机械设计课程 设计说明书带式输送机传动装置（含全套图纸）.doc

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1、机械设计课程设计说明书CAD图纸，联系QQ153893706设计题目：带式输送机传动装置设计单位：工程学院 05机制（3）班设计者： 学号： 指导教师： 目录一、设计任务 第 2 页二、各主要部件选择 第 2 页三、选择电动机 第 3 页四、计算总的传动比并分配各级传动比 第 3 页五、计算传动装置的运动和动力参数 第 4 页六、传动零件的设计计算 第 5 页七、设计高速级齿轮 第 7 页 八、设计低速级圆柱直齿传动 第 11 页 九、轴的设计与校核 第 15 页十、轴承的校核 第 27 页十一、键的选择和校核及联轴器的选择 第 28 页十二、减速器润滑方式及密封种类的选择 第 29 页十三、

2、箱体的设计 第 30页十四、减速器附件的设计 第 31页十五、设计小结 第 32页十六、参考文献 第 32页一、设计任务题目：带式输送机传动装置 给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力为6000N，输送带速度为0.45m/s，提升机鼓轮直径为300mm。自定条件：工作寿命8年（设每年工作300天），每日工作16小时，带式输送机工作平稳，转向不变。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：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输入端，这样，轴在转矩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地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷

3、分布不均匀的现象。，高速级,低速级均做成直齿。整体布置如下： 图示1电动机,2 V型带, ,3减速器,4高速齿轮传动,5低速齿轮传动, 6为联轴器7.输送带鼓轮 0电动机轴，I输入轴，II中间轴，III输出轴，IV卷筒轴. 辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.二、各主要部件选择目的过程分析备注动力源三相交流电电动机齿轮直齿经济。高速级，低速级均做成直齿轴承输入轴（1轴）和中间轴（2轴）有一定的轴向力，输出轴（3轴）的轴向力较小。圆锥滚子轴承和深沟球轴承联轴器经济性和实用性并存弹性联轴器三、选择电动机、 选择电动机的类型按照

4、工作要求选择全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机，电压380，系列。、 查表确定各部分的效率为：V型带传动，滚动轴承传动效率（4对）,闭式齿轮传动效率3=0.97，连轴器效率 ,传动滚筒效率代入得：传动的总效率为：电动机所需工作功率为： KW K=60000.45/1000 KW=2.7 KWPd=2.7/0.825KW =3.27 KW、 确定电动机转速滚动轴工作转速：n=601000V/D=6010000.45/(300)=28.66 r/min通常，V带传动的传动比常用范围 ,二级圆柱齿轮减速器为,则总传动比的范围,古电动机转速的可选范围为n=(16160)28.66r/min=(45945

5、86)r/min符合这一范围的同步转速有750，1000,1500和3000r/min，但由于750 r/min型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，不可取。所以在1000 r/min,1500 r/min和3000r/min三种中选取，见下表：方案电 动 机型 号额定功率（KW）电动机转速n（r/min）电 动 机质量kg参考价格总传动比同步转速满载转速1Y112M-24300028904591094.542Y112M-4415001440 4991847.113Y132M1-64100096075143331.40 方案1电动机重量轻,价格便宜.但总的传动比大,传动装置处廓尺寸大.制造成

6、本高.结构不紧凑,故不可取.而方案2与方案3相比较.综合考虑电动机和传动装置的尺寸重量价格以及总的传动比,可以看出,选择电动机型号为Y112M-4四、计算总的传动比并分配各级传动比由选择的电动机满载传速=1440 r/min，工作机的转速28.66r/min，得转动装的总传动比为： ia=/=1440/28.66=50.24分配传动装置各级传动比 V型传动带的传动比,则减速器的传动i为i=50.24/3=16.7 取两级援助齿轮减速器,高速级的传动比 则低速级的传动比 五、计算传动装置的运动和动力参数将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号为0轴（电机轴），1轴，2轴，相邻两轴之间的传动比为,

7、相邻两轴间的传动效率为,各轴输入功率为,各轴的转速为,各轴输入转矩为,.电动机的输出功率、转速和转距分别为：=Pd r/min T0 = 9550P0/n00轴（电机轴）=3.27KW r/min=9550/=21.71轴(高速轴) = =0.963.27=3.14 KW r/min=95503.14/480=62.52轴(中间轴)=3.140.990.97=2.68KW=480/4.835=99.3 r/min=95502.68/99.3=2583轴（低速轴）=2.680.990.97=2.57 KW =99.3/3.454=28.7 r/min=95502.57/28.7=8554轴（滚筒

8、轴）P4=0.990.99=2.52 KWn4=28.7/1=28.7 r/minT4=95502.52/28.7=83913轴的输出功率和输出转矩则分别为个轴的输入功率和输入转矩乘轴承效率=0.99 04轴运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表格，如下： 轴 名功 率P（KW）转 矩T（）转 速n（r/min）传 动 比效 率输入功率输出功率输入转矩输出转矩电机轴3.2721.71440高速轴3.143.1162.561.948030.96中间轴2.682.6525825599.34.8350.96低速轴2.572.5485584628.73.4540.96卷筒轴2.522.4983983

9、128.710.98六、传动零件的设计计算普通V型带的设计(减速器外的传动零件设计)1.确定计算功率查表得工作情况系数=1.1故=P=1.23.27KW=3.9KW2.选择V带的类型根据, 选用A型 =1440r/min3.确定带轮的基准直径并验算带速V1)初选小带轮的基准直径 =90mm2)验算带速V V=m/s=6.78m/s因为5m/sV)min8.计算压轴力 压轴力的最小值为()min=2Z)min*sin=23161sinN=951N9.带轮结构设计) 由以上计算，查课本表8-10可知轮槽尺寸：基准宽度=11mm，基准线上槽深=2.75mm，基准线下槽深=8.7mm，槽间距e=15m

10、m，槽边距=mm，轮缘厚=6mm；由公式带轮宽度B=(z-1)e+2f得，带轮宽度B=48mm2) 查表8-1可得V带截面尺寸：顶宽b=13.0mm，节宽=11.0mm，高度h=8.0mm，楔角=40，每米质量q=0.10 kg/m，截面面积A=81由公式带轮外径，所以有主动轮外径从动轮外径七.设计高速级圆柱直齿传动目的设计过程备注选定齿轮精度等级、材料及齿数） 选用级精度） 由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为40HBS。） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数取两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮，所以压力角目的过程分析备注按齿面接触疲劳强度设计由设计计算

11、公式进行试算，即） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表选取齿宽系数（） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图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（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值0.99 为中间轴轴承的效率4.871为第二级传动比代入中的较小值是为了使得出的d偏大，使齿轮更安全按齿面接触疲劳强度设计（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （） 计算载荷系数K根据，

12、级精度，由图查得动载荷系数直齿轮齿间载荷分配系数由表查得使用系数由表查得由图1查得=1.34故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数小齿轮相对支承非对称布置是按齿面接触疲劳强度设计时使用的齿向载荷分布系数按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为按齿根弯曲强度设计） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力，安全系数为S=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算圆整为

13、标准值2.0。是按齿根弯曲强度设计时使用的齿向载荷分布系数确定mn时取较大的，安全。两对直齿的模数2.0。目的分析过程备注按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取齿数几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿顶圆直径） 计算齿根圆直径 ） 计算中心距） 计算齿宽取分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮齿根圆直径：中心距齿宽八.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程备注选定齿轮精度等级、材料及齿数1)选用级精度2 )由表选择小齿轮材料为（调质），并经调质及表面淬火,齿面硬度为48-55HBR3)选小齿轮齿数，大齿轮齿数 取两齿轮均为

14、标准直齿圆柱齿轮，所以压力角按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1 )确定公式各计算数值(1)试选载荷系数(2)计算小齿轮传递的转矩(3)由表选取齿宽系数(4)由表查得材料的弹性影响系数(5)由图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（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得0.99 为中间轴轴承的效率4.871为第二级传动比按齿面接触疲劳强度设计2 )计算(1)试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值(2)计算圆周速度v (3)计算齿宽(4)计算齿宽与齿高之比模数 齿高 (5)计算

15、载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数齿间载荷分布系数，由表查得由表查得使用系数由表查得齿合载荷分布系数 由图2查得故载荷系数）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得）计算模数代入中的较小值是为了使得出的d偏大，使齿轮更安全小齿轮相对支承非对称布置是按齿面接触疲劳强度设计时使用的齿向载荷分布系数按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为1)确定公式内的计算数值(1)由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)由图查得弯曲疲劳寿命系数 (3)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得(4)计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数

16、由表查得（）计算大小齿轮的，并比较小齿轮的数据大2)设计计算是按齿根弯曲强度设计时使用的齿向载荷分布系数确定mn时取较大的，安全。按齿根弯曲强度设计圆整为标准值2.5。按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取=83两对直齿的模数2.5。齿数几何尺寸计算1)计算分度圆直径2)计算齿顶圆直径3)计算齿根圆直径 4)计算中心距5)计算齿宽取分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮齿根圆直径：中心距齿宽九轴的设计与校核箱体的总体结构、 输入轴的设计1 .选择轴的材料选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，其硬度为HBS220，抗拉强度极限B64

17、0MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa2初步估算轴的最小直径1)输入轴的功率,转速,转矩 =3.11kw =480r/min =61 900N/mm 2)初步估算轴的最小直径 取A0112 取21mm3 .轴的结构设计） 拟定轴上零件的装配方案轴段-装配带轮，轴段-装配轴承端盖，轴段-装配轴承，轴段-作为定位轴肩，轴段-装配齿轮，轴段-装配定位套筒和轴承。） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1) d21mm L=68mm2) 为了满足带轮定位 d=26mm 3) 初选滚动轴承 因轴承只受有径向力的作用.和

18、 d=26mm 故选择深沟槽轴承6006查机械手册dDT =30mm55 mm13mm. 所以，dd30mm，两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，定位套筒同时也是齿轮的定位，套筒两节应比安装滚动轴承处和安装齿轮处的轴直径分别要高出一点点(c）取安装齿轮处的轴段-和-的直径： d-= d-= D1=34mm为了使套筒的端面更可靠的压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，因为轮毂宽度b1=60mm,可以取：L-58mm。齿轮的右端由套筒定位，左端由轴的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=4mm,所以 ：d=42mm 。轴环宽度b1.4h，所以：L12 （d）取齿轮距箱体内壁之距离a=10,滚动轴承T=

19、13,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm则可计算：L-=T+a+s+(60-58)=13+8+10+2=33mm为了齿轮1与齿轮2装配对齐L=12+65+13+8-12=86（e）轴段-应比轴承长一点，取：L-=13+2=15mm（f）根据轴承端盖的装折及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离大于30mm，故取L-=50mm（f）为了齿轮1与齿轮2装配对齐，L-=10各轴段设计参数表-d(mm)21263034423430L(mm)685015861258333223). 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联结. 按d- =21mm

20、，带轮宽度B=48mm由表6-1查得平键截面bh=6mm6mm (键宽和键高), 长度L =21.6mm 按d- =34mm，L-=58mm由表6-1查得平键截面bh=10mm8mm (键宽和键高), 长度L =50mm， 因为齿轮不在轴端,故采用平头平键,联轴器装配采用平键， 4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸（参考表15-2）取、和处倒圆角R=2取、和处的倒角为C=245（5）求轴上的载荷 作用在齿轮上的力圆周力 Ft1=2293N 径向力 Fr1= tanFt1= N轴的结构图作出轴空间受力及简图轴的弯距扭距图(在一页)：AB=179mm， BC=44.5mm ， AC=134.5 mm，

21、BD=279.5mm 从轴的弯矩扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面.计算出截面C处的弯矩M如下: （6）按弯距合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面,即危险截面C强度. 当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的计算应力根据式（15-5）及上述数据，并取a=0.6，轴的计算应力： = 前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得：-1=60 MPa，则ca-1=60 MPa，故安全2、轴的设计1 .选择轴的材料选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，其硬度为HBS220，抗拉强度极限B640MPa，

22、屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa2初步估算轴的最小直径1)输入轴的功率,转速,转矩 =2.65kw =99.3r/min =255000N/mm 2)初步估算轴的最小直径 取A0112（3）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案：轴段-和-装配定位套筒和轴承，轴段-和-装配齿轮装配轴承。 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度查手册，根据d2min=33.5mm 选用深沟滚动轴承6007 dDT =35mm62 mm14mm. 所以，d-=d-=35mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，定位套筒同时也是齿轮的定位

23、，套筒两节应比安装滚动轴承处和安装齿轮处的轴直径分别要高出一点点（b）取安装齿轮处的轴段-和-的直径： d-=d-=45mm为了使套筒的端面更可靠的压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，因为轮毂宽度b2=54mm,b3=65mm,可以取： L-63mm，L-52。齿轮的右端由套筒定位，左端由轴的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=4mm,所以 ：d-=48mm 。两齿轮之间距为15mm，所以： （c）取齿轮距箱体内壁之距离为a =10mm, 考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm, 轴承段轴长应比轴承宽大一点，取2mm则可计算： （d）总体长度： 轴2

24、计参数表-d(mm)3545524535L(mm)39631552392083). 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联结. 按d-=d-=40mm由表6-1查得平键截面bh=14mm9mm (键宽和键高), 按 L-=63mm ，L- =52mm，由表6-1取平键长度L1 =57mm，L2 =44mm4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,取、和处倒角为C=245取轴肩和处倒圆角R=1.245（5）求轴上的载荷作用在齿轮上的力 齿轮2所受的圆周力大小等于齿轮1所受的圆周力大小：Ft2=Ft1=2293N齿轮2的径向力大小等于齿轮2的径向力大小：Fr2=Fr1= tan

25、Ft1= N齿轮3所受的圆周力：Ft3 =8500N齿轮3的径向力：Fr3= tanFt3= N轴的结构图作出轴空间受力及简图轴的弯距扭距图(见下页)：AB=55mm， BC=74.5mm ， CD=60.5mm，AC=129.5mm， DB=135mm AD=190mm 从轴的弯矩扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面.计算出截面C处的弯矩M如下: （6）按弯距合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面,即危险截面C强度. 当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的计算应力查表15-4，轴的抗弯截面系数根据式（15-5）及

26、上述数据，并取a=0.6，轴的计算应力： = 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60 MP 因此=60 MP，故安全3、轴的设计1 .选择轴的材料选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，其硬度为HBS220，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa2初步估算轴的最小直径1)输入轴的功率,转速,转矩 =2.54kw =28.7r/min =846000N/mm 2)初步估算轴的最小直径 取A0112（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案：轴段-装配定位套筒和轴承，轴段

27、-装配齿轮，轴段-作为定位轴肩，轴段-装配轴承，轴段-装配轴承端盖，轴段-装配联轴器。 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）选择联轴器联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表14-1取KA=1.3。T ca =1.3846000= 1099800Nmm=1099.8Nm查手册选用YL11凸缘联轴器，其公称直径为125000所以d=48mm， 半连轴器长度L=112,半联轴器与轴配合的毂控长度L1=84mm因连轴器L84mm，为了保证轴端挡圈不压在轴的端面上，故段上的长度应比L1略短一些，取：L82mmb）为了满足半连轴器的轴向定位 d=52mmc）初步选择滚动轴承 选取一对深沟球轴承

28、，它能在较高转速下正常工作查手册，根据d=52mm 选用深沟滚动轴承6011 dDT =55mm95 mm18mm. 所以，d=d=55mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，定位套筒同时也是齿轮的定位，套筒两节应比安装滚动轴承处和安装齿轮处的轴直径分别要高出一点点轴肩定位d-= D1=60mmc）取安装齿轮处的轴段-的直径：d-=60mm为了使套筒的端面更可靠的压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，因为轮毂宽度b4=60mm,可以取：L-56mm。齿轮的左端由套筒定位，左端由轴的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=5mm,所以 ：d-=66mm 。轴环宽度b1.4h，所以：L-12mm （d）

29、齿轮4宽度中心应与齿轮3的宽度中心对齐，即齿轮4距箱体内壁之距离 a =13+（65-60）/2=15.5mm, 考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,考虑与轴2长度对齐，取s=8mm, 则可计算： L-T+2+s+a+4=18+2+8+15.5+4=47.5mm（e）轴段-应比轴承长一点，取：L-=18+2=20mm（f）根据轴承端盖的装折及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离大于30mm，故取L-=50mm（f）为了齿轮4与齿轮3装配对齐：L-=(65-60)/2+12+60+10+8-12=80.5（g）各轴段长度：-d(mm)5

30、5606660555248L(mm)47.5561280.52050823483). 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联结.按d-=60 mm，由表6-1查得平头普通平键截面bh=18mm11mm (键宽和键高) ，按L-=56mm，查得键长L =50mm按d-=48mm，查表6-1得圆头普通平键截面bh=14mm9mm (键宽和键高) ，按L-=82mm，查得键长L =70mm4) . 确定轴上圆角和倒角尺寸（参考表15-2）取和处的倒角为C=245取、和处倒圆角为R2（5）求轴上的载荷作用在齿轮上的力 齿轮3所受的圆周力： Ft3=8550N 齿轮3的径向力： Fr3=30

31、94 N轴的结构图作出轴空间受力及简图轴的弯距扭距图(见下页)：AB=207mm， BC=56mm ， AC=151 mm， 从轴的弯矩扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面.计算出截面C处的弯矩M如下: （6）按弯距合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面,即危险截面C强度.当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6 ，根据式（15-5）及上表中的数值，轴的计算应力查表15-4，轴的抗弯截面系数根据式（15-5）及上述数据，并取a=0.6，轴的计算应力： = 前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得：-1=60 MPa，则ca-1=60 MPa，故

32、安全1）判断危险截面截面B、D只受扭，虽然键槽、轴肩、及过渡配合所引起的应力集中均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地确定的，所以截面B、D均无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面和的应力集中的影响接近，但截面不受扭矩作用，故不必校核。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），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面、显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数必过盈配合的小，而且，段的直径比段的直径大，因而该轴只需校核截面左侧即可。2

33、)截面左侧抗弯截面系数W0.1d30.160321600mm3抗扭截面系数WT0.2d30.260343200mm3截面左侧的弯距M为M截面上的扭距为T846000Nmm截面上的弯曲应力b 截面上的扭转切力T轴的材料为45钢，调质处理。由课本表151查得b 640MPa ，1 275MPa ，1155MPa 。截面上用于轴间而形成的理论应力集中系数及,按附表3-2查取.因为r/d=2.0/60=0.033,D/d=66/60=1.1,经插值后查得 =2.0,=1.33又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为 =0.82 =0.85故有效应力集中系数 =1+()=1+0.82(2.0-1)=1.8

34、2 =1+=1+0.85(1.33-1)=1.28由附图3-2的尺寸系数=0.69; 由附图3-3的扭转尺寸系数=0.84轴按磨削加工，质量系数如上为0.92故得综合系数值为K K 由课本31及32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面左侧的安全系数Sca值得: 故该轴在截面左侧的强度是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。各传动轴总体方案轴 轴段-总长轴d(mm)21263034423430L(mm)68501586125833322轴d(mm)3545524535L(mm)3963155239208轴d(mm)5

35、5606660555248L(mm)47.5561280.5205082378十、轴承的校核1、高速轴（轴）上两个深沟球轴承的校核 由轴受力图可知两轴承的最大径向负荷： p=1277N 轴承转速: n=480r/min 预期寿命: 所选的6006型深沟球轴承，其具有的基本额定动载荷为C=13.2KN。计算轴承承受的动载荷为：，所以安全。 2、中间轴（轴）上两个深沟球轴承的校核 已知两轴承的径向负荷： p=1867N 轴承转速: n=99.3r/min 预期寿命: 所选的6007型深沟球轴承，其具有的基本额定动载荷为C=16.2KN。计算轴承承受的动载荷为：，所以安全。3、低速轴（轴）上两个深沟球轴承