機(jī)械課程設(shè)計同軸式二級圓柱斜齒輪減速器畢業(yè)論文

1、目錄1.設(shè)計任務(wù)書1二、傳輸方案的制定與說明1三、電機(jī)的選擇34、計算傳動裝置總傳動比，并分配各級傳動比35.計算變速器的運(yùn)動和動態(tài)參數(shù)46、傳動部分的設(shè)計計算51 、三角帶傳動設(shè)計計算52.斜齒輪傳動設(shè)計計算712的設(shè)計計算一、高速軸設(shè)計122.中速軸設(shè)計 1 5三、低速軸設(shè)計19準(zhǔn)確檢查軸的疲勞強(qiáng)度22八、滾動軸承的選型計算261.高速軸用軸承262.中速軸用軸承273.低速軸用軸承299.關(guān)鍵連接的選擇和校驗計算31十、聯(lián)軸器32的選擇11 、減速機(jī)配件的選擇及箱體設(shè)計 3 212.潤滑和密封 3 313.設(shè)計總結(jié) 3 414.參考文獻(xiàn)3 5設(shè)計計算和解釋結(jié)果設(shè)計任務(wù)書設(shè)計帶式輸送機(jī)用同

2、軸兩級圓柱齒輪減速機(jī)總體布置草圖工作條件工作穩(wěn)定，單向操作原始數(shù)據(jù)輸送滾筒扭矩 (Nm)傳送帶速度 (m/s)卷筒直徑 (mm)皮帶速度公差 (%)使用期限（年）工作制（班/天）13500.703205102設(shè)計內(nèi)容電機(jī)選型及參數(shù)計算斜齒輪傳動設(shè)計計算軸設(shè)計滾動軸承的選擇鍵和聯(lián)軸器的選擇和檢查裝配圖和零件圖的繪制設(shè)計計算規(guī)范的編制設(shè)計任務(wù)減速機(jī)總裝圖1（0號或1號圖）一張齒輪和軸零件圖（2號或3號圖）設(shè)計計算手冊傳輸方案的制定與描述如任務(wù)書中的布置圖所示，傳動方案采用V帶加同軸兩級圓柱齒輪減速器。 V帶可起到過載保護(hù)作用，同軸式可使減速機(jī)橫向尺寸更小。設(shè)計計算和解釋結(jié)果電機(jī)的選擇電機(jī)選型根據(jù)工

3、作要求和工況，選用通用型Y（IP44）系列三相異步電動機(jī)。為臥式封閉結(jié)構(gòu)。電機(jī)容量卷筒軸輸出功率電機(jī)輸出功率傳輸?shù)目傂适街校瑸殡姍C(jī)與卷筒軸之間各傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率。根據(jù)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表2-4（本書以下未說明）：三角帶傳動；滾動軸承；圓柱齒輪傳動；彈性聯(lián)軸器；卷軸滑動軸承，然后所以電機(jī)額定功率從第 20 章的表 20-1 中選擇電機(jī)的額定功率。電機(jī)轉(zhuǎn)速V帶傳動常用傳動比范圍見表2-1，兩級同軸圓柱齒輪減速機(jī)傳動比范圍見表2-2 ，則電機(jī)轉(zhuǎn)速可選為設(shè)計計算和解釋結(jié)果可以看出，同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min的電機(jī)均滿足要求。這里選取同步轉(zhuǎn)

4、速為1000r/min和1500r/min的兩臺電機(jī)進(jìn)行對比。下表：程序電機(jī)型號額定功率（千瓦）電機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）電機(jī)質(zhì)量 (kg)傳動比同步完全讀取總傳動比V帶傳動兩級減速機(jī)1Y132M-47.5150014408134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554從表中數(shù)據(jù)可以看出，兩種方案都是可行的，但是方案1的電機(jī)質(zhì)量小，價格低。因此可以采用方案一，選用電機(jī)型號為Y132M-4。電機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)、外形及安裝尺寸從表20-1和表20-2中找出Y132M-4電機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)、外觀和安裝尺寸，并記錄下來，并以清單形式備份。模型額定功率（千

5、瓦）同步速度(轉(zhuǎn)/分鐘)滿載速度(轉(zhuǎn)/分鐘)堵轉(zhuǎn)扭矩 額定扭矩最大扭矩 額定扭矩Y132M -47.5150014402.22.3HD乙G大號FGD質(zhì)量（公斤）1323880331251510881計算變速器總傳動比并分配各級傳動比總傳動比分配傳動比取V帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減速器的傳動比為所得結(jié)果符合一般圓柱齒輪傳動和二級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。設(shè)計計算和解釋結(jié)果計算變速器的運(yùn)動學(xué)和動態(tài)參數(shù)各軸速度電機(jī)軸為0軸，減速機(jī)高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸為III軸。各軸輸入功率根據(jù)電機(jī)的額定功率，即扭矩狀態(tài)電機(jī)軸高速軸中速軸低速軸轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）1440576153.640.9

6、6功率（千瓦）7.206.916.646.3 7扭矩 ( )49.74118.75422.361370.92設(shè)計計算和解釋結(jié)果傳動件設(shè)計計算V帶傳動設(shè)計計算確定計算能力因為是皮帶輸送機(jī)，所以一天兩班倒。查看“機(jī)械設(shè)計”（V帶設(shè)計部分在本書中沒有描述，查看本書）得到工況系數(shù)選擇三角帶的皮帶類型從中，從圖 8-11 中選擇類型 A確定皮帶輪的參考直徑并檢查皮帶速度選擇小皮帶輪的初級直徑。從表 8-6 和表 8-8 中取小皮帶輪的參考直徑檢查皮帶速度 v. 按公式（8-13）檢查皮帶速度，所以皮帶速度合適。計算大皮帶輪的參考直徑。根據(jù)公式（8-15a），計算大皮帶輪的參考直徑根據(jù)表 8-8，四舍五入

7、為確定V帶的中心距a和參考長度根據(jù)公式（8-20），初步確定中心距。按公式（8-22）計算皮帶所需的參考長度皮帶參考長度選自表8-2A型設(shè)計計算和解釋結(jié)果根據(jù)公式（8-23）計算實際中心距a。中心距從 518.4 變?yōu)?599.4 mm。檢查小皮帶輪上的包角確定根數(shù)計算單條V帶的額定功率由總和，查表8-4a得根據(jù)，i=2.5 和 A 型皮帶，查表 8-4b 得計算 V 波段的根數(shù) z。拿 5 根棍子。計算單條三角帶初始張力的最小值由表 8-3 可知，A 型帶的單位長度質(zhì)量為 q=0.1kg/m，所以皮帶的實際初始張力應(yīng)為計算最終壓力5根設(shè)計計算和解釋結(jié)果斜齒輪傳動設(shè)計計算根據(jù)低速齒輪設(shè)計：小齒

8、輪扭矩、小齒輪轉(zhuǎn)速、傳動比。選擇齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù) = 1 * GB3 選擇斜圓柱齒輪 = 2 * GB3 運(yùn)輸機(jī)為通用工作機(jī)械，速度不高，選用7級精度（GB10095-88） = 3 * GB3 根據(jù)機(jī)械設(shè)計（斜齒輪設(shè)計未描述，查閱本書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材質(zhì)為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，兩者的硬度差為40HBS。 = 4 * GB3 選擇小齒輪的齒數(shù)：大齒輪的齒數(shù) = 5 * GB3 螺旋角的初始選擇根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按式（10-21）試算，即 = 1 * GB3 確定公式的計算值試載系數(shù)從圖10-30中選擇區(qū)域系數(shù)

9、從圖 10-26 檢查，小齒輪傳遞的扭矩從表 10-7 中選擇齒寬系數(shù)由表 10-6 求出材料彈性的影響系數(shù)由圖 10-21d 可根據(jù)齒面硬度求得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限通過公式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)數(shù)：斜齒輪7 級精度設(shè)計計算和解釋結(jié)果接觸疲勞壽命系數(shù)由圖 10-19 得到計算接觸疲勞許用應(yīng)力：以失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可通過公式（10-12）得到內(nèi)容接觸應(yīng)力 = 2 * GB3 計算_試計算小齒輪分度圓的直徑，由計算公式得出。計算圓周速度齒寬 b 和模量 m nt計算垂直重合計算負(fù)載系數(shù) K根據(jù)表10-2中的服務(wù)系數(shù)，7級精度基于圖10-8中的動載荷系數(shù)

10、；表10-4 中的值與正齒輪的值相同，所以； ;圖10-13找到設(shè)計計算和解釋結(jié)果所以負(fù)載系數(shù)：修正實際載荷系數(shù)計算得到的分度圓直徑由公式（10-10a）求得計算模數(shù)根據(jù)齒根的抗彎強(qiáng)度設(shè)計由公式（10-17） = 1 * GB3 確定計算參數(shù)計算負(fù)載系數(shù)根據(jù)縱向重疊程度，得到螺旋角的影響系數(shù)，如圖10-28所示。計算等效齒數(shù)求齒形系數(shù)查表10-5查找應(yīng)力校正因子查表10-5計算彎曲疲勞許用應(yīng)力小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限見圖10；大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限-20c設(shè)計計算和解釋結(jié)果由圖 10-18 求彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，可通過公式（10-12）得到并比較大小齒輪大齒輪有大數(shù)字

11、 = 2 * GB3 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算得到的法向模量大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算得到的法向模量，能夠滿足抗彎強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，齒數(shù)應(yīng)根據(jù)接觸疲勞強(qiáng)度計算出的分度圓直徑來計算。所以通過取，然后幾何計算 = 1 * GB3 計算中心距圓心距為233mm = 2 * GB3 修圓后根據(jù)中心距修正螺旋角設(shè)計計算和解釋結(jié)果由于數(shù)值變化不大，所以參數(shù)等不需要修改 = 3 * GB3 計算大小齒輪分度圓的直徑 = 4 * GB3 計算齒輪寬度取整后取由于是同軸兩級齒輪減速機(jī)，兩對齒輪完全相同，保證了中心距完全相等，而且根據(jù)低速傳動計算的齒輪接觸疲勞強(qiáng)度必須具有可比性

12、為彎曲疲勞強(qiáng)度。滿足高速齒輪傳動的要求。為了使中間軸上的大小齒輪的軸向力相互抵消，高速小齒輪為左旋，大齒輪為右旋，低速小齒輪為右旋。手和大齒輪是左手。高速低速齒輪大齒輪齒輪大齒輪傳動比3.713模數(shù)(mm)3螺旋角中心距(mm)233齒數(shù)3211932119齒寬(mm)10 510010 5100直徑(mm)索引圈98.75367.2498.75367.24根圓91.25359.7491.25359.74附錄104.75373.24104.75373.24回轉(zhuǎn)左撇子右撇子右撇子左撇子設(shè)計計算和解釋結(jié)果軸設(shè)計計算高速軸設(shè)計高速軸上的功率、速度和扭矩速度( )高速軸功率（ ）扭矩T ( )5766

13、.91118.75作用在軸上的力已知高速齒輪的分度圓直徑= 98.75 。根據(jù)機(jī)械設(shè)計的公式（10-14）（軸的設(shè)計計算部分在本書中沒有說明），那么初步確定軸的最小直徑根據(jù)公式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選用軸的材質(zhì)為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取，所以我們有軸設(shè)計1）繪制軸上零件的裝配圖（如圖） 設(shè)計計算和解釋結(jié)果2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度 = 1 * GB3 為滿足V帶輪的軸向定位，應(yīng)在I-II軸段的右端做一個臺肩，因此II-III段的直徑取d II-III = 32mm。 V帶輪與軸的長度為L 1 =80mm。為保證軸端擋圈只壓在三角帶輪上而不壓在軸端面

14、上，I-II段的長度應(yīng)略短于L 1 ?，F(xiàn)在取L- =75mm。= 2 * GB3滾動軸承的初步選型。由于軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參考工作要求，根據(jù)d- =32mm，初步從軸承產(chǎn)品目錄中選擇0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為dDT =35mm80mm22.75mm，所以d- = d- =35mm；而L- =21+21=42mm， L- =10mm。右側(cè)滾動軸承使用軸肩進(jìn)行軸向定位。從手冊中查到，30308軸承的定位肩高h(yuǎn)=4.5mm，所以套筒左端的高度為4.5mm， d- =44mm。= 3 * GB3 取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=40

15、mm ，取L - =103mm，在齒輪左端與左端軸承之間用套筒定位.軸承端蓋的總寬度為36mm（由減速機(jī)和軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆情況，取端蓋外端面與V帶輪右端面的距離L= 24mm，取L- = 60mm。至此，軸的各段的直徑和長度已經(jīng)初步確定。3) 零件在軸上的軸向定位V帶輪與軸的圓周定位，使用平鍵10mm 8mm63mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪和軸的圓周定位，使用12mm 8mm70mm的平鍵。為獲得良好的中性，齒輪轂與軸的配合選擇為H7/n6；滾動軸承與軸的圓周定位由過渡配合保證，所選軸的直徑尺寸公差為m6。4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取

16、軸端倒角，各圓角半徑如圖軸段數(shù)長度（毫米）直徑（毫米）配合說明-7530與V型皮帶輪鍵配套二至三6032找到肩膀III-IV4235配合滾動軸承30307，套筒定位-10340與小齒輪鍵聯(lián)軸器匹配-1044定位環(huán)六至七2335兼容滾動軸承30307總長度313mm找到軸上的負(fù)載首先，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做一個簡單的軸計算圖。確定軸承支點(diǎn)位置時，取手冊中的a值。對于3030 7 型圓錐滾子軸承， a=1 8 mm 見手冊。因此，軸的支撐跨度為L1=118mm， L2 + L3 = 74.5+ 67.5 = 1 42mm。根據(jù)軸的計算圖，制作了軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩扭矩圖可以看出，C段

17、為軸的危險段。首先計算C部分的MH 、 MV和M的值并列于下表。設(shè)計計算和解釋結(jié)果設(shè)計計算和解釋結(jié)果加載水平面H垂直平面V反作用力F,C截面彎矩M總彎矩扭矩根據(jù)彎曲和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合應(yīng)力檢查軸的強(qiáng)度根據(jù)公式（15-5）和上表中的數(shù)據(jù)，隨著軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力選用軸材質(zhì)為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。從表 15-1 檢查。因此，它是安全的。中速軸設(shè)計中速軸上的功率、速度和扭矩速度( )中速軸功率（ ）扭矩T ( )153.66.64422.36作用在軸上的力已知高速齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)公式（10-14），則已知低速齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)公式（10-14），則安全設(shè)計計算和解釋結(jié)果初步

18、確定軸的最小直徑根據(jù)公式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選用軸的材質(zhì)為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取，所以我們有軸設(shè)計1）繪制軸上零件的裝配圖（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度 = 1 * GB3 滾動軸承的初步選型。由于軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，根據(jù)d- = d- = 45mm，從軸承產(chǎn)品目錄中初步選用標(biāo)準(zhǔn)精密級單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為dDT= 45mm 100mm 27.25mm，所以L- = L - =27+20=47mm。兩端滾動軸承采用軸套進(jìn)行軸向定位。根據(jù)手冊，30309軸承的定位肩高h(yuǎn)=4.5mm

19、，所以左套筒左側(cè)和右套筒右側(cè)的高度為4.5mm。= 2 * GB3取安裝大齒輪的軸截面II-III的直徑d II-III = 50mm；用套筒定位在齒輪左端和左端軸承之間。= 3 * GB3為軸向定位大齒輪，取d III-IV = 55mm，并考慮與高低速軸的配合，取L III-IV = 100mm。至此，軸的各段的直徑和長度已經(jīng)初步確定。設(shè)計計算和解釋結(jié)果3) 零件在軸上的軸向定位大小齒輪與軸的圓周定位均為14mm9mm70mm的平鍵。為保證齒輪與軸的良好對中，齒輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的圓周方向采用過渡配合保證定位，此處選用的軸的直徑公差為m6。4) 確定軸上的圓角和倒角尺

20、寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑如圖軸段數(shù)長度（毫米）直徑（毫米）配合說明-4945配合滾動軸承30309，套筒定位二至三9850配合大齒輪鍵III-IV9055定位環(huán)-10350與小齒輪鍵聯(lián)軸器匹配-4545兼容滾動軸承30309總長度385mm找到軸上的負(fù)載首先，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做一個簡單的軸計算圖。確定軸承支點(diǎn)位置時，取手冊中的a值。對于3030 9 型圓錐滾子軸承，請從手冊中找到a= 21 mm 。因此，軸的支撐跨度為L 1 =76mm， L 2 =192.5， L 3 = 74.5mm 。根據(jù)軸的計算圖，制作了軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩扭矩圖可以看出，C段為軸的危

21、險段。首先計算C部分的MH 、 MV和M的值并列于下表。加載水平面H垂直平面V反作用力FC截面彎矩M總彎矩扭矩設(shè)計計算和解釋結(jié)果設(shè)計計算和解釋結(jié)果根據(jù)彎曲和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合應(yīng)力檢查軸的強(qiáng)度根據(jù)公式（15-5）和上表中的數(shù)據(jù)，隨著軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力選用軸材質(zhì)為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。從表 15-1 檢查。因此，它是安全的。低速軸設(shè)計低速軸上的功率、速度和扭矩速度( )中速軸功率（ ）扭矩T ( )40.966.371370.92作用在軸上的力已知低速齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)公式（10-14），則初步確定軸的最小直徑根據(jù)公式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選用軸的材質(zhì)為45鋼，經(jīng)調(diào)

22、質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取，所以我們有軸設(shè)計繪制軸上零件的裝配圖（如圖） 安全設(shè)計計算和解釋結(jié)果根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度 = 1 * GB3 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，應(yīng)在-軸段的左端做一個擋肩，因此取-段的直徑為d- = 64mm。半聯(lián)軸器與軸匹配的輪轂孔長度L 1 = 107mm 。為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，-段的長度應(yīng)比L 1略短，現(xiàn)取L VI-VII = 105mm。= 2 * GB3滾動軸承的初步選型。由于軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參考工作要求，根據(jù)d- =65mm，初步從軸承產(chǎn)品目錄中選擇標(biāo)準(zhǔn)精密級單列圓錐滾子軸承3

23、0314，其尺寸為dDT=70mm150mm38mm ，所以d- = d- =70mm；而L- =38mm， L- =38+20=58mm。左端滾動軸承用軸環(huán)軸向定位。 30314型軸承的定位高度h=6mm見表15-7，因此得d II-III =82mm。右端軸承用軸套軸向定位，同樣軸套右端高度為6mm。= 3 * GB3取安裝齒輪軸-段直徑d- =75mm；使用套筒定位在齒輪右端和右端軸承之間。已知輪轂寬度為100mm，為使套筒端面可靠地壓住齒輪，軸截面應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l - =98mm。= 4 * GB3軸承端蓋總寬度為30mm（由減速機(jī)和軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆

24、情況，取端蓋外端面與聯(lián)軸器左端面的距離L=30mm，故取L- =60mm。至此，軸的各段的直徑和長度已經(jīng)初步確定。零件在軸上的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的連接，平鍵為18mm 11mm80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的連接，平鍵為20mm12mm80mm。為保證齒輪與軸的良好對中，齒輪轂與軸的配合為H7/n6。確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑如圖軸段數(shù)長度（毫米）直徑（毫米）配合說明-3870兼容滾動軸承30314二至三1082衣領(lǐng)III-IV9875與大齒輪采用鍵聯(lián)接配合，套筒定位-5870兼容滾動軸承30314-6068配合端蓋做聯(lián)軸器的軸向定位六

25、至七10563與耦合鍵匹配總長度369毫米設(shè)計計算和解釋結(jié)果設(shè)計計算和解釋結(jié)果找到軸上的負(fù)載首先，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做一個簡單的軸計算圖。確定軸承支點(diǎn)位置時，取手冊中的a值。對于30 314 型圓錐滾子軸承， a= 31 mm 可在手冊中找到。因此，軸的支撐跨度為根據(jù)軸的計算圖，制作了軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩扭矩圖可以看出，B段是軸的危險段。 B部分的MH 、 MV和M值首先計算并列于下表。加載水平面H垂直平面V反作用力FB 截面彎矩M總彎矩扭矩根據(jù)彎曲和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合應(yīng)力檢查軸的強(qiáng)度根據(jù)公式（15-5）和上表中的數(shù)據(jù)，隨著軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力選用軸材質(zhì)為45Cr

26、，調(diào)質(zhì)處理。從表 15-1 檢查。因此，它是安全的。準(zhǔn)確檢查軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險部分節(jié)僅受扭矩影響。雖然鍵槽、軸肩和過渡配合引起的應(yīng)力集中會削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是根據(jù)抗扭強(qiáng)度確定的，所以第段不需要校核。從應(yīng)力集中對軸疲勞強(qiáng)度的影響來看，、段的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從載荷情況來看，B截面上的應(yīng)力最大。 III段的應(yīng)力集中效應(yīng)與IV段相似，但I(xiàn)II段不受扭矩影響，軸徑也較大，無需做強(qiáng)度校核。雖然B截面上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中并不大（過盈配合和鍵槽造成的應(yīng)力集中在兩端），而且這里的軸直徑也很大，所以B截面不需要檢查。第一節(jié)和第二節(jié)顯然不需要檢查。從機(jī)械設(shè)計第三章的附錄可以看

27、出，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)小于過盈配合，所以軸只需要檢查第四節(jié)左右兩側(cè)即可。安全設(shè)計計算和解釋結(jié)果第四節(jié)左側(cè)彎曲截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為第 IV 部分的扭矩為截面彎曲應(yīng)力截面上的扭剪應(yīng)力軸的材質(zhì)為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1截面上軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)見附表3-2插值后可以發(fā)現(xiàn)同樣從圖3-1可以得到軸材料的靈敏度系數(shù)為因此，有效應(yīng)力集中因子為尺寸因子由圖 3-2 得到扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)見附圖3-3軸經(jīng)磨削加工，得到圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化，即 q =1 ，則綜合系數(shù)為設(shè)計計算和解釋結(jié)果碳鋼的特征系數(shù)從3-1和3-2得到,取;,取;因此，計算安全系數(shù)值，根據(jù)公式(15-6

28、)(15-8)，可得所以你知道它是安全的。第四節(jié)右側(cè)彎曲截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)截面IV右側(cè)的彎矩為第 IV 部分的扭矩為截面彎曲應(yīng)力截面上的扭剪應(yīng)力軸的材質(zhì)為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1截面上軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)見附表3-2安全設(shè)計計算和解釋結(jié)果插值后可以發(fā)現(xiàn)同樣從圖3-1可以得到軸材料的靈敏度系數(shù)為因此，有效應(yīng)力集中因子為尺寸因子由圖 3-2 得到扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)見附圖3-3軸經(jīng)磨削加工，得到圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化，即 q =1 ，則綜合系數(shù)為碳鋼的特征系數(shù)從3-1和3-2得到,取;,取;因此，計算安全系數(shù)值，根據(jù)公式(15-6)(15-8)，可得所以你知道它是安全的。安

29、全設(shè)計計算和解釋結(jié)果滾動軸承的選擇與計算軸承壽命高速軸用軸承選用30307型圓錐滾子軸承，查看“課程設(shè)計”表15-7，得到，兩個軸承承受的徑向載荷之和從高速軸的標(biāo)定過程可以看出：,求兩個軸承的計算軸向力總和取自機(jī)械設(shè)計表13-7因為所以求軸承的當(dāng)量動載荷和設(shè)計計算和解釋結(jié)果由“機(jī)械設(shè)計”表13-6，取載荷系數(shù)檢查軸承壽命因為，所以按軸承1的受力校核計算因此，選用的軸承滿足壽命要求。中速軸用軸承選擇30309型圓錐滾子軸承，查看“課程設(shè)計”表15-7，得到，兩個軸承承受的徑向載荷之和從中速軸的標(biāo)定過程可以看出：,求兩個軸承的計算軸向力總和滿足生活要求設(shè)計計算和解釋結(jié)果取自機(jī)械設(shè)計表13-7因為所

30、以求軸承的當(dāng)量動載荷和由“機(jī)械設(shè)計”表13-6，取載荷系數(shù)檢查軸承壽命因為，所以按軸承1的受力校核計算因此，選用的軸承滿足壽命要求。滿足生活要求設(shè)計計算和解釋結(jié)果低速軸軸承選擇30314型圓錐滾子軸承，查看“課程設(shè)計”表15-7，得到，兩個軸承承受的徑向載荷之和從低速軸的標(biāo)定過程可以看出：,求兩個軸承的計算軸向力總和取自機(jī)械設(shè)計表13-7因為所以求軸承的當(dāng)量動載荷和設(shè)計計算和解釋結(jié)果由“機(jī)械設(shè)計”表13-6，取載荷系數(shù)檢查軸承壽命因為，所以按軸承2的受力校核計算因此，選用的軸承滿足壽命要求。滿足生活要求設(shè)計計算和解釋結(jié)果關(guān)鍵連接的選擇和檢查計算從“機(jī)械設(shè)計”公式（6-1 ） ，鍵、軸、輪轂均為鋼制，按“機(jī)械設(shè)計”表6-2，取V 形皮帶輪上的