1、1机械设计课程设计设计题目：带式输送机卷筒传动装置学院：机械工程学院班级：机自 1107 班设计者： 蒋华臻学号：2011 0207 0710指导教师：郝伟娜日期：2014.03.20带式输送机卷筒传动装置原始条件和数据：工作条件及要求：已知图示输送带工作拉力为 F=2500N,输送带速度为 v=1.1m/s,卷筒直径为 D=350mm;带用于输送碎粒物体，工作时载荷平稳，空载起动，输送带允许速度误差25；室内工作，有粉尘；两班（每班 8 小时）连续单向运转，使用期限 10 年（每年工作日250 天） ，大修期 3 年。动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。方案如下图：设计内容计算及
2、说明 结果1）选择电动机容量2）确定电动机以及一 选择电动机按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 系列全封闭式自扇冷鼠笼型三相异步电动机。(1)卷筒的输出功率 P2501.89(0.51FvPkw 取 ）(2)电动机输出功率 ： dPd 传动装置的总效率 242134式中 1、 2 、 3、 4 分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由机械设计课程设计表 2-4 查得：由相关手册取 2.89Pkw0.839输出各轴的效率3）电动机类型1）传动装置总传动比2）分配传动装置各级传动比3）1=0.99， 2=0.98， 3=0.97， 4=0.95 则220.9.80.97.50.8故
3、d 3Pkw(3)电动机额定功率 m由相关手册推荐的合理传动比范围,二级圆柱齿轮传动的传动比为 w d 840n60r/i ,ni=84mn(4802)r/min ;i， 而 工 作 机 的 转 速 所 以 电 动 机 的 转 速可 选 范 围 为 ： （ ）符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min,1500r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量以及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000r/min 的 Y 系列三相异步电动机。二、计算传动装置的运动和动力参数 960=1mni对于二级齿轮减速器，高速级齿轮的传动比21i考虑到传动装置的
4、外廓尺寸,质量,润滑以及成本等问题，并使两级大齿轮直近，直径相近，取 ，故：12.3i低 速 级 的 传 动 比 为 ： ; 2163.508.i高 速 级 的 传 动 比 为 ： ;1450i则各轴的转速为：03.578Pkw60/inwr选用 1000r/min 的 Y系列三相异步电动机 16i23.508i14.6i1各轴转速4）各轴输入功率5）各轴输出转矩1m 232In=960r/in ; 210.53r/min;i 4.r/iI 6 3.8n=6/in卷轴 ： 轴 ：轴 ： 卷 筒 轴 ： ；按电动机所需功率 和传动效率计算各轴及卷筒轴的功率如下，即dP1223312I.5780.
5、93.542; 87.6;.6.01.93.;kwkwkPk卷轴 ：轴 ：轴 ： 卷 筒 轴 ：5）各轴转矩 d d m1d 123123 3.578Kw 950960Rr/in394N;I 4.2m ;i8 5.877 ;(IrT)IiPTnNN总电 动 机 轴 输 出 转 矩轴 ：轴 ： 此 式 是 根 据 对 轴 转 矩 平 衡 得 来 的 ，即 ：轴 ： 312574 3.0.95096m ;=096m.8417m;NNN 卷卷 筒 轴 ：以上算出的运动和动力参数列表如下：轴名 功率(P/Kw)转矩 T (N .mm )转速 n (r /min )传动比 i 效率 电机轴 3.578
6、35594 960 1 0.99I 轴 3.542 35238 960 4.560 0.951II 轴 3.367 152747 210.53 3.508 0.951III 轴 3.201 509366 60 1 0.9701234960/min.5/inrr1234.567.0Pkwd1235.948.70649.TNm卷1圆柱斜齿轮设计1.选定齿轮精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计卷筒轴 3.106 494187 60三、传动件的设计计算斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿轮传动，标准结构参数压力角 ，齿顶高系数 顶隙系数 ；n20。 *an h1,*n c=0.25（1）高速级齿
7、轮设计1） 运输机为一般工作机器，故选用 7 级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择小齿轮材料为(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度40rC为 240HBS。3） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，124z21zi= 4.56019.4取整 209 12( z为 了 使 各 个 相 啮 合 的 齿 磨 损 均 匀 ， 传 动 平 稳 ， 与 互 质 ）4） 计算得： ；21094.52zu按照齿面接触强度计算：选取螺旋角，初选螺旋角 由设计计算公式进行试算，即=， 2t 1HE31t d2KTZu （ ）1） 试选载
8、荷系数 试取 =1.4t2） 计算小齿轮的转矩 551 419.09.03.42.106PT Nmn1=T43.520Nm1(1).确定公式内的各计算数值2）计算3） 选齿宽系数 以及查图 1030 选区域系数 ；由图d 1.0H Z=2.43 1026 查得 12 1275,.890,+65则4）由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim160HMPali255）由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数1289.EZPa6） 计算应力循环次数919820601(2501)2.340N.34=.7u5hnj
9、L7) 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.9,.HNHNK8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得1lim2li1+20.9654.2.=534.;HNHKMPaSa则1） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 的值1tdH2t 1HE3d4 232KTZu .50.1.4389.()37.465t m （ ）2） 计算圆周速度 v 137.94601.97/60tdns12546.3Mpa HP137.94tdm1.907/vs13按齿根弯曲强度设计(3)计算宽度 b 及模数 ntm137.94coscos14.53;22.5.5.3794/1
10、03.dtntntzhb(4)计算纵向重合度 10.38tan0.38124tan1.903dz(5)计算载荷系数 K由工作条件是载荷平稳从表 10-2 得使用系数 .00，AK根据 v=1.,907 m/s,七级精度等级由图 10-8 查得动载系数，由表 10-4 采用插值法得 ，由图 10-13 查1.0v1.465H得 ，表 10-3 查得 =1.1；35.FKFK1.0.1465.8AVH(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径331.587.94m 39.241ttKd(7)计算模数1cos.2cos.504nmz按齿根弯曲强度设计由式（10-17） 321cosFSdn YzKT（1
11、）确定参数1)计算载荷系数.0.135.48AVFK2)根据纵向重合度 , 由图 10-28 查得螺旋角19影响系数 .8Y37.9415;.2/0ntbmh=1.9031.58K=1d39.24mn.501.485K0.8Y11）确定计算参数（2）设计计算3)计算当量齿数1332426.7cos091.0vvZ4)由表 10-5 采用插值法得齿形系数为12.5,.73FFY5) 应力矫正系数:12.96,1.SS6)由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度150FEMpa查得大齿轮弯曲疲劳强度 2380FEMpa7）由图 10-18 查弯曲疲劳寿命系数取 85.01FNK298）计算弯曲疲
12、劳许用应力，取 s=1.4，由式 10-12 得12F 20.8530.5714.92.NFEMPaSK9）计算 aSFY12.591.60.337.14SFY大 齿 轮 的 数 值 大(2)设计计算213 232cos.4850.8cs14=0.6651.9m ;FSndKTYz综合考虑取 m=1.5mm（标准模数）已可满足弯曲强度，但为了同时满足126.7930vZm=1.51（3）.几何尺寸计算1.选定齿轮精度等级、材料及齿数接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计139.2dm算应有的齿数取为 =251cos39.2cos145.3ndZm1Z21.560zu则几何尺寸的计
13、算（1）计算几何中心距 12()(514)*.07.41mcoscosnzma圆整后取中心距107mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(25)*.arcsarcs13.027nz因为 值改变不多。故参数,HaKZ等 不 必 修 正 。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 125.38.490cos2.17.5nzmdm（4）计算齿轮宽度12138.490m4dbB圆 整 后 取 ， (二)低速级齿轮设计计算1、选择精度等级，材料和齿轮齿数 1）材料：由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质处理)硬度为 270-290HBS.大齿轮材料为 45 号钢硬度为 230-250HB
14、S,硬度差为 40HBS.2）精度等级选 7 级精度3）选择小齿轮齿数为 ，则大齿轮的齿数1=24Z取 85（互质） ；26.508.9Z4）选取螺旋角 2、按齿面接触强度计算 =251Z24z107ma3.21238.49075dm21394Bm12 .按齿面接触强度设计(1) 确定公式内的各计算数值（2）21312tEHtdKTZi(1)确定式中各值1)试取载荷系数为 Kt=1.42)由机械设计 （下同）图 10-30 取区域系数 43.2HZ3)由表 10-7 取齿宽系数 =1d4)由表 10-6 查得材料弹性影响系数 =189.8 .E12MPa5)由图 10-21d 按齿面硬度查得小
15、齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限 =550MPa.lim1lim26）由图 10-26 查得 ，10.750.862157)应力循环次数 8118826060.53(20).0531N5.14u 32hnL由 10-19 取接触疲劳寿命系数120.98HNK接触疲劳许用应力:取失效概率为 1%.安全系数为 S=1由 式1220.95*670.839.HNlinliKMPaS则 1254.aH(2）计算1)小齿轮分度圆直径.21312tEHtdKTZi5 23.4703.41.389.()61.7496254m825.0314N1257039.HMPa41td6.74
16、9m0.68/vs1计算3.按齿根弯2)计算圆周速度 16.749210.53.68/60tdnv ms3)宽度 b 及模数 ntm1.749cos6cos142.962.5./109dtntntzhb4)计算纵向重合度 1.38tan0.38*24tan1.903dz5)计算载荷系数 K由表 10-2 得使用系数 ，.A根据 v=0.681m/s,七级精度等级由图 10-8 查的动载系数，0.8v由表 10-4 查的 ，由图 10-13 查的 ，1.42HK1.30FK表 10-3 查得 F.08.142.76AVH6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径 331 .7661.49*.9ttKd
17、m7)计算模数 1cos.cos2.48nmz3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17） 213cosFSndKTYZ（1）确定参数1)计算载荷系数1.08.130.258AVF61.74925./0ntbmh1.9031.376K16.394dm2.8n1曲强度设 计1）确定计算参数（2）设计计算2)根据纵向重合度 , 由图 10-28 查得螺旋角影响系数 1.903；0.8Y3)计算当量齿数13321426.7cos859.0vvZ4)由表 10-5 查得齿形系数为12.9,.14FFY5)应力矫正系数:12.56,.783SS6）由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度 150FEMPa
18、大齿轮弯曲疲劳强度 2387）由图 10-18 查弯曲疲劳寿命系数取 8.01FNK98）计算弯曲疲劳许用盈应力，取 s=1.4，由式 10-12 得11220.85314.286.9.FNEMPaSK9）计算 FaSY12.59*1.60.3134287.SFY大 齿 轮 数 值 大(2)设计计算321cosFSdn YzKTm1.258K0.Y126.793048vZ12.5,FY12.96,783S120.36.FSFY14对比结果，确定法面模数m及齿数z5.几何尺寸计算23221.5870.8cos14*0.61.73465m综合考虑取 m=2.0 mm 已可满足弯曲强度，但为了同时满
19、足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数1.39d1cos6.394cos2.785ndZm故取 =30；1，故取 =107（互质）230*.542106.z2Z4几何尺寸的计算（1）计算几何中心距 12()(3017)24.19coscosnzma m圆整后取中心距 a142mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 (3017)*2rcs5.4因为 值改变不多。故参数,HaKZ等 不 必 修 正 。（3）计算大小齿轮的分度圆直径123062.cos5.71.8.nzmdm（4）计算齿轮宽度 1216.3m68dbB圆 整 后 取 ， 齿轮的主要参数高速级 低速级齿数 Z
20、 25 114 30 107中心距 107 142法面模数 m n1.5 2端面模数 m t n t m1.54cosn t m2.07cos=n2m130Z27za142mm15.2126.8dm21638Bm ，1齿轮参数表1、 功率 1P、螺旋角 13.0215.2法面压力角 n 0端面压力角 t t n t acos20.48t n t acos2.67齿宽 b 44 39 68 63法面齿顶高系数标准值 *an h1 1法面齿距 pn pm4.72n pm6.28齿顶系数标准值 C*0.25 0.25当量齿数 Z v 26.272 119.320 26.272 93.048分度圆直径
21、 d 38.490 175.512 62.2 221.8齿顶高 a h1.5 2齿根高 f 1.875 2.5齿全高 h 3.375 4.5齿顶圆直径 a d41.49 178.512 66.2 225.8齿根圆直径 f 34.74 171.762 57.2 216.8三轴的结构设计计算轴的结构设计计算 （1）高速轴的结构设计 1、已知该轴的功率 ，转速 ，转矩1P1n1T13.542960/mi8KWnrTN2.、求作用在齿轮上的力已知该轴上小齿轮的分度圆直径为 138.490dm123540.28.9tTmFNd 13.542960/min8PKWnrTN1转速 1n和转矩 1T及齿轮上的
22、力2初步确定轴的最小直径3.轴的结构设计拟1tan831.2tan0684.cossrFN1t.t.23.a 3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为 40cr 调质处理。根据表 15-3，取 ，于是得10A33min0.542116.980PdAm显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。对直径小于 100mm 的轴按照直径增大 7来计算，得min16.98.71.2d按照最小直径同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为 ，1TKa查表 14-1 考虑转矩的变化，取 ，则：.5aK1=.5328.6aTKNm按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准
23、，选用 LH型弹性柱销式联轴器。其从动端公称转矩为 315N.m,直径 25mm,则取 ，半联轴器的长度为 62mm，半联轴器与轴配合的毂adm孔长度 L1取 44mm。4、轴的结构（1）拟订轴上各零件的装配方案根据设计要求，选择如图的方案，因为轴经与小齿轮的分度圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的加工方案。（2）初步选择轴承因轴承同时受径向和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求，斜齿轮的分度圆直径 ，轴承选择 70000C，138.490dm角接触球轴承 7206C 型， 轴上其他尺寸见621DB下图。 4 630 4230 24730 302825183.2tFN640r1.amin1
24、8.2da1T=35N.md2L4 联 轴 器 7206C31dDB接 触 球 轴 承1定轴上零件的装配方案中间轴设计1确定中间轴上各齿轮的力2初（3）键的选择根据机械设计表 6-1 查得键的相应尺寸 b=8,h=7 ,L=40mm ;代号为键 。/1096C84GBT键2）中间轴的设计 1已知该轴的功率 ，转速 ，转矩2P2n2T23.67KW105/minr.4TN2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 2175.dm2152740tTFNd2tan6.3cosr2t1740.tan .240.5aFN该轴上小齿轮的分度圆直径为 36dm235491.56.tTd3tan.
25、tan208.9cossrFNt139.aN3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 40cr 调质处理。根据表 15-3，取，于是得0A33min0.6712.05Pdm此轴上会开有两个键槽，按照增大直径 12%来计算轴的直径，则in27 ;/1096C84GBT键 23.67PKW105/minnr.4TN21740.tF265.3rN40aF3491.5tFN82r.0a1步确定轴的最小直径3.轴的结构设计输出轴设计1确定又中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为 7207C 取 d=35mm，尺寸外形为 35mm dDB72mm17mm.4轴的结构设计安装大
26、齿轮处的键型号为 bhl=128361236GB/T09即 ： 键综合所选的键，轴承以及中轴与高速轴的相互位置关系，在满足定位要 求的前提下设计出下图的轴：各段的长度与直径的大小详细如下：轴上其余尺寸见图：35+0.1823068 3638462.6.2 40 35（三）低速轴的设计1已知该轴的功率 ，转速 ，转矩3P3n3T=3.201KW，3=60 r/min , n=509.366N m ，3T2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为 421.8dm43250963.01.8tTFNd4tan72.4cosr4t15.aFN3、初步确定轴的最小直径min31.02 ;d7C3
27、5217m.dDB选 择 轴 承 代 号 为16G/T09大 齿 轮 ：键4593.02tFN417.r425.aFN1中间轴上各齿轮的力2、初步确定轴的最小直径3选取轴的材料为 45 钢调质处理。根据表 15-3，取 ，于是105A得。33min0.20159.36PdAm安装两个键槽增大直径 7，得 ,取 min.742.d，i43此轴的最小直径是与联轴器配合处的直径，按照最小直径同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为 ，查表 14-1 考虑转矩的变1TKa化，取 ，则：1.5aK3=.509674.9a Nm按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用 LH4型弹性柱销式联轴器。其
28、从动端公称转矩为 1250N.m,直径 45mm,则取 ，半联轴器的长度为 112mm，半联轴器与轴配合的毂4adm孔长度 L1取 84mm。4轴的结构设计安装大齿轮的键型号为 bhl=1856 1856GB/T109则 键 （ ）安装联轴器处的键为 l490 C4/则 键 （ ）5.轴承的选择：又低速轴的最小直径 45mm 是与联轴器配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为 7010C 取 d=50mm，尺寸外形为50mm 80mm16mm.dDB根据该轴段上联轴器的直径大小以及所选用的轴承代号以及键的大小，综合考虑此轴段与中速轴的相互位置关系，在满足定位的要求下初步设计出各轴段的大小
29、及其直径：轴上其他尺寸见下图：min43d764.09aTN15L=8ad。大齿轮： 1856GB/T109键 （ ）联轴器： C4/6键 （ ）50m816.dDB1、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案高速轴的校核26438566235 82732965060760 5048 45四.轴、轴承、键的校核（一）各轴上的载荷1.高速轴的校核1）高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: FNH1FNV1FtrFaFNH2FNV265.108.5 42.5左 旋高 速 轴 载 荷 分 析 图 MHMV1MV21M2T1已知该轴上小齿轮的分度圆直径为 138.490dm12354
30、0.28.9tTNFNdm1tan1tan0684.coss3.r1ta83.2t.2aFN水平面内受力分析：由受力平衡以及力矩平衡方程知： NH12NH12.1F08.54.35.8*0.5964.3NHMm解 得 ：竖直面内受力分析： r 12a212F=Fd 0-8.5+4.5=046.37.m*.67.51859NVNVNVvMm分： ：矢量合成： 2221122 4.35.60.75961893HV Nm扭矩： 8.03.32.tdmTFN图中弯矩最大处截面即为危险截面也即齿宽中点处。2）弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取 .63330.1.*8.490572Wd（ ）轴的
31、计算应力为125.83964.NHFMm1246.537.89NVvFMm1260.753N9.Tm-1.49caMP安全！1精确校核设计的轴V截面左2222()60.7(.6*359.)1.49caMTWP轴的材料为 40cr，调质处理。由表 15-1 查得。因此 ，故安全。70a1- 1-ca3）精确校核轴的疲劳强度463042 303041.9383302825I II III IV V VI a )确定危险截面由弯矩图可知齿轮齿宽中点处的弯矩最大，但考虑到轴的应力集中比较严重，故考虑轴上其它地方所受弯矩较大的地方，由弯矩图可知 V 和VI 的弯矩大小较为接近，但是 V 同时承受扭矩，V
32、I 截面不受扭， 故确定 V 截面为危险截面。b ) V 截面左侧 3330.1.*59.7Wdm1238.410.26.49.885359.4.8.7672.4.901TvIVbTMLNmNmMPawW轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：MPaB20357113.76490bTMPa1侧的校核20.63419rdD有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2 并用插值法可得：2.147又由附图 3-1 查得：0.8251()1+0.82.4-1=.07539qk轴 的 材 料 的 敏 性 系 数 ： （ ）（ ）由附图 3-2，3-3 得：92.083轴按磨削加工
33、，由附图 3-4 查得：.1 轴未经表面处理，即：qk12.071K-2.59839.4.3-120.5 又 由 章 、 章 得 ：13510.22.91.76048.49.amSK2221.*81.50CASS故可知其安全！b ）V 右侧面齿根圆的直径 34.7d9.81.5CAS安全！1V右侧面的校核3330.1.*47192.65Wdm328569.4.2085TbTMNMPawm轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：MPaB20371有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2 并用插值法可得：68.又由附图 3-1 查得：578.1)(125.02qk由附图
34、 3-2，3-3 得：92.083轴按磨削加工，由附图 3-4 查得：1. 轴未经表面处理，即：31.025-18.-9.02.781kK23.-q章 得 ：章 、又 由 0.25.CASS安全！1中间轴的校核13510.482.914.7209.8amSK221.4*9.10.251.0CASS因此该截面的强度是足够的2.中间轴的校核1） ，中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图: FNH1FNV1 Ft1rFa1 FNH2FNV2右 旋中 间 轴 载 荷 分 析 图 MH2MV1 MV2M1T右 旋t2Fa2rM2MH15. 58 41.5已知该轴上大齿轮的分度圆直径
35、为 2175.dm2152740tTFNd12tan650.3cosrFN2t174.tan .240.5a N该轴上小齿轮的分度圆直径为 36dm235491.56.tTFd3tan.tan208.9cossr Nt139.aFN水平面内受力： 12t1t2t2t1212=0+4.570.65.M F5.(8.)(41.8.)043.975.8NHNHNHHFmM： ：解 得 ：竖直面内受力： 1r2 1 2a2 a1 r2 r1 12F0:+-0:dF5. (5.8)(485.)07.9)60.*62.745.31945N.m NVNVNVvFM负 号 表 示 力 的 方 向 与 图 示
36、相 反矢量合成： 22221112 .60.751890.78(34)36HV Nm扭矩：1243.9875.NHFMm1247.9605.3Nm NVvFM1287590.64m TN1弯扭合成校核轴的强度III截面左侧的校核II15274m TN危险截面既为弯矩最大的截面。2）.弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取 ,0.63330.1.*4Wdm轴的计算应力为： 228759.(0.61574).6ca MPa轴的材料为 40cr，调质处理。由表 15-1 查得。因此 ，故安全。0MP1-1-ca3）精确校核轴的疲劳强度 35+0.1823068 3638462.6.2 40 3
37、5I II III IVa)确定危险截面由弯矩图和轴结构图可知，III、IV 截面弯矩较大。且 III 截面受扭，IV 截面不受扭，故确定 III 为危险截面。b)III 截面左侧 330.1*4592.Wm2218750.-193.45+8.87.- 19616 MN 33330.2.42 871m 0.49W9.55 2TbTdMPaN-132.6caMP安全！20.4983bTMPa1I截面左侧III截面右侧轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：MPaB203571初选 H7/k6 配合，由附表 3-8 得：725.1*.03.k轴按磨削加工，由附图 3-4
38、查得：9. 轴未经表面处理，即：31.025-82.1-9.0725.1kK43-1q章 得 ：章 、又 由1357.22.409.4.881amSK227.*4.6.93=.5CASS因此该截面的强度是足够的。c）III 截面右侧 330.1*54287.Wm3301M 69.715274 .80TbTdNMPam6.93=1.5CAS安全！ 29.173bTMPa1的校核轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：MPaB203571.451.20rdD有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2 查得：.6172又由附图 3-1 查得材料的敏性系数为：0.891()1
39、0.82*(.61)2.397qk由附图 3-2，3-3 得：90.85轴按磨削加工，由附图 3-4 查得：1. 轴未经表面处理，即： qk12.31K-2.84085.9.7.0.3-120.5 又 由 章 、 章 得 ：1354.292.849.1701.73.amSK 4.12.5CAS 安全！1低速轴的校核2224.9*1.74.1.5CASS因此该截面的强度是足够的。2.低速轴的校核1）低速轴的弯扭组合强度的校核分析已知该轴上齿轮的分度圆直径为42.8dm432509643.021.8tTFNd4tan17.cosrFN4t25.a受力如图: FNH1FNV1FtrFaFNH2FNV
40、29453 91左 旋低 速 轴 载 荷 分 析 图MHMV12M1M2T水平面内受力：12904.6853.NHFm112t 1212F 0:M :539104.689.5319.2NHNHNHFNm解 得 ：竖直面内受力： 1r 2a r 212F=0-Md53(9153)00.6N 9.8457NVNVVNVvFFmM： ：解 得 ：矢量合成： 222112222539.61.85408.7.45793HVNm扭矩： 5096. T危险截面即为弯矩最大截面2）弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取 ,0.63330.1.621Wdm轴的计算应力为 22223()05.(.6093)117.caMTP轴的材料为 40cr，调质处理。由表 15-1 查得。因此 ，故安全。0a1-1-ca1230.6N 9.8457NVvFMm1208.53Nm50936. T-17.2caMP安全！
