设计链式输送机传动装置.doc

第一章 机械设计课程设计任务书
1.1 设计题目： 设计链式输送机传动装置
1.2 已知条件：
1. 输送链牵引力 F=4.5 kN ;
2. 输送链速度 v=1.6 m/s（允许输送带速度误差为 5%）；
3. 输送链轮齿数 z=15 ；
4. 输送链节距 p=80 mm；
5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；
6. 使用期限：20年；
7. 生产批量：20台；
8. 生产条件：中等规模机械厂，可加工6-8级精度齿轮和7-8级精度蜗轮；
9. 动力来源：电力，三相交流，电压380伏；
10．检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。

验收方式：
1．减速器装配图；（使用AutoCAD绘制并打印为A1号图纸）
2．绘制主传动轴、齿轮图纸各1张；
3．设计说明书1份。

第二章 前言
2.1 分析和拟定传动方案：
机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不
同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。众所周知，齿轮传动的传动装置由电动机、减速器、链传动三部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。
2.2 方案优缺点分析
1.在高速端应用圆锥齿轮，可以减小锥齿轮的尺寸，减小其模数，降低加工难度。
2.在输出端，即低速端采用链传动，因为链传动的瞬时传动比是变化的，引起速度波动和动载荷，故不适宜高速运转。
3.在高速输入端应用联轴器，结构紧凑，但启动电动机时，增大了电动机的负荷，因此，只能用于小功率的传动。
4.圆锥齿轮端，可能由于两锥齿轮尺寸过小，不能很好的利用润滑油。

第三章 电动机的选择与传动比的分配
电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量和转速、确定具体型号。按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭三相异步电动机。

3.1电动机的选择计算：
输送链链轮的节圆直径d/mm d=P/sin(180/z)=385mm
工作机的有效功率为： pw =FwVw / =4.5*1.6/0.95=7.243kw
从电动机到工作机间的总效率为：
∑=1·2·345678=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877
式中，1为联轴器效率0.99，2为锥齿轮效率（7级）0.97，3圆柱齿轮的效率（7级）0.98，4567为角接触球轴承的效率0.99，8滚子链传动效率0.96。
所以，电动机所需工作功率为pd ==7.243/0.877= 8.3KW
选择电动机的类型 ：

电动机额定功率pd> pm
因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小。
由此选择电动机型号：Y160M1-2
电动机额定功率pm=4kN,满载转速nm=1440r/min
工作机转速nw=60*V/(π*d)=79.370r/min
电动机型号
额定功率
满载转速
起动转矩
最大转矩
Y160M1-2
11kw
2930r/min
2 N·m
2.3 N·m
选取B3安装方式
3.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比 ：
总传动比：按表3-2推荐的链传动比6。取链传动的传动比为4.6，则整个减速器的传动比为 ：I总==nm/nw=2930/79.370=36.916
=I总 / 4.6=8.025
分配传动比：=
高速级圆锥齿轮传动： =2.5
中间级圆柱齿轮传动比： =3.2
3.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ：
各轴的转速 ：
Ⅰ轴: n1=2930 r/min
Ⅱ轴: n2=2930/2.5=1172r/min
Ⅲ轴: n3=1172/3.2=366.25 r/min
链轮的转速：n4=79.370 r/min
各轴的输入功率 ：
Ⅰ轴: p1=pd*1=11*0.99=10.89kw
Ⅱ轴: p2= p1*2 *4=10.89×0.97×0.99=10.458kw
Ⅲ轴: p3= p2*3*5=10.458×0.98×0.99=10.146kw
各轴的输入转矩 ：
电动机轴的输出转矩：Td=9.55×10×11/2930=35853.242N.m
Ⅰ轴: T1=9550*p1/n1=35.495N·m
Ⅱ轴: T2=9550*p2/n2=85.217N·m
Ⅲ轴: T3=9550*p3/n3=264.558N·m

第四章 链传动的设计计算

4.1由3.2知链传动速比：　i=4.5
输入功率： p=3.689KW
　　选小链轮齿数z1=17。
　　大链轮齿数 z2=i×z1=4.5×17=76，z2<120，合适。
4.2确定计算功率 :
　　已知链传动工作时有轻微振动，由表9-6选kA =1.0，设计为双排链取kP=1.75,
由主动链轮齿数Z=17，查主动链轮齿数系数图9-13，取kZ=1.55计算功率为 :
　　　　　 Pca=p3×kAkZ/kP=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW
4.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp
由计算功率Pca和主动链轮转速n3=128.571r/min，查图9-11，选用链条型号为:16A，由表9-1，确定链条节距p=25.4mm。
初定中心距a0=(30~50)p=720~1270，取a0=1000。

　　　　　　　　　=78.7+46.5+2.8=128
　　 取Lp =128节(取偶数)。
链传动的最大中心距为a=f1×p[2Lp-(z1+z2)]
由(Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88
查表9-7，得f1=0.24312.
a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm
4.4求作用在轴上的力 :
　　平均链速 : v=z1×n3×p/60×1000=17×128.571×25.4/60000=0.925m/s
　　工作拉力　:　F=1000P/v=1000×3.689/0.925=3988.2N
　　工作时有轻微冲击，取压轴力系数 : KFP=1.15
　　轴上的压力　:　Fp=KFP×F =1.15×3988.2N=4586.3N
4.5选择润滑方式 :
　　根据链速v=0..925m/s，链节距p=25.4mm，链传动选择滴油润滑方式。
　　设计结果：滚子链型号16A -2×128GB1243.1-83，链轮齿数 z1=17，z2=76，中心距a=1006.57mm，压轴力Fp =5502.4N。

第五章 齿轮的设计计算
齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式，其传动的主要优点是：传递的功率大、速度范围广 、 效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证传动比恒定，齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的。

5.1 圆柱直齿轮的设计
5.1.1选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 :
由表得：选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS，精度7级。
取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=67
5.1.2按齿面接触疲劳强度设计 :
计算公式：d1t
T1=80.7N·m 试选Kt为1.3
查表10-6得=189.8mpa
由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限=600mpa;
大齿轮的接触疲劳强度极限=550mpa
由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96
N2= N1/4=3.09
查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98
计算接触疲劳许用应力 :
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 :
[]=0.95×600=570 Mpa
[]2=0.98×550=539 Mpa
取[]为537.25 Mpa
试算小齿轮分度圆直径d1t:
d1t =59.624mm
计算圆周速度V :
V=0.335m/s
计算齿宽B：
B=* d1t =0.9*59.624=53.6616mm
计算齿宽与齿高之比：
模数：mn= d1t /z1=3.138
齿高：h=2.25 mn =7.061mm
b/h=7.60
算载荷系数 :
根据v 、7级精度 由图可得动载系数=1.1。直齿轮==1.0
查表得使用系数=1.25，
Kv=1.866
按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得 :
69.58mm
计算模数mn:

5.1.3 按齿根弯曲强度设计
由式10-5得弯曲强度的设计公式是
由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.82 =0.85;
计算弯曲疲劳许用应力:
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12a得 :
292.86 Mpa
238.86 Mpa
计算载荷系数K :
1.25×1.05×1×1.3=1.706
查取齿形系数 :
由表10-5得2.85， 2.22
查取应力校正系数 :
由表10-5查得 1.54 1.77
计算大小齿轮的并加以比较 :
0.01498
0.01645
由上只大齿轮的数值大
设计计算mn :
=2.39
按圆柱直齿轮的标准将模数mn圆整为2.5
27 4.2×27=113
5.1.4 几何尺寸计算 :
计算中心距a :
a=（d1+d2）/2=175mm
计算分度圆直径 d1=z1 mn=67.5mm
d2 =z2 mn =282.5mm
计算齿轮宽度：b=d1=60.75mm
取小齿轮宽度B1=60mm，取大齿轮宽度B2=65mm。

5.2 锥齿轮
5.2.1 选择材料热处理齿轮精度等级和齿数
由表得：选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS，精度8级。
选取齿数：Z1=24，i=3.2, Z2=Z1·i=24×3.2=76.8 取Z2=77
5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计：
计算公式：d 2.92×
T1=26.2625N·mm 试选Kt为1.3
查表10-6得=189.8mpa
由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限=600mpa;
大齿轮的接触疲劳强度极限=550mpa
由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472
N2= N1/3.2=1.296
查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95
由表查得: 软齿面齿轮,对称安装,取齿宽系数=1/3
计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：
[]=0.9×600=540 Mpa
[]2=0.95×550=522.5 Mpa
[]为[][]2中的较小值[]=522.5 Mpa

试算小齿轮分度圆直径d1t
对于直齿锥齿轮 ：
d1t 2.92× =53.29mm
计算圆周速度V ：
V=
计算载荷系数 :
查表得， 的值
使用系数由表10-2查得=1.25，动载荷系数由图10-8查得=1.18。齿间载荷分配系数==1.5KHbe轴承系数KHbe由表10-9查得KHbe=1.25。
得==1.5×1.25=1.875
1.25×1.18×1×1.875=2.766
按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得:
68.2112mm
5.2.3按齿根弯曲强度设计 :
由式10-5得弯曲强度的设计公式是:

由图10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=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10-12a得
303.57 Mpa
238.86 Mpa
计算载荷系数K
2.766
查取齿形系数
由表10-5得2.65， 2.226
查取应力校正系数。
由表10-5查得 1.58 1.764
计算大小齿轮的并加以比较
算得 0.01379
0.01644
由上知大齿轮的数值大
设计计算mn
=1.8959
按圆锥齿轮的标准将模数mn圆整为2

分度圆直径=2×=68
i=Z2/Z1=tan＆2=cot＆1=2
得＆2= 72.6453=72°38′43″ ＆1=17.3547=17°21′17″
平均模数m=/=2
大端模数m=mn/(1-0.5)=2.4
取大端模数2.5
分度圆处圆柱直齿轮：模数m=2，小齿轮齿数=34
分度圆直径=68
平均模数mn=2
端面模数m=2.5
小齿轮齿数Z1=×cos＆1=32.45 取32
分度圆直径dm1=dV×cos＆1=64.9
d1= dm1/(1-0.5×0.333)=77.88
大齿轮的参数：Z2= Z1×i=102.4,取Z2=102
d2= d1×i=249.216
锥距R=131.125mm
齿宽B=43mm
齿顶高 ha=m=2.5mm
齿根高 hf=3.125
齿根角 θf tanθf=hf/R=3.125/131.125 θf=1°30′
分锥角＆1=17°21′17″ ＆2=72°38′43″

第六章 轴的设计计算与校核
轴主要用来支撑作旋转运动的零件，如链轮、带轮，以及传动运动和动力。本减速器有三
根轴，根据设计要求，设计具体步骤、内容如下：
6.1高速轴的设计
齿轮机构的参数：Z1=32，Z2=102.
轴上功率: p=3.96 KW
转速: n=1440 r/min
转矩：T≈26.2625 N.m
按转矩法初定该轴的最小直径：
17.64 mm
最小端与联轴器相连，联轴器的转矩T1=K*T=1.3*26.2625*1000=34141.25N.mm
选取H×2,公称转矩：160N.M，半联轴器的孔径=30 mm。长度L=30mm，半联轴器与轴配合毂长度L1=25mm
6.1.1轴的结构设计:
轴的结构设计主要有三项内容：(1)各轴段径向尺寸的确定；(2)各轴段轴向长度的确定；(3)其他尺寸﹙如键槽、圆角、倒角、退刀槽等﹚的确定。
拟定草图如下：

径向尺寸的确定:
从轴段=30 mm开始，逐段选取相临轴段的直径。， =25mm， 与轴承内径相配合，所以 =30mm，由于轴承右端定位d4=36， d5=d3=30mm，d6=25mm。
轴的轴向尺寸的确定:
从轴段L1=36mm,L2=50mm,L3=19mm,L4=66mm,L5=16mm,L6=36mm
6.1.2轴的强度校核(第一根轴)
计算齿轮受力:弯扭组合图如下：

齿轮切向力:=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N
径向力：=Ft×tan20×cos＆1=249.25N
轴向力：=×tan20×sin＆1=75.41N
计算支反力和弯矩并校核：
垂直平面上：=348 N 向上
=98 N 向下
MV=8036 N.mm
垂直弯矩图如下：

水平面上: =1243N 向上
=434 N 向下
MH= 35596 N.mm
水平弯矩如图：

求合成弯矩,画出合成弯矩图:
M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm
画出转矩T图:

T=26262.5 N·mm
校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度
扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.3.
=（M2+(aT)2）1/2/W
轴上的抗弯截面系数W d=22mm
W=0.1d3=1064.8 mm3
=（M2+(aT)2）1/2/W=13.85 MP
前已经选定了轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=60 MP
<安全。
6.1.3精确校核轴的疲劳强度：
判断危险截面为：Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ；其中最危险的截面为Ⅳ
抗弯截面系数W=0.1d3=1064.8mm3
抗扭截面系数WT=0.2d3=2129.6mm3
弯矩M及弯曲应力为M=31488N.mm
=M/W=20.15 MP
扭矩T及扭转切应力 T=26500N.mm
t=T/WT=8048 MP
轴的材料为45钢，调质处理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.09，at=1.66
又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.76，qt=0.6，故有效应力集中系数为：
ka=1+qa(aa-1)=1.824
kt=1+qt(at-1)=1.396
由附图3-2的尺寸系数a=0.95.由附图3-3的扭转尺寸系数b=0.925.
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数a=t=0.92
综合系数Ka=ka/a+1/a-1=2.01
Kt= kt/t+1/t-1=1.596
取碳钢的特性系数：a=0.1, t=0.05
计算安全系数Sca:
Sa=/(Ka*aa+a*am)=6.79
St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=11.276
Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2=5.814>1.5安全
故该轴在最危险截面也是安全的，此截面的左侧直径大，其他情况相同，故安全。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
6.2中间轴的设计
6.2.1已知参数：
轴上功率: p=3.81 KW
大锥齿轮的齿数z1=102
小圆柱齿轮的齿数z1=19, 对应的大齿轮齿数z2=80
转速: n=450 r/min
转矩：T=80700 N.mm
按转矩法初定该轴的最小直径：
25.83 mm
根据最小端与角接触球轴承配合，取7206C型，故选取=30 mm。
计算齿轮圆周速度：
0.7065<5
∴齿轮和轴承均采用脂润滑。
6.2.2轴的结构设计
轴的结构设计主要有三项内容：(1)各轴段径向尺寸的确定；(2)各轴段轴向长度的确定；(3)其他尺寸﹙如键槽、圆角、倒角、退刀槽等﹚的确定。
拟定草图如下：

径向尺寸的确定：
从轴段=30 mm开始，逐段选取相临轴段的直径。 起周端固定作用故=36mm， 固定轴肩=42mm，d4=36，与第一段相同d5 =30mm。可知此轴为对称结构。
轴的轴向尺寸的确定：
从轴段L1=42mm,L2=63mm,L3=20mm,L4=38mm,L5=48mm
6.2.3轴的强度校核(第二根轴)
计算齿轮受力
受力分析图如下：

圆锥齿轮：
齿轮切向力:1=2T/dm1=809N
径向力：1=Ft×tan20×cos＆2=75.41N
轴向力：1=×tan20×sin＆2=249.25N
圆柱直齿轮：
齿轮切向力:2=2T/dm2=2390N
径向力：2=Ft2×tan20/cos＆2=870N
计算支反力和弯矩并校核
(a)垂直平面上：=725.4N 向下
=69.49 N 向下
MV=44254.89 N.mm
垂直面上的弯矩图：

(b)水平面上: =1782.6N 向上
=1416.4N 向上
MH= 108738.6N.mm
水平扭矩图如下：

(c)求合成弯矩:
M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm
(d)画出转矩T图:

T=80700N·mm
(e)校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度
扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.3.
=（M2+(aT/2w)2）1/2/W
轴上的抗弯截面系数W d=36mm
W=0.1d3=4665.6 mm3
=（M2+(aT)2）1/2/W=36.581 MP
前已经选定了轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=60 MP
<安全。
6.2.4精确校核轴的疲劳强度：
由上知，截面Ⅳ为危险截面，有因此截面左侧的直径小，所以校核左侧截面。
抗弯截面系数W=0.1d3=2700mm3
抗扭截面系数WT=0.2d=5400mm3
弯矩M及弯曲应力为 : M=67360N.mm
=M/W=24.95 MP
扭矩T及扭转切应力 : T=80700N.mm
t=T/WT=14.94 MP
轴的材料为45钢，调质处理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.0，at=1.31,又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.76，qt=0.6
故有效应力集中系数为：
ka=1+qa(aa-1)=1.76
kt=1+qt(at-1)=1.186
由附图3-2的尺寸系数a=0.85.由附图3-3的扭转尺寸系数b=0.9.
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数a=t=0.92，轴未经表面强化处理，即 a =1，
综合系数Ka=ka/a+1/a-1=2.05
Kt= kt/t+1/t-1=1.407
取碳钢的特性系数：a=0.15, t=0.08
计算安全系数Sca:
Sa=/(Ka*aa+a*am)=5.376
St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=7.169
Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2>1.5安全
故该轴在最危险截面也是安全的，因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
6.3低速轴的设计
6.3.1已知参数：
轴上功率: p=3.689 KW
转速: n=107.141 r/min
转矩：T≈328850N.mm
链轮的分度圆直径d=138.19mm，齿数z=19；
齿轮毂长离外壁10mm，总长54mm。
链轮轴受到的轴向力F=5502.4N
按转矩法初定该轴的最小直径：
40.95 mm
周端与轴承或链轮，取轴承的型号为7210C，故选=50 mm。
计算齿轮圆周速度：
0.28<5
∴齿轮和轴承均采用脂润滑。
6.3.2轴的结构设计：
草图拟定如下：

径向尺寸的确定：
从轴段=50 mm开始， 轴承的轴肩轴向固定取=54mm， 对齿轮起轴向定位作用=58mm，与第一段相同d4=50mm， d5 =48mm ，d6 =45mm。
轴的轴向尺寸的确定：
从轴段L1=47mm,L2=58mm,L3=74mm,L4=31mm,L5=50mm,L6=54mm
轴的强度校核(第三根轴)：
计算齿轮受力：受力图如下：

齿轮切向力: =2T/dm1=5502.4N
径向力：=Ft×tan20/cos=870N
轴向力：=×tan=2390N
6.3.3计算支反力和弯矩并校核
(a)垂直平面上：
垂直面上弯矩图如下：

=2874.55N 向下
=9246.95 N 向上
MV=624522.4 N.mm
(b)水平面上:
弯矩图如下：
=1529.86 N 向上
=860 N 向上
MH= 100205.83 N.mm
(c)求合成弯矩,画出合成弯矩图:
M=( MV2+ MH2)1/2=624522.4N.mm
(d)校核轴的强度:按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度
扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6
=（M2+(aT)2）1/2/W
轴上的抗弯截面系数W d=50mm
W=0.1d3=12500 mm3
=（M2+(aT)2）1/2/W=52.39 MP
前已经选定了轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=60 MP
<安全。
6.3.4精确校核轴的疲劳强度：
判断轴承的右端面为危险截面，故只校核右截面。
抗弯截面系数W=0.1d3=11059.2mm3
抗扭截面系数WT=0.2d3=22118.4mm3
弯矩M及弯曲应力为 : M=572249.6N.mm
=M/W=51.744 MP
扭矩T及扭转切应力 : T=328850N.mm
t=T/WT=14.87 MP
轴的材料为45钢，调质处理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 aa及at按附表3-2查取，查得aa=1.72，at=1.09,又查得轴的材料灵敏系数为：qa=0.8，qt=0.82
故有效应力集中系数为：
ka=1+qa(aa-1)=1.576
kt=1+qt(at-1)=1.035
由附图3-2的尺寸系数a=0.72.由附图3-3的扭转尺寸系数b=0.85
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数a=t=0.92，轴未经表面处理，即取=1.
综合系数Ka=ka/a+1/a-1=2.268
Kt= kt/t+1/t-1=1.307
取碳钢的特性系数：a=0.15, t=0.08
计算安全系数Sca:
Sa=/(Ka*aa+a*am)=2.343
St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=15.36
Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.316＞1.55安全
故该轴在最危险截面也是安全的，因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。

第七章 轴承的计算与校核:
7.1 轴承1的计算与校核: 第一对轴承的当量动载荷P:
查手册取=1.1
取7206C轴承

计算步骤与内容
计算结果
1.查手册查得:、值(GB/T 276)
2.由前面轴得:两轴承所受的力分别为F1 =1290.8N F2=444.9N
3.两轴的计算轴向力Fa1=231.115N Fa2=155.7N
4.计算Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.0107
5.查手册e值:
6.计算Fa1/ F1=0.183<e1 Fa2/F2=0.36=e2
7.查手册:X、Y的值
8.查载荷系数:fp=1.1
9.
10.计算轴承的寿命:
Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=49207.5h
11.结论:符合要求,选用此轴承.但需及时更换
=23KW =15KW
F1 =1290.8N F2=444.9N
Fa1=231.115N Fa2=155.7N
Fa1/Cor=0.016 Fa2/ Cor =0.0107
e1=0.38 e2=0.36
Fa1/ F1=0.183 Fa2/F2=0.36
X1=1,Y1=0 X2=1,Y2=0
<e
P1=1419.88N P2=667.35N

49207.5h>48000h

7.2 轴承2的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P:
查手册取=1.1 取7206C轴承

计算步骤与内容
计算结果
1.查手册查得:、值(GB/T 276)
2.由前面轴得:两轴承所受的力分别为F1 =1924.5N F2=1418N
3.两轴的计算轴向力Fa1=828.96N Fa2=579.96N
4.计算Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386

5.查手册e值:
6.计算Fa1/ F1=0.429>e1 Fa2/F2=0.409=e2
7.查手册:X、Y的值
8.查载荷系数:fp=1.1
9.
10.计算轴承的寿命:
Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=40487.6h
11.结论:基本符合要求,选用此轴承.但需及时更换
=23KW =15KW
F1 =1924.5N F2=1418N
Fa1=828.96N Fa2=579.96N
Fa1/Cor=0.05526
Fa2/ Cor =0.0386
e1=0.426 e2=0.409
Fa1/ F1=0.429 Fa2/F2=0.409
X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0
>e1 Fa2/F1=e2
P1=2125.99N P2=1559.8N

40487.6h<48000h

7.3轴承3的计算与校核: 第二对轴承的当量动载荷P: 查手册取=1.1 取7221C轴承

计算步骤与内容
计算结果
1查手册查得:、值(GB/T 276)
2.前面轴得:两轴承所受的力分别为F1 =3256.3N F2=9286.86N
3.两轴的计算轴向力Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N
4.计算Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138
5.查手册e值:
6.计算Fa1/ F1=0.358>e1 Fa2/F2=0.409=e2
7.查手册:X、Y的值

8.查载荷系数:fp=1.1
9.
10.计算轴承的寿命:
Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=11457.96h
11.结论:基本符合要求,选用此轴承.但需及时更换
=42.8KW =32KW
F1 =3256.3N F2=9286.86N
Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N
Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138
e1=0.476 e2=0.476
Fa1/ F1=0.358 Fa2/F2=0.138
X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0
>e1 Fa2/F1=e2
P1=7288.6N P2=10215.5N
P2>P1
40487.6h<48000h

第八章 箱体的设计