机械设计课程设计说明书减速器传动装置分析设计

1、第 1页共 43页一、课题：减速器传动装置分析设计一、课题：减速器传动装置分析设计1 1、课程设计的目的、课程设计的目的通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。学习机械设计的一般方法。 通过设计培养正确的设计思想和分析问题、 解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。2 2、设计题目：设计题目：设计一用于带式运输机上的传动装置，工作有轻微振动，经常满载，空载启动，单向运转，单班制工作（每天 8 小时） ，运输带容许速度误差为5%，减速

2、10%，小批量生产，使用年限为 5 年（每年按 300 天）运输带工作拉力（n）2400运输带工作速度（m/s）1.2卷筒直径（mm） 3003 3、设计内容及要求、设计内容及要求1.减速器装配图一张(a0)；2.零件工作图 2 张(a3)；3.设计说明书 1 份。4、完成时间、完成时间共 2 周（2010.3.162010.3.30）第 2页共 43页二、机械传动装置的总体设计二、机械传动装置的总体设计（一（一） 、拟定传动方案、拟定传动方案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，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2

3、、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。机器一般是由原动机、传动装置和工作机等三部分组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使

4、用维护方便。我小组共提出三种传动方案，如下图：此方案为二级传动，是单级圆柱齿轮和带传动的组合。适用于低速环境，适用范围小；其特点是：制造成本低，但结构不紧凑，传动效率较低，带寿命较短，不宜在恶劣环境下工作。不宜优先取用。第 3页共 43页此方案为三级传动，是两级圆柱齿轮和带传动的组合。此方案最不可取；其特点是：带传动时不宜在恶劣环境下工作，带的寿命较短，且制造成本高，适用范围小，占地面积大，结构不紧凑，故此方案不行。此方案采用了两级二级斜齿圆柱齿轮传动（斜齿轮传动的平稳性好，重合度大，凑中心距时可不需变位） 。此种方案结构简单、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

5、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。因此此方案是较为合理的。综合以上三种方案比较，我组选择方案三如下图所示：第 4页共 43页（二（二） 、选择电动机、选择电动机1、选择电动机系列、选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380v y 系列的三相交流电源电动机。2 2、选电动机功率、选电动机功率（1） 、传动滚筒所需有效功率2400 1.22.8810001000wfvpkw（2） 、传动装置总效

6、率2312l1l2gbcy23 :2.1 10.9520.9920.97()0.99()0.960.95 0.970.990.992 0.96lgblcy按 机械设计课程设计表 确定各部分效率如下：联轴器1传动效率：联轴器 传动效率： 闭式齿轮传动效率：精度8级滚动轴承效率：一对传动滚筒效率：得 0.864（3） 、所需电动机功率2.883.30.864wrppkw（4） 、电动机的额定功率ped=4kw3 3、确定电动机转速、确定电动机转速(1)1000 601000 60 1.276.4 /mind 300(2)wvnr、传动滚筒转速、选出符合条件的电动机：为了便于选择电动机转速，先推算电

7、动机转速的可选范围。由表 21 差得：单机圆柱齿轮传动比范围 i=36， 则二级的圆柱齿轮传动比 i=(36)x(3-6)=(9-36)则电动机转速可选范围为nd=inw=(687.6-2750)可见同步转速为 750r/min、1000 r/min 和 1500 r/min 的电动机均符合。这里初步选同步转速分别为 1000 r/min 和 1500 r/min 的两种电动机进行比较min/4 .763 . 3864. 088. 2rnkwpkwpwrw第 5页共 43页由此可以选出， y112m4，结构紧凑，质量较轻。由机械设计课程设计中第二十章表 20选取电动机的参数如下：电动机的额定功

8、率kw，电动机的同步转速 n1=1500,满载转速 n2=1440.主轴直径mm.电动机长度为mm电动机的底部安装宽度为mm4 4、传动比分配、传动比分配（1） 、两级齿轮传动比公式、两级齿轮传动比公式122(1.11.5)(1.31.4)iiii（2） 、减速器传动比、减速器传动比00y11241440 / min76.4 / min,1500 / min144018.8576.4wwmnrnrrnin由选定电动机 ，满载荷转速，滚筒轴转速同步转速。总传动比（） 、分配传动比、分配传动比取1i=1.32i则有 1.322i=18.85得1i=4.952i=3.81（4）计算传动装置的运动和动

9、力参数）计算传动装置的运动和动力参数o 轴：电动机转轴轴：电动机转轴0r0000p =p4kw,1440 / min4955026.531140nrptn mn mn方案电 动 机型 号额定功率 （kw）电 动 机 转 速（r/min）电动机质量（kg）实际总传动比同 步满 载1y132m6410009607312.562y112m44150014404318.85电动机y112m41i=4.952i=3.81第 6页共 43页i 轴：高速轴轴：高速轴00101p.4 0.9913.961440 / min3.9695509550.26.26 .1440iliiiippkwnrptn mn m

10、n轴：中间轴轴：中间轴12123.96 0.99 0.973.81440290.91 / min4.953.895509550.124.75 .290.91iiiiiiiiiiiippkwnnriptn mn mn轴轴 ：低速轴：低速轴23233.8 0.99 0.973.65290.9176.4 / min3.813.6595509550456.25 .76.4iiiiiiiiiiiiiiiiiiippkwnnriptn mn（5）、数据汇总、数据汇总项目项目电 动 机 转电 动 机 转轴轴高速轴高速轴 i中间轴中间轴 ii低速轴低速轴 iii转速转速 r/mi91

11、76.4功率功率 kw43.963.803.65转矩转矩 n.m2.326.26124.7456.25传动比传动比14.953.811效率效率0.9930.96030.96030.991第 7页共 43页三、高速级齿轮的设计与校核三、高速级齿轮的设计与校核1、选材、选材(1)选择使用圆柱斜齿轮(2)一般机器,速度不高,选用 8 级精度(gb10095-88)(3).材料选择,由机械设计表 10-1 中知选择:小齿轮材料为 40cr(调质处理)硬度为 280hbs.大齿轮材料为 45 钢(调质处理)硬度为 240hbs,硬度差为 40hbs.2、初步计算、初步计算选取小齿轮齿数2z=24，齿数比

12、 4.95，.则大齿轮的齿数为2z=118.选取螺旋角=14.213112.32ethdzktudu试取载荷系数为 kt=1.6.小齿轮的转矩为 t1=21.07n.m取区域系数hz=2.433由机械设计表 10-7 取齿宽系数d=1.由机械设计表 10-6 查得材料弹性影响系数ez=189.812mpa.由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600mpa.大齿轮接触疲劳强度极限lim2=550mpa.由图 10-26 查得1=0.78 ,2=0.87 则1+2=1.65 .应力循环次数9119826060 1440 1 (5 300 8 1)1.0368

13、 101.0368 102.0945 104.95hnn jln 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.900.95hnhnkk接触疲劳许用应力:取失效概率为 1%.安全系数为 s=1.由式1lim112lim220.90 6005400.95 550522.5hnhhnhkmpampaskmpampaskt=1.6.hz=2.433d=1.ez=189.812mpa.1=0.78 ,2=0.87120.900.95hnhnkks=1.第 8页共 43页3.计算计算(1)、试算小齿轮分度圆直径、试算小齿轮分度圆直径.213123312 1.6 26.26 105.95 2.433 189

14、.81 1.64.95522.536.67ehthddz zktudu (2)、计算圆周速度、计算圆周速度1136.67 1140/2.76/60 10060 1000d tnvm sm s(3)、宽度、宽度 b 及模数及模数ntm11 36.6736.67dtbdmmmm 11cos36.67 cos141.48242.252.25 1.483.3436.6710.983.33tntntdmzhmbh（4） 、计算纵向重合度、计算纵向重合度110.318tan0.318 1 24 tan141.90dz （5） 、计算载荷系数、计算载荷系数 k根据 v=2.33m/s，8 级精度，由图 10

15、8 查得1.15vk 直齿轮，1hfkk由表 10-2 查得使用系数1ak ;由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.423hk.表 10-3 查得1.4hfkk1 1.15 1 1.4231.636avhhkk k kk (6)、校正实际载荷系数下的分度圆直径、校正实际载荷系数下的分度圆直径3311.636136.6740.091.6ttkddkk=1.98451.936.67bmm1.483.3410.98ntmhbh1.901.15vk 1hfkk1ak 1.423hk1.4hfkk140.09d 1.62nm 第 9页共 43页模数11cos40.09

16、cos141.6224ndmz4.按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计公式13212fsndfy yktmz（1） 、确定参数、确定参数1.1 1.05 1.4 1.351.9845avffkk k kk 2.根据纵向重合度1.9,由图 10-28 查得螺旋角影响系数0.88y3.计算当量齿数113322332426.27coscos 14118129.17coscos 14vvzzzz4.由表 10-5 查得齿行系数为122.652.18ffyy应力矫正系数:121.581.772ssyy5弯曲疲劳应力的计算由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度1500feamp查得大齿轮弯曲疲劳强度2

17、380feamp由图 10-18 取小齿轮弯曲疲劳强度10.82fnk取大齿轮弯曲疲劳强度20.86fnk取弯曲疲劳安全系数 s=1.41112220.82 500292.851.4380 0.86233.421.4nfefnnfefnksks0.88y1226.27129.17vvzz122.652.18ffyy121.581.772ssyy10.82fnk20.86fnks=1.412292.85233.42fnfn第 10页共 43页6.计算fasafy y1112222.65 1.580.014297292.852.218 1.7720.0618233.42fasaffasafyyyy

18、7设计计算213212costfsndfk yy ymz=1.262综合考虑取 m=2.于是取11121cos40.09 cos1419.452204.9599ndzmzzz5几何尺寸的计算几何尺寸的计算（1）计算几何中心距12122.62coszzma圆整取 123（2）按圆整后的中心距修正螺旋角1220992arccosarccos13.9222 160zzma因为值改变不多。故参数,hakz等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径1n12n2z md =z md =20 241.21coscos13.92100 2203.99coscos13.92（4）计算齿轮宽度11 41.2141

19、.21dbd 圆整后取 b1=45,b2=501112220.0142970.0618fasaffasafyyyym=2.122099zz123a 13.9212d =d41.21203.99b1=45,b2=50第 11页共 43页四、低速级齿轮的设计与校核四、低速级齿轮的设计与校核1、选材、选材(1)选择使用圆柱斜齿轮(2)一般机器,速度不高,选用 8 级精度(gb10095-88)(3).材料选择,由机械设计表 10-1 中知选择:小齿轮材料为 40cr(调质处理)硬度为 280hbs.大齿轮材料为 45 钢(调质处理)硬度为 240hbs,硬度差为 40hbs.2、初步计算、初步计算选

20、取小齿轮齿数2z=24.则大齿轮的齿数为2z=92.选取螺旋角=14.21311ehthddz zktudu （1）试取载荷系数为 kt=1.6.（2）小齿轮的转矩为 t1=100。13n.m取区域系数hz=2.433（3）由表 10-7 取齿宽系数d=1.（4）由表 10-6 查得材料弹性影响系数ez=189.812mpa.（5）由图 10-2 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600mpa.大齿轮接触疲劳强度极限lim2=550mpa.（6）由图 10-26 查得1=0.78 ,2=0.82 则1+2=1.60 .（7）应力循环次数8187260 290.91 1 (5 30

21、0 8 1)2.0945 102.0945 105.5 103.81nn 由 10-19 取接触疲劳寿命系数120.950.96hnhnkk接触疲劳许用应力:取失效概率为 1%.安全系数为 s=1.2z=242z=92=14.kt=1.6.hz=2.433d=1s=112570528hhaampmp第 12页共 43页由式1lim112lim220.95 6005700.96 550528hnhhnhaakmpskmps3.计算计算(1)小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径.213123312 1.6 124.75 104.81 2.433 189.81 1.63.8152862.23ehthdd

22、z zktudu (2)计算圆周速度计算圆周速度3362.00 290.910.947460 10060 1000d tnmmvss(3)宽度宽度 b 及模数及模数ntm31 62.2362.23dtbd 33cos62.23 cos142.52242.252.25 2.525.6662.23/5.6610.99tntntdmzhmbhjisuan(4)计算纵向重合度计算纵向重合度110.318tan0.318 1 24 tan141.903dz (5)计算载荷系数计算载荷系数 k计算载荷系数 k使用系数1.25ak 由 v=2.04.8 级精度，由图 10-18 查得1.02vk 由表 10

23、-4 查得1.426hk由表 10-13 查得1.35fk.表 10-3 查得1.2hhkk2.182hhkk k kk(6)校正实际载荷系数下的分度圆直径校正实际载荷系数下的分度圆直径0.9474mvs62.23b2.525.6610.99ntmhbh1.9031.25ak 2.182k 369.01d 第 13页共 43页33332.18262.2369.011.6tkddkt模数33cos69.01 cos142.7924ndmz4.按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计（1）公式213212costfsndfk yy ymz（2）确定参数1).1.25 1.02 1.2 1.352.06

24、55avffkk k kk2).根据纵向重合度1.665,由图 10-28 查得螺旋角影响系数0.88y3).计算当量齿数333344332426.27coscos 1492100.71coscos 14vvzzzz4).由表 10-5 查得齿行系数为322.652.198ffyy应力矫正系数:341.581.781ssyy5弯曲疲劳应力的计算弯曲疲劳应力的计算由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度1500feamp查得大齿轮弯曲疲劳强度2380feamp由图 10-18 取小齿轮弯曲疲劳强度10.84fnk取大齿轮弯曲疲劳强度20.9fnk取弯曲疲劳安全系数 s=1.42.79nm 1.

25、6652.0655k 0.88y3426.27100.71vvzz341.581.781ssyy34300244.3fnfnaampmp第 14页共 43页3334440.84 5003001.40.9 380244.31.4fnfefnfnfefnaakmpskmps6计算计算fasafy y3334442.65 1.580.01395673002.198 1.7810.01602244.3fasaffasafyyyy7设计计算设计计算213212costfsndfk yy ymz=2.82综合考虑取 m=3.于是333434cos69.01 cos1422.323233.8187.6388

26、ndzmzzzz8几何尺寸的计算几何尺寸的计算（1）计算几何中心距34171.62coszzma圆整后为 172（2）按圆整后的中心距修正螺旋角3423883arccosarccos14.00422 171.6zzma因为值改变不多。故参数,hakz等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径3n32nz md =z md =423 371.11coscos14.00488 3272.09coscos14.004（4）计算齿轮宽度3334440.01395670.01602fasaffasafyyyymn=3mm342388zz172a 14.0043d =d =471.11272.0971.1

27、1b b4=75,b3=80第 15页共 43页31 71.1171.11dbd 圆整后取 b4=75,b3=80五、轴的受力分析与结构设计五、轴的受力分析与结构设计一一.各齿轮的受力图各齿轮的受力图1 高速级齿轮受力图2 低速级齿轮受力图二二.低速轴低速轴的设计计算的设计计算1、求输出轴上的动力参数333p2.65kwn76.4r / mint456.25n m2、求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为2d272.09mm则3t22t2 456.25fn3353.67d272.09nnrttantan20ff3353.67n1258.03ncoscos14.004atfftan3

28、353.67tan14.004 n836.41n圆周力 ft，径向力 fr及轴向力 fa的方向如图 2 所示3、初步确定轴的最小直径先按机械设计370p式（152）30pdan333p2.65kwn76.4r / mint456.25n mtf3353.67nrf1258.03naf836.41n第 16页共 43页初步估算周的最小直径， 选取轴的材料为 45 钢调质处理。 根据表 15-3，取0a120，于是得333min01p2.65da12043.54mmn76.4输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩

29、3acatkt，查表 14-1，考虑为输送机，转矩变化很小，故取5 . 1ka，则：caa3tk t1.5 456.25n mm684.4n m按照计算转矩 tca 应小于联轴器公称转矩的条件， 查 机械设计手册 单行本 5-102，选用 l78 型弹性柱销联轴器， 其公称转矩为 710n m， 半联轴器的孔径 d=50mm，故取 da=50mm； 半联轴器长度 l=112mm， 半联轴器与轴配合的毂孔长度 l1=84mm。4、轴的结构设计（1） . 拟订轴上零件的装配方案如图所示装配方案(2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径.1）.为了满足半连轴器的轴向定位要求，ab 轴段左端需制

30、出一轴肩，故取 b 段的 db47mm，右端用轴端挡圈定位。半连轴器与轴配合的轮毂长度为 l1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在轴的端面上，故 a 段的长度应比 l1 略短一些，现取 la=82mm2）.初步选择滚动轴承，因轴承同时受有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 db52mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的 j 角接触球轴承 7211c 型，其尺寸 ddt=55mm100mm20mm，故 dcd=55mm。左端轴承采用轴肩定位，由手册上查得 7211c 型轴承的定位轴肩高度为h=6mm。所以取67ddmm.mind43

31、.54mm轴端倒角为 2045第 17页共 43页3）.取安装齿轮处的轴段 f 的直径67fdmm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 75mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取 lf72.5mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07hd，故取 h6mm，则轴环处的直径 de80mm，轴环宽度1.4bh，取 le12mm。4）.轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外侧面与半连轴器右端面间的距离 l=30mm，故取 lb50mm5). 取齿轮距箱体内壁的距离为 16mm， （此内壁是固定内部滚动轴承而用）

32、 ，已知滚动轴承的宽度 t21mm轴上大齿轮宽2b=50mm，大小齿轮两相对端面之间距离 c=20mm2145 1272.5 1070.5delbcaslmm 至此，已初步确定了轴的各段直径及其长度。如下表：轴abcdefgl82502170.51272.521d50525567806755(3）. 轴上零件的轴向定位齿轮，半连轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，按 da50mm 由机械设计课程设计表 61 查的平键截面 bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工长为 65mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76hn，同样，半连轴器与轴的连接，选用平键 14m

33、m90mm70mm，半连轴器和轴的配合为76hk。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证。此处轴的选择直径尺寸公差为 m6。（4）.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 152，取轴端倒角为 2045。(三三)、高速轴、高速轴的设计计算的设计计算1、求输入轴上的功率 p1、转速 n1和转矩 t1由总体设计知：111p3.96kwn1440r / mint26.26n m2、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为1d41.21mm111p3.96kwn1440r / mint26.26n mt1f1274.45n1rf477.90n1af315.87n第 18页共 43页而1t1312t2 2

34、6.26fn1274.45nd41.21 101nrttantan20ff1274.45n477.90coscos13.92n1atfftan1274.45 tan13.92 n315.87n3、初步确定轴的最小直径按机械设计370p中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40gr 调质处理。根据资料 1 表 15-3，取125a0，于是得133min01p3.96da12517.51mmn1440mm。取1.5ak 11.5 26.2639.39caatk tn mn m查机械手册5-102，由 gb4233-1984 选择联轴器为 lt4 型弹性套柱销联轴器，许用转高速轴结构设计

35、图高速轴结构设计图矩为 63n m，许用转速为 5700r/min，直径 24mm,则取24admm，半联轴器的长度为 52mm。4、轴的结构取26bdmm36almm查 gb292-83选 7260c 轴尺寸系列为：306216dd tmmmmmm故30cddmm轴承端盖总宽 20mm取端盖的外侧面与半联轴器右端面间距 l=30mm 故50blmm轴承 7206c 的宽度cl，即cl=16mmdl=（30+22）mm=34mm40flmm34.1fdmmmind17.51mm第 19页共 43页则145440 1091elmm34.1edmm又又134.1dmm端面侧角2 4532gdmm3

36、4hdmm则(2 230)34hlmmmm 故105411glmm 由此确定轴承各段直径及长度如下表：轴abcdefghil3650164914011416d242630343234.1323430（四（四） 、中间轴、中间轴i 的设计计算的设计计算1、求输入轴上的功率 p2、转速 n2和转矩 t2由总体设计知：222p3.8kwn290.91r / mint124.75n m2、求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为2d203.99mm而2t2322t2 124.75fn1223.1nd203.99 10nr2t2tantan20ff1223.1n458.64ncoscos13.

37、92a2t2ff tan1223.1 tan13.92 n303.14n已知低速级小齿轮的分度圆直径为3d71.11mm而3t3332t2 124.75fn3508.6nd71.11 10nr3t3tantan20ff3058.6n1343.15ncoscos14.004a3t3ff tan3508.6 tan14.004 n893.01n3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为 40cr调质处理。根据机械设计370p表 15-3，取0a122，于是得222p3.8kwn290.91r / mint124.75n m2d203.99mmt2f1223

38、.1nr2f458.64na2f303.14nt3f3508.6nr3f1343.15na3f893.01nmind38.1mm第 20页共 43页133min01p3.8da12238.1mmn290.91mm。4、轴的结构iiiiii图图中间的结构设计中间的结构设计查表gb292-83选用 7209ac型轴承， 尺寸系列458519dd tmmmmmm故45admm16almm又 大 齿 轮 分 度 圆 直 径2203.99dmm取36ddmm定位轴肩为 6mm2 648edddmm fd为齿轮轴直径故fd=55.65mm，60flmm水平 垂直 合成 第 21页共 43页从轴的结构图以及

39、弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的 mh、mv及 m 的值列于下表。5、强度校核1） 、确定力点与支反力与求轴上作用力2） 、齿轮上作用力11r122r21223508.60n tan1343.15n tan893.01n cos21223.10n tan458.64n tan303.14n cosd203.99mm d71.11mmtatnttatnttfdfffftfdffff3）径向载荷1rf和2rf水平面：121(90.5470.50)70.502946.85221.00ttr hfffn21213508.6 1223.102946.851784.85r httr hfff

40、fn垂直面：1212171.11203.99161.0470.50221116.00221.00aarrrvfffffn21211343.15458.64 1116.00231.49r vrrr vffffn 4) 总弯矩及总扭矩水平面：11359.96 10176.69hr hmfn m22370.50 10125.83hr hmfn m垂直面：12946.85rhfn21784.85r hfn11116.00rvfn2231.49r vfn 1176.69hmn m2125.83hmn m123466.9235.1716.3247.24vvvvmn mmn mmn mmn m第 22页共

41、43页11359.96 1016.92vrvmfn m211371.111035.172vvammfn m12370.50 1016.32vr vmfn m2123203.991047.242vvammfn m总弯矩：11221188.94hvmmmn m222016.32vmmn m22223130.65hvmmmn m224047.24vmmn m总扭矩：133171.1171.11103508.6 10124.7522ttfn m2332203.99203.99101223.10 10124.7522ttfn m载荷水平面 h垂直面 v支反力 f122946.851784.85nhnhf

42、nfn121116.0231.49nvnvfnfn弯矩m12176.69125.83hhmn mmn m123466.9235.1716.3247.24vvvvmn mmn mmn mmn m总弯矩1234188.9416.32130.6547.24mn mmn mmn mmn m扭矩t124.75tn m6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取6 . 0，轴的计算应力22223ca3m( t )188.94(0.6 124.75)5.65mpaw0.1 0.071111234188.9416.32130.6547.24mn mmn mmn mmn m124.75tn m第

43、23页共 43页前已选定轴的材料为 40cr，调质处理。由表 15-1 查得70mpa1-。因此1 -ca，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面）判断危险截面e 轴段截面 i 左侧配合引起应力集中；f 轴段 i 右侧受较大弯矩和扭矩，且直径较小，最终确定此两个面为危险截面。（2）截面左侧）截面左侧抗弯截面系数3333w0.1d0.1 49 mm11764.9mm抗扭截面系数3333tw0.2d0.2 49 mm23529.8mm截面 i 左侧的弯矩m188.94n m截面 i 上的扭矩 t2为2t124.75n mm截面上的弯曲应力bm188940mpa16.06mpaw1176

44、4.9截面上的扭转切应力3ttt124750mpa5.30mpaw23529.8轴 的 材 料 为 45 钢 ， 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得b11640mpa,275mpa,155mpa过盈配合处的k值，由附表 3-8 用插入法求出， ，于是得k1.1216，k1.003轴按磨削加工， 由附表 3-4 的表面质量系数为0.92。 故得综合系数为k11k11.121611.210.92 k11k11.00311.090.92 又由第 3-1 节,3-2 节得到碳钢的特性系数,1.0 1.20.050.1取1.00.05所以轴在截面 i 左侧的安全系数为1am275s7.75k1

45、.21 16.061.0 16.06 b16.06mpat5.30mpa第 24页共 43页1am155s8.47k1.09 16.060.05 16.06 ca2222s s7.75 8.47s5.72s=1.5ss7.758.47所以是安全的.（3）截面）截面 i 右侧右侧抗弯截面系数3333w0.1d0.1 51 mm13265.1mm抗扭截面系数3333tw0.2d0.2 51 mm26530.2mm截面左侧的弯矩m130.65n m截面上的扭矩 t2为2t124.75n mm截面上的弯曲应力bm130650mpa9.85mpaw13265.1截面上的扭转切应力2ttt124750mp

46、a4.70mpaw26530.2截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2 查取。因r2d460.05,1.15d40d40，经插值后可查得2.05,1.48又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为q0.82,q0.85故有效应力集中系数为：k1 q (1)1 0.82 (0.82 1)0.8524 k1 q (1)1 0.85 (0.85 1)0.8725 由附图 3-2 得尺寸系数0.76；由附图 3-3 得扭转尺寸系数0.87轴按磨削加工，由附表 3-4 的表面质量系数为92. 06故得综合系数为k10.85241k111.210.760.92 k10.87251k111.

47、090.870.92 所以轴在截面左侧的安全系数为1am275s12.63k1.21 9.85 1.0 9.85 b9.85mpat4.70mpa取6 . 0223cam( t )w20.8mpa第 25页共 43页1am155s13.80k1.09 9.850.05 9.85 ca2222s s12.63 13.80s9.32sss12.6313.80因此该轴的强度是足够的（4）截面）截面 i 左侧左侧抗弯截面系数3333w0.1d0.1 45 mm9112.5mm抗扭截面系数3333tw0.2d0.2 45 mm18225mm截面左侧的弯矩m16.32n m截面上的扭矩 t3为2t124.

48、75n m截面上的弯曲应力bm16320mpa1.79mpaw9112.5截面上的扭转切应力3ttt124750mpa6.84mpaw18225轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得200mpa,355mpa,735mpa11b过盈配合处的k值， 由附表 3-8 用插入法求出， 并取k0.8k，于是得k3.16，k0.8 3.162.53轴按磨削加工， 由附表 3-4 的表面质量系数为0.92。 故得综合系数为k11k13.1613.250.92 k11k12.5312.620.92 所以轴在截面左侧的安全系数为1am355s33.79k3.25 1.792.62 1.79 1am20

49、0s41.85k2.62 1.790.05 1.79 b1.79mpat6.84mpa第 26页共 43页ca2222s s33.79 41.85s26.29sss33.7941.85所以是安全的(五五).高速轴的校荷高速轴的校荷合成 垂直 水平 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的 mh、mv及 m 的值列于下表。（1）强度校核）强度校核1）力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）2）齿轮上作用力r21274.45n tan477.90n tan315.87n cosd41.21mmtatnttfdffff3）径向载荷1rf和2rf水平面：12347.45927.00

50、nhnhfnfn12159.88318.02nvnvfnfn第 27页共 43页11274.45 59.97347.45219.97r hfn21274.45347.45927.00r hfn垂直面：1477.90 59.97315.87 20.605159.88219.97rvfn2477.90 159.88318.02r vfn4）总弯矩和总扭矩水平面：13347.45 106.00 1055.59hmn m垂直面：113160.00 1025.58vrvmfn m213120.17315.8741.21 1013.6622vvadmmfn m总弯矩：112222155.5925.5861

51、.19hvmmmn m2213.66vmmn m总扭矩：311274.4541.21 1026.2622tdtfn m载荷水平面 h垂直面 v支反力 f12347.45927.00nhnhfnfn12159.88318.02nvnvfnfn弯矩m155.59hmn m1225.5813.66vvmn mmn m总弯矩1261.1913.66mn mmn m扭矩t26.26tn m2、按弯扭合成应力校核轴的强度、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取6 . 0，轴的计算应力155.59hmn m1225.5813.66vvmn mmn m1261.1913.66mn mmn m第

52、 28页共 43页22223ca361.19(0.6 26.26)m( t )9.03mpaw0.1 0.04121前已选定轴的材料为 40cr，调质处理。由p362 表 15-1 查得70mpa1-。因此1 -ca，故安全。3.低速轴的校荷低速轴的校荷水平 垂直 合成 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的 mh、mv及 m 的值列于下表。1强度校核1） 、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）2） 、齿轮上作用力r23353.67n tan1258.03n tan836.41n cos d272.09mmtatnttfdffff122295.131058.54n

53、hnhfnfn第 29页共 43页3）径向载荷1rf和2rf水平面：13353.67 152.492295.13222.82r hfn23353.672252.131058.54r hfn垂直面：11836.41272.09 1258.03 145.6821333.18222.82rvfn21258.03 1333.1875.15r vfn 4） 总弯矩和总扭矩水平面：11365.68 10150.74hr hmfn m20vm垂直面：11365.68 1087.56vrvmfn m213187.56836.41272.09 1026.2322vvadmmfn m 总弯矩：11221174.3

54、3hvmmmn m22226.23vmmn m总扭矩：33110353.67272.09 10456.2522tdtfn m载荷水平面 h垂直面 v支反力 f122295.131058.54nhnhfnfn121333.1875.15nvnvfnfn弯矩m121333.1875.15nvnvfnfn1287.5626.23vvmn mmn m121333.1875.15nvnvfnfn121333.1875.15nvnvfnfn1287.5626.23vvmn mmn m12174.3326.23mn mmn m456.25mn m第 30页共 43页总弯矩12174.3326.23mn mm

55、n m扭矩t456.25mn m5） 、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取6 . 0，轴的计算应力22223ca3174.33(0.6 456.25)m( t )53.70mpaw0.10.27209由表 15-1 查得70mpa1-。因此1 -ca，故安全。六、滚动轴承设计与校核六、滚动轴承设计与校核1.中间轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号 7206c 取轴承基本额定动载荷为：17800rcn；基本额定静载荷为：12800ocn（1）求两轴承的计算轴向力求两轴承的计算轴向力1af和和2af对于 7209ac 型的轴承， 按表 机械设计 p322,13-7.轴承的派生

56、轴向力drfefe为表中的判断系数,其值由faco的大小来确定,现在 e 未知,故先取 e=0.4,因此可估算;2212946.851116.003151.09rfne=0.413151.09rfn21799.80rfn11260.44dfn2df=719.92n；第 31页共 43页2221784.85231.491799.80rfn110.40.4 3151.091260.44drffn2df=0.42rf=0.41799.80n=719.92n；因此轴承 1 被压,轴承 2 被放松.123222719.92893.01 303.141309.79719.92adaaadffffnffn1

57、20.069770.02368aafcofco得到：12111210.4696,0.42330.4696 3151.091479.750.42331333.84drdreefe fnffn123222777.4858.47262.341373.56777.4adaaadffffnffn120.1070.06aafcofco得到120.408,0.403ee所以确定120.4126,0.4033ee（2）求轴承当量动载荷求轴承当量动载荷1p和和2p因为1112221373.560.3294178.5777.40.42331836.6ararfeffef查机械零件设计手册p198,gb292-83

58、,表 22-30 得 =11220.44,0;0.44,1.30.xyxy120.408,0.403ee =11220.44,0;0.44,1.30.xyxy1.1pf 1p4596.35n第 32页共 43页因轴承运转中有轻微冲击,按表 p321,13-61.1pf )(111arpfyfxfp 1.1 (1 4178.50)4596.35n222()prapfx fy f1.1 (0.44 1836.6 1.30 777.4)2000.6n（3 3）验算轴承寿命）验算轴承寿命因为12p p，)(106pchlh=631017800()61665.58.5660 211.74596.35h5

59、 年故轴承使用寿命足够、合格。2.高速轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号 7212ac 取轴承基本额定动载荷为：c=23500n；基本额定静载荷为：17500orcn（1）求两轴承的计算轴向力求两轴承的计算轴向力1af和和2af对于 7007c 型的轴承，轴承派生力drfef;其值由0afc的大小决定,但现在轴承派生力的大小af未知,故先取 e=0.4因此可以算得：2p 2000.6n)(106pchlh8.565年e=0.41320.65rf 2856.67rfn1df=128.26n2df=342.668n第 33页共 43页221290.24136.3320.65rf 222810.

60、76276.68856.67rfn1df=128.26n2df=342.668n故轴承 1 被放松，轴承 2 被压紧22411342.668273.469.268128.26adaadfffnffn201069.2680.039617500128.260.007317500aafcfc进行插值计算由机械设计p321，表 13-5,得2e=0.555,1e=0.451再计算12a1a2e =0.451,e =0.555,f =144.61n,f =202.05n.1112222241110200.451 320.65144.610.555 856.67475.45475.45273.4202.0