机械设计课程设计-简易专用半自动三轴钻床传动装置设计.docx

机械设计综合课程设计 10071108 王世豪机械设计课程设计计算说明书设计题目 简易专用半自动三轴钻床传动装置设计学院 机械工程及自动化学院班级 100714设计者 指导老师 2013年6月18日北京航空航天大学目录前言3一、设计任务书41、设计题目42、设计背景43、设计参数44、设计任务4二、总体方案设计41、传动方案的拟定4（1）原动机的选择4（2）传动装置选择42、电动机选择6（1）类型和结构形式的选择6（2）传动效率6（3）电动机转速计算73、传动系统的运动和动力参数7（1）分配减速器的各级传动比7（2）计算传动装置的运动和动力参数7三、传动零件的设计计算81、齿轮的设计和校核计算8（1）圆锥齿轮设计9（2）圆柱齿轮设计122、V带的设计和校核计算163、轴的设计和校核计算18（1）1号齿轮轴的校核18（2）2号轴的校核20（3）3,4,5齿轮轴的校核234、键的设计和校核计算26（1）小锥齿轮轴键的选择与校核126（2）大锥齿轮轴键26（3）圆柱齿轮轴键275、滚动轴承的选择及寿命计算27（1）小锥齿轮轴轴承的校核27（2）大锥齿轮轴轴承的校核28（3）圆柱齿轮轴轴承的校核30四、减速器箱体及附件的设计311、润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择31（1）润滑形式的选择31（2）密封装置31（3）润滑油和润滑脂的选择322、箱体设计【2】P.29323、技术要求32五、参考资料33前言机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求，由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践课程；是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养工科学生机械工程设计能力的课程。本设计说明书包括了北京航空航天大学机械设计课程设计产品的详细设计过程及相关阐述。本设计的目的是使机械相关专业学生学会一款机械产品的全程设计过程。即从任务分析、总体方案设计、各零部件及执行机构设计到最后的装配图和零件图设计。课程设计的目的主要体现在以下三个方面：1.培养学生综合运用机械设计课程和其它先修课程的基础理论和基本知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力；使所学的理论知识得以融会贯通、协调应用。2.通过课程设计，使学生学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。3.在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准规范、手册、图册和相关技术资料等，熟悉和掌握机械设计的基本技能。通过本学期对该课程的学习，我开始了从无所知到熟练掌握机械设计的设计过程。在老师的悉心指导下，我认真的学习了机械课程设计的基础知识，仔细的开始了设计工作。经过一个学期的努力，我在完成设计任务的同时，对以前所学的相关专业知识有了更深刻的理解，也在设计过程中复习了以前所学的相关课程，对这些课程知识有了更深刻的融会贯通。现在这个课程设计任务已经完成，我明显的感觉到自己的相关实践能力有很大的提高，使用电脑绘图软件也愈加熟练，在机械设计过程中也能注意到一些容易出现的小问题。由于自己能力有限，设计上的疏漏错误之处在所难免，恳请指正。在此感谢老师在这一学期里的辛勤教导，严格要求和认真指正。编者2013年05月28日一、设计任务书1、设计题目简易版自动三轴钻床2、设计背景（1）题目简述：简易版自动三轴钻床用于在零件上钻孔，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置是钻头持续转动，在零件上打孔。（2）使用状况：生产批量为5台；动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳；使用期限为10年，每年工作300天，每天工作5小时；检修期为三年大修，双班制工作。（3）生产状况：生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。3、设计参数选择第四组的数据：切削速度0.20m/s，孔径D=9mm，切削阻力矩T=130N/m。4、设计任务（1）三个钻头以相同的切削速度v作切削主运动，安装工件的工作台进给运动。每个钻头轴向进给阻力为F，被加工零件上三孔直径均为D，每分钟加工两件。（2）室内工作，生产批量为5件。（3）动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。（4）使用期限为10年，双班制工作。（5）专业机械厂制造，可加工7、8级精度齿轮、蜗轮。二、总体方案设计1、传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机和传动装置两部分：（1）原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/220V（2）传动装置选择减速器电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电机，所以要有一个过载保护装置。可选的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。链传动和齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸震能力差，也没有过载保护。带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；但还是比较符合本设计的要求，所以采用带传动。要实现传动方向改变90度，因而可以考虑采用蜗轮蜗杆加斜齿轮或者是锥齿轮加斜齿轮减速器，但考虑到蜗轮蜗杆效率低，而且安装精度、润滑要求高等因素，因而决定采用后者，即锥齿轮加斜齿轮减速器。机构简图：方案一方案二第二个方案和第一个方案的大体类似，只是在最后的与钻头相连的部分有所差异，下面主要画出这部分的示意图。图 1方案一：利用多级减速，减速的可调范围大。结构简单紧凑，不易出故障。方案二：最终齿轮输出的地方转速大小和方向不一致，而且占用地方过大，不好加工和摆放。综合整体的利弊分析，本项目传动采用方案一。2、电动机选择（1）类型和结构形式的选择按工作条件和要求选用一般用途的Y系列三相异步卧式电动机，封闭结构。（2）传动效率带传动：V带:1=0.96轴承：2=0.99锥齿轮：油润滑7级精度齿轮:3=0.97圆柱斜齿轮：7级精度4=0.97联轴器效率：5=0.99总传动效率：钻=1263441=0.792钻头转速：n3=601000vD=424(r/min)（3）电动机转速计算由电动机功率的计算公式可得Pw钻=Tnw9550=1304249550=5.77kW其中nw=V切削D=0.2010009=7.07r/s=424r/min.因此Pd=Pw钻钻=7.28kW为使载荷平稳，因此Ped略大于Pd即可，由Y系列电动机的数据，选择电动机额定功率为7.5kW7.28kW ，其中7.5kW为Y系列电动机的标准功率值。由上述的条件找出符合的电动机如下表所示电动机型号额定功率（kW）计算转速（r/min）电流（A）Y132S2-27.5300015Y132M-47.5150015.4Y160M-67.5100017Y160L-87.575017.7由于钻头的转速过快而且其中原动机输入的转向和输出的转向不在一个水平面内，是一个水平输入，一个竖直输出，因此我们考虑要使用到锥齿轮的减速器。而最终的输出轴的数目为三个，显然用一级锥齿轮减速器不能满足要求，所以我们采用二级圆锥-圆柱齿轮减速器。其技术特点中的传动比范围为7到15，根据这个我们可以计算出，可以选用的电机的转速范围为：2968r/min到6360r/min，因此选择Y132S2-2的电动机，满载转速为2960r/min。为了计算的方便，我们计算时，将其电机的转速按照nm=3000r/min3、传动系统的运动和动力参数计算总传动比i=3000424=7.07（1）分配减速器的各级传动比带传动 i01=2 圆锥齿轮 i12=3.5 圆柱斜齿轮 i23=1（2）计算传动装置的运动和动力参数0轴（电动机轴）： P0=Pd=7.28kW T0=9550P0n0=95507.283000Nm=23.17Nmn1=nm=3000r/min1轴（锥齿轮主动轴）： P1输入=Pd1=6.99WT1输入=9550P1输入n1=95506.991500Nm=44.503Nm P1输出=Pd122=6.85WT1输出=9550P1输出n1=95506.851500Nm=43.61Nmn1=nmi01=30002r/min=1500r/min2轴（锥齿轮从动轴）： P2输入=P1输出31=6.64kWT2输入=9550P2n2=95506.64424Nm=149.56Nm P2输出=P1输出3122=6.51kWT2输出=9550P2n2=95506.51424Nm=146.63Nm n2=424r/min 3,4,5轴（钻头输出轴）： P3,4,5输入=P3,4,5输出22314=2.04kWT3输入=9550Pin=95502.04424Nm=45.94Nm P3,4,5输出=Pw钻3=1.92kW T3输出=9550P3,4,5n3,4,5=95501.92424Nm=43.24Nmn3,4,5=424r/min将其计算结果整理为表格可得为：将上述运动和动力参数的计算结果汇总入下表轴号功率 P/kW转矩T/ Nm转速n/(r/min)传动比i输入输出输入输出0轴7.2823.1730001轴6.996.8544.543.61150022轴6.646.51149.56146.634243.53,4,5轴2.041.9245.9443.244241表 1三、传动零件的设计计算1、齿轮的设计和校核计算（1）圆锥齿轮设计计算项目设计计算依据和过程计算结果选材、精度考虑到功率一般，故小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度为241到286HBW，计算取为265HBW大齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为229到286HWB，计算取为235HBW，为开式软齿面传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度工作时间及部分参数闭式直齿圆锥齿轮传动，轴夹角=90，传递功率P1=6.99kW，传动比i=3.5两班制工作，寿命10年（每年按300天计算）小齿轮做悬臂布置，使用时间内，工作时间占23.3%=90P1=9.05kW，i=3.5寿命10年，300天/年，工作时间占23.3%计算项目设计计算依据和过程计算结果初步计算小齿轮直径因为采用闭式软齿面传动,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径初选小齿轮齿数取z1=17，z2=3.517=59.5，z2=59i=z2z1=5917=3.47传动比相对误差：=i-ii=0.58%5%，合适小齿轮转矩T1=44500Nmm初选载荷系数【1】P.61K=KAKVKFKF其中，KA=1.25，KV=1.2，Kt=1.6取齿宽系数 R=1/3确定弹性影响系数 ZE=189.8MPa确定区域载荷系数 标准直齿圆锥齿轮传动ZH=2.5确定接触许用应力 循环次数 N1=60n1jLh=60146016300 100.23=9.67108 N2=60n2jLh=3.05108 取KHN1=1，KHN2=1.05 接触疲劳极限【1】P.84 Hlim1=600MPa，Hlim2=570MPa安全系数SH=1.0 HP1=KHN1Hlim1H=16001=600MPa HP2=598.5MPa由接触强度计算小齿轮的分度圆直径【1】P.265 d12.923ZEH2KT1R1-0.5R2u =2.923189.8598.521.6445001/31-0.51/323.5 =88.277(mm) 为了使其满足要求初取：d1=95mmK=1.6ZE=189.8MPaT1=44.5Nm Hlim1=600MPaHlim2=570MPaKA=1.25 KV=1.2Kt=1.6 R=1/3 ZH=2.5 N1=9.67108 N2=3.05108 确定基本参数验算载荷系数 dm1=d11-0.5R=951-0.5 1/3=70.5mm 齿轮圆周速度 v=d1n1601000=5.231m/s 精度等级取7级合理【1】P.53 KH=KH=1.2【1】P.64 Ft1=2000T1dm1=200044.50370.5=1262.5N KAFt1b=1.2521262.530=95.21N/min 可知，KAFtb100N/min KHbe=1.25， KH=KF=1.5KHbe=1.875 【1】P.65 接触强度载荷系数 K=KAKVKFKF=1.21.251.8751.2 =3.375校正直径 d1=d1t3KKt=95.036mm影响不大按95mm取值计算仍然可以 校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。精度等级取7级合理z1=17 z2=59 取m=5.5确定主要传动尺寸确定模数m=95/17=5.48取m=5.5小齿轮直径d1=mtz1=95mmd2=mtz2=332.5mm 锥距R=d1u2+14=170.57mm齿宽b=RR=1/3170.57=56.856mm圆整，取b=55mmR=d/(2sin)，1=155640，2=74320.d1=95mm d2=332.5mm R=170.57mmb=55mm1=155640 2=74320 校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数：与接触强度系数相同 K=3.375计算当量齿数【4】 Zv1=z1cos1=17.68 Zv2=z2cos2=214.78 YF1=2.8， YF2=2.17 YS1=2.17， YS2=1.85确定许用应力 KFN1=0.92，KFN2=0.95，SF=1.4 则FN1=440MPa，FN2=425MPa【4】 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力，即 FN1=KFMFMSF=0.94401.4=289MPa FN2=288.4MPa校核弯曲强度【4】 F1=2KT1YF1YS1bm2(1-0.5R)2z1=23.37544.52.81.55555.520.85217 =63.79(MPa)F1 F2=57.54MPaF2K=3.375Zv1=17.68 Zv2=214.78 FN1=289MPaFN2=288.4MPa F1=63.79MPaF2=57.54MPa合格静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核（2）圆柱齿轮设计计算项目设计计算依据和过程计算结果选材、精度考虑到主动轮转速不高，传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度HB=241286，平均为260HB，而由于分配的传动比等于1，中间的大齿轮用45钢，调质处理，硬度为HB=229286，平均为240HB。在整体为闭式软齿面传动，载荷平稳，齿轮速度不高，同侧齿面精度选7级精度。=20。左旋。初步计算小齿轮直径因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径【1】P.265：d1Ad3KT2dHPu1u其中，Ad取756【1】P265，=20，K=1.4，T2=149.56Nm，d=1/3。接触疲劳极限【1】P.84：Hlim1=710MPa，Hlim2=580MPaHP10.9Hlim1=639MPaHP20.9Hlim2=522MPa代入数据得d75631.4149.561/352221+11=121.35(mm)初取d1=125mmK=1.4T2=149.56Nmd=1/3Hlim1=710MPaHlim2=580MPaHP1=710MPaHP2=522MPad1=125mm确定基本参数圆周速度v=d1n1601000=125424601000=2.775m/s7级精度合理初取齿数z1=29，z2=29，i=1确定模数mt=d1z1=12529=4.259，查表【1】P.54，取mn=4确定螺旋角=arccos44.259=2054小齿轮直径d1=mtz1=4.25929=124.056mm大齿轮直径d2=mtz2=124.056mm初取齿宽b=dd1=1/3124.056=40.17mm圆整为40mm，而中间的齿轮传动受力较大所以齿宽加厚10mm 则大齿轮的尺厚为50mm校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。7级精度合理z1=29 z2=29 mn=4 =2054 d1=124.056mm d2=124.056mm b=40mm校核齿面接触疲劳强度H=ZZZEZHKAKVKHKHFtd1bu1uHp【1】P.75（1）计算齿面接触应力节点区域系数【1】ZH=2.43，弹性系数【1】ZE=189.8Nmm2重合度系数Z重合度系数Z的计算公式由端面重合度a和纵向重合度确定。其中：端面重合度为=12z1tanat1-tant+z2tanat2-tant计算可得t=arctantanncos=arctantan20cos2054=211055at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=arccos120cos20.36125+24.259=291955at2=at1=291955由于无变位，端面啮合角t=t=211055，因此端面重合度=1.4988。纵向重合度为=bsinmn=40sin20544=1.43则Z=1=0.415螺旋角系数Z=cos=0.982Ft=2T2d1=2.295kNKA=1.25，KV=1.2，KH=cos2b=1.6631其中，cosb=coscosncost=0.9465KH=A+B1+0.6(bd1)2(bd1)2+C10-3b=1.4【1】P.65 H=2.43189.80.4150.9821.251.21.41.66312295125401+11 =643.35N/mm2（2）计算许用接触应力【1】P.82HP=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim取Hlim1=770MPa，Hlim2=580MPaSHlim=1.05 ZL1=ZL2=ZV1=ZR1=ZV2=ZR2=1 总工作时间th=10300160.233 =11200h NL1=60n1th=60142411200 =3.1108NL2=NL1=3.1108 ZNT1=ZNT2=1.06 【1】P.86齿面工作硬化系数：ZW1=ZW2=1.2-HB-1301700=1.147 ZX1=ZX2=1 HP2=5801.061111.14711.05 =671.60(MPa)HP1（3）验算HP=643.35MPaHP2=671.60MPaZH=2.43 ZE=189.8Nmm2 t=211055 =1.4988 Z=0.415 Z=0.982 KA=1.25 KV=1.2 KH=1.6631 KH=1.4 H=643.35MPa ZW=1.147 SHlim=1.05 HP2=671.60MPa接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整确定主要传动尺寸端面模数mt=mn/cos=4.259mm齿轮直径d1=mncosZ1=124.056mm d2=mncosZ2=124.056mm a=（z1+z2)mn2cos， =2054中心距a=(d1+d2)/2=124.056mm圆整为125mm齿宽b=40mm=2054 d1=124.056mm d2=124.056mm b=40mma=125mm齿根弯曲疲劳强度验算（1）齿根弯曲应力【1】F=KAKVKFKFFtbmnYYYFYSFP KA=1.25，KV=1.2，KF=KH=1.6631，YF1=2.54 ，YF2=2.38YS1=1.63，YS2=1.67 Y=0.25+0.75/v0.67 =1.43，Y=0.87，KF=1.4Ft=2295N 代入上述数据，齿根弯曲应力：F=KAKVKFKFFtbmnYYYFYS =118.53MPa（2）计算弯曲许用应力FP【1】P.87FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFlim 其中，Flim=265MPa，SFlim=1.25YVrelT=YRrelT=1，YX=1YNT1=YNT2=1，YST1=YST2=2FP=26520.89111.25=367.46(MPa)（3）检验FFP，合适KA=1.25KV=1.2 KF=1.6631 YF1=2.54 YF2=2.38 YS1=1.63 YS2=1.67 Y0.67 Y=0.87 KF=1.4 F=118.53MPaFP=367.46(MPa)静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核2、V带的设计和校核计算计算项目设计计算依据和过程计算结果确定计算功率Pc=KAP 【1】P.160取KA=1.1 P=7.28kW，Pc=8.008kWPc=8.008kWKA=1.1 选择带型选取V带，型号A，A型，小带轮直径80-100mm【1】P.150确定带轮直径和带速小带轮n1=3000r/min，i=2，取dd1=90mm 大带轮直径dd2=n1n2dd11-=178.2mm=0.01，取dd2=178mm小轮带速v=dd1n1601000=14.1m/s满足5m/s1201=166.5满足大于120的要求确定带的根数基本额定功率P0=1.07kWP0=0.17kW，包角系数k=0.96取长度系数kL=0.91，z=PcP=Pc(P0+P0)kLk=6.37取z=7根z=7根确定带的初拉力F0F0=500Pcvz2.5k-1+lv2 【1】P.162l=0.10，F0=119.8NF0=119.8N计算传动带在轴上的作用力FQFQ=2zF0sin12 =27119.8sin166.52=1665.5NFQ=1665.5N 3、轴的设计和校核计算（1）1号齿轮轴的校核计算项目设计计算依据和过程计算结果材料的选择与设计考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为45 号钢，调质处理，b=650MPa材料系数【1】P.38 C=114估算轴径dC3Pn=11436.991500=22.71mmdmin=25mm 所受转矩T1=44.53Nm 齿轮圆周力Ft1=Ft2=2000T1dm1=200044.5370.5=1047NFt1=1047N dm1=70.5mm齿轮径向力Fr1=Fttancos1=420.7NFr1=420.7N 齿轮轴向力Fa1=Fttansin1=102.2N Fa1=102.2N 受力图如后图竖直面反力FBH=420.7210-102.235120=706.6N FAH=FBH-Fr1=285.9N MC=102.235=3577Nmm MAH=-FAHLAB=-34308NmmFBH=706.6N FAH=285.9N MC= 3577Nmm MAH=-34308Nmm FQ=3560N水平面反力FAV=1047210+3560100120=4754.67N FBV=4754.67+3560-1047=7267.67N MBV=104790=94230Nmm MAV=-3560100=-356000Nmm FAV=4754.67NFBV=7267.67NMBV=94230NmmMAV=-356000Nmm合成弯矩图MMAX=MAV2+MAH2=358100Nmm如图3计算扭矩T=T1=44.5NmT=44.5Nm计算当量弯矩【1】P.49转矩按脉动循环考虑，取=-1b0bb=650MPa，0b=95MPa，-1b=55MPa=0.58危险截面A处当量弯矩Me=2M2+(T)2代入数据得，Me=360854 Nmm-1b=55MPaMe=360854 Nmm轴强度的校核【1】P.49-1b=55MPa危险截面A处的弯曲应力：a=Me0.1d3=3608540.1253=43.5MPa由于a-1b，所以安全a=43.5MPab-1b，安全1号轴的简图1号轴空间受力情况扭矩的沿轴分布合成弯矩的大小分布水平面和竖直面内的弯矩分布（2）2号轴的校核计算时由于2号轴上三个圆柱齿轮的对称布置，因而弯矩因素 消除，即Fr3对该轴无作用，如图4。计算项目设计计算依据和过程计算结果材料的选择考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为45 号钢，调质处理，b=650MPa材料系数【1】P.38C=112估算轴径dC3Pn=11236.64424=29.02mmdmin=35mm 所受转矩T2输入=176.35Nm T2输出=169.3Nm齿轮圆周力Ft1=Ft2=1047N 大圆锥齿轮dm=280mmFt3=2000T3d3=2000169.3125=2708NFt2=1047N Ft3= 2708N齿轮径向力Fr2=102.2N Fr3=Ft3tanncos=1049.45NFr2=102.2N Fr3= 1049.45N齿轮轴向力Fa2 =420.7NFa3=Ft3tan=990.15N Fa2 =420.7NFa3=Ft3tan=990.15N 受力图如下图竖直面反力FAH=420.72802+990.151252-102.2135186=575N FBH=FAH+Fr2=677.2N MCH=FAHLad=57551=21325NmmMDH=677.250+990.15125/2=24795Nmm FAH=575N FBH=677.2N MCH=21325NmmMDH= 24795Nmm 水平面反力FAV=2708350-1047135186=1423N FBV=27083136-104751186=5653N MDV=565351=260713Nmm FBV=5653NFAV=1423NMDV=260713Nmm合成弯矩图M=22607122+247952=261888Nmm如图5M=261888Nmm计算扭矩T=(1047140-2708125/2)MPa=7050NmmT=7050Nmm计算当量弯矩【1】P.49转矩按脉动循环考虑，取=-1b0bb=650MPa，0b=95MPa，-1b=65MPa=0.68危险截面D处当量弯矩Me=2M2+(T)2代入数据得，Me=2619120 Nmm-1b=65MPaMe=2619120 Nmm轴强度的校核【1】P.49-1b=65MPa危险截面D处的弯曲应力：b=Me0.1d3=26191200.1353=61.1MPa由于b-1b，所以安全b=61.1MPab-1b，安全2号轴样式2号轴空间受力分析竖直面内弯矩图水平面内弯矩图总合成弯矩的大小图2号轴扭矩图（3）3,4,5齿轮轴的校核计算项目设计计算依据和过程计算结果材料的选择 考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为45 号钢，调质处理，硬度237到280HB，b=650MPa材料系数【1】P.38 C=112估算轴径dC3Pn=11232.043424=21.68mmdmin=24mm 所受转矩T3,4,5=45.94NmT=45.94Nm 齿轮圆周力Ft3=Ft4=Ft5=2000T3d3=200045.94125=735.04NFt=735.04N齿轮径向力Fr3=Fr4=Fr5=Ft3tanncos=284.8NFr=Ft3tanncos=284.8N齿轮轴向力Fa3=Fa4=Fa5=Ft3tan=268.8N Fa3=Ft3tan=268.8N 受力图如下图竖直面反力FAH=284.8141-268.8125290=259.5N FBH=Fr3-FAH=25.3N MAH=25.390 =2304NmmFAH=259.5N FBH=25.3N MAH=2304Nmm 水平面反力FBV=735.045190=416.5N FAV=735.04+416.5=1151.54N MAV=416.590=37485Nmm FBV=416.5NFAV=1151.54NMAV=37485Nmm合成弯矩M=MA=2374852+45812=37763NmmM=37763Nmm计算转矩T=735.041252=45940NmmT=45940Nmm计算当量弯矩【1】P.49转矩按脉动循环考虑，取=-1b0bb=650MPa，0b=95MPa，-1b=55MPa=0.58危险截面A处当量弯矩Me=2M2+(T)2代入数据得，Me=46216Nmm-1b=55MPaMe=46216 Nmm轴强度的校核【1】P.49-1b=55MPa危险截面A处的弯曲应力：b=Me0.1d3=462160.1403=7.22MPa由于b-1b，所以安全b=7.22MPab-1b，安全3,4,5号轴的样式合成弯矩图和扭矩图竖直面和水平面弯矩图3,4,5号轴空间受力示意图4、键的设计和校核计算键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。（1）小锥齿轮轴键的选择与校核1计算项目设计计算依据和过程计算结果1）带轮键的选择与校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=25mm，选用键8728，GB/T 1096-2003【1】P.108转矩T1输入=44.5Nm接触长度l=L-b=28-8=20mml=20mm 许用挤压应力P钢的许用挤压应力为P=(70-80MPa)P=4Thld=44450072025=50.85MPaPP 符合要求2）小锥齿轮键的选择与校核2键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=29mm，选用键8728，GB/T 1096-2003【1】P.108转矩T1输出=43.61Nm接触长度l=L-b=28-8=20mml=20mm 许用挤压应力P钢的许用挤压应力为P=(70-80MPa)P=4Thld=44361072029=15.77MPaPP 符合要求（2）大锥齿轮轴键计算项目设计计算依据和过程计算结果1）大锥齿轮键的选择与校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=40mm，选用键1032，GB/T 1096-2003【1】P.108转矩T2输入=149.56Nm接触长度l=L-b=40-10=30mml=30mm 许用挤压应力P钢的许用挤压应力为P=(70-80MPa)P=4Thld=41495683040=6.23MPaPP 符合要求2）圆柱齿轮键的选择与校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=50mm，选用键1640，GB/T 1096-2003【1】P.108转矩T2输出=146.63Nm接触长度l=L-b=40-10=30mml=30mm 许用挤压应力P钢的许用挤压应力为P=(70-80MPa)P=4Thld=41466383050=4.88MPaPP 符合要求（3）圆柱齿轮轴键计算项目设计计算依据和过程计算结果圆柱齿轮键的选择与校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=28mm，选用键8725，GB/T 1096-2003【1】P.108转矩T=45.94Nm接触长度l=L-b=25-7=18mml=18mm 许用挤压应力P钢的许用挤压应力为P=(70-80MPa)P=4Thld=44594081828=45.58MPaPP 符合要求5、滚动轴承的选择及寿命计算轴承寿命Lh=300510=15000小时（1）小锥齿轮轴轴承的校核圆锥滚子轴承30306（一对），其尺寸：D=72mm，d=30mm，B=18.25mm计算项目设计计算依据和过程计算结果轴承主要性能参数【1】P120Cr=59.0kN C0r=63.0kN X、Y值【1】P.245当FaFre，X=0.4，Y=1.9e=0.31计算轴承的径向载荷Fr和轴向载荷FaFr1=2FAH2+FAV2=24754.672+285.92 =4763.25N Fr2=2FBH2+FBV2=2706.62+7267.672 =7301.94NFs1=Fr12Y=4763.2521.9=1253.49N， 向右Fs2=Fr22Y=3490.621.9=918.6N， 向左FA=102.2N ， 向左Fs1FA+Fs2 ，A被压紧Fa1=1253.49N Fa2=1151.29N Fr1=4763.25NFr2=7301.94NFs1=1253.49N 向右Fs2=918.6N 向左Fa1=1253.49N Fa2=1151.29N 计算当量动载荷P=fd(XFr+YFa) 【2】P.250Fa1Fr1=0.26e，则X=0，Y=1P1=1.104763.25+1253.491=1378.8N Fa2Fr2=0.15715000小时，满足要求 其中，=103 Lh=2324162小时15000小时，满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（2）大锥齿轮轴轴承的校核深沟球轴承6007，其尺寸：D=62mm，d=36mm，B=14mm深沟球轴承6008，其尺寸：D=68mm，d=40mm，B=15mm计算项目设计计算依据和过程计算结果轴承主要性能参数【1】P120Cra=16.2kN C0ra=10.5kN Crb=17.0kNC0rb=11.8kNX、Y值【1】P.245当FaFre，X=0.44，Y=1.47e=0.38计算轴承的径向载荷Fr和轴向载荷FaFr1=2FAH2+FAV2=25752+14232 =1534.8N Fr2=2FBH2+FBV2=2706.62+7267.672 =7301.9NFs1=Fr12Y=154821.47=526.5N， Fs2=Fr22Y=512821.47=1744.2N， 之前轴上锥齿轮轴向力420.7N向左,斜圆柱齿轮轴向力为990.15N 向右可得FA=569.45N向右由FA的大小方向可得知： B被压紧Fa1=420.7N Fa2=569.45NFr1=1534.8NFr2=7301.9NFs1=526.5N 向右Fs2=1744.2N 向左Fa1=420.7N Fa2=569.45N 计算当量动载荷P=fd(XFr+YFa) 【2】P.250Fa2Fr2=0.08e，X=0，Y=1P2=1.1569.451 =626.395N Fa1Fr1=0.2715000小时，满足要求 其中，=103 Lh=201800小时15000小时，满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（3）圆柱齿轮轴轴承的校核圆锥滚子轴承32008，其尺寸：D=66mm，d=40mm，B=17mm圆锥滚子轴承32007，其尺寸：D=62mm，d=