錯誤！未找到目錄項(xiàng)。第1章 $：電機(jī)的選取1 數(shù)據(jù)及示意圖輸送帶拉力F 2700N輸送帶速度V 1.5m/s滾筒直徑D 450mm每日工作時數(shù) 24h傳動工作年限 10年 二：選擇電動機(jī)系列按工作要求及工作條件選用三相異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。三：選取電動機(jī)功率卷筒所需功率 Pw=FV/1000=2700*1.5/1000KW=4.05KW。按表2.2取v帶效率1=0.96，軸承效率2=0.98，斜齒輪嚙合效率3=0.98，卷筒效率4=0.96，V帶效率5=0.97。.傳動裝置的總效率a為 a=1*22*3*4*5=0.96*0.982*0.97*0.99*0.96=0.85。所以電動機(jī)所需功率為Pd=Pw/a=4.05/0.85KW=4.76KW。四：確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速、卷筒軸轉(zhuǎn)速nw=60V/D=60*1.5/(*0.4)r/min=63.8r/min。現(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速為1000r/min及1500r/min兩種方案進(jìn)行比較，由表16-1查得電動機(jī)數(shù)據(jù)，計算出總傳動比如下所示：i1=nm1/nw=960/63.8=15.05。同理i2=22.6。電動機(jī)軸轉(zhuǎn)矩Td1=9550*Pd/nm1=9550*4.76/960=47.35N.m。同理Td2=31.57N.m。五：各軸輸入功率軸：P=Pd*1=4.76KW。軸：P=P*1=4.76*0.96KW=4.57KW。軸：P=P*2*3=4.57*0.98*0.97=4.34KW。卷筒軸：P=P*2*4=4.34*0.98*0.99=4.21KW。六：選擇方案以同步轉(zhuǎn)速為1000r/min電機(jī)進(jìn)行計算，初選皮帶傳動的傳動比i=3.76，齒輪傳動比i齒=i1/i=4，卷筒傳動比為1。七：各軸的轉(zhuǎn)速 軸：n=nm/i0=960/1 r/min=960r/min。 軸：n=n/i=960/3.76r/min=255.3r/min。 軸：n=n/i齒=255.3/4 r/min=63.8r/min。 卷筒軸：n=nw=63.8r/min。八：各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸Td=9550*Pd/nm=9550*4.76/960 N.m=47.35N.m。軸：T=Td=47.3N.m。軸：T=T*i*1=47.35*3.76*0.96N.m=170.91N.m。軸：T=T*i齒*2*3=170.91*4*0.98*0.97N.m=649.7N.m。卷筒軸：T=i筒*T42=649.7*0.99*0.98=630.3N.m。軸號軸軸軸卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min)960255.363.863.8功率(kw)4.764.574.344.21轉(zhuǎn)矩(N.m)47.35170.91649.7630.3傳動比3.7641第2章 ：普通V帶的設(shè)計一：確定計算功率Pca由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.6，故Pca=KA*P=1.6*5.5kw=8.8kw。二：選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n由圖8-11選用B型三：確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速V1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=140mm。2)驗(yàn)算帶速V。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度V=dd1*n1/(60*1000)=*140*960/(60*1000)m/s=7.04m/s因?yàn)?m/s<V<30m/s，故帶速合適。3) 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑，根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i*dd1=3.76*140mm=520.64mm。根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為 dd2=560mm。四：確定帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1)根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=900mm2)由式（8-22）計算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld02a0+(dd1+ dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2*900+(560+140)/2+(560-140)2/(4*900)mm =2949mm由表8-2選取帶的基準(zhǔn)長度Ld=2870。3) 按式（8-23）計算實(shí)際中心距a aa0+(Ld-Ld0)/2=900+(2870-2949)/2mm=860mm。 按式（8-24）amin=a-0.015Ld=860-0.015*2870mm=817mm。 amax=a+0.03Ld=860+0.03*2870mm=946mm。 中心距的變化范圍為817-946mm。五：驗(yàn)算小帶輪上的包角1 11800-（dd2-dd1）*57.30/a =1800-(560-140)*57.30/8601520>1200六：計算帶的根數(shù)1)計算單根V帶的額定功率P 由dd1=140mm和n1=960r/min查表8-4得P0=2.906kw。根據(jù)n1=960r/min，i=3.76和B型帶。查表8-5得P0=0.30kw。查表8-6得K=0.93，表8-2得KL=1.05kw于是Pr=(P0+P0)*K*KL=(2.026+0.30)*0.93*1.05kw=2.34kw。2) 計算V帶的根數(shù)zZ=Pca/Pr=8.84/2.34=3.78。取z=4七：計算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A帶的單位長度質(zhì)量q=0.170kg/m 所以F0=500*(2.5-K)*Pca/(K*z*v)+qv2=500*(2.5-0.93)*8.8/(0.93*4*7.04)+0.170*7.042N=272.2N八：計算壓軸力FpFp=2zF0*sin(1/2)=2*4*272.2*sin(1520/2)N=2112.9N九：主要設(shè)計結(jié)論選用B型普通帶4根，帶基準(zhǔn)長度2870mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=140mm，dd2=560mm，中心距控制在a=817-946mm，單根帶初拉力F0=272.2N。第3章 ：斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計一：選精度等級、材料及齒數(shù)1) 由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。2) 帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，參考表10-6，選用7級精度。3) 選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=96。4) 初選螺旋角=140。5) 壓力角=200，齒數(shù)比u=z2/z1=4，d=1。二：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計1) 由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t2KHt*(u+1)*（ZH*ZE*Z*Z）2/d*u*（H）21/3試選載荷系數(shù)KHt=1.3由圖（10-20）查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由式（10-21）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)Z1=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos140)=20.5620at1=arccosz1cos/(z1+2h*an*cos) = arccos 24* cos 20.5620/(24+2*1*cos140) =29.9740at2=arccosz2cos1/(z2+2h*an*cos) =arccos96*cos 20.5620/(96+2*1*cos140) =23.4020=z1(tanat1-tan1)+z2(tanat2-tan1)/2 =24*(tan29.9740-tan20.5620)+96*(tan23.4020-tan20.5620/2=1.652=d*z1*tan/=1*24*tan(140)/=1.905Z=0.667由式（10-23)可得螺旋角系數(shù) Z=0.985由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8 Mpa1/2計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa、Hlim2=550Mpa由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N1=60*n1j*Lh=60*255.3*1*(3*8*320*10) =1.176442109N2=N1/u=1.1764224109/(96/24)=2.94105109由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.96、KHN2=1.08取失效概率為1、安全系數(shù)s=1，由式(10-14)得 H1=KHN1*Hlim1/s=0.96*600/1Mpa=576MpaH2=KHN2*Hlim2=1.08*550/1Mpa=594Mpa取H1和H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=576Mpa。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55106p/n1=1.7091105N.m2) 計算小齒輪分度圓直徑d1t = =53.583mm(2) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1) 計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度VV=m/s=0.716m/s齒寬b b=d*d1t=1*53.583mm=53.583mm2)計算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)V=2.62m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.02齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2*1.7091105/53.583N=6.379103N KAFt1/b=1*6.379103/53.583N/mm=119.04N/mm>100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.419，則載荷系數(shù)為KH=KA*KV*KH*KH=1*1.02*1.2*1.420=1.7383) 由式（10-12）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t=53.583* mm=59.028mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cos/z1=59.028*cos140/24mm=2.386mm。三：按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1） 由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即 mnt 1)確定公式中各參數(shù)值 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yb=arctan(tancos1)=arctan(tan140cos20.5620)=13.140v=/cos2b=1.562/cos13.140=1.742Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.742=0.681由式（10-19),可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-*/1200=1-1.905*140/1200=0.778計算由當(dāng)量齒數(shù)Zv1=z1/cos3=24/cos3140=26.27 Zv2=z2/cos3=96/cos3140=105.09查圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.61，YFa2=2.19查圖10-18，得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.6,Ysa2=1.8=2.61*1.6/314.28=0.0133=2.19*1.8/244.29=0.0161因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取=0.01612) 試算齒輪模數(shù)mnt=1.837mm(2) 調(diào)整齒輪模數(shù)1) 計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度Vd1=mnt*z1/cos=1.837*24/cos140mm=45.438mmV=d1n1/60*1000=*45.438*960/60*1000 m/s=0.61m/s齒寬bb=d*d1=1*45.438mm=45.438mm。齒高h(yuǎn)及齒高比b/hh=(2h*an+c*n)*mnt=(2*1+0.25)*1.837mm=4.133mm。b/h=45.438/4.133=10.99。2)計算實(shí)際載荷系數(shù)KF根據(jù)V=0.610m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.03。 由Ft1=2T1/d1=2*1.7091105/45.438=7.523103 由Ft1/b=1*7.523103/45.438N/mm=165.56N/mm>100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由表10-4用插值法查得KH=1.418,結(jié)合b/h=11.00，查圖10-13，得KF=1.35,則載荷系數(shù)為 KF=KA*KV*KF*KF=1*1.03*1.2*1.35=1.669。3) 由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn=mnt*=1.837*mm=1.997 mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強(qiáng)度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取mn=2mm；為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=59.028mm，來計算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1cos/mn=59.028*cos140/2=28.637取z1=29，則z2=u*z1=4*29=116取z2=117，z1與z2互為質(zhì)數(shù)四：幾何尺寸計算（1） 計算中心距 a=mn(z1+z2)/2cos=2(29+117)/2cos140 mm=150.47mm考慮模數(shù)從1.997mm增大圓整至2mm，為此將中心距減小圓整為150mm（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=13.270 (3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1=29*2/cos13.270mm=59.59mm d2=117*2/cos13.270=240.42mm(4) 計算齒輪寬度 b=d*d1=1*59.59mm=59.59mm 取b2=60mm，b1=65mm五：圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，KH、Z、和KF、Y、Y等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類似方法，先計算式（10-22）中各參數(shù)1）計算校核參數(shù)KH由表10-2查得使用系數(shù)KA=1，根據(jù)V=0.82m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.05齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2*1.709105/59.59 N=5.736103KA*Ft1/b=1*5.736103/59.59 N/mm=96.26N/mm<100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KH=1.421KH=KA*KV*KH*KH=1*1.05*1.4*1.421=2.09同理，其它各參數(shù)d1=59.59mm，T1=1.7091105N.mmd=1，u=4，ZH=2.45，ZE=189.8 Mpa1/2，Z=0.627，Z=0.987。將它們代入式（10-22）得 H=*ZH*ZE*Z*Z =*2.45*189.8*0.627*0.987 Mpa=538.55 Mpa <H滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。（1） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核查表10-2得KA=1， 查圖10-8得KV=1.05.查表10-3得KF=1.4，由表10-4，圖10-13得KF=1.38，因此 KF=KA*KV*KF*KF=1*1.05*1.4*1.38=2.03。T=Td1=1.7091105N.m。因?yàn)閆v1=Z1/cos3=29/cos313.270=31.45.Zv2=Z2/cos3=117/cos313.270=126.90.由圖10-17知YFa1=1.63,YFa2=2.14.由圖10-18知Ysa1=1.63,Ysa2=1.81.t=arctan(tanan/)=arctan(tan200/cos13.270)=20.4910t1=arccosZ1cost/(Z1+2h*an*cos) =arccos29cos20.4910/(29+2*1*cos13.270) =32.156t2=arccosZ2cost/(Z2+2h*an*cos) =arccos117cos20.4910/(117+2*1*cos13.270) =23.2200 = Z1(tant1-tant)+Z2(tant2-tant)/2 =29(tan32.1560-tan20.4910)+117(tan23.2200-tan20.4910)/2 =1.962 = d*Z1*tan/=1*22*tan11.780/= 1.46b=arctan(tan*ccost)=arctan(tan13.270*cos20.4910) = 12.460v=/cos2b=1.962/cos212.460=2.05Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/2.05=0.624Y=1-*/1200=1-1.46*12.460/1200=0.79=13.270,d=1,mn=2mm,Z1=29將它們代入式（10-17），得到F1=2KF*T1*YFa1*YSa1*Y*Y*cos2/d/Mn3/Z12=2*1.669*1.7091*105*2.55*1.63*0.624*0.79*cos213.270/8/29/29=153MPa<F1F2=2KF*T1*YFa2*YSa2*Y*Y*cos2/d/Mn3/Z12 =2*1.669*1.7091105*2.14*1.81*0.0.624*0.79*cos213.270/8/29/29 =142.8<F2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞強(qiáng)度破壞的能力大于大齒輪六:主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=29,Z2=117,模數(shù)m=2,壓力角=200,螺旋角=13.270,變位系數(shù)x1=x2=0,中心距a=150mm,齒寬b1=60mm,b2=65mm.小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì)),大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì)).齒輪按7級精度設(shè)計.第四章:軸的計算一:求輸出軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 P3=P*=5.04Kw, n3=86r/min, T3=575N.m二:求作用在齒輪上的力d2=mt*Z2=2*71mm=142mm, Fr=Ft*tann/cos=2984NFa=Ft*tan=1138N圓周力Ft,徑向力Fr,軸向力Fa的方向如下圖所示:<暫無>三: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鋼,調(diào)質(zhì)處理.根據(jù)表15-3,取A0=112,于是得dmin=A0*=112*mm=43.5mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d-,為了使所選軸直徑d-與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=Ka*T3,查表14-1考慮轉(zhuǎn)矩變化較小,取Ka=1.3,則Tca=1.3*575N.m=747.5N.m,按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查手冊,選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m.半聯(lián)軸器的孔徑為d=45mm,故取d-=45mm,半聯(lián)軸器長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度L1=84mm.四:軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)擬定軸上零件裝配方案選用圖15-22a所示的裝配方案 (2)根據(jù)軸上定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸上定位要求,-軸段右端需制出一軸肩,故取-段的直徑d-=52mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm.半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度L1=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故-段長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取L-=82mm,2) )初步選擇滾動軸承.因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)d-=52mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30311,其尺寸為dDT=55mm120mm31.5mm.故d-=d-=55mm;而L-=31.5mm,右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸肩定位,由手冊查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此,取d-=67mm.3) 取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=60mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪觳的寬度為80mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度,故取L-=76mm,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度h=(23)R,由軸徑d=60mm,軸環(huán)寬度b>=1.4h,取L-=10mm.4) 軸承端蓋的總寬度為20mm,(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定),根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加韻滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面的距離L=30mm，故取L-=50mm.5) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=16mm，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離C=20mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸車位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8mm，已知滾動軸承寬度T=31.5，大錐齒輪輪觳長L=50mm，則 L-=T+S+(80-76)mm=59.5mm L-=L+C+S-L-mm=84mm(3) 軸向零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-由表6-1查得平鍵截面bh=1811mm,鍵槽用鍵槽冼刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵16mm10mm70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合保證的，此處的直徑尺寸公差為m6(4) 確定軸向圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為C2,各軸肩初的圓角半徑如下圖所示：略五：求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2），做出軸的計算簡圖（圖1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時，應(yīng)從手冊中查取值，對于30311型圓錐滾子軸承由手冊查得=29mm，因此作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3=67+135mm=202mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面出的及的值列于下表載荷 水平面H垂直面V支反力F FNH1=5412N, FNH2=2686NFNV1=569N,FNV2=569N彎矩M MH=362604N.mmMV1=38123N.mm,MV2=76815N.mm總彎矩 M1=364602N.mm M2=370651N.mm扭矩T T3=575N.m六：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力ca=Mpa=14.6Mpa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得-1=60Mpa，因此ca<-1，故安全。七：精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1） 判斷危險截面 截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重;從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不需做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。(2) 截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1*d3=0.1*553mm3=16637mm3抗扭截面系數(shù) W=0.2*d3=0.2*553mm3=33274mm3截面左側(cè)的彎矩 M=370651*N.mm=171495N.mm截面上的扭矩 T3=575000N.mm截面上的彎曲應(yīng)力 b=171495/16637Mpa=10.31Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t=575000/33274Mpa=17.28Mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得H=640Mpa,-1=275Mpa,-1=155Mpa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因 r/d=2/65=0.031, D/d=70/65=1.08通過插值后可查得=2，=1.31又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82,q=0.85，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為K=1+q(-1)=1+0.82*(2-1)=1.82.K=1+q(-1)=1+0.85(1.31-1)=1.26.由附圖3-2得尺寸系數(shù)=0.67；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.82，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為=0.92 軸未通過表面處理，即q=1，即按式（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)為: K=+-1=+-1=2.8. K=+-1=+-1=1.62. 又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：=0.10.2，取=0.1，=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數(shù)Sca值,按式(15-6)(15-8)得:S=-1/(K*a+*m)=275/(2.8*4.86+0.1*0)=20.21S=-1/(K*a+*m)=155/(1.62*+0.05*)=10.62Sca=S*S/ =20.21*10.62/ =9.4>>S=1.5 故可知其安全(3) 截面的右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算W=0.1*d3=0.1*603=21600mm3抗扭截面系數(shù) W=0.2*d3=0.2*603=43200mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為 M=370651*N.mm=171495N.mmb=Mpa=7.94 Mpa扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為:T3=575000N.mmT=T3/W=Mpa=13.3Mpa過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取 =0.8，于是得 =3.16 ， =0.8*3.16=2.53軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：=0.92，故得綜合系數(shù)為：K=+-1=3.16+-1=3.25 K=+-1=2.53+-1=2.62.所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為：S=-1/(K*a+*m)=275/(3.25*3.89+0.1*0)=21.75S=-1/(K*a+*m)=155/(2.62*7+0.05*7)=8.29Sca=S*S/ =21.75*8.29/ =7.75>>S=1.5故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。八：繪制軸的工作圖，如圖3所示： 第五章:滾動軸承的計算一:求解軸承徑向載荷Fr軸向載荷Fa由前面條件知T=5760N.m,d=400mm,故軸承圓周力Ft=2T/d=1440N.Fa=Ft/tan=1440/tan200=3956N.Fr=Ft*tann/cos=1440*0.364/0.9397=557N.二:選擇軸承型號1. 求比值 Fa/Fr=3956/557=7.09根據(jù)表13-5,角接觸球軸承7000B最大e值為1.14,此時Fa/Fr>e2. 計算當(dāng)量動載荷p根據(jù)式(13-8a) p=fd(XFr+YFa)按照表(13-6), fd=12,取fd=1.2 P=1.2*(0.35*557+0.57*3956)N=2940NLh,=365*10*24h=87600h3. 根據(jù)式(13-6),求球軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值C=P*=2940*N=185772N4. 驗(yàn)算7000B軸承的壽命,根據(jù)式(13-5)Lh=()=()3=876100>Lh,第 27 頁