機械設計課程設計(完整說明書)

1、目錄2.34V6891421.2931.32.33.35.37381一任務設計書題目 A：設計用于帶式運輸機的傳動裝置原始數(shù)據(jù)：工作條件：一半制，連續(xù)單向運轉。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運輸帶于卷筒及支撐間 .包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經(jīng)在 F 中考慮）。使用年限：十年，大修期三年。2生產(chǎn)批量：十臺。生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工78 級齒輪及蝸輪。動力來源：電力，三相交流（380/220）。運輸帶速度允許誤差：±5%。設計工作量： 1.減速器裝配圖一張（ A3）2.零件圖（ 13）3.設計說明書一份個人設計數(shù)據(jù)：運輸帶的工作拉力T(N/m)_4800_運輸機帶速 V（m/s）

2、_1.25_卷筒直徑 D（mm）_500_已給方案3三選擇電動機1傳動裝置的總效率： =12 2345式中： 1 為 V 帶的傳動效率，取 1=0.96； 22 為兩對滾動軸承的效率，取 2=0.99； 3 為一對圓柱齒輪的效率，取 3=0.97;為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取4=0.98；5 為運輸滾筒的效率，取5=0.96。所以，傳動裝置的總效率電動機所需要的功率P=FV/=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW2卷筒的轉速計算nw=60*1000V/ D=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min'V 帶傳動的傳動比范圍為 i 12,4

3、;機械設計第八版 142 頁一級圓柱齒輪減速器的傳動比為i28，10；機械設計第八版 413 頁總傳動比的范圍為 16，40；則電動機的轉速范圍為763,1908;3選擇電動機的型號：根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y 系列三相異步電動機，根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸也相應的增大，所以選用 Y160M-6 型電動機。額定功率7.5KW，滿載轉速 971（r/min）,額定轉矩 2.0（N/m）,最大轉矩 2.0（N/m）4、計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比4總傳動比 ib=n/nw=971/47.7=20.3式中： n 為電動機滿載轉速；nw 為工作

4、機軸轉速。取 V 帶的傳動比為 i1=3，則減速器的傳動比 i2=ib/3=10.03; 5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6.計算各軸的轉速。軸： n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;軸： n2=ni/6.76=47.7; r/min卷筒軸： n3=n2=47.7 r/min7.計算各軸的功率軸： P1=P 1=6.97 0.96=6.5184(KW);軸 P2=P1 23=6.5184 0.99 0.97=6.25(KW);卷筒軸的輸入功率： P3=P2 2=6.25 0.98 0.99=6.06(KW)8計算各軸的轉矩電動機軸的輸出轉轉矩：T1=9550 P/n=9660 6

5、.97/971=68.5 N·m軸的轉矩： T2=T1*i1* 1*·m軸的轉矩： T3=T2i2* 2 3=195.3 6.76 0.99 0.97=1267.8N·m第二部分傳動零件的計算四.V 型帶零件設計1.計算功率：PCA KAP 1.3 7.5 9.75k A - 工作情況系數(shù)，查表取值1.3;機械設計第八版156 頁p - 電動機的額定功率52.選擇帶型根據(jù) PCA9.75，n=971,可知選擇 B 型；機械設計第八版157 頁由表 86 和表 88 取主動輪基準直徑d140mmd1則從動輪的直徑為d420d 2據(jù)表 88，取 d450 mmb23.

6、驗算帶的速度vd d1n= 3.14140 971 =7.11m/s601000601000機械設計第八版157 頁7.11m/s25m/sV 帶的速度合適4、確定普通 V 帶的基準長度和傳動中心矩根據(jù) 0.7(dd 1 + d d 2 )< a0 <2( d d1 + dd 2 )，初步確定中心矩機械設計第八版 152 頁a =1000mmo5.計算帶所需的基準長度：L=2a( dd) / 2 (dd) 2 / 4a=d 00d1d 2d 2d102 10003.14 (450 140) / 2( 450140)2 /(41000) =2950.6mm機械設計第八版158 頁6由

7、表 82 選帶的基準長度 Ld =3150mm6.計算實際中心距aa a(LL) / 2 =1000 (3150 2950.6) / 2 /2=1100mm0ddo機械設計第八版158 頁驗算小帶輪上的包角111800(dd 2 dd 1) 57.30 / a =163.9090o7.確定帶的根數(shù) ZZpca機械設計第八版158 頁( p0p0) k kl由 n971r / min ， d140mm, i 3查表 84a 和表 84bd1得p0=1.68， p0=0.31查表 85 得： k 0.955,查表 82 得： kl 1.07，則Zpca( p0p0) k kl=9.75/(1.68

8、+0.31)0.9551.07=4.794取Z=5根8.計算預緊力F 0pca2.52機械設計第八版158 頁500(k1) q vVZ查表 8-3 得 q=0.18（kg/m）則F0 5009.752.52=230.8N7.11 5(0.9551)0.18 7.1179.計算作用在軸上的壓軸力Fp 2zF0 sin(1 / 2) 2 5 230.8 sin 81.950 =2285.2N機械設計第八版 158頁五.帶輪結構設計帶輪的材料采用鑄鐵主動輪基準直徑 d140，故采用腹板式（或實心式），從動輪基準直徑d 1d 450 ，采用孔板式。d 2六齒輪的設計1選定齒輪的類型，精度等級，材料以

9、及齒數(shù)；（1）.按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；(2).減速器運輸機為一般工作機器，工作速度不是太高，所以選用7 級精度（GB10095-88）；(3).選擇材料。由表 10-1 可選擇小齒輪的材料為45Gr(調(diào)質(zhì) )，硬度為 280HBS，大齒輪的材料為45 剛（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者的材料硬度相差為 40HBS。(4).選小齒輪的齒數(shù)為24，則大齒輪的齒數(shù)為246.76=162.24，取 Z =16322 按齒面接觸強度進行設計由設計公式進行計算，即Z E2d 1t2.323 ktT1u1()機械設計第八版203 頁duH選用載荷系數(shù) K=1.3t計算小齒輪傳遞的轉矩T95.

10、5 105 P / n95.5 105 6.518 / 480 12.9684 104 N / mm1118由表 10-7 選定齒輪的齒寬系數(shù)1 ；機械設計第八版205 頁d1由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) Z E =189.8MPa 2由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒H lim 1=600Mpa輪的接觸疲勞強度極限H lim 2 =550MPa3.計算應力循環(huán)次數(shù)N1 = 60 n1 j Lh =60 323.61 （2436510）=1.7 109 ；機械設計第八版206 頁N2 =2.52210 9 /6.76= 0.37109取接觸疲勞壽命系數(shù)

11、K=0.89,K=0.895;機械設計第八版207 頁HN 1HN 24.計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得KHN 1lim 1H1SKlim 2HN 2H2S=534=492.25機械設計第八版205 頁5.計算接觸疲勞許用應力。1)試算小齒輪分度圓的直徑d，帶入中較小的值1tH2d 1t 2.323 K tT1u u1(ZE)1.312.96841047.76189.8123=2.32316.76(492.25)=71mmdH(1)計算圓周的速度 VV d 1t n 1 = 3.14 71 323.6 =1.20mm/s60 1000601000(2)計算齒寬

12、bbd=1 71mm=71mmd1t9(3)計算齒寬和齒高之比。d模數(shù) m1t =2.95 mmt z1齒高 h2.25m=2.25 2.95=6.63 mmtb 70.3 =11 h 6.58(4）計算載荷系數(shù)。根據(jù) V=1.2mm/s;7 級精度，可查得動載系數(shù) k=0.6；機械設計第八版194 頁v直齒輪kK=1;HF可得使用系數(shù)k=1;機械設計第八版193 頁A用插圖法差得7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，機械設計第八版196 頁k =1.423；H由 b10.68， k=1.423可得 KhHF故載荷系數(shù) K KKKKAVHH=1.36=1 0.6 1 1.423=0.8538

13、機械設計第八版192 頁(5）按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。dd 3K= 713 0.8538 =61.6mm11tK1.3t(6）計算模數(shù) m。m d 1 = 61.6 =2.56；z2416按齒根彎曲強度設計彎曲強度的計算公式m3 2 KT21 (YFa YSa ) ；機械設計第八版201 頁zFd 110（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) 查 表 可 得 小 齒 輪 的 彎 曲 疲 勞 強 度 極 限FE1=500Mpa;大齒輪的彎曲強度極限=380 Mpa機械設計第八版209 頁FE 22）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.86, K=0.87；FN1FN 23）計算彎曲疲勞許用

14、應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式可得KFE1 =0.86500 =307.14 MpaF1FN 1S1.4KFE2 =0.87380 =236.14 MpaF2FN 2S1.4計算載荷系數(shù) KK KK KK=10.611.36 =0.816AVFF查取齒形系數(shù)。查得Y2.65Y2.06Fa1Fa 2機械設計第八版200 頁6)查取應力校正系數(shù)。查表可得 Y=1.58Y=1.97Sa1Sa2機械設計第八版200 頁YFa YSa計算大，小齒輪的F并加以比較。YYSa1 = 2.65 1.85 =0.0159Fa 1307.14F1YYSa2 = 2.06 1.97=0.0172Fa 2F

15、236.142大齒輪的數(shù)值大。11（2）設計計算。m20.81612.9684104=1.84312420.0172對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m 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)2.3 并就近圓整為標準值m=2，按接觸強度計算得的分度圓直徑d=71 mm，算出小齒輪數(shù)1Zd1= 71=31m12大齒輪的齒數(shù) Z=6.76 31=2102這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構

16、緊湊，避免了浪費4.幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑d= zm=64mm11d= Zm=420mm22(2)計算中心距dda12 =242mm2（3）計算齒輪的寬度b d64 mmd1七軸的設計與校核高速軸的計算。12=31.26mm（1）選擇軸的材料選取 45 鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為 HBS220抗拉強度極限 B650MPa屈服強度極限 s360MPa彎曲疲勞極限 1270MPa剪切疲勞極限 1155MPa許用彎應力 1=60MPa二初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知n= 323.6 r/min;p=6.5184(KW) ；查表11可取 A=115；機械設計第八O版 3

17、70 頁表 15-3dA 3minop111536.518n323.61三軸的機構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖（軸 1），從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。13（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑d，取 d=32 mm，為了保證軸1端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，故段的長度應比帶輪的寬度略短一些，取帶輪的寬度為50 mm，現(xiàn)取 l47mm 。帶輪的右端采用軸肩定位, 軸肩的高度h0.07d 0.1d，取 h =2.5 mm，11則 d =37 mm。軸承端蓋的總寬度為20 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加

18、潤滑脂的要求，取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離l =30 mm，故取 l=50 mm.2.初步選責滾動軸承。 因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承，由于軸d =37 mm，故軸承的型號為6208，其尺寸為d40mm， D80mm, B18 mm.所以 d= d=40mm， l=-l - =18mm3.取做成齒輪處的軸段的直徑d- =45mm， l- =64mm取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a10mm， 考慮到箱體的鑄造誤差，4.在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取 s4mm，則l IV Vs+a4mm10mm14mm14d =48mm -同理 l

19、- =s+a=14mm， d - =43 mm至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑（ 3）軸上零件的軸向定位齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細的選擇見后面的鍵的選擇過程）（4）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考課本表 152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑R=1.2mm(四)計算過程1.根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，如圖，對于6208深溝球滾軸承的a9mm，簡支梁的軸的支承跨距：L=L2L3=l -l -l-l -l - -2a=1518+14+64+14+18-29=120mmL1 =47+50+9=106mm， L2 =55 mm, L3 =65mm

20、2.作用在齒輪上的力FFt2T1= 2 195.3 =916.6Nd2420tanrFn 333.6NtcosFF916.6Nat計算支反力水平方向的 M=0，所以FFHN 2 .110F t .550，F(xiàn)HN2=458.3NNH 1.110F t .650,F NH1=541.6N垂直方向的 M=0，有F NV1.110F r .650，F(xiàn) NV1=197NF NV 2.110F r .550,F NV2 =166.8N計算彎矩水平面的彎矩M CHF NH 2 L 3 = 458.3 65=29789.5N mm垂直面彎矩M CV1F NV1L2197 5510840 N mmM CV2F

21、NV2L3166.8 6510840N mm合成彎矩MMC1C2=M 2CHMM 2CHM2CV 12CV 2=31700 N mm=31700N mm16根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C 為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面 C 處的 M V 、 M H 及 M 的值列于下表：載荷水平面 H垂直面 V支 反F NH1541.6NF HV1197N力FNH2458.3NFHV2166.8N彎矩M H=29789.5 N mmM V 1M V 2 10840N mm總 彎M 1 =31700 N mmM 2 =31700 N mm矩扭矩T=195300 N mm3.按彎扭合成應力校核軸的

22、硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面 （即危險截面 C）的強度。根據(jù)課本式 155 及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力， 取 0.6，軸的計算應力Mc 2(T ) 2caW=31.72(0.6195.3) 31000 =13.51QMPad 332已由前面查得許用彎應力 1=60Mpa,因1 ，故安全。4.精確校核軸的疲勞強度截面 A，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應力集17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， B 均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看， 截面和 V 和 VI 處的過盈配合引

23、起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面 C 上的應力最大。截面 VI 的應力集中的影響和截面 V 的相近，但截面 VI 不受扭距作用 ,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面 C 上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端 ),而且這里軸的直徑最大， 故截面 C 不必校核。因而只需校核截面 V 的左側即可，因為V 的右側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面 V 左側抗彎截面系數(shù)： W 0.1d30.1 ×4539112.5mm3抗扭截面系數(shù)： WT0.2d30.2 ×45318225mm3截面 V 左側的彎矩為M 31700 55 32 1

24、3256.3655截面 V 上的扭矩為T 3 =195300截面上的彎曲應力bM13256.36 =1.45MpaW9112.5截面上的扭轉切應力T 1 =21.45MpaT W T軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得 B =640 MPa,1=155 MPa,1=275Mpa過盈配合處的 k/的值，由課本附表3-8 用插入法求出，并取18k /0.8 k / ， k / 2.18則 k /0.8 ×2.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)0.92故得綜合系數(shù)值為：k k11 2.1811 2.2670.92k k11 1.74411 1.8310.

25、92又由課本 §31 及§32 得炭鋼得特性系數(shù)0.1 0.2 ，取0.10.050.1 ，取0.05所以軸在截面 V 左側的安全系數(shù)為S1275=83.6KaM2.2671.451.8310.S1=155=7.68Ka1.831 21.45/ 20.0521.45/ 2mScaS S83.67.687.652>>S=1.6S283.627.682S2（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V 左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。八低速軸的計算1.軸的材料選取選取 45 鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:

26、硬度為 HBS22019抗拉強度極限 B650MPa屈服強度極限 s360MPa彎曲疲勞極限 1270MPa剪切疲勞極限 1155MPa許用彎應力 1=60MPa2.初步估計軸的最小直徑軸上的轉速 n2功率 P2 由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知n2=47.7 r / min ； P2 =6.25kw取 AO =115dA 3minop21156.2558.4mmn47.72輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dI II .為了使所選的軸的直徑d I II 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca K AT2 ，查表 14-1，考慮到轉矩變化小，故

27、取 K A 1.5.則 Tca K AT2 1.5 1307.2 =1906800N mm按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊（軟件版）R2.0，選 HL5 型彈性套柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑dI60mm ，長度L 142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1107mm。故取 dI II 60mm3.擬定軸的裝配方案204. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（ 1）選取 d I =60mm, l I 107mm 。因 I-II 軸右端需要制出一個定位軸肩，故取 d III 70mm（ 2）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求

28、， 由軸知其工作要求并根據(jù) d 70mm，選取單列圓錐滾子軸承33015 型,由機械設計手冊 (軟件版 )R2.0 查得軸承參數(shù)：軸承直徑： d75mm ； 軸承寬度： B31mm，D=115mm所以， d III IVdV VI75mm（ 3）右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取 33215 型軸承的定位軸肩高度 h=2mm,因此，取 dVI VII 79 mm（ 4）取做成齒輪處的軸段 -的直徑 d 85mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為64mm,取 lV VI62mm（ 5）軸承端蓋的總寬度為 20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與

29、帶輪右端面間的距離 l 30mm， 故取 l II III 50mm（6）因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應該相重合，所以取l -=42mm.l - =32 mm.(7）軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇21過程見后面的鍵選擇）。（8）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考課本表 152，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm參考課本表 152，取軸端倒角為 1×45°，各軸肩處的圓角半徑為 R1.2mm 4.計算過程1.根據(jù)軸上的結構圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故 L1157

30、mmL2 65mmL355mm因此作為簡支梁的支點跨距L2L365mm55mm120mm.22計算支反力作用在低速軸上的F t2T2=21307.21000=6220N420d2F r F t tan =2263.8N水平面方向 MB0,FNH 4 120 Ft0故 FNH43369 N65F =0, FNH 3FtFNH 46220 N3369 N2851N垂直面方向MB0，F(xiàn)NV 4 120 Fr650,故 FNV41226NF0, FNV 3FrFNV 42263.8 N1226 N1037.8 N2)計算彎距水平面彎距M CHF NH 4 L 3 = 3369 55=185295 N

31、mm垂直面彎矩MMCV 3CV 4FFNV 3L 21037 .86567457 N mmNV 4L312265567430 N mm合成彎矩MMC1C2=M 2CHMM 2CHM2CV 32CV 4=197190 N mm=197190N mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？煽闯鯿 截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C 處的 M V 、 M H 及 M 的值列于下表 3：23載荷水平面 H垂直面 V支反FNH 32851NFNV 31037.8N力FNH 43369NFNV 41226N5.按彎扭合成彎距M cV 367457N .mm應力校核軸的MM H185295N mmM c

32、V 467430N.mm硬度總彎M 1197190N.mm進行校核時，距M 2197190N.mm通常只校核軸扭距上承受最大彎TT1307.2 N m·距和扭距的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)課本式155 及上表中的值， 并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力Mc 2( T ) 2caW 1972 (0.6 1307 ) 2 1000 MPa13.166 MPa 0.1 853已由前面查得許用彎應力 1=60MPa，因ca <1 ，故安全。6.精確校核軸的疲勞強度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應力集24中均將削弱軸的

33、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， B 均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和 IV 和 V 處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面 C 上的應力最大。截面 IV 的應力集中的影響和截面 V 的相近，但截面 V 不受扭距作用 ,同時軸徑也較大， 故可不必作強度校核。截面 C 上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端 ),而且這里軸的直徑最大， 故截面 C 不必校核。因而只需校核截面 IV 的右側即可，因為 IV 的左側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面 IV 右側抗彎截面系數(shù)： W 0.1d

34、30.1 ×85361412.5mm3抗扭截面系數(shù)： WT0.2d30.2 ×853122825mm3彎矩 M 及彎曲應力為 :M1971906532100112 N·mm×65b M 30970.055 MPa 1.63MPaW61412.5截面上的扭矩 T11307N m截面上的扭轉切力 :T T1 1307000 MPa 10.6MpaWT122825過盈配合處的 k/的值，由課本附表3-8 用插入法求出，并取k /0.8 k / ， k / 2.20則 k /0.8 ×2.201.76軸按磨削加工，由課本附圖3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)0.

35、92故得綜合系數(shù)值為：25k k11 2.20112.290.92k k111.76111.850.92又由課本 §31 及§32 得炭鋼得特性系數(shù)0.1 0.2 ，取0.10.050.1 ，取0.05所以軸在截面的右側的安全系數(shù)為S1255=103.30K2.291.0780.10amS114026.32K1.85 5.60 / 20.055.60/ 2amSS S103.3026.3225.505>S1.6caS2S2103.30 226.322（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱

36、性，故可略去靜強度校核。九 .軸承強度的校核1.高速軸上的軸承校核按照以上軸的結構設計，初步選用型號 32007 型的單列圓錐滾子軸承。1）軸承的徑向載荷軸承 DRDR2 DHR2 DV1463.762532.812 1557.716N軸承 BRBR2 BHR2 BV1463.892532.812 1557.716N26求兩軸承的計算軸向力Fa1和 Fa 2對于 32007 型軸承，按表 13-7，軸承派生軸向力 FdeFr ，其中 e 為判斷系數(shù)，其值由 Fa / C0 的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力Fa 未知，故先初取e0.4，因此可估算Fd 10.4Fr10.41557.716 N623.09 NFd 20.4Fr10.41557.716N623.09N則Fa1 Fd1 623.09NFa2Fd 2623.