二级圆柱斜齿齿轮设计

机 械 设计设计说明书热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器起止日期：2011 年12 月26 日至 2011年1 月学生姓名班级学号成绩课程设计任务书2011-2012学年第一学期机械工程 学院材料成型专业班级课程名称：机 械 设 计 课 程 设 计设计题目：热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器完成期限：自 2011年12月26日 至2012年1月8日内 容 及 任 务一、设计的主要技术参数：卷筒直径D（ mm）: 350 运输带速度 V（m/s）: 0.85运输带所需扭矩 T （N - m）: 390工作条件：二班制，使用年限10年（其中轴承寿命为3年以上），连续单向运转， 工作时有轻微振动。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23张；（3）设计说明书1份（60008000字）。进 度 安 排起止日期工作内容12.26-12.27传动系统总体设计12.27-12.28传动零件的设计计算；12.29-1.7减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书1.8交图纸并答辩主 要 参 考 资 料:1濮良贵，纪名刚机械设计（第八版M北京：高等教育出版社，2005.:2杨光机械设计课程设计（第二版）M 北京：高等教育出版社，2009.相关国家标准、设计手册等指导老师（签字）： 2011年11 月 8 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。第一章设计任务书第二章传动方案的分析及拟定 第三章原动机的选择3.1选择电动机的类型 3.2选择电动机的容量 321工作机所需的有效功率 3.2.2电动机的输出功率 3.3电动机转速第四章传动零件的设计计算 4.1传动装置的总传动比 4.2分配传动比4.3各轴的转速计算 4.4各轴输入功率计算 4.5各轴输入扭矩计算 4.6各轴运动与动力参数表 第五章V带传动的设计计算 错误!未定义书签。第六章 齿轮设计 错误!未定义书签。第七章轴的设计22第八章 键的校核 错误!未定义书签。第九章 滚动轴承的寿命校核 错误!未定义书签。1设计任务书1.1 课程设计的设计内容：设计热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（其传动系统简图如下图1.1所示），用于传送清洗零件，双班制工作，工作时有轻微震动，使 用寿命为10年（其中轴承寿命为3年以上），其原始数据如下：X: !X图1.1双级斜齿圆柱齿轮减速器1-电动机；2-带传动；3-减速器；4-联轴器；5-卷筒；6-运输带 运输带所需扭矩：TN.m 运输带速度：vm?s ； 卷筒直径：Dmm2传动方案的拟定2.1传动装置的组成：常见的传动有齿轮传动、带传动、链传动、蜗杆传动等，其各自特点如下：1、带传动传动平稳性好，有一定的缓冲、吸振能力，结构简单，成本低廉，传动中心 距大，但不能保证正确的传动比，传动效率较低。适于传动平稳、传动比要求不 高、中小功率的远距离传动。2、链传动能获得准确的平均传动比，对轴的压力小，可在高温、油污、潮湿等恶劣环 境下工作，但有多边形效应，产生冲击、振动，平稳性较差。适于低速、工况恶 劣，不宜采用带和齿轮的场所。3、蜗杆传动结构紧骤、传动比大，传递平稳、噪声小，可以自锁，但传动效率低。适于 要求结构紧凑，传动比大，功率不大或手动的机械中。4、齿轮传动结构紧凑，传递平稳无噪声，传动效率高，传动比恒定，可适于大、中、小 功率等各种场所，应用范围较广。2.2确定传动方案：根据题目要求选择传动装置由电动机、 减速器、工作机组成，电动机和减速 器之间用带传动连接。减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮 。3原动机的选择3.1选择电动机的类型：按按照设计要求以及工作条件，选用一般丫型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380U3.2选择电动机的容量:3.2.1工作机所需的有效功率:由 9550 X得：，其中=46.41 r/min所以：1.90KW式中：一工作机所需的有效功率运输带所需扭矩3.2.2电动机的输出功率:传动装置总效率=0.99 XX 0.95 X 0.92 0.736其中：根据文献【2】中表4-4常用机械传动形式和轴承效率的概略值 传动装置总功率联轴器效率（齿式），二0.99圆柱齿轮（8级精度）传动效率，二0.97一对滚动轴承效率，二0.98平带带传动效率，=0.95故： 2.582 Kw因载荷平稳，电动机的功率稍大于 Pd即可，根据文献【2】中表8-53所示Y 系列三相异步电动机的技术数据，可选择电动机的额定功率=3Kw3.3电动机转速：根据文献【3】表3-4得按推荐的传动比合理范围，V带传动比i=24, 二 级斜齿圆柱齿轮传动比i=840。则总传动比i16160已知工作机转速n=46.41r/min电动机转速范围为=i X n= （16 160） X 46.41=742.56 7425.6r/min根据和查文献【2】表8-53得，可选取Y100L2-4型号的电动机，其数据列于下表 3-1 :表3-1电动机数据电动机型号额定功率/KW满载转速/（r/mi n）堵载转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y100L2-4314202.22.2（将各轴从高速级到低速级依次编号为I轴、U轴、川轴、W轴） 4.1传动装置的总传动比：一 1420/46.41 30.60式中：一总传动比电动机满载转速（r/min ）4.2分配传动比：带传动的传动比取为,=3，则减速器总传动比为=10.20则双极斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比i1为i2 = 3.64低速级传动比i3为 i 3 = 2.804.3各轴的转速计算：n i =473.33nn = =130.04n = nm=46.414.4各轴输入功率计算：P i =Pd= 2.582 0.92 2.375Pn = Pl = 2.375 0.982.258PmPn2.258 0.982.146PivPm=2.146 0.982.0824.5各轴输入扭矩计算:Ti=9550Pi / n i=9550X2.375 / 473.33=47.918Tn =9550Pn / n n=9550X2.258 / 130.04=165.825Tm=9550Pm /n m =9550X2.146 / 46.41=441.592Tv=9550Pv /n v =9550X2.082 / 46.41=428.4234.6各轴运动与动力参数表：表4-4各轴运动与动力参数轴号转速 n/(r/mi n)功率P/kw扭矩T/()I473.332.37547.918n130.042.258165.825m46.412.146441.592v46.412.082428.4235. V带传动的设计计算5.1确定计算功率：以知：=2.582kw，=1420r/min根据文献【1】 表8-7工作情况系数 可查表得知：=1.3所以：=1.3 x 2.582=3.357kw5.2选择V带的带型:根据计算功率和小带轮转速为1420 ，根据文献【1】图8-11普通V带选型图 可知：该V带选用A带。5.3确定带轮的基准直径并验算带速：1) 初选小带轮的基准直径根据V带的带型，参考文献【1】表8-6和表8-8确定小轮的基准直径, 应使三()min。小带轮直径选为=100mm2) 计算大轮基准直径=(1-0.02)=3x 100X (1-0.02)=294mm圆整取=315mm,误差小于5%,是允许的。3) 验算带速v根据，计算带的速度。带速不宜过低或者过高，一般应使v=5 25m/s，最高不超过 30m/s。m/s所以带的速度合适。5.4确定中心距a，并选择V带的基准长度:1) 初定中心距：中心距依据：0.7 ()三三2 ()初选定：=1.5 () =1.5 X( 100+315) =622.5mm2) 计算带的相应的带长：根据文献【1】表8-2及选取，3) 计算中心距a及其变动范围:传动的实际中心距近似为a 5. 验算小带轮上的包角：所以主动脚的包角合适。6. 计算V带的根数：(1)、=100mm =1420r/min , A带，根据文献【2】查表8-4a单根普通V带的基本额定功率可知：(2) 、，根据文献【2】查表8-4b单根普通V带额定功率的增量,(3) 、因，依文献【2】查表8-5包角修正系数(4)、因，查表8-2 V带的基准长度系列及长度系数由上可知：取z=3符合7. 确定带的初拉力（预紧力）：8. 计算带传动的压轴力:其中：为小带轮的包角。9. V带传动的主要参数整理及列表:带型A带轮基准直径（mr）=100,=315传动比3基准长度（mm2000中心距（mr）622.5根数3初拉力（N128.38压轴力（N）759.177表5-9主要数据列表6、齿轮设计6.1、齿轮设计（1,2齿轮的设计）：1、齿轮类型、精度等级、材料及齿数：（1 ）、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。（2 ）、运输机为一般工作机器，运转速度不高，依文献【1】查表10-8，选用8级精度。（3）、材料选择：小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度为 280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬质为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS（4 ）、齿数：初选小齿轮齿数：乙 24 ；大齿轮齿数：z224 3.6487.36，取 z290。（5）、选取螺旋角，初选螺旋角14。2、按齿面接触强度设计： 由设计计算公式进行试算，即:d1，2K E u 1( ZhZe)20 dU H 1 ）、确定公式内的各计算数值：由文献【1】查表可知(1)取载荷Kt 1.4（2） 由图10-30选取区域系数Zh 2.45。21.658 。(3) 由图 10-26 查得 10.765,20.893,则表10-7选取宽系数（5）小齿轮传递的转矩4T14.7918 10 m(6) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa2,(7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ZHlim1600MPa ;大 齿轮额接触疲劳强度极限 ZH lim2 550MPa 。(8) 由式：N 60njLh计算应力循环次数9N1 60njLh 60 473.33 1 (16 300 10)1.36 101.36 1099N20.374 103.64(9) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1 0.93; KHN2 0.96。(10) 计算解除疲劳许用应力。K取失效概率为1 %，安全系数s=1,由式 N旦得Sh1KHN1 lim10.93 600MPa 558MPaH】2KHN2 Iim2S0.96 550MPa 528MPa(6) 许用接触应力hH】1H】2兰口 543MPa22)、计算(1卜试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t42.29mm24 47918 104 64 了45 1898)2mm1 1.6583.64543(2、计算圆周速度dE60 1000他29 473.33m/s 1.47m/s60 1000b d .d1t 1 42.29mm42.29mm(4) 、计算齿宽与齿高之比一oh模数d 1t cosmintZi42.29 cos14mm 1.71mm24齿高42.293.8510.98h 2.25mnt 2.25 1.71mm 3.85mm(5) 、计算纵向重合度。0.318 d Z| tan0.318 1 24 tan 14 1.903(6) 、计算载荷系数Ko已知使用系数Ka 1 ,根据 1.047m/s, 8级精度，有图10-8查得动载系数kv 1.1 ;由表10-4查得Kh 1.45 ；由图10-13查得Kf 1.4 ；由表10-3查得 Kh Kf 1.4。所以载荷系数K KaKvKh Kh1 1.1 1.45 1.4 2.233(7) 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得KZ2.233d1 d1t 342.29 3mm 49.41mm Kt1.4(8、计算模数mn。m3、按齿根弯曲强度设计有公式：d. cos49.41 cos14 小“-mm 2.00mmZ2422KTY cosYFaYsa1 )、确定计算参数(1)、计算载荷系数。KKaKvKf Kh1 1.1 1.4 1.4 2.156(2 )、根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数丫 0.88。(3、计算当量齿数。Z3cos24cos31426.27(4)、查取齿形系数。由表10-5查得Z2Zv23cos90cos31498.61YFa12.57;YFa22.18(5) 、查取应力校正系数。由表10-5查得Ysa11.60； Ysa21.79(6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限 FE2 380MPa ；(7)、由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.82, Kfn2 0.88;(8、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S 1.5,有公式得:dZ2. fF1 Kfn1 FE1 0.82 500 MPa 273.33MPa S1.5F2 Kfn2 fe20.88 380MPa 222.93MPaS1.5(9)、计算大、小齿轮的 丫FaYSa并加以比较。fYFa 1YSa12.57 1.600.015F】1273.33YFa2YSa22.18 1.790.0175F 2222.93大齿轮的数值更大。2 )、设计计算mn3 2 2.156 4.7918 104 0.88 (cos14)21 242 1.6580.0175mm1.46mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算为了同时满足接触疲劳强度需按照接的法面模数，所以取mn 2.0mm即可满足弯曲强度。触疲劳强度算得的分度圆直径d1 49.41mm来计算应有的齿数。于是有 d1 cos49.41 cos1423.961mn2取 Z124,则 Z2UK3.64 2487.36Z290。4、几何尺寸计算(1、计算中心距(Z1 Z2)mn a(2490)2 mm117.53mm2cos2 cos14将中心距取整118mm 。(2) 、由计算得的中心距修正螺旋角(Z z2)mn(24 90) 2，”arccoM 2 n arccos14 57 362a2 118因为 的值改变不大，所以参数、K、Zh等不必修正。(3) 、计算大、小齿轮的分度圆直径：d1ZE24 249.69mmcoscos14 57 36d2Z2mn90 2186.34mmcoscos14 57 36(4、计算齿轮宽度bd d11 49.69mm49.69mm进行取整 B250 mm; B1 55mm。6.2、齿轮设计(3,4齿轮的设计)：1、齿轮类型、精度等级、材料及齿数：(1 )、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。(2 )、运输机为一般工作机器，运转速度不高，依文献【1】查表10-8,选用8级精度。(3)、材料选择：小齿轮材料为40Cr (调质)，齿面硬度为 280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)硬质为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS(4 )、齿数：初选小齿轮齿数：z3 20 ；大齿轮齿数：Z4 20 2.8 56。(5)、选取螺旋角，初选螺旋角14。2、按齿面接触强度设计： 由设计计算公式进行试算，即:d3J2K 工 u 1 ( ZhZe 十 !， d . U ( (Th)(4)表10-7选取宽系数 d(5)小齿轮传递的转矩5T 2 1.65825 10 m(6)由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa2，(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Z H lim3 600MPa ；大齿轮额接触疲劳强度极限ZH lim4550MPa。(8)由式：N 60njLh计算应力循环次数N3 60njLh60 130.04 1 (16 300 10)3.75 108N43.75 1082.81.34 108(9) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHn3 0.91; KHN4 0.92。(10) 计算解除疲劳许用应力。k取失效概率为1 %，安全系数s=1,由式 N旦得SH3K hn 3 Iim3S0.91 600MPa 546MPaH】4K HN 4 Iim4S0.92 550MPa 506MPa(6) 许用接触应力hH】3H】4沁06 MPa 526MPa2(1) 取载荷Kt 1.4(2) 由图10-30选取区域系数 ZH 2.45。21.59。(3) 由图 10-26 查得 10.745,20.845,则2）、计算（1卜试算小齿轮分度圆直径da，由计算公式得(2 )、(3 )、d3t3 2 1.4 1.65825 105计算圆周速度d3t n3360 1000计算齿宽bo1.5967.66踊(245 mm 67.66mm2.852660 1000130m/s 0.460m/sb3d .d3t 1 67.66mm 67.66mm(4 )、计算齿宽与齿高之比 boh3模数d 3t cosmnt亠67.66 cos14小“mm 3.28mm齿高Z320h32.25mnt2.25 3.28mm7.38mm竟需9.17（5） 、计算纵向重合度。0.318 dZ3tan0.318 1 20 tan 141.59（6）、计算载荷系数Ko已知使用系数Ka 1 ，根据 30.471m/s，8级精度，有图10-8查得动载系数kv 1.05 ；由表10-4查得Kh 1.45 ；由图10-13查得Kf 1.4 ；由表10-3查得 Kh Kf 1.4。所以载荷系数(7) 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得d367.662.1315 mm 1.477.84mm(8)、计算模数mn。d3cosmn 一Z377.84 cos14 小 c mm 3.78mm203、按齿根弯曲强度设计mn22KT2Y cos-2dz3有公式：YFaYsaf1 )、确定计算参数(1、计算载荷系数。K KaKvKf Kh1 1.05 1.4 1.42.058(2 )、根据纵向重合度1.59，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88。(3、计算当量齿数。Z/3Z33 cos20cos31421.91ZZv43cos56cos31461.36(4) 、查取齿形系数。由表10-5查得YFa32.72;YFa42.28(5) 、查取应力校正系数。由表10-5查得Ysa31.57； Ysa4 1.73限FE4380MPa ；(7 )、由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFn30.88 , Kfn 40.89 ;(8 )、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数1.5,有公式得:F】30.88500S1.5KFN4 FE40.89 3801S11.5YFaYsa并加以比较。fYFa3YSa32.72 1.57F 3293.33YFa4YSa42.28 1.73F4225.47MPa 225.47MPa(9)、计算大、小齿轮的F】4KFN 3 FE3293.33MPa0.0150.0175大齿轮的数值更大。2 )、设计计算3 2 Z。581-65825 105 0.88 (cos14)2 0.0175mm 2.50mm1 202 1.59对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，所以取mn 2.5mm即可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d3 77.84mm来计算应有的齿数。于是有Z3d3 cosmn77.84 cos142.530.204、几何尺寸计算(1)计算中心距(Z3 Z4)mn2cos(30 84) 25mm 146.91mm2 cos14将中心距取整147mm。(2 )、由计算得的中心距修正螺旋角arccosM arccos(3 84)彳5 1412462a2 147因为的值改变不大，所以参数、K、ZH等不必修正。(3 )、计算大、小齿轮的分度圆直径:d3Z3“ln30 2.5d4(4 )、计算齿轮宽度进行取整B480mm; B3coscos14 12 4677.40mmcosdd385mm84 2.5cos14 12 461 77.40mm216.72mm77.40mm7轴的设计7.1低速轴(轴山)的设计已知轴川的功率=2.146KW =46.41r/minB=80mm 齿数=84,=7.1.1求作用在齿轮上的力=441.592N.m=441592N.mm 齿轮齿宽已知低速级大齿轮的分度圆直径为圆周力，径向力及轴向力的方向如图 7-1 (a)所示7-1(a)7.1.2初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3查得，于是得轴的最小直径显然是安装联轴器处的的直径，需开键槽，故将最小轴径增加5%,为44.4801mm由文献【3】表16-4取标准直径48mm7.1.3选取联轴器查文献【1】表14-1，考虑工作平稳，故取1.3，则由文献【3】表16-4选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250N.m半联 轴器的孔径=48mm故取=48mm半联轴器长度L=112mn半联轴器与轴配合的毂孔 长。7.1.5轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案 轴的结构设计如图7-2所示.(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1- U轴段右端需制出一轴肩，故取II -川的直径=55mm左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=58mm半联轴器与轴配合的毂孔长，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面 上，故I - I段的长度应比略小一些，现取 =82mm2）初选轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴 承。参照工作要求并根据=55mm由文献【3】表15-3选用单列圆锥滚子轴承30211, 其尺寸为,故=55mm而=22.75mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30211型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm因此，取3）考虑到拆卸方便，轴段W - V的直径应比川-W的直径大，取=59mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 =76mm。4）轴段V -切为一轴环，右侧定位轴承，由文献【3】表15-3得，轴环处轴 肩高度h=，因此，取=68mm轴环宽度b1.4h，取=10mm5） 轴承端盖总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据 轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外面与半联轴器右端 面间的距离1=30，故取=50mm6）取齿轮距箱体内壁的距离为 a=16m，斜齿圆柱齿轮之间相距c=20mn（参 考附图）。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段 距离s，取s=8mm已知滚动轴承宽度 T=22.75mm贝U至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）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平键连接。按=76mm由文献【1】表6-1查得平键截面=键槽用键槽铣刀加工，长为63mm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同样， 半联轴器与轴的连接，选用 平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证 的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献【1】表15-2，取轴左端倒角为，右端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图 7-2。7.1.6求轴上的载荷（1）画受力简图如图7-1所示，将轴上的作用力分解为垂直面受力和水平面受力， 分别求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力，对于零件作用于轴上的分布载 荷或转矩（因轴上零件如齿轮、联轴器等都有宽度）可当作集中力作用于轴上零 件的宽度中心，对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，对于30211 型圆锥滚子轴承，由文献【3】表15-3可查得，a21mm因此，作为简支梁的轴 的支承跨距。（2）计算作用于轴上的支反力水平面内支反力：由，得化简得同理可得，垂直面内支反力:（1）计算轴的弯矩，并画弯、扭矩图分别作出垂直面的弯矩图、水平面上的弯矩图及轴所受扭矩，如图7-1 （b）、 （c）、（d）、（e）所示。从轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出截面 C是轴的危险截面，现计算截面C处的、及：水平面内同理可得，垂直面内计算总弯矩：扭矩：7.1.7按弯矩合成应力校核轴的强度一般而言，轴的强度是否满足要求只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （即危险截面C）。根据文献【1】 式15-5及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，去， 轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表15-1查得。因此， 故安全。7.1.8精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A，n，m，B只受扭矩的作用，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，但是由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕 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W, V处过盈配合引起的应力 集中最严重；从受载的情况来看，截面 C上的应力最大。截面w,v的应力集中 的影响相近，但是截面V不受扭矩的作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。 截面C处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面切显然更不必校核。又因键槽的应力集中系数比过盈配合的小， 因而该轴只需校核截面W两侧即可。(2)截面W左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面W左侧的弯矩M为截面W上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭矩应力轴的材料为45钢，调质处理。由文献【1】表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表3-2查取。 因，经插值后可查得又由文献【1】附图3-1查得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数按文献【1】式附3-4为由文献【1】附图3-2得弯曲尺寸系数，附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，及则按文献【1】式3-12及式3-12a得综合系数为又由文献【1】3-1节及3-2节得碳钢的特性系数于是，计算安全系数值，按文献【1】式15-615-8则得故可知其安全。(3) 截面W右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面W右侧的弯矩M为截面W上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭矩应力过盈配合处的，由文献【1】附表3-8用插值法求出，并且，于是得轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，及则按文献【1】式3-12及式3-12a得综合系数为又由文献【1】3-1节及3-2节得碳钢的特性系数于是，计算安全系数值，按文献【1】式15-615-8则得故截面W右侧也是安全。7.1.9绘制轴的工作图见图7-3。8键的校核8.1半联轴器处的键的校核:已知半联轴器和轴的链接，选用的平键为 b h L=14mm9mm70mm轴、键 和轮毂的材料都是钢，连接方式为：静连接，查文献【1】表6-2查得：许用挤压应力 p 100 120MPa轴d-键的工作长度为l=L-b=70-14=56mm,接触高度为k=0.5h=4.5mm。则2Ti 103kld2 441.592 1034.5 56 48MPa73.01MPa所以键的选择合理。8.2齿轮处的键的校核:轴d iv-v的平键为b h L=18mm 11mm 63mm轴、键和轮毂的材料都是钢,连接方式为：静连接，查文献【1】表6-2查得：许用挤压应力p 100 120MPa0轴d v-v的键的工作长度为l=L-b=63-18=45mm,键与轮毂键槽的接触高度为看 k=0.5h=5.5mm 则2Tm 103kld32 441.592 1035.5 45 60MPa59.47MPa所以键的选择合理。9滚动轴承的寿命校核所选的滚子轴承的型号为30211 基本尺寸为：103d D T 55mm 100mm 22.75mm, e=0.4 , Y=1.5 ,Fa 1483.38NaF NH 12815.79N , Fnh21259.44N ; Fnv1 1246.34N , Fnv2-282.92NF NV1Fr 1FnV229.1两轴承受的迳向载荷Fr1和Fr22815.7621246.3423079.26N.1259.442 (- 282.92)21290.83N9.2两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2Fd1Fr 13079.261026.42N2Y2 1.5Fd 2Fr21290.83430.28N2Y2 1.5FaF d21483.38430.28 1913.66NFd1F A1FaFd2 1913.66NFA2 Fd2 430.28N9.3轴承当量动载荷R和F2F A1Fr11913.663079.260.620.4Fr1 YFA10.43079.261.5 1913.664102.19NPi430.281290.830.3310660nftCfpR1069080060 46.41 1.2 4102.195.95 106h LhP2 Fr2 1290.83N9.4验算轴承的寿命由于PP2，有文献【1】的表13-6和表13-4得fp 1.2 , ft 1.01010故所选的轴承满足寿命要求。文献:1 濮良贵主编机械设计第8版.北京：高等教育出版社，20102 杨光 主编机械设计课程设计第二版北京：高等教育出版社.20103 刘扬王洪主编机械设计课程设计北京：北京交通大学出版社.2010.230