机械设计课程设计电子版说明书11222001

1、机械系统创新设计综合实践设计说明书姓 名： 白明霞 班 级： 测控1101 学 号： 11222001 指导教师： 常秋英 张志力 日 期： 2014.1.10 目录0. 设计题目及要求1. 传动装置的总体设计1.1 传动方案的确定1.2 电动机的选择1.3 传动比的计算及分配1.4计算传动装置的运动和动力参数2.传动件的设计计算2.1 V带传动的设计2.1.1确定计算功率2.1.2选择V带的带型2.1.3确定带轮的基准直径并验算带速2.1.4确定V带的中心距a和基准长度Ld2.1.5验算小带轮上的包角12.1.6确定带的根数2.1.7计算单根 V带的初拉力的最小值（F0）min2.1.8计算

2、压轴力Fp2.1.9V带轮的结构设计2.2 斜齿轮传动的设计2.2.1低速级齿轮2.2.2高速级齿轮3. 轴的设计计算3.1 高速轴的设计3.2低速轴的设计3.3中速轴的设计4.滚动轴承与键的校核及计算4.1 轴承寿命校核4.1.1高速轴轴承的校核4.1.2低速轴轴承的校核4.1.3中速轴轴承的校核4.2 键强度校核4.2.1V带轮处的键4.2.2高速轴小齿轮处的键4.2.3中速轴大齿轮处的键4.2.4中速轴小齿轮处的键4.2.5低速轴大齿轮处的键4.2.6联轴器周向定位的键5. 减速器附件的选择和箱体的结构设计5.1 减速器附件的选择5.2箱体的结构设计6. 经济性分析7. 设计心得8. 参

3、考文献0.设计题目：带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计（一）设计要求（1）根据原始数据 设计用于带式运输机的传动装置。（2）连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带速允许误差为。（3）使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。（二）原始技术数据同轴式二级圆柱齿轮减速器，见图1。（1）运输工作扭矩： T=1350Nm（2）运输带工作速度： v=1.6m/s（3）卷筒直径： D=470mm（二）应完成的任务（1）完成卷扬机总体方案设计和论证（至少提出两种以上的方案），绘制总体设计原理方案图。（2）完成主要传动装置的结构设计，其中减速器的级别至少是二级。（3）完成减速器装配图1张（A0或A1）；零

4、件（建议低速轴、大齿轮工作图2张（A3或A4）。（4）进行经济性分析。（5）编写设计计算说明书1份。设计计算及说明结果1.传动装置的总体设计1.1传动方案的确定如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即nw=60×1000VD=60×1000×1.6×470=65.02r/min1.2电动机的选择1.2.1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般

5、用途的Y160L-4系列三项异步电动机。1.2.2电动机容量（1）卷筒轴的输出功率 Pw=Fv1000=2TDv1000=2×13500.470×1.61000=9.19kW（2）电动机输出功率Pd 传动装置的总效率 =0122434V带传动效率 0=0.96圆柱齿轮传动（7级）效率（两对）1=0.97 圆锥滚子轴承传动效率（四对） 2=0.99 弹性联轴器传动效率（一个）3=0.993输送机滚筒效率 4=0.96则=0.96×0.972×0.994×0.993×0.96=0.827故=9.190.827=11.11kW(3)电动机额

6、定功率选取电动机额定功率Ped=15kW1.2.3电动机的转速由表2-1查得V带传动常用传动比范围，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为nd=nwi1i2=1040.3215604.8r/min根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出一种使用的电动机型号，此种传动比方案如下表：电动机型号额定功率电动机转速传动装置传动比Y160L415同步满载总传动比V带减速器1500146022.452.52.9972.9971.3传动比的计算及分配1.3.1传动装置总传动比1.3.2分配各级传动比： 式中，分别为带传动和减速器的传动比。 取V带传动的传动比i0=2.5，则

7、两级圆柱齿轮减速器的传动比为 i1i2=ii0=22.452.5=8.98i1=i2=2.997所得i1、i2符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。1.4计算传动装置的运动和动力参数1.4.1各轴转速电机轴为0轴，减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为电动机轴：n0=nm=1460r/min 轴： n=n0i0=14602.5=584r/min轴： n=ni1=5842.997=194.86r/min轴： n=ni2=194.862.997=65.02r/minIV轴： 卷筒轴： n卷筒=n=65.02r/min1.4.2各轴输入功率电机轴：P

8、0=P ed=15kW轴: P=P00=15×0.96=14.4kW轴：P=P 12=14.4×0.99×0.97=13.83kW轴：P=P12= 13.83×0.99×0.97=13.28kW卷筒轴：P卷筒=P 13=13.28×0.99×0.993=13.06kW1.4.3各轴输入转矩T(Nm)电动机输出转矩：T0=9550×Pednm=9550×151460=98.12Nm 轴输入转矩：T=9550×Pn=9550×14.4584=235.48Nm 轴输入转矩：T=9550

9、15;Pn=9550×13.83194.86=677.8Nm 轴输入转矩： T=9550×Pn=9550×13.2865.02=1950.54Nm卷筒轴输入转矩： T卷筒=9550×13.0665.02=1918.23Nm将计算结果汇总列表备用。轴名功率转矩转速传动比效率电机轴1598.1214602.50.96I轴14.4235.485842.9970.99×0.97II轴13.83677.8194.862.9970.99×0.97III轴13.281950.5465.0210.96卷筒轴13.061918.2365.022.传动件

10、的设计计算2.1 V带传动设计计算设计带传动的主要参数：已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率P=15kw、小带轮转速n1 =1460r/min、 大带轮转速n2=584r/min，传动比i0=2.5。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。2.1.1确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得， 工作情况系数Pca=KAPed=1.2×15=18kW2.1.2选择V带的带型 由Pca、n0由图8-11选用B型。2.1.3

11、确定带轮的基准直径并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径dd1，由表87和89，取小带轮的直径 dd1=180mm（2）验算带速v =dd1n060×1000=×180×146060×1000=13.76m/s因为5m/s<<30m/s,故带速合适（3）计算大带轮的基准直径 根据式（8-15a）,计算大带轮基准直径dd2 dd2=i0×dd1=2.5×180mm=450mm根据表8-8，初定dd2=450mm2.1.4确定V带的中心距a和基准长度 (1)根据式（8-20），初定中心距a0 =900mm(2)由式8-22计算

12、带所需的基准长度 Ld02a0+2dd1+dd2+dd1-dd224a0=2×900+2180+450+(450-180)24×9002809.85由表8-2选基准长度Ld=2870mm(3)按式8-23计算实际中心距aaa0+Ld-Ld12=900+2870-2809.852=930.08mmamin=a-0.015Ld=930.08-0.015×2870=887.03mmamax=a+0.03Ld=930.08+0.03×2870=1016.18mm中心距变化范围为887.031016.18mm2.1.5验算小带轮上的包角1 11800-（dd2-d

13、d1）57.30a=1800-(450-180)57.30930.0816301200包角满足条件2.1.6确定带的根数（1）计算单根V带的额定功率由dd1=180mm和n0=1460r/min,查表8-4得P0=4.40kW根据n0=1460r/min，i0=2.5和B型带，查表8-5得P0=0.46kW查表8-6得K=0.95，由表8-2得KL=1.05，于是Pr=(P0+P0)KKL=4.85kW（2）计算V带的根数zz=PcaPr=184.85=3.7 取4根2.1.7计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m,所以（F0）min=5

14、00×2.5-KPcaKz+q2=500×(2.5-0.95)×180.95×4×13.76+0.17×13.762N=298.98N应使带的实际初拉力F0>（F0）min2.1.8计算压轴力Fp(Fp)min=2z（F0）minsin12=2×4×298.98×sin16302=235.57N2.1.9带轮的设计结构（1）带轮的材料为:HT200（2）B带轮的结构形式为:腹板式. （3）结构图 （略）2.2斜齿轮传动设计计算2.2.1低速级齿轮小齿轮转矩T1=T=677.8 Nmm,小齿轮转速n1

15、=n=194.86r/min,传动比i=i2=2.997(1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选大小齿轮材料均为20CrMnTi，渗碳。小齿轮齿面硬度取62HRC，大齿轮齿面硬度取58HRC，芯部达300HBS。选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=iz171.928,取z2=73初选取螺旋角=140压力角=200（2）按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-17） mnt32KT1Y(cos)2dz12YFaYSaF 确定计算参数a.试选载荷系数 试选Kt

16、=1.6b.确定齿宽系数 小齿轮作悬臂布置，据表10-7选取𝝓d=0.5c.初选螺旋角=140d.计算斜齿轮的当量齿数zv1=z1cos3=24cos3140=26.27， zv2=z2cos3=73cos3140=79.91e.确定齿形系数和应力集中系数由表10-5得YFa1=2.592，YSa1=1.596，YFa2=2.22，YSa2=1.77。f.确定端面重合度由图10-26得𝜺1=0.78，𝜺2=0.87，𝜺=𝜺1+𝜺2=1.65。g. 根据循环次数N=60njLh计算应力循环次数N1=6

17、0n1jLh=60×194.86×1×(2×8×300×10)=5.612×108N2=N1i1=5.612×1082.997=1.873×108h.由图10-18得接触疲劳寿命系数KFN1=KFN2=1i.计算弯曲许用应力取安全系数S=1.5,由教材图10-20（d）得𝝈FN1=𝝈FN2=930MPa按对称循环变应力确定许用弯曲应力为𝝈F1=𝝈F2=0.7×KFN1FN1SF=0.7×1×9301.5MPa=4

18、34MPaj.由弯曲强度计算齿轮的模数因YFa1YSa1>YFa2YSa2，𝝈F1=𝝈F2，将齿轮1的参数带入设计公式中得mnt32KT1Y(cos)2dz12YFaYSaF=32×1.93×677.8×103×0.88×cos21400.5×242×1.65×0.00953mm=2.79mm取标准值mn=3mmm.计算小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=24×3cos140=74.2mmn.计算齿轮的圆周速度=d1n160×1000=3.14×

19、;74.2×194.8660×1000=0.757m/so.计算齿宽 b=𝝓dd1=1×74.2mm=74.2mmp.计算齿宽与齿高比bh=b2.25mn=74.22.25×3=10.99q.计算载荷系数取使用系数KA=1，根据=0.757m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02；由表10-4查得KH的值与直齿轮的相同，故KH=1.42由图10-13查得KF=1.35；由表10-3查得KF=KH=1.4，故弯曲强度载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.02×1.4×1.35=1.93r.按实际

20、载荷系数校正模数mn=mnt3KKt=2.79×31.931.6mm=2.97mm可以得出前面取标准值mn=3mm合适。s.螺旋角的确定中心距 a=z1+z22mncos=24+732×3cos140mm=149.95mm，圆整中心距a=150mm后，螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(24+73)×32×150=14.070t.计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=24×3cos14.070=74.23mm，d2=z2mncos=73×3cos14.070=225.77mmu进行圆整并最终确定齿宽b=&

21、#120659;dd1=1×74.23mm=74.23mm，圆整后取B2=75mm，B1=80mm（3）校核齿面接触强度确定接触强度载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.02×1.4×1.42=2.03计算接触强度许用应力由图1021（e）得𝝈Hlim1=𝝈 Hlim2=1500MPa，由图10-19中曲线2得KHN1=0.90，KHN2=0.95取失效率为1%，安全系数SH=1.0。按脉动循环变应力确定许用接触应力𝝈H1=KHN1Hlim1SH=0.90×15001.0MPa=1350MPa&#

22、120648;H2=KHN2Hlim2SH=0.95×15001.0MPa=1425MPa许用接触应力𝝈H=H1+H22=1350+14252MPa=1387.5MPa确定弹性影响系数根据表10-6得ZE=189.8MPa确定区域载荷系数根据图10-30得ZH=2.433校核接触强度按齿面接触疲劳强度公式𝝈H=ZEZH2KT1bd12u+1u，计算接触强度𝝈H=ZEZH2KT1bd12u+1u=189.8×2.4332×2.03×677.8×10374.23×74.2322.997+12

23、.997=1377.5MPa<H满足接触强度，所选参数合适。2.2.2高速级齿轮小齿轮转矩T1=T=235.48 Nmm,小齿轮转速n1=n=584r/min,传动比i=i1=2.997（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮 输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i1z171.928,取z2=73初选取螺旋角=140压力角=

24、200（2）按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即d1t32KtT1du+1uZHZEH2 确定公式内的各计算数值 a.试选Kt=1.6 b.由图1030选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得𝜺1=0.78，𝜺2=0.87，则𝜺=𝜺1+𝜺2=1.65d.由表10-7选取齿宽系数d=1e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。g.由式10-13计算应

25、力循环次数N1=60n1jLh=60×584×1×(2×8×300×10)=1.682×109N2=N1i1=1.682×1092.997=5.612×108h.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。i.计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得𝝈H1=KHN1lim1S=0.90×6001MPa=540MPa𝝈H2=KHN2lim2S=0.95×5501MPa=522.5MPa许用接触应力

26、𝝈H=H1+H22=540+522.52MPa=531.5MPa计算a.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入𝝈H。 d1t32×1.6×235.48×1031×1.652.997+12.9972.433×189.8531.252mm=77.21mmb.计算圆周速度=d1tn160×1000=3.14×77.21×58460×1000m/s=2.36m/sc.计算齿宽b及模数mntb=𝝓dd1t=1×77.21mm=77.21mmmnt=d1tcosz1

27、=77.21×cos14024=3.12mmh=2.25mnt=2.25×3.12mm=7.02mmbh=77.217.02=10.99d.计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×24×tan140=1.903e.计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据=2.63m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08；由表10-4查得KH=1.42；由图10-13查得KF=1.35；由表10-3查得KF=KH=1.4，故弯曲强度载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.08×1.4×1.42=2.15

28、f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=77.21×32.151.6mm=85.20mmg.计算模数mnmn=d1cosz1=85.20×cos14024=3.44(3)按齿根弯曲强度设计mn32KT1Y(cos)2dz12YFaYSaF 确定计算参数a. 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa；b. 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88c. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得⼠

29、8;F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa𝝈F2=KFN2FE2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPad.计算载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.08×1.4×1.35=2.04e.根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88f.计算当量齿数zv1=z1cos3=24cos3140=26.27， zv2=z2cos3=73cos3140=79.91g.查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.592，YFa2=2.22h.查取应力校正系数由表10-5查

30、得YSa1=1.596，YSa2=1.77i.计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较。 YFa1YSa1F1=2.592×1.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=1.77×2.22238.86=0.01645大齿轮的数值大。 设计计算mn32×2.04×235.48×103×0.88×cos21401×242×1.65×0.01645mm=2.4对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故选mn=3 mm,已可满足弯曲强度。但为了

31、同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强算得的分度圆直径d1=85.20mm来计算应有的齿数。Z1=d1cosmn=85.20×cos1403=27.56，取z1=28,则z2=iz1=2.997×28=83.92,取z2=85(4)几何尺寸计算计算中心距a=z1+z22mncos=28+852×3cos140mm=174.69mm，将中心距圆整为175mm。 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcosz1+z2mn2a=arcos28+85×32×175=14.40 ， 因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mn

32、cos=28×3cos14.40=86.72mm，d2=z2mncos=85×3cos14.40=263.27mm 计算齿轮宽度b=𝝓dd1=1×86.72mm=86.72mm圆整后取B2=87mm，B1=92mm(5)强度校核齿面接触疲劳强度校核𝝈H=ZEZH2KT1bd12u+1u=189.8×2.4332×2.15×235.48×10386.72×86.722×1.652.997+12.997=517.3MPa<H，满足齿面接触疲劳强度条件。 齿根弯曲疲劳强度校

33、核F1=2KT1YFa1YSa1Ydmn3z12=2×2.04×235.48×103×2.592×1.596×0.881×33×282×1.65=100.13MPa<FF2=2KT1YFa2YSa2Ydmn3z12=2×2.04×235.48×103×2.22×1.77×0.881×33×282×1.65=95.12MPa<F3.轴的设计计算3.1高速轴的设计（1）已知条件输入轴上的功率P1=14.4kW

34、、转速n1=584r/min、转矩T1=235.48Nmm（2）求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮分度圆直径 d1=86.72mm。Ft1=2T1d1=2×235.4886.72×10-3N=5430.81NFr1=Ft1tancos=5430.81×tan20°cos14.4°=2040.77NFa1=Ft1tan=5430.81×tan14.4°=1394.4N（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料45钢，调制处理，由机械设计表15-3，取A0=112，得dminA03P1n1=112×314.4584=32.

35、6mm（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（如图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a.为满足V带轮的轴向定位要求，-轴段右端制出一轴肩，轴肩高度h=0.070.1d，故取-段的直径d- =40mm。V带轮与轴配合的长度L1=80mm，为保证轴端挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段长度应比L1略短一些，现取l-=75mm。b.初步选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d- =40mm，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309。其尺寸为d×D×T=45×100

36、15;27.75mm，故d- =d-=45mm；而l-=25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得：30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此套筒左端高度为4.5mm，故取d-=54mm。c.取安装齿轮处的轴段-的直径d-=50mm。齿轮左端与左轴承间采用轴套定位。已知齿轮轮毂宽度92mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此段轴应略短于轮毂的宽度，故取l-=88mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处直径d-=62mm。轴环宽度b1.4h，取l-=10mm。d.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

37、盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与V带轮右端面间的距离l=30mm，故取l-=50mm。e.取齿轮距箱体内壁之距离=16mm，两个圆柱齿轮之间的距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm。已知滚动轴承宽度T=27.75mm，则l- =S+92-88+T=8+16+4+27.75=53.75mm至此，已初步确定轴的各段长度和直径。 轴上零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键链接。按d-=70mm，由机械设计表6-1查得平键截面b×h=16×10mm。键槽用键槽铣刀加工，长为70mm。同时为保

38、证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6。同样，V带轮与轴的联接选用平键为10mm×8mm×63mm，V带轮与轴的配合为H7k6,滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴左端倒角为1.2×45°，右端倒角为1.6×450。各轴肩处圆角半径：处为R1.2，其余为R1.5。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-7535与V带轮键联接配合-5040定位轴肩-53.7545与滚动轴承30309配合，套筒定位-8850与小齿轮键联接配合-1

39、062定位轴环-27.7545与滚动轴承30309配合总长度304.5mm 求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从手册中查取a的值。对于圆锥滚子轴承30309，由手册中查得a=21.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2=74.25mm ，L3=59.5mm。根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出，截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV、M值列于下表。由图知：C是危险截面。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2415.95NFNH2=3014.86NFNV1=1359.9NFNV2=680.87N弯矩M

40、MH=179384.17NmmMV1=100972.575NmmMV2=40511.765Nmm总弯矩MM1=179384.172+100972.5752=205849.803 NmmM2=179384.172+40511.7652=183901.83 Nmm扭矩TT3=Ft1d12=235479.922Nmm按弯扭合成力校核轴的强度进行校核时，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。根据式（15-5）及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+(T1)2W=205849.8032+(0.6×235479.922)

41、20.1×503=19.97 MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计表15-1查得-1=60 MPa。ca-1，故安全。精确校核轴的疲劳强度a. 判断危险截面b. 截面左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×453=9112.5mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×453mm3=18225mm3截面左侧的弯矩M=205849.803×74.25-4274.25Nmm=89409.51Nmm截面上的扭矩T=235479.922Nmm截面上的弯曲应力b=MW=89409.519112.5=9.81MPa截面上的扭转切应力T=TWT=235

42、479.92218225=12.92MPa轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得B=640MPa，-1=275MPa，-1=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及查取。因按附表3-2查取。因rd=2.045=0.044，Dd=5045=1.11，经插值后可查得=2.0，=1.33又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.82，q=0.85，故有效应力集中系数按式（附3-4）为k=1+q-1=1+0.82×2.0-1=1.82k=1+q-1=1+0.85×1.33-1=1.28由附图3-2得尺寸系数=0.74；由附图3-3得扭转尺寸系数=0.85。轴

43、按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为K=k+1-1=1.820.74+10.92-1=2.55K=k+1-1=1.280.85+10.92-1=1.59又由3-1及3-2得碳钢的特性系数为：=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得：S=-1Ka+m=2752.55×9.81+0.1×0=10.99S=-1Ka+m=1551.59×12.922+0.05×12.922=14.63Sca=SS

44、S2+S2=10.99×14.6310.992+14.632=8.791.5故可知其安全c.截面右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×503mm3=12500mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×503mm3=25000mm3弯矩M及弯曲应力为：M=89409.51Nmmb=MW=89409.5112500MPa=7.15MPa扭矩T1及扭转切应力为：T1=235479.922NmmT=TWT=235479.92225000=9.42MPa过盈配合处的k，有附表3-8用插值法求出，并取k=0.8k，于是得k=2.72，k=0.8×2.72=2.1

45、8轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92故得综合系数为：K=k+1-1=2.72+10.92-1=2.81K=k+1-1=2.18+10.92-1=2.27所以轴在截面右侧的安全系数为：S=-1Ka+m=2752.81×7.15+0.1×0=13.87S=-1Ka+m=1552.27×9.422+0.05×9.422=6.14Sca=SSS2+S2=13.87×6.1413.872+6.142=5.611.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，高速轴的设计计算即告结

46、束。3.2低速轴的设计（1）已知条件输入轴上的功率P3=13.28kW、转速n3=65.02r/min、转矩T1=1950.54Nmm（2）求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮分度圆直径 d3=225.77mm。Ft3=2T3d3=2×1950.54225.77×10-3N=17279NFr3=Ft3tancos=17279×tan20°cos14.07°=6483.55NFa3=Ft3tan=17279×tan14.07°=4330.57N（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料45钢，调制处理，由机械设计表15-3，取A0=

47、112，得dminA03P3n3=112×313.2865.02=65.96mm（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（如图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处的直径d-。为使所选轴的直径d-与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩为Tca=KAT3，查机械设计表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca=KAT3=1.3×1950.54=2535.7Nm。按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准5014-2003，选用LX5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150Nm。半联轴器的孔

48、径d3=70mm，故取d-=70mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。a.为满足半联轴器的轴向定位要求，-段左端制出一轴肩，轴肩h=0.070.1d，故取-段直径d- =80mm； 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故-段长度应比L1略短一些，现取l-=105mm。b.初步选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d- =80mm，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30217。其尺寸为d×D×T=8

49、5×150×30.5mm。故d- =d-=85mm，l-=30.5mm。左端圆锥滚子轴承采用轴环进行定位，h=6mm，故取d-=97mm。，c.取安装齿轮处的轴段-的直径d-=90mm。齿轮右端与右轴承间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为75mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此段轴应略短于轮毂的宽度，故取l-=71mm。轴环宽度b1.4h，取l-=10mm。d.轴承端盖的总宽度为30mm（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润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l-=60mm。至此，已初步确定轴的各段长度和直径。

50、 轴上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链接。按d-=90mm，由机械设计表6-1查得平键截面b×h=25×14mm。键槽用键槽铣刀加工，长为63mm。同时为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6。同样，半联轴器与轴的联接选用平键为20mm×12mm×90mm，半联轴器与轴的配合为H7k6,滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴右端倒角为2×45°，左端倒角为2.5×450各轴肩处的圆角半径为

51、处R2，其余为R2.5轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-30.585与滚动轴承30217配合-1097轴环-7190与大齿轮以键联接配合，套筒定位-58.585与滚动轴承30217配合-6080与端盖配合，做联轴器的轴向定位-10570与联轴器键联接配合总长度335mm求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从手册中查取a的值。对于圆锥滚子轴承30217，由手册中查得a=29.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L1=48.1mm ，L2=62.1mm。根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出，截面B是轴的危险截面。现将

52、计算出的截面B处的MH、MV、M值列于下表。由图知：B是危险截面。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=9737.08NFNH2=7541.92NFNV1=-782.47NFNV2=7266.02N弯矩MMH=468353.55NmmMV1=-37636.81NmmMV2=451219.84Nmm总弯矩MM1=468353.552+(-37636.81)2=469863.36 NmmM2=468353.552+451219.842=650349.44 Nmm扭矩TT3=1950539.92Nmm按弯扭合成力校核轴的强度进行校核时，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。根据式

53、（15-5）及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M22+(T1)2W=650349.442+(0.6×1950539.92)20.1×903=18.37 MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计表15-1查得-1=60 MPa。ca-1，故安全。3.3中速轴的设计（1）已知条件输入轴上的功率P2=13.83kW、转速n2=194.86r/min、转矩T2=677.8Nmm（2）求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮分度圆直径 d21=263.27mm。Ft21=2T2d21=2×677.8263.27&#

54、215;10-3N=5149.09NFr21=Ft21tan1cos1=5149.09×tan20°cos14.4°=1394.9NFa21=Ft21tan1=5149.09×tan14.4°=1322.06N已知低速级小齿轮的分度圆直径为d22=74.23mmFt22=2T2d22=2×677.8263.27×10-3N=18262.16NFr22=Ft22tan2cos1=18262.16×tan20°cos14.07°=6852.46NFa22=Ft21tan2=18262.16×

55、;tan14.07°=4576.97N（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料45钢，调制处理，由机械设计表15-3，取A0=112，得dminA03P2n2=112×313.83194.86=46.37mm（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（如图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a.初步选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d- =d-=50mm，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310。其尺寸为d×D×T=50×110×29.25mm，

56、左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm，则l-=47.25mm。b.取安装齿轮处的轴段-的直径d-=60mm。齿轮左端与左轴承间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为87mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此段轴应略短于轮毂的宽度，故取l-=83mm，则L-=47.25mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=7mm，则d-=74mm。-段为小齿轮，其轮毂宽度为80mm，故取l-=76mm，d-=60mm，考虑到与高、低速轴的配合，取l-=100mm至此，已初步确定轴的各段长度和直径。 轴上零件的周向定位大小齿轮与轴的周向定位均采用平键链接。按d-=60

57、mm，由机械设计表6-1查得平键截面b×h=18×11mm。键槽用键槽铣刀加工，长为70mm。按d-=60mm，由机械设计表6-1查得平键截面b×h=18×11mm。键槽用键槽铣刀加工，长为63mm。同时为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6。同样，滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴左右端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径为R2。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-47.2550与滚动轴承30310配合-8360与大齿轮以键联接配合-10074定位周环-7660与小齿轮键连接配合-47.2550与滚动轴承30310配合总长度353.5mm求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从手册中查取a的值