机械课程设计说明书传动系统

1、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.

3、选择轴的材料.- 33 - 2.轴的初步估算.- 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 - （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

4、.计算当量动负荷.- 42 - 3. 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

5、谢.- 46 - 总总结结.- 47 - 第一章第一章 机械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

6、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

7、务书设计任务书 第三章第三章 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 2.53 w w fvkw p 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 dp 2.53 2.81 0.9 w d kw p p 3 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 2.83 d kw p zb/tk 22007-1988,jb/t 5274-1991 选用 y 100 l2-4 型电

8、动机,其主要参数如下表 电动机额定功率p 3kw 电动机满载转速 m n 1420r/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 w n 60 1000 /60 1000 1.1/3.14 30070 /min w vdr n 总传动比 =/1420/7020.3 i mw总n n = 1.21.3,= =5054.02 iii ii ii 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 1 21 32 :=1420 /min :/=281r/min l

9、:/=70 /min hr mi ir nn nn nn 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： 1.4 0.99 8 级精度的一般齿轮含轴承： 2.3 0.97 运输机驱动轴承： 5 0.98 故传动装置总校率： 12345 0.9037 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。 1 1 21 2 32 3 :=2.97kw :=2.88kw l:=2.79kw h m pp pp pp 5 各轴扭矩的计算各轴扭矩的计算 3 1 1 1 3 2 2 2 3 3 3 3 :9

10、550 1019.974 :9550 1097.88 :9550 10380.64 p h tnm n p m tnm n p l tnm n 将以上运动参数列入下表 轴的名称功率 kw转速 r/min转矩 nm 高速轴 h2.97142019.974 中间轴 m2.8828197.88 低速轴 l2.7970380.64 6 转速校核转速校核 因为闭式传动取高速 h 级： 2 2 22 111 =/=505 h h i u 1 1 1 小齿轮：z 大齿轮：zz 齿数比z z. 低速 l 级： 4 4 28 113 =/=4.036 l l i u 3 3 3 小齿轮：z 大齿轮：zz 齿数比

11、z z 实际传动比 24 /20.36 hl iu u 1 3 z zzz 2) 核验工作机驱动卷筒转速误差： 卷筒实际转速 /1420/20.3669.74 /min ww nnir 转速误差 00 00 3.75 ww w w nn n n 满足设计条件 二：传动零件的设计二：传动零件的设计 （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 10-140280hbs 45240 r c hbs 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

12、2 1 3 1 2(1) () the t dh k tz zu d u ：确定公式中参数值 传动比 = 5.05 h i 适选载荷系数 =1.6 t k 小齿轮传递扭矩 =19.974 n m 1 t 由表 10-7 选取齿宽系数 = 1 d 由表 10-6 选材料弹性影响系数 189.8 ea zmp 由图 10-30 选取区域系数 2.433 h z 初选取螺旋角 =14 0 12 1.883.2(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 lim1 750 ha mp 大齿轮的接触强度极限 lim2 600 ha mp 计算应力循环次

13、数 9 1 601.99 10 h nnjl次 8 2 603 94 10 h nnjl。次 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 0.9 1 h n k0.93 2 h n k 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 12 675558 haha mpmp ：计算 a 计算小齿轮分度圆直径 1t d 3 2 3 1 2 1.6 19.974 10 (5.05 1) 2.433 189.8 ()31.3 1 1.715.05558 t dmm b 计算圆周速度 11/60 1000 2.33 / t vd nm s c 计算齿宽 b 及 nt m 1

14、1 31.30 cos/1.38 2.253.11/10.06 dt ntt nt bdmm mdmm hmmmb h 1 z d 计算纵向重合度 0.318tan1.744 d 1 z e 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1 a k 得动载系数 =1.1 v k 由表 10-4 查得=1.342，由图 10-13 查得， 查表 10-3 h k 1.4 f k 1.4 hafa kk 故载荷系数2.06 avhah kk k kk f 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， 由式（）得 10 10 3 3 11 2.05 29.2934.

15、05 1.6 t t k ddmm k g 计算模数 nm 1 1 1.50 n d mm z m ii. 按齿根弯曲强度设计 式 10-17 1 3 2 2cos aa fs n df y y kt z m a. 确定计算系数 a. 计算载荷系数 1 1.1 1.4 1.42.16 avff kk k kk b. 根据，从图 10-28 查的螺旋角影响系数 1.744 0.88y c. 计算当量齿数 v z 1 1 33 2 2 33 22 24 coscos 14 111 121 coscos 14 v v z z z z 。 。 d. 查取齿形系数，由表 10-5 查的 12 12 2.

16、652.18 1.581.79 fafa sasa yy yy e. 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 1 0.86 fn k 2 0.92 fn k 图 10-20 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限： 1 450 fe mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限： 2 480 fe mpa f. 计算弯曲疲劳许用应力 由式（1012）得 11 1 22 2 276.4 315.4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s 111 0.0151 fasaf yy 222 0.01237 fasaf yy 小齿轮的值较大

17、：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。 1 d 11cos 22 n zdm 21 111 h zzu （3 3） 几何尺寸计算几何尺寸计算 计算中心距 12 ()2cos103 n azzmmm 按中心距修正螺旋角 0 12 cos()214.43 n arczzma 计算大小齿轮分度圆直径 =171.92 mm 0 11 cos14.4334.07 n

18、dz m 2 d 计算齿轮宽度 圆整得 1 34.07 d bd 21 3545bmmbmm （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 nm 1.5 法面压力角 n 0 20 螺旋角 0 14.43 1 d 34.07 分度圆直径 2 d 171.92 * 11 2 aan ddh m 38.07 齿顶圆直径 * 22 2 aan ddh m 175.92 * 11 2 ffn ddh m 29.07 齿根圆直径 * 22 2 ffn ddh m 166.68 中心距 12 ()2cos n azz m 103 1 bb 3

19、5 齿宽 2 (5 10)bb 45 （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 d 5 dd 45 轮毂直径 3 d 3 1.6dd 72 轮毂的宽度lld45 腹板分布圆直径 0 d 0 (10 14) an ddm 154.92 孔分布圆直径 1 d 103 2ddd 113.46 板孔直径 2 d 203 (0.25 0.35)()ddd 24.88 腹板厚度c (0.2 0.3)cb 10 结构简图：结构简图： 2 低速级齿轮设计低速级齿轮设计 （1

20、1）材料的选择）材料的选择 10-140280hbs 45240 r c hbs 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 2 1 3 1 2(1) () the t dh k tz zu d u ：确定公式中参数值 传动比 = 4.02 l i 适选载荷系数 =1.6 t k 小齿轮传递扭矩 =97.88 n m 2 t 由表 10-7 选取齿宽系数 = 1 d 由表 10-6 选材料弹性影响系数 189.8 ea zmp 由图 10-30 选取区域系数 2.425 h z 初选取螺旋角 =1

21、5 0 34 1.883.2(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 lim3 750 ha mp 大齿轮的接触强度极限 lim4 600 ha mp 计算应力循环次数 8 1 603.9 10 h nnjl次 7 2 609.8 10 h nnjl次 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 0.93 3 h n k0.98 4 h n k 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 34 697.5558 haha mpmp ：计算 a 计算小齿轮分度圆直径 1t d 3 2 3 3 2 1.6 97

22、.88 10 (4.02 1) 2.425 189.8 ()52.57 1 1.654.02588 t dmm b 计算圆周速度 32/60 1000 0.77/ t vd nm s c 计算齿宽 b 及 nt m 3 3 52.57 cos/1.81 2.254.08/12.88 dt ntt nt bdmm mdmm hmmmb h 3 z d 计算纵向重合度 0.318tan2.386 d z3 e 计算载荷系数 k 使用系数 根据 v=0.77m/s,8 级精度,由图 10-8 查1 a k 得动载系数 =1.04 v k 由表 10-4 查得=1.355，由图 10-13 查得， h

23、 k 1.38 f k 查表 10-3 1.4 hafa kk 故载荷系数1.97 avhah kk k kk f 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， 由式（）得 10 10 3 31 56.34 t t k ddmm k g 计算模数 nm 3 3 1.94 n d mm z m ii. 按齿根弯曲强度设计 式 10-17 2 3 2 2cos aa fs n df y y kt z m a. 确定计算系数 a. 计算载荷系数 1 1.04 1.4 1.382.00 avff kk k kk b. 根据，从图 10-28 查的螺旋角影响系数2.386 0.855y c. 计算当量齿数

24、v z 3 3 3 4 4 3 28.32 cos 114.3 cos v v z z z z d. 查取齿形系数，由表 10-5 查的 34 34 2.552.18 1.611.79 fafa sasa yy yy e. 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 3 0.91 fn k 4 0.98 fn k 图 10-20 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限： 3 450 fe mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限： 4 480 fe mpa f. 计算弯曲疲劳许用应力 由式（1012）得 33 3 44 4 409.5 470.4 fn

25、fe f fnfe f k mpa s k mpa s 333 0.01000 fasaf yy 444 0.00829 fasaf yy 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。 3 d 33cos 27.2 n zdm 43 108 l zzu （3 3）几何尺寸计算）几何尺寸计算 计算中心距 34 ()2cos139.7 n azzmmm

26、 圆整得 a=140mm 按中心距修正螺旋角 0 34 cos()215.36 n arczzma 计算大小齿轮分度圆直径 =224 mm 0 33 cos15.3656 n dz mmm 4 d 计算齿轮宽度 圆整得 3 56 d bdmm 43 6065bmmbmm （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 nm 2 法面压力角 n 0 20 螺旋角 0 15.36 3 d 56 分度圆直径 4 d 224 * 33 2 aan ddh m 60 齿顶圆直径 * 44 2 aan ddh m228 * 33 2 ffn

27、ddh m 51 齿根圆直径 * 44 2 ffn ddh m 219 中心距 34 ()2cos n azzm 140 4 bb 60 齿宽 3 (5 10)bb 70 （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 d 5 dd 65 轮毂直径 3 d 3 1.6dd 104 轮毂的宽度lld65 腹板分布圆直径 0 d 0 (10 14) an ddm 172 孔分布圆直径 1 d 103 2ddd 138 板孔直径 2 d 203 (0.25 0.35)()

28、ddd 17 腹板厚度c (0.2 0.3)cb 20 结构简图：结构简图： （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： 640 b mpa 355 s mpa 1. 轴的初步估算轴的初步估算 根据表（153） ，取，于是 0 112a 2 3 2min0 2 24.33 p damm n 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

29、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。 15min 30dddmm 由轴承表 5-11 查出轴承的安装尺寸 =39mm a d 过度轴段39mm 2 d a d 齿轮 3 分度圆直径 =56mm 3 d 齿顶圆直径 =60mm 3a d 齿根圆直径 =51mm 3f d 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=40mm 2 d 齿轮 2 处轴头直径， 4 50dmm （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

30、向 1 5 25lmm 、2 15lmm 33 70lbmm 4 45lmm 故190 m lmm 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： 2 2 2 22 2 222 2 1139 tan 42

31、8 cos tan293 t n rt at t fn d ffn ffn 齿轮 3： 2 3 3 33 3 333 2 3496 tan 1320 cos tan960 t n rt at t fn d ffn ffn （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0 mb m 222333 31.5/2/2(57.531.5) 765 138 raar az ffdfdf rn 同理：，得0 az m 333222 49/2/2(4957.5) 126 138 raar bz ffdfdf rn 校核： 计算无误 23 0 azbzrr zrrf

32、f 水平平面（xy 平面）参考图 3 同样，由绕 b 点力矩和 得0 by m 23 (57.531.5)31.5 2514.66 138 tt ay ff rn 由 得：0 ay m 23 (57.549)49 2120.34 138 tt by ff rn 校核：校核： 计算无误计算无误 23 0 aybytt yrrff （5）转矩，绘弯矩图）转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图 3 c 处弯矩：处弯矩： 22 4937485 49/210605 azcz azacz mrn mm mrf dn mm 左 右 d 处弯矩： 22 31.5/221217 31.53969 bzadz bzd

33、z mrf dn mm mrn mm 左 右 （6）水平面弯矩图：见图 3 c 处弯矩：49123218.34 cyay mrn mm d 处弯矩：31.566790.71 dyby mrn mm （7）合成弯矩：见图 3 c 处： 22 22 128793.96 123673.87 cyccz cyccz mmmn mm mmmn mm 左左 右右 d 处： 22 22 70079067 66908.53 dydz dydz mmmn mm mmmn mm d 左左 d 右右 （8）转矩及转矩图， 图 3 2 97.88tn m （9）.计算当量弯矩：绘弯矩图 图 3 查表得应力校正系数：0

34、.6 2 0.6 9788058730tn mm c 处：处： 2 128793.96 136910.33 cc cc mmn mm mmn mm 左左 2右右 （t） d 处： 2 91435.08 66908.53 mmn mm mmn mm 2d 左d 左 d 右d 右 （t） （10）.校核轴颈 c 剖面： 强度足够3 1 26.9451 0.1 c c m dmm 右 d 剖面： 3 1 23.5550 0.1 d d m dmm 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 查出键长 l=63 由表 4

35、-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) 1 b =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）40 r c 有：抗拉强度，许用弯曲应力，弯曲疲劳极限640 b mpa 1 60mpa 。 1 275mpa 2. 轴的初步估算轴的初步估算 根据表（153） ，取，于是 0 112a 1 3 1min0 1 14.32 p damm n 考虑与电机轴半联轴器相匹配的

36、联轴器的孔径标准尺寸选用，取： 1 18dmm 3. 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： 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 1 18dmm 选滚动轴承，代号为 7304ac 轴颈直径 25 20ddmm 齿轮 2 处轴直径 411 34.0729.0738.07 fa dmmdmmdmm 轴承安装直径27 a dmm 过渡轴段直径 3 27 a ddmm

37、 3）各轴段的轴向长度的确定: 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 62 85mm, 1 l 轴承安装轴段：选轴承型号为 7304ac 轴承 b=15,所以=25 2 l 过渡轴段： 35 27 a lldmm 齿轮轴段：分度圆直径 d=34.07mm 11 29.0738.07 af dmmdmm 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

38、知它的负荷作用中心距离轴承外端面尺寸 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： 1 1 1 11 1 111 2 1173 tan 441 cos tan302 t n rt at t fn d ffn ffn （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0 mb m 111 46.8/2 141 163.6 ra az ffd rn 同理：，得0 az m 111 100/2 300 130 ra bz ffd rn 校核：校核： 计

39、算无误计算无误 1 0 azbzr zrrf 水平平面（xy 平面）参考图 3 同样，由绕 b 点力矩和 得0 by m 1 100 271 130 t ay f rn 由 得：0 ay m 1 100 902 130 t by f rn 校核：校核： 计算无误计算无误 1 0 aybyt yrrf （5）.转矩，绘矩图转矩，绘矩图 垂直平面内的弯矩图 3 c 处弯矩： 11 100/214100 10027100 azacz azcz mrf dn mm mrn mm 左 右 水平面弯矩图：见图 4 c 处弯矩： 10014100 cyay mrn mm （6）.合成弯矩：见图 4 c 处：

40、 22 30548.6 cyccz mmmn mm 左左 22 39587 cyccz mmmn mm 右右 （7）.转矩及转矩图， 图 4 1 19974tn mm （8）.计算当量弯矩、绘弯矩图 图 4 应力校正系数： 0.6 1 0.6 1997411984.4tn mm c 处： 2 14100 18505 cc cc mmn mm mmn mm 左左 2 1右右 （t） （9）.校核轴颈 c 剖面： 强度足够3 1 13.829.07 0.1 c c m dmm 右 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

41、 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) 1 b =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 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 640 b mpa ，许用弯曲应 力 1 60mpa ，弯曲疲劳极限 1 275mpa 。 2. 轴的初步估算轴的初步估算 根据表（153） ，取，于是 0 120a 3 3 3min0 3 40.99 p damm n 3. 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

42、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： 1 45dmm 选用滚动轴承，代号为 7310ac 轴颈直径 26 50ddmm 由轴承表 5-11 查出轴承的安装尺寸 4 75dmm 过渡轴段直径 35 60ddmm 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 4 65dmm （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： 1 127lmm 2 30lmm 5 30lmm 3 56.68

43、.4lmmbmm 4 58lmm 6 30lmm 故：337 l lmm 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 7310ac 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=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 参考附图 5 （3）.计算轴上的作用力 齿轮 4： 3 4 4 44 2 442 2 3398.57 tan 1282.80 cos tan352.38 t n

44、 rt at t fn d ffn ffn （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0 mb m 444 88/2 766 208 ra az ffd rnn 同理：，得0 az m 444 120/2 516.8 208 ra bz ffd rn 校核： 计算无误 4 0 azbzr zrrf 水平平面（xy 平面）参考图 c 同样，由绕 b 点力矩和 得0 by m 4 88 907 208 t ay f rn 由 得：0 ay m 4 120 1615 208 t by f rn 校核： 计算无误 4 0 aybyt yrrf （5）.转矩，

45、绘矩图 垂直平面内的弯矩图 5 c 处弯矩： 44 12097818 120/212576 azcz azacz mrn mm mrf dn mm 左 右 水平面弯矩图：见图 5 c 处弯矩：120115823 cyay mrn mm （6）.合成弯矩：见图 5 c 处：处： 22 22 151603 116504 cyccz cyccz mmmn mm mmmn mm 左左 右右 （7）.转矩及转矩图，转矩及转矩图， 图图 5 3 380640tn mm （8）.计算当量弯矩、绘弯矩图 图 5 应力校正系数： 0.6 3 0.6 380640228708tn mm c 处： 2 151603

46、 256672 cc cc mmn mm mmn mm 左左 2 3右右 （t） （9）.校核轴颈 c 剖面： 3 1 3345 0.1 c c m dmm 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 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） 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

47、 5-11 查出： 26.5 r ckn19.8 or ckn 1. 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： 22 825 razay frrn b 出轴承： 22 297 rbzby frrn 2）.轴向负荷 3）.附图为轴承受力简图 外部轴向力： 337 aa ffn 从最不利受力情况考虑指向 b 出 ii 轴承，如上图所示。 a f 轴承内部轴向力 (对接触角为的角接触轴承可暂取 r s =ef =0.4 825=330n 25。 e=0.4): s0.40.4 297119 r fn 因 a f +s =337+119=456330=s 轴承 i 被压紧，为

48、紧端，故： 456 aa ffsn 119 a fsn 2 .计算当量动负荷计算当量动负荷 1 轴承， 查表 13-5，e=0.39/456/198000.02 aor fc /456/8250.550.39 ar ffe ; 载荷系数： 1 0.44x 1 1.445y 1 d f 当量动载荷： 11 ()1021 rdra pfx fy fn 2 轴承， 查表 13-5 /119/198000.133 aor fc e=0.5 /119/2970.4 ar ffe 2 0.44x 2 1.47y 当量动载荷： 22 ()305 rdra pfx fy fn 3. 验算轴承寿命验算轴承寿命

49、因，故只需验算 i 轴承。 r1r2 pp 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： 41.4 r ckn 33.4 or ckn 1. 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： 22 1830 razay frrn b 出轴承： 22 2244 rbzby frrn 2）.轴向负荷轴向负荷 1.附图为轴承受力简图 外部轴向力： 32 309 aaa fffn 从最不利受力

50、情况考虑指向 b 出 2 轴承，如上图所示。 a f 轴承内部轴向力(对接触角为的角接触轴承可暂 r s =ef =0.4 1830=732n 25。 取 e=0.4): s0.40.4 2244898 r fn 因 a f +s =309+732=1041898=s 轴承 2 被压紧，为紧端，故： 732 a fsn 1041 aa ffsn 2 .计算当量动负荷 1 轴承， /732/323000.022 aor fc 查表 13-5，e=0.308 1/ 732/18300.40.385 ar ffe ; 载荷系数： 1 0.44x 1 1.435y 1.1 d f 当量动载荷： 11

51、()1.1 18562041 rdra pfx fy fn 2 轴承， /1041/323000.032 aor fc e=0.404 /1041/22440.460.404 ar ffe 2 0.44x 2 1.40y 当量动载荷： 22 ()2495 rdra pfx fy fn 3. 验算轴承寿命 因，故只需验算 1 轴承。 r1r2 p 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： 3 10 22 1667016670 40200 ()()26017623360 2682495 r h r c lh np 具有足够使用寿命。 4. 轴承

52、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 7310ac，由表 5-11 查出： 80.5 r ckn70.2 or ckn 1. 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： 22 1187 razay frrn b 出轴承： 22 1624 rbzby frrn 2）.轴向负荷 3）.附图为轴承受力简图 外部轴向力： 4 564 aa ffn 从最不利受力情况考虑指向 a 出轴承，如上图所示。 a f 轴承内部轴向力 r s =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 1624650 r fn 因 a f +s =564+650=1214475=s 轴承 1 被压紧，为紧端，故： 1214 aa ffsn 650 a fsn 2 .计算当量动负荷计算当量动负荷 1 轴承，/1214/605000.02 aor fc 1/ 1214/11871.020.02 ar ffe ; 载荷系数： 1 1x 1 0y 1.2 d f 当量动载荷： 11 ()1424 rdra pfx fy fn 2 轴承， /650/605000