1、機械設計課程設計題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器）方案圖如下：123456××××1電動機2V帶傳動3減速器4聯軸器5鼓輪6輸送帶 目 錄1. 設計目的22. 設計方案33. 電機選擇54. 裝置運動動力參數計算75.帶傳動設計 96.齒輪設計187.軸類零件設計288.軸承的壽命計算319.鍵連接的校核3210.潤滑及密封類型選擇 3311.減速器附件設計 33 13.心得體會 3414參考文獻 351. 設計目的 機械設計課程是培養學生具有機械設計能力的技術基礎課。課程設計則是機械設計課程的實踐性教學環節，同時也是高等工科

2、院校大多數專業學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是： （1）通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，增強創新意識，培養綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與實際知識去分析和解決機械設計問題的能力。 （2）學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規律。 （3）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結構設計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法。 （4）學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算，繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規范等。2. 設計方案 據所給題目

3、：設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器）方案圖如下：123456××××1電動機2V帶傳動3減速器4聯軸器5鼓輪6輸送帶 技術與條件說明：1）傳動裝置的使用壽命預定為 15 年每年按300天計算， 2 班制工作每班按8小 時計算2）工作機的載荷性質是平穩、輕微沖擊、中等沖擊、嚴重沖擊；單、雙向回轉；3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4）傳動布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許作適宜的選擇；5）輸送帶允許的相對速度誤差±35%。設計要求 1）減速器裝配圖1張；

4、2）零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）； 3）設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫 4）相關參數：F=2050N，V=1.2，D=300mm。設計內容計算及說明結 果電動機選擇裝置運動和動力參數計算帶傳動設計齒輪設計軸類零件的設計軸承的壽命計算鍵連接的校核潤滑及密封類型的選擇減速器的附件設計心得體會參考文獻參考文獻3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V。3.2 選擇電動機的容量工作機有效功率P=,根據任務書所給數據F=2050V，V=1.2。則有：P=2.46KW從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 =式中，分

5、別為聯軸器，軸承，齒輪傳動，卷筒和V帶傳動效率。據1表9.1知=0.99，=0.98，=0.97，=0.96，=0.96，則有： =0.99 =0.792所以電動機所需的工作功率為： P=3.11KW3.3 確定電動機的轉速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比i=840和帶的傳動比i=24。則系統的傳動比范圍應為：i=i=（840）（24）=16200工作機卷筒的轉速為 n= 所以電動機轉速的可選范圍為 n=i=（16200）76 =（121612160）符合這一范圍的同步轉速有1500和3000兩種，但是綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量和價格因素，決定選用同步轉速為1500的電動機。

6、據1表15.1和15.2可選擇Y112M4電動機，其主要參數如表3.1所示 表3.1 Y112M4型電動機主要參數電動機型號額定功率/KW滿載轉速（）Y112M-44 14402.2 2.2電動機型號中心高/mm總長/mm鍵/mmY112M-4112 400 84.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 i=2）分配到各級傳動比 因為i=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取i則i在840的范圍內故合適。分配減速器傳動比，因為i=i其中i為齒輪高速級的傳動比，i為齒輪低速級的傳動比。故可先取i=3.64則i=2.64.2 傳動裝置的運動和動力參數計算電動機：轉速：n=1440輸入

7、功率：P=P=3.11KW輸出轉矩：T=9.55=9.55 =2.06N1軸：轉速：n=輸入功率：P=PKW輸入轉矩：T=Ti=2.06 =3.96N2軸：轉速：n=輸入功率：P=P =2.84KW輸入轉矩：T=1.37N3軸：轉速：n輸入功率：P =2.69KW輸入轉矩：T =1.37 =3.39卷筒軸：轉速：n輸入功率：P=P =2.69 =2.61KW輸入轉矩：T =3.39 =3.29N 表4.1 各軸運動和動力參數軸 號功率（KW）轉矩（N）轉速（）電機軸3.112.0614401軸2.993.967202軸2.841.37197.83軸2.693.3976卷同軸2.613.2976

8、5.1 確定計算功率P 據2表8-7查得工作情況系數K=1.1。故有： P=KP5.2 選擇V帶帶型 據P和n有2圖8-11選用A帶。5.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑d有2表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=90mm。 （2）驗算帶速v，有： v= =6.87 因為6.78在530之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準直徑d d5.4 確定V帶的中心距a和基準長度L (1)據2式8-20初定中心距a=400mm(2)計算帶所需的基準長度 L2a+ =2（180+90）+ =1244mm由2表8-2選帶的基準長度L=1250mm（3）計算實際中心距 a 5.5

9、驗算小帶輪上的包角5.6 計算帶的根數z（1）計算單根V帶的額定功率P由d和n查2表8-4a得 P=1.064KW據n=1440，i=2和A型帶，查28-4b得 P=0.17KW查2表8-5得K=0.97，K=0.93，于是： P=(P+P)KK =（1.064+0.17）0.970.93 =1.11KW（2）計算V帶根數z z=3.96 故取4根。5.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型帶的單位長質量q=0.1。所以 （F）=500 =500 =133N應使實際拉力F大于（F）5.8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=241330.99 =1053N5

10、.9 帶輪設計 （1）小帶輪設計 由Y112M電動機可知其軸伸直徑為d=28mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=28mm。有4P表14-18可知小帶輪結構為實心輪。 （2）大帶輪設計 大帶輪軸孔取22mm，由4P表14-18可知其結構為輻板式。6.1 速級齒輪設計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質）硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒

11、輪齒數為Z=24，大齒輪齒數Z可由Z=i 得Z=87.36，取87； 5）初選螺旋角=14。2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： d （1）確定公式中各數值 1）試選K=1.3。 2）由2圖10-30選取區域系數Z=2.433 3）由3圖16.2-10可得：=0.78，=0.87 則=0.78+0.87=1.65。 4）由2表10-7選取齒寬系數=1。 5）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： T=3.96N。 6）由2表10-6查的材料的彈性影響系數Z=189.8MP 7）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。 8）由2

12、圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.90； K=0.95。 9）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數S=1，有 =0.9600=540MP =0.95550=522.5MP 所以= =531.25MP (2) 計算 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d =39.17mm 2)計算圓周速度。 v= =1.48 3）計算齒寬b及模數。 b=139.17=39.17mm m=1.58mm h=2.25m=2.251.58=3.56mm b/h=11.00 4）計算縱向重合度。 =0.318 =0.318124tan14=1.903 5）計算載荷系數K。 已知使用系數K=1

13、，據v=1.57，7級精度。由2圖10-8得K=1.08，K=1.417。由2圖10-13查得K=1.35，由2圖10-3查得K=K=1.4 故載荷系數： K=KKKK =1=2.14 6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： d=d=39.17=46.25mm 7）計算模數m m=1.86mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： m（1）確定計算參數 1）計算載荷系數。 K=KKKK=1 =2.04 2）根據縱向重合度=1.903，由2圖10-28查得螺角影響系數Y=0.88。 3）計算當量齒數。 Z=26.29 Z=95.29 4）查取齒形系數 由2表10-5查得Y=2.592，Y=2

14、0216 5）查取應力校正系數 由2表10-5查得Y=1.596，Y=1.777 6）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP 7）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.85，K=0.88 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則有： =303.57Mp =238.86MP 9）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.01363 =0.01649 （2）設計計算 m 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 m =1.5mm，已可滿足彎曲疲勞強度，用接觸疲勞強度算得分度

15、圓直徑d=46.25mm來計算應有的齒數。于是由： Z= = =29.9 取Z=30，則Z=3.64=1094.幾何尺寸計算（1）計算中心距 a= =107.9mm 圓整為108mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=14.45 因值在允許范圍內，故等參數比用修正 （3）計算大，小齒輪的分度圓直徑 d46.63mm d=169.43mm （4）計算齒輪寬度 b=46.63=46.63mm 圓整后取B=47mm，B=52mm 5. 大小齒輪各參數見下表 高速級齒輪相關參數名稱符號計算公式及說明法面模數端面模數法面壓力角端面壓力角螺旋角齒頂高齒根高全齒高分度圓直徑齒頂圓

16、直徑齒根圓直徑基圓直徑中心距6.2 低速級齒輪設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數 1）按選定的齒輪傳動方案，選用圓柱斜齒輪； 2）選用7級精度；（GB10095-88） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS二者的硬度差為40HBS； 4）初選小齒輪齒數為Z=24，大齒輪Z=2.6=62.4，取63； 5）初選螺旋角。2.按齒面接觸疲勞強度設計 d （1）確定公式內各數值 1）初選K=1.3 2）由2圖10-30選區域系數Z=2.433 3）由3圖16.2-10可取：=0.78，=0.86 則=0

17、.78+0.86=1.64 4）由2表10-7選取齒寬系數=15）計算小齒輪傳遞的轉矩： T= =13.7Nmm6)由2表10-6查得材料的彈性影響系數Z=189.8MP7）由2圖10-21d按齒面硬度得小齒輪齒面接觸疲勞強度極限=600MP，大齒輪的齒面接觸疲勞強度極限=551MP8）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.90，K=0.959）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%。安全系數S=1，有 =0.9600 =540MP =0.95550 =522.5MP 所以= =531.25MP （2）計算 1）計算小齒輪分度圓直徑d。由公式得 d2）計算圓周速度 V= =0.6323）計

18、算齒寬b及模數 b=161.02=61.02mm m=2.47mm h=2.25m=2.252.47=5.56mm b/h=10.974)計算縱向重合度 =0.318=0.318 =1.9035）計算載荷系數K 已知使用系數K=1，據v=0.632，7級精度。由 2圖10-8得K=1.02，K=1.424由2圖10-13查得K=1.38，由2表10-13查得 K=1.4.故動載系數 K=KKKK=11.021.41.424 =2.036）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 d=d=61.02=70.79mm7）計算模數m m=2.863.按齒根彎曲疲勞強度設計 由2式10-17可知 m（1

19、）確定計算參數 1）計算載荷系數 K=KKKK=11.021.41.38 =1.97 2）計算縱向重合度 =1.903，由2圖10-28查得螺旋角影響系數Y=0.88. 3）計算當量齒數 Z=26.29 Z=69 4）查取齒形系數 由2表10-5查得Y=2.592，Y=2.239 5）查取應力校正系數 由2表10-5查得Y=1.596，Y=1.748 6）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP。 7）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.85，K=0.88. 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4。則有： =303.

20、57MP =238.86MP 9）計算大小齒輪的，并加以比較 （2）設計計算m 可取m=2mm，又由于兩級中心距相等，所以由Z和a=以及算得的a=108mm聯立解得Z=29，Z=764.幾何尺寸計算 （1）按圓整后的數值修正螺旋角 =arccos= =13.53 因值相差不多，故參數等不用修正 （2）計算大小齒輪的分度圓直徑 d=59.7mm d=156.3mm （3）計算齒輪寬度 b=159.7=59.7mm 圓整后取B=60mm，B=65mm5.大小齒輪各相關參數見下表 低速級大小齒輪各相關參數名稱符號計算公式及說明法面模數端面模數法面壓力角端面壓力角螺旋角齒頂高齒根高全齒高分度圓直徑齒頂

21、圓直徑齒根圓直徑基圓直徑中心距7.1 I軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=2.99KW，n=720，T =2.06N 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 d=46.63mm 而 F=884N F=F=884=332N F=Ftan=884=228N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=118，于是得： d=A=19mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=20.33mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=22mm，查4P表14-16知帶輪寬B=56.4mm故此段

22、軸長取55mm。 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，選用2圖15-1的裝配方案 I II III IV V VI VII VIII （2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=22mm，l=55mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸的結構設計而定）。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為30mm。故取l=50mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=29mm。 3）初選軸承，因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據d=29mm，由軸承目

23、錄里初選30207號其尺寸為d=35mm 72mm18.25mm故d=35mm。又右邊套筒長取32.75mm所以l=18.25=32.75=51mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=40mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為52mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l48mm。齒輪右邊V-VI段為軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h=4mm則此處d=48mm。寬度b1.4h取l=10mm 5）VI-VII段右邊為軸承用軸肩定位，因為軸承仍選用圓錐滾子30207所以d=35mm，所以此處軸肩高h0.07d取h=5mm故d=45mm軸肩寬度b1.4h，取l=8mm，l=

24、22mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按 d由5P表4-1查得平鍵截面b 鍵槽用鍵槽銑刀加工長為45mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵12齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的M，M 和M的值如下： F=440

25、N F=444N F=208N F=124N M=27720N M=13104N M=7788N M=30661N M=28793N T=2.06N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，則根據2 式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =5.2MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.2 III軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=2.69KW，n=76，T=3.39N 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為 d=156.3mm 而 F=4338N F=F=4338=162

26、5N F=Ftan=4338=1044N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=112，于是得： d=A=36.8mm 顯然最小直徑處安裝聯軸器，為使所選軸直徑d與聯軸器的孔徑相適應。故同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩T=K查2表14-1取K=1.3.則： T 按計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件查5P表8-7可選用LX3型彈性柱銷聯軸器。其公稱轉矩為 1250000N。半聯軸器孔徑d=40mm，故取d=40mm半聯軸器長度L=112，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通

27、過分析比較，選用2圖15-8的裝配方案I II III IV V VI VII VIII （2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為滿足半聯軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=45mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=46mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長為84mm，為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現取l=82mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋取其寬度為20mm。據d =45mm可取l=50mm。 3）初選軸承，因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據d=45mm，由軸承目錄里初選30

28、210號其尺寸為d=50mm 90mm21.75mm故d=50mm。又右邊套筒長取20mm所以l=20+21.75=41.75mm. 4）取安裝齒輪段軸徑為d=54mm，已知齒輪寬為65mm取l=63mm。齒輪右邊V-VI段為軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h=6mm則此處d=66mm。寬度b1.4h取l=10mm 5）VI-VII段右邊為軸承用軸肩定位，因為軸承仍選用圓錐滾子30210所以d=50mm，所以此處軸肩高h0.07d取h=5mm故d=60mm軸肩寬度b1.4h，取l=8mm，l=21.75mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4

29、-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為63mm。選擇半聯軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵16齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7.2.1 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的M，M 和M的值如下： F=2199N F=2139N F=260N F=1365N M=156680N M=99986N M=18397N M=1858

30、65N M=157756N T=3.39N 圖7.2.1 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，則根據2 式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =17.5MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.3 II軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=2.84KW，n=197.8，T =1.37N 2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=169.43mm d=59.3mm 而 F=1617N F=F=884=608N F=Ftan=884=417N 同理可解得： F=4621N

31、，F=1730N，F=1112N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=112，于是得： d=A=27.2mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=29.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上同時承受軸向力和徑向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作條件可選30206其尺寸為：d=30故d=30mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取33.75mm所以l=51mm 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，轉配示意圖如下I II III IV V VI （2）據軸向定位的要求確定軸的各

32、段直徑和長度 1）I-II段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為47mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=45mm，d=50mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =80mm，d=50mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為60mm可取l=58mm，d=48mm 4）V-VI段為軸承同樣選用單列圓錐滾子軸承30206，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24.5mm則 l =24.5+17.25=41.75mm d=30mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1

33、查得平b 按d得平鍵截面b=14其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7.3.1 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的M，M 和M的值如下： F=2355N F=3883N F=1438N F=900N M=274779N M=63675N M=-2266.6N M=282060N M=274788N T=2.06N 圖7.3.1 6.按彎扭合成應

34、力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，則根據2 式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =26.6MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。8.1 I軸上的軸承壽命計算預期壽命：已知 查表2-13-7知查2表13-5得當 時，X=0.4，Y=1.6當時，X=1，Y=0，其中。則應有： ， “壓緊”“放松”判別： 放松 壓緊 故， 計算當量載荷：，則X=1，Y=0。則有 則X=0.4，Y=1.4.故P =1.1（0.4=871N 驗算軸承：取，圓錐滾子軸承 L=1.12>L L=2.21>L 故I軸上的兩個軸承滿足要求

35、。8.2 II軸上軸承的壽命計算預期壽命：已知，查表2-13-7知，查表4-8-26得當時，X=0.4，Y=1.6；當時，X=1，Y=0，其中。，“壓緊”“放松”判別： 壓緊 放松故，。計算當量載荷：，則X=0.4，Y=1.6。則有 則X=1，Y=0。故驗算軸承：取，圓錐滾子軸承， 故II軸上的兩個軸承滿足要求。8.3 II軸上軸承的壽命計算 預期壽命：已知 查表2-13-7知查2表13-5得當 時，X=0.4，Y=1.4當時，X=1，Y=0，其中。則應有： “壓緊”“放松”判別： 放松 壓緊 故， 計算當量載荷：，則X=0.4，Y=1.4。則有 則X=1，Y=0.故P =1.12537=2791N 驗算軸承：取，圓錐滾子軸承 L=4.2 L=1.18>L 故III軸上的兩個軸承滿足要求。9.1 I軸上鍵的強度校核 查表4-5-72得許用擠壓應力為I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。9.2 II軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應力為 II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 9.3 I