截面IV左侧的弯矩为90-525M=497560=20736Nm90截面IV上的扭矩为T=2288240Nmm截面上的弯曲应力h=-=207316MPa=2.84MPa“W729rr?RR

37、?40截面上的扭转切应力%=或=k69MPa轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得b=735MPa,。_尸355MPa,.1=200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r2.0C090=0.022,=1.06D90d85经插值后可查得=2.3,二1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa=0.82,q0.85故有效应力集中系数为勺=1+%(二(T-I)=1+0.82X(2.3-1)=2.07k=l+r(ar-l)=l+0.85(1.32-1)=1.27由附图3-2得尺寸系数=0.65由附图3-3得扭转尺寸系数%=0.80轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数

38、为乩=r=0.92轴未经表面强化处理，即Bq=I,则得综合系数值为K=组+-!-1=%2.0710.650.92-1=3.27设计计算及说明“LIII271一5Kr=+1=+1=1.67r0.800.92又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数=0.10.2,取%=0.15；=0.05-0.1,取化=0.075；于是，计算安全系数Ss值，按式（15-6）（15-8）则得7-355Ka+m3.27X3.83+0.150=28.35CJ200rKt+(pt,r16.25CC16.25rw1.67+0.075X=14.11S_s（A7故可知其安全。3）截面Iv右侧28.35x14.1128.352+14.112=12.635=1.5SS=I2.635=1.5安全抗弯截面系数W=O.1/=0.1X85smn=6141沏/抗扭截面系数%=0.2t3=0.2853三?3=122825mm3截面IV右侧的弯矩为90-525M=497560二2073