大学课程方案设计带式输送机传动系统方案设计.docx

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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年月21日2011年丄月_!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年丄月_日共_2_

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）零件工作图2张；（3）设计说明书1份（60008000字）。进 度 安 排起止日期工作内容2011.12.21-2011.12.22传动系统总体设计2011.12.23-20

3、11.12.25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 月曰年 月曰系（教研室）主任（签字）HUNAN UNIVERSIT

4、Y OF TECHNOLOGY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日学生姓名闫涛班级机设092学号09405700433成绩指导教师（签字）机械工程学院（部）2012年01月01日1 设计任务书 32传动方案的拟定 43原动机的选择 64 传动比的分配 85传动装置运动和运动参数的计算 6 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

5、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的允许误差为土 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

6、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

7、，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

8、原动件的选择a计算工作机功率PwFV1000300010001.4kw = 4.2kw式中：Pw 工作机所需的有效功率（kw） F 运输带最大有效拉力（N） V 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：c 联轴器效率，c=0.99g闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为 8级）b 一对滚动轴承效率，b =0.98d 输送机滚筒效率，d =0.96 5w输送机滚筒轴至输送带间的效率（见文献【2】表3-3）估算传动系统总效率为01122334其中：=讥=0.99i：;=H=0.98 0.97 = 0.9506b=H=0.98 0.97 = 0.9506=1：=0.980.9

9、9 =0.9702=b d =0.98 0.96 =0.9408传动系统的总效率：n =0.99 0.9506 0.9506 0.9702 = 0.808 工作时，电动机所需功率为：巳二巳/r =4.2/0.80 =5.20kw由参考材料【2】表12-1可知，满足Pe _ Pd条件的Y系列三相交流异步电 动机额定功率pe应取为5.5kw。3.3选择电动机的型号a.计算卷筒的转速nw60vdD60 1.43.14 0.355= 75.36r /minb.根据动力源和工作条件，电动机的类型选用 丫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、150

10、0 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。万案电动机型 号额定功率/KW同步转速/(r/mi n)满载转速/(r/mi n)总传动 比1Y132S1-25.53000290034.482Y132S-45.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55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

11、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1440= 19.1175.364.1总传动比nmI 0 二 nw4.2各级传动比的分配由传动系统方案知：ioi =1由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i为心“12 ：231911l1 X i34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HBS350,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i12二；13E二、1.3一19.11二4.98低速级圆柱齿轮传动比：i23二心九=19.11/4.98 = 3.84各级传

12、动比分别为G =1=4.98 j23 =3.84 j34=15. 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U轴-减速器中间轴川轴-减速器低速轴W轴-输入机滚筒轴5.1各轴转速0轴n0 二 nm = 1440r/ minI轴：n轴ri|i = = r/min 片2轴11 nH = i = r/minW轴：n75 30n丄=7530 = 75.30r / mini3415.2各轴输入功率0 轴：P0 = Fd = 5.20 kwI轴：P=PAi= 5.20 0.99= 5.15 kwu轴：1 ：川轴：W轴:15.3各轴输入转矩0轴：T0 =95

13、50 总=34.47 ：n。I轴T = N mn轴= N m川轴= N mW轴：T4 = N m运动和动力参数结果如下表：轴号功率P/ Kw转矩T/（Nm）转速n/（r / min）传动比i0轴5.2034.4714401I轴5.2534.1614404.98n轴4.90161.83289.163.84川轴4.66591.0175.301轴4.52573.4075.30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：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

14、240HBS,二者材料硬度差为 40HBS2) 精度等级选用7级精度：3) 齿数：选小齿轮齿数 Z! =20，大齿轮齿数Z2 =4.98 20=99.6的故取z? =1006.1.2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1.确定公式内的各计算数值(6.2-1)(1)试选 Kt= 1.3(2) 由文献【1】中表10 7选取尺宽系数 d = 11(3) 由文献【1】中表10 6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPad Hlim1 =(4) 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600MPa;

15、大齿轮的解除疲劳强度极限d Hlim2 = 550MPa;(5) 由文献【1中式10 13计算应力循环次数N6On 1jLh =60 1440 12 8 300 8 =3.32 10998= 6.67 10“3.32 心 0N2 :4.98此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时(6) 由文献【1中图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1 =0.92,KHN2 =0.98(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)卯】1 二 Khn1 咎问1 二 0.92 600 二 552MPaSoHKhn2 dHlim2 =0.98

16、 550 =539MPaS2. 计算 试算小齿轮分度圆直径.,代入八中较小的值d1t _2.3231.3 3.42 1045.98 189.8 2:：() mm =4.98 53943.56mm计算圆周速度vnd it n i60 1000n 43.56 144060 1000m/s = 3.28m /s计算齿宽bb= dd1t =1 43.56mm = 43.56mm 计算齿宽与齿高之比半mtd1tZ143.5620mm 二 2.17mmh =2.25mt =2.25 2.17mm = 4.88mmb _ 43.56 h 4.88= 8.93 计算载荷系数Ko根据v=1.4m/s, 7级精度

17、，由文献【1】中图10-8 (p194)查得动 载系数L；V = Lr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Ka=1;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，=1.417o由1 =8.89, =1.417由文献【1】中图10-13得L =1.32故载荷系数：K =KAKVKHaKHB 二 1 1.05 1 1.417 = 1.49 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得k1 49心&皿舷临=44.8佃 d144.84m2.24mm 计算模数mz120所以根据机械原理表7.2可得标准模数：m二2

18、.5mm6.1.2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1. 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1 : =500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限=380Mpa 由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数八=0.85=0.88 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-得S1.4 计算载荷系数KK 二 KaKvKfJf厂 1 1.05 1 1.3 1.39mm 查取齿形系数。V V由文献【1】中表10-5查得.:=2.801 =2.18; 查取应力校正系数Y V由文献【1】中表10-5查得 1 =1.55;1 =

19、1.79; 计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。肩303.57肩2238.86大齿轮的数值大。2. 设计计算3 21.39一3.42V1汉2020.016mm = 1.56mm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1.56并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度 圆直径di=44.84mm算出小齿轮齿数。Zidi44.842= 22.42 取=23,则大齿轮数=4.98x23=114.54，=115.这样设

20、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d z1 = 23 2mm = 46mm d2 =z2mn =115 2mm = 230mm2. 计算中心距d门295.5 105 4.90289.16= 1.62 105N mm 由文献【1】中表10-7选取齿宽系数I 。1 由文献【1】中表10-6查得材料弹性影响系数Ze =189.8MPa?。 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0Hiim1 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度0Hiim2 =550MPa 。 由文献【1

21、】中式10-13计算应力循环次数。N3 =60n2jLh =60 289.16 12 8 300 8 =6.67 108齿轮的转速（r/min ）。j 齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数，j =1。Lh 齿轮的工作寿命（h）。8= 1.74 108“6.67 勺0N4 :3.84 由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 =0.94,KHN2 =0.98 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）订 二 Khn1 丽1 =0.94 600 =564MPa S咎2 =Khn2 珀im2 = 0.98 550 =539MPa S2. 计算试算小齿轮分

22、度圆直径.，代入中较小的值。d3t _2.3231.3 1.62 105: 14.84 189.8 2:：（） mm =3.84 53974.34mm计算圆周速度vnd3t n260 1000n 74.34 289.1660 1000m /s = 1.13m/ s 计算齿宽bb= dd3t=1 74.34mm = 74.34mm计算齿宽与齿高之比b模数：d3t74.34门”mtmm 二 3.72mmJ20齿高：h = 2.25mt = 2.25 3.72mm = 8.37mmb 74.34 o oo8.88h 8.37计算载荷系数Ko根据v=1.4m/s, 7级精度，由文献【1】中图10-8

23、(p194)查得动 载荷系数=1.05,V = Lr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Ka=1;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，=1.417o由1=8.88, =1.417 由文献【1】中图 10-13（p198）得=1.32K 二 KaKvKhaKH 厂 1 1.05 1 1.417 = 1.49 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得!K|1 49d3 二d3t374.34x377.80mm3Kt. 1.3 计算模数md377.80 门 ccm -3.89mmZ320所以根据机

24、械原理表7.2可得标准模数：m =4mm623按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为2KT2| YFaYsax m 一 3 dZ；F)由文献【1】中图1.确定公式内的各计算数值10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限l :=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限| =380Mpa由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.88 ；KfN4 = 0.90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-得二 F】4KFN3；FE30.88 500314.286MPa S1.4KFN4；FE4 0.90 380244.286MPaS1.4计算载荷系数K =

25、 KaKvKf Kf，1 1.05 1 1.30=1.365查取齿形系数。由文献【1中表 10-5 查得 YFa3=2.80 YFa4=2.22；查取应力校正系数由文献【1中表 10-5 查得 YFa4=1.55；Ysa4=1.77；计算大、小齿轮的Yf并加以比较LofYFa3Ysa3 _ 2.80 1.55of3314.286YFa4YSa4F42.22 1.77244.286-0.016；大齿轮的数值大。2.设计计算3 2 1.3 1.62 105 勺1汉202 30.016 = 2.601 mm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

26、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m=3mm，按接触强度算得的分度 圆直径d3=77.80 mm，算出小齿轮齿数。Z3 =md377.80-25.933取 z3 =26，则大齿轮数 石=収3 =3.84x26=99.84 Z =100.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几何尺寸计算1. 计算分度圆直径d3 = z3m = 26 3 = 78mmd4 二乙m=100 3 = 300mm=189mmd3 d4

27、78 300a =2 2b = d d3 = 1 78mm 二 78mm圆整后取 B 78mm, B 83mm。7. 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 R=4.66kw输出轴的转速 n3 = 75.30r / min输出轴的转速 T3 =591.01N m=5.91 105N mmFt2T32 5.91 105d4 一 300二 3940NFr = Ft tan ：二 3940 tan 20 =1434.04 N7.1.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取

28、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,取代=112,由15-2式可初步估算轴的最小直径,dmin =人3旦=112?j 4.66 m 44.30mm 巧75.30式中：A 最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得Ao =112P3 低速轴的功率（Kw ），由表5-1可知：F3=4.66Kwrb 低速轴的转速（r/min ），由表5-1可知：n75.30r/min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Tca = KAT3式中：TCa 联轴器的计算转矩（N

29、mm）Ka 工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得，KA 5T3 低速轴的转矩（N mm），由表5-1可知：T3 =591.01 103N mm因此：兀二 KaT3 =1.5 591.01 10886515N mm按照计算转矩la应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-2003或根据文献【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 N m。其具体结构及基本参数如图7.1及表7-1所示：AAs t I 4图7.1 LX3型弹性柱销联轴器结构形式图型号公称 转矩TnN *m许用转速n（r / min）轴孔直径（d1 d2、dZ）轴孔长度

30、mmD mmD1 mmBmmS mm转动惯 量Kg. m2质 量 kgY 型J、 J1、 Z型LLLLX31250475030,32,35,3882608216075362.50.026840,42,45,4811284112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1250N m。半联轴器孔径= 45mm,故取d|斗=45mm，半联轴器的长度L=112mm，与轴配合的毂孔长度L, =84mm。7.1.4轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案B2 50_ 21 一75_ 12 一 汕一 55ABCD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.

31、 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。I - U轴段右端需制出一轴肩，故取U-川段的直径du| 二 di2hn =45 2 4 = 53mm式中：h| 轴U处轴肩的高度(mm),根据文献【1】中P364中查得定位轴 肩的高度n =(0.070.1 M 4 =(0.070.iy0.07d,故取h=6mm，则轴环处的直径dv=72mm。轴环宽度b 1.4h，取lv=12mm。 取轴承端盖的总宽度为b端盖二20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对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l=30mm （参看图7.1 ），故取 ln=50mm。 根据轴的

32、总体布置简图 7.2可知，齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm （参考图7.1 ）。考虑到箱体的铸造误差以及 轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度T =27mm,根据文献【1】图10-39 （b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长L =28mm，贝UI町卫=T s a 78-74 =27 8 16 4mm二55mml卞仝二 B c a sl v3 = 40 20 16 812 3 二 75mm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，轴的参数参数符 号轴的截面（mm）

33、In出IVvvn轴段长度I82502775127455轴段直径d45525562726055轴肩咼度h一3.51.53.53.552.5一表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div=62mm查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面b h =18mm 11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 L =45m m，同时为了保证齿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空；同样，按n6di|查得联轴器与轴连接的平键截面 b h=14mm 9mm键槽用键槽铣刀加工，长为L =70mm，半联轴器与轴配合为 里；滚动轴

34、承与轴的周向定位是由过度k6配合来保证的，此处选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2 45，各轴肩处的圆角半 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 a值入手。对于30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2中可知a =19mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2 L3 =125mm 62mm =187mm根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.3所示。FtFr从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。

35、支反力F:FNH1FtL3(L2 L3)3940 62187=1306N水平面H）F NH2=Ft - FNH1 = 3940-1306 = 2634NFNV1 二 Fr-FNV2 = 1434-383 = 1051NF NV2(L2 丄3)1434 125-107730187= 383N（垂直面V）弯矩M:-FL2L33940灯252 一，“.M h - - -174520N mm 水平面 H)L2 L-187M viFrL-L-(L- L-)1434 125 62187=59431N mm（垂直面V）M V2 二 MV1 -Ma 二65357-107730= -42373N mm现将计算出

36、的截面C处的Mh、Mv以及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 勺=1306N , Fnh 2 = 2634NFNV1 =1051N, FNV2 =383N弯矩MMh =174520N mmMv1=59431N mm, Mv2 =-42373N mm总弯矩MMj =J1745202+653572 =186357 N mm M2 =J1745202 +423732 =179590 N mm扭矩TT“ =591010N mm表7-4低速轴上的载荷分布7.2.7精确校核轴的疲劳强度7.2.1判断危险截面截面A,n,m, 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

37、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确定 的，所以截面A,n,m, B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面切和处过盈配合引起 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分析截面切右侧根据文献【1】中表15-4按

38、圆形截面查得，抗弯截面系数：W =0.1d3 =0.1 603 =21600N mm3抗扭截面系数：Wt =0.2d =0.2 603 =43200N mm3截面VI右侧的弯矩M为：12530M =186357N mm=141631N mm125截面切上的扭矩：T皿=442191N mmM 141631截面上的弯曲应力：MPa =6.56MPaW 21600截面上的扭转切应力：T二“ =442191 MPa =10.24MPaWt43200轴的材料为45钢，调质处理。由文献1表15-1查得=640MPa,二=275MPa, 口 =155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数J 按文献1

39、附表3-2查取。因-0.033 , 2=空=1.2，经过插值后可查得d 60d 60aa = 2.31, a = 1.7又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为qr = 0.82, qT = 0.85故有效应力集中系数按式（附表 3-4 ）为k 严 1 q 心-1=1 0.82 2.31 -1 =2.07k T= 1 +q TaT1 =1+0.85汉 1.7 1=1.60由附图3-2的尺寸系数 十0.69 ;由附图3-3的扭转尺寸系数0.83. 轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，X厂：广0.92轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数冷=1，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，(T0.690.92