传动杆计算说明书

1、Hefei University机械设计基础COURSE PROJECT系别： 机械工程系 班级： 14级机制三班 学制： 四年 姓名： 学号： 导师： 王勇 20 16 年 11 月 27日姓 名班 级机制三学号设计题目： 一级减速器的输出轴部件设计设计条件：1. 额定功率P=6.79KW2. 转速N=120 r/min3. 圆柱齿轮分度圆直径d=300mm4. 齿轮轮毂长度L=78mm5. 圆周力Ft=3600N6. 径向力Fr=1500N7. 轴向力Fa=450N8. 建议轴承类型：69. 载荷平稳，单向转动，工作环境清洁10. 两班工作制，使用年限5年，大批量生产设计工作量：1、设计轴

2、的结构，绘制草图（徒手画）一张；2、验算轴的危险截面尺寸（至少2处）；3、确定轴承的参数，计算轴承寿命（轴承采用3个方案，可以与轴的寿命不一致）；4、联轴器和齿轮处的键的强度要校核计算，如果强度不足，可适当修改尺寸（包括齿轮轮毂长度）；5、轴的零件工作图一张（A3或A4图），严格按要求绘制；6、齿轮零件工作图一张（A3或A4图），严格按要求绘制；7、设计计算说明书一份。目录一、机构简图4二、设计计算说明书5（一）选择轴的材料5（二）初算轴径5（三）结构设计51.轴承部件的结构形式52.联轴器及轴段63.密封圈与轴段64.轴承与轴段及轴段75.齿轮与轴段86.轴段与轴段87.机体与轴段、的长度8

3、8.键连接9(四)轴的受力分析101.画轴的受力图102.计算支撑反力103.画弯矩图（c）、（d）、（e）114.画转矩图（f）12（五）校核轴的强度121.安装齿轮处12由书P205附表10.1，抗弯剖面模量122.安装联轴器部分14抗弯剖面模量14（六）校核键的连接强度151.联轴器处键连接的挤压应力152.齿轮处键连接的挤压应力16（七）校核轴承寿命161.计算轴承的轴向力162.计算当量动载荷173.校核轴承寿命17三、参考文献17一、机构简图二、设计计算说明书（一）选择轴的材料因为传递功率较大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故常选用材料45号钢，调质处理。（二）初算轴径对于转轴，按

4、扭转强度初算轴径，查书P193表10.2得C=103118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=110，则dmin=C3Pn=110×36.7912042.23mm考虑键槽的影响，取dmin=42.23×0.1+42.23=46.45mm（三）结构设计1.轴承部件的结构形式为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构。因为传递功率较大，齿轮减速器效率高、发热较大，估计轴不小，所以轴承部件的固定方式可采用一端固定、一端游动方式。由此，所设计的轴承部件的结构形式如上图所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。2.联轴器及轴段在本次设计中，dmin就是轴段的直径，又

5、考虑轴段上安装联轴器，因此，轴段的设计应与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查书P270表13.1取载荷系数K=1.5，则计算转矩TC=K·T=1.5×9550×6.79120=810.56N·m。由机械设计手册P103查得GB/T5014-2003中的L×3型联轴器符合要求：公转转矩为1250N·m，许用转速为4700r/min，轴孔直径范围为4048mm。考虑dmin=42.23mm，所以取联轴器轴孔直径45mm，轴孔长度为84mm，J型轴孔，B型键槽，联轴器主动端的代号为L&

6、#215;3 45×60 GB/T 5014-2003。同理，轴段的直径d1=45mm,轴段的长度应该比联轴器主动端轴孔长度略短，故取l1=82mm。3.密封圈与轴段在确定轴段的直径时，应该考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两个方面。当联轴器右端用肩轴固定时，由h=0.070.1d1计算轴肩高度，为h=3.154.5mm，相应的轴段的直径d2的范围为5155mm。轴段的直径最终由密封圈确定。查机械设计手册P94表7-12，可选用轴径为55mm的毡圈，则轴段的直径d2=55mm。4.轴承与轴段及轴段考虑齿轮有轴向力，且轴的转速中等偏高，所以选取三种轴承类型进行比较。方案一：选取调心球轴承轴

7、段上安装轴承，其直径应该既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。查设计手册P73GB/T 281-1994取代号1212的轴承，内径d=60mm,外径D=110mm，宽度B=22mm，定位轴肩直径da=69mm，轴上定位端面的圆角半径rAS=1.5mm。故轴段的直径d3=60mm。方案二：选取深沟球轴承轴段上安装轴承，其直径应该既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。查设计手册P68 GB/T 276-1994取代号6012的轴承，内径d=60mm,外径D=95mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径da=67mm，轴上定位端面的圆角半径rAS=1mm。故轴段的直径d3=60mm。方案三：选取角接触球轴承

8、轴段上安装轴承，其直径应该既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。查设计手册P77 GB/T 292-2007取代号7012C的轴承，内径d=60mm,外径D=95mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径da=67mm，轴上定位端面的圆角半径rAS=1mm。故轴段的直径d3=60mm。综合造价、结构等问题最终选取方案三中的角接触轴承。通常用一根轴上的两个轴承取相同型号，故轴段的直径d7=60mm，轴段的长度与轴承宽度相同，故取l7=18mm。5.齿轮与轴段轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应该略大于d3，可取d4=64mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段的长度l4应

9、该比齿轮毂长略短，故取l4=76mm。6.轴段与轴段齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段的直径。根据公式h=0.070.1d4=4.486.4mm，取d5=74mm。根据公式计算得轴环宽度b=1.4h=d5-d42=1.4×74-642=7mm，可取l5=10mm。为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段的直径应该根据7012C轴承的定位肩轴直径确定，即d6=da=67mm。7.机体与轴段、的长度轴段、的长度l2、l3、l6除了与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等有关。通常从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸。为避免转动齿轮与不动体相撞，应在齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H，由书P

10、198表10.3，可取H=15mm。为了补偿机体铸造误差，轴承应该深入轴承孔座内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离=5mm。为了保证拧紧上下轴承座连接螺栓所需扳手空间，轴承座应该有足够的宽度C，可取C=50mm。根据轴承7012C的外圈直径，由机械设计手册查得轴承盖凸缘厚度e=10mm。为避免联轴器轮毂端面转动时与不动的轴承盖连接螺栓相碰，联轴器轮毂端面与轴承改制件应该有足够的间距K，可取K=15mm。在确定齿轮、机床、轴承、轴承盖及联轴器的相互位置后，轴段、的长度就可确定下来了，即l3=B+H+2=18+5+15+2=60mm

11、l2=C-B+e+K=50-5-18+10+15=52mml6=H+-l5=15+5-10=10mm进而，轴承的支点及力的作用点间的跨距也随之确定下来。7012C轴承力作用点距外环原边19.4mm，取改点为支点。取联轴器轮毂中点为力作用点，则可得跨距L1=110.4mm，L2=78.6mm，L3=78.6mm。8.键连接联轴器及齿轮与轴的周向连接均用B型普通平键连接，分别为键B10×8×70 GB/T 1096-2003及键B14×9×56 GB/T 1096-2003。(四)轴的受力分析1.画轴的受力图2.计算支撑反力在水平面上R1H=Fr·

12、L3+Fa·d2L2+L3=1500×78.6+450×15078.6+78.6=1179.4NR2H=Fr-R1H=1500-1179.4=320.6N正号表示力R2H的方向与受力简图中所设方向相同。在垂直平面上R1V=R2V=Ft2=36002=1800N轴承的总支撑反力R1=R1H2+R1V2=1179.42+18002=2152.0N轴承的总支撑反力R2=R2H2+R2V2=320.62+18002=1828.3N3.画弯矩图（c）、（d）、（e）在水平面上a-a剖面左侧MaH=R1H·L2=1179.4×78.6=92700.84N&

13、#183;mma-a剖面右侧MaH=R2H·L3=320.6×78.6=25199.16N·mm在垂直平面上MaV=R1V·L2=1800×78.6=141480N·mm合成弯矩a-a剖面左侧Ma=MaH2+MaV2=92700.842+1414802=169145.1N·mma-a剖面右侧Ma=(MaH)2+(MaV)2=25199.162+1414802=143706.6N·mm4.画转矩图（f）（五）校核轴的强度1.安装齿轮处由书P205附表10.1，抗弯剖面模量W=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1&

14、#215;643-14×5.5(64-5.5)22×64=24155.7mm3抗扭剖面模量WT=0.2d3-bt(d-t)22d=0.2×643-14×5.5(64-5.5)22×64=50370.1mm3弯曲应力b=MW=169145.124155.7=7.00MPaa=b=7.00MPam=0扭剪应力T=TWT=540370.850370.1=10.72MPaa=m=T2=10.722=5.36MPa对于调制处理的45号钢，由书P192表10.1查得B=650MPa，-1=300MPa，-1=155MPa，等效系数=0.2，=0.1。键槽引

15、起的应力集中系数，由书P207附表10.4查得K=1.5，K=1.625（插值法）由书P207附图10.1查得=0.8，=0.76。由书P207附图10.2查得轴磨削加工时的表面质量系数=0.92。安全系数S=-1Ka+m=1551.6250.92×0.76×5.36+0.1×5.36=11.93S=-1Ka+m=3001.50.92×0.8×7+0.2×0=21.03S=S·SS2+S2=11.93×21.0311.932+21.032=10.38查书P202表10.5得许用安全系数S=1.31.5，显然SS，故

16、剖面安全。2.安装联轴器部分抗弯剖面模量W=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1×453-10×5(45-5)22×45=8223.6mm3抗扭剖面模量WT=0.2d3-btd-t22d=0.2×453-10×545-522×45=17336.1mm3弯曲应力b=MW=169145.18223.6=20.57MPaa=b=20.57MPam=0扭剪应力T=TWT=540370.817336.1=31.17MPaa=m=T2=31.172=15.59MPa对于调制处理的45号钢，由书P192表10.1查得B=650MPa，-1=30

17、0MPa，-1=155MPa，等效系数=0.2，=0.1。键槽引起的应力集中系数，由书P207附表10.4查得K=1.5，K=1.625（插值法）由书P207附图10.1查得=0.8，=0.76。由书P207附图10.2查得轴磨削加工时的表面质量系数=0.92。安全系数S=-1Ka+m=1551.6250.92×0.76×15.59+0.1×15.59=4.10S=-1Ka+m=3001.50.92×0.8×20.57+0.2×0=7.16S=S·SS2+S2=4.1×7.164.12+7.162=3.56查书P2

18、02表10.5得许用安全系数S=1.31.5，显然SS，故剖面安全。（六）校核键的连接强度1.联轴器处键连接的挤压应力P=4Tdhl=4×540370.845×8×(52-10)=142.96MPa取键、轴和联轴器的材料都为钢，查表得P=150MPa。显然PP，故强度足够。2.齿轮处键连接的挤压应力P=4Tdhl=4×540370.864×9×(64-14)=2161483.228800=75.05MPa取键、轴和联轴器的材料都为钢，查表得P=150MPa。显然PP，故强度足够。（七）校核轴承寿命由机械设计手册P68表6-1查得6012轴承得C=31500N，Cr=24200N。1.计算轴承的轴向力由书P220表11.12查得7012C轴承的内部轴向力计算公式，则轴承、的内部轴向力分别为S1=0.4Fr1=0.4×R1=0.4×2152=860.8NS2=0.4Fr2=0.4×R2=0.4×1828.3=731.32NA与S2同向，则S2+A=731.32+450=1181.32N显然，S2+A>S1，因此轴有左移趋