浙江工业大学二级减速器设计说明书.doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上 浙江工业大学机械设计二级减速器设计说明书姓 名： 学 号： 班 级： 目录一、 设计要求设计要求：输入轴转速为960r/min输出轴转速为87r/min输入轴功率为4.8kw采用圆柱斜齿轮机构运动示意图：图-1二级圆柱斜齿轮减速器机构运动示意图I轴上小齿轮z1为左旋，则II轴上大齿轮z2为右旋，为抵消部分轴向力，II轴上小齿轮z3为右旋，III轴上大齿轮z4为左旋。二、 运动参数计算1.电机的选择根据要求，电机转速应为960r/min，电机输出功率应大于4.8kw，据此选择电机型号为Y132M2-6。该电机为Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机（JB/T9619-

2、1999）。这种电机的工作效率高，耗能少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便，为B级绝缘，结构为全封闭，自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。Y132M2-6电机参数见表-1：表-1 Y132M2-6电机参数1型号额定功率（KW）满载转速（r/min）重量（kg）Y132M2-65.59602.02.2842.传动比的分配分配原则：（1）各级传动的传动比在推荐范围内选取。对于普通圆柱齿轮传动，传动比推荐范围为35，最大不超过10。（2）传动的结构尺寸协调、匀称、利于安装、不会造成相互干涉。（3）传动装置的外廓尺寸尽可能紧凑。（4）使各级大齿轮直径相近，可使其浸

3、油深度大致相等，便于齿轮的浸油润滑。对于两级展开式圆柱齿轮减速器，常取1（式中、分别为高速级和低速级的传动比）来满足此要求。分配结果：总传动比为：取，=2.76，此时，满足要求。3.运动和动力参数的计算减速器的输入功率为电动机的输出功率，输入转速为电动机的输出转速。联轴器的效率取为，圆柱齿轮传动效率取为，一对滚动轴承的效率取为1。，分别表示、轴和工作轴的输入功率（kW），分别表示、轴和工作轴的转速（r/min），分别表示、轴和工作轴的扭矩（Nm）1、 各轴转速2、 各轴输入功率3、 各轴输入转矩根据上述计算得到的运动和动力参数列表如下：表-2 减速器运动和动力参数轴参数电机轴IIIIII工作轴

4、转速9609602408787功率5.55.3905.2025.0214.896转矩54.7153.62207.00549.26537.43传动比142.761效率0.980.9650.9650.975三、 各传动零件的设计计算设计内容计算及说明结果一、齿轮的设计高速级齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计3.按齿根弯曲强度设计4.几何尺寸计算5.调整中心距后的强度校核（1）齿轮接触疲劳强度校核（2）齿根弯曲疲劳强度校核6.主要设计结论7.结构设计低速级齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数2.按齿面接触疲劳强度设计3.按齿根弯曲疲劳强度设计4.几何尺寸计算5.圆整中心距后的强度

5、校核（1）齿面接触疲劳强度校核（2）齿根弯曲疲劳强度校核6.主要设计结论7.结构设计二、轴的设计1.高速轴I的设计（1）求作用在齿轮上的力（2）初步确定轴的最小直径（3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴上零件的周向定位确定圆上圆角和倒角尺寸（4）求轴上载荷（5）按弯扭组合应力校核轴的强度（6）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面校核截面IV左侧2.中间轴II的设计（1）求作用在齿轮上的力大齿轮小齿轮（2）初步确定轴的最小直径（3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴上零件的周向定位确定圆上圆角和倒角尺寸（4）求轴上

6、载荷（5）按弯扭组合应力校核轴的强度（6）精确校核轴的疲劳强度3.低速轴III的设计（1）求作用在齿轮上的力（2）初步确定轴的最小直径（3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴上零件的周向定位确定圆上圆角和倒角尺寸（4）求轴上载荷（5）按弯扭组合应力校核轴的强度（6）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面校核截面II左侧三、轴承的校核1、高速轴I上轴承的校核2、中间轴II上轴承的校核3、低速轴III上轴承的校核四、键的校核1、高速轴I上键的校核2、中间轴II上键的校核3、低速轴III上键的校核五、减速器箱体设计1、箱体（座）壁厚，箱盖壁厚2、箱座、箱盖、箱座底

7、凸缘厚度、3、地脚螺栓直径及数目、，轴承旁联接螺栓直径，箱盖、箱座联接螺栓直径，轴承旁联接螺栓直径，检查孔盖螺钉直径六、减速器的润滑1、齿轮润滑2、轴承润滑1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。带式输送机为一般工作机器，参考2205页表10-6，选用8级精度。2） 材料选择。由2191页表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。4） 由2217页可知，螺旋角常在之间选择，这里取。（1）按2219页公式10-24试算小齿轮分度圆直径，即：1） 确定公式中的各参数值试选载荷系数。计

8、算小齿轮传动转矩由2206页表10-7选取齿宽系数。由2203页图10-20查取区域系数=2.433。由2202页表10-5查得材料的弹性影响系数为。由2219页公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数由2219页公式10-23可得螺旋角系数由2211页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限。由2209页公式10-15计算应力循环次数 由2208页图10-23查取接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由2207页公式10-14得取两者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=522.5Mpa 2）试算小齿轮分度圆直径（2） 调整小齿轮

9、分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。计算圆周速度计算齿宽 2） 计算实际载荷系数由2192页表10-2选取使用系数；根据、8级精度，由2194页图10-8查得齿轮的圆周力查2195页表10-3得齿间载荷分配系数。由2197页表10-4查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。则载荷系数为3） 由2204页式10-12，可得按实际的载荷系数校算 得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 （1）由2219页式10-20试算齿轮模数，即1） 确定公式中的各参数值。试选载荷系数。由2218页式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。由2218页式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。计

10、算由当量齿数 查2200页图10-17查得齿形系数，由2201页图10-17查得应力修正系数，由2209页图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为、 。由2208页图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数，由2207页式10-14得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算齿轮模数（2）调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度齿宽齿高宽高比2） 计算实际载荷系数。根据、8级精度，由2194页图10-8查得齿轮的圆周力查2195页表10-3得齿间载荷分配系数。由2197页表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，结合查2197页图1

11、0-13，得。则载荷系数为3） 由2204页式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳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；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来计算小齿轮的齿数，即取，则 （1）计算中心距考虑模数从1.69mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为123mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算小、大齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取，。齿轮副的中心距在圆整之后，、和、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。按前述类似做法先计算式（1

12、0-22）中各参数。 由2219页式10-22得按前述类似做法，先计算式（10-17）中的各参数。，由2218页式10-17得齿数、，压力角，螺旋角，变位系数，中心距a=123mm，齿宽、。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。小齿轮为齿轮轴的形式：大齿轮结构为：（1）选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。带式输送机为一般工作机器，参考2205页表10-6，选用8级精度。（2）材料选择。由2191页表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数。（4）由2

13、217页可知，螺旋角常在之间选择，这里取。（1）按2219页公式10-24试算小齿轮分度圆直径，即：2） 确定公式中的各参数值试选载荷系数。计算小齿轮传动转矩由2206页表10-7选取齿宽系数。由2203页图10-20查取区域系数=2.433。由2202页表10-5查得材料的弹性影响系数为。由2219页公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数由2219页公式10-23可得螺旋角系数由2211页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限。由2209页公式10-15计算应力循环次数 由2208页图10-23查取接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数为S=1

14、，由2207页公式10-14得取两者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=570Mpa 2）试算小齿轮分度圆直径（3） 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。计算圆周速度计算齿宽 4） 计算实际载荷系数由2192页表10-2选取使用系数；根据、8级精度，由2194页图10-8查得齿轮的圆周力查2195页表10-3得齿间载荷分配系数。由2197页表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。则载荷系数为5） 由2204页式10-12，可得按实际的载荷系数校算 得的分度圆直径 及相应的齿轮模数 （1）由2219页式10-20试算齿轮模数，即2） 确定公式中的

15、各参数值。试选载荷系数。由2218页式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。由2218页式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数 查2200页图10-17查得齿形系数，由2201页图10-17查得应力修正系数，由2209页图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为、 。由2208页图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数，由2207页式10-14得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算齿轮模数（2）调整齿轮模数4） 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度齿宽齿高宽高比5） 计算实际载荷系数。根据、8级精度，由2194页图10-8查得齿

16、轮的圆周力查2195页表10-3得齿间载荷分配系数。由2197页表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，结合查2197页图10-13，得。则载荷系数为6） 由2204页式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳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；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来计算小齿轮的齿数，即取，则，取 （1）计算中心距考虑模数从2.17mm增大圆整至3mm，为此将中心距减小圆整为132mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算小、大齿轮的分度圆

17、直径（4）计算齿轮宽度圆整后取，。齿轮副的中心距在圆整之后，、和、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。按前述类似做法先计算式（10-22）中各参数。 由2219页式10-22得按前述类似做法，先计算式（10-17）中的各参数。，由2218页式10-17得齿数、，压力角，螺旋角，变位系数，中心距a=132mm，齿宽、。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。小齿轮：大齿轮：齿轮机构的参数如表-3：表-3 齿轮机构参数级别/mm/mm高速级249622.05低速级236333.07级别/o/o齿宽/mm高速级12.68201低速级12.2420

18、1选取轴的材料为45钢，调制处理。根据2366页表15-3取。根据2366页式15-2初步估算轴的最小直径。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩，查 2347页表14-1，取则：再根据电动机直径38mm，查标准GB/T5843-1986，选用YL7型凸缘联轴器，其公称转矩为Nmm。半联轴器孔径为2838mm，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。考虑到小齿轮直径较小，将其做成齿轮轴的形式。采用图-2的装配方案。图-2 高速轴I的装配方案1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II

19、-III段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径选择挡圈直径为（GB 891-86）。由于半联轴器与轴配合的毂孔长度为，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段长度比略短，现取。取。2） 初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到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，初步选择30307（GB/T 297-1994），其基本尺寸为，故，取。轴承右端采用轴肩定位。由3369页查得其安装尺寸，故取。3） 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮宽度为55mm，故取。4） 取齿轮距箱体内壁之间距离为15mm，两组齿轮之间距离为20mm，考虑到箱体铸造误差

20、，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为5mm，已知轴承宽度，大齿轮Z4齿宽，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。半联轴器与轴的连接采用平键，按由2106页表6-1查取并选择平键长度为50mm，即选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。参照2360页表15-2，取轴端倒角为C1，II处的圆角R=1.0mm，III、IV和V处圆角R=1.5mm。首先根据轴的装配结构图（图-2）做出轴的计算简图（如图-3）。在确定轴承指点位置时，由手册3369页查得。因此作为简支梁的轴的支承跨距为。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如

21、图-3）。图-3 轴的计算简图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列表如表-4。表-4 截面C处的、及的值载荷垂直面V水平面H支反力F弯矩M总弯矩，扭矩T进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据2369页式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（2368页），轴的计算应力为前面选择轴的材料为45钢，调制处理，由2358页表15-1查得。因此，故安全。截面A、II、III、B处只受扭矩作用，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

22、按扭转强度较为宽裕确定的，且最终取得的直径比求得的最小直径大得多，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处过盈配合引起的应力集中最严重；而从受载的情况看，截面C上的应力最大，但应力集中不大，因而截面C也不用校核。截面VI和D不受扭矩，因而也不要校核。而截面IV左右两侧应力集中情况和载荷情况相同，但右侧尺寸较大，因而只要对截面IV左侧进行校核。抗弯截面系数为抗扭截面系数为截面IV左侧的弯矩为截面IV上的扭矩矩为截面上弯曲应力为截面上扭转切应力为轴的材料为45钢，调制处理。由2358页表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和按240页

23、附表3-2查取。因为，。经过插值后可得，又由241页附图3-1查得轴的材料的敏感系数为，故有效应力集中系数按242页式附3-4为由242页附图3-2得尺寸系数；由243页附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由244页附图3-4得表面质量系数。轴未经表面强化处理，即。由225页式3-12及式3-14（b）得由于碳钢特性系数（225页），（226页）.取，。按2370页式15-615-8计算安全系数故可知其安全。中间轴的大齿轮与高速轴的小齿轮啮合，因而有：中间轴传递的扭矩为。因而小齿轮上的力为：选取轴的材料为45钢，调制处理。根据2366页表15-3取。根据2370页式15-2初步估算轴的最小

24、直径。输入轴的最小直径显然是安装轴承处的直径故须同时选取轴承型号。轴上零件的装配方案如图-4所示图-4 中间轴II的装配方案1） 初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照轴的最小直径为，初步选择30307（GB/T 297-1994），其基本尺寸为，故。2） 取安装齿轮处的轴段II-III和IV-V的直径为。左右两端轴承与齿轮之间均采用套筒定位。已知小齿轮轮毂的宽度为76mm，大齿轮轮毂的宽度为50mm。为了使套筒可靠地压在齿轮上，这两个轴段应该略短于轮毂宽度，故取，。小齿轮的右端和大齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，取mm，故轴环处的直径为。3） 取

25、齿轮距箱体内壁之间距离为15mm，两个齿轮之间距离为20mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为5mm，而且由高速轴I的设计确定两边箱体之间距离为176mm。已知轴承宽度，则由结构设计可得至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。两个齿轮与轴之间的周向定位均采用平键。按由2106页表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，左边键槽长为56mm，右边键槽长为36mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。参照2360页表15-2，取轴端倒角为1.645，II、 III、IV和V

26、处圆角R=1.5mm。首先根据轴的装配结构图（图-4）做出轴的计算简图（如图-5）。在确定轴承指点位置时，由手册3369页查得。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如图-5）。图-5 中间轴II的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的、及的值列表如表-5。表-5 截面B处的、及的值载荷垂直面V水平面H支反力F弯矩M总弯矩，扭矩T进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据2369页式15-5及表-5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（2368页），轴的计算应力为前面选择轴的材

27、料为45钢，调制处理，由2358页表15-1查得。因此，故安全。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II、V处过盈配合引起的应力集中最严重，但II、V处不受扭矩，因而II、V处可以不用校核。截面A、III、IV、C和D处受到的载荷和应力集中均不如II处，因而也不要校核。而从受载的情况看，截面B上的应力最大，但应力集中不大，因而截面B也不用校核。低速轴的大齿轮与中间轴的小齿轮啮合，因而有：低速轴传递的扭矩为。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据2366页表15-3取。根据2366页式15-2初步估算轴的最小直径。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器

28、型号。联轴器的计算转矩，查 2347页表14-1，取则： 查标准GB/T5014-2003，选用LX4型（J）型弹性柱销联轴器，其公称转矩为Nmm。半联轴器孔径为4063mm，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。装配方案如图-6图-6 低速轴的装配方案为了满足半联轴器的轴向定位要求，VII-VIII轴段左端需制出一轴肩，故取VI-VII段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径选择挡圈直径为（GB 891-86）。由于半联轴器与轴配合的毂孔长度为，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VII-VIII段长度比L略短，现取。取。初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用

29、，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，初步选择30313（GB/T 297-1994），其基本尺寸为，故，取。右端轴承采用轴肩定位。由3369页查得其安装尺寸，故取。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮宽度为71mm，故取。取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，取mm，则轴环处的直径为。轴环宽度，取根据前面两根轴的设计有至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。半联轴器与轴的连接采用平键，按由2106页表6-1查取并选择平键长度为70mm，即选用平键为，半联轴器与轴的配合为。同样选择安装齿轮处平键为，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是由

30、过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。参照2360页表15-2，取轴端倒角为各轴肩处的圆角尺寸见图-6。首先根据轴的装配结构图（图-6）做出轴的计算简图（如图-7）。在确定轴承指点位置时，由手册3371页查得。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如图-7）。图-7 低速轴III的计算简图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看二面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列表如表-6。表-6 截面C处的、及的值载荷垂直面V水平面H支反力F弯矩M总弯矩，扭矩进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据2373页式15-5及表-6中的数据，以及轴单向

31、旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取（2373页），轴的计算应力为前面选择轴的材料为45钢，调制处理，由2358页表15-1查得。因此，故安全。截面C、VI、VII、D处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩、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，且最终取得的直径比求得的最小直径大得多，所以截面C、VI、VII、D无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II处过盈配合引起的应力集中最严重。而从受载的情况看，截面B上的应力最大，但应力集中不大，因而截面B也不用校核。截面III、IV、V受到载荷和应力集中情况均比II处小，因而也不要校核。而截面I

32、I左侧应力集中情况和载荷情况相同，但右侧尺寸较大，因而只要对截面II左侧进行校核。抗弯截面系数为抗扭截面系数为截面IV左侧的弯矩为截面IV上的扭矩矩为截面上弯曲应力为截面上扭转切应力为轴的材料为45钢，调制处理。由2362页表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和按240页附表3-2查取。因为，。经过插值后可得，又由241页附图3-1查得轴的材料的敏感系数为，故有效应力集中系数按242页式附3-4为由242页附图3-2得尺寸系数；由243页附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由244页附图3-4得表面质量系数。轴炜经表面强化处理，即。由225页式3-12及式3-14（b）

33、得由于碳钢特性系数（225页），（226页）.取，。按2374页式15-615-8计算安全系数故可知其安全。（1）已知参数，（2）确定径向力（3）确定派生力由手册3查得30307的e=0.31,Y=1.9（4）确定轴向载荷，则左端轴承被压紧，所以：（5）确定当量动载荷因机械载荷性质较为平稳，则取1。，则X=0.4,Y=1.9。，则X=1,Y=0。,则只需验证左端轴承。（6）验算轴承寿命其中，取温度系数，基本额定动载荷C=75200N，对于滚子轴承。所以：则轴承合格（1）已知参数，（2）确定径向力（3）确定派生力由手册3查得30307的e=0.31,Y=1.9（4）确定轴向载荷，则右端轴承被压紧

34、，所以：（5）确定当量动载荷因机械在和性质较为平稳，则取1。，则X=1,Y=0。，则X=0.4,Y=1.9。,则只需验证右端轴承。（6）验算轴承寿命其中，取温度系数，基本额定动载荷C=75200N，对于滚子轴承。所以：则轴承合格（1）已知参数，（2）确定径向力（3）确定派生力由手册3查得30313的e=0.35,Y=1.7（4）确定轴向载荷，则左端轴承被压紧，所以：（5）确定当量动载荷因机械在和性质较为平稳，则取1。，则X=1,Y=0。，则X=0.4,Y=1.7。,则只需验证左端轴承。（6）验算轴承寿命其中，取温度系数，基本额定动载荷C=N，对于滚子轴承。所以：则轴承合格I轴上的键主要用于半联轴器的周向定位，采用A型平键，则根据2106页式6-1有由2 106页表6-2查得。则，键符合要求II轴上的键主要用于两个齿轮的周向定位，采用A型平键和A型平键，则根据2106页式6-1有由2 106页表6-2查得