机械设计基础课程设计报告书

1、40/40机械设计基础课程设计 日期： 目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc445589018 第一章设计任务书 PAGEREF _Toc445589018 h 3 HYPERLINK l _Toc445589019 1.1设计题目 PAGEREF _Toc445589019 h 3 HYPERLINK l _Toc445589020 1.2设计步骤 PAGEREF _Toc445589020 h 3 HYPERLINK l _Toc445589021 第二章传动装置总体设计方案 PAGEREF _Toc445589021 h 3 HYPERLINK l _T

2、oc445589022 2.1传动方案 PAGEREF _Toc445589022 h 3 HYPERLINK l _Toc445589023 2.2该方案的优缺点 PAGEREF _Toc445589023 h 3 HYPERLINK l _Toc445589024 第三章电动机的选择 PAGEREF _Toc445589024 h 4 HYPERLINK l _Toc445589025 3.1选择电动机类型 PAGEREF _Toc445589025 h 4 HYPERLINK l _Toc445589026 3.2确定传动装置的效率 PAGEREF _Toc445589026 h 4 H

3、YPERLINK l _Toc445589027 3.3选择电动机的容量 PAGEREF _Toc445589027 h 4 HYPERLINK l _Toc445589028 3.4确定电动机参数 PAGEREF _Toc445589028 h 4 HYPERLINK l _Toc445589029 3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 PAGEREF _Toc445589029 h 5 HYPERLINK l _Toc445589030 第四章计算传动装置运动学和动力学参数 PAGEREF _Toc445589030 h 6 HYPERLINK l _Toc445589031 4.1电

4、动机输出参数 PAGEREF _Toc445589031 h 6 HYPERLINK l _Toc445589032 4.2高速轴的参数 PAGEREF _Toc445589032 h 6 HYPERLINK l _Toc445589033 4.3低速轴的参数 PAGEREF _Toc445589033 h 6 HYPERLINK l _Toc445589034 4.4工作机轴的参数 PAGEREF _Toc445589034 h 7 HYPERLINK l _Toc445589035 第五章普通V带设计计算 PAGEREF _Toc445589035 h 8 HYPERLINK l _Toc

5、445589036 第六章开式圆柱齿轮传动设计计算 PAGEREF _Toc445589036 h 11 HYPERLINK l _Toc445589037 6.1选精度等级、材料与齿数 PAGEREF _Toc445589037 h 11 HYPERLINK l _Toc445589038 6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 PAGEREF _Toc445589038 h 12 HYPERLINK l _Toc445589039 6.3确定传动尺寸 PAGEREF _Toc445589039 h 13 HYPERLINK l _Toc445589040 6.4校核齿面接触疲劳强度 PAGEREF

6、_Toc445589040 h 14 HYPERLINK l _Toc445589041 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 PAGEREF _Toc445589041 h 15 HYPERLINK l _Toc445589042 6.6齿轮参数和几何尺寸总结 PAGEREF _Toc445589042 h 15 HYPERLINK l _Toc445589043 第七章减速器齿轮传动设计计算 PAGEREF _Toc445589043 h 15 HYPERLINK l _Toc445589044 7.1选精度等级、材料与齿数 PAGEREF _Toc445589044 h 15 HYPERLIN

7、K l _Toc445589045 7.2按齿面接触疲劳强度设计 PAGEREF _Toc445589045 h 16 HYPERLINK l _Toc445589046 7.3确定传动尺寸 PAGEREF _Toc445589046 h 18 HYPERLINK l _Toc445589047 7.4校核齿根弯曲疲劳强度 PAGEREF _Toc445589047 h 18 HYPERLINK l _Toc445589048 7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 PAGEREF _Toc445589048 h 19 HYPERLINK l _Toc445589049 7.6齿轮参数和几何尺寸总结

8、PAGEREF _Toc445589049 h 20 HYPERLINK l _Toc445589050 第八章轴的设计 PAGEREF _Toc445589050 h 20 HYPERLINK l _Toc445589051 8.1高速轴设计计算 PAGEREF _Toc445589051 h 20 HYPERLINK l _Toc445589052 8.2低速轴设计计算 PAGEREF _Toc445589052 h 27 HYPERLINK l _Toc445589053 第九章滚动轴承寿命校核 PAGEREF _Toc445589053 h 33 HYPERLINK l _Toc445

9、589054 9.1高速轴上的轴承校核 PAGEREF _Toc445589054 h 33 HYPERLINK l _Toc445589055 9.2低速轴上的轴承校核 PAGEREF _Toc445589055 h 34 HYPERLINK l _Toc445589056 第十章键联接设计计算 PAGEREF _Toc445589056 h 35 HYPERLINK l _Toc445589057 10.1高速轴与联轴器键连接校核 PAGEREF _Toc445589057 h 35 HYPERLINK l _Toc445589058 10.2低速轴与大齿轮键连接校核 PAGEREF _T

10、oc445589058 h 35 HYPERLINK l _Toc445589059 10.3低速轴与联轴器键连接校核 PAGEREF _Toc445589059 h 36 HYPERLINK l _Toc445589060 第十一章联轴器的选择 PAGEREF _Toc445589060 h 36 HYPERLINK l _Toc445589061 11.1高速轴上联轴器 PAGEREF _Toc445589061 h 36 HYPERLINK l _Toc445589062 11.2低速轴上联轴器 PAGEREF _Toc445589062 h 36 HYPERLINK l _Toc445

11、589063 第十二章减速器的密封与润滑 PAGEREF _Toc445589063 h 37 HYPERLINK l _Toc445589064 12.1减速器的密封 PAGEREF _Toc445589064 h 37 HYPERLINK l _Toc445589065 12.2齿轮的润滑 PAGEREF _Toc445589065 h 37 HYPERLINK l _Toc445589066 12.3轴承的润滑 PAGEREF _Toc445589066 h 37 HYPERLINK l _Toc445589067 第十三章减速器附件设计 PAGEREF _Toc445589067 h

12、38 HYPERLINK l _Toc445589068 13.1油面指示器 PAGEREF _Toc445589068 h 38 HYPERLINK l _Toc445589069 13.2通气器 PAGEREF _Toc445589069 h 38 HYPERLINK l _Toc445589070 13.3放油孔与放油螺塞 PAGEREF _Toc445589070 h 38 HYPERLINK l _Toc445589071 13.4窥视孔和视孔盖 PAGEREF _Toc445589071 h 39 HYPERLINK l _Toc445589072 13.5定位销 PAGEREF

13、_Toc445589072 h 39 HYPERLINK l _Toc445589073 13.6启盖螺钉 PAGEREF _Toc445589073 h 39 HYPERLINK l _Toc445589074 13.7螺栓与螺钉 PAGEREF _Toc445589074 h 39 HYPERLINK l _Toc445589075 第十四章减速器箱体主要结构尺寸 PAGEREF _Toc445589075 h 40 HYPERLINK l _Toc445589076 第十五章设计小结 PAGEREF _Toc445589076 h 41 HYPERLINK l _Toc445589077

14、 第十六章参考文献 PAGEREF _Toc445589077 h 41第一章 设计任务书1.1设计题目 一级斜齿圆柱减速器，拉力F=2300N，速度v=1m/s，直径D=320mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二章 传

15、动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机 开式齿轮传动优点：1.圆周速度和功率围广;2.效率较高；3.传动比稳定；4.寿命长；5.工作可靠性高；缺点：1.要

16、求较高的制造和安装精度，成本较高；2.不适宜远距离两轴之间传动。第三章 电动机的选择3.1选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：3=0.98 普通V带的传动效率：4=0.96 开式圆柱齿轮传动效率：5=0.96 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=1223345w=0.8323.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=230011000=2.3kW3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa

17、=2.30.832=2.76kW 工作转速：nw=601000VD=60100013.14320=59.71rpm 经查表按推荐的合理传动比围，V带传动比围为：2-4一级圆柱齿轮减速器传动比围为：3-5开式圆柱齿轮传动比围：2-5因此理论传动比围为：12-100。可选择的电动机转速围为nd=ianw=(12-100)59.71=717-5971r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转

18、速（r/min）1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880电机主要外形尺寸：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HLHDABKDEFG1003802451601401228608243.5确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算 由选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=143059.71=23.949（2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.5 取开式圆柱齿轮传动比：ic=3 减速器传动比为i1=ia

19、ivic=3.19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=2.76kW转速：n0=nm=1430rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551062.761430=18432.17Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P014=2.760.990.96=2.62kW转速：n1=n0iv=14302.5=572rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551062.62572=43743.01Nmm4.3低速轴的参数功率：P2=P123=2.620.990.98=2.54kW转速：n2=n1i1=5723.19=179.31rpm扭矩：T2=9.551

20、06P2n2=9.551062.54179.31=135279.68Nmm4.4工作机轴的参数功率：Pw=P2w1224=2.540.970.990.990.990.96=2.29kW转速：nw=n2ic=179.313=59.77rpm扭矩：Tw=9.55106Pwnw=2.2959.77=365894.26Nmm 运动和动力参数计算结果整理于下表: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2.7618432.1714302.50.95轴2.622.5943743.0143305.57995723.190.97轴2.542.51135279.68

21、133926.8832179.3130.92工作机轴2.292.27365894.26362698.6859.77第五章 普通V带设计计算1.已知条件和设计容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=2.76kW；小带轮转速n1=1430r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5；设计的容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力与作用在轴上之力的大小和方向。2.设计计算步骤（1）确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.2，故 Pca=KAP=1.22.76=3.312kW（2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。3.确定带轮的

22、基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=75mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度v=dd1n601000=751430601000=5.61ms 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=idd11-=2.5751-0.02=183.75mm 根据表，取标准值为dd2=180mm。（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=200mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2200+275+180+18

23、0-7524200814mm 由表选带的基准长度Ld=790mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=200+790-8142188mm 按式,中心距的变化围为176-212mm。（5）验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-180-7557.3188=148120（6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=1430r/min,查表得P0=1.06kW。 根据n1=1430r/min，i=2.5和A型带，查表得P0=0.168kW。 查表的K=0.916，表得KL=0.85，于是 Pr=P0+P0KKL=1.06+0.168

24、0.9160.85=0.956kW2）计算带的根数zz=PcaPr=3.3120.9563.46 取4根。（6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9163.3120.91645.61+0.1055.612=130.92N（7）计算压轴力FpFp=2zF0sin12=24130.92sin1482=1006.79N带型A中心距188mm小带轮基准直径75mm包角148大带轮基准直径180mm带长790mm带的根数4初拉力130.92N带速5.61m/s压轴力1006.79N4.带轮结构设计

25、（1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=28mm因为小带轮dd1=75300mm因此小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.028=56mmda=dd1+2ha=75+22.75=80mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5mmL=2.0d=2.028=56mm（2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=20mm因为大带轮dd2=180mm因此大带轮结构选择为腹板式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.020=40mmda=dd1+2ha=180+22.75=186mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5m

26、mL=2.0d=2.020=40mm第六章 开式圆柱齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料与齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数Z2=Z1i=203=61。实际传动比i=3.05（3）压力角=20。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即mt32KFtTYdz12YFaYSaF1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.67=0.699计算YFaYSa/FYFa1=2.8，YFa

27、2=2.272YSa1=1.55，YSa2=1.736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由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.89，KFN2=0.984取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.895001.4=317.857MPaF2=KFN2Flim2S=0.9843801.4=267.086MPaYFa1YSa1F1=0.01365YFa2YSa2F2=0.01477两者取较大值，所以YFaYSaF=0.014772）试算齿轮模数mt32KFtTYdz12YFaYSaF=321.3135279.680.699

28、0.82020.01477=2.247mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度d1=mtz1=2.24720=44.94mmv=d1tn601000=44.94179.31601000=0.422齿宽bb=dd1=0.844.94=35.952mm齿高h与齿宽比b/hh=2han*+cn*mt=5.056mmbh=35.9525.056=7.1112）计算实际载荷系数KF查图得动载系数Kv=1.058查表得齿间载荷分配系数：KF=1.4查表得齿向载荷分布系数：KH=1.379查表得齿向载荷分布系数：KF=1.074 实际载荷系数为 KF=KAKVKFKF=1.251.05

29、81.41.074=1.9893）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=2.24731.9891.3=2.589mm，取m=4mm。4）计算分度圆直径d1=mz1=420=80mm6.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2m2=162mm，圆整为162mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=204=80mmd2=z2m=614=244mm （3）计算齿宽b=dd1=64mm 取B1=70mm B2=65mm6.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为端面重合度为：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2120+161cos0=1.67轴向重

30、合度为：=0.318dz1tan=0查得重合度系数Z=0.881计算接触疲劳许用应力H由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=60njLh=60179.311163005=2.582108NL2=NL1u=2.5821083=8.607107由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.995，KHN2=0.998取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1Hlim1S=0.9956001=597MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9985501=549MPaH=2KHTdd13u+1uZHZEZ=46

31、8.77MPaH=549MPa故接触强度足够。6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=4mm hf=mhan*+cn*=5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=9mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=88mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=252mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=70mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=234mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符

32、号小齿轮大齿轮法面模数mn44法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z2061齿顶高ha44齿根高hf55分度圆直径d80244齿顶圆直径da88252齿根圆直径df70234齿宽B7065中心距a162162第七章 减速器齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料与齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2=Z1i=233.19=73。实际传动比i=3.174（3）初选螺旋角=13。（4）压力角=20。7.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试

33、算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH21）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551062.62572=43743.01Nmm查表选取齿宽系数d=1由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa重合度端面重合度为：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2123+173cos13=1.65轴向重合度为：=0.318dz1tan=0.318123tan13=1.69查得重合度系数Z=0.696查得螺旋角系数Z=0.987计算接触疲劳许用应力H由图查得小齿轮和大齿轮的接触

34、疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60njLh=605721163005=8.237108NL2=NL1u=8.2371083.19=2.582108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.984，KHN2=0.995取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9846001=590MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9955501=547MPa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=547MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.343743.0113.1

35、9+13.192.46189.80.6960.9875472=37.172mm（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=d1tn601000=37.172572601000=1.113齿宽bb=dd1t=137.172=37.172mm2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1.25查图得动载系数Kv=1.072齿轮的圆周力。Ft=2Td1=243743.0137.172=2354NKAFtb=1.25235437.172=79Nmm100Nmm查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表得齿向载荷分布系数：KH=1.433 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH

36、=1.251.0721.41.433=2.6883）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=37.17232.6881.3=47.356mm4）确定模数mn=d1cosz1=47.356cos1323=2.006mm，取mn=2.5mm。7.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2mn2cos=123.16mm，圆整为123mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=12.6868=124112 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=58.939mmd2=z2mncos=187.067mm （4）计算齿宽 b=dd1=58.94mm

37、 取B1=65mm B2=60mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmnd1YFaYSaYYcos2F1） K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=60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=z1cos3=23cos312.6868=24.77大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=73cos312.6868=78.619查表得：YFa1=2.6，YFa2=2.22YSa1=1.59，YSa2=1.771查图得重合度系数Y=0.684查图得螺旋角系数Y=0.817查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2

38、=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.807，KFN2=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.8075001.4=288.214MPaF2=KFN2Flim2S=0.893801.4=241.571MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1YYcos2=40.092MPaF1=288.214MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=38.13MPaF2=241.571MPa故弯曲强度足够。7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=

39、ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=63.939mm da2=d2+2ha=192.067mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=52.689mm df2=d2-2hf=180.817mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左124112右124112齿数z2373齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d5

40、8.939187.067齿顶圆直径da63.939192.067齿根圆直径df52.689180.817齿宽B6560中心距a123123第八章 轴的设计8.1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=572r/min；功率P=2.62kW；轴所传递的转矩T=43743.01Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为=60MPa（3）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，故取A0=112。dA03Pn=11232.62572=18.6mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增

41、大5%dmin=1+0.0518.6=19.53mm查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20（4）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轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。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，bh=66mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为25mm；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.确定各轴段的直径和长度。 外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm 轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度t=2mm 箱体壁到轴承端面距离=10mm各轴段直径的确定

42、 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的孔径，d1=20mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=25mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206AC d4：轴肩段，选择d4=35mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段一样，故选取d6=d4=35mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段一样，故选取d7=d3=30mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=5

43、4mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。 L3：由滚动轴承宽度以与轴承端面到箱体壁距离确定，选取L3=28mm。 L4：根据齿轮端面到箱体壁距离确定，取L4=8mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=65mm。 L6：根据齿轮端面到箱体壁距离确定，取L6=8mm。 L7：由滚动轴承宽度以与轴承端面到箱体壁距离确定，选取L7=28mm。轴段1234567直径(mm)2025303563.9393530长度(mm)546328865828（5）轴的受力分析a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以与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

44、度圆直径）齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）Ft1=2T1d1=243743.0158.939=1484N齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1tancos=1484tan20cos12.6868=553N齿轮1所受的轴向力Fa1=Ft1tan=1484tan12.6868=334N第一段轴中点到轴承中点距离La=98mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=60.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=60.5mmc.计算作用在轴上的支座反力水平面 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起

45、。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关在水平面轴承A处水平支承力：RAH=Fr1Lb-Fa1d12Lb+Lc=55360.5-33458.939260.5+60.5= 195N轴承B处水平支承力：RBH=Fr1-RAH=553-195=358N在垂直面轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=148460.560.5+60.5= 742N轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=148460.560.5+60.5= 742N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=1952+7422=767.2N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+R

46、BV2=3582+7422=823.85Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上弯矩：MBH=0Nmm截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBHLb-Fa1d12=35860.5-33458.9392=11816Nmm截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAHLc=19560.5=11798Nmm截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmme.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上弯矩：MCV=RAVLc=74260.5=44891Nmm截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图

47、截面A处合成弯矩：MA=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=118162+448912=46420Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=117982+448912=46415Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmmg.转矩和扭矩图T1=43305.58Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=02+0.643305.582=25983Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+T2=464202+0.643305.582=53197Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=

48、MC右46415Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.643305.582=25983Nmmf.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为W=d332=4207.11mm3抗扭截面系数为WT=d316=8414.22mm3最大弯曲应力为=MW=12.64MPa剪切应力为=TWT=5.2MPa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+42=14.1MPa查表得调质处理，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。8.2低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动

49、力学参数转速n=179.31r/min；功率P=2.54kW；轴所传递的转矩T=135279.68Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa（3）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，故取A0=112。dA03Pn=11232.54179.31=27.1mm由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0727.1=29mm查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30（4）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计成普通阶梯轴，轴

50、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，bh=149mm(GB/T 1096-2003)，长L=45mm；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.确定各轴段的长度和直径。各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的孔径，d1=30mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=35mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=40mm，选取轴承型号为角接触轴承72

51、08AC d4：齿轮处轴段，选取直径d4=45mm。 d5：轴肩，故选取d5=55mm。 d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段一样，故选取d6=d3=40mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=61mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体壁距离确定，选取L3=42.5mm。 L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=58mm。 L5：过渡轴段，选取L5=8mm。 L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体壁距离确定，选取L6=32.5mm。轴段123456直径(mm)303540455540长度(mm)

52、806142.558832.5（5）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与水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）Ft2=2T2d2=2135279.68187.067=1446N齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2tancos=1446tan20cos12.6868=539N齿轮2所受的轴向力Fa2=Ft2tan=1446tan12.6868=326Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=60.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=62.5mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=62.5mmd.支反力

53、轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLa+Fad2La+Lb=53960.5+326187.067260.5+62.5= 513NRBH=Fr-RAH=-539-513=26N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=144660.560.5+62.5= 711NRBV=FtLbLa+Lb=144662.560.5+62.5= 735N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=5132+7112=876.75N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=262+7352=735.46Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示：在水平面上，轴截

54、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=RBHLa=2660.5=1573Nmm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，轴截面C右侧所受弯矩：MCV右=RAVLa=71160.5=43016Nmm在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCV左=RBVLa-Fad2=73560.5-326187.0672=13976Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合

55、成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH2+MCV左2=15732+139762=14064Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH2+MCV右2=15732+430162=43045Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmmg.绘制扭矩图T=133926.88Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6133926.882=80356Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=14064Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=4304

56、52+0.6133926.882=91159Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6133926.882=80356Nmmh.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=8941.64mm3抗扭截面系数为WT=d316=17883.28mm3最大弯曲应力为=MW=10.19MPa剪切应力为=TWT=7.56MPa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+42=13.64MPa查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b

57、=60MPa，e0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=22kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=24000h。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=1952+7422=767.2NFr2=RBH2+RBV2=3582+7422=823.85NFd1=0.68Fr1=0.68767.2=521.7NFd2=0.68Fr2=0.68823.85=560.22N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=894.22NFa2=Fd2=560.22NFa1Fr1=1.166Fa2Fr2=0.6

58、8查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41767.2+0.87894.22=1092.52NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=0.41823.85+0.87560.22=825.17N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr3=137686h24000h由此可知该轴承的工作寿命足够。9.2低速轴上的轴承校核轴承型号径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7208AC40801835.2根据前面的计算，选用7208AC角接触球轴承，径d=40mm，

59、外径D=80mm，宽度B=18mm当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=35.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=24000h。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=5132+7112=876.75NFr2=RBH2+RBV2=262+7352=735.46NFd1=0.68Fr1=0.68876.75=596.19NFd2=0.68Fr2=0.68735.46=500.11N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=826.11NFa2=Fd2=500.11NFa1Fr1=0.942Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，