机械设计课程设计上课讲义

机械设计课程设计
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第一章$：电机的选取一．数据及示意图
输送带拉力F 2700N
输送带速度V 1.5m/s
滚筒直径D 450mm
每日工作时数 24h
传动工作年限 10年
二：选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。

三：选取电动机功率
卷筒所需功率
P w=FV/1000=2700*1.5/1000KW=4.05KW。

按表2.2取v带效率η1=0.96，轴承效率η2=0.98，斜齿轮啮合效率η3=0.98，卷筒效率η4=0.96，V带效率η5=0.97。

.
传动装置的总效率ηa为
ηa=η1*η22*η3*η4*η
2*0.97*0.99*0.96=0.85。

5=0.96*0.98
所以电动机所需功率为
P d=P w/ηa=4..05/0.85KW=4.76KW。

四：确定电动机的转速、卷筒轴转速
n w=60V/πD=60*1.5/(π*0.4)r/min=63.8r/min。

现以同步转速为1000r/min及1500r/min两种方案进行比较，由表16-1查得电动机数据，计算出总传动比如下所示：i1=n m1/n w=960/63.8=15.05。

同理i2=22.6。

电动机轴转矩
T d1=9550*P d/n m1=9550*4.76/960=47.35N.m。

同理T d2=31.57N.m。

五：各轴输入功率
Ⅰ轴：PⅠ=P d*1=4.76KW。

Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ*η1=4.76*0.96KW=4.57KW。

Ⅲ轴：PⅢ=PⅡ*η2*η3=4.57*0.98*0.97=4.34KW。

卷筒轴：PⅣ=PⅢ*η2*η4=4.34*0.98*0.99=4.21KW。

六：选择方案
以同步转速为1000r/min电机进行计算，初选皮带传动的传动比i=3.76，齿轮传动比i齿=i1/i=4，卷筒传动比为1。

七：各轴的转速
Ⅰ轴：nⅠ=n m/i0=960/1 r/min=960r/min。

Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i=960/3.76r/min=255.3r/min。

Ⅲ轴：nⅢ=nⅡ/i
齿=255.3/4 r/min=63.8r/min。

卷筒轴：nⅣ=n w=63.8r/min。

八：各轴输入转矩
电动机轴T d=9550*P d/n m=9550*4.76/960 N.m=47.35N.m。

Ⅰ轴：TⅠ=T d=47.3N.m。

Ⅱ轴：TⅡ=TⅠ*i*η1=47.35*3.76*0.96N.m=170.91N.m。

η3=170.91*4*0.98*0.97N.m=649.7N.m。

Ⅲ轴：TⅢ=TⅡ*i
齿*η2*
卷筒轴：TⅣ=i筒*TⅢη4η2=649.7*0.99*0.98=630.3N.m。

第二章：普通V带的设计一：确定计算功率Pca
由表8-8查得工作情况系数K A=1.6，
故Pca=K A*P=1.6*5.5kw=8.8kw。

二：选择V带的带型
根据Pca、n由图8-11选用B型
三：确定带轮的基准直径d d并验算带速V
1)初选小带轮的基准直径d d。

由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径d d1=140mm。

2)验算带速V。

按式（8-13）验算带的速度
V=πd d1*n1/(60*1000)=π*140*960/(60*1000)m/s=7.04m/s
因为5m/s<V<30m/s，故带速合适。

3)计算大带轮的基准直径，根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径d d2=i*d d1=3.76*140mm=520.64mm。

根据表8-9，取标准值为
d d2=560mm。

四：确定带的中心距a和基准长度Ld
1)根据式（8-20），初定中心距a0=900mm
2)由式（8-22）计算带所需的基准长度
L d0≈2a0+π(d d1+ d d2)/2+(d d2-d d1)2/4a0
=2*900+π(560+140)/2+(560-140)2/(4*900)mm
=2949mm
由表8-2选取带的基准长度Ld=2870。

3)按式（8-23）计算实际中心距a
a≈a0+(Ld-L d0)/2=900+(2870-2949)/2mm=860mm。

按式（8-24）a min=a-0.015Ld=860-0.015*2870mm=817mm。

a max=a+0.03Ld=860+0.03*2870mm=946mm。

中心距的变化范围为817--946mm。

五：验算小带轮上的包角α1
α1≈1800-（dd2-dd1）*57.30/a
=1800-(560-140)*57.30/860
≈1520>1200
六：计算带的根数
1)计算单根V带的额定功率P
由d d1=140mm和n1=960r/min
查表8-4得P0=2.906kw。

根据n1=960r/min，i=3.76和B型带。

查表8-5得ΔP0=0.30kw。

查表8-6得Kα=0.93，表8-2得K L=1.05kw
于是Pr=(P0+ΔP0)*Kα*K L
=(2.026+0.30)*0.93*1.05kw
=2.34kw。

2)计算V带的根数z
Z=Pca/Pr=8.84/2.34=3.78。

取z=4
七：计算单根V带的初拉力F0
由表8-3得A带的单位长度质量q=0.170kg/m
所以F0=500*(2.5-Kα)*Pca/(Kα*z*v)+qv2
=500*(2.5-0.93)*8.8/(0.93*4*7.04)+0.170*7.042N
=272.2N
八：计算压轴力Fp
Fp=2zF0*sin(α1/2)=2*4*272.2*sin(1520/2)N=2112.9N
九：主要设计结论
选用B型普通带4根，带基准长度2870mm。

带轮基准直径
d d1=140mm，d d2=560mm，中心距控制在a=817--946mm，
单根带初拉力F0=272.2N。

第三章：斜齿圆柱齿轮传动设计一：选精度等级、材料及齿数
1)由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质）齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

2)带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。

3)选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=96。

4)初选螺旋角β=140。

5)压力角α=200，齿数比u=z2/z1=4，Φd=1。

二：按齿面接触疲劳强度设计
1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥[2K Ht*(u+1)*（Z H*Z E*Zε*Zβ）2/Φd*u*[（σH）]2]1/3
①试选载荷系数K Ht=1.3
②由图（10-20）查取区域系数Z H=2.433
③由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合系数Zε
α1=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan200/cos140)=20.5620
αat1=arccos[z1cosα/(z1+2h*an*cosβ)]
= arccos [24* cos 20.5620/(24+2*1*cos140)]
=29.9740
αat2=arccos[z2cosα1/(z2+2h*an*cosβ)]
=arccos[96*cos 20.5620/(96+2*1*cos140)]
=23.4020
αat1-tanα1)+z2(tanαat2-tanα1)]/2π
εα=[z1(tan
*(tan29.9740-tan20.5620)+96*(tan23.4020-tan20.5620]/2π=[24
=1.652
εβ
=Φd*z 1
*tan β/π=1*24*tan(140
)/π=1.905
Z ε=
α
β
βαεεεε+--3)1(4=
()652
.1905.1905.113652
.14--=0.667
④由式（10-23)可得螺旋角系数 Z β=βcos =0.985
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8 Mpa
1/2
⑥计算接触疲劳许用应力[σH ]
由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
σHlim1=600Mpa 、σHlim2=550Mpa
由式（10-15）计算应力循环系数
N1=60*n1j*Lh=60*255.3*1*(3*8*320*10) =1.176442×109
N2=N1/u=1.1764224×109/(96/24)=2.94105×109
由图10-23查取接触疲劳寿命系数 K HN1=0.96、K HN2=1.08
取失效概率为1％、安全系数s=1，由式(10-14)得 [σH ]1=K HN1*σHlim1/s=0.96*600/1Mpa=576Mpa [σH ]2=K HN2*σHlim2=1.08*550/1Mpa=594Mpa
取[σH ]1和[σH ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH ]=[σH ]2=576Mpa 。

⑦计算小齿轮传递的转矩 T 1=9.55×106p/n1=1.7091×105N.m
2)计算小齿轮分度圆直径
d 1t ≥
3
**1*)2]
[*(*1*2H E H T Ht Z Z Z Z u u d K οεφβ
+
=3
2)576
985
.0*667.0*8.189*431.2()24/96(1)24/96(110*10*10*10*10*7091.1*3.1*2+
=53.583mm
(2) 调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度V V=
1000
*601
*1n t d π=
60
*10003
.255*583.53*πm/s=0.716m/s
②齿宽b
b=Φd*d 1t =1*53.583mm=53.583mm 2)计算实际载荷系数K H
①由表10-2查得使用系数K A =1
②根据V=2.62m/s 、7级精度，由图10-8查得动载系数K V =1.02 ③齿轮的圆周力F t1=2T1/d 1t =2*1.7091×105/53.583N=6.379×103N
K A F t1/b=1*6.379×103/53.583N/mm=119.04N/mm>100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数K H α=1.2
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K H β=1.419，则载荷系数为
K H =K A *K V *K H α*K H β=1*1.02*1.2*1.420=1.738
3)由式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d 1=d 1t Ht
H K K =53.583*3
.1738
.1 mm=59.028mm
及相应的齿轮模数
m n=d 1cos β/z 1=59.028*cos140/24mm=2.386mm 。

三：按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即 m nt ≥3
111)]
[*(*cos *cos ***2F F Ft Ysa
Y z dz Y Y T K σφββαβε
1)确定公式中各参数值 ①试选载荷系数K Ft =1.3
②由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε
βb =arctan(tan βcos α1)=arctan(tan140
cos20.5620
)=13.140
εαv=εα/cos 2
βb=1.562/cos13.140
=1.742
Y ε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.742=0.681
③由式（10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y β Y β=1-εβ*β/1200=1-1.905*140/1200=0.778 ④计算
]
[*F Fa Ysa
Y σ 由当量齿数Z v1=z 1/cos 3β=24/cos 3140=26.27 Z v2=z 2/cos 3β=96/cos 3140=105.09 查图10-17，得齿形系数Y Fa1=2.61，Y Fa2=2.19 查图10-18，得应力修正系数Y sa1=1.6,Y sa2=1.8
11
1][*F Fa Ysa Y σ=2.61*1.6/314.28=0.0133 2
2
2][*F Fa Ysa Y σ=2.19*1.8/244.29=0.0161 因为大齿轮的
]
[*F Fa Ysa
Y σ大于小齿轮，所以取 ][*F Fa Ysa Y σ=2
2
2][*F Fa Ysa Y σ=0.0161 2)试算齿轮模数
m nt ≥
3
111)]
[*(*cos *cos ***2F F Ft Ysa
Y z dz Y Y T K σφββαβε
=3
0161.0*24
*24*114
cos *14cos *778.0*681.0*10*10*10*10*10*7091.1*3.1*2
=1.837mm (2)调整齿轮模数
1)计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度V
d 1=m nt*z 1/cos β=1.837*24/cos140mm=45.438mm
V=πd 1n 1/60*1000=π*45.438*960/60*1000 m/s=0.61m/s ②齿宽b
b=Φd*d 1=1*45.438mm=45.438mm 。

③齿高h 及齿高比b/h
h=(2h *
an +c *
n )*m nt =(2*1+0.25)*1.837mm=4.133mm 。

b/h=45.438/4.133=10.99。

2)计算实际载荷系数K F
①根据V=0.610m/s ，7级精度，由图10-8查得动载系数K V =1.03。

② 由F t1=2T 1/d 1=2*1.7091×105/45.438=7.523×103
由F t1/b=1*7.523×103
/45.438N/mm=165.56N/mm>100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数K F α=1.2
③由表10-4用插值法查得K H β=1.418,结合b/h=11.00，查图10-13，得K F β=1.35,则载荷系数为
K F =K A *K V *K F α*K F β=1*1.03*1.2*1.35=1.669。

3)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
m n=m nt*
3
Ft F K K =1.837*33
.1669.1mm=1.997 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
m n
大于由齿
根弯曲强度计算的法面模数。

从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取
m n=2mm ；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算
得的分度圆直径d 1=59.028mm ，来计算小齿轮的齿数，即 z 1=d 1cos β/m n=59.028*cos140/2=28.637 取z 1=29，则z 2=u*z 1=4*29=116 取z 2=117，z 1与z 2互为质数 四：几何尺寸计算 （1）计算中心距
a=m n(z 1+z 2)/2cos β=2(29+117)/2cos140 mm=150.47mm
考虑模数从 1.997mm 增大圆整至2mm ，为此将中心距减小圆整为150mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos
a Z Z m n 2)21(+=arccos 150
*2)
11729(*2+=13.270
(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径
d 1=β
cos 1n
m Z =29*2/cos13.270mm=59.59mm d 2=
β
cos *2n
m Z =117*2/cos13.270=240.42mm (4)计算齿轮宽度
b=Φd*d 1=1*59.59mm=59.59mm 取b 2=60mm ，b 1=65mm 五：圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整之后，K H 、Z ε、和K F 、Y ε、Y β等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。

（1）齿面接触疲劳强度校核
按前述类似方法，先计算式（10-22）中各参数 1）计算校核参数K H
①由表10-2查得使用系数K A =1，
②根据V=0.82m/s ，7级精度，由图10-8查得动载系数K V =1.05 齿轮的圆周力F t1=2T 1/d 1t =2*1.709×105/59.59 N=5.736×103
K A *F t1/b=1*5.736×103
/59.59 N/mm=96.26N/mm<100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数K H α=1.4
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， K H β=1.421
K H =K A *K V *K H α*K H β=1*1.05*1.4*1.421=2.09
同理，其它各参数d 1=59.59mm ，T 1=1.7091×105N .mm Φd=1，u=4，Z H =2.45，Z E =189.8 Mpa 1/2
，Z ε=0.627，
Z β=0.987。

将它们代入式（10-22）得
σH =
1
*
****211111+u u
d d d T K H φ*Z H *Z E *Z ε*Z β =
4
1
4*59.59*59.59*59.59*110*10**10*10*10*7091.1*09.2*2+*2.45*189.8*0.627*0.987
Mpa
=538.55 Mpa <[σH ] 满足齿面接触疲劳强度条件。

（1）齿根弯曲疲劳强度校核
查表10-2得K A =1， 查图10-8得K V =1.05.
查表10-3得K F α=1.4，由表10-4，图10-13得K F β=1.38， 因此 K F =K A *K V *K F α*K F β=1*1.05*1.4*1.38=2.03。

T Ⅰ=T d1=1.7091×105N.m 。

因为Z v1=Z 1/cos 3β=29/cos 313.270=31.45. Z v2=Z 2/cos 3β=117/cos 313.270=126.90. 由图10-17知Y Fa1=1.63,Y Fa2=2.14. 由图10-18知Y sa1=1.63,Y sa2=1.81.
αt=arctan(tan a n/β)=arctan(tan200/cos13.270)=20.4910 αt1=arccos[Z 1cos αt/(Z 1+2h *an *cos β)]
=arccos[29cos20.4910/(29+2*1*cos13.270)
=32.156
αt2=arccos[Z2cosαt/(Z2+2h*an*cosβ)]
=arccos[117cos20.4910/(117+2*1*cos13.270)
=23.2200
εα = [Z1(tanαt1-tanαt’)]+Z2(tanαt2-tanαt’)]/2π=[29(tan32.1560-tan20.4910)]+117(tan23.2200-
tan20.4910)]/2π
=1.962
εβ = Φd*Z1*tanβ/π=1*22*tan11.780/π
= 1.46
βb=arctan(tanβ*ccosαt)=arctan(tan13.270*cos20.4910)
= 12.460
εαv=εα/cos2βb=1.962/cos212.460=2.05
Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/2.05=0.624
Yβ=1-εβ*β/1200=1-1.46*12.460/1200=0.79
β=13.270,Φd=1,mn=2mm,Z1=29
将它们代入式（10-17），得到
σF1=2K F*T1*Y Fa1*Y Sa1*Yε*Yβ*cos2β/Φd/Mn3/Z12
=2*1.669*1.7091*105*2.55*1.63*0.624*0.79*cos213.270/8/29/29 =153MPa<[σF1]
σF2=2K F*T1*Y Fa2*Y Sa2*Yε*Yβ*cos2β/Φd/Mn3/Z12
=2*1.669*1.7091×105*2.14*1.81*0.0.624*0.79*cos213.270/8/29/29
=142.8<[σF2]
齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏的能力大于大齿轮
六:主要设计结论
齿数Z1=29,Z2=117,模数m=2,压力角α=200,螺旋角β=13.270, 变位系数x1=x2=0,中心距a=150mm,齿宽b1=60mm,b2=65mm.小齿轮
选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质).齿轮按7级精度设计.
第四章:轴的计算
一:求输出轴上的功率P3,转速n3和转矩T3
P3=P*η*η=5.04Kw,
n3=86r/min, T3=575N.m 二:求作用在齿轮上的力
d2=m t *Z 2=2*71mm=142mm, Fr=Ft*tan αn/cos β=2984N Fa=Ft*tan β=1138N
圆周力Ft,径向力Fr,轴向力Fa 的方向如下图所示: <暂无>
三:初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取A0=112,于是得d min =A 0*3
33n P =112*386
04.5mm=43.5mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dⅠ-Ⅱ,为了使所选轴直径dⅠ-Ⅱ与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=Ka*T3,查表14-1考虑转矩变化较小,取Ka=1.3,则Tca=1.3*575N.m=747.5N.m,按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250N.m.半联轴器的孔径为dⅠ=45mm,故取dⅠ-Ⅱ=45mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的觳孔长度L1=84mm.
四:轴的结构设计
(1)拟定轴上零件装配方案
选用图15-22a所示的装配方案
(2)根据轴上定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴上定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=52mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=55mm.半联轴器与轴配合的觳孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段长度应
比L1略短一些,现取LⅠ-Ⅱ=82mm,
2))初步选择滚动轴承.因轴承同时承受径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=52mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311,其尺寸为d×D×T=55mm×120mm×31.5mm.故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=55mm;
而LⅦ-Ⅷ=31.5mm,右端滚动轴承采用轴肩进行轴肩定位,由手册查得30311型轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此,取dⅥ-Ⅶ=67mm.
3)取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d Ⅳ-Ⅴ=60mm,齿轮的左端与左轴承
之间采用套筒定位,已知齿轮轮觳的宽度为80mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮觳宽度,故取L Ⅳ-Ⅴ=76mm,齿轮右端
采用轴肩定位,轴肩高度h=(2~3)R,由轴径d =60mm,轴环宽度
b>=1.4h,取L Ⅴ-Ⅵ=10mm.
4)轴承端盖的总宽度为20mm,(由减速器及轴承端盖的结构设计而定),根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加韵滑脂的要求，取端盖的外端
面与联轴器右端面的距离L=30mm ，故取L Ⅱ-Ⅲ=50mm.
5)取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm ，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离C=20mm ，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴车位置时，应距箱体内壁一段距离S ，取S=8mm ，已知滚动轴承宽度T=31.5，大锥齿轮轮觳长L=50mm ，则
L Ⅲ-Ⅳ=T+S+Δ+(80-76)mm=59.5mm
L Ⅵ-Ⅶ=L+C+Δ+S-L Ⅴ-Ⅵmm=84mm
(3)轴向零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按d Ⅳ-Ⅴ由表6-1
查得平键截面b ×h=18×11mm,键槽用键槽冼刀加工，长为63mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为
6
H7n ，同样，半联轴器与轴的连接选用平键16mm ×10mm ×70mm ，半联轴器与轴的配合为67k H 。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此处的直径尺寸公差为m6
(4)确定轴向圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为C2,各轴肩初的圆角半径如下图所示：
《略》
五：求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图2），做出轴的计算简图（图1）。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取Δ值，对于30311型圆锥滚子轴承由手册查得Δ=29mm，因此作为简支梁的轴的支承跨距
L2+L3=67+135mm=202mm。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面，现将计算出的截面出的及的值列于下表
六：按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式（15-5）及上表中的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
σca =W
T T M M 3*31*1αα+=70*70*70*1.0575000*6.0*575000*6.0364602*364602+Mpa =14.6Mpa
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ-
1]=60Mpa ，
因此σca<[σ-1]，故安全。

七：精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看，截面C 上的应力最大。

截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不需做强度校核。

截面C 上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面C 也不必校核。

截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必校核。

由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

(2)截面Ⅳ的左侧
抗弯截面系数 W=0.1*d 3=0.1*553mm 3=16637mm 3
抗扭截面系数 W τ=0.2*d 3=0.2*553mm 3=33274mm 3
截面Ⅳ左侧的弯矩 M=370651*67
3667-N.mm=171495N.mm 截面Ⅳ上的扭矩 T3=575000N.mm
截面上的弯曲应力 σb =
W M =171495/16637Mpa=10.31Mpa 截面上的扭转切应力 τt =τW T 3
=575000/33274Mpa=17.28Mpa
轴的材料为45钢，调质处理。

由表15-1查得σH =640Mpa, σ-1=275Mpa,τ-1=155Mpa 。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。

因 r/d=2/65=0.031, D/d=70/65=1.08
通过插值后可查得ασ=2，ατ=1.31
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q σ=0.82,q τ=0.85，故有效应力集中系数按式(附3-4)为
K σ=1+q σ(ασ-1)=1+0.82*(2-1)=1.82.
K τ=1+q τ(ατ-1)=1+0.85(1.31-1)=1.26.
由附图3-2得尺寸系数εα=0.67；由附图3-3得扭转尺寸系数 ετ=0.82，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 βσ=βτ=0.92 轴未通过表面处理，即βq=1，即按式（3-12）及（3-14b ）
得综合系数为:
K σ=εσσK +σ
β1-1=67.082.1+92.01-1=2.8.
K τ=εττK +βτ1-1=82.026.1+92
.01-1=1.62. 又由3-1及3-2得碳钢的特性系数为：
Φσ=0.1~0.2，取Φσ=0.1，Φτ=0.05~0.1，取Φτ=0.05 于是，计算安全系数Sca 值,按式(15-6)~(15-8)得:
S σ=σ-1/(K σ*σa +Φσ*σm )=275/(2.8*4.86+0.1*0)=20.21 S τ=τ-1/(K τ*τa+Φτ*τm)=155/(1.62*
248.17+0.05*248.17)=10.62 Sca=S σ*S τ/ττσσS S S S **+ =20.21*10.62/62.10*62.1021.20*21.20+
=9.4>>S=1.5
故可知其安全
(3)截面Ⅳ的右侧
抗弯截面系数W 按表15-4中的公式计算
W=0.1*d 3=0.1*603=21600mm 3
抗扭截面系数 W τ=0.2*d 3=0.2*603=43200mm 3
弯矩M 及弯曲应力为 M=370651*
67
3667-N.mm=171495N.mm σb =W M =21600171495Mpa=7.94 Mpa 扭矩及扭转切应力为:T3=575000N.mm
τT =T3/W τ=43200
575000Mpa=13.3Mpa 过盈配合处的
εσσK ，由附表3-8用插值法求出，并取 εττK =0.8εσσK ，
于是得 εσσK =3.16 ， εττK =0.8*3.16=2.53
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：
βσ=βτ=0.92，故得综合系数为：
K σ=εσσK +σβ1-1=3.16+92
.01-1=3.25 K τ=εττK +βτ1-1=2.53+92
.01-1=2.62. 所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为：
S σ=σ-1/(K σ*σa +Φσ*σm )=275/(3.25*3.89+0.1*0)=21.75 S τ=τ-1/(K τ*τa+Φτ*τm)=155/(2.62*7+0.05*7)=8.29 Sca=S σ*S τ/ττσσS S S S **+ =21.75*8.29/29.8*29.875.21*75.21+
=7.75>>S=1.5
故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。

八：绘制轴的工作图，如图3所示：
第五章:滚动轴承的计算
一:求解轴承径向载荷Fr 轴向载荷Fa
由前面条件知T=5760N.m,d=400mm,故轴承圆周力Ft=2T/d=1440N. Fa=Ft/tan β=1440/tan200=3956N.
Fr=Ft*tan αn/cos β=1440*0.364/0.9397=557N.
二:选择轴承型号
1.求比值
Fa/Fr=3956/557=7.09
根据表13-5,角接触球轴承7000B 最大e 值为1.14,此时Fa/Fr>e
2.计算当量动载荷p
根据式(13-8a) p=fd(XFr+YFa)
按照表(13-6), fd=1~2,取fd=1.2
P=1.2*(0.35*557+0.57*3956)N=2940N
L h ,
=365*10*24h=87600h 3.根据式(13-6),求球轴承应有的基本额定动载荷值 C=P*31000000'**60Lh n =2940*31000000
87600*480*60N=185772N 4.验算7000B 轴承的寿命,根据式(13-5) Lh=n *601000000(P C )ε=480
*601000000(2940185772)3=876100>L h ,。