设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器

1、攀枝花学院机械工程学院 机械设计课程设计第一章 设计任务书1.1 设计题目设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=12000N，带速v=16cm/s，卷筒直径D=240mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），两班制。1.2 设计步骤1、 电动机选择与运动参数的计算；2、 齿轮传动设计计算；3、 轴的设计；4、 滚动轴承的选择；5、 键和联轴器的选择与校核；6、 箱体厚度选择；7、 装配图、零件图的绘制；8、 设计计算说明书的编写；1.3设计任务1、 绘制减速器装配图1张。2、 绘制减速器零件

2、图2张。3、 编写设计说明书1份。第二章 传动方案的选择方案一方案二比较上面方案一和方案二，区别在于方案一中电机与减速器锥齿轮之间用了一个联轴器联接，而方案二中电机与减速器锥齿轮之间用了一个皮带传动。若用皮带传动则会有一个传动比，相比于联轴器联接传递效率会降低，而且皮带易打滑造成传动不稳定。同时联轴器有能更好的传递扭矩不造成效率的损失，因此选择方案一。计算与说明主要结果第三章 电动机的选择3.1选择电动机类型 按工作要求和工作条件，查机械设计课程设计表2.1选用一般用途的Y112M系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3.2确定传动装置的效率 查机械设计课程设计表2-3得： 联轴器的效率：1=

3、0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆锥齿轮的传动效率：3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率：4=0.97 开式圆柱齿轮传动效率：5=0.95 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=1224345w=0.783.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=12000×0.266661000=3.2kW1=0.992=0.98w=0.974=0.975=0.953=0.9746 3.4 电动机额定功率Pd=Pwa=3.20.7=4.09kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000

4、15;0.266663.14×240=21.23r/min 3.4 确定电动机参数 选定电机型号为：Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。由机械设计课程设计表2-1、表2-2、表2-5查得主要数据,如下表3.4中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比的计算 由选

5、定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=144021.23=67.829分配传动装置传动比 由机械设计课程设计表2.5可得取开式圆柱齿轮传动比：ic=5因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以 则低速级的传动比为 i2=4.52 减速器总传动比 ib=i1×i2=13.56卷筒实际转数= /i=1440/13.56x5=21.246r/min(21.23-21.246)/21.23=0.13%<5%第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=4.09kW转速：n0=nm=1440r/min扭矩：T0=9.

6、55×106×P0n0=9.55×106×4.091440=27124.65Nmm4.2各轴功率p0×1=4.09×0.99=4.05kWP2=P1×2×3=4.05×0.98×0.97=3.85kWP3=P2×2×3=3.85×0.98×0.97=3.66kWPw=P3×w×1×22=3.66×0.97×0.99×0.98×0.98 =3.2kW4.3各轴转速n1=n0=1440r/m

7、in n2=n1i1=14403=480r/minn3=n2i2=4804.52=106.19r/min nw=n3icid=106.1955=21.23r/min4.4各轴扭矩T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×4.051440=26859.38NmmT2=9.55×106×P2n2=9.55×106×3.85480=76598.96NmmT3=9.55×106×P3n3=9.55×106×3.66106.19=329155.29NmmTw=9.55

8、5;106×Pwnw=9.55×106×3.221.23=1439472.44Nmm4.5 各轴数据汇总表（表4.5）轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴4.0927124.65144010.99轴4.053.9726859.3826322.1924144030.95轴3.853.7776598.9675066.98084804.520.95轴3.663.59329155.29322572.1842106.1950.91工作机轴3.373.31515944.421484455.9621.23第五章 减速器高速级齿

9、轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为190HBS选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×3=73。实际传动比i=3.042压力角=20°。5.2按齿面接触疲劳强度设计 5.2.1由设计计算公式(机械设计公式10-28)进行试算，即d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u×ZH×ZEH2 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数KHT=1.3 2）查机械设计（第九版）图10-20选取区域系数ZH=2.5

10、T=9550000×Pn=9550000×4.051440=26859.38Nmm 3）选齿宽系数R=0.3由机械设计（第九版）图10-25按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 4）由机械设计（第九版）表10-5查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 5）计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×1440×1×16×300×10×1=4.147×109NL2=NL1u=4.147×

11、1093=1.382×109 6）由机械设计（第九版）图10-23查取接触疲劳系数： KHN1=0.802，KHN2=0.862 7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.802×6001=481MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.862×5501=474MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=474MPa 5.2.2 计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u

12、15;ZH×ZEH2=34×1.3×26859.380.3×1-0.5×0.32×3×2.5×189.84742=48.25mm 2）计算圆周速度vdm1=d1t×1-0.5×R=48.25×1-0.5×0.3=41.01mmvm=×dm1×n60×1000=×41.01×144060×1000=3.09 3）计算当量齿宽系数db=R×d1t×u2+12=0.3×48.25×3

13、2+12=45.774mmd=bdm1=45.77441.01=1.12 4）计算载荷系数 查由机械设计（第九版）表10-2得使用系数KA=1.25 查机械设计（第九版）图10-8得动载系数KV=1.113 查机械设计（第九版）表10-3表得齿间载荷分配系数：KH=1 查机械设计（第九版）表10-4表得齿向载荷分布系数：KH=1.42 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.113×1×1.42=1.976 5）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=48.25×31.9761

14、.3=55.477mm 6）计算模数m=d1z1=55.47724=2.31mm，取m=2.5mm。5.3确定传动尺寸实际传动比u=z2z1=7324=3.042mm大端分度圆直径d1=z1×m=24×2.5=60mmd2=z2×m=73×2.5=182.5mm齿宽中点分度圆直径dm1=d1×1-0.5×R=60×1-0.5×0.3=51mmdm2=d2×1-0.5×R=182.5×1-0.5×0.3=155.125mm锥顶距为R=d12×u2+1=602×

15、;3.0422+1=96.06mm齿宽为b=R×R=0.3×96.06=28.818mm 取b=29mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa×YSaF K、b、m和R同前圆周力为F=2×T1d1×1-0.5R=2×26859.3860×1-0.5×0.3=1011N齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=24cos18.1992°=25.3大齿轮当量

16、齿数:Zv2=z2cos2=73cos71.8008°=230.3查机械设计（第九版）图10-17,10-18表得：YFa1=2.57，YFa2=2.105YSa1=1.595，YSa2=1.882由机械设计（第九版）图20-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由查机械设计（第九版）图10-22查得齿形系数取弯曲疲劳系数：KFN1=0.714，KFN2=0.775取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得许用弯曲应力F1=KFN1×Flim1S=0.714×5001.7=210MPaF2=KFN2×Fl

17、im2S=0.775×3801.7=173MPaF1=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa1×YSa1=116.223MPa<F1=210MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=112.323MPa<F2=173MPa故弯曲强度足够。5.5计算锥齿轮传动其它几何参数 并备录. （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m×2han*+cn*

18、=5.625mm s=m2=3.925mm （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=65mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=187.5mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=53.75mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=176.25mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1°29'26" （5）计算齿根角 f1=f2=

19、atan(hf/R)=1°51'47" （6）计算齿顶锥a1=1+a1=19°41'24" a2=2+a2=73°17'29" （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=16°20'9" f2=2-f2=69°56'15"第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为190HBS选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=23×4.52=1

20、04。实际传动比i=4.522压力角=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计6.2.1由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH21）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3T=9550000×Pn=9550000×3.85480=76598.96Nmm选取齿宽系数d=1由机械设计（第九版）图10-30选取区域系数ZH=2.46查机械设计（第九版）表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1×

21、;cosz1+2×han*=arccos23×cos20°23+2×1=30.172°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos104×cos20°104+2×1=22.785°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=23×tan30.172-tan20°+104×tan22.785-tan20°2=1.724Z=4-3=4-1.7243=0.871计算接触疲劳许用应力H

22、由机械设计（第九版）图10-25图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×480×1×16×300×10=1.382×109NL2=NL1u=1.382×1094.52=3.058×108由机械设计（第九版）图10-23查取接触疲劳系数：KHN1=0.862，KHN2=0.95取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.862×6001=51

23、7MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.95×5501=522MPa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=517MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×76598.961×4.52+14.52×2.46×189.8×0.8715172=53.191mm6.2.2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。圆周速度v=×d1t×n60×1

24、000=×53.191×48060×1000=1.336齿宽bb=d×d1t=1×53.191=53.191mm2）计算实际载荷系数KH查机械设计（第九版）表10-2表得使用系数KA=1.25查机械设计（第九版）图10-8得动载系数Kv=1.077齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×76598.9653.191=2880.147NKA×Ftb=1.25×2880.14753.191=68Nmm<100Nmm查机械设计（第九版）图10-8得齿间载荷分配系数：KH=1.4查机械设计（第九版）表10-4得

25、齿向载荷分布系数：KH=1.442 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.077×1.4×1.442=2.7183）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=53.191×32.7181.3=68.015mm4）确定模数m=d1z1=68.01523=2.957mm，取m=3mm。6.3确定传动尺寸计算中心距a=z1+z2×m2=190.5mm，圆整为190mm计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=23×3=69mm d2=z2×m=

26、104×3=312mm计算齿宽b=d×d1=69mm 取B1=75mm B2=70mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×K×Tb×m×d1×YFa×YSa×YF K、T、m和d1同前齿宽b=b2=70齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查机械设计（第九版）表10-17表得：YFa1=2.69，YFa2=2.156YSa1=1.575，YSa2=1.814得重合度系数Y=0.685查机械设计（第九版）图20-24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Fl

27、im2=380MPa由机械设计（第九版）图10-22查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.775，KFN2=0.877取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1×Flim1S=0.775×5001.4=276.786MPaF2=KFN2×Flim2S=0.877×3801.4=238.043MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y=58.021MPa<F1=276.786MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa

28、1=53.56MPa<F2=238.043MPa故弯曲强度足够。6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=75mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=318mm计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=61.5mm df2=d2-2&#

29、215;hf=m×z2-2han*-2cn*=304.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25开式圆柱齿轮传动设计计算，有传动比与扭矩可以根据上面的计算计算出开式齿轮的参数（这里就不详细计算）第七章 轴的设计7.1高速轴设计计算已经确定的运动学和动力学参数 转速n=1440r/min；功率P=4.05kW；轴所传递的转矩T=26859.38Nmm轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故根据机械设计（第九版）表15-3取A0=112。dA0&#

30、215;3Pn=112×34.051440=15.81mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×15.81=16.6mm查机械设计课程设计表4.41可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.初步确定轴的直径和长度 第1段：d1=3

31、0mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（轴肩），L2=44mm 第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=18mm 第4段：d4=47mm（轴肩），L4=77mm 第5段：d5=40mm（与轴承内径配合），L5=18mm 第6段：d6=35mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=47mm弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）小锥齿轮所受的圆周力Ft1=2×T1dm1=1053N小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan×cos1=364N小锥齿轮所受的

32、轴向力Fa1=Ft1×tan×sin1=120N第一段轴中点到轴承中点距离La=93mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=95mm，齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=41.5mm c.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力RAH=Fa1×dm12-Fr1×LcLb=120×512-364×41.595=-126.8N轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH=364-126.8= 490.8N轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1×LcLb=1053×41.595= 459.99N轴承B在垂直面内的支反力R

33、BV=-Ft1+RAV=-1053+459.99= -1512.99N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-126.82+459.992=477.15N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=490.82+-1512.992=1590.6Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩MAH=0Nmm截面B在水平面内弯矩MBH=-Fr1×Lc+Fa1×dm12=-364×41.5+120×512=-12046Nmm截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1×dm12=120×512=3060Nmme.绘制垂直面弯矩图截面B在垂直

34、面内弯矩MBV=RAV×Lb=459.99×95=43699.05Nmm截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=-120462+43699.052=45328.94Nmm截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=30602+02=3060Nmmg.绘制扭矩图T=26322.19Nmmh.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=02+0.6×26322.192=15793.31Nmm截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=45328.942+0.6×26322.192=48001.47Nmm截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=30602+0.

35、6×26322.192=16087.02Nmm截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.6×26322.192=15793.31Nmmi.校核轴的强度其抗弯截面系数为 W=×d332=6280mm3抗扭截面系数为 WT=×d316=12560mm3最大弯曲应力为 =MW=7.64MPa剪切应力为 =TWT=2.14MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+4××2=8.06MPa查表得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b

36、=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算已经确定的运动学和动力学参数转速n=480r/min；功率P=3.85kW；轴所传递的转矩T=76598.96Nmm轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，根据机械设计（第九版）表15-3故取A0=115。dA0×3Pn=115×33.85480=23.02mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=25mm设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿

37、轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=25mm（与轴承内径配合），L1=30mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=31mm（与小锥齿轮内孔配合），L2=73mm（比小锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）

38、第3段：d3=41mm（轴肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（与大锥齿轮内孔配合），L4=54mm（比大锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=25mm（与轴承内径配合），L5=30mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力 Ft2=Ft1=1053N大锥齿轮所受的径向力 Fr2=Fa1=120N大锥齿轮所受的轴向力 Fa2=Fr1=364N齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）Ft3=2×T2d3=2×76598.

39、9669=2220N齿轮3所受的径向力Fr3=Ft3×tan=2220×tan20°=808Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=59.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=82.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=50mm轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22La+Lb+Lc=808×59.5-120×59.5+82.5+364×182.5259.5+82.5+50= 335N轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-

40、RAH-Fr2=808-335-120=353N轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=2220×59.5+1053×59.5+82.559.5+82.5+50= 1467N轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=2220×82.5+50+1053×5059.5+82.5+50= 1806N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=3352+14672=1504.76N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=3532+18

41、062=1840.18Nd.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩 MAH=MBH=0截面C右侧在水平面内弯矩MCH右=-RAH×Lc=-335×50=-16750Nmm截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=-RAH×Lc=-335×50=16465Nmm截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBH×La=353×59.5=21004Nmm截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBH×La=353×59.5=21004Nmme.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩 MAV=MBV=0Nmm截面C在垂直面内弯矩MCV=RA

42、V×Lc=1467×50=73350Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=RBV×La=1806×59.5=107457Nmmf.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩 MA=MB=0Nmm截面C右侧合成弯矩MC右=MCH右2+MCV2=-167502+733502=75238Nmm截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=164652+733502=75175Nmm截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=210042+1074572=109491Nmm截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=210042+1074572=109491N

43、mmf.绘制扭矩图 T2=75066.98Nmmg.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩 MVA=MVB=0Nmm截面C右侧当量弯矩MVC右=MC右2+T2=752382+0.6×75066.982=87689Nmm截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=751752+0.6×75066.982=87635Nmm截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=1094912+0.6×75066.982=118393Nmm截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=1094912+0.6×75066.982=118393Nmmh.校核轴的强度因轴截面D处

44、弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为 W=×d332=2923.24mm3抗扭截面系数为 WT=×d316=5846.48mm3最大弯曲应力为 =MW=40.5MPa剪切应力为 =TWT=13.1MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+4××2=43.44MPa查表得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求。7.3低速轴设计计算已经确定的运动学和动力学参数转速n=106

45、.19r/min；功率P=3.66kW；轴所传递的转矩T=329155.29Nmm轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，根据机械设计（第九版）表15-3故取A0=112。dA0×3Pn=112×33.66106.19=36.45mm由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.07×36.45=39mm查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40mm设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设

46、计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003)，长L=90mm；定位轴肩直径为45mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（轴肩），L2=60mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=50mm（与轴承内径配合），L3=20mm（轴承宽度）第4段：d4=57mm（轴肩），L4=81.5mm（根据齿轮宽度确定）第5段：d5=67

47、mm（轴肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（与大齿轮内孔配合），L6=68mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第7段：d7=50mm（与轴承内径配合），L7=39.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）Ft4=2×Td4=2×329155.29312=2110N齿轮4所受的径向力Fr4=Ft4×tan=2110×tan20°=768Nc.计算作用在

48、轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=63.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=137.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=125mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×LaLa+Lb=768×63.563.5+137.5= 243NRBH=Fr-RAH=768-243=525N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=2110×63.563.5+137.5= 667NRBV=Ft×LbLa+Lb=2110×137.563.5+137.5= 1443N轴承A的

49、总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=2432+6672=709.89N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=5252+14432=1535.54Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩： MAH=0Nmm在水平面上，轴截面B处所受弯矩： MBH=0Nmm在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBH×La=525×63.5=33338Nmm在水平面上，轴截面D处所受弯矩： MDH=0Nmm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩： MAV=0Nmm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩： MBV=0Nmm在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：

50、MCV=RAV×La=667×63.5=42354Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩： MDV=0Nmm截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩： MB=0Nmm合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=333382+423542=53901Nmm截面D处合成弯矩： MD=0Nmm转矩为： T=322572.18Nmm截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6×322572.182=193543Nmm截面B处当量弯矩： MVB=MB=0Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=53901

51、2+0.6×322572.182=200909Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6×322572.182=193543Nmmh.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为 W=×d332=18172.06mm3抗扭截面系数为 WT=×d316=36344.13mm3最大弯曲应力为 =MW=11.06MPa剪切应力为 =TWT=9.06MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+4××2=1

52、5.51MPa查表得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求。第八章 滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020840801863根据前面的计算，机械设计课程设计表5.12选用30208轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm查机械设计课程设计表5.12，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用

53、正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-126.82+459.992=477.15NFr2=RBH2+RBV2=490.82+-1512.992=1590.6NFd1=Fr12Y=149.11N Fd2=Fr22Y=497.06NFa1=Fae+Fd2=617.06N Fa2=Fd2=497.06NFa1Fr1=1.293e Fa2Fr2=0.31e查机械设计（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查机械设计（第九版）表13-4可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷

54、如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×477.15+1.6×617.06=1178.16NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1590.6+0×497.06=1590.6N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=1334998h>48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020525521532.2查机械设计课程设计表5.

55、12，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=32.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=3352+14672=1504.76NFr2=RBH2+RBV2=3532+18062=1840.18NFd1=Fr12Y=470.24N Fd2=Fr22Y=575.06NFa1=Fae+Fd2=939.06N Fa2=Fd2=575.06NFa1Fr1=0.624e Fa2Fr2

56、=0.31e查机械设计（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查机械设计（第九版）表13-4得可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1504.76+1.6×939.06=2104.4NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1840.18+0×575.06=1840.18N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=168175h>48000h由

57、此可知该轴承的工作寿命足够。8.3低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3021050902073.2查机械设计课程设计表5.12轴承的判断系数为e=0.42。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=73.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=2432+6672=709.89NFr2=RBH2+RBV2=5252+14432=1535.54NFd1=Fr12

58、Y=253.53N Fd2=Fr22Y=548.41NFa1=Fae+Fd2=548.41N Fa2=Fd2=548.41NFa1Fr1=0.773e Fa2Fr2=0.36e查机械设计（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查机械设计（第九版）表13-4可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×709.89+1.4×548.41=1051.73NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1535.54+0×548.41=1535.54N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=33573308h>48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章 键联接设计计算9.1高速轴与联轴器配合处的键连接 高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查机械设计（第九版）表6-1得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b=55mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l&