机械课程设计说明书-电机减速器的设计

《机械设计课程设计说明书》PAGE4-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：带拉力：F=5900N带速度：v=0.8m/s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：P传动装置的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：η其中，查《机械设计课程设计》P6表2-3η联轴器，弹性联轴器的效率η联轴器η齿轮，闭式圆柱齿轮的效率η齿轮η球轴承，球轴承的效率η球轴承η滚子轴承，滚子轴承的效率ηη卷筒，工作机的效率η卷筒所以减速器的总效率：η电动机所需功率：

P3．选择电动机的转速：工作机的转速：n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=8则电动机转速范围：nd=nwi1=50.930×(8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电机型号电机额定功率电机额定电流电机转速Y160M2-85.5kW13.3A720r/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iii总高速级圆柱齿轮传动比i取i1i1低速级圆柱齿轮传动比iii2输入轴转速nnn1=输出轴转速nnn2=输出轴转速nnn3=输入轴输入功率PPP11=输入轴输出功率PPP12=中间轴输入功率PPP21=中间轴输出功率PPP22=输出轴输入功率PPP31=输出轴输出功率PPP32=卷筒轴输入功率PPP41=卷筒轴输出功率PPP42=输入轴输入转矩TTT11=输入轴输出转矩TTT12=中间轴输入转矩TTT21=中间轴输出转矩TTT22=输出轴输入转矩TTT31=输出轴输出转矩TTT32=卷筒轴输入转矩TTT41=卷筒轴输出转矩TTT42=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①选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。②选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS大齿轮材料取为45，调质处理，HBS③初选取齿轮为7级的精度(GB10095-2001)。④初选螺旋角β=14°。⑤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=4.6z2=u×z1=取z2=⑥压力角α=20°。⑦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①试算小齿轮分度圆直径，即：d确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=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=69.960×3)查阅相关资料《机械设计》取齿宽系数φd=0.954)查阅相关资料《机械设计》取区域系数ZH=5)查阅相关资料《机械设计》查得材料的弹性影响系数ZE=6)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε齿轮的端面压力角αtα小齿轮齿顶圆压力角αat1α大齿轮齿顶圆压力角αat2α齿轮的重合度εαεεβ=φdz1tanβ/π=0.95×23则接触疲劳强度用重合度系数ZεZ7)计算螺旋角系数ZβZβ8)计算接触疲劳许用应力σH分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮σHlim1=大齿轮σHlim2=确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1N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)N1=60njLh=60×720×1×(8×300N2=N1/u=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=大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=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σHσσ取σH1和σH=8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d②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=计算齿宽b：b=φdd1t=0.952)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=计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=2×KAFt1/b=1×3250.405/查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定KHα=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，利用差值法确定齿向载荷分布系数KHβ=1.293由此可以确定实际载荷系数KHKH=KAKVKHαK3)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：d及其相应的模数mnmn=d1cosβ/z1=49.166（3）按齿根弯曲疲劳强度设计①试算模数，即：m确定公式中的各个参数：1)试选KFt=2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε基圆螺旋角βbβb=arctantanβcosαt=arctan(tanεαv=εα/cos2Yε=0.25+0.75/εαv3)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数YβY4)计算Y计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zzv1=z1/cos3zv2=z2/cos3查阅相关资料《机械设计》查得齿型系数:小齿轮齿型系数：YFa1大齿轮齿型系数：YFa2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大齿轮应力修正系数：Ysa2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σFlim1=530大齿轮的弯曲疲劳极限σFlim2=380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大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：σσYY取两者的较大值所以：Y5)试算齿轮模数：m②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/cosβ=1.413v=计算齿宽b：b=φdd1=0.95计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)b/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KV=计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=2×KAFt1/b=1×4178.365/查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定KFα=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KHβ=1.385，已知b/h=10.008，KFβ=则将以上计算得到的数据带入得到：KF=KAKVKFαKFβ3)按照实际载荷系数计算齿轮模数：m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：z2=u×z1=4.6取z2=（3）几何尺寸的计算1)计算中心距：a取中心距a=145mm。2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：β3)计算小、大齿轮的分度圆直径：d1=z1mn/cosβ=25×d2=z2mn/cosβ=115×4)计算齿轮宽度：b=φdd1=0.95×取大齿轮宽度为b2=52mm，一般将小齿轮宽度增加4~10mm，取b1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25115齿轮模数2mm2mm齿轮分度圆直径51.786mm238.214mm齿轮齿宽58mm52mm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①选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。②选择齿轮材料：小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS大齿轮材料取为45，调质处理，HBS③初选取齿轮为7级的精度(GB10095-2001)。④初选螺旋角β=14°。⑤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=3.073z2=u×z1=取z2=⑥压力角α=20°。⑦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①试算小齿轮分度圆直径，即：d确定公式中的各个参数：1)试选载荷系数：KHt=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=309.070×3)查阅相关资料《机械设计》取齿宽系数φd=0.94)查阅相关资料《机械设计》取区域系数ZH=5)查阅相关资料《机械设计》查得材料的弹性影响系数ZE=6)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε齿轮的端面压力角αtα小齿轮齿顶圆压力角αat1α大齿轮齿顶圆压力角αat2α齿轮的重合度εαεεβ=φdz1tanβ/π=0.9×23则接触疲劳强度用重合度系数ZεZ7)计算螺旋角系数ZβZβ8)计算接触疲劳许用应力σH分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：小齿轮σHlim1=大齿轮σHlim2=确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1N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)N1=60njLh=60×156.522×1×(8×300N2=N1/u=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=大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=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σHσσ取σH1和σH=8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：d②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=计算齿宽b：b=φdd1t=0.92)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=0.608m/s，级精度，确定动载系数为KV=计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=2×KAFt1/b=1×8326.945/查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定KHα=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KHβ=1.283由此可以确定实际载荷系数KHKH=KAKVKHαK3)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：d及其相应的模数mnmn=d1cosβ/z1=78.540（3）按齿根弯曲疲劳强度设计①试算模数，即：m确定公式中的各个参数：1)试选KFt=2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε基圆螺旋角βbβb=arctantanβcosαt=arctan(tanεαv=εα/cos2Yε=0.25+0.75/εαv3)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数YβY4)计算Y计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zzv1=z1/cos3zv2=z2/cos3查阅相关资料《机械设计》查得齿型系数:小齿轮齿型系数：YFa1大齿轮齿型系数：YFa2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大齿轮应力修正系数：Ysa2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σFlim1=530大齿轮的弯曲疲劳极限σFlim2=380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大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：σσYY取两者的较大值所以：Y5)试算齿轮模数：m②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/cosβv=计算齿宽b：b=φdd1=0.9计算宽高比b/h：h=(2han*+cn*)b/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=计算齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=2×KAFt1/b=1×11106.890/查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定KFα=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KHβ=1.355，已知b/h=9.482，KFβ=则将以上计算得到的数据带入得到：KF=KAKVKFαKFβ3)按照实际载荷系数计算齿轮模数：m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：z2=u×z1=3.073取z2=（3）几何尺寸的计算1)计算中心距：a取中心距a=165mm。2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：β3)计算小、大齿轮的分度圆直径：d1=z1mn/cosβ=26×d2=z2mn/cosβ=80×4)计算齿轮宽度：b=φdd1=0.9×取大齿轮宽度为b2=74mm，一般将小齿轮宽度增加4~10mm，取b1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3mm3mm齿轮分度圆直径80.943mm249.057mm齿轮齿宽80mm74mm齿轮压力角20°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δ8mm机盖壁厚δ8mm机座凸缘厚度b12mm机盖凸缘厚度b12mm机座底部凸缘厚度b20mm地脚螺栓直径d21mm地脚螺栓到外机壁的距离C27mm地脚螺栓到凸缘边缘距离C22mm地脚螺栓对应的鱼眼坑直径D36mm轴承旁联接螺栓直径d16mm轴承旁联接螺栓到外机壁的距离C22mm轴承旁联接螺栓到凸缘边缘距离C20mm轴承旁联接螺栓对应的鱼眼坑直径D32mm上下机体联接螺栓直径d10mm上下机体联接螺栓到外机壁的距离C16mm上下机体联接到凸缘边缘距离C14mm上下机体联接螺栓对应的鱼眼坑直径D24mm轴承端盖螺栓直径d10mm窥视孔盖螺栓直径d6mm轴承旁凸台半径R20mm轴承旁凸台高度h52mm外机壁至轴承座端盖之间距离L48mm大齿轮齿顶圆与内机壁之间距离∆10mm齿轮端面与内机壁之间的距离∆9mm机座肋厚度h7mm机盖肋厚度h7mm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σ-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：d≥A0：确认常数值A0=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=720r/min。以上表达式的值带入可得：d≥（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/T1096键8×7×40输入轴圆锥滚子轴承320/32输入轴尺寸L143mm输入轴尺寸L279mm输入轴尺寸L317mm输入轴尺寸L496mm输入轴尺寸L558mm输入轴尺寸L69mm输入轴尺寸L718mm输入轴尺寸D125mm输入轴尺寸D230mm输入轴尺寸D332mm输入轴尺寸D440mm输入轴尺寸D546.786mm输入轴尺寸D640mm输入轴尺寸D732mm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d32mm轴承大径D58mm轴承内圈宽度B17mm轴承外圈宽度C13mm轴承总宽度T17mm轴承载荷位置点距离a14mm（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ZL1114mmZL2128mmZL341mm（5）按弯扭合成应力校核轴的强度①轴的载荷分析与计算如下图a所示为输入轴的载荷的总受力图：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Ft2Fr2：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=Ft2tanαFa2：表示小齿轮上承受的轴向力。通过Fa2=Ft2Fzc13Fzc12Fzc23Fzc22Fzc21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T71.387N.mmF2757.028NF1039.315NF743.397NF668.865NF138.244NF2088.164NF901.071NF743.397N②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：MxymaxMxzmaxMmax：表示输入轴承受的最大弯矩。且Tmax：表示输入轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以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Mxy36943.899N.mmMxz85614.706N.mmM93245.534N.mmT71387.344N.mm③输入轴的弯扭校核σ确定以上数值：1)M表示轴所受的弯矩，在这里M=Mmax=2)T表示轴的所受的扭矩T=71387.344N.mm3)α表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取α=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=将以上数值带入可得：σ已知输入轴的许用弯曲应力σ-1=60MPa2．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σ-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：d≥A0：确认常数值A0=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=156.522r/min。以上表达式的值带入可得：d≥（3）轴的结构设计由于最小轴径为d=36.254mm，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/T1096键12×8×70中间轴右侧键GB/T1096键12×8×45中间轴圆锥滚子轴承30208中间轴尺寸L134mm中间轴尺寸L279mm中间轴尺寸L310mm中间轴尺寸L451mm中间轴尺寸L536mm中间轴尺寸D140mm中间轴尺寸D242mm中间轴尺寸D347mm中间轴尺寸D442mm中间轴尺寸D540mm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d40mm轴承大径D80mm轴承内圈宽度B23mm轴承外圈宽度C19mm轴承总宽度T24.75mm轴承载荷位置点距离a18.9mm（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ZL154.85mmZL276mmZL334.850mm（5）按弯扭合成应力校核轴的强度①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=238.214mm，通过公式Ft1=2000T/d，式中T=315.378N.m，可计算得到Ft1Fr1：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=Ft1tanαn/cosβFa1：表示高速级大齿轮上承受的轴向力。通过Fa1=Ft1tanβFt2：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Ft2Fr2：表示中间轴上低速级小齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr2=Ft2tanαn/cosβFa2：表示低速级小齿轮上承受的轴向力。通过Fa2=Ft2Fzc13Fzc12Fzc11Fzc23Fzc22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T315.378N.mF2647.850NF998.158NF713.958NF7792.553NF2943.286NF2160.881NF5769.958NF1773.654NF2874.839NF4670.445NF171.474N②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，如下图所示：图中：Mxymax：表示在水平方向上中间Mxzmax：表示在竖直方向上中间Mmax：表示中间轴承受的最大弯矩。且Tmax：表示中间轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以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Mxy97107.548N.mmMxz315905.223N.mmM330493.549N.mmT315377.864N.mm③中间轴的弯扭校核σ确定以上数值：1)M表示轴所受的弯矩，在这里M=Mmax=2)T表示轴的所受的扭矩T=315377.864N.mm3)α表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取α=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=将以上数值带入可得轴的计算应力σcaσ已知中间轴的许用弯曲应力σ-1=60MPa3．输出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σ-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：d≥A0：确认常数值A0=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=50.930r/min。以上表达式的值带入可得：d≥（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：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/T1096键20×12×70输出轴右侧键GB/T1096键16×10×80输出轴圆锥滚子轴承32914输出轴尺寸L183mm输出轴尺寸L276mm输出轴尺寸L320mm输出轴尺寸L477mm输出轴尺寸L573mm输出轴尺寸L635mm输出轴尺寸D155mm输出轴尺寸D265mm输出轴尺寸D370mm输出轴尺寸D486mm输出轴尺寸D574mm输出轴尺寸D670mm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d70mm轴承大径D100mm轴承内圈宽度B20mm轴承外圈宽度C16mm轴承总宽度T20mm轴承载荷位置点距离a17.6mm（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ZL151.4mmZL2116.4mmZL3134.6mm（5）按弯扭合成应力校核轴的强度①轴的载荷分析与计算如下图a所示为输出轴的载荷的总受力图：图中：T：表示输出轴承受的转矩的大小及其方向。通过之前的计算可得T=930.868N.m。Ft1：表示输出轴上低速级大齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知大齿轮的分度圆直径为d=249.057mm，通过公式Ft1=2000T/d，可计算得到Ft1Fr1：表示输出轴上低速级大齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr1=Ft1tanαFa1：表示小齿轮上承受的轴向力。通过Fa1=Ft1tanβFzc13Fzc12Fzc23Fzc22Fzc21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T930.868N.mF7475.149NF2823.401NF2072.864NF5185.383NF420.224NF2289.766NF2403.177NF2072.864N②绘制输出轴的轴的载荷分析图根据求得的输出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，既可以得到输出轴的轴的载荷分析图，如下图所示：图中：MxymaxMxzmaxMmax：表示输出轴承受的最大弯矩。且Tmax：表示输出轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以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Mxy279729.777N.mmMxz266528.706N.mmM386375.852N.mmT930867.600N.mm③输出轴的弯扭校核σ确定以上数值：1)M表示轴所受的弯矩，在这里M=Mmax=2)T表示轴的所受的扭矩T=930867.600N.mm3)α表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取α=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=74mm，所以W为：W=将以上数值带入可得：σ已知输出轴的许用弯曲应力σ-1=60MPa八、滚动轴承的选择和计算通过轴结构的设计总结了减速器中所有轴使用的型号及参数，故在此需要确定轴承的预期计算寿命，查阅相关资料《机械设计》，通用的减速器轴承预期计算寿命Lh'一般为12000~20000之间，在此确定Lh'1．输入轴的选用轴承的校核：由于输入轴轴承载荷性质良好，故取载荷系数fd=1.1名称数值轴承型号320/32轴承基本额定动载荷Cr（单位：N36500轴承基本额定静载荷C0r（单位：N49200轴承载荷系数f1.1计算系数e0.45计算系数Y1.3计算系数Y00.7（1）输入轴轴承的轴向力的计算通过之前输入轴的设计与校核，已经得到输入轴左侧轴承的竖直方向的径向力、水平方向的径向力、轴向的轴向力与轴承的转速。具体参数如下表所示：名称数值左侧轴承竖直方向的径向力F668.865N左侧轴承水平方向的径向力F138.244N左侧轴承轴向方向的轴向力F0N右侧轴承竖直方向的径向力F2088.164N右侧轴承水平方向的径向力F901.071N右侧轴承轴向方向的轴向力F743.397N轴承轴承的转速n720r/min轴承承受的轴向力Fe743.397N①轴承的派生轴向力的计算由于在输入轴上采用的圆锥滚子轴承，而当圆锥滚子轴承受到径向力的作用，会产生派生轴向力，左右轴承的派生轴向力计算过程如下：左侧轴承的派生力Fd1的计算：Fd1=右侧轴承的派生力Fd2的计算：Fd2=式中Y表示轴承的计算系数，Fr1和FFF上式中由之前式中数据已由之前表中提供，带入公式可得：Fr1=683.002N，Fr2=2274.281将Fr1、Fr2与Y值带入公式可得：Fd1=262.693N，Fd2=874.724②轴承的实际轴向力的计算首先判断左侧右侧轴承处在压紧还是在放松状态：左侧轴承：Fzc11+Fd2=0+874.724=874.724右侧轴承：Fzc21+Fd1=743.397+262.693=1006.090通过判断Fzc11+Fd2=874.724N小于Fzc21+Fd1=1006.090N，故左侧轴承实际轴向力Fa1：Fa1=Fd1=262.693左侧轴承实际轴向力Fa2：Fa2=Fd1+Fe=262.693+743.397=1006.090（2）计算左侧、右侧轴承的当量动载荷P左侧轴承的当量载荷：P右侧轴承的当量载荷：P确定以上值：确定X1、Y1、X2计算Fa1/Fr1=262.693/683.002=0.385小于e=0.45，故X1=1，Y计算Fa2/Fr2=1006.090/2274.281=0.442小于e=0.45，故X2=1，Y带入公式计算可得P1=751.302N，P2=2501.709（3）输入轴轴承的校核计算左侧轴承的寿命Lh1L计算右侧轴承的寿命Lh2L确定公式中的数值：n：n为轴承的转速，通过之前确定可以得到n=720r/minCr：Cr表示轴承的基本额定动载荷，通过之前确定得到CrP1：P1为左侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到P1P2：P2为右侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到P2带入公式计算可得：Lh1=9685240.006h，通过判断LLh2=175672.144h，通过判断L至此确定输入轴轴承符合设计要求。2．中间轴的选用轴承的校核：由于中间轴轴承载荷性质良好，故取载荷系数fd=1.1，已知中间轴名称数值轴承型号30208轴承基本额定动载荷Cr（单位：N77800轴承基本额定静载荷C0r（单位：N97200轴承载荷系数f1.1计算系数e0.57计算系数Y1.6计算系数Y00.9（1）中间轴轴承的轴向力的计算通过之前中间轴的设计与校核，已经得到中间轴左侧轴承的竖直方向的径向力、水平方向的径向力、轴向的轴向力与轴承的转速。具体参数如下表所示：名称数值左侧轴承竖直方向的径向力F5769.958N左侧轴承水平方向的径向力F1773.654N左侧轴承轴向方向的轴向力F2874.839N右侧轴承竖直方向的径向力F4670.445N右侧轴承水平方向的径向力F171.474N右侧轴承轴向方向的轴向力F0N轴承轴承的转速n156.522r/min轴承承受的轴向力Fe2874.839N①轴承的派生轴向力的计算由于在中间轴上采用的圆锥滚子轴承，而当圆锥滚子轴承受到径向力的作用，会产生派生轴向力，左右轴承的派生轴向力计算过程如下：左侧轴承的派生力Fd1的计算：Fd1=右侧轴承的派生力Fd2的计算：Fd2=式中Y表示轴承的计算系数，Fr1和FFF上式中由之前式中数据已由之前表中提供，带入公式可得：Fr1=6036.412N，Fr2=4673.592将Fr1、Fr2与Y值带入公式可得：Fd1=1886.379N，Fd2=1460.497②轴承的实际轴向力的计算首先判断左侧右侧轴承处在压紧还是在放松状态：左侧轴承：Fzc11+Fd2=2874.839+1460.497=4335.336右侧轴承：Fzc21+Fd1=0+1886.379=1886.379通过判断Fzc11+Fd2=4335.336N大于Fzc21+Fd1=1886.379N左侧轴承实际轴向力Fa1：Fa1=Fd2+Fe=1460.497+2874.839=4335.336左侧轴承实际轴向力Fa2：Fa2=Fd2=1460.497（2）计算左侧、右侧轴承的当量动载荷P左侧轴承的当量载荷：P右侧轴承的当量载荷：P确定以上值：确定X1、Y1、X2计算Fa1/Fr1=4335.336/6036.412=0.718大于e=0.57，故X1=0.4，Y计算Fa2/Fr2=1460.497/4673.592=0.313小于e=0.57，故X2=1，Y带入公式计算可得P1=10286.213N，P2=5140.951（3）中间轴轴承的校核计算左侧轴承的寿命Lh1L计算右侧轴承的寿命Lh2L确定公式中的数值：n：n为轴承的转速，通过之前确定可以得到n=156.522r/minCr：Cr表示轴承的基本额定动载荷，通过之前确定得到CrP1：P1为左侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到P1P2：P2为右侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到P2带入公式计算可得：Lh1=90438.706h，通过判断LLh2=912839.744h，通过判断L至此确定中间轴轴承符合设计要求。3．输出轴的选用轴承的校核：由于输出轴轴承载荷性质良好，故取载荷系数fd=1.1，已知输出轴名称数值轴承型号32914轴承基本额定动载荷Cr（单位：N70800轴承基本额定静载荷C0r（单位：N115000轴承载荷系数f1.1计算系数e0.32计算系数Y1.9计算系数Y01（1）输出轴轴承的轴向力的计算通过之前输出轴的设计与校核，已经得到输出轴左侧轴承的竖直方向的径向力、水平方向的径向力、轴向的轴向力与轴承的转速。具体参数如下表所示：名称数值左侧轴承竖直方向的径向力F5185.383N左侧轴承水平方向的径向力F420.224N左侧轴承轴向方向的轴向力F0N右侧轴承竖直方向的径向力F2289.766N右侧轴承水平方向的径向力F2403.177N右侧轴承轴向方向的轴向力F2072.864N轴承轴承的转速n50.930r/min轴承承受的轴向力Fe2072.864N①轴承的派生轴向力的计算由于在输出轴上采用的圆锥滚子轴承，而当圆锥滚子轴承受到径向力的作用，会产生派生轴向力，左右轴承的派生轴向力计算过程如下：左侧轴承的派生力Fd1的计算：Fd1=右侧轴承的派生力Fd2的计算：Fd2=式中Y表示轴承的计算系数，Fr1和Fr2表示FF上式中由之前式中数据已由之前表中提供，带入公式可得：Fr1=5202.383N，Fr2=3319.380将Fr1、Fr2与Y值带入公式可得：Fd1=1369.048N，Fd2=873.521②轴承的实际轴向力的计算首先判断左侧右侧轴承处在压紧还是在放松状态：左侧轴承：Fzc11+Fd2=0+873.521=873.521右侧轴承：Fzc21+Fd1=2072.864+1369.048=3441.912通过判断Fzc11+Fd2=873.521N小于Fzc21+Fd1=3441.912N左侧轴承实际轴向力Fa1：Fa1=Fd1=1369.048左侧轴承实际轴向力Fa2：Fa2=Fd1+Fe=1369.048+2072.864=3441.912（2）计算左侧、右侧轴承的当量动载荷P左侧轴承的当量载荷：P右侧轴承的当量载荷：P确定以上值：确定X1、Y1、X2计算Fa1/Fr1=1369.048/5202.383=0.263小于e=0.32，故X1=1，Y计算Fa2/Fr2=3441.912/3319.380=1.037大于e=0.32，故X2=0.4，Y带入公式计算可得P1=5722.621N，P2=8654.124（3）输出轴轴承的校核计算左侧轴承的寿命Lh1L计算右侧轴承的寿命Lh2L确定公式中的数值：n：n为轴承的转速，通过之前确定可以得到n=50.930r/minCr：Cr表示轴承的基本额定动载荷，通过之前确定得到CrP1：P1为左侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到P1P2：P2为右侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到P2带入公式计算可得：Lh1=1433307.813h，通过判断LLh2=361059.764h，通过判断L至此确定输出轴轴承符合设计要求。九、联轴器的选择和校核由之前轴设计可得输入轴选用的联轴器为弹性柱销联轴器，对应该联轴器的参数及其承受的转矩大小如下表示所示：名称参数型号LX2JA25×44许用转矩T（N.m）560N.m输入轴承受的转矩T（N.m）71.387N.m由于输入轴载荷平稳、无冲击，在此，确定弹性柱销联轴器的工作情况系数KA=1.3，则联轴器的计算转矩TTca=KAT=1.3×71.387=92.804N.m<T=由之前轴设计可得输出轴选用的联轴器为弹性柱销联轴器，对应该联轴器的参数及其承受的转矩大小如下表示所示：名称参数型号LX4JA55×84许用转矩T（N.m）2500N.m输入轴承受的转矩T（N.m）930.868N.m由于输出轴载荷平稳、无冲击，在此，确定弹性柱销联轴器的工作情况系数KA=1.3，则联轴器的计算转矩TTca=KAT=1.3×930.868=1210.128N.m<T=十、键联接的选择和强度校核1．输入轴的选用的键的校核：（1）输入轴左侧键的校核名称数值键型号GB/T1096键8×7×40键材料钢键的载荷性质静载荷键许用挤压应力P（单位：MPa）135MPa键的高度h（单位：mm）7mm键的宽度b（单位：mm）8mm键的长度L（单位：mm）40mm键所在轴端的对应直径d（单位：mm）25mm键的工作长度l=L-b（单位：mm）32mm键承受的扭矩T（单位：N.m）71.387N.m键实际挤压应力P=4000Thld（单位：MPa50.991MPa键校核P=135MPa>P=50.991MPa键校核是否成功由于P>P，故键校核成功2．中间轴的选用的键的校核：（1）中间轴左侧键的校核名称数值键型号GB/T1096键12×8×70键材料钢键的载荷性质静载荷键许用挤压应力P（单位：MPa）135MPa键的高度h（单位：mm）8mm键的宽度b（单位：mm）12mm键的长度L（单位：mm）70mm键所在轴端的对应直径d（单位：mm）42mm键的工作长度l=L-b（单位：mm）58mm键承受的扭矩T（单位：N.m）315.378N.m键实际挤压应力P=4000Thld（单位：MPa64.733MPa键校核P=135MPa>P=64.733MPa键校核是否成功由于P>P，故键校核成功（2）中间轴右侧键的校核名称数值键型号GB/T1096键12×8×45键材料钢键的载荷性质静载荷键许用挤压应力P（单位：MPa）135MPa键的高度h（单位：mm）8mm键的宽度b（单位：mm