1、湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋机 械 工 程 学院（系、部） 2011-2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 李历坚 职称 教授 学生姓名 闫涛 专业班级 机械设计及自动化 班级 092 学号 09405700433题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 21 日 2011 年 1 月 1 日目 录 清 单序号 材 料 名 称 资料数量 备 注1 课程设计任务书 12 课程设计说明书 13 课程设计图纸 张4 装配图 15 零件图 26课程设计任务书20092010 学年第一学期机械工程 学院（系、部） 机械设计及自动化 专业 092
2、 班级课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带式输送机传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2011 年 1 月 1 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：卷筒直径 D=355mm，运输带速度 v=1.4m/s, 输送带最大有效拉力为 F=3000N工作条件：双班制工作，工作时有轻微振动，使用寿命为 8 年（其中轴承寿命为 3 年以上） 。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、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1 ） 减速机装配图 1 张；（2
3、） 零件工作图 2 张；（3 ） 设计说明书 1 份（60008000 字） 。起止日期 工作内容2011.12.21-2011.12.22 传动系统总体设计2011.12.23-2011.12.25 传动零件的设计计算2011.12.25-2011.12.31 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书进度安排2012.01.01 交图纸并答辩主要参考资料1.机械设计（第八版） （濮良贵，纪明刚主编 高教出版社）2.机械设计课程设计 （金清肃主编 华中科技大学出版社）3.工程图学 （赵大兴主编 高等教育出版社）4 机械原理 （朱理主编 高等教育出版社）5.互换性与测量技术基础 （徐雪林主编
4、湖南大学出版社）6.机械设计手册（单行本） （成大先主编 化学工业出版社） 7.材料力学 （刘鸿文主编 高等教育出版社）指 导 教 师 （签字）： 年 月 日系 （ 教 研 室 ） 主 任 （ 签字）： 年 月 日 机 械 设 计设 计 说 明 书带 式 输 送 机 传 动 系 统 设 计起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日机械工程学院（部）2012 年 01 月 01 日学 生 姓 名 闫 涛班 级 机 设 092学 号 09405700433成 绩指 导 教 师 (签 字 )目 录1 设计任务书 32 传动方案的拟定 43 原动机的选择 64
5、传动比的分配 85 传动装置运动和运动参数的计算 96 传动件的设计及计算 127 轴的设计及计算 208 轴承的寿命计算及校核 369 键联接强度的计算及校核 3810 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 4011 减速器箱体及附件的设计 4212 设计小结 4613 参考文献 471.设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式输送机传动系统中的减速器，其传动转动装置图如下图 1-1 所示。图 1.1 带式输送机传动系统简图1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带1.2 课程设计的原始数据动力及传动装置已知条件：运输带最大有效拉力：F=3000N；运输带的工作速
6、度：v=1.4m/s；输送机滚筒直径：D=355mm；使用寿 8 年（其中轴承寿命为 3 年以上） 。1.3 课程设计的工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度 v 的允许误差为5；二班制（每班工作 8h） ，要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 23 年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。2.传动方案的拟定2.1 传动方案的要求传动方案应满足工作机的要求，适应工作环境和条件，应满足工作可靠的要求且结构简单，尺寸紧凑，制造成本低，传动效率高，维护方便。2.2 工作机器的分析带式运输机的传动方案如下图所示图 2.1 带式输送机传动系
7、统简图1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带图 2.1 中展开式两级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。2.3 传动方案说明1) 传动装置组成:电动机 1、联轴器 2、两级圆柱齿轮减速器 3、联轴器 4、滚筒 5 和输送带62)传动原理:电动机与减速器是通过皮带进行传动的，由于电动机转速高，所以经过减速器二级变
8、速，通过联轴器带动滚筒转动。在同样的张紧力下，V 带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且 V 带所允许的中心距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级(高速级)采用 V 带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。3.原动机的选择3.1 原动件的选择a计算工作机功率 301.4.21FVPwkw式中： 工作机所需的有效功率（kw）运输带最大有效拉力( N)运输带的工作速度（m/s）3.2 工作机的有效功率传动装置总效率：设: 联轴器效率，c0.9c闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为 8 级）
9、g一对滚动轴承效率， =0.98b b输送机滚筒效率， =0.96dd输送机滚筒轴至输送带间的效率w5（见文献【2】表 3-3）估算传动系统总效率为 34210其中： = =0.99= = 9506.7.80= = = =0.98 9702= =0.98bd486传动系统的总效率：= 80.972.56 工作时， 电动机所需功率为：d/4.2/085.wPkw由参考材料【2】表 12-1 可知，满足 条件的 Y 系列三相交流异步电dep动机额定功率 应取为 。ep.3.3 选择电动机的型号a.计算卷筒的转速 w60v1.4n75.36r/minD3b.根据动力源和工作条件，电动机的类型选用 Y
10、 系列三相异步电动机。电动机的额定功率选取 3KW、转速可选择常用同步转速：3000r/min、1500 r/min、1000 r/min 和 750r/min 以便比较。传动系统的总传动比为 =式中： nm电动机满载转速n运输带的转动速度根据电动机型号查【2】表 8-53 确定各参数。将计算数据和查表数据填入表 3-1，便于比较。 方案 电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 34.482 Y132S-4 5.5 1500 1440 19.113 Y132M2-6 5.5 1000 960 12.744
11、 Y160M2-8 5.5 750 720 9.55表 3-1 电动机的数据及总传动比由上表可知，相比 1、3、4 方案，方案 2 转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现，此方案较优，所以选方案 2。4.传动比的分配4.1 总传动比 m0wn140i9.75.364.2 各级传动比的分配由传动系统方案知： 10i34i由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比 为i为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度 HBS 350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为高速级圆柱齿轮传动比 12.31.94.
12、8ii低速级圆柱齿轮传动比： 2/3各级传动比分别为 01i24.98i3.14i12301349.iii5.传动装置运动和运动参数的计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为0 轴-电动机轴I 轴-减速器高速轴轴-减速器中间轴轴-减速器低速轴轴-输入机滚筒轴5.1 各轴转速0 轴： 0mn14r/in轴：= 0140/minri轴：=12=/n 140289.6.轴： =23=/289.1675.304轴：34.75.30/min1nri5.2 各轴输入功率0 轴： 05.2dPkw轴： 105.29.15Pkw轴： 2=12.064.轴： 32.95.Pkw轴: 4=34.60724.5.3
13、各轴输入转矩0 轴：009534.7PTn 轴：1= 1.95.1640轴：2= 2.90.8316Pn轴：3= 34.9559.073轴：4= 4.5273.40Pn运动和动力参数结果如下表：轴号功率 /PKw转矩 T/（）转速 n/（）/minr传动比 i0 轴5.20 34.47 1440 1轴5.25 34.16 14404.98轴4.90 161.83 289.163.84轴4.66 591.01 75.30轴4.52 573.40 75.301表 5-1 运动和动力参数6.传动件的设计及计算6.1 高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算6.1.1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理：
14、选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 精度等级选用 7 级精度：3） 齿数：选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 的 故取120z2z4.980.62z106.1.2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（6.2-1 ）试算，即 （6.2-1）23112.EtdHKTZud1.确定公式内的各计算数值（1 ） 试选 Kt1.3（2 ） 由文献【1】中表 107 选取尺宽系数 1d（3 ） 由文献【1】中表 106 查得材料的弹性影响系数1289.
15、EZMPa（4 ） 由文献【1】中图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa；（5 ） 由文献【1】中式 1013 计算应力循环次数 9hN60njL1402830.2109823748此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 为齿轮的工作寿命，单位小时hL（6 ） 由文献【1】中图 10-19 取接触疲劳寿命系数 120.9,.8HNHNK（7 ） 由文献【1】中式 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数S=1） HN1limK0.9265MPaSHN2lim2K0.9853MPaS
16、2.计算 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。1 3421t.2105.98.d2()m43.56 计算圆周速度 v。1tn.6/s./s6001 计算齿宽 b d1tb43.56m.计算齿宽与齿高之比 h。 1ttd43.56m2.17z0thm4.843.568.9b 计算载荷系数 K。根据 v=1.4m/s，7 级精度，由文献【1】中图 10-8（p194）查得动载系数 ；=1.05由文献【1】中表 10-3 查得直齿轮， =1； =由文献【1】中表 10-2 查得使用系数 =1；AK由文献【1】中表 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，=1.417。由
17、 =8.89， =1.417 由文献【1】中图 10-13 得 =1.32 故载荷系数： AVHK1.05.471.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得331lttK1.49d.56x.8m 计算模数 m 1.82.4z0所以根据机械原理表 7.2 可得标准模数： .5m6.1.2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 Fas132dYKTm()ZA1.确定公式内的各计算数值由文献【1】中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大1齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa2由文献【1】中图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 =0
18、.85， =0.881 2计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得FN1EK0.85MPa30.57aS42 286. 计算载荷系数 K1.39AVF1.05.3m查取齿形系数。由文献【1】中表 10-5 查得 =2.80 =2.18； 1 2查取应力校正系数由文献【1】中表 10-5 查得 =1.55； =1.79；1 2计算大、小齿轮的 并加以比较。FasYFa1S2.80X15.437；Fa2SY.9.6；大齿轮的数值大。2.设计计算 321.94m0.16m.5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
19、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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.56 并就近圆整为标准值 ，按接触强度算得的分度圆直2径 d1=44.84mm，算出小齿轮齿数。取 =23，1d4.8z.21则大齿轮数 = =4.98x23=114.54， =11521 2. 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。6.1.3 几何尺寸计算1.计算分度圆直径 1dzm2346m2n52302.计算中心距 124a618d3.计算齿轮的宽度 d1b46m圆整后取 。21B46m;56.
20、2 低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算6.2.1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理：选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 精度等级选用 7 级精度：3） 齿数：选小齿轮的齿数 ，大齿轮齿数 故取120z4z3.82076.4z76.2.2 按齿面接触强度计算根据文献【1】中 10-21 式进行试算，即 2233 12. Et dHKTZud1.确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 。=1.3 计算小齿轮传递的转矩。 555229.10P9.104.9T.6210n8Nm 由文献【
21、1】中表 10-7 选取齿宽系数 。=1 由文献【1】中表 10-6 查得材料弹性影响系数 。1289.EZMPa 由文献【1】中图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 。Hlim1 Hlim260MPa50a； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 由文献【1】中式 10-13 计算应力循环次数。 832hN60njL89.16836.710齿轮的转速（r/min） 。1齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数， 。 j j齿轮的工作寿命（h） 。L8846.710N.43由文献【1】中图 10-19 取接触疲劳寿命系数 120.94,.8HNHNK由文献【1】中式 10-12，
22、计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 S=1） HN1limK0.9465MPaS2liH2.8392. 计算 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。1 5233t1.6204.819.d2()m74.33 计算圆周速度 v3t2dn74.3289.16vm/s.3/s6010 计算齿宽 b d3t1744计算齿宽与齿高之比 h模数： 3ttd74.m3.72mz20齿高： th.5.8.7438.b 计算载荷系数 K。根据 v=1.4m/s，7 级精度，由文献【1】中图 10-8（p194）查得动载荷系数 =1.05，由文献【1】中表 10-3 查得直齿轮， =1； =由文献
23、【1】中表 10-2 查得使用系数 =1；AK由文献【1】中表 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，=1.417。由 =8.88， =1.417 由文献【1】中图 10-13（p198 ）得 =1.32 AVHK.051.47.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 33tt.9d74.x.81m 计算模数 m 3.8.9z20所以根据机械原理表 7.2 可得标准模数： 4m6.2.3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为Fas32dYKTm()ZA1.确定公式内的各计算数值由文献【1】中图 10-20c 查得小齿轮的
24、弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大1齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa2由文献【1】中图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 340.8;.90FNFNK计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得3440.85 314.286.9.FNEKMPaS 计算载荷系数 K 1.05.3165AVF查取齿形系数。由文献【1】中表 10-5 查得 =2.80 =2.22； 3FaY4FaY查取应力校正系数由文献【1】中表 10-5 查得 =1.55； =1.77；4Fa4Sa计算大、小齿轮的 并加以比较。FasFa3SY2.8015.446；Fa4S.70.128；大齿轮的
25、数值大。2.设计计算 5321.60.162.0mm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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.601 并就近圆整为标准值 ，按接触强度算得的分度圆直3m径 d3=77.80 ，算出小齿轮齿数。m37.80dz25.9取 ，3z26则大齿轮数 =3.84x26=99.84， =10043z4z. 这样设计储 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。6.2.4 几何尺
26、寸计算1.计算分度圆直径 326378dzm410m2.计算中心距 347892da3.计算齿轮的宽度 3178dbm圆整后取 。21,3B7.轴的设计及计算7.1 低速轴的设计7.1.1 轴的受力分析根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：输出轴的功率 34.6Pkw输出轴的转速 375.0/minnr输出轴的转速 591910TNm340234tantan2.trFNd7.1.2 轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为 45 钢，调质处理。7.1.3 轴的最小直径根据文献【1】中表 15-3,取 =112,由 15-2
27、式可初步估算轴的最小直径，0A3min04.612.3075pdm式中： 最小直径系数，根据文献【1】中表 15-3 按 45 钢查得0A 012A低速轴的功率（ ） ，由表5-1可知: 3PKw34.6PKw低速轴的转速（ ） ，由表 5-1 可知：3n/minr375.0/minnr输出轴的最小直径应该安装联轴器g处，为了使轴直径 与联轴器的孔Id径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中表14-1式查得 3caATK式中： 联轴器的计算转矩（ ）caTNm工作情况系数，根据文献【1】中表 14-1 按转矩变化小查得，AK1.5AK低速轴的转矩（ ） ，由表 5-1 可知：3TN
28、m3591.0N因此： 331.59.08651caATKNm按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-2003 或ca根据文献【2】中表 8-36 查得，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250 。其具体结构及基本参数如图 7.1 及表 7-1 所示：Nm图 7.1 LX3 型弹性柱销联轴器结构形式图轴孔长度 mmY型J、 J1、Z型型号公称转矩 nTNm许用转速n（）r/i轴孔直径（ 12Zd、 、） LDm 1 BSm转动惯 量Kg. 2质量kg30,32,35,38 82 60 82LX3 1250 475040,42,45,48 112 84
29、112160 75 36 2.5 0.026 8表 7-1.LX3 型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸由上表可知，其公称转矩为 。半联轴器孔径 ，故取1250Nm 145dm，半联轴器的长度 ，与轴配合的毂孔长度 。45IdmL184L7.1.4 轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图 7.2 所示，图 7.2 低速轴的结构与装配2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 2453IIdhmI式中： 轴处轴肩的高度（ ） ，根据文献【1】中 P364 中查得定位轴肩hI m的高度，故取0.7.10.7.1
30、453.IdI 4hmI左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 。半联轴器与5D挡 圈轴配合的毂孔的长度 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压184Lm在轴的端面上，故-段的长度应比 稍短一些，现取 。1L2L8m 初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表 13-1 可选 3 型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表 13-1 中参照工作要求并根据 ，由轴承产品目录中可初步选取 0 基本游隙组、标准5Idm精度级的单列圆锥滚子轴承 33011，其基本尺寸资料如下表 7-2 所示参数 数值 标准图d 45D 90T 27C 21a 19B 27表 7-2 33
31、011 型圆锥滚子轴承由上表 7.2 可知该轴承的尺寸为 ，故59027mDdT、 ；d5m l27 由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。由手册上查的 33011 型轴承的定位轴肩高度 ，因此，取 。=3.h =62m取安装齿轮处的轴段-的直径 已知齿轮轮轮毂的宽度为 780d6 ，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d,故取 h=6 ，则l74m 轴环处的直径 。轴环宽度 b1.4h，取 。d72 l12m 取轴承端盖的总宽度为 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加0bm端 盖润滑脂的要求，取端盖的外端
32、面与半联轴器右端面间的距离 （参看图30l7.1） ，故取 。50l 根据轴的总体布置简图 7.2 可知，齿轮距箱体内壁之距离 ，锥齿轮16am与圆柱齿轮之间的距离 （参考图 7.1） 。考虑到箱体的铸造误差以及轴2c承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 ，取 。s8已知滚动轴承宽度 ,根据文献【1】图 10-39（b）中可初取大圆锥齿7Tm轮轮毂长 ，则28Llsa8-4271645 Bcl308237m 至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图 7.4所示，并归纳为下表 7-3 所示，轴的截面（ ）m轴的参数 参数符号 轴段长度 l82 50 27 75 1
33、2 74 55轴段直径 d45 52 55 62 72 60 55轴肩高度 h 3.5 1.5 3.5 3.5 5 2.5 表 7-3.低速轴的参数值7.2.4 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表 6-1 按 查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面62IVdm，键槽用键槽铣刀加工，长为 ，同时为了保证齿18bhm 45Lm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，按76Hn查得联轴器与轴连接的平键截面 键槽用键槽铣刀加工，Id 19bh长为 ，半联轴器与轴配合为 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过度70L76Hk配合来保证的，此处选
34、轴的直径尺寸公差为 k6。7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表 15-2 查得，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半245径见图 7.2。7.2.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图 7.4）做出轴的设计简图（7.1 图） 。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承 值入手。对于 30307 型圆锥滚子轴承，由a上表 7.2 中可知 。因此，作为简支梁的轴的支承跨距19am根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图23L56287如下图 7.3 所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。C支反力 F:(水平面 H)t3NH12t1FL9406213N()8
35、74(垂直面 V)NV1r2a23F4105LM2738N8（ ）弯矩 M:图 7.3 低速轴的受力分析(水平面 H)t23HFL9401256M74208Nm(垂直面 V)r23V12a 931()65710427现将计算出的截面 处的 、 以及 的值列于下表。CHMV载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F12306,34NHNF1205,38NVNF弯矩 M75m94347VmMm总弯矩2217450+67=1852390N扭矩 TITm7.2.7 精确校核轴的疲劳强度7.2.1 判断危险截面截面 A，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴
36、的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A，B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面 VII 的应力集中的影响和截面 VI 的相近，但截面 VII 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C 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)，而且轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面IV 所受弯矩也不大，所以也不必校核，而截面 V 显然更不必校核。所以只需要校核截面 VI 右侧即可。7.2.2 分析截面右侧根据文献【1】中表 15-4 按圆形截面查得
37、，表 7-4 低速轴上的载荷分布抗弯截面系数： 333W0.1d.6021Nm抗扭截面系数： T24截面 VI 右侧的弯矩 M 为：12530867N1463m截面上的扭矩： 29m截面上的弯曲应力： bMPa6.5W10截面上的扭转切应力： T41.24a32轴的材料为 45 钢，调质处理。由文献1表 15-1 查得。B11640MPa275Pa5Pa， ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 按文献1附表 3-2 查取。因及 ， ，经过插值后可查得r2.3dD.d602.31,.7又由附图 3-1 可得轴的材料的敏感系数为 q0.8.5，故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为k1.231.076由附图 3-2 的尺寸系数 ；由附图 3-3 的扭转尺寸系数 .0.6983轴按磨削加工，根据文献【1】中附图 3-4 查得表面质量系数，0.92轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数 ，根据文献【1】中1q3-12 式及 3-14b 式可得综合系数， k12.07K3.0969.12.83.又根据文献【1】中 P25 和 P26 查得碳钢的特性系数，
