机械课程设计说明书--电机减速器的设计

1、.机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书题 目学 院专 业班 级学 号学生姓名指导教师完成日期设计说明书设计及说明结果一、传动方案的确定（如下图）：采用二级展开式双斜齿圆柱齿轮减速器的传动方案。二、原始数据：a) 带拉力： F=5900Nb) 带速度： v=0.8m/sc) 滚筒直径： D=300mm减速器寿命（年）每年工作天数（天）每天工作小时数（时）Year=10年Day=300天Hour=8小时三、确定电动机的型号：1选择电动机类型：选用Y系列三相异步电动机。2选择电动机功率：运输机主轴上所需要的功率：Pw=Fv1000=5900×0.81000=4.72kW 传动装置的

2、主要包括两对斜齿轮，所以轴承主要涉及卷筒处的球轴承，选用深沟球轴承，由于减速器的输入轴、中间轴和输出轴上由于三轴上有斜齿轮，所以预先确定轴承为滚子轴承，选用圆锥滚子轴承，故总效率：总=2联轴器球轴承滚子轴承32齿轮卷筒其中，查机械设计课程设计P6表2-3联轴器，弹性联轴器的效率联轴器=0.99齿轮，闭式圆柱齿轮的效率齿轮=0.98球轴承，球轴承的效率球轴承=0.99滚子轴承，滚子轴承的效率滚子轴承=0.98卷筒，工作机的效率卷筒=0.98所以减速器的总效率：总=2联轴器球轴承滚子轴承32齿轮卷筒=0.992×0.99×0.983×0.982×0.98=0

3、.868电动机所需功率：Pd=Pw总=4.720.868=5.436kW3选择电动机的转速：工作机的转速：nw=v×60×1000D=0.8×60×1000×300=50.930r/min根据机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器（闭式）传动比i1=840则电动机转速范围：nd=nwi1=50.930×(840)=(407.4372037.183)r/min根据电机的所需功率Pd=5.436kW和电机的转速范围nd选用查阅机械设计课程设计选用电机型号为：Y160M2-8，转速nm=720 r/min：电机的具体参数如下表所示：电机型

4、号电机额定功率电机额定电流电机转速Y160M2-85.5kW13.3A720 r/min堵转转矩/额定转矩堵转电流/额定电流最大转矩/额定转矩262四、确定传动装置的总传动比及各级分配：传动装置总传动比及各级分配如下表所示：计算参数计算过程计算结果总传动比i总i总=nd/nwi总=14.137高速级圆柱齿轮传动比i1取i1=4.6i1=4.6低速级圆柱齿轮传动比i2i2=i总/i1i2=3.073输入轴转速n1n1=nwn1=720 r/min输出轴转速n2n2=n1/i1n2=156.522r/min输出轴转速n3n3=n2/i2n3=50.930 r/min输入轴输入功率P11P11=Pd

5、联轴器P11=5.382 kW输入轴输出功率P12P12=P11滚子轴承P12= 5.274 kW中间轴输入功率P21P21=P12齿轮P21= 5.169 kW中间轴输出功率P22P22=P21滚子轴承P22= 5.066 kW输出轴输入功率P31P31=P22齿轮P31= 4.964 kW输出轴输出功率P32P32=P31滚子轴承P32= 4.865 kW卷筒轴输入功率P41P41=P32联轴器P41=4.816 kW卷筒轴输出功率P42P42=P41球轴承卷筒P42=4.720 kW输入轴输入转矩T11T11=9550P11/n1T11=71.387 N/m输入轴输出转矩T12T12=9

6、550P12/n1T12=69.960 N/m中间轴输入转矩T21T21=9550P21/n2T21=315.378 N/m中间轴输出转矩T22T22=9550P22/n2T22=309.070 N/m输出轴输入转矩T31T21=9550P21/n3T31=930.868 N/m输出轴输出转矩T32T22=9550P22/n3T32=912.250 N/m卷筒轴输入转矩T41T41=9550P41/n3T41=903.128 N/m卷筒轴输出转矩T42T42=9550P42/n3T42=885.065 N/m五、传动零件的设计计算:1齿轮传动设计计算（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用

7、斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。 选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为7级的精度(GB10095-2001)。 初选螺旋角=14°。 初选小齿轮的齿数z1=23；已知该减速级下的传动比的传动比为u=4.6大齿轮的齿数为：z2=u×z1=4.6×23=105.8取z2=106。压力角=20°。考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度计算试算小齿轮分度圆直径，即：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2

8、确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=1.3。2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=69.960N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=69.960×103 N.mm。3)查阅相关资料机械设计取齿宽系数d=0.95。4)查阅相关资料机械设计取区域系数ZH=2.4215)查阅相关资料机械设计查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/26)计算接触疲劳强度用重合度系数Z：齿轮的端面压力角t：t=arctantan ncos=arctantan 20°cos14°=20.562°小齿轮齿顶圆压力角at1为：at1=arccosz1cos t/

9、(z1+2han*cos)=arccos23×cos 20.562°/(23+2×1×cos14°)=30.295°大齿轮齿顶圆压力角at2为：at2=arccosz2cos t/(z2+2han*cos)=arccos106×cos 20.562°/(106+2×1×cos14°)=23.153°齿轮的重合度的计算：=z1tan at1-tan t'+z2tan at2-tan t'/2=23×tan 30.295°-tan 20.562

10、°+106×tan 23.153°-tan 20.562°/2=1.651=dz1tan/=0.95×23×tan(14°) /=1.734则接触疲劳强度用重合度系数Z为：Z=4-31-+=4-1.65131-1.734+1.7341.651=0.6907)计算螺旋角系数Z：Z=cos=cos14°=0.9858)计算接触疲劳许用应力H：分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮Hlim1=650MPa大齿轮Hlim2=550MPa确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：N1=60njLh式中：n表示小

11、齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：N1=60njLh=60×720×1×(8×300×10)=1036800000 N2=N1/u=1036800000/4.6=225391304.348则查阅相关资料机械设计的接触疲劳的寿命系数，确定：小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.9大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=0.97取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力H为：H1=KHN1Hlim1S=0.9×6501=585MPaH2=KHN

12、2Hlim2S=0.97×5501=533.5MPa取H1和H2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：H=533.5 MPa8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2=32×1.3×69.960×1030.95×4.6+14.6×2.421×189.8×0.690×0.985533.52=43.047mm调整小齿轮的分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：v=d1tn60×1000=×43.047×720

13、60×1000=1.623m/s计算齿宽b：b=dd1t=0.95×43.047=40.894mm2)计算实际载荷KH：查阅相关资料机械设计使用系数，确定齿轮副的使用系数为KA=1。根据v=1.623m/s，级精度，确定动载系数为KV=1.07。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=2×69.960×103/43.047=3250.405NKAFt1/b=1×3250.405/40.894=79.483N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KH=1.4。在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽b=40.894mm，利用

14、差值法确定齿向载荷分布系数KH=1.293。由此可以确定实际载荷系数KH为：KH=KAKVKHKH=1×1.07×1.4×1.293=1.9373)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：d1=d1t3KHKHt=43.047×31.9371.3=49.166mm及其相应的模数mn：mn=d1cos/z1=49.166×cos(14°)/23 =2.074mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数，即：mnt32KFtT1YYdz12.YFaYsaF确定公式中的各个参数：1)试选KFt=1.3。2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。基圆螺旋角b

15、：b=arctantan cos t=arctan(tan 14°cos 20.562°)=13.140°v=/cos2 b=1.651/cos213.140°=1.741°Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.741=0.6813)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数Y：Y=1-120°=1-1.734×14°120°=0.7984)计算YFaYsaF计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zv2：zv1=z1/cos3 =23/cos314°=25.178zv2=z2/cos3 =

16、106/cos314°=116.036查阅相关资料机械设计查得齿型系数:小齿轮齿型系数：YFa1=2.63大齿轮齿型系数：YFa2=2.19查阅相关资料机械设计查得应力修正系数： 小齿轮应力修正系数：Ysa1=1.59大齿轮应力修正系数：Ysa2=1.81查阅相关资料机械设计的齿轮弯曲疲劳极限，确定：小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=530MPa大齿轮的弯曲疲劳极限Flim2=380MPa查阅相关资料机械设计弯曲疲劳寿命系数，确定：小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：F1=KFN1Flim1S=0.86&

17、#215;5301.3=350.615MPaF2=KFN2Flim2S=0.89×3801.3=260.154MPaYFa1Ysa1F1=2.63×1.59350.615=0.012YFa2Ysa2F2=2.19×1.81260.154=0.015取两者的较大值所以：YFaYsaF=0.0155)试算齿轮模数：mnt32KFtT1YYcos2 dz12.YFaYsaF=32×1.3×69.960×103×0.681×0.798×cos2 14°0.95×232×0.015=1

18、.413调整齿轮模数1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：d1=mntz1/cos=1.413×23/cos 14°=33.487mmv=d1n60×1000=×33.487×72060×1000=1.262m/s计算齿宽b：b=dd1=0.95×33.487=31.812mm计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)mnt=(2×1+0.25) ×1.413=3.179mmb/h=31.812/3.179=10.0082)计算实际载荷系数KF：根据v=1.262m/s，7级精度，确定动载系数为

19、KV=1.06。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=2×69.960×103/33.487=4178.365NKAFt1/b=1×4178.365/31.812=131.345N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KF=1.2。已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料机械设计齿向载荷分布系数KH=1.385，已知b/h=10.008，KF=1.348。则将以上计算得到的数据带入得到：KF=KAKVKFKF=1×1.06×1.2×1.348=1.7153)按照实际载荷系数计算齿轮模数：mn=mnt3KFKFt=1.4

20、13×31.7151.3=1.549mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径d1>49.166mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以mn>1.549mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取mn=2mm，则计算小齿轮的齿数为：z1=d1/mn，计算结果取整得到z1=25。则大齿轮的齿数为：z2=u×z1=4.6×25=115.000取z2=115。（3）几何尺寸的计算1)计算中心距：a=(z1+z2)mn2cos =(25+115)×22×cos 14°

21、=144.286mm取中心距a=145mm。2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(25+115)×22×145=15.090°3)计算小、大齿轮的分度圆直径：d1=z1mn/ cos =25×2/cos15.090°=51.786mmd2=z2mn/ cos =115×2/cos15.090°=238.214mm4)计算齿轮宽度：b=dd1=0.95×51.786=49.196mm取大齿轮宽度为b2=52mm，一般将小齿轮宽度增加410mm，取b1=58mm。该

22、级的齿轮副的设计结果如下表所示：计算参数小齿轮大齿轮齿轮材料40Cr45齿轮齿数25115齿轮模数2 mm2 mm齿轮分度圆直径51.786 mm238.214 mm齿轮齿宽58 mm52 mm齿轮压力角20°20°螺旋角15.090°15.090°齿轮中心距145mm2齿轮传动设计计算（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。 选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为7级的精度(GB10095-2001)。 初选螺旋角=14°。

23、初选小齿轮的齿数z1=23；已知该减速级下的传动比的传动比为u=3.073大齿轮的齿数为：z2=u×z1=3.073×23=70.686取z2=71。压力角=20°。考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度计算试算小齿轮分度圆直径，即：d1t32KHtT1d.u+1u.ZHZEZZH2确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=1.3。2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=309.070N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=309.070×103 N.mm。3)查阅相关资料机械设计取

24、齿宽系数d=0.9。4)查阅相关资料机械设计取区域系数ZH=2.4215)查阅相关资料机械设计查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/26)计算接触疲劳强度用重合度系数Z：齿轮的端面压力角t：t=arctantan ncos=arctantan 20°cos14°=20.562°小齿轮齿顶圆压力角at1为：at1=arccosz1cos t/(z1+2han*cos)=arccos23×cos 20.562°/(23+2×1×cos14°)=30.295°大齿轮齿顶圆压力角at2为：at2=arc

25、cosz2cos t/(z2+2han*cos)=arccos71×cos 20.562°/(71+2×1×cos14°)=24.303°齿轮的重合度的计算：=z1tan at1-tan t'+z2tan at2-tan t'/2=23×tan 30.295°-tan 20.562°+71×tan 24.303°-tan 20.562°/2=1.629=dz1tan/=0.9×23×tan(14°) /=1.643则接触疲劳强度用

26、重合度系数Z为：Z=4-31-+=4-1.62931-1.643+1.6431.629=0.7077)计算螺旋角系数Z：Z=cos=cos14°=0.9858)计算接触疲劳许用应力H：分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮Hlim1=650MPa大齿轮Hlim2=550MPa确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：N1=60njLh式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：N1=60njLh=60×156.522×1×(8×300×10)=2

27、25391304.348 N2=N1/u=225391304.348/3.073=73338597.777则查阅相关资料机械设计的接触疲劳的寿命系数，确定：小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.97大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=0.99取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力H为：H1=KHN1Hlim1S=0.97×6501=630.5MPaH2=KHN2Hlim2S=0.99×5501=544.5MPa取H1和H2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：H=544.5 MPa8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d1t32KH

28、tT1d.u+1u.ZHZEZZH2=32×1.3×309.070×1030.9×3.073+13.073×2.421×189.8×0.707×0.985544.52=74.234mm调整小齿轮的分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：v=d1tn60×1000=×74.234×156.52260×1000=0.608m/s计算齿宽b：b=dd1t=0.9×74.234=66.810mm2)计算实际载荷KH：查阅相关资料机械设计使用系数，确定齿轮副的

29、使用系数为KA=1。根据v=0.608m/s，级精度，确定动载系数为KV=1。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=2×309.070×103/74.234=8326.945NKAFt1/b=1×8326.945/66.810=124.635N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KH=1.2。在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽b=66.810mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数KH=1.283。由此可以确定实际载荷系数KH为：KH=KAKVKHKH=1×1×1.2×1.283=1.5403)计算实际载荷

30、系数算得的分度圆直径：d1=d1t3KHKHt=74.234×31.5401.3=78.540mm及其相应的模数mn：mn=d1cos/z1=78.540×cos(14°)/23 =3.313mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数，即：mnt32KFtT1YYdz12.YFaYsaF确定公式中的各个参数：1)试选KFt=1.3。2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。基圆螺旋角b：b=arctantan cos t=arctan(tan 14°cos 20.562°)=13.140°v=/cos2 b=1.629/cos213.140&

31、#176;=1.718°Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.718=0.6863)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数Y：Y=1-120°=1-1.643×14°120°=0.8084)计算YFaYsaF计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zv2：zv1=z1/cos3 =23/cos314°=25.178zv2=z2/cos3 =71/cos314°=77.722查阅相关资料机械设计查得齿型系数:小齿轮齿型系数：YFa1=2.63大齿轮齿型系数：YFa2=2.23查阅相关资料机械设计查得应力修正系数： 小齿

32、轮应力修正系数：Ysa1=1.59大齿轮应力修正系数：Ysa2=1.77查阅相关资料机械设计的齿轮弯曲疲劳极限，确定：小齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=530MPa大齿轮的弯曲疲劳极限Flim2=380MPa查阅相关资料机械设计弯曲疲劳寿命系数，确定：小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：F1=KFN1Flim1S=0.89×5301.3=362.846MPaF2=KFN2Flim2S=0.92×3801.3=268.923MPaYFa1Ysa1F1=2.63×1.59362.846=0

33、.012YFa2Ysa2F2=2.23×1.77268.923=0.015取两者的较大值所以：YFaYsaF=0.0155)试算齿轮模数：mnt32KFtT1YYcos2 dz12.YFaYsaF=32×1.3×309.070×103×0.686×0.808×cos2 14°0.9×232×0.015=2.348调整齿轮模数1)计算实际载荷前的数据准备：计算圆周速度v：d1=mntz1/cos=2.348×23/cos 14°=55.654mmv=d1n60×100

34、0=×55.654×156.52260×1000=0.456m/s计算齿宽b：b=dd1=0.9×55.654=50.088mm计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)mnt=(2×1+0.25) ×2.348=5.283mmb/h=50.088/5.283=9.4822)计算实际载荷系数KF：根据v=0.456m/s，7级精度，确定动载系数为KV=1。计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=2×309.070×103/55.654=11106.890NKAFt1/b=1×11106.890/50.0

35、88=221.746N/mm查阅相关资料机械设计齿间载荷分配系数，确定KF=1.2。已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料机械设计齿向载荷分布系数KH=1.355，已知b/h=9.482，KF=1.319。则将以上计算得到的数据带入得到：KF=KAKVKFKF=1×1×1.2×1.319=1.5823)按照实际载荷系数计算齿轮模数：mn=mnt3KFKFt=2.348×31.5821.3=2.507mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径d1>78.540mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承

36、载能力仅与齿轮模数有关，所以mn>2.507mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取mn=3mm，则计算小齿轮的齿数为：z1=d1/mn，计算结果取整得到z1=26。则大齿轮的齿数为：z2=u×z1=3.073×26=79.906取z2=80。（3）几何尺寸的计算1)计算中心距：a=(z1+z2)mn2cos =(26+80)×32×cos 14°=163.868mm取中心距a=165mm。2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(26+80)×32×165=15.499&#

37、176;3)计算小、大齿轮的分度圆直径：d1=z1mn/ cos =26×3/cos15.499°=80.943mmd2=z2mn/ cos =80×3/cos15.499°=249.057mm4)计算齿轮宽度：b=dd1=0.9×80.943=72.849mm取大齿轮宽度为b2=74mm，一般将小齿轮宽度增加410mm，取b1=80mm。该级的齿轮副的设计结果如下表所示：计算参数小齿轮大齿轮齿轮材料40Cr45齿轮齿数2680齿轮模数3 mm3 mm齿轮分度圆直径80.943 mm249.057 mm齿轮齿宽80 mm74 mm齿轮压力角20

38、°20°螺旋角15.499°15.499°齿轮中心距165mm六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计根据机械设计课程设计减速器部分尺寸的经验公式，列出下表：计算参数计算结果机座壁厚8 mm机盖壁厚18 mm机座凸缘厚度b12 mm机盖凸缘厚度b112 mm机座底部凸缘厚度b220 mm地脚螺栓直径d121 mm地脚螺栓到外机壁的距离C127 mm地脚螺栓到凸缘边缘距离C222 mm地脚螺栓对应的鱼眼坑直径D136 mm轴承旁联接螺栓直径d216 mm轴承旁联接螺栓到外机壁的距离C122 mm轴承旁联接螺栓到凸缘边缘距离C220 mm轴承旁联接螺栓对应的鱼眼

39、坑直径D232 mm上下机体联接螺栓直径d310 mm上下机体联接螺栓到外机壁的距离C116 mm上下机体联接到凸缘边缘距离C214 mm上下机体联接螺栓对应的鱼眼坑直径D324 mm轴承端盖螺栓直径d410 mm窥视孔盖螺栓直径d56 mm轴承旁凸台半径R20 mm轴承旁凸台高度h152 mm外机壁至轴承座端盖之间距离L48 mm大齿轮齿顶圆与内机壁之间距离110 mm齿轮端面与内机壁之间的距离29 mm机座肋厚度h27 mm机盖肋厚度h37 mm七、轴的设计：1输入轴的结构设计与校核：（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力-1=60MPa。（2）初步估算轴的最小直径查阅相关资

40、料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：dA03PnA0：确认常数值A0=113。P：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=5.382kW。n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=720 r/min。以上表达式的值带入可得：dA03Pn=113×35.382720=22.095mm（3）轴的结构设计因为输入端需要接电机，需要由键槽通过将电机的的动力传递到输入端，所以输入轴处需要键槽，需要将轴径增大5%，所以输入端的可取的最小轴径为d=(1+5%)×22.095=23.199mm，由于需要通过联轴器与电机轴配合，由于电机轴的直径d电机= 42mm，结合电机的直径

41、与输入端的最小直径，需要选择一联轴器，既可以与电机轴相配合，也需要输入端相配合，故选择弹性柱销联轴器，对应其LX2，型号为：JA25×44，所以许用最终的输入端的直径d=25mm。通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：名称型号或尺寸输入轴左侧键GB/T 1096 键 8×7×40输入轴圆锥滚子轴承320/32输入轴尺寸L143 mm输入轴尺寸L279 mm输入轴尺寸L317 mm输入轴尺寸L496 mm输入轴尺寸L558 mm输入轴尺寸L69 mm输入轴尺寸L718 mm输入轴尺寸D1

42、25 mm输入轴尺寸D230 mm输入轴尺寸D332 mm输入轴尺寸D440 mm输入轴尺寸D546.786 mm输入轴尺寸D640 mm输入轴尺寸D732 mm已知轴承的型号为：320/32，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：尺寸数值轴承小径d32 mm轴承大径D58 mm轴承内圈宽度B17 mm轴承外圈宽度C13 mm轴承总宽度T17 mm轴承载荷位置点距离a14 mm（4）受力的各个支点间的距离：通过确定轴结构的尺寸，可以确定齿轮受力点的之间的距离：名称数值ZL1114 mmZL2128 mmZL341 mm（5）按弯扭合成应力校核轴的强度轴的载荷分析与计算如下图a所示为输入轴的载荷的

43、总受力图：图中：T：表示输入轴承受的转矩的大小及其方向。通过之前的计算可得T=71.387N.m。Ft2：表示输入轴上小齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知小齿轮的分度圆直径为d=51.786mm，通过公式Ft2=2000T/d，可计算得到Ft2=2757.028N。Fr2：表示输入轴上小齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr2=Ft2tann/cos，表示小齿轮的分度圆压力角，由此可得Fr2=1039.315N。Fa2：表示小齿轮上承受的轴向力。通过Fa2=Ft2tan，则可以计算得到Fa2=743.397。Fzc13：表示左侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。Fzc12：表示左侧轴

44、承的水平方向的受力的大小及其方向。Fzc23：表示右侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。Fzc22：表示右侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。Fzc21：表示右侧轴承的轴向的受力的大小及其方向。通过求得的齿轮的径向力和轴向力，既可以通过简单的受力分析得到左侧和右侧轴承的水平方向和竖直方向的大小和方向。各个力的数值如下表所示（如果数值为正，表示与图中的受力的方向相同）：名称数值T71.387 N.mmFt22757.028 NFr21039.315 NFa2743.397 NFzc13668.865 NFzc12138.244 NFzc232088.164 NFzc22901.071 NFz

45、c21743.397 N绘制输入轴的轴的载荷分析图根据求得的输入轴的所有的载荷的大小及其方向，通过弯矩和扭矩图的绘制方法，既可以得到输入轴的轴的载荷分析图，如下图所示：图中：Mxymax：表示在水平方向上输入轴承受弯矩的最大值。Mxzmax：表示在竖直方向上输入轴承受弯矩的最大值。Mmax：表示输入轴承受的最大弯矩。且Mmax=Mxymax2+Mxzmax2Tmax：表示输入轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以Tmax=T。已知轴上的所有的载荷的大小及其方向，既可以求得以上该四个数值，如下表所示：名称数值Mxymax36943.899N.mmMxzmax85614.706 N.mmMma

46、x93245.534 N.mmTmax71387.344 N.mm输入轴的弯扭校核ca=M2+(T)2W确定以上数值：1)M表示轴所受的弯矩，在这里M=Mmax=93245.534N.mm2)T表示轴的所受的扭矩T=71387.344 N.mm3) 表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取=0.34)W轴的抗弯截面系数，在弯矩最大的处的对应的轴的直径的为d=46.786mm，所以W为：W=d332=×46.786332=10054.019mm3将以上数值带入可得：ca=M2+(T)2W=93245.5342+(0.3×71387.344)210054.019=9.516

47、MPa已知输入轴的许用弯曲应力-1=60MPa。故输入轴满足弯扭合成应力的强度要求，故输入轴安全。2中间轴的结构设计与校核：（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力-1=60MPa。（2）初步估算轴的最小直径查阅相关资料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：dA03PnA0：确认常数值A0=113。P：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=5.169kW。n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=156.522 r/min。以上表达式的值带入可得：dA03Pn=113×35.169156.522=36.254mm（3）轴的结构设计由于最小轴径为d=36.254

48、mm，结合合理的中间轴的上使用的轴承的内径，最终的确定中间轴的最小直径d=40mm。通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：名称型号或尺寸中间轴左侧键GB/T 1096 键 12×8×70中间轴右侧键GB/T 1096 键 12×8×45中间轴圆锥滚子轴承30208中间轴尺寸L134 mm中间轴尺寸L279 mm中间轴尺寸L310 mm中间轴尺寸L451 mm中间轴尺寸L536 mm中间轴尺寸D140 mm中间轴尺寸D242 mm中间轴尺寸D347 mm中间轴尺寸D442 mm

49、中间轴尺寸D540 mm已知轴承的型号为：30208，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：尺寸数值轴承小径d40 mm轴承大径D80 mm轴承内圈宽度B23 mm轴承外圈宽度C19 mm轴承总宽度T24.75 mm轴承载荷位置点距离a18.9 mm（4）受力的各个支点间的距离：通过确定轴结构的尺寸，可以确定齿轮受力点的之间的距离：名称数值ZL154.85 mmZL276 mmZL334.850 mm（5）按弯扭合成应力校核轴的强度轴的载荷分析与计算如下图a所示为中间轴的载荷的总受力图：图中：Ft1：表示中间轴上大齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知高速级大齿轮的分度圆直径为d=238.214m

50、m，通过公式Ft1=2000T/d，式中T=315.378N.m，可计算得到Ft1=2647.850N。Fr1：表示中间轴上高速级大齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr1=Ft1tann/cos，n表示大齿轮的分度圆压力角，表示高速级齿轮对的螺旋角，由此可得Fr1=998.158N。Fa1：表示高速级大齿轮上承受的轴向力。通过Fa1=Ft1tan，则可以计算得到Fa1=713.958N。Ft2：表示中间轴上低速级小齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知小齿轮的分度圆直径为d=80.943mm，通过公式Ft2=2000T/d，可计算得到Ft2=7792.553N。Fr2：表示中间轴上低速级

51、小齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr2=Ft2tann/cos，n表示低速级小齿轮的分度圆压力角，表示低速级齿轮对的螺旋角，由此可得Fr2=2943.286N。Fa2：表示低速级小齿轮上承受的轴向力。通过Fa2=Ft2tan，则可以计算得到Fa1=2160.881N。Fzc13：表示左侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。Fzc12：表示左侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。Fzc11：表示左侧轴承的轴向方向的受力的大小及其方向Fzc23：表示右侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。Fzc22：表示右侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。通过求得的齿轮的径向力和轴向力，既可以通过简

52、单的受力分析得到左侧和右侧轴承的水平方向和竖直方向的大小和方向。各个力的数值如下表所示（如果数值为正，表示与图中的受力的方向相同）：名称数值T315.378 N.mFt12647.850 NFr1998.158 NFa1713.958 NFt27792.553 NFr22943.286 NFa22160.881 NFzc135769.958 NFzc121773.654 NFzc112874.839 NFzc234670.445 NFzc22171.474 N绘制中间轴的轴的载荷分析图根据求得的中间轴的所有的载荷的大小及其方向，通过弯矩和扭矩图的绘制方法，既可以得到中间轴的轴的载荷分析图，如下

53、图所示：图中：Mxymax：表示在水平方向上中间轴承受弯矩的最大值。Mxzmax：表示在竖直方向上中间轴承受弯矩的最大值。Mmax：表示中间轴承受的最大弯矩。且Mmax=Mxymax2+Mxzmax2Tmax：表示中间轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以Tmax=T。已知轴上的所有的载荷的大小及其方向，既可以求得以上该四个数值，如下表所示：名称数值Mxymax97107.548 N.mmMxzmax315905.223 N.mmMmax330493.549N.mmTmax315377.864N.mm中间轴的弯扭校核ca=M2+(T)2W确定以上数值：1)M表示轴所受的弯矩，在这里M=Mm

54、ax=330493.549 N.mm2)T表示轴的所受的扭矩T=315377.864 N.mm3) 表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取=0.34)W轴的抗弯截面系数，在弯矩最大的处的对应的轴的直径的为d=42mm，所以W为：W=d332=×42332=7273.572mm3将以上数值带入可得轴的计算应力ca为：ca=M2+(T)2W=330493.5492+(0.3×315377.864)27273.572=47.263MPa已知中间轴的许用弯曲应力-1=60 MPa。故中间轴满足弯扭合成应力的强度要求，故中间轴安全。3输出轴的结构设计与校核：（1）选择轴的材料：

55、选取45，调质处理，许用弯曲应力-1=60MPa。（2）初步估算轴的最小直径查阅相关资料机械设计的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：dA03PnA0：确认常数值A0=113。P：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=4.964kW。n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=50.930 r/min。以上表达式的值带入可得：dA03Pn=113×34.96450.930=52.004mm（3）轴的结构设计因为输出端需要接联轴器，需要将轴径增大5%，所以输出端的可取的最小轴径为d=(1+5%)×52.004=54.605mm，在此选择弹性柱销联轴器，对应其LX4，型号为：

56、JA55×84，所以许用最终的输入端的直径d=55mm。通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：名称型号或尺寸输出轴左侧键GB/T 1096 键 20×12×70输出轴右侧键GB/T 1096 键 16×10×80输出轴圆锥滚子轴承32914输出轴尺寸L183 mm输出轴尺寸L276 mm输出轴尺寸L320 mm输出轴尺寸L477 mm输出轴尺寸L573 mm输出轴尺寸L635 mm输出轴尺寸D155 mm输出轴尺寸D265 mm输出轴尺寸D370 mm输出轴尺寸D486 mm输出轴尺寸D574 mm输出轴尺寸D670 mm已知轴承的型号为：32914，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：尺寸数值轴承小径d70 mm轴承大径D100 mm轴承内圈宽度B20 mm轴承外圈宽度C16 mm轴承总宽度T20 mm轴承载荷位置点距离a17.6 mm（4）受力的各个支点间的距离：通过确定轴结构的尺寸，