1、機械設計課程設計任務書專業班級：機2007機械電子方向學生姓名： 學號： 一、設計題目： 帶式輸送機傳動裝置的設計。1.已知條件（1）機器功用 由輸送帶傳送機器的零、部件；（2）工作情況 單向運輸，載荷較平穩，室內工作，有粉塵，環境溫度不超過35°C；（3）運動要求 輸送帶運動速度誤差不超過5%；滾筒傳動效率為0.96；（4）使用壽命 8年，每年350天，每天16小時；（5）動力來源 電力拖動，三相交流，電壓380/220V；（6）檢修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生產規模中型機械廠，小批量生產。2.主要技術數據（1）輸送帶工作拉力F= 9kN；（2）輸送帶工作速度v=

2、0.5m/s；（3）滾筒直徑D= 450mm；（4）電機轉速n= 750r/min.3.傳動方案傳動方案如下圖所示：二、設計任務1.設計工作內容論述傳動方案的特點；電機選型（應有方案比較）；傳動裝置的運動和動力參數計算；二級減速器設計(傳動零件、軸的設計計算，軸承、連接件、潤滑和密封方式選擇，機體結構及其附件的設計)；聯軸器選型設計；繪制減速器裝配圖和零件工作圖；編寫設計說明書；設計答辯。2.提交設計成品：減速器裝配圖一張；齒輪、軸的零件圖 2 張；設計計算說明書一份。三、設計中應注意事項1.計算和繪圖應交替進行，并注意隨時整理結果，列表保存。2.設計中要貫徹標準。（標準件和標準尺寸）3.全面

3、考慮問題：強度、結構、加工工藝等。4.設計應有創造性，多方案比較，擇優選用。5.設計過程中注意培養獨立工作能力。四、完成時間要求在2010年6月30日之前完成全部設計任務。指導教師：姚貴英2010年4月28日1、傳動方案（已給定）1） 外傳動為V帶傳動。2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。3） 方案簡圖如下：2、該方案的優缺點： 該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對

4、于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。設計內容計算及說明結 果3、電機選型4.、傳動裝置運動和動力參數計算5、帶傳動設計6、齒輪設計7、軸類零件的設計8、軸承的壽命計算9、鍵連接的校核10、潤滑及密封類型的選擇11、減速器的附件設計12、參考文獻3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V

5、。3.2 選擇電動機的容量工作機有效功率P=,根據任務書所給數據F=9kN，V=0.5。則有：P=4.5KW從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為=式中，分別為聯軸器，軸承，齒輪傳動，卷筒和V帶傳動效率。據1表9.1知=0.99，=0.98，=0.97，=0.96，=0.96，則有：=0.99 =0.792所以電動機所需的工作功率為： P=5.68kW3.3 確定電動機的轉速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比i=840和帶的傳動比i=24。則系統的傳動比范圍應為：i=i=（840）（24）=16200工作機卷筒的轉速為 n=所以電動機轉速的可選范圍為 n=i=（16200）21.23 =3

6、404246符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500和3000四種，但是綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量和價格因素，決定選用同步轉速為750的電動機。據1表15.1和15.2可選擇Y160L8電動機，其主要參數如表3.1所示表3.1 Y160L8型電動機主要參數型號額定功率滿載時轉速r/min電流（380V時）A效率%功率因數Y160L87.572017.7850.75型號啟動電流額定電流啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y160L85.5224.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 i=2）分配到各級傳動比 因為i=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取i則i在8

7、40的范圍內故合適。分配減速器傳動比，因為i=i其中i為齒輪高速級的傳動比，i為齒輪低速級的傳動比。故可先取i=5.2，則i=3.44.2 傳動裝置的運動和動力參數計算電動機：轉速：n=720輸入功率：P=P=5.68kW輸出轉矩：T=9.55=9.55 =75.34N1軸：轉速：n=輸入功率：P=PkW輸入轉矩：T=Ti=75.34 =144.65N2軸：轉速：n=輸入功率：P=P =5.18kW輸入轉矩：T=715.02N3軸：轉速：n輸入功率：P =4.92kW輸入轉矩：T =715.02 =2310.97卷筒軸：轉速：n輸入功率：P=P =4.92 =4.77kW輸入轉矩：T =231

8、0.97 =2240.10N 表4.1 各軸運動和動力參數軸 號功率（kW）轉矩（N）轉速（）電機軸5.6875.347201軸5.45144.653602軸5.18715.0269.233軸4.922310.9720.36卷筒軸4.772240.1020.365.1 確定計算功率P 據2表8-7查得工作情況系數K=1.1。故有： P=KP5.2 選擇V帶帶型 據P和n有2圖8-11選用B帶。5.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑d有2表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=180mm。 （2）驗算帶速v，有： v= =6.79 因為6.79在530之間，故帶速合適。 （

9、3）計算大帶輪基準直徑d d5.4 確定V帶的中心距a和基準長度L(1)據2式8-20初定中心距a=600mm(2)計算帶所需的基準長度 L2a+ =2（180+360）+ =2061.3mm由2表8-2選帶的基準長度L=2000mm（3）計算實際中心距 a5.5 驗算小帶輪上的包角5.6 計算帶的根數z（1）計算單根V帶的額定功率P由d和n查2表8-4a得 P=2.586kW據n=720，i=2和B型帶，查28-4b得P=0.226kW查2表8-5和8-2得K=0.95，K=0.98，于是： P=(P+P)KK =2.62kW（2）計算V帶根數zz=3.15 故取4根。5.7 計算單根V帶的

10、初拉力最小值（F）由2表8-3得型帶的單位長質量q=0.18。所以 （F）=500 =500 =256N應使實際拉力F大于（F）5.8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=242560.99 =2028N5.9 帶輪設計 （1）小帶輪設計 由Y160L電動機可知其軸伸直徑為d=28mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=28mm。有4P表14-18可知小帶輪結構為實心輪。 （2）大帶輪設計 大帶輪軸孔取22mm，由4P表14-18可知其結構為輻板式。6.1 速級齒輪設計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動； 2）運輸機為一

11、般工作機器，速度不高，故用7級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質）硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數為Z=24，大齒輪齒數Z可由Z=i得Z=87.36，取87； 5）初選螺旋角=14。2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： d （1）確定公式中各數值 1）試選K=1.3。 2）由2圖10-30選取區域系數Z=2.433 3）由3圖16.2-10可得：=0.78，=0.87 則=0.78+0.87=1.65。 4）由2表10-7選取齒寬系數=1。 5）計算小齒輪傳遞的

12、轉矩，由前面計算可知： T=3.96N。 6）由2表10-6查的材料的彈性影響系數Z=189.8MP 7）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。 8）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.90； K=0.95。 9）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數S=1，有 =0.9600=540MP =0.95550=522.5MP 所以= =531.25MP (2) 計算 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d =39.17mm 2)計算圓周速度。 v= =1.48 3）計算齒寬b及模數。 b=139.1

13、7=39.17mm m=1.58mm h=2.25m=2.251.58=3.56mm b/h=11.00 4）計算縱向重合度。=0.318 =0.318124tan14=1.903 5）計算載荷系數K。 已知使用系數K=1，據v=1.57，7級精度。由2圖10-8得K=1.08，K=1.417。由2圖10-13查得K=1.35，由2圖10-3查得K=K=1.4 故載荷系數： K=KKKK =1=2.14 6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： d=d=39.17=46.25mm 7）計算模數m m=1.86mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： m（1）確定計算參數 1）計算載荷系數。

14、 K=KKKK=1 =2.04 2）根據縱向重合度=1.903，由2圖10-28查得螺角影響系數Y=0.88。 3）計算當量齒數。 Z=26.29 Z=95.29 4）查取齒形系數 由2表10-5查得Y=2.592，Y=20216 5）查取應力校正系數 由2表10-5查得Y=1.596，Y=1.777 6）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP 7）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.85，K=0.88 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則有： =303.57Mp =238.86MP 9）計算大、小齒輪的 ，并

15、加以比較=0.01363 =0.01649 （2）設計計算 m 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 =1.5mm，已可滿足彎曲疲勞強度，用接觸疲勞強度算得分度圓直徑d=46.25mm來計算應有的齒數。于是由： Z= = =29.9 取Z=30，則Z=3.64=1094.幾何尺寸計算（1）計算中心距 a= =107.9mm 圓整為108mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=14.45 因值在允許范圍內，故等參數比用修正 （3）計算大，小齒輪的分度圓直徑 d46.63mm d=169.43mm （4）計算齒輪

16、寬度 b=46.63=46.63mm 圓整后取B=47mm，B=52mm 5. 大小齒輪各參數見下表 高速級齒輪相關參數名稱符號計算公式及說明法面模數端面模數法面壓力角端面壓力角螺旋角齒頂高齒根高全齒高分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑中心距6.2 低速級齒輪設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數 1）按選定的齒輪傳動方案，選用圓柱斜齒輪； 2）選用7級精度；（GB10095-88） 3）材料的選擇。由2表10-1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二者的硬度差為40HBS； 4）初選小齒輪齒數為Z=24，大齒輪Z=2.6=

17、62.4，取63； 5）初選螺旋角。2.按齒面接觸疲勞強度設計 d （1）確定公式內各數值 1）初選K=1.3 2）由2圖10-30選區域系數Z=2.433 3）由3圖16.2-10可取：=0.78，=0.86 則=0.78+0.86=1.64 4）由2表10-7選取齒寬系數=15）計算小齒輪傳遞的轉矩： T= =13.7Nmm6)由2表10-6查得材料的彈性影響系數Z=189.8MP7）由2圖10-21d按齒面硬度得小齒輪齒面接觸疲勞強度極限=600MP，大齒輪的齒面接觸疲勞強度極限=551MP8）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.90，K=0.959）計算接觸疲勞許用應力 取失效概

18、率為1%。安全系數S=1，有 =0.9600 =540MP =0.95550 =522.5MP 所以= =531.25MP （2）計算 1）計算小齒輪分度圓直徑d。由公式得 d2）計算圓周速度V= =0.6323）計算齒寬b及模數b=161.02=61.02mm m=2.47mm h=2.25m=2.252.47=5.56mm b/h=10.974)計算縱向重合度=0.318=0.318 =1.9035）計算載荷系數K 已知使用系數K=1，據v=0.632，7級精度。由 2圖10-8得K=1.02，K=1.424由2圖10-13查得K=1.38，由2表10-13查得 K=1.4.故動載系數 =

19、2.036）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 d=d=61.02=70.79mm7）計算模數m m=2.863.按齒根彎曲疲勞強度設計 由2式10-17可知 m（1）確定計算參數 1）計算載荷系數 =1.97 2）計算縱向重合度=1.903，由2圖10-28查得螺旋角影響系數Y=0.88. 3）計算當量齒數 Z=26.29 Z=69 4）查取齒形系數 由2表10-5查得Y=2.592，Y=2.239 5）查取應力校正系數 由2表10-5查得Y=1.596，Y=1.748 6）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP。 7）由2圖10

20、-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.85，K=0.88. 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4。則有： =303.57MP =238.86MP 9）計算大小齒輪的，并加以比較（2）設計計算m 可取m=2mm，又由于兩級中心距相等，所以由Z和a=以及算得的a=108mm聯立解得Z=29，Z=764.幾何尺寸計算 （1）按圓整后的數值修正螺旋角=arccos= =13.53 因值相差不多，故參數等不用修正 （2）計算大小齒輪的分度圓直徑 d=59.7mm d=156.3mm （3）計算齒輪寬度 b=159.7=59.7mm 圓整后取B=60mm，B=65mm5.大小齒輪各相關參數見下

21、表 低速級大小齒輪各相關參數名稱符號計算公式及說明法面模數端面模數法面壓力角端面壓力角螺旋角齒頂高齒根高全齒高分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑中心距7.1 I軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=2.99KW，n=720，T =2.06N 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 d=46.63mm 而 F=884N F=F=884=332N F=Ftan=884=228N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=118，于是得： d=A=19mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%

22、故d=20.33mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=22mm，查4P表14-16知帶輪寬B=56.4mm故此段軸長取55mm。 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，選用2圖15-1的裝配方案 I II III IV V VI VII VIII（2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=22mm，l=55mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸的結構設計而定）。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為30mm。故取l=50mm，因其右端面需

23、制出一軸肩故取d=29mm。 3）初選軸承，因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據d=29mm，由軸承目錄里初選30207號其尺寸為d=35mm 72mm18.25mm故d=35mm。又右邊套筒長取32.75mm所以l=18.25=32.75=51mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=40mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為52mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l48mm。齒輪右邊V-VI段為軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h=4mm則此處d=48mm。寬度b1.4h取l=10mm 5）VI-VII段右邊為軸承用軸肩定位，因為軸承仍選用圓錐

24、滾子30207所以d=35mm，所以此處軸肩高h0.07d取h=5mm故d=45mm軸肩寬度b1.4h，取l=8mm，l=22mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按 d由5P表4-1查得平鍵截面b 鍵槽用鍵槽銑刀加工長為45mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵12齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩

25、圖從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的M，M 和M的值如下： F=440N F=444N F=208N F=124N M=27720N M=13104N M=7788N M=30661N M=28793N T=2.06N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，則根據2 式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =5.2MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.2 III軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=2.69KW，n=76，T=3.39N

26、 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為 d=156.3mm 而 F=4338N F=F=4338=1625N F=Ftan=4338=1044N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=112，于是得： d=A=36.8mm 顯然最小直徑處安裝聯軸器，為使所選軸直徑d與聯軸器的孔徑相適應。故同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩T=K查2表14-1取K=1.3.則： T 按計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件查5P表8-7可選用LX3型彈性柱銷聯軸器。其公稱轉矩為 1250000N。半聯軸器孔徑d=40mm，故取d=

27、40mm半聯軸器長度L=112，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，選用2圖15-8的裝配方案I II III IV V VI VII VIII（2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為滿足半聯軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=45mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=46mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長為84mm，為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現取l=82mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋取其寬度為20mm。據d =45mm可取

28、l=50mm。 3）初選軸承，因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據d=45mm，由軸承目錄里初選30210號其尺寸為d=50mm 90mm21.75mm故d=50mm。又右邊套筒長取20mm所以l=20+21.75=41.75mm. 4）取安裝齒輪段軸徑為d=54mm，已知齒輪寬為65mm取l=63mm。齒輪右邊V-VI段為軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h=6mm則此處d=66mm。寬度b1.4h取l=10mm 5）VI-VII段右邊為軸承用軸肩定位，因為軸承仍選用圓錐滾子30210所以d=50mm，所以此處軸肩高h0.07d取h=5mm故d=60mm軸肩寬度b1.4h

29、，取l=8mm，l=21.75mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為63mm。選擇半聯軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵16齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的M，M 和M的值如下： F=2199N F=2139N F=260N F=1365N M=

30、156680N M=99986N M=18397N M=185865N M=157756N T=3.39N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，則根據2 式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =17.5MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.3 II軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=2.84KW，n=197.8，T =1.37N 2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=169.43mm d=59.3mm 而 F=1617N F=F=884=608N F=Fta

31、n=884=417N 同理可解得： F=4621N，F=1730N，F=1112N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=112，于是得： d=A=27.2mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=29.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上同時承受軸向力和徑向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作條件可選30206其尺寸為：d=30故d=30mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取33.75mm所以l=51mm 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，轉配示意圖如下I II III

32、 IV V VI（2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為47mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=45mm，d=50mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =80mm，d=50mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為60mm可取l=58mm，d=48mm 4）V-VI段為軸承同樣選用單列圓錐滾子軸承30206，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24.5mm則 l =24.5+17.25=41.75mm d=30mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪

33、與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平b 按d得平鍵截面b=14其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的M，M 和M的值如下： F=2355N F=3883N F=1438N F=900N M=274779N M=63675N M=-2266.6N M=282060N M=274788N T=2.06N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校

34、核時，通常只校核危險截面的強度，則根據2 式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =26.6MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。8.1 I軸上的軸承壽命計算預期壽命：已知 查表2-13-7知查2表13-5得當 時，X=0.4，Y=1.6當時，X=1，Y=0，其中。則應有：，“壓緊”“放松”判別： 放松 壓緊故，計算當量載荷：，則X=1，Y=0。則有則X=0.4，Y=1.4.故P =1.1（0.4=871N驗算軸承：取，圓錐滾子軸承 L=1.12>LL=2.21>L故I軸上的兩個軸承滿足要求。8.2 II軸上軸承的壽命計算預期壽

35、命：已知，查表2-13-7知，查表4-8-26得當時，X=0.4，Y=1.6；當時，X=1，Y=0，其中。，“壓緊”“放松”判別： 壓緊 放松故，。計算當量載荷：，則X=0.4，Y=1.6。則有則X=1，Y=0。故驗算軸承：取，圓錐滾子軸承， 故II軸上的兩個軸承滿足要求。8.3 II軸上軸承的壽命計算 預期壽命：已知 查表2-13-7知查2表13-5得當 時，X=0.4，Y=1.4當時，X=1，Y=0，其中。則應有：“壓緊”“放松”判別： 放松 壓緊故，計算當量載荷：，則X=0.4，Y=1.4。則有則X=1，Y=0.故P =1.12537=2791N驗算軸承：取，圓錐滾子軸承 L=4.2L=1.18>L故III軸上的兩個軸承滿足要求。9.1 I軸上鍵的強度校核查表4-5-72得許用擠壓應力為I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度故此鍵能安全工作。