见图d Mxy
垂直弯矩图
见图f Mxz
合成弯矩图
见图g M=
＝Mxy2?Mxz2 15317.822?42085.682 3. 画轴转矩图
轴受转矩
4. 许用应力
许用应力值
应力校正系数
当量转矩 当量弯矩
5. 校核轴径
齿根圆直径
＝44786.61 N·mm
T=T2=21407 N·mm
用插入法查表得：[σ
0b]=140MPa [σ-1b]=82.5MPa
α=
[?-1b]???82.50b?140?0.59
αT=0.59×214070
=126150.06N·mm
在小齿轮中间截面处
MIV?=
M222???T??44786.612?126150.062 =133864.40 N·mm
df2=d2－2(ha+c)mn =188－2(1+0.25)×4 =178mm
24
轴径
MⅣ’133864.40dⅣ?3?30.1???1b?0.1?82.5
?25.32?df2 所以轴径检验合格
3.4 轴承的选型
小齿轮轴上的轴承选用一对GB/T276－6112的深沟球轴承。
大齿轮轴上轴承选用两对GB/T276－6308的深沟球轴承和一对GB301－8208的推力球轴承。
深沟球轴承结构简单。主要受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷。高速装置中可代替推力轴承。摩擦系数小，极限转速高，价廉。应用范围最广。
推力球轴承只能受单向轴向载荷。回转时，因钢球离心力与保持架摩擦发热，故极限转速较低。套圈可分离。
大轴上深沟球轴承的选择计算：（见文献[1]P360）
由于刚开始轴承型号未定，C0r、e、X、Y值都无法确定，必须进行试算。以下采用预
选轴承的方法。(轴承预期使用寿命Lh?=24000h)
预选6208与6308两种深沟球轴承方案进行计算，由手册查得轴承数据如下：
表3－4 轴承数据 方案 1 2 轴承型号 6208 6308 Cr/N 29500 40800 C0r/N 18000 24000 D/mm 80 90 B/mm 18 23 N0/(r/min) 8000 7000 计算步骤与结果列于下表：
表3－5 计算步骤 计算项目 计算内容 6208轴承 Fa/C0r e Fa/Fr X、Y 冲击载荷系数fd 当量动载荷P Fa/C0r=0/ C0r 查表18-7 Fa/Fr=0 查表18-7 查表18-8 P=fd(XFr+YFa) 式(18.5) =1.2(1×828.88+0) 25
计算结果 6308轴承 0 -- Fa/Fr≤e X=1,Y=0 1.2 994.66N 0 -- Fa/Fr≤e X=1,Y=0 1.2 994.66N
续表3－5
计算项目 计算额定动载荷Cr? 3计算内容 计算结果 6208轴承 7578.78N 6308轴承 7578.78N Lh'nCr'?P16670?P3 式(18.8) 24000?308.3516670查手册 基本额定动载荷Cr 29500>Cr? 40800>Cr? 结论:选用6208和6308深沟球轴承都可以满足轴承寿命的要求。
故轴承的选择只要根据轴的直径来选择就可以。
3.5 键的选型
（1）小齿轮轴与电动机的联接，选平键。 键的校核：
已知轴直径d=42mm，键的尺寸为b×h×l=12×8×63mm,传递的扭转力偶矩Me=49.74N.m,键的许用应力[τ]=100Mpa,许用压强[σbs]=35Mpa.
首先校核见的剪切强度。将平键沿n-n截面分成两部分，并把n-n以下部分和轴作为一个整体来考虑。因为假设在n-n截面上切应力均匀分布，故n-n截面上的剪力Fs为：
Fs=Aτ=blτ 式(3.1) 对轴心取矩，由平衡方程?M0?0,得 Fs?故有
dd?bl???Me 式(3.2) 22??2Me2(49.74N?m)??3.13?106pa?3.13Mpa?[?] ?93bld12?63?42?10m
图3－4 键受力图
26
可见平键满足剪切强度条件。
其次校核键的挤压强度。考虑键在n-n截面以上的部分的平衡，在n-n截面上的剪力Fs= blτ，右侧面上的挤压力为
F=Abs?bs?hl?bs 式(3.3) 2投影于水平方向，由平衡方程得
h Fs=F 或 bl?=l?bs 式(3.4)
2由此求得
2b?2(12?10?3m)(3.13?106pa)?bs???9.39?106pa?9.87Mpa?[?bs] ?3h8?10m故平键也满足挤压强度要求。
（2）大齿轮轴与大齿轮的联接，选平键。 键的校核：
已知轴直径d=40mm，键的尺寸为b×h×l=12×8×28mm,传递的扭转力偶矩Me=214.07N.m,键的许用应力[τ]=100Mpa,许用压强[σbs]=100Mpa.（与键有相对滑动的键槽经表面硬化处理，[σbs]可提高2~3倍。）
首先校核见的剪切强度。将平键沿n-n截面分成两部分，并把n-n以下部分和轴作为一个整体来考虑。因为假设在n-n截面上切应力均匀分布，故n-n截面上的剪力Fs为：
Fs=Aτ=blτ
图3－5键受力图
对轴心取矩，由平衡方程?M0?0,得
ddFs??bl???Me
2227
故有
??2Me2(214.07N?m)??31.86?106pa?31.86Mpa?[?] ?93bld12?28?40?10m可见平键满足剪切强度条件。
其次校核键的挤压强度。考虑键在n-n截面以上的部分的平衡，在n-n截面上的剪力Fs= blτ，右侧面上的挤压力为
F=Abs?bs?hl?bs 2投影于水平方向，由平衡方程得
h Fs=F 或 bl?=l?bs
2由此求得
2b?2(12?10?3m)(31.86?106pa)?bs???95.58?106pa?95.58Mpa?[?bs] ?3h8?10m故平键也满足挤压强度要求。
（3）大齿轮轴与螺旋输送机的联接，用花键。
花键联接的类型和尺寸通常根据被联接件的结构特点、使用要求和工作条件选择。为避免键齿工作表面压溃（静联接）或过度磨损（动联接），应进行必要的强度校核计算，计算公式如下：
静联接：?p?动联接：P?2T≤[?p] 式(3.5)
?zhldm2T≤[P] 式(3.6)
?zhldm式中：T――传递转矩（N.mm）；
ψ――各齿间载荷不均匀系数，一般取ψ=0.7~0.8，齿数多时取偏小值； Z――花键的齿数； l――齿的工作长度（mm）；
?m,?d?30?h――键齿工作高度（mm）；渐开线形花键h??
??0.8m,?d?45dm――平均直径（mm），dm=d. 该花键的许用应力[σ静联接时：
p]=120Mpa,
许用压强[P]=10Mpa.T=211.93N.mm,取ψ
=0.8,Z=19,l=60mm,h=2mm,dm=38mm.
?p?2T2?(211.93N?mm)==6.12?106pa=6.12Mpa≤[?p] ?9?zhldm0.8?19?2?60?38?10可见花键满足剪切强度的要求。
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