1、( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！)目錄(3).(6) .(7).(8).(9).(10).(28).(30).(33).(34). . .(37).(38).(39)1一 . 設計任務書邵陽學院課程設計（論文）任務書年級專業08 級機電二班學生姓名鄧孝峰學號題目名稱帶式輸送機傳動裝置的設計設計 時間17 周19 周課程名稱機械設計課程設計課程編號設 計 地點教學樓八樓一、課程設計（論文）目的1.1綜合運用所學知識，進行設計實踐鞏固、加深和擴展。1.2培養分析和解決設計簡單機械的能力為以后的學習打基礎。1.3進行工程師的基本技能訓練計算、繪圖、運用資料。二、已知技術參數和條

2、件2.1 技術參數運輸帶工作拉力F=2.5KN運輸帶工作速度v=1.3ms傳送帶滾筒直徑D=370mm1-1 帶式運輸機的工作原理2.2 工作條件連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期 10 年（每年 300 個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為± 5%。帶式輸送機的傳動效率為 0.96 。2三、任務和要求3.1繪制二級圓柱齒輪減速器裝配圖1 張；標題欄符合機械制圖國家標準；3.2繪制零件工作圖 2張（齒輪和軸） ；3.3編寫設計計算說明書1 份，計算數據應正確且與圖紙統一。說明書應符合邵陽學院規范格式且用 A4 紙打??；3.4 圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；

3、注： 1此表由指導教師填寫，經系、教研室審批，指導教師、學生簽字后生效；2此表 1 式 3 份，學生、指導教師、教研室各1 份。四、參考資料和現有基礎條件（包括實驗室、主要儀器設備等）4.1機械設計教材4.2機械設計課程設計指導書4.3減速器圖冊4.4減速器實物；4.5機械設計手冊4.6其他相關書籍五、進度安排序號設計內容天數1設計準備（閱讀和研究任務書，閱讀、瀏覽指導書）12傳動裝置的總體設計23各級傳動的主體設計計算24減速器裝配圖的設計和繪制75零件工作圖的繪制16編寫設計說明書27總計15六、教研室審批意見教研室主任（簽字） ：年月日3七、主管教學主任意見主管主任（簽字） ：年月日八、

4、備注指導教師（簽字）：學生（簽字）邵陽學院課程設計評閱表系機械與能源工程系專業班級08 機電二班題目名稱帶式輸送機的傳動裝置課程名稱機械設計課程設計一、學生自我總結這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過二個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識。為我們以后的工作打下了堅實的基礎。學生簽名：鄧孝峰2010 年12 月8 日二、指導教師評定評分項目綜合成績權重單項成績4指導教師評語：指導教師（簽名） ：年月日二 . 電動機的選擇因為本傳動的工作狀況是：連續單向運

5、轉，工作時有輕微振動，使用期 10 年（每年 300 個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸送Pw=3.3854機工作軸轉速允許誤差為±5%。所以選用Y 系列三相異步電動機，同=0.87步轉速 1500rmin 。Pd=3.8219KW1. 工作機所需功率 PwPw=FV(1000w)= 3.3854KW2. 電動機至工作機的總效率本設計中的聯軸器的傳動效率（ 1 個），軸承的傳動效率 （4 對），齒輪的傳動效率 （ 2 對），本次設計中用 8 級傳動效率 ( 油潤滑 ) 其中 =0.99 =0.99 =0.98 （兩對齒輪的效率取相等） =0.96= =0.873. 所需電動機的功

6、率 Pd（KW）Pd =Pw=3.8219KW4. 電動機型號的確定由表 17-7 查出電動機型號為 Y112M-4,其額定功率為 4kW，滿載轉速 1440rmin ?；痉项}目所需的要求。電動機額定功率 KW滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩質量 Kg型號rmin額定轉矩額定轉矩Y112M-414402.22.34345三計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1. 計算總傳動比由 v=1.3ms 求滾筒轉速 nwv=1.3ms 得=67.1032rmin =21.45952. 合理分配各傳動比a×式中分別為鏈傳動和減速器的傳動比。為使鏈傳動外廓尺寸不致過大，初步取 2.3

7、 ，則減速器傳動比為9.3302根據各原則，查圖得高速級傳動比為=3.5 ，則 2.7 。3. 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩轉速的計算（ 1）各軸轉速 n（rmin ）電動機轉速 nm=1440rmin高速軸的轉速n 1=nm=1440rmin中間軸的轉速n 2= n 1i 1= 411.4286 rmin低速軸的轉速n 3=n2i 2=152.381 rmin滾筒軸的轉速n 4=n3=152.381 rmin（ 2）各軸的輸入功率（ kW）電動機額定功率 Pm= Pd=4 kW高速軸的輸入功率 P =1Pm =3.96 kW中間軸的輸入功率 P2= P1= 3.8028 kW低速軸的輸入功率

8、 P = P2= 3.6518 kW3滾筒軸的輸入功率 P = P= 3.5791 kW43（3）各軸的輸入轉矩（ N· m）高速軸的輸入轉矩 T 1=9550 P1n 1= 26.2625N · m中間軸的輸入轉矩 T 2=9550 P2n 2= 88.2698N · m低速軸的輸入轉矩 T 3=9550 P3n 3= 228.8651 N· m 21.4595鏈傳動比 2.3高速級傳動比為 =3.5低速級傳動比 =2.76滾筒軸的輸入轉矩T 4 =9550 P4 n 4= 224.3088 N· m傳動參數數據表項 目電動機軸高速軸 I中間

9、軸 II低速軸 III滾筒軸轉速（ rmin 4286152.381152.381功率（ kW）43.963.80283.65183.5791轉矩（ N· m）2.226.262588.2698228.8651224.3088傳動比113.52.72.3效率10.990.990.990.96四 . 滾子鏈傳動設計計算=191. 選擇鏈輪齒數=44=19，大齒輪的齒數為 =i=2.3 × 19。鏈條型號2. 確定計算功率20A-1由表 9-6 查得 =1.0 ，由圖查得 =1.52 ，單排鏈，則計算功率鏈條節距Pca KAKzP 1.0 1.52 4

10、kW 6.08kWp=31.75mm3. 選擇鏈條型號和節距根據及 = 152.381 rmin=110=0.24874查圖 9-11 ，可選 20A-1。查表9-1 ，鏈條節距為 p=31.75mm。a=1240mmV=1.53ms4. 計算節數和中心距初選中心距 =（3050） p=（3050）× 31.75mm=952.51587.5mm。 用油池潤滑取=1000mm。相應的鏈長節數為L po 2 ao2z1z2z2z1pp22ao100019444419231.75222110.3231.751000取鏈長節數 =110 節。查表 9-7 得中心距計算系數 =0.24874

11、，則鏈傳動的最大中心距為a f 1 p 2L pz1z20.2487431.752 110 19 44 mm5. 計算鏈速 v，確定潤滑方式vn z p152.38119 31.75 m / s 1.53m / s11601000601000由 v=1.53ms 和鏈號 20A-1，查圖 9-14 可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6. 計算軸壓力有效圓周力為 Fe 1000 P100042614Nv1.537鏈輪水平布置時的壓軸力系數，則FpKFp Fe1.1526143006N五、齒輪設計計算5-1 高速齒輪的計算1. 選定齒輪類型、材料、精度等級及齒數（1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱

12、齒輪傳動；（2）材料、熱處理及精度等級選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。精度等級選用 7 級精度；=41.375mm（3）選小齒輪的齒數，大齒輪齒數，取。v= 3.35ms2. 按齒面接觸強度設計b由設計公式進行試算，即（1）確定公式內的各計算值1）試選載荷系數 K=1.3。2）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=2.6263×104 N· mmm=2.27mm3）由表 10-7 選齒寬系數 d=1。Z 。4）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數E5）由圖 10 21d按齒面硬

13、度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1 600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 Hlim2 550MPa；6）由式 1013 計算應力循環次數N1 60n1 jL h60 14401(2810300) 4.147 1094.1471091.185109N 23.57) 由圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數8) 計算接觸疲勞許用應力 , 取失效概率為 1，安全系數 S1，由式（）得HKHN1lim 1MP a10121540SH2KHN 2lim 2528MPaS（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。310 421.32.62633.51189.8=41.375mm= 2.32*1

14、·5283.52）計算圓周速度v8v= 3.35ms3）計算齒寬 bbd d 1t144.38644.386mm4）計算齒寬與齒高之比。模數mtd1t1.8mm41.375 / 23mmz1齒高h2.25mt2.25 1.8mm4.05mm5 ）計算載荷系數根據 v=3.35ms， 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數；直齒輪， ;由表 10-2 查得使用系數；由表 10-4 用插值法查得7 級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，由，查圖 10-13 的故載荷系數KKAKVKHKH1.25 1.181 1.4262.103。6 ）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10-1

15、0a ）得d1d1t3 K44.3863 2.103mm 52.105mm mmKt1.37 ）計算模數 m。m=mm=2.27mm3. 根據齒根彎曲強度設計由式（ 10-5 ）的彎曲強度設計公式為m（1）確定公式內的各計算值1 ）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；2 ）由 110-18查得彎曲壽命系數 =0.85=0.893 ）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4 ，由式（ 10-12 ）得K FN1FE 10.85500F1S1.303.57MPa4KFN2FN 20.89380F2S241.57MPa1.44）計算載荷系數K。KK A

16、KV K F K F1.25 1.18 1 1.462.1545）查取齒形系數。由表 10-5 查得6 ）查取應力校正系數由表 10-5 查得7 ）計算大、小齒輪的并加以比較。9YFa1Ysa12.691.5750.01396F 1303.57Y Y2.221.77Fa 2 Fa 20.01627F 2241.57大齒輪的數值大。（2）設計計算m322.1542.626310412320.01627mm 1.52mm mm對比計算結果 , 由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數 , 由于齒輪模數的大小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

17、 , 僅與齒輪直徑 ( 即模數與齒數的成積 ) 有關 , 可取彎曲強度算得的模數 1.52 ，并接近圓整為標準值 , 按接觸強度算得的分度圓直徑 48.376, 算出小齒輪齒數大齒輪齒數這樣設計出的齒輪傳動 , 即滿足了齒面接觸疲勞強度 , 又滿足齒根彎曲疲勞強度 , 并做到結構緊湊 , 避免浪費。4. 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1z1m25 2mm 50 mmd 2z2m88 2mm 176m m（2）計算中心距d1d 248 168mm 108mma22（3）計算齒輪寬度?。?4）由此設計有模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪2505325大齒輪217648885-2 低速齒的計算1. 選

18、齒輪類型、材料、精度等級及齒數（1）按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動；（2）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料10為45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS；（3）精度等級選用7 級精度；v=1.21ms（4）選小齒輪齒數，大齒輪齒數，?。唬?）選取螺旋角。初選螺旋角。2. 按齒面接觸強度設計按式（ 10-21 ）試算，即(1)確定公式內的各計算數值1 ）試選。2 ）由圖 10-30 選取區域系數。=2.95mm3 ）由圖 10-26 查得，則。4 ）許用接觸應力取失效概率為 1，安全系數 S1KHN1lim 1H1SHKHN2lim

19、 22SH 1H 2H2(2) 計算540MPa小齒輪齒數z=35大齒輪齒數528MPaz=95a=134mm540 528=2534MPad=72.151 ）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得3 2 1.6 8.8269810 43 . 72d 1t2. 433 189 .8mm11.622 .756.325342 ）計算圓周速度。v=1.21ms3 ）計算齒寬 b 及模數。bdd1t156.32mm 56.32mmmntd1t cos56.32 cos14z1mm 2.28mm24h2.25mnt2.25 2.28mm 5.13mm4）計算縱向重合度。0.318 d z1 tan0.318

20、 1 24 tan14 1.9035）計算載荷系數K。已知使用系數，根據，7 級精度，由圖 10-811查得動載系數；由表 10-4 查得 =1.42 ；由圖 10-13 查得 =1.227;由表 10-3 查得。故載荷系數KK AKV K H K H1.25 1.14 1.41.422.836）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d 1d1t 3 K56.323 2.83mm 72.99mmKt1.37) 計算模數 m。=mm=2.95mm3. 按齒根彎曲強度設計（1）確定公式內各計算數值1 ）計算載荷系數KKK A KV K F K F1.25 1.14 1.4 1

21、.2272.452 ）根據縱向重合度 =1.903 ，從圖查得螺旋角影響系數=0.88 。3 ）計算當量齒數。zv1z12426.27cos3cos3 14zv2z26571.15cos3cos3 144 ）查取齒形系數和應力校正系數。由表 10-5 查得5 ）計算大、小齒輪的并加以比較。YFa 1 FSa12.651.58F 10.01379303.57YFa 2 FSa22.261.74F 20.01628241.57大齒輪的數值大 , 選用大齒輪的尺寸設計計算。（2）設計計算310 30.88 cos2 14 0.01628 mm 1.84mmmn2 2.45 88.2698124 21

22、.62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=2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d=72.99 來計算應有的齒數 . 于是有12小齒輪齒數z=d1cos72.99cos14=35.41取 z=35mn2大齒輪齒數z=2.7×35=94.5取 z=95。4. 幾何尺寸計算（1）計算中心距a=133.98將中心距圓整為 134。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos( 1 2 )mnarccos (3595) 222134值改變不多 , 故參數 , ,等不必修正。（3）

23、計算大小分度圓直徑d=72.15d=195.84（4）計算齒輪寬度bd d11 72.1572.15mm圓整后取。（ 5）由此設計有六 .軸的設計齒輪模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪272.157535大齒輪2195.8470956-1 高速軸的設計Ft=1051N1. 高速軸的輸入功率，轉速 =1440rmin ，轉矩Fr=382N=26.26252. 求作用在齒輪上的力LT4 型彈性已知高速軸上小齒輪的分度圓直徑為=50mm柱銷聯軸器2T 1226.2625103I-II =20mm而圓周力 FtdII-III =22mmd 250N =1051N擋圈直徑徑向力 1050.5 ×ta

24、n20N=382N3. 初步確定軸的最小直徑l I-II =36mm先按式（ 15-2 ）初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45 剛， dIII-IV =dVI-VII =調質處理。根據表15-3 ，選取，于是25mmP13 3.96深溝球軸承dmino 3112=15.69mm6005An14401dIII-IV =dVI-VII =2高速軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑I-II 。為了使所5mm13選的軸直徑 I-II與聯軸器的孔徑相適應，需同時選取聯軸器型號。l III-IV =l VI-VII=,聯軸器的計算轉矩，查表14-1 ，考慮到轉矩很小，故取18mm則d=27mmV-

25、VI=1.3× 26262.5Nmm=34141Nmm按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準dIV-V =30mm63000N.mm半.=20mm，半聯軸器長度 L=52mm，半聯軸l IV-V =97mm聯軸器的孔徑 =20mm，故取I-IIL=65mmV-VI器與軸配合的轂孔長度 =38mm。軸的直徑公4. 高速軸的結構設計差為 m6（1）擬定軸上零件的裝配方案a=6mm本題的裝配方案已在前面分析比較， 現選用如圖 6-1所示的裝配方186mm圖 6-1。=2447NN=918N=610N=1003N=365N=23.5mm擇軸承類型圖 6-1高速軸裝配方案圖為角接觸軸（

26、2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度承 7205C1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求， I-II軸段右端需制出一=25mm軸肩，故取 II-III段的直徑 d=22mm；左端用軸端擋圈定位，按軸=25mmII-III端直徑取擋圈直徑。 半聯軸器與與軸配合的轂孔長度 =38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器而不壓在軸的端面上，故 I-II段的長度應比=70mm略短一些，現取 l I-II =36mm。=34mm2 ） 初步選擇滾動軸承。因軸承受有徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。軸承的潤滑方式為脂潤滑。參照工作要求并根據dII-III=22mm，由軸承產品目錄中初選取 0 基本游隙組

27、、標準精度級的單系列深溝球軸承 6005，其尺寸為 d×D×B=25mm×47mm×12mm，故dIII-IV=dVI-VII =25mm，查表 16-9 ，選取氈圈油封厚度為 6mm，l III-IV=l VI-VII =36mm18mm。h=1mm，則 d=27mm。 =2337N3）軸段 V-VI 右側為非軸肩定位，取軸肩高V-VI4）軸承端蓋的總寬度為46mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而N=877N定)。根據軸承端蓋的裝拆 , 取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距=583N離 , 故取。軸段III-IV右側軸肩為定位軸肩，由，取h=2.5mm

28、，則=32.29mmdIv-V =30mm。=36mm，5）取齒輪距箱體內壁之距離a=10, 兩圓柱齒輪間的距離 c=10. 考慮=70mm到箱體的鑄造誤差 , 在確定滾動軸承位置時 , 應距箱體內壁一段距離s, 取 s=8, 已知滾動軸承寬度 B=12, 低速齒輪輪轂長 L=75, 則d=42mmlIV-V =10+75+10+（8-6 ） mm=97mm。角接觸球軸lV-VI =（53+10+8-6）mm=65mm承 7209C至此 ,已初步確定了軸的各端直徑和長度。14（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯接。按I-II=20mm1. 由表 6-1 查得平鍵截面

29、b× ，轉矩=67mm2.求作用在齒輪上的力已知中間速軸上大齒輪的分度圓直徑為=176mm，小齒輪的分度圓直徑 =72.15mm=65mm而作用在中間軸的斜齒輪的力2T 2288.2698103圓周力 Ft172.15N =2447Nd1Ft 1 tan n2447 tan20徑向力 Fr1N=918Ncoscos14軸向力 2447× tan14N=610N作用在中間軸的直齒輪的力圓周力 Ft 22T 2288.2698103d 2176N =1003N徑向力 1003× tan20N=365N3. 初步確定軸的最小直徑=458.4N先按式（ 15-2 ）初步估

30、算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45 剛，調質處理。根據表15-3 ，選取，于是dmino 3P211233.8028 mm=23.5mmAn2411.4286=0.474. 中間軸的結構設計=0.435（1）擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案已在前面分析比較， 現選用如圖 6-4 所示的裝配方案。=0.402d=8mm圖 6-4中間軸裝配方案圖（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1 ）、軸承的選擇選擇軸承類型為角接觸球軸承7205C,其尺寸為d×D×B=25mm×1552mm× 15mm，軸段 1-2 與軸段 5-6 分別安裝角接觸軸承72

31、05C,故 =25mm，=25mm。2 ）軸段 2-3 和 4-5 的設計軸段 2-3 安裝分度圓直徑 =72.15mm的斜齒輪，左端為非定位軸肩，取肩高 h=2mm，故。 <75mm（斜齒輪的輪轂寬度），取 =70mm。軸段 2-3 右端采用軸肩定位，軸肩高度 h=（ 0.070.1 ）=2.94mm4.2mm，取 h=3mm，故軸環的直徑 =34mm。軸環寬度 b=10mm（因為兩圓柱齒輪間的距離c=10）故。軸段 4-5 安裝分度圓直徑 =176mm的直齒輪，此軸段應略小于直齒輪的輪轂長（直齒輪的輪轂長度為 48mm）可取。右端為非定位軸肩，取軸肩高度為 2mm，則 d=29mm。

32、3 ）軸段 1-2 和 5-6 的設計已知角接觸軸承寬度B=18, 斜齒輪輪轂長75, 直齒輪輪轂長為48mm，查表 16-9 ，氈圈油封寬度為6mm，則=（15+8+10+5） mm=38mm=（18+10+8+3） mm=36mm至此 , 已初步確定了軸的各端直徑和長度。4 ）軸上零件的周向定位斜齒輪與軸的周向定位都采用平鍵聯接。由表6-1 查得平鍵截面b×，轉矩=228.86512. 求作用在齒輪上的力已知低速軸上齒輪的分度圓直徑為= 195.84mm2T 32228.8651103而圓周力 Ft195.84N =2337Nd 2徑向力 N=877N軸向力 2337×

33、tan14N=583N3. 初步確定軸的最小直徑先按式（ 15-2 ）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 剛，調質處理。根據表15-3 ，選取，于是d minAo 3 P3112 3 3.6518 =32.29mmn3152.3814. 低速軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案已在前面分析比較， 現選用如圖 6-7 所示的裝配方案。16圖 6-7裝配方案圖（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）軸 6-7 段是軸的外伸軸段與鏈輪連接， 查機械設計課程設計表 12-10 知=36mm，取=70mm，查表得軸段 6-7 的平鍵尺寸為 10mm×8mm&#

34、215;63mm。2）初步選擇軸承。取軸段 5-6 肩高為 3mm，則 d=42mm。因軸承受有徑向力與軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，查手冊其型號為 7209C，其尺寸為 d ×D× B=45mm× 85mm×19mm，故，查表 16-9 ，選用氈圈油封的寬度為8mm，。3 ）軸段 2-3 的長度小于低速軸上斜齒輪輪轂長度 70mm，取 =67mm。取=49mm，軸段 2-3 的平鍵查表機械設計手冊知尺寸為 14mm×9mm× 63mm。右側采用軸肩定位，取 h=3.5mm，則。4 ）軸承端蓋的總寬度為 40mm(由減 0 速器及

35、軸承端蓋的結構設計而定 ) 。取右軸承端蓋與軸端 5-6 右側的距離 =30mm，則。5）由中間軸的設計知，箱體內壁的距離L=153mm。則l 12Bas7067191083 mm40mm= 153 l 12 B s l 23 s 153 40 19 8 67 8mm 65mm6）角接觸球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的， 此外選軸的直徑公差為 m6。參考表 15-2 取軸端倒角為 2×45，各軸肩處的圓角半徑見裝配方案圖 6-7 。5. 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。查手冊，確定軸承的支點位置，對于角接觸球軸承 7209C， a=18.2mm。因此，作為簡支

36、梁的軸的支撐距（ 53.8+108.8 ） mm=162.6mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。17圖 6-8低速軸的載荷分布圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B 是軸的危險截面?，F將計算出的截面處的的值列于下表。6. 按彎扭合成應力校核軸的強度載荷水平面 H垂直面 V支反力彎矩=84143=31581 N=14284 N總彎矩=89874 =85902扭矩=228865.1進行校核時通常只校核承受最大彎矩核和扭矩的截面（即危險截面 C 的強度）根據式（ 15-5 ）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力228987420.6 22886

37、5.12M 1T 3MPa 13.95MPacaW0.1 493前面選定軸的材料為45 鋼，調質處理，由表 15-1 查得 =60MPa。18故<, 故安全。7. 精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面 A, 軸段 2-3,B 只受扭矩作用，雖然鍵槽及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面 A, 軸段 2-3,B 均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面2 和 3 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B 上的應力最大。截面 2 的應力集中的影響和截面 3 的相近，但截面不 3 受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面 B 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），故截面 B 也不必校核。截面 4 和 5 顯然不必校核。鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 2 左右兩側即可。（2）截面 2 左側抗彎截面系數 W=0.1d=0.1×45mm=9112.5mm抗扭截