谷物運輸機傳動裝置設計

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1、 .. 湖南農業(yè)大學東方科技學院 課程設計說明書 課程名稱：機械設計課程設計 題目名稱：谷物運輸機傳動裝置設計 班 級：2008級機械設計、制造及其自動化專業(yè)7班 姓 名： 劉俊 學 號： 200841914729 指導教師： 高英武 評定成績： 教師評語： 指導老師簽名： 20 年

2、 月 日 成績 評閱 教師 日期 目 錄 1、 設計任務…………………………………………………… 2、 電動機的選擇計算………………………………………… 3、 計算總傳動比及分配各級傳動比………………………… 4、運動參數(shù)及各動力參數(shù)計算………………………………… 5、齒輪傳動的設計計算………………………………………… 6、軸的設計與強度計算………………………………………… 一、設計任務 （1）、傳動裝置簡圖 . 1、卷筒 2

3、、帶式運輸機 3、聯(lián)軸器 4、圓柱齒輪減速器 5、聯(lián)軸器 6、電動機 （2）、工作條件： 1、使用期限10年，二班制（每年按300天計算）； 2、載荷平衡； 3、運輸物品：谷物； 4、單向傳動，轉速誤差不得超過5%。 （3）、原始數(shù)據(jù)： 運輸帶牽引P（N） 2000 運輸帶速度V（m/s） 0.8 滾筒直徑D（mm） 200 （4）、設計計算內容： 1、運動參數(shù)的計算，電動機的選擇； 2、聯(lián)軸器的選擇； 3、齒輪傳動的設計計算； 4、軸的設計與強度計算； 5、滾動軸承的選擇與強度校核； 6、鍵的選擇與強度校核。 （5）、設計任務：

4、1、減速器裝配總圖一張（M1：1）； 2、零件工作圖四張（齒輪、軸、箱體、箱蓋）。 注：1、裝配圖底稿完成后，需經指導教師審閱同意后方可加深。 2、設計計算說明書1份。 計算及說明 結果 二、電動機的選擇計算 （1）、工作機所需功率： PW=FV/1000=2000x0.8/1000=1.6KW (2)、傳動總效率： η總＝η卷η聯(lián)2η帶η減 查機械設計課程設計手冊 P5 表1-7得 η卷=0.96 η聯(lián)=0.99 η減=0.96 η帶=0.98 ∴η總=0.96x0.992x0.96x0.98=0.885 （3）、電機工作所需功率： Pd=Pw/

5、η總=1.6/0.885≈1.81KW 按Ped﹥Pd原則，取Ped=3KW （4）、工作機的轉速： nw=1000*60v/πD =1000x60x0.8/(3.14x200)=76.43 r/min （5）、按總傳動比 i總≤12原則 查機械設計課程設計手冊 P167 12-1 Y系列電動機從同步轉速 750 r/min,8級中選取型號：Y132M-8 電動機參數(shù)： 電機軸直徑d=38mm 型號 額定功率/KW 滿載轉速/r/min 堵轉轉矩 最大轉矩 質量 /kg 額定轉矩 額定轉矩 Y132M-8 3 710 2.0 2.0 79

6、 三、計算總傳動比及分配各級傳動比： （1）、總傳動比： i總=nd/nw=710/76.43≈9.29 （2）、各級傳動比分配： 按i1>i2 ，i大=1.1～1.5i小 原則 取i大=1.5i小 即 i1=1.5i2 I總=i1*i2 ∴i1=3.73 i2=2.49 四、運動參數(shù)及各動力參數(shù)計算： （1）、各軸轉速： nⅠ＝nd=710 r/min nⅡ=nⅠ/i1=710/3.73=190.35 r/min nⅢ=nw=76.43 r/min (2)、各軸功率： 查機械設計課程設計手冊 P5 表1-7得 η齒=0.97 η軸承=0.99 P電=

7、Pd=1.81KW PⅠ=Pdη聯(lián)η軸承=1.81x0.99x0.99=1.77 KW PⅡ=PⅠη齒η軸承=1.77x0.97x0.99=1.70 KW PⅢ=PⅡη齒η軸承=1.70x0.99x0.97=1.63 KW PⅣ=PⅢη聯(lián)η帶=1.63x0.99x0.98=1.58 KW≈1.6 KW=Pw （3）、各軸轉矩： Td=9.55*Pd/nd=9550x1.81/710=24.35 Nm TⅠ= 9.55* PⅠ/nⅠ=9550x1.77/710=23.81 Nm TⅡ=9.55*PⅡ/nⅡ=9550x1.70/190.35=85.29 Nm TⅢ=9.55*PⅢ

8、/nⅢ=9550x1.63/76.43=203.67 N m TⅣ=9.55*PⅣ/nⅣ=9.55*Pw/nw =9550x1.6/76.43=199.92 Nm 五、齒輪傳動的設計計算： 5.1高速級齒輪的設計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。 2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88)。 3.材料選擇。由《機械設計》，選擇小齒輪材料為40Gr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4.選小齒輪齒數(shù)Z1=21，

9、則大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1=21x3.73=78.33 取Z2=79 1). 按齒輪面接觸強度設計 1. 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計《機械設計》P203 （10-9a），即 1>.確定公式內的各計算數(shù)值 1.試選載荷系數(shù)。 2.計算小齒輪傳遞的轉矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機械設計》選取齒寬系數(shù)。 4.由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 5.由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6.計算應力循環(huán)次數(shù)

10、 N1=60nIjLn=60x710x2x8x300x10=2.045x109 7.由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 8.計算接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù)S=1 2>.設計計算 1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2.計算圓周速度。 計算齒寬b b=dd b=1x40.14mm=40.14mm 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt=d1t/Z1=40.14/21=1.91mm 齒高 h=2.25mt=2.25x1.91=4.30mm b/h=40.14/4.30=9.335 3.計

11、算載荷系數(shù) 查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8 得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù) 查表10-4用插值法得8級精度查《機械設計》，小齒輪相對支承非對稱布置KHβ=1.450 由b/h=9.335 KHβ=1.450由圖10-13得KFβ=1.32故載荷系數(shù) K=KAKVKHβKHα=1x1.0x1.10x1.450=1.595 4.校正分度圓直徑 由《機械設計》P204(10-10a) 5.計算齒輪傳動的幾何尺寸 1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強度設計《機械設計》P201 (10-5)，公式為 1>.確定公式內的各參數(shù)值

12、 1.由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 2.由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 3.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應力修正系數(shù),得 4.計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1x1.10x1x1.32=1.452 5.查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、 由《機械設計》表10-5查得；；； 6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大 7.設計計算 m1≥ 對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大

13、小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，取由彎曲強度算得的模數(shù)1.129并就進圓整為標準值m1=2mm 接觸強度算得的分度圓直徑 =42.97mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m1=42.97/2=21.485≈22 大齒輪 取 2>.集合尺寸設計 1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。 3>.齒輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用實心打孔式結構 大齒輪的有關尺寸計算如下： 軸孔直徑

14、48mm 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 輪緣厚度 板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑 齒輪倒角 取 5.2低速級齒輪的設計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。 2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88)。 3.材料選擇。由《機械設計》，選擇小齒輪材料為40Gr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪

15、齒數(shù) 取 2). 按齒輪面接觸強度設計 1. 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1>.確定公式內的各計算數(shù)值 1.試選載荷系數(shù)。 2.計算小齒輪傳遞的轉矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由《機械設計》選取齒寬系數(shù)。 4.由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 5.由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 6.計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60nIjLn=60x190.35x2x8x300x10=0.548x109 7

16、.由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 8.計算接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù)S=1 2>.設計計算 1. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2.計算圓周速度。 計算齒寬b b=1x62.20mm=62.20mm 計算齒寬與齒高之比b/h mt=d3t/Z3=62.20/21mm=2.96mm h=2.25mt=2.25x2.96mm=6.66mm b/h=62.20/6.66=9.339 3.計算載荷系數(shù) 查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8 得動載系數(shù) 直齒輪；由表

17、10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得8級精度查《機械設計》，小齒輪相對支承非對稱布置 KHβ=1.460 由b/h=9.339 KHβ=1.460由圖10-13得KFβ=1.35故載荷系數(shù) K=KAKVKHβKHα=1x1.0x1.10x1.460=1.606

18、 4.校正分度圓直徑 由《機械設計》P204(10-10a)， 5.計算齒輪傳動的幾何尺寸 1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強度設計，公式為 1>.確定公式內的各參數(shù)值 1.由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 2.由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 3.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S

19、=1.4，應力修正系數(shù),得 4.計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1x1.10x1x1.35=1.485 5.查取齒形系數(shù)、和應力修正系數(shù)、 由《機械設計》表10-5查得；；； 6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大 7.設計計算 m2≥ 對比計算結果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的魔術大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.07并就進圓整為標準值=2.5mm

20、 接觸強度算得的分度圓直徑 =62.20mm，算出小齒輪齒數(shù) Z3=d3/m2=66.74/2.5=26.696≈27 大齒輪 取 2>.集合尺寸設計 1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。 3>.輪的結構設計 大齒輪采用實心打孔式結構 大齒輪的有關尺寸計算如下： 軸孔直徑48mm 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 取 輪緣厚度 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取 PW=1.6KW η總=0.885

21、 Pd=1.81KW Ped=3KW nw=76.43 r/min i總=9.29 i1=3.73 i2=2.49 nⅠ=710 r/min nⅡ=190.35 r/min nⅢ=76.43 r/min P電=1.81KW PⅠ=1.77 KW PⅡ=1.70 KW PⅢ=1.63 KW PⅣ=1.6 KW Td=24.35 Nm TⅠ=23.81 Nm TⅡ= 85.29Nm T

22、Ⅲ=203.67 N m TⅣ=199.92 Nm T1=2.381x104N.m N1=2.045x109 N2=5.483x108 [σH]1=540MPa [σH]2=522.5MPa d1t=40.14mm v=1.49m/s b=40.14mm

23、 mt=1.91mm h=4.30mm b/h=9.335 K=1.595 d1=42.97mm m1=2.046mm [σF]1=314.29MPa [σF]2=247.71MPa K=1.452 m1 m=2mm Z1=22 Z2=83

24、 d1=44mm d2=166mm a=105mm B1=50mm B2=45mm T3=8.529x104N.mm N3=0.548x109 N4=0.22x108 [σH]3=576MPa [σH]4=539MPa

25、 d3t=62.20mm V=0.62m/s b=62.20mm mt=2.96mm h=6.66mm b/h=9.339 d3=66.74mm m2=3.18mm [σF]3=328.57MPa [σF]4=255.14MPa K=1.485 m2

26、 m=2.5mm Z3=25 Z4=63 d3=62.5mm d4=157.5mm a=110mm 5.3齒輪傳動參數(shù)表 名稱 符號 單位 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 中心距 a mm 105 118.75 傳動比 i 3.73 2.49 模數(shù) m mm 2 2.5 壓力角 α 20 20 齒數(shù) Z 22 83 27 68 分度圓直徑 d mm 44 166 67

27、.5 170 齒頂圓直徑 da mm 48 170 72.5 175 齒根圓直徑 df mm 39 161 61.25 163.75 齒寬 b mm 50 45 70 65 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 熱處理狀態(tài) 調質 調質 調質 調質 齒面硬度 HBS 280 240 280 240 計算及說明 結果 六、軸設計與強度計算 6.1 Ⅰ軸 6.1.1Ⅰ軸上的功率、轉速和轉矩以及軸上齒輪分度圓直徑 TⅠ= 9.55* PⅠ/nⅠ=9

28、550x1.77/710=23.81 Nm PⅠ=Pdη聯(lián)η軸承=1.81x0.99x0.99=1.77 KW nⅠ＝nd=710 r/min d1=44mm 6.1.2作用在齒輪上的力 Ft=2 TⅠ/d1=2x2.381x104/44=1083N Fr=Ft=1083x0.364=394N 6.1.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理。 先按《機械設計》P370（15-2），表15-3，取A0=112 dmin=A0=112xmm=15.2mm 計算聯(lián)軸器轉矩Tca=KAT，查P351表14-1，取KA=1.3 Tca=KAT=1.3x23.8

29、1N.m=30.95N.m 查手冊P94表8-2選用GY5型彈性凸緣聯(lián)軸器其公稱轉矩為400N.m。半聯(lián)軸器孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=79mm。 初選軸承為6008 軸承代號 6008 基本尺寸/mm d/D/B 40/68/15 安裝尺寸/mm da/da 46/62 基本額定/kN Cr/Cor 17.0/11.8 i 齒頂與箱底面的距離hmin>30～50mm，取50mm ii 保證裝油量（冷卻、潤滑）P31 單級 0.35～0.7升/kw，多級成倍（保證冷卻），取 1.4升/KW，

30、減速箱裝油量為1.4x3=4.2升 輪齒浸油深度一個全齒高，不小于10mm（保證潤滑），取10mm。取齒頂?shù)较潴w內壁距離為20mm。則箱體內腔長度為Lo=a1+a2+da1/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 ≈361mm,裝油高度H=50+10=60mm 則箱體內腔寬度B=4.2x106/(60x361)mm=194mm 取滾動軸承距箱體內壁s=8mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm查手冊P53表4-1得半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為10mmX8mmX63mm 6.1.4軸1的結構如下 6.1.5求軸上載荷 支承跨距L=a+b=

31、（7.5+40+25）+（25+120+7.5）mm=225mm MV= Ftab/L=1083x72.5x152.5/225=53217.42N.mm MH=Frab/L=394x72.5x152.5/225=19360.72N.mm M===56629.77N.mm 取α=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，由《機械設計表》P362，15-1查得許用彎曲應力σ-1=60MPa σca=/W=/(0.1x39)=9.845MPa<σ-1=60MPa,故安全，彎矩圖如下 6.2Ⅱ軸 6.2.1Ⅱ軸上的功率、轉速和轉矩 nⅡ=nⅠ/i1=710/3.73=190.35

32、 r/min PⅡ=PⅠη齒η軸承=1.77x0.97x0.99=1.70 KW TⅡ=9.55*PⅡ/nⅡ=9550x1.70/190.35=85.29 Nm 6.2.2初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理。 先按《機械設計》P370（15-2），表15-3，取A0=112 dmin=A0=112xmm=23.23mm 初選軸承為6008 軸承代號 6008 基本尺寸/mm d/D/B 40/68/15 安裝尺寸/mm da/da 46/62 基本額定/kN Cr/Cor 17.0/11.8 6.3Ⅲ軸 6.3.1Ⅲ軸上的功

33、率、轉速和轉矩以及軸上齒輪分度圓直徑 TⅢ=9.55*PⅢ/nⅢ=9550x1.63/76.43=203.67 N m nⅢ=nw=76.43 r/min PⅢ=PⅡη齒η軸承=1.70x0.99x0.97=1.63 KW d4=170mm 6.3.2初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理。 先按《機械設計》P370（15-2），表15-3，取A0=112 dmin=A0=112xmm=31.06mm 6.3.3作用在齒輪上的力 Ft=2 TⅢ/d1=2x20.367x104/170=2396N Fr=Ft=2396x0.364=872N 計算聯(lián)軸器轉

34、矩Tca=KAT，查P351表14-1，取KA=1.3 Tca=KAT=1.3x203.67N.m=264.77N.m 查手冊P94表8-2選用GY5型彈性凸緣聯(lián)軸器其公稱轉矩為400N.m。半聯(lián)軸器孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=79mm。 初選軸承為6008 軸承代號 6008 基本尺寸/mm d/D/B 40/68/15 安裝尺寸/mm da/da 46/62 基本額定/kN Cr/Cor 17.0/11.8 i 齒頂與箱底面的距離hmin>30～50mm，取50mm ii 保證裝油量（冷卻、潤滑）P

35、31 單級 0.35～0.7升/kw，多級成倍（保證冷卻），取 1.4升/KW，減速箱裝油量為1.4x3=4.2升 輪齒浸油深度一個全齒高，不小于10mm（保證潤滑），取10mm。取齒頂?shù)较潴w內壁距離為20mm。則箱體內腔長度為Lo=a1+a2+da1/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 ≈361mm,裝油高度H=50+10=60mm，則箱體內腔寬度B=4.2x106/(60x361)mm=194mm。 取齒輪距箱體內壁距離a=20mm 取滾動軸承距箱體內壁s=8mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm查手冊P53表4-1得半聯(lián)軸器與軸

36、的聯(lián)接選用平鍵為10mmX8mmX63mm 齒輪軸孔直徑d=48mm齒輪與軸連接選用平鍵14mmX9mmX56mm 6.3.4Ⅲ軸的結構如下 6.3.5求軸上載荷 支承跨距L=a+b=67+158mm=225mm Mv= Ftab/L=2396x67x158/225=112729.14N.mm MH=Frab/L=872x67x158/225=41026.63N.mm M===119962.67N.mm 取α=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，由《機械設計表》P362，15-1查得許用彎曲應力σ-1=60MPa σca=/W=/(0.1x48)=15.5MPa<

37、σ-1=60MPa,故安全，彎矩圖如下 6.3.6精確校核軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面5、6處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上應力最大。截面5上的應力集中的影響和截面6的相近，但截面5不受扭矩力，同時軸徑較大，股不必校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），且這里軸的直徑最大，故不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，所以該軸芝需校核截面6兩側即可。 2）截面6右側 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1x443mm3=8518.4mm3 抗扭

38、截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2x483mm3=17036.8mm3 截面6左側的彎矩M M=119962.67xN.mm=61771.82N.mm 截面6上的扭矩T3 T3=203670N.mm 截面上的彎曲應力 σb=M/W=61771.82/8518.4MPa=7.25MPa 截面上的扭轉切應力τT=T3/WT=203670/17036.8MPa=11.95MPa 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得B=640MPa σ-1=275MPa τ-1=155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)ασ及ατ按附表3-2查取。r/d=2

39、.0/44=0.045，D/d=48/44=1.09，經插值后可查得 ασ=2.0 ατ=1.32 又由附圖3-1可得材料的敏性系數(shù) qσ=0.82 qτ=0.85 有效應力集中系數(shù)，由附（3-4）為 kσ=1+ qσ（ασ-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82 kτ=1+ qτ（ατ-1）=1+0.85（1.32-1）=1.27 由附圖3-2尺寸系數(shù) εσ=0.75； 由附圖3-3扭轉尺寸系數(shù) ετ=0.85 軸按摩削加工，附圖3-4的表面質量系數(shù) βσ=βτ=0.91 軸未經表面強化處理，即βq=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系

40、數(shù) Kσ= (kσ/εσ+1/βσ-1)1/βq=1.82/0.75+1/0.91-1=2.53 Kτ= (kτ/ετ+1/βτ-1)1/βq=1.27/0.85+1/0.91-1=1.59 由3-13-2得 φσ=0.1～0.2，取φσ=0.1 φτ=0.05～0.1， 取φτ=0.05 由（15-6）～（15-8）得 Sσ===14.99 Sτ===15.82 Sca===10.881.5 安全 3）截面6左側 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1x483mm3=11059.2mm3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2x483mm3=22118.4mm3 彎

41、矩M及彎曲應力 M=119962.67xN.mm=61771.82N.mm σb=M/W=61771.82/11059.2MPa=5.59MPa 扭矩T3及扭轉切應力 T3=203670N.mm τT=T3/WT=203670/22118.4MPa=9.21MPa 過盈配合處的kσ/εσ,由附表3-8用插值法求出，并取 kτ/ετ=0.8kσ/εσ，得 kσ/εσ=2.21 kτ/ετ=0.8x2.21=1.77 軸按摩削加工，附圖3-4的表面質量系數(shù) βσ=βτ=0.91 軸未經表面強化處理，即βq=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)為 Kσ=

42、(kσ/εσ+1/βσ-1)1/βq=2.21+1/0.91-1=2.31 Kτ= (kτ/ετ+1/βτ-1)1/βq=1.77+1/0.91-1=1.87 由（15-6）～（15-8）得 Sσ===21.30 Sτ===17.53 Sca===13.541.5 安全 故該軸截面6安全。 七.滾動軸承的選擇及壽命校核 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承 軸Ⅰ6008一對，軸Ⅱ6008一對，軸Ⅲ選用6008一對 (GB/T297-1994)

43、 壽命計算： 軸Ⅲ 1.查機械設計課程設計表6-1，得深溝球軸承6008 Cr=17.0KN Cor=11.8KN 2.查《機械設計》得 X=1, Y=0 3.計算軸承反力及當量動載荷： 在水平面內軸承所受得載荷 Fr1H=Fr2H==1095N 在水平面內軸承所受得載荷 Fr1v=Fr2v==529.5N 所以軸承所受得總載荷 F=Fr1=Fr2= 由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷查《機械設計》P321表13-6得：fp=1.0～1.2 P=fp(XFr+YFa)=1.2x(1x1216.3+0)=1459.56N 4.已知預期得壽命 10年，兩班制 基本額定動載荷 Cr=所以軸承6008安全，合格。 Ⅰ、Ⅱ軸上軸承得校核，具體方法同上，步驟略，校核結果軸承6008安全，合格。 M .