机械课程设计说明书传动系统

1、设设 计计 用用 纸纸- 0 -目录目录第一章第一章 机械设计说明书机械设计说明书.- 3 -第二章第二章 设计任务书设计任务书.- 4 -第三章第三章 设计计算说明书设计计算说明书.- 5 -一一:选择电动机选择电动机,设计参数设计参数.- 5 -(一):选择电动机 .- 5 -1计算带式运输机所需功率.- 5 -3选用电动机.- 5 -(二) 设计运动参数.- 6 -1传动比的确定.- 6 -2计算各轴的转速、功率、扭矩.- 6 -3传动装置的传动效率计算.- 6 -4各轴功率的计算.- 7 -5各轴扭矩的计算.- 7 -6转速校核.- 7 -二：传动零件的设计二：传动零件的设计.- 8

2、-（一）齿轮的设计.- 8 -1高速级齿轮的设计.- 8 -2低速级齿轮设计.- 15 -（二） 轴的初步设计.- 22 -（1）.中间轴m的设计：.- 22 -1选择轴的材料.- 22 -1.轴的初步估算.- 23 -2.轴的结构设计.- 23 -3.按许用弯曲应力校核轴.- 24 -4.轴的细部结构设计.- 27 -（2）.高速轴的设计.- 28 -1.选择轴的材料.- 28 -2.轴的初步估算.- 28 -3.轴的结构设计.- 28 -4.按许用弯曲应力校核轴的强度.- 30 -5 . 轴的细部结构设计.- 32 -（3）.低速轴的设计.- 33 -1.选择轴的材料.- 33 -2.轴的

3、初步估算.- 33 -3.轴的结构设计.- 33 -4.按许用弯曲应力校核轴的强度.- 34 -5. 轴的细部结构设计.- 37 -三三 滚动轴承的校核计算滚动轴承的校核计算.- 37 -设设 计计 用用 纸纸- 1 -（一） 高速轴的滚动轴承校核计算.- 37 -1. 作用在轴承上的负荷.- 37 -2 .计算当量动负荷.- 38 -3. 验算轴承寿命.- 39 -（二）.中间轴滚动轴承的校核计算.- 39 -1. 作用在轴承上的负荷.- 39 -2）.轴向负荷.- 40 -（三）.低速轴滚动轴承校核计算.- 41 -1. 作用在轴承上的负荷.- 41 -2 .计算当量动负荷.- 42 -3

4、. 验算轴承寿命.- 43 -4. 轴承静负荷计算.- 43 -四四. 平键联接的选用和计算（略）平键联接的选用和计算（略）.- 44 -（一）.中间轴与齿轮 2 的键联接选用及计算.- 44 -（二）.高速轴与低速轴上的键联接选用及校核方法与中间轴相同，经校核计算强度足够，过程略。.- 44 -五五. 联轴器的选择计算联轴器的选择计算.- 44 -（一）.高速轴输入端联轴器的选择.- 44 -（二）.低速轴输出端联轴器的选择.- 45 -六六 .箱体及其附件设计计算箱体及其附件设计计算.- 45 -参考文献参考文献:.- 46 -致谢致谢.- 46 -总总结结.- 47 -第一章第一章 机械

5、设计说明书机械设计说明书分析传动系统的工作情况分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：、传动方案的特点：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滚

6、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设设 计计 用用 纸纸- 2 -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。分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3，传动装置布置图，传动装置布置图: 1-电动机电动机 2-联轴器联轴器 3-二级展开式齿轮减速器二级展开式齿轮减速器 4-联轴器联轴器 5-驱动驱动卷筒卷筒 6-运输带运输带第二章第二章 设计任务书设计任务书设设 计计 用用 纸纸- 3 -第三章

7、第三章 设计计算说明书设计计算说明书一一:选择电动机选择电动机,设计参数设计参数(一一):选择电动机选择电动机1 计算带式运输机所需功率计算带式运输机所需功率/10002300 1.1/1000 1 2.53wwfvkwp 2 初估电动机额定功率初估电动机额定功率 p电动机所需输出功率dp2.532.810.9wdkwpp3 选用电动机选用电动机一般选用 y 系列三相异步电动机,根据计算电动机所需的输出功率;则查2.83dkwpzb/tk 22007-1988,jb/t 5274-1991 选用 y 100 l2-4 型电动机,其主要参数如下表设设 计计 用用 纸纸- 4 -电动机额定功率p3

8、kw电动机满载转速mn1420r/min电机轴伸出直径28mm 电机轴伸出端安装长度60mm(二二) 设计运动参数设计运动参数1 传动比的确定传动比的确定运输机驱动卷筒转速wn60 1000 /60 1000 1.1/3.14 30070 /minwvdrn总传动比=/1420/7020.3imw总n n= 1.21.3,=5054.02iii iiii低低总高高低高（）.2 计算各轴的转速、功率、扭矩计算各轴的转速、功率、扭矩12132:=1420 /min:/=281r/minl:/=70 /minhrmiirnnnnnn电高低3 传动装置的传动效率计算传动装置的传动效率计算齿式联轴器：1

9、.40.998 级精度的一般齿轮含轴承：2.30.97运输机驱动轴承：50.98故传动装置总校率：123450.9037 设设 计计 用用 纸纸- 5 -与估计值相近，电动机额定功率确定无误。4 各轴功率的计算各轴功率的计算带式运输机是通用工作机，取电机额定功率为设计功率。11212323:=2.97kw:=2.88kwl:=2.79kwhmpppppp5 各轴扭矩的计算各轴扭矩的计算 311132223333:9550 1019.974:9550 1097.88:9550 10380.64ph tnmnpm tnmnpl tnmn将以上运动参数列入下表轴的名称功率 kw转速 r/min转矩

10、nm高速轴 h2.97142019.974中间轴 m2.8828197.88低速轴 l2.7970380.646 转速校核转速校核 因为闭式传动取高速 h 级：2222111=/=505hhiu111小齿轮：z大齿轮：zz齿数比z z.低速 l 级：4428113=/=4.036lliu333小齿轮：z大齿轮：zz齿数比z z实际传动比设设 计计 用用 纸纸- 6 -24/20.36hliu u1 3z zzz2) 核验工作机驱动卷筒转速误差：卷筒实际转速/1420/20.3669.74 /minwwnnir转速误差 00003.75wwwwnnnn 满足设计条件二：传动零件的设计二：传动零件

11、的设计（一）齿轮的设计（一）齿轮的设计1 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计（1 1）材料的选择）材料的选择10-140280hbs45240rchbs由表选择小齿轮材料为调质处理，硬度为大齿轮材料为钢调质处理，硬度为（2 2）按齿面接触强度设计）按齿面接触强度设计估计小齿轮分度圆直径 21312(1)()thetdhk tz zudu：确定公式中参数值传动比 = 5.05hi适选载荷系数 =1.6tk设设 计计 用用 纸纸- 7 -小齿轮传递扭矩 =19.974 n m1t由表 10-7 选取齿宽系数 = 1d由表 10-6 选材料弹性影响系数 189.8eazmp由图 10-30 选取区域系

12、数 2.433hz初选取螺旋角 =140121.883.2(1/1/) cos1.71zz由公式由图 10-21 按齿面硬度查:小齿轮的接触强度极限 lim1750hamp大齿轮的接触强度极限 lim2600hamp计算应力循环次数91601.99 10hnnjl次 82603 94 10hnnjl。次由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 0.91h nk0.932h nk计算接触疲劳许用应力取失效率 1 安全系数 s=1 由式 10-12 得00 12675558hahampmp：计算a 计算小齿轮分度圆直径1td32312 1.6 19.974 10 (5.05 1) 2.433 189

13、.8()31.31 1.715.05558tdmmb 计算圆周速度 11/60 10002.33 /tvd nm sc 计算齿宽 b 及ntm设设 计计 用用 纸纸- 8 - 1131.30cos/1.382.253.11/10.06dtnttntbdmmmdmmhmmmb h1zd 计算纵向重合度 0.318tan1.744d1ze 计算载荷系数 k使用系数 根据 v=2.33m/s,8 级精度,由图 10-8 查1ak 得动载系数 =1.1vk由表 10-4 查得=1.342，由图 10-13 查得， 查表 10-3 hk1.4fk1.4hafakk故载荷系数2.06avhahkk k k

14、kf 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， 由式（）得10 10 33112.0529.2934.051.6ttkddmmkg 计算模数 nm 111.50ndmmzmii. 按齿根弯曲强度设计 式 10-17 1322cosaafsndfy yktzma. 确定计算系数a. 计算载荷系数 1 1.1 1.4 1.42.16avffkk k kk b. 根据，从图 10-28 查的螺旋角影响系数1.7440.88yc. 计算当量齿数 vz设设 计计 用用 纸纸- 9 - 113322332224coscos 14111121coscos 14vvzzzz。d. 查取齿形系数，由表 10-5

15、 查的12122.652.181.581.79fafasasayyyye. 计算大小齿轮，并加以比较。 取弯曲强度安全系数 s=1.4 由图（1018）查得 弯曲疲劳寿命系数 10.86fnk20.92fnk图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：1450fempa大齿轮的弯曲疲劳强度极限：2480fempaf. 计算弯曲疲劳许用应力 由式（1012）得 111222276.4315.4fnfeffnfefkmpaskmpas 1110.0151fasafyy2220.01237fasafyy小齿轮的值较大：设计计算将上述参数代入式 10-17 中得 =1.08对比计算结果，由齿面接触强

16、度计nm算的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取=1.5mm；以可满足弯nm曲强度。但为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得分度圆直径=34.05mm 来计算应有的齿数。1d 11cos22nzdm21111hzzu设设 计计 用用 纸纸- 10 -（3 3） 几何尺寸计算几何尺寸计算计算中心距 12()2cos103nazzmmm按中心距修正螺旋角 012cos()214.43narczzma计算大小齿轮分度圆直径 =171.92 mm011cos14.4334.07ndz m2d计算齿轮宽度 圆整得 134.07dbd213545bmmbmm（4 4）高速级齿轮传动的几何尺寸

17、归于下表）高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表名称计算公式结果 mm法面模数nm1.5法面压力角n020螺旋角014.431d34.07分度圆直径2d171.92*112aanddh m38.07齿顶圆直径*222aanddh m175.92*112ffnddh m29.07齿根圆直径*222ffnddh m166.68中心距12()2cosnazz m103齿宽1bb35设设 计计 用用 纸纸- 11 -2(5 10)bb45（5 5） 高速齿轮结构设计高速齿轮结构设计小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构大齿轮结构尺寸及结构如下：结构尺寸：结构尺寸：名称结构尺寸经验计算公式结果mm毂孔的直径 d5dd

18、45轮毂直径3d31.6dd72轮毂的宽度lld45腹板分布圆直径0d0(10 14)anddm154.92孔分布圆直径1d1032ddd113.46板孔直径2d203(0.25 0.35)()ddd24.88腹板厚度c(0.2 0.3)cb10结构简图：结构简图：设设 计计 用用 纸纸- 12 -2 低速级齿轮设计低速级齿轮设计（1 1）材料的选择）材料的选择10-140280hbs45240rchbs由表选择小齿轮材料为调质处理，硬度为大齿轮材料为钢调质处理，硬度为（2 2）按齿面接触强度设计）按齿面接触强度设计估计小齿轮分度圆直径 21312(1)()thetdhk tz zudu：确定

19、公式中参数值传动比 = 4.02li适选载荷系数 =1.6tk小齿轮传递扭矩 =97.88 n m2t由表 10-7 选取齿宽系数 = 1d设设 计计 用用 纸纸- 13 -由表 10-6 选材料弹性影响系数 189.8eazmp由图 10-30 选取区域系数 2.425hz初选取螺旋角 =150341.883.2(1/1/) cos1.65zz由公式由图 10-21 按齿面硬度查:小齿轮的接触强度极限 lim3750hamp大齿轮的接触强度极限 lim4600hamp计算应力循环次数81603.9 10hnnjl次 72609.8 10hnnjl次由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 0.

20、933h nk0.984h nk计算接触疲劳许用应力取失效率 1 安全系数 s=1 由式 10-12 得0034697.5558hahampmp：计算a 计算小齿轮分度圆直径1td32332 1.6 97.88 10 (4.02 1) 2.425 189.8()52.571 1.654.02588tdmmb 计算圆周速度 32/60 10000.77/tvd nm sc 计算齿宽 b 及ntm 3352.57cos/1.812.254.08/12.88dtnttntbdmmmdmmhmmmb h3zd 计算纵向重合度设设 计计 用用 纸纸- 14 - 0.318tan2.386dz3e 计算载

21、荷系数 k使用系数 根据 v=0.77m/s,8 级精度,由图 10-8 查1ak 得动载系数 =1.04vk由表 10-4 查得=1.355，由图 10-13 查得， hk1.38fk查表 10-3 1.4hafakk故载荷系数1.97avhahkk k kkf 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， 由式（）得10 10 33156.34ttkddmmkg 计算模数 nm 331.94ndmmzmii. 按齿根弯曲强度设计 式 10-17 2322cosaafsndfy yktzma. 确定计算系数a. 计算载荷系数 1 1.04 1.4 1.382.00avffkk k kk b. 根

22、据，从图 10-28 查的螺旋角影响系数2.3860.855yc. 计算当量齿数 vz设设 计计 用用 纸纸- 15 - 33344328.32cos114.3cosvvzzzzd. 查取齿形系数，由表 10-5 查的34342.552.181.611.79fafasasayyyye. 计算大小齿轮，并加以比较。 取弯曲强度安全系数 s=1.4 由图（1018）查得 弯曲疲劳寿命系数 30.91fnk40.98fnk图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：3450fempa大齿轮的弯曲疲劳强度极限：4480fempaf. 计算弯曲疲劳许用应力 由式（1012）得 333444409.54

23、70.4fnfeffnfefkmpaskmpas 3330.01000fasafyy4440.00829fasafyy小齿轮的值较大：设计计算将上述参数代入式 10-17 中得 =1.94mm对比计算结果，由齿面接触强nm度计算的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取=2mm；以可满足nm弯曲强度。但为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得分度圆直径=56.34mm 来计算应有的齿数。3d 33cos27.2nzdm43108lzzu设设 计计 用用 纸纸- 16 -（3 3）几何尺寸计算）几何尺寸计算计算中心距 34()2cos139.7nazzmmm圆整得 a=140mm 按中心

24、距修正螺旋角 034cos()215.36narczzma计算大小齿轮分度圆直径 =224 mm033cos15.3656ndz mmm4d计算齿轮宽度 圆整得 356dbdmm436065bmmbmm（4 4）高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表）高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表名称计算公式结果 mm法面模数nm2法面压力角n020螺旋角015.363d56分度圆直径4d224*332aanddh m60齿顶圆直径*442aanddh m228*332ffnddh m51齿根圆直径*442ffnddh m219中心距34()2cosnazzm140齿宽4bb60设设 计计 用用 纸纸- 17 -

25、3(5 10)bb70（5 5） 低速齿轮结构设计低速齿轮结构设计小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构大齿轮结构尺寸及结构如下：结构尺寸：结构尺寸：名称结构尺寸经验计算公式结果mm毂孔的直径 d5dd65轮毂直径3d31.6dd104轮毂的宽度lld65腹板分布圆直径0d0(10 14)anddm172孔分布圆直径1d1032ddd138板孔直径2d203(0.25 0.35)()ddd17腹板厚度c(0.2 0.3)cb20结构简图：结构简图：设设 计计 用用 纸纸- 18 -（二）（二） 轴的初步设计轴的初步设计（1）.中间轴中间轴 m 的设计：的设计：1 选择轴的材料选择轴的材料因中间轴是齿轮

26、轴，应与齿轮 3 的材料一致，故材料为 45 调质处理。由表 15-1 查得：640bmpa 355smpa1. 轴的初步估算轴的初步估算根据表（153） ，取，于是0112a 232min0224.33pdammn设设 计计 用用 纸纸- 19 -2. 轴的结构设计轴的结构设计 根据轴上零件的定位，装配轴的工艺性要求，参考表（8-3） ，图（8-4） ，初步确定出中间轴的结构图。中间轴的结构草图如下: （a）各轴段直径的确定 初选滚动轴承，代号为 7406ac 轴颈直径。15min30dddmm由轴承表 5-11 查出轴承的安装尺寸 =39mmad 过度轴段39mm2d ad 齿轮 3 分度

27、圆直径 =56mm3d 齿顶圆直径 =60mm3ad齿根圆直径 =51mm3fd齿轮定位轴肩高度参考表（4-1） ，取 h=5mm、b=5mm min(0.7 )4.5hdmm0. 1该外直径=40mm2d齿轮 2 处轴头直径，450dmm（b）.各轴段轴向长度的确定按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置，参考表 8-3，图 8-4，确定出轴向 1 525lmm、215lmm3370lbmm445lmm故190mlmm设设 计计 用用 纸纸- 20 -3. 按许用弯曲应力校核轴按许用弯曲应力校核轴（1）.轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可确定轴上两

28、齿轮力的作用点的位置。轴颈上安装的 7406ac 轴承从表 5-11 可知它的负荷作用中心距离轴承外端面尺寸a=26.1mm,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸，见上草图 130lmm49acmm67cdmm（2）.给轴的受力图见图（3）.计算轴上的作用力齿轮 2： 22222222221139tan428costan293tnrtattfndffnffn齿轮 3： 23333333323496tan1320costan960tnrtattfndffnffn（4）.计算支反力垂直面支反力（xz 平面）参考附图 2，3绕支点 b 的力矩和， 得0mbm 22233331.5/2/2(

29、57.531.5)765138raarazffdfdfrn 同理：，得0azm33322249/2/2(4957.5)126138raarbzffdfdfrn 校核： 计算无误230azbzrrzrrff水平平面（xy 平面）参考图 3同样，由绕 b 点力矩和 得0bym设设 计计 用用 纸纸- 21 - 23(57.531.5)31.52514.66138ttayffrn由 得：0aym 23(57.549)492120.34138ttbyffrn校核：校核： 计算无误计算无误230aybyttyrrff（5）转矩，绘弯矩图）转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图 3c 处弯矩：处弯矩： 2249

30、3748549/210605azczazaczmrn mmmrf dn mm左右d 处弯矩： 2231.5/22121731.53969bzadzbzdzmrf dn mmmrn mm 左右（6）水平面弯矩图：见图 3设设 计计 用用 纸纸- 22 -c 处弯矩：49123218.34cyaymrn mmd 处弯矩：31.566790.71dybymrn mm（7）合成弯矩：见图 3c 处： 2222128793.96123673.87cycczcycczmmmn mmmmmn mm左左右右d 处：22227007906766908.53dydzdydzmmmn mmmmmn mmd 左左d

31、右右（8）转矩及转矩图， 图 3 297.88tn m（9）.计算当量弯矩：绘弯矩图 图 3查表得应力校正系数：0.6 20.6 9788058730tn mmc 处：处：2128793.96136910.33ccccmmn mmmmn mm左左2右右（t）d 处： 291435.0866908.53mmn mmmmn mm2d 左d 左d 右d 右（t）（10）.校核轴颈c 剖面： 强度足够3126.94510.1ccmdmm右d 剖面： 3123.55500.1ddmdmm左齿根圆直径强度足够4. 轴的细部结构设计轴的细部结构设计由表 6-1 查出键槽尺寸 b h=16 10由表 6-2

32、查出键长 l=63设设 计计 用用 纸纸- 23 -由表 4-5 查出导向键面尺寸 a=2， 45。由表 4-3 得砂轮越程槽尺寸 (h=0.3 r=0.8)1b =3由表 4-6 查得各过渡圆角 r2参考表 9-2 得出各表面粗糙度值（2）.高速轴的设计高速轴的设计1. 选择轴的材料选择轴的材料由于该轴为齿轮轴，应与齿轮 1 的材料一致，故材料为钢调质，查表（151）40rc有：抗拉强度，许用弯曲应力，弯曲疲劳极限640bmpa160mpa。1275mpa2. 轴的初步估算轴的初步估算根据表（153） ，取，于是 0112a 131min0114.32pdammn考虑与电机轴半联轴器相匹配的

33、联轴器的孔径标准尺寸选用，取： 118dmm3. 轴的结构设计轴的结构设计1）.划分轴段根据轴上零件的定位，装配轴的工艺性要求，参考表（8-3） ，图（8-4） ，初步确定出高速轴的结构图：设设 计计 用用 纸纸- 24 -2）.各轴段直径的确定由于轴伸直径比强度计算的值大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径 118dmm选滚动轴承，代号为 7304ac 轴颈直径2520ddmm齿轮 2 处轴直径41134.0729.0738.07fadmmdmmdmm轴承安装直径27admm过渡轴段直径327addmm3）各轴段的轴向

34、长度的确定:联轴器轴向安装长度确定：由联轴器的型号为而确定,所以其长度取418 30yldj联轴器y28 6285mm,1l 轴承安装轴段：选轴承型号为 7304ac 轴承 b=15,所以=252l过渡轴段：3527alldmm齿轮轴段：分度圆直径 d=34.07mm 1129.0738.07afdmmdmm设设 计计 用用 纸纸- 25 -4. 按许用弯曲应力校核轴的强度按许用弯曲应力校核轴的强度（1）.轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可确定轴上两齿轮力的作用点的位置。轴颈上安装的 7304ac 轴承从表 5-11 可知它的负荷作用中心距离轴承

35、外端面尺寸a=16.8mm,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸，见上草图（2）.轴的受力图 参考附图参考附图 4（3）.计算轴上的作用力齿轮 1： 11111111121173tan441costan302tnrtattfndffnffn（4）.计算支反力垂直面支反力（xz 平面）参考附图 2，3绕支点 b 的力矩和， 得0mbm 11146.8/2141163.6raazffdrn 同理：，得0azm111100/2300130rabzffdrn 校核：校核： 计算无误计算无误10azbzrzrrf水平平面（xy 平面）参考图 3设设 计计 用用 纸纸- 26 -同样，由绕 b

36、点力矩和 得0bym 1100271130tayfrn由 得：0aym1100902130tbyfrn校核：校核： 计算无误计算无误10aybytyrrf（5）.转矩，绘矩图转矩，绘矩图垂直平面内的弯矩图 3c 处弯矩： 11100/21410010027100azaczazczmrf dn mmmrn mm 左右水平面弯矩图：见图 4c 处弯矩： 10014100cyaymrn mm （6）.合成弯矩：见图 4c 处： 2230548.6cycczmmmn mm左左2239587cycczmmmn mm右右（7）.转矩及转矩图， 图 4 119974tn mm（8）.计算当量弯矩、绘弯矩图

37、图 4应力校正系数： 0.6 10.6 1997411984.4tn mmc 处： 21410018505ccccmmn mmmmn mm 左左21右右（t）（9）.校核轴颈c 剖面： 强度足够3113.829.070.1ccmdmm右设设 计计 用用 纸纸- 27 -5 . 轴的细部结构设计轴的细部结构设计由表 6-1 查出键槽尺寸 b h=6 6由表 6-2 查出键长 l=25由表 4-5 查出导向键面尺寸 a=2， 45。由表 4-3 得砂轮越程槽尺寸 (h=0.3 r=0.8)1b =3由表 4-6 查得各过渡圆角 r2参考表 9-2 得出各表面粗糙度值（3）.低速轴的设计低速轴的设计

38、1. 选择轴的材料选择轴的材料材料选用为 45 钢调质，表（151）有：抗拉强度640bmpa，许用弯曲应力160mpa，弯曲疲劳极限1275mpa。2. 轴的初步估算轴的初步估算根据表（153） ，取，于是0120a 333min0340.99pdammn3. 轴的结构设计轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，参看图 1）.各轴段直径的确定考虑与电机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸选用，取：145dmm选用滚动轴承，代号为 7310ac 轴颈直径2650ddmm由轴承表 5-11 查出轴承的安装尺寸475dmm过渡轴段直径3560ddmm设设 计计 用用 纸纸- 28

39、-齿轮 4 处定位轴肩高度（参考表 4-1）,b=8.4 所以min(0.07 0.1)6hdmm72dmm齿轮 4 处轴头直径465dmm（2）.各轴段轴向长度的确定按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置，参考表 8-3 确定轴向长度，如图： 1127lmm230lmm530lmm356.68.4lmmbmm458lmm630lmm故：337llmm4. 按许用弯曲应力校核轴的强度按许用弯曲应力校核轴的强度1).轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可确定轴上两齿轮力的作用点的位置。轴颈上安装的 7310ac 轴承从表 5-11 可知它的负荷作用中心距

40、离轴承外端面尺寸a=33mm,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸，见上草图2).给轴的受力图设设 计计 用用 纸纸- 29 - 参考附图 5（3）.计算轴上的作用力齿轮 4： 34444244223398.57tan1282.80costan352.38tnrtattfndffnffn（4）.计算支反力垂直面支反力（xz 平面）参考附图 b绕支点 b 的力矩和， 得0mbm 44488/2766208raazffdrnn同理：，得0azm444120/2516.8208rabzffdrn校核： 计算无误40azbzrzrrf水平平面（xy 平面）参考图 c同样，由绕 b 点力矩和

41、得0bym 488907208tayfrn由 得：0aym设设 计计 用用 纸纸- 30 - 41201615208tbyfrn校核： 计算无误40aybytyrrf（5）.转矩，绘矩图垂直平面内的弯矩图 5c 处弯矩： 4412097818120/212576azczazaczmrn mmmrf dn mm左右水平面弯矩图：见图 5c 处弯矩：120115823cyaymrn mm（6）.合成弯矩：见图 5c 处：处： 2222151603116504cycczcycczmmmn mmmmmn mm左左右右（7）.转矩及转矩图，转矩及转矩图， 图图 5 3380640tn mm（8）.计算当

42、量弯矩、绘弯矩图 图 5应力校正系数： 0.6 30.6 380640228708tn mmc 处：2151603256672ccccmmn mmmmn mm左左23右右（t）（9）.校核轴颈c 剖面：3133450.1ccmdmm右 强度足够强度足够5. 轴的细部结构设计轴的细部结构设计由表 6-1 查出键槽尺寸 (t=7.5, r=0.5) b h=20 12由表 6-2 查出键长 l=70由表 4-5 查出导向键面尺寸 a=2， 45。由表 4-6 查得各过渡圆角 r2设设 计计 用用 纸纸- 31 -参考表 9-2 得出各表面粗糙度值三三 滚动轴承的校核计算滚动轴承的校核计算（一）（一

43、） 高速轴的滚动轴承校核计算高速轴的滚动轴承校核计算选用的轴承型号为 7304ac，由表 5-11 查出： 26.5rckn19.8orckn1. 作用在轴承上的负荷作用在轴承上的负荷1）.径向负荷a 处轴承： 22825razayfrrnb 出轴承： 22297rbzbyfrrn2）.轴向负荷3）.附图为轴承受力简图外部轴向力： 337aaffn从最不利受力情况考虑指向 b 出 ii 轴承，如上图所示。af轴承内部轴向力 (对接触角为的角接触轴承可暂取rs =ef =0.4 825=330n25。e=0.4): s0.40.4 297119rfn因af +s =337+119=456330=

44、s轴承 i 被压紧，为紧端，故： 456aaffsn119afsn设设 计计 用用 纸纸- 32 -2 .计算当量动负荷计算当量动负荷1 轴承， 查表 13-5，e=0.39/456/198000.02aorfc /456/8250.550.39arffe ; 载荷系数： 10.44x 11.445y 1df 当量动载荷： 11()1021rdrapfx fy fn 2 轴承， 查表 13-5 /119/198000.133aorfce=0.5 /119/2970.4arffe 20.44x 21.47y 当量动载荷： 22()305rdrapfx fy fn3. 验算轴承寿命验算轴承寿命因，

45、故只需验算 i 轴承。r1r2pp轴承预期寿命与整机寿命相同，为 205262h,具有足够使用寿命。4. 轴承静负荷计算经计算，满足要求，计算过程略（二）（二）.中间轴滚动轴承的校核计算中间轴滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为 7406ac，由表 5-11 查出： 41.4rckn33.4orckn1. 作用在轴承上的负荷作用在轴承上的负荷1）.径向负荷a 处轴承： 221830razayfrrn设设 计计 用用 纸纸- 33 -b 出轴承： 222244rbzbyfrrn2）.轴向负荷轴向负荷1.附图为轴承受力简图外部轴向力：32309aaafffn从最不利受力情况考虑指向 b 出 2 轴承

46、，如上图所示。af轴承内部轴向力(对接触角为的角接触轴承可暂rs =ef =0.4 1830=732n25。取 e=0.4): s0.40.4 2244898rfn因 af +s =309+732=1041898=s 轴承 2 被压紧，为紧端，故： 732afsn1041aaffsn 2 .计算当量动负荷1 轴承， /732/323000.022aorfc查表 13-5，e=0.308 1/732/18300.40.385arffe ; 载荷系数： 10.44x 11.435y 1.1df 当量动载荷： 11()1.1 18562041rdrapfx fy fn2 轴承， /1041/3230

47、00.032aorfce=0.404 /1041/22440.460.404arffe 20.44x 21.40y 设设 计计 用用 纸纸- 34 -当量动载荷： 22()2495rdrapfx fy fn3. 验算轴承寿命因，故只需验算 1 轴承。r1r2p p轴承预期寿命与整机寿命相同,为83658=23360h（年）（天）（小时） 轴承实际寿命： 310221667016670 40200()()260176233602682495rhrclhnp具有足够使用寿命。4. 轴承静负荷计算经计算，满足要求，计算过程略（三）（三）.低速轴滚动轴承校核计算低速轴滚动轴承校核计算选用的轴承型号为

48、7310ac，由表 5-11 查出： 80.5rckn70.2orckn1. 作用在轴承上的负荷作用在轴承上的负荷1）.径向负荷a 处轴承： 221187razayfrrnb 出轴承： 221624rbzbyfrrn2）.轴向负荷3）.附图为轴承受力简图外部轴向力： 4564aaffn从最不利受力情况考虑指向 a 出轴承，如上图所示。af设设 计计 用用 纸纸- 35 -轴承内部轴向力 rs =ef =0.4 1187=475n(对接触角为的角接触轴承可暂取 e=0.4): 25。 s0.40.4 1624650rfn因 af +s =564+650=1214475=s 轴承 1 被压紧，为紧端，故： 1214aaffsn650afsn 2 .计算当量动负荷计算当量动负荷1 轴承，/1214/605000.02aorfc 1/1214/11871.020.02arffe ; 载荷系数： 11x 10y 1.2df 当量动载荷： 11()1424rdrapfx fy fn 2 轴承， /650/605000.11aorfce=0.43 /650/16240.40.11arffe 20.4x 21.4y 当量动载荷： 22()3355rdrapfx