1、.錯(cuò)誤！未找到目錄項(xiàng)。第一章 $：電機(jī)的選取一數(shù)據(jù)及示意圖輸送帶拉力 F2700N輸送帶速度 V1.5m/s滾筒直徑 D450mm每日工作時(shí)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* 2 2* 3 *4* 5=0.96*0.

2、98 2*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?，F(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(jì)算出總傳動比如下所示：i 1=nm1/n w=960/63.8=15.05 。同理 i 2=22.6 。電動機(jī)軸轉(zhuǎn)矩Td1=9550*Pd/n m1=9550*4.76/960=47.35N.m 。同理 Td2=31.57N.m。五：各軸輸入功率軸：

3、 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(jì)算，初選皮帶傳動的傳動比 i=3.76 ，齒輪傳動比 i 齒=i 1/i=4 ，卷筒傳動比為 1。七：各軸的轉(zhuǎn)速軸： n =n /i0=960/1 r/min=960r/min 。m軸： n =n /i=960/3.76r/min=255.3r/min。軸： n=n /i齒=255.3/4 r/m

4、in=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*T 42=649.7*0.99*0.98=630.3N.m 。軸號軸軸軸卷筒軸轉(zhuǎn)速960255.363.863.8（r/min)功率 (kw)4.764.574.344.21轉(zhuǎn)矩

5、(N.m)47.35170.91649.7630.3傳動比3.7641第二章：普通 V 帶的設(shè)計(jì)一：確定計(jì)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*n 1/(60*1000)=*140*960/(60*1000)m/s=7.04m/s因?yàn)?5m/s

6、V1200六：計(jì)算帶的根數(shù)1) 計(jì)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(jì)算 V 帶的根數(shù) zZ=Pca/Pr=8.84/2.34=3.78。取 z=4七：計(jì)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=0.170

7、kg/m 所以 F0=500*(2.5-K )* Pca/( K*z*v)+qv 2=500*(2.5-0.93)*8.8/(0.93*4*7.04)+0.170*7.042N;.=272.2N八：計(jì)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(jì)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。第三章 ：斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)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

8、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/z 1=4， d=1。二：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1) 由式（ 10-24 ）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t 2KHt * (u+1)* （ZH*ZE*Z*Z）2/ d* u* （H） 2 1/3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(jì)算接觸

9、疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)Z1=arctan(tan n/cos )=arctan(tan20 0/cos14 0)=20.562 0 at1 =arccosz 1cos/(z 1+2h* an*cos )= arccos 24* cos 20.5620/(24+2*1*cos14 0)=29.9740 at2 =arccosz 2 cos1/(z 2+2h* an*cos )=arccos96*cos 20.5620/(96+2*1*cos14 0)0=23.402 =z 1(tan at1 -tan 1)+z 2(tan at2 -tan 1) / 2=24* (tan29.9740-tan20.

10、562 0)+96*(tan23.402 0-tan20.562 0/2 =1.652=d*z1*tan/=1*24*tan(14 0)/ =1.905;.Z = 4(1 )= 4 1.652 11.905 1.905 =0.667331.652由式（ 10-23) 可得螺旋角系數(shù)Z= cos=0.985由表 10-5 查得材料的彈性影響系數(shù)1/2ZE=189.8 Mpa計(jì)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(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N1=60*n1j*Lh=60*255.3*1*(

11、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)K HN1 =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=576Mpa H2=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(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55 106p/n1=1.7091 105N.m2) 計(jì)

12、算小齒輪分度圓直徑;.d1t 32KHt * T 1 * u 1 * ( ZH * ZE * Z* Z )2du H = 32* 1.3* 1.7091* 10* 10* 10* 10* 10 (96 / 24)1(2.431* 189.8* 0.667* 0.985)21(96 / 24)576=53.583mm(2) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度 VV= d1t * n1 =* 53.583 * 255.3 m/s=0.716m/s60 * 10001000 * 60齒寬 bb= d* d1t =1*53.583mm=53.583mm2) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)

13、 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*1.7091 105/53.583N=6.379 103NKAFt1 /b=1*6.379 103/53.583N/mm=119.04N/mm100N/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(shí)， 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

14、荷系數(shù)算得的分度圓直徑;.d1=d1tKH =53.583*1.738mm=59.028mmKHt1.3及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z1 =59.028*cos14 0/24mm=2.386mm。三：按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式（ 10-20 ）試算齒輪模數(shù)，即nt 32KFt * T 1 * Y Y * cos * cosYF* Ysamdz1 * z1()F 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(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y b=arctan(tan cos 1)=arctan(tan14 0cos20.562 0)=13.14 0

15、v=/cos 2b=1.562/cos13.14 0=1.742Y=0.25+0.75/ v=0.25+0.75/1.742=0.681由式（ 10-19), 可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-* /120 0=1-1.905*14 0/120 0=0.778計(jì)算 YFa * Ysa F 由當(dāng)量齒數(shù) Zv1 =z1/cos 3=24/cos 3140=26.27Zv2=z2/cos 3=96/cos 3140=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,Y sa2=1.8YFa 1 * Ysa1

16、 =2.61*1.6/314.28=0.0133 F1;.YFa 2 * Ysa2 =2.19*1.8/244.29=0.0161 F 2因?yàn)榇簖X輪的 YFa * Ysa 大于小齒輪，所以取 F YFa * Ysa = YFa 2 * Ysa2 =0.0161 F F 22) 試算齒輪模數(shù)m32KFt * T 1* Y Y * cos * cos(YF* Ysa)nt dz * zF11=32 * 1.3 * 1.7091* 10 * 10 * 10* 10 * 10 * 0.681* 0.778* cos14* cos14 * 0.01611* 24 * 24=1.837mm(2) 調(diào)整齒輪

17、模數(shù)1) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度 Vd1=mnt*z 1 /cos =1.837*24/cos14 0mm=45.438mmV=d1n1/60*1000= *45.438*960/60*1000 m/s=0.61m/s齒寬 bb=d*d 1=1*45.438mm=45.438mm。齒高 h 及齒高比 b/hh=(2 h* an+c* n)* mnt =(2*1+0.25)*1.837mm=4.133mm。b/h=45.438/4.133=10.99。2) 計(jì)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

18、=2T1/d 1=2*1.7091 105/45.438=7.523 103由 Ft1 /b=1*7.523 103/45.438N/mm=165.56N/mm100N/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K F=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)n= nt* 3 KF=1.837* 3 1.669 mm=1.997 mmm m1.3KFt對比計(jì)算結(jié)果

19、， 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn 大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)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(shí)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(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即z1=d1cos/ mn=59.028*cos14 0/2=28.637取 z1=29，則 z2=u*z 1=4*29=116取 z2=117，z1 與 z2 互為質(zhì)數(shù)四：幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a= mn(z 1+z2)/2cos =2(29+117)/2cos14 0 mm=150.47mm考慮模數(shù)從 1.997mm增大圓整至 2mm，為此將中心距

20、減小圓整為 150mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos mn ( Z1Z 2 ) =arccos 2 * ( 29 117) =13.27 02a2* 150(3) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑;.d1= Z1mn =29*2/cos13.27 0mm=59.59mmcosd2= Z 2 * mn =117*2/cos13.27 0=240.42mmcos(4) 計(jì)算齒輪寬度b= d*d 1=1*59.59 mm=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

21、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(jì)算式（ 10-22 ）中各參數(shù)1）計(jì)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 /d 1t =2*1.709105/59.59 N=5.736 103KA*Ft1 /b=1*5.736 103/59.59 N/mm=96.26N/mm100N/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(shí)，KH=1.421KH=KA*KV*KH*KH

22、=1*1.05*1.4*1.421=2.09同理，其它各參數(shù)d1=59.59 mm，T1 =1.7091 105N.mm1/2d=1， u=4， ZH=2.45 ， ZE=189.8Mpa，Z=0.627 ，;.Z=0.987 。將它們代入式（ 10-22 ）得H=2KH * T1*u*ZH*ZE* Z *Z1 * d 1* d1 * d1u1= 2 * 2.09* 1.7091* 10 * 10 * 10 * * 10 * 10 * 41 *2.45*189.8*0.627*0.987Mpa1* 59.59* 59.59 * 59.594=538.55 Mpa H滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。（

23、1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核查表 10-2得 K， 查圖10-8得V=1.05.A=1K查表 10-3得 KF=1.4 ，由表 10-4 ，圖 10-13 得 KF=1.38 ，因此 K =KA*KV*KF* K =1*1.05*1.4*1.38=2.03 。FFT =Td1=1.7091 105N.m。因?yàn)?Zv1 =Z1/cos 3=29/cos 313.27 0=31.45.Zv2 =Z2/cos 3=117/cos 313.27 0=126.90.由圖 10-17知 YFa1=1.63,Y Fa2=2.14.由圖 10-18知 Ysa1=1.63,Y sa2=1.81.a0/cos13.2

24、7 0)=20.491 0t=arctan(tann/ )=arctan(tan20t1 =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 = Z 1(tan t1 -tan t )+Z 2(tan t2 -tan t )/2 =29(tan32.1560-tan20.491 0)+117(tan23.2200-tan20.491

25、 0)/2 =1.962 = d*Z 1*tan / =1*22*tan11.78 0/ = 1.46b=arctan(tan*ccos t)=arctan(tan13.270*cos20.491 0)= 12.460 v= /cos 2b=1.962/cos 212.46 0=2.05Y=0.25+0.75/ v=0.25+0.75/2.05=0.624Y =1-*/120 0=1-1.46*12.46 0/120 0=0.79 =13.27 0, d=1,mn=2mm,Z=29將它們代入式（ 10-17 ），得到 F1=2KF*T1*YFa1*YSa1*Y*Y*cos 2/ d/Mn3/Z

26、 1 2=2*1.669*1.7091*10 5*2.55*1.63*0.624*0.79*cos213.27 0/8/29/29=153MPa F1 F2=2KF*T1*YFa2*YSa2*Y*Y *cos 2/ d/Mn3/Z 12= 2*1.669*1.7091 105*2.14*1.81*0.0.624*0.79*cos2 13.27 0/8/29/29=142.8F2;.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(jì)結(jié)論齒數(shù) Z1=29,Z2=117, 模數(shù) m=2, 壓力角 =200, 螺旋角 =13.27 0, 變位系數(shù) x1=x2=0

27、, 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(jì) .第四章 : 軸的計(jì)算一: 求輸出軸上的功率P3, 轉(zhuǎn)速 n3 和轉(zhuǎn)矩 T3P3=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*tan n/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 :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

28、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* 3 P3 =112* 3 5.04 mm=43.5mmn386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(shí)選取聯(lián)軸器型號 . 聯(lián)軸器的計(jì)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(jì)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 =

29、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(jì)(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

30、承同時(shí)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

31、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(jì)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(shí)，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

32、+(80-76)mm=59.5mmL - =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(shí)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 H7 ，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵16mm10mm70mm，n6半聯(lián)軸器與軸的配合為H 7 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合k6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

33、據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2），做出軸的計(jì)算簡圖（圖1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)， 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(jì)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(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)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 FFNH1=5412N,F NH2=2686NFNV1=569N,FNV2=569N彎矩 MMH=362604N.mmMV1=38123N.mm,MV2=76815N.mm總彎矩M1=362604 * 36260438123 * 38123 =364602N.mmM2=370651N.mm扭矩 TT3=575N.m六：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，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(jì)算應(yīng)力ca =M 1* M 1 T 3* T 3 =364602 * 3646020.6* 575000 * 0.6 * 575000 MpaW0.1* 70* 70 * 70=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 caS=1.5故可知其