机械设计课程设计模板.doc

1 目录目录 一、设计任务书一、设计任务书.3 二、系统总体方案的设计二、系统总体方案的设计.4 （一）（一） 、分析传动系统的工作情况、分析传动系统的工作情况.4 （二）（二） 、传动方案的拟定、传动方案的拟定.5 三、电动机的选择三、电动机的选择.6 四、执行机构的选择四、执行机构的选择.10 五、传动装置的运动和动力参数五、传动装置的运动和动力参数.10 六、传动零件的设计计算六、传动零件的设计计算.13 （一）（一） 、高速级斜齿轮副的设计计算、高速级斜齿轮副的设计计算.13 （二）（二） 、低速级直齿轮的设计计算、低速级直齿轮的设计计算.15 七、轴系零件的设计计算七、轴系零件的设计计算.19 （一）（一） 、输入轴的设计计算、输入轴的设计计算.19 （二）、中间轴的设计计算（二）、中间轴的设计计算.23 （三）、输出轴的设计计算（三）、输出轴的设计计算.27 八、八、滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算.31 九、连接的选择和计算九、连接的选择和计算.37 十、联轴器的选择十、联轴器的选择.37 十一、减速器的润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择设计十一、减速器的润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择设计.38 十二、零部件及箱体的设计十二、零部件及箱体的设计.40 （一）（一） 、主要零部件、主要零部件.40 （二）（二） 、附件、附件 .40. （三）（三） 、减速器箱体的结构设计、减速器箱体的结构设计.41 十三、设计小结十三、设计小结.41 2 一、设计任务书一、设计任务书 . 3 二、系统总体方案的设计二、系统总体方案的设计 （一）（一） 、分析传动系统的工作情况、分析传动系统的工作情况 1. 组成：传动装置由电动机、减速器、联轴器、卷筒、轴承组成。 2. 特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、 减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置 不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产 生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓 沿齿宽载荷分布有均匀的现象。 3.电动机和工作机的安装位置： 电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一 端。 4.传动系统的简图： （二）（二） 、传动方案的拟定、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，原动机选用电动机。 2.传动装置的选择 电动机与减速器，减速器与工作机的联接选择联轴器联接 3.减速器的选择 由任务书可以看出，采用二级圆柱斜齿轮传动，是展开式的。 （三）（三） 、分析装配方案、分析装配方案 4 分析各零件作用、结构及类型： （1） 、主要零部件： 、轴：主要功用是直接支承回转零件，以实现回转运动并传递动力。高 速轴和中速轴都属于齿轮轴；低速轴为转轴、属阶梯轴。 、轴承：用来支承轴或轴上回转零件、保持轴的旋转精度、减小磨擦和 磨损。 、齿轮：用来传递任意轴间的运动和动力，在此起传动及减速作用，其 中齿轮 1 和齿轮 3 属于齿轮轴，为主动轮，都为斜齿圆柱齿轮。 、联轴器：主要用于联接两轴，使它们一起转动以传递运动和转矩。 （2） 、附件： 、窥视孔：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并 兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。 、通气器：使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平 衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。 、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各 部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精 度及安装精度。 、启箱螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或 密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。 、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部， 在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜 1 2 使油易于流出。 5 三、电动机的选择三、电动机的选择 1、选择电动机类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。 2、选择电动机的容量 电动机工作功率为kW, kW w d a p p 1000 w FV p 因此 kW 1000 d a FV p 确定电动机到工作机的总效率：设、分别为卷筒轴、滚动轴承、 1 2 3 4 圆柱斜齿圆柱齿轮传动（精度为 8 级） 、弹性性连轴器的传动效率，由表 22 查得=0.96、0.98、0.97、=0.99，则传动装置的总效率为由电动 1 2 3 4 机至卷筒的传动效率为 322 1234a 取，。则 1 0.96 2 0.98 3 0.97 4 0.99 322 0.960.980.970.990.83 a 所以 1500 1.45 2.62 10001000 0.83 d a FV pkW 3、确定电动机转速 二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故 2 8 40i 8 40 a i 电动机的转速范围为 (8 40) 81.49561.92 3259.6 / min da ninr 符合这一范围的同步转速有 750 、1000 和 1500 。/minr/minr/minr 根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动 比方案 如表： 6 方 案 电 动 机 型 号 额 定 功 率 电动机转速 () minr 同步 满载 转速 转速 电动机 重量 （kg） 参 考 价 格 （元） 中 心 高 （mm） 外 伸 轴 径 （mm） 外 伸 轴 长度 （mm） 磁 极 对 数 堵转 转矩 额定 转矩 最大 转矩 额定 转矩 14-Y100L23.015001430381200100286042.22.4 26-Y132S3.01000960631500132388062.02.0 38-Y132M3.0750710792100132388082.02.0 4、计算传动装置的总传动比，并分配各级传动比 (1)总传动比： （在 (8-40) 以内） 。 55.17 49.81 1430 w m n n i （2）分配各级传动比： 因, 开始二级圆柱齿轮减速器的传动比在 21*i ii (1.31.5) 之间,初取， 1 i 2 i 21 1.4ii 则减速器的传动比 ， 54 . 3 4 . 1 55.17 1.4 i1 2 i 96 . 4 1.4i2 1 i 符合齿轮传动比之间的范围。53 5、传动装置的运动和动力参数计算 （1 1）各轴转速：）各轴转速： 轴 1： min1430nrn m 轴 2： min31.288 96 . 4 1430 1 r i n n m 轴 3： min44.81 54 . 3 31.288 2 r i n n 卷桶轴： n=81.44min IVIII nr （2 2）各轴输入功率：）各轴输入功率： 轴 1： 24 *2.62*0.98*0.992.54 d PPkW 轴 2： 23 *2.54*0.98*0.972.41PPkW 7 轴 3: 23 *2.41*0.98*0.972.29PPkW 卷筒轴： 24 *2.29*0.98*0.992.22 IVIII PPkW （3 3）各轴输入转矩：）各轴输入转矩： 轴 1： 1 1 9550 9550*2.54 16.96 1430 P TNm n 轴 2： 2 9550*2.41 955079.83 288.31 P n TNm 轴 3: 3 9550 9550*2.29 268.54 81.44 P TNm n 卷筒轴： 4 9550 9550*2.22 260.33 81.44 IV IV P TNm n 将上述计算结果列于标中，以供查用： 各轴的运动及动力参数 轴号转速n minr 功率 PkW转矩 T mN 传动比i 电机轴 14302.62 14302.5416.964.96 288.312.4179.83 3.54 81.442.29268.54 1.0 滚筒轴 81.442.22260.331.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 和减速器传动比，可见第 1 方案比较适合。 选定电动机型号为，其尺寸参数见标准Y100L2-4 6、电动机主要外形和安装尺寸列于下表 8 中心高 H外形尺寸 (/2)LACADHD 底脚安装 尺寸 A B 地脚螺栓 孔直径 轴伸尺寸 DE 装键部位 尺寸 FG 100380 282.5 245160 1401228 608 24 四、执行机构的选择四、执行机构的选择 由任务书可知道，其卷筒的速度为，钢丝绳的拉力为，1.45/vm s1500FN 所以应选择承受力大于 1500N 的钢丝绳。卷筒的直径为 D=340mm.故此可按照 依据来选择合适的执行机构来满足实际需要。切在实际工作中不能超过额定载 荷。 9 五、传动装置的运动和动力参数五、传动装置的运动和动力参数 其运动方向如图所示 1、总传动比： （在 (8-40) 以内） 。 55.17 49.81 1430 w m n n i 2、分配各级传动比： 因, 开始二级圆柱齿轮减速器的传动比在(1.31.5) 21*i ii 1 i 之间,初取， 2 i 21 1.4ii 则减速器的传动比 ， 54 . 3 4 . 1 55.17 1.4 i1 2 i 96 . 4 1.4i2 1 i 符合齿轮传动比之间的范围。53 （四）传动装置的运动和动力参数计算 1、各轴转速 轴 1： min1430nrn m 轴 2： min31.288 96 . 4 1430 1 r i n n m 轴 3： min44.81 54 . 3 31.288 2 r i n n 卷桶轴： n=81.44min IVIII nr 2、各轴输入功率 轴 1： 4 *2.62*0.992.59 d PPkW 10 轴 2： 3 *2.54*0.972.46PPkW 轴 3: 23 *2.41*0.972.34PPkW 卷筒轴： 24 *2.29*0.992.27 IVIII PPkW 3、各轴输出功率 轴 1： 24 *2.62*0.98*0.992.54 d PPkW 轴 2： 23 *2.54*0.98*0.972.41PPkW 轴 3: 23 *2.41*0.98*0.972.29PPkW 卷筒轴： 24 *2.29*0.98*0.992.22 IVIII PPkW 4、各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 2.62 9550955017.50 1430 d d m p TN m n 轴 1： 1 1 9550 9550*2.54 16.96 1430 P TNm n 轴 2： 2 9550*2.41 955079.83 288.31 P n TNm 轴 3: 3 9550 9550*2.29 268.54 81.44 P TNm n 卷筒轴： 4 9550 9550*2.22 260.33 81.44 IV IV P TNm n 5、各轴输出转矩 轴 0.9816.96 0.9816.62TTN m 轴 0.9879.83 0.9878.23TTN m 轴 0.98268.54 0.98263.17TTN m 卷筒轴 0.98260.54 0.98255.33 VV TTN m 将上述计算结果列于标中，以供查用： 各轴的运动及动力参数 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名效率 P kW 转矩 T N m 转速 n r/min 传动比 i 11 输入输出输入输出 电动机轴 2.6217.501430 轴 2.592.5416.9616.6214304.96 轴 2.462.4179.8378.23288.313.54 轴 2.342.29268.54263.1781.441.0 卷筒轴 2.272.22260.33255.3381.441.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 和减速器传动比，可见第 1 方案比较适合。 选定电动机型号为，其尺寸参数见标准Y100L2-4 六、传动零件的设计计算六、传动零件的设计计算 （一）（一） 、高速级斜齿轮副的设计计算、高速级斜齿轮副的设计计算 斜齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮 按输入转速，,传递功率,正反向传动，断续工作，1430minnr4.96i =2.62 I PkW 有轻微振动，起动载荷为公称载荷的 1.4 倍，且每天工作十二小时，寿命为八年，大修期 为三年等条件来计算。 1 1、选择齿轮材料及精度等级、选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器断续工作，故起动次数频繁，所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用表面淬Cr40 火，齿面硬度为。大齿轮选用钢，表面淬火，齿面硬度；根4855HRC45#4050HRC 据指导书选 8 级精度。 2 2、选择齿数和齿宽系数、选择齿数和齿宽系数 初定齿数，； 1 19z 221 4.96 1994.24ziz 取，齿宽系数。 2 94z 2 1 94 4.95 19 z u z 1.0 d 3 3、确定轮齿的许用应力、确定轮齿的许用应力 1、根据两轮轮齿的齿面硬度，由资料查到两轮的齿根弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极 限分别为 ， 1 720 FE MPa 2 690 FE MPa ， 1 lim 1180 H MPa lim2 1135 H MPa 12 安全系数分别取,，得25 . 1 F S1.1 H S ， 1 1 0.7* 0.7*720 403.2 1.25 FE F F MPa S 2 2 0.7* 0.7*690 386.4 1.25 FE F F MPa S , 1 1 lim 1180 1072.73 1.1 H H H MPa S 2 2 lim 1135 1031.82 1.1 H H H MPa S 2、按齿根弯曲强度设计计算 齿轮阿爸级精度制造，取载荷系数 K=1.4（表 113）。齿宽系数=0.5（表 11 d 6）非对称布置。 小齿轮上的转矩： 1 1 9550 9550*2.54 16.96 1430 P TNm n 初选螺旋角：15 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数。1.4 tk 2）计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知， 4 1 1.696 10TN mm 3）由表 10-7 取。0.5 d 4）计算当量齿数 1 1 33 19 21.08 coscos 15 v z z 2 2 33 94 104.30 coscos 15 v z z 5）查取齿形系数 由表 11-8 查得 1 2.88 Fa Y 2 2.19 Fa Y 6）查取应力校正系数 由表 11-9 查得 1 1.57 Sa Y 2 1.81 Sa Y 13 7）计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2.88 1.57 0.0112 403.2 FaSa F YY 22 2 2.19 1.81 0.0103 386.4 FaSa F YY 经比较得小齿轮的数值大。 8) 设计计算 2 42 1 3 3 22 1 2cos 2 1.4 1.696 10cos 15 0.01121.40 0.5 19 FaSa n dF KTY Y Y mm Z m 。 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模 nm 数相差不大，取，已可满足弯曲强度。m2.0 n mm 4、几何尺寸计算 （1）计算中心距 12 19942 116.99 2cos2cos15 n m amm ZZ 将中心距圆整后取。120amm （2）按圆整后的中心距修整螺旋角 。 12 19942 arccosarccos19 40 22 120 n m a ZZ （3）计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 19 2 40.354 coscos19 40 n dmm mZ 2 1 94 2 199.646 coscos19 40 n dmm mZ （4）计算齿轮宽度 1 0.5 40.35420.18 d bmm d 取齿宽 ：=40mm, =45mm 2 b 1 b 4、 验算齿面接触疲劳强度 由表 11-4 查得材料的弹性影响系数，标准齿距时 ，189.8 E z 2.5 H z 。 2 1 94 4.95 19 z u z 1 3 1 3 3 22 1 2+12 1.4 16.96 104.95+1 =Z .189.8 2.5cos19 40 25 40.3544.95 =545.23=1072.73MPa EH H H KTu ZZ bdu 。 6、齿轮圆周速度： 1 1 40.354 1430 =3.02 60 100060 1000 n d m v s 14 （二）（二） 、低速级直齿轮的设计计算、低速级直齿轮的设计计算 按输入转速，,传递功率,正反向传动，断续288.31minnr3.54i =2.41 II PkW 工作，有轻微振动，起动载荷为公称载荷的 1.4 倍，且每天工作十二小时，寿命为八年， 大修期为三年等条件来计算。 1 1、选择齿轮材料及精度等级、选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器断续工作，故起动次数频繁，所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用表面淬Cr40 火，齿面硬度为。大齿轮选用钢，表面淬火，齿面硬度；根4855HRC45#4050HRC 据指导书选 8 级精度。 2 2、选择齿数和齿宽系数、选择齿数和齿宽系数 初定齿数，； 3 22z 423 3.54 2277.88ziz 取，实际传动比，齿宽系数。 4 78z 4 3 78 3.55 22 z u z 2 78 3.55 22 i 1.0 d 3 3、确定轮齿的许用应力、确定轮齿的许用应力 1、根据两轮轮齿的齿面硬度，由资料查到两轮的齿根弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极 限分别为 ， 1 710 FE MPa 2 680 FE MPa ， 1 lim 1160 H MPa lim2 1120 H MPa 安全系数分别取,，得25 . 1 F S1.1 H S ， 1 1 0.7* 0.7*710 397.6 1.25 FE F F MPa S 2 2 0.7* 0.7*680 380.8 1.25 FE F F MPa S , 1 1 lim 1160 1054.5 1.1 H H H MPa S 2 2 lim 1120 1018.2 1.1 H H H MPa S 2、按齿根弯曲强度设计计算 齿轮阿爸级精度制造，取载荷系数 K=1.4（表 113）。齿宽系数=0.5（表 11 d 15 6）非对称布置。 小齿轮上的转矩： 2 2 9550 9550*2.41 79.83 288.31 II P TNm n 初选螺旋角：15 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数。1.4 tk 2）计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知， 4 2 7.983 10TN mm 3）由表 10-7 取。0.5 d 4）计算当量齿数 1 1 33 22 24.41 coscos 15 v z z 2 2 33 78 86.55 coscos 15 v z z 5）查取齿形系数 由表 11-8 查得 1 2.75 Fa Y 2 2.26 Fa Y 6）查取应力校正系数 由表 11-9 查得 1 1.58 Sa Y 2 1.76 Sa Y 7）计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2.75 1.58 0.0109 397.6 FaSa F YY 22 2 2.26 1.76 0.0104 380.8 FaSa F YY 经比较得小齿轮的数值大。 8) 设计计算 2 42 1 3 3 22 3 2cos 2 1.4 79.83 10cos 15 0.01092.11 0.5 22 FaSa n dF KTY Y Y mm Z m 。 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模 nm 数相差不大，取，已可满足弯曲强度。m2.5 n mm 4、几何尺寸计算 （1）计算中心距 34 22782.5 129.41 2cos2cos15 n m amm ZZ 16 将中心距圆整后取。130amm （2）按圆整后的中心距修整螺旋角 。 34 22782.5 arccosarccos15 56 33 22 130 n m a ZZ （3）计算大小齿轮的分度圆直径 3 3 22 2.5 62.200 coscos15 5633 n dmm mZ 4 4 78 2.5 202.800 coscos15 5633 n dmm mZ （4）计算齿轮宽度 3 0.5 57.20028.6 d bmm d 取齿宽 ：=70mm, mm 3 b 4=56 b 5、 验算齿面接触疲劳强度 由表 11-4 查得材料的弹性影响系数，标准齿距时 ，189.8 E z 2.5 H z 。 2 1 94 4.95 19 z u z 1 3 1 3 3 22 1 2+12 1.4 79.83 103.555+1 =Z .189.8 2.5cos155633 30 57.2003.55 =794.9=1054.5MPa EH H H KTu ZZ bdu 。 6、齿轮圆周速度： 33 57.200 288.31 =0.863 60 100060 1000 d n m v s 高、低速级齿轮参数 名称高速级低速级 中心距 a(mm)120130 法面摸数(mm) 2.02.5 螺旋角（） 19 40 1556 33 。 齿顶高系数 * a h 11 顶隙系数c 0.250.25 压力角 2020 1922齿 数 9478 17 （mm） 40.35457.200分度圆 直径 (mm) 199.646202.800 (mm) 1 f d 35.35450.95 齿根圆 直径 (mm) 2 f d 194.646196.55 (mm) 1 a d 44.35462.200 齿顶圆 直径 (mm) 2 a d 203.646207.800 （mm） 4570齿 宽 （mm） 4056 齿轮等级精度88 材料及热处理大、小齿轮的材分别为 表面淬火，齿面硬度为40 r c 48 至 55HRC；45#钢表面淬 火，齿面硬度为 4050HRC 大、小齿轮的材分别为 表面淬火，齿面硬度为40 r c 48 至 55HRC；45#钢表面淬 火，齿面硬度为 4050HRC 七、轴系零件的设计计算七、轴系零件的设计计算 （一）（一） 、输入轴的设计计算、输入轴的设计计算 1、输入轴上的功率、转速、转矩 1 p 1n1T 11 1 2.54,1430 / min,16.96KWrN m p nT 2、求作用在齿轮 1 上的力 因已知齿轮分度圆直径 1 =40.354mm d 3 1 1 1 2 2 16.96 10 = =840.56N 40.354 T d tF 1 tan 840.561 tan20 =324.891N coscos19 40 Ftn rF 18 1 = tg =840.56119 40 =300.413N Fat tg F 3、初步确定轴的最小直径 先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45#刚，调质处理。 根据表 142，取，于是得：C=116 1 3 3 min 1 2.54 =C=116=14.048mm 1430 d P n 高速轴的最小直径显然是装带轮处的直径，即大带轮的轴孔直径，因为带轮上有键槽，故 将最小直径增加 7%，又因为装小带轮的电动机轴径 d=28mm, 因此高速 min 15.08dmm 轴装大带轮处的直径，故取。(0.8 1.2) 28dmm 1 2 25dmm 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如下所示 7 6 5 4 3 2 1 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）根据计算的最小直径取轴的直径=25mm。为了满足联轴器能更好的连接电动机和 1 2d 轴，1-2 轴左端需制出一轴肩，故 2-3 段得直径。由联轴器长度确定 2 3 30dmm 。 1 48lmm 2）初步选择滚动轴承。 因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求，并根据 ,由轴承产品目录中初步选取角接触球轴承，其型号为 7207C，其尺寸为 2 3 30dmm ,查得 a=15.7mm.故，而357217dD Tmmmmmm 37=35mmdd 3 14mm l 3）第七段轴的轴承采用套筒定位，右端滚动轴承采用轴肩进行定位。取。 4 37dmm 4）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。 取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离，L=35mm 故取。 2 45mm l 5）由于滚动轴承座断续要进行轴向固定,采用轴肩固定，故可取，中间轴两齿 4=37mm d 轮间的距离取 12mm,第二队齿轮的主动轮齿宽为 70mm,故可取。 4=74 lmm 19 6）取安装齿轮处的轴段 5 的直径，根据齿轮的轮毂宽度，取，取 5=40 dmm 5=45 lmm ，轴肩 6=37 dmm 6=12 lmm 去箱体呢你壁之间的距离考虑到箱体的铸造误差，在确定滚筒轴承位置时，应距=12amm 壁一段距离 S，取，已知滚动轴承宽度，则。=7smm=14tmm 7= + + =35 lt s amm 已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位 联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按，由教材表 109 查得平键截面 1 25mm d ，键槽用键槽铣刀加工，长为 33mm ，齿轮轮毂与轴的配合配合采用87b hmmmm 。带轮与轴的配合采用。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此 7 6 H n 7 6 H k 处选轴的直径尺寸公差为 k6。 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 1-27，取右轴端与 2 处倒角为，1，2 处圆角 R=1.0mm,其余圆角1.0 45 R=1.6mm。 （5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于角接触球轴承 7207AC,由手册中 可查得 a=21mm,作为简支梁的轴的支承跨距。 对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下： 20 对水平面进行计算： 121 21 233 () NHNHt NHt FFF FF lll 1 2 264.41 576.15 NH NH FN FN 12 27366 HNH N mm lMF 对垂直面进行计算： 121 21 232 () NVNVr NVr FFF FF lll 1 2 102.2 222.69 NV NV FN FN 21 12 10577.7 vNV N mm lMF 求总的弯矩，即合成弯矩： 2222 (10577)(27366)29339 HV MMN mm M 将计算结果列于下表： 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 264.41 ,576.15 NHNH FN FN 12 102.2 ,222.69 NVNV FN FN 弯矩 M27366 H MN mm10577.7 V MN mm 总弯 矩 M 22 +29339 vH MMM 扭矩 T 16960TN mm （6）按弯曲合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴 的正反向旋转，扭转切应力为对称循环应力，取=1.0 则： 222 2 3 293391.0 16960 5.29 0.1 40 caa T MP W M 前以选定轴的材料为 40Cr 钢，调质处理，查表的55Mpa,因此小于， 1b ca 1b 故安全。 （二）、（二）、中间轴的设计计算中间轴的设计计算 1、中间轴上的功率、转速及转矩 2 p 2n2T 12 2 2.41,288.31 / min,79.83KWrN m p nT 2、求作用在齿轮上的力 21 =840.56 tt N FF 21 =324.89 rr N FF 21 =300.413 aa N FF 因已知齿轮分度圆直径 3 =57.200mm d 22 3 2 3 3 2 2 79.83 10 = =2791.26N 57.2 T d tF 3 3 tan 2791.26 tan20 =1056.57N coscos 15 56 33 Ftn rF 。 33 =tan=2791.26 tan15 56 33 =797.35N FatF 。 3、初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 142，取， 0=110A 于是得： 2 3 3 min 2 2.41 =C=116=23.54mm 288.31 d P n 中间轴的最小直径显然是轴承处直径（图 4） 。为了使所选的轴直径与轴承的1, 6d d1, 6d d 孔径相适应，故需同时选取轴承型号。 选取型号为 7309AC 角接触球轴承，其尺寸为。查得4510025dDBmmmmmm a=27.5mm,所以。 16=45 ddmm 4、轴的结构设计 （1)拟定轴上零件的装配方案如下图 6 5 4 3 2 1 （2）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度 1）轴段 6 的右端与轴承之间采用套筒定位，去吃论据箱体之间的距离，考虑到a12mm 箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离 s 取，已知轴承=6smm 宽度，则。=25tmm 6= +s+a=12+6+25=40mm lt 2） 取安装斜齿圆柱齿轮处的轴段处 5 的直径，齿轮左端与左轴承之间采用套 5 d =48mm 筒定位。已知齿轮轮毂长度，为了使套筒端可靠的压紧大齿轮，此轴段应略短与=48lmm 轮毂长度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 5=40 lmm 23 。 44 0.07d,h=3mm,4d =50,l =12mmhmm故取则轴段处的直径取 3）确定两端轴承处的轴段长度 轴段处齿轮的分度圆直径，故取，又齿宽，所以取=57.200dmm 3=55 dmm=72bmm 。 3=70 lmm 4）轴段处 1 为滚动轴承，又轴承宽度，故。轴段 1 靠 1= =45 b ddmm=25bmm 1=25 lmm 轴肩固定，取，。 2=50 dmm 2=10 lmm （3）轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面，查表查得平键截面 5 40mm d ，键长为 38mm；此处齿轮轮毂与轴的配合配合采用。滚动轴承与14 9b hmm 7 6 H n 轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6. (4)确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 1-27，取轴端倒角为，其余各处取圆角为 R=1.6mm。1.6 45 mm (5)求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于角接触球轴承 7308AC,由手册中 可查得 a=27.5mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。 123 55.568.544.5168.5mm l ll 对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图： 24 对水平面进行计算： 12 23 12 3123233 0 ()()0 NHNH tt NHt t FFN FFN FF l lllllF 1 2 1300.86 2330.96 NH NH FN FN 111 72197.73 HNH N mm lMF 223 103727.72 HNH N mm lMF 25 对垂直面进行计算： 123 2 33 2 0 31231 2 ()() NVNVr r r r FFF NV F FFl llFlll 1 2 61.16 670.52 NV NV FN FN 111 3394.38 vNV N mm lMF 223 29838.14 vNV N mm lMF 求总的弯矩，即合成弯矩： 2222 11 1 (72197.73)(3394.38)72727.47 HV MMN mm M 2222 22 2 (103727.72)(670.52)10372.89 HV MMN mm M 将各计算结果列于下表： 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 1300.86,2330.96 NHNH FN FN 12 61.16,670.52 NVNV FN FN 弯矩 M 1 2 72197.73 103727.72 H H MN mm MN mm 1 2 3394.38 29838.14 V V MN mm MN mm 总弯 矩 M 1 72727.47103729.89MN mmMN mm 2 ， 扭矩 T 79830TN mm 6）按弯曲合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴 单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则： 222 2 2 1 3 72727.471.0 79830 11.85 0.1 45 caa T MP W M 前以选定轴的材料为 40Cr，调质处理，查表的55Mpa,因此，故安 1b ca 1b 全。 （三）（三）、输出轴的设计计算、输出轴的设计计算 1、输入轴上的功率、转速及转矩 3 p 3n3T 3 1 3 2029,81.44 / min,268540mKWrTN m p n 2、作用在齿轮上的力 因已知齿轮分度圆直径 4 =202.8mm d 43 = 2791.26N ttFF 26 43 = =1056.57N rrFF 43 = =797.35N aaFF 3、初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 142，取 C=116，于 是得： 3 3 3 min 3 2029 =C=116=35.27mm 81.44 d P n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴得直径和联轴器的 1d 孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表