慢动卷扬机传动装置设计课程设计

1、1机机械械设设计计课课程程设设计计成成果果说说明明书书题 目： 慢动卷扬机传动装置设计2毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文） ，是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明使用授权说明本人完全

2、了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 3学位论文原创性声明学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本

3、声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期： 年 月 日导师签名： 日期： 年 月 日4目录一、设计任务书.3二、传动装置的总体设计.4（一）传动方案的分析和拟定.4（二）电动机的选择.4（三）传动装置的总传动比的计算和分配：.5（四）传动

4、装置的运动和动力参数计算.5三、传动零件的设计计算.7（一）v 型带及带轮的设计计算 .7（二）高速级齿轮的设计计算.12（三）低速级齿轮的设计计算.16四、轴系零件的设计计算.17（一）轴的设计计算.171、输入轴的设计计算.172、中间轴的设计计算.223、输出轴的设计计算.28（二）滚动轴承的校核.33五、减速器的润滑设计.37六、箱体、机架及附件的设计.37（一） 、减速器箱体的结构设计.38（二） 、减速器箱体的附件设计.39设计小结.42参考资料.425一、设计任务书一、设计任务书、原始数据钢绳拉力 f（kn）20钢绳速度 v（m/min）20滚筒直径 d（mm）350、已知条件1

5、） 钢绳拉力 f；2）钢绳速度 v；3）滚筒直径 d；4）工作情况： 单班制，间歇工作，经常正反转，启动和制动，载荷变动小；5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35c 左右，三相交流电；6）使用折旧期 10 年，3 年大修一次；7）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。8）提升速度允许误差5% 。、参考传动方案 6二、传动装置的总体设计二、传动装置的总体设计（一）传动方案的分析和拟定1、将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2、选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式

6、齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。3、将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性（二）电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380v，y 型。2、选择电动机的容量电动机工作功率为kw, k

7、wwdapp1000wfvp 因此 kw1000dafvp由电动机至运输带的传动效率为2421234a 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。1234、取，（滚子轴承），（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率），10.9620.9830.97，则40.96 2420.960.980.970.960.79a 所以20 1000 208.4310001000 0.79 60dafvpkw3、确定电动机转速卷筒工作转速为60 100060 1000 2018.20 / min3.14 350 60vnrd按指导书上表 1 推荐的传动比合理范围，取 v 带传动的传动比，二级圆柱齿轮减12

8、4i 速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机的转速范围为28 40i 16 160ai (16 160) 18.2291.2 2912 /mindaninr符合这一范围的同步转速有 750 和 1500 。/minr/minr根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，如表：方案电动机型号额定功率电动机转速 r/min传动装置的传动比7kwedp同步转速满载转速总传动比v 带传动比减速器1y132m-811750730121.863.238.082y160m-61115001460125.653.535.90综合考虑电动机和传动装置的重量、噪声和带传动、减速

9、器的传动比，可见方案 1 比较适合，因此选定电动机型号为 y132m-8，其主要性能见下表：型号额定功率kw满载时转速r/min电流(380v时)a效率%功率因数堵转电流额定电流堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩y132m-8117306.5870.786.522（三）传动装置的总传动比的计算和分配1、总传动比73040.118.2manin2、分配传动装置传动比0aiii式中分别为带传动和减速器的传动比。0ii、为使 v 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 （实际的传动比要在设计 v 带传动时，由03i 所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：040.113.333aiii3、分配减

10、速器的各级传动比展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由指导书图 12 展开式曲线查得，则。14.3i 2113.333.14.3iii（四）传动装置的运动和动力参数计算1、各轴转速轴 0730243 /min3mnnri轴 124356.59 /min4.3nnri轴 256.5918.25 /min3.1nnri2、各轴输入功率轴 0118.43 0.968.09ddpppkw轴 12238.09 0.98 0.977.69pppkw 8轴 23237.69 0.98 0.977.31pppkw 卷筒轴 34247.31 0.98 0.997.10vpppkw 3、各轴输出功

11、率轴 0.988.09 0.987.93ppkw轴 0.987.69 0.987.54ppkw轴 0.987.31 0.987.16ppkw卷筒轴 0.987.10 0.986.96vvppkw4、各轴输入转矩电动机轴输出转矩 8.4395509550110.28730ddmptn mn轴 00011110.28 3 0.96317.6ddttitin m 轴 111223317.61 4.3 0.98 0.971298.28tt it in m 轴 2223231298.28 3.1 0.98 0.973825.84ttitin m卷筒轴 243825.84 0.98 0.963711.83

12、vttn m5、各轴输出转矩轴 0.98317.61 0.98311.26ttn m轴 0.981298.28 0.981272.31ttn m轴 0.983825.84 0.983749.32ttn m卷筒轴 0.983711.83 0.983637.59vvttn m运动和动力参数计算结果整理于下表：效率 pkw转矩 tn m轴名输入输出输入输出转速 nr/min传动比i电动机轴8.43110.28730轴8.097.93317.61311.26243轴7.697.541298.281272.3156.59轴7.317.163825.843749.3218.25卷筒轴7.106.96363

13、7.593537.5918.2534.33.19三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算（一）v 型带及带轮的设计计算1、确定计算功率cap由书本表 8-7 查得工作情况系数，故1.1ak 11 1.112.1caapkpkw2、选择 v 带的带型根据,由书本图 8-11 选用 a 型带。12.1730 /mincampkwr、n3、确定带轮的基准直径、实际传动比并验算带速 vdd1）初选小带轮的基准直径。由书本表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径1dd。1150ddmm2)验算带速 v 13.14 150 730/5.73/60 100060 1000dmd nvm sm s因为

14、 5m/sv试选载荷系数。1.6tk2计算小齿轮传递的转矩111317000 .tn mm3由表 10-7 取。1d4由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。12189.8eazmp5由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的lim1600hmpa接触疲劳强度极限。lim2550hmpa6由式计算应力循环次数60hnn jl916060 243 18 300 101.056 10hjlnn 9821.05 102.28 104.6n7由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，。11.0hnk21.06hnk8计算接触疲劳许用应力(失效概率 1%,安全系数 s=1) 1l

15、im111 600600hnhmpask 2lim221.06 550583hnhmpask9许用接触应力。 12600583591.522hhhmpampa 10由图 10-30 选取区域系数。2.433hz11由图 10-26 查得，则。10.7820.9120.790.891.682）计算1试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得1td2312 1.6 3174.6 12.433 189.8()78.51 1.684.6583tmmmmd2计算齿轮的圆周速度13.14 78.5 2430.9960 100060 1000td nmvs3计算齿宽 b 及模数ntm11 78.578.5dtb

16、dmmmm 11cos78.5 cos143.7830tntdmmzm122.252.25 3.788.505nthmmm78.59.28.505bh4计算纵向重合度10.318tan0.318 1 20 tan141.586dz 5计算载荷系数已知使用系数，根据，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数1ak0.99mvs由表 10-3 查得,从表 10-4 查得,由图 10-13 查1.11vk1.2hfkk1.421hk得=1.35,故载荷系数fk1.1 1.11 1.421 1.21.89avhhkk k k k6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 33111.8978.582.4

17、41.6ttkmmddk7计算模数nm11cos1482.44 cos143.9920nmmdmz3、按齿根弯曲强度设计由式213212cosfasanfdktyy ymz1）确定公式内的各计算数值1计算载荷系数1 1.11 1.2 1.351.798avffkk k k k 2根据纵向重合度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数。1.5860.88y3由图 10-20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度1500fempa极限2380fempa4由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 10.85fnk20.88fnk5计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 111

18、0.85 500303.571.4fnfefmpask2220.88 380238.861.4fnfefmpask6查取齿形系数由表 10-5 查得 12.74fay22.18fay7查取应力校正系数由表 10-5 查得 11.56say21.79say138计算大小齿轮的并加以比较fasafy y1112.74 1.560.01408303.57fasafyy2222.18 1.790.01634238.86fasafyy经比较得大齿轮的数值大。9计算当量齿数11332021.89coscos 14vzz 223392100.71coscos 14vzz2) 设计计算2421332212co

19、s2 1.798 31.7 100.88cos 140.016344.21 201.68fasanfdktyy ymmmz对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的nm模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接4.5nmmm触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 182.44mmd ，取，11cos82.44cos14184.5ndzm118z则，取。2118 4.683izz 283z4、几何尺寸计算1计算中心距1218831.52082cos2cos14nmammzz将中心距圆整后取。205amm2按圆整后的中心距修整螺旋角1

20、218834.5arccosarccos14.0622 205nmazz因值改变不大，所以参数、等不必修正。khz3计算大小齿轮的分度圆直径 1118 4.574.2coscos14.06ndmmmz2283 4.5342coscos14.06ndmmmz4计算齿轮宽度14 11 74.274.2dbmmd 取齿宽 ：=75mm, =80mm2b1b（三）低速级齿轮的设计计算1、选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理由表 10-1 选得小齿轮的材料均为（调质），硬度为 280hbs；40rc大齿轮的材料为 45 钢（调质），硬度为 240hbs，二者的硬度差为 40hbs。2）精度等级选用 8

21、 级,选取小齿轮比为，则大齿轮,取120z 21120 3.162zzi，螺旋角262z 142、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即 12211()311itktzzhedtihd1）确定公式内的各计算 数值1试选载荷系数。1.6tk2计算小齿轮传递的转矩6129550000 7.6995500001.298 1056.59ptn mmn mmn3由表 10-7 取。1d4由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。12189.8eazmp5由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的lim1600hmpa接触疲劳强度极限。lim2550hmpa6由式计算应力循环次数

22、60hnn jl716060 56.59 18 300 108.149 10hjlnn 7728.149 102.63 103.1n7由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，。11.16hnk21.22hnk8计算接触疲劳许用应力(失效概率 1%,安全系数 s=1) 1lim111.16 600696hnhmpask 2lim221.22 550671hnhmpask159许用接触应力 12696671683.522hhhmpampa 10由图 10-30 选取区域系数。2.433hz11由图 10-26 查得，则。10.7920.85120.790.851.642）计算1试计算小齿轮的分度圆

23、直径，由计算公式得1td32312 1.6 1298 103.1 12.433 189.8()92.11 1.643.1671tmmmmd2计算齿轮的圆周速度13.14 92.1 56.590.2760 100060 1000td nmvs3计算齿宽 b 及模数ntm11 92.192.1dtbdmmmm 11cos92.1 cos144.4620tntdmmzm2.252.25 4.4610.044nthmmm92.19.210.044bh4计算纵向重合度10.318tan0.318 1 20 tan141.586dz 5计算载荷系数已知使用系数，根据，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷

24、系数1.1ak0.27mvs由表 10-3 查得,从表 10-4 查得,由图 10-13 查1.05vk1.2hfkk1.421hk得=1.35,故载荷系数fk1 1.05 1.421 1.21.79avhhkk k k k 6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 33111.7992.195.6161.6ttkmmddk7计算模数nm11cos1495.616 cos144.62620nmmdmz3、按齿根弯曲强度设计由式213212cosfasanfdktyy ymz1）确定公式内的各计算数值161计算载荷系数1 1.05 1.2 1.351.701avffkk k k k 2根据纵向重合

25、度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数。1.9030.88y3由图 10-20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度1500fempa极限2380fempa4由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 10.92fnk20.95fnk5计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1 1110.92 500328.571.4fnfefmpask2220.95 380257.861.4fnfefmpask6查取齿形系数由表 10-5 查得 12.74fay22.26fay7查取应力校正系数由表 10-5 查得 11.56say21.74say8计算大小齿轮的并加以比较fasafy y

26、1112.74 1.560.0130328.57fasafyy2222.26 1.740.0150257.86fasafyy经比较得大齿轮的数值大。9计算当量齿数11332021.89coscos 14vzz 22336267.87coscos 14vzz2) 设计计算2621332212cos2 1.701 1.298 100.88cos 140.0154.81 201.64fasanfdktyy ymmmz对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的nm模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触5nmmm疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有

27、的齿数。于是由 195.6mmd ，取，11cos95.6 cos14195ndzm119z则，取。2119 3.159izz 2115z174、几何尺寸计算1计算中心距1219595200.92cos2cos14nmammzz将中心距圆整后取。269amm2按圆整后的中心距修整螺旋角1219595arccosarccos14.0722 200nmazz因值改变不大，所以参数、等不必修正。khz3计算大小齿轮的分度圆直径 1119 597.9coscos14.07ndmmmz 2259 5304coscos14.07ndmmmz4计算齿轮宽度 11 97.997.9dbmmd 取齿宽 ：=98

28、mm, =103mm2b1b18高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距 a(mm)208200法面摸数(mm)4.55螺旋角（）14.0614.07齿顶高系数*ah11顶隙系数c0.250.25压力角20201819齿数8159（mm）74.297.9分度圆直径(mm)342304（mm）80 103齿宽（mm）75 98齿轮等级精度 8 8材料及热处理、45，并经调质及表面40rc淬火，齿轮硬度分别为280hbs、240hbs、45，并经调质及表面40rc淬火，齿轮硬度分别为280hbs、240hbs19四、轴系零件的设计计算四、轴系零件的设计计算1、输入轴的设计计算1）输入轴上的功率、转

29、速及转矩1p1n1t1118.09,243 /min,317kwrn mpnt2）求作用在齿轮 1 上的力因已知齿轮分度圆直径1 =74.2mm d311122 317 10 = =19812.5n74.2tdtf1tan19812.5 tan20 =7434ncoscos14.06tnrff1 = tg =19812.514.06 =4962n fattgf3）初步确定轴的最小直径先按式（152）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 153，取，于是得：0=100a133omin18.09=120=39mm243dapn4）轴的结构设计1 拟定轴上零件的装配方案，

30、如图所示2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1 根据计算的最小直径取轴的直径=39mm。为了满足带轮得轴向定位要求，1-2 轴右1 2d端需制出一轴肩，故 2-3 段得直径由带轮宽度确定。2 342dmm1100mml2 初步选择滚动轴承。因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,由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承，其型号为 30209，其尺寸2 342dmm为,查得 a=17,根据轴肩选；而45 85 20.75dd tmm3 47 845mmdd20。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因此，取。7 83 420.75mmll6 752

31、mmd3 取 4-5 段的直径；取安装齿轮处的轴段 5-6 的直径，根据4 552mmd5 657mmd齿轮宽度 80mm,取。5 680mml4 轴承端盖的总宽度为 32mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与带轮右端面间的距离，l=26mm 故取。2 358mml 轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面=39mm，查表查得平键截面1 2d，键长为 56mm，它们之间的配合采用。12 8b hmm76hk4 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为 mm，左段 2、3、4 处轴肩的倒角为mm,右端轴肩1.6 452r角半径 r=

32、2mm。5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 30209,由手册中可查得 a=18.6mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。对2357.15 157.15214.3mmll轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。21对水平面进行计算：12223319812.5()nhnhtnhtfffnfflll1214528.95283.6nhnhfnfn12830326.6hnhn mmlmf对垂直面进行计算： 1222337434()nvnvrnvrafffnfflllm123972.23461.8nvnvfnfn112227011.2vnvn mmlmf2235440

33、21.9vnvn mmlmf求总的弯矩，即合成弯矩：222211(227011.2)(830326.6)860799.8hvmmn mmm222222(830326.6)(544021.9)992674.2hvmmn mmm22扭矩317000tn mm载荷水平面 h垂直面 v支反力 f1214528.9,5283.6nhnhfn fn123972.2,3461.8nvnvfn fn弯矩m830326.6hmn mm12227011.2,544021.9vvmn m mn m总弯矩 m12860799.8,992674.2mn mm mn mm扭矩t317000tn mm6）按弯曲合成应力校核

34、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，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则：222213992674.20.6 31700054.580.1 57caatmpwm前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表的60mpa,因此判断危险截面从受载情况来看，截面 c 上的应力最大，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。因而只需校核截面 5 左右两侧即可。2截面 5 左侧抗弯截面系数：3330.10.1 5214060.8wdmm抗弯截面系数：3330.20.2 5228121.6twdm

35、m截面左侧的弯矩 m 为：121230835188.7692624.5 .mn mml ll l截面上的扭矩 t 为：t=317000n.mm截面上的弯曲应力：692624.549.2614060.8bmmpaw截面上的扭转应力：31700011.2728121.6tttmpaw材料 45 钢，调质处理，查表 15-1 得，640bmpa1275mpa。1155mpa截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数：因 查得，20.0452rd571.1052dd2.01.3223由附图 3-1 得轴材料的敏性系数：，0.82q0.85q应力集中系数为：1(1)1 0.82 (2.0 1)1.82kq 1

36、(1)1 0.85 (1.32 1)1.27kq 由附图 3-2 查得尺寸系数；由附图 3-3 得扭转尺寸系数。0.720.82轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：1q11.821112.610.720.92kk 11.271111.640.820.92kk 碳钢的特性系数：，取=0.10.1 0.2，取0.050.10.05计算安全系数，则得：cas12752.142.5 49.260.1 0amsk 115516.2811.2711.271.640.0522amsk 22222.14 16.282.121.52.1416.28

37、cas sssss故可知其安全。3截面 5 右侧抗弯截面系数：3330.10.1 5718569.3wdmm抗弯截面系数：3330.20.2 5737038.6twdmm截面左侧的弯矩 m 为：424121 .mn mm截面上的扭矩 t 为：t=317000n.mm24截面上的弯曲应力：835188.744.9818569.3bmmpaw截面上的扭转应力：3170008.5637038.6tttmpaw过盈配合处的值，由附表 3-8 求出，并取k0.8kk 2.25k0.8 2.251.84k轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92 1112.2512.370.92kk 11.

38、8411.890.92k 计算安全系数，则得：cas 12752.582.37 44.980.1 0amsk 115518.678.568.561.890.0522amsk 22222.58 18.672.561.52.5818.67cas sssss故可知其截面右侧强度也是足够的。2、中间轴的设计计算1）中间轴上的功率、转速及转矩2p2n2t1227.7,56.59 /min,1298kwrn mpnt2）求作用在齿轮 3 上的力因已知齿轮分度圆直径3 =97.9mm d323322 1298 10 = =26516.9n97.9tdtf33tan26516.9 tan20 =9946.8n

39、coscos14.06ftnrf33 = tan =26516.9 tan14.06 =6611.4n fatf253）初步确定轴的最小直径先按式（152）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 153，取，于是得：0=120a333omin37.7=120=44.3mm56.59dapn4）轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案，如图所示2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。0.07d，取 h=6mm，直径。4 570mml3 485mmd2 为了满足轴向定位要求，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径，2 371mmd齿轮 3 的宽度为 130m

40、m，故取。2 3100mml 轴上零件的周向定位26齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面，查表查得平键截面2 371mmd，键长为 90mm；按截面，查表查得平键截面20 12b hmm4 570mmd，键长为 63mm 它们之间的配合采用。20 12b hmm76hk6 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为，轴段 2、6 处轴肩的倒角为mm,轴段2 45 mm1.6r3、4、5 的倒角为 r=2mm。5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 30211,由手册中可查得 a=18.6mm,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出

41、弯矩图和扭矩图。对水平面进行计算： 12321121233230()()0nhnhttnhttffnffnffl lllllf123185.114195.7nhnhfnfn11 11456840hnhn mmlmf左27232 212()1659695.9thnhllf ln mmmf右2231278995.9hnhn mmlmf右213122)1076140.1hnhtn mml llmff左（对垂直面进行计算： 1223112233332)()1nvnvrrnvrrafffmfofllllfmfml2（l122271023619.4nvnvfnfn1131222882444.5vnvrn

42、mml llmff左（）1231229746.5vnvn mmlmf右2111515184.5vnvn mmlmf左222322)2757346.5vnvrn mmlllmff右（求总的弯矩，即合成弯矩：22111=1684540.1hvmmn mmm右左上22111=1906478.2vhmmn mmm右左下22222=2959904.9hvmmn mmm右左上22222=1982829.9vhmmn mmm右左下扭矩1298000tn mm载荷水平面 h垂直面 v支反力 f123185.1 ,14195.7nhnhfn fn1223619.4,22710nvnvfn fn弯矩m112216

43、59695.91456840.11278995.91076140.1hhhhmn mmmn mmmn mmmn mm右左右左11222882444.51229746.51515184.52757346.5vvvvmn mmmn mmmn mmmn mm左右左右总弯矩 m111684540.11906478.22959904.91982829.9mn mmmn mmmn mmmn mm下上2下2上，扭矩t1298000tn mm6）按弯曲合成应力校核轴的强度28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，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则：22

44、221131906478.20.6 129800057.50.1 71caatmpwm22221232959904.90.6 129800059.80.1 80caatmpwm前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表的60mpa,因此判断危险截面从受载情况来看，截面 c 上的应力最大，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。因而只需校核截面 5 左右两侧即可。2截面 5 左侧抗弯截面系数：3330.10.1 8561412.5wdmm抗弯截面系数：3330.20.2 85122825twdmm截面左侧的弯矩 m 为：2929904.9 .mn

45、 mm截面上的扭矩 t 为：t=1298000.mm截面上的弯曲应力：2959904.948.261412.5bmmpaw截面上的扭转应力：129800010.57122825tttmpaw材料 45 钢，调质处理，查表 15-1 得，640bmpa1275mpa。1155mpa截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数：因 查得，20.0262rd801.2062dd1.351.14由附图 3-1 得轴材料的敏性系数：，0.82q0.85q应力集中系数为：1(1)1 0.82 (1.35 1)1.29kq 1(1)1 0.85 (1.14 1)1.12kq 由附图 3-2 查得尺寸系数；由附图 3

46、-3 得扭转尺寸系数。0.720.82轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.9229轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：1q11.291112.070.720.92kk 11.121111.500.820.92kk 碳钢的特性系数：，取=0.10.1 0.2，取0.050.10.05计算安全系数，则得：cas12752.772.07 48.20.1 0amsk 115518.9210.5710.571.50.0522amsk 22222.77 18.922.71.52.7718.92cas sssss故可知其安全。3截面 5 右侧抗弯截面系数：3330.10.1 8051

47、200wdmm抗弯截面系数：3330.20.2 80102400twdmm截面左侧的弯矩 m 为：1982829.9 .mn mm截面上的扭矩 t 为：t=1298000n.mm截面上的弯曲应力：1982829.938.751200bmmpaw截面上的扭转应力：129800013102400tttmpaw过盈配合处的值，由附表 3-8 求出，并取k0.8kk 2.3k0.8 2.31.84k轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.9230 1112.312.390.92kk 11.8411.930.92k 计算安全系数，则得：cas 12752.972.39 38.70.1 0am

48、sk 11551213131.930.0522amsk 22222.97 122.81.52.9712cas sssss故可知其截面右侧强度也是足够的。3、输出轴的设计计算1）输入轴上的功率、转速及转矩3p3n3t1137.31,18.25 /min,3825840mkwrn mpnt2）作用在齿轮 1 上的力因已知齿轮分度圆直径1 =304mm d42t2 3637590 = 23931.5d304tnft44tan =f8977.0cosrnnft44 =f tan5966.8 af3）初步确定轴的最小直径先按式（152）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 1

49、53，取，于是得：0=120a333omin37.31=120=88.5mm18.25dapn输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴得直径和联轴器的7 8d孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表 14-1,考虑到转矩变化很小,故取 ka=1.3,则联轴器的转矩计算，按照计算转矩 tca31.3 38258404973592an mmtk t31应小于联轴器公称转矩得条件，查手册。ca选用 hl 7 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 6300000nmm。联轴器的孔径，180mmd故取，半连轴器长度 l172mm，半连轴器与轴配合的毂孔长度2 380mmd132mm。1l4）

50、轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案，如图所示2根据轴向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向定位要求，7-8 轴段左端需制出一轴肩，故 6-7 段得直径。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 d=95mm。为了保证轴端挡6 793mmd圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 7-8 段的长度应比略短一些，现取1l。7 8130mml2 初步选择滚动轴承。因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=90mm,由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承，其型号为 30219，其尺寸为2 3d,查得 a=34.5,根据轴肩选；而95

51、170 34.5dd tmm5 695mmd。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因此，取。5 634.5mml4 5107mmd0.07d,故取 h=8mm，则2 395mml轴环处的直径。轴环宽度 b1.4h，取。3 4130mmd3 415mml32 轴上零件的周向定位联轴器、齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面，查表查得平键截面2 3125mmd，键长为 90mm；按截面，查表查得平键截面28 16b hmm7 890mmd，键长为 110mm，它们之间的配合采用。25 14b hmm76hk8 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为，轴肩圆角半径 r=2.5mm。2.

52、5 45 mm5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 30218,由手册中可查得 a=34m,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。33对水平面进行计算： 122122()nhnhtnhtfffffl ll12171757.267557.8nhnhfnfn1110133673.5hnhn mmlmf对垂直面进行计算： 121212()nvnvrnvrfffffmlll126642.82534.2nvnvfnfn111391925.2vnvn mmlmf222380130vnvn mmlmf求总的弯矩，即合成弯矩：22111014

53、1249.6hvmmn mmm222210140800.6hvmmn mmm扭矩3825840tn mm34载荷水平面 h垂直面 v支反力f12171757.2,67557.8nhnhfn fn126642.8,2534.2nvnvfn fn弯矩m10133673.5hmn mm12391925.2,380130vvmn mm mn mm总弯矩m1210141249.6,10140800.6mmm mn m扭矩t3825840tn mm6）按弯曲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，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则

54、：22221310141249.60.6 3825840530.1 125caatmpwm前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表的60mpa,因此判断危险截面从受载情况来看，截面 c 上的应力最大，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。因而只需校核截面 5 左右两侧即可。2截面 4 左侧抗弯截面系数：3330.10.1 125195312.5wdmm抗弯截面系数：3330.20.2 125390625twdmm截面左侧的弯矩 m 为：121210710133673.54945620.6 .mn mml ll l截面上的扭矩 t 为：t=n

55、.mm3825840截面上的弯曲应力：4945620.625.32195312.5bmmpaw截面上的扭转应力：382584012.66390625tttmpaw材料 45 钢，调质处理，查表 15-1 得，640bmpa1275mpa。1155mpa35截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数：因 查得，20.0295rd1251.3295dd2.401.79由附图 3-1 得轴材料的敏性系数：，0.82q0.85q应力集中系数为：1(1)1 0.82 (2.40 1)2.15kq 1(1)1 0.85 (1.79 1)1.67kq 由附图 3-2 查得尺寸系数；由附图 3-3 得扭转尺寸系数。

56、0.630.78轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：1q12.151113.500.630.92kk 11.671112.230.780.92kk 碳钢的特性系数：，取=0.10.1 0.2，取0.050.10.05计算安全系数，则得：cas12753.103.25 46.130.1 0amsk 115510.7312.6612.662.230.0522amsk 22223.10 10.732.971.53.1010.73cas sssss故可知其安全。3截面 5 右侧抗弯截面系数：3330.10.1 130219700wdmm抗

57、弯截面系数：3330.20.2 130439400twdmm截面左侧的弯矩 m 为：10133673.5 .mn mm36截面上的扭矩 t 为：t=3847720n.mm截面上的弯曲应力：10133673.346.13219700bmmpaw截面上的扭转应力：38477208.71439400tttmpaw过盈配合处的值，由附表 3-8 求出，并取k0.8kk 3.16k0.8 3.162.53k轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数：0.92 1113.1613.250.92kk 12.5312.620.92k 计算安全系数，则得：cas 12751.833.25 46.130.1

58、0amsk 115513.338.718.712.620.0522amsk 22221.83 13.331.81.51.8313.33cas sssss故可知其截面右侧强度也是足够的。致此，轴的设计计算即告结束。（二）滚动轴承的校核二）滚动轴承的校核高速轴上轴承的寿命计算轴承型号为 30209，查表得基本额定动载荷 c=67800n,查得温度系数。1.00tf1）求轴承所受的径向载荷 fr112214528.9,3972.25283.6,3461.8r vr hr hr vn fnfn fnf故22122214528.93972.215062.15283.63461.86315.7rrnfnf

59、2） 求轴承的计算轴向力af37对于圆锥滚子轴承，其派生轴向力2rdyff1115062.15020.722 1.5rdnyff221152.92rdnyff3） 求比值查表的 e=0.44110.41areff220.79areff4）计算当量载荷 p查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为查表取=1.2-1.8，取=1.5，则pfpf111110.4 14528.9 1.5 3927.217553.5rapx fy fnn222220.4 5283.6 1.5 3461.810959.2rapx fy fnn4） 验算轴承的寿命计算得轴承预期寿命3 300 87200hhl 因为，所以按轴承 1

60、 的受力大小验算。12pp106631101067800()()737172006060 243 17552.5hclhhn p所以轴承满足寿命要求。中间轴上轴承的寿命计算高速轴上轴承的寿命计算38轴承型号为 30219，查表得基本额定动载荷 c=228000n,查得温度系数。1.00tf5）求轴承所受的径向载荷 fr1122171757.2,6642.867557.8,2534.2r vr hr hr vn fnfn fnf故221222171757.26642.81424067557.82534.216310rrnfnf6） 求轴承的计算轴向力af对于圆锥滚子轴承，其派生轴向力2rdyff