机械设计课程设计设计说明书最终正式版

1、设计要求设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器。工作情况：工作平稳、单向运转原始数据：鼓轮的扭矩（N·m）运输带速度（m/s）鼓轮直径（mm）带速允许偏差（%）使用期限（年）工作制度（班/日）8000.8300552电动机的选择与运动参数计算1、根据工作情况（工作平稳、单向运转），选择Y系列三相异步交流电动机2、选择电动机容量 1）、确定电动机的工作功率 工作机轴转速：nw=VD=0.83.14×0.3rs=50.93rmin 工作机的输入功率（对于带式运输机可取工作机效率w=0.96）：Pw=Tnw9550w=800×50.939550

2、5;0.96kw=4.44kw 2）、确定电动机输出功率 确定机械传动效率，由机械设计课程设计表12-8查得： 圆柱齿轮传动（7级精度）： 1=0.98； 滚动轴承（球轴承）：2=0.99； 联轴器（弹性柱销联轴器）：=0.990.995，取3=0.993 工作机与轴间的传动效率：3w=23=0.99×0.993=0.983; 轴与轴间的传动效率：23=12=0.98×0.99=0.97轴与轴间的传动效率：12=12=0.98×0.99=0.97轴与电动机轴间的传动效率：01=3=0.993传动装置总效率：a=3w231201=0.983×0.97

3、15;0.97×0.993=0.918 因此电动机的功率Pd为： Pd=Pwa=4.440.918kw=4.84kw 3）、确定电动机转速 由课程设计P7表21 圆柱齿轮常用传动比：i'=35; 则电动机转速可选范围nd'=i1'i2'nw=35×35×50.93rmin=(458.371273.25)rmin 因此，可选取电动机的转速为：nd=1000rmin; 根据电动机的输出功率Pd及转速nd可选用电动机的型号为：Y132M2-6电动机型号额定功率（kW）电动机转速同步满载Y132M2-65.51000960 3、传动装置的总

4、传动比的确定及传动比的分配 1）、总传动比:i=nmnw=96050.93=18.85 2）、分配各级传动比 记高速级的传动比为i1，低速级的传动比为i2：i1=i2=i=18.85=4.344、计算传动装置的运动和动力参数 1）、各轴转速 n=960r/min n=ni2=50.93×4.34rmin=221.04rmin n=50.93rmin 2)、各轴输入功率 P=Pd01=4.81kw P=P12=4.81×0.97kw=4.67kw P=P23=4.67×0.97kw=4.53kw 3)、各轴的输入转矩 Td=9550Pdnw=9550×4.

5、84960Nm=48.15Nm T=9550Pn=9550×4.81960Nm=47.85Nm T=9550Pn=9550×4.67221.04Nm=201.77Nm T=9550Pn=9550×4.5350.93Nm=849.43Nm Tw=9550Pwnw=9550×4.4450.93Nm=832.55Nm 经以上运算得运动和动力参数如下：轴号功率Pkw转矩T(Nm)转速n(r/min)传动比i效率电动机轴4.8448.1596010.9934.8147.859604.340.974.67201.77221.044.340.974.53849.435

6、0.9310.983工作机4.44832.5550.93齿轮传动设计(一) 高速级齿轮传动设计A. 选择精度等级、材料及齿数。1) 根据题目的设计要求选用斜齿轮传动。2) 根据机械设计P210表10-8，带式输送机速度不会很高，故选用7级精度(GB10095-88)3) 材料选择。选用两齿面均为软齿面，由机械设计P191表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS。4) 选择小齿轮齿数：Z1=22，大齿轮齿数：Z2=Z1i1=22×4.34=95.48，取Z2=95。5) 初选螺旋角为：=

7、14°。B. 按齿面接触疲劳强度设计，即：d1t32KtT1d±1ZHZEH2（1） 确定公式内的计算数值1) 试选载荷系数：Kt=1.62) 由机械设计图10-30选取区域系数：ZH=2.4333) 由图10-26查得端面重合度：1=0.765 2=0.859 =1+2=1.6244) 小齿轮传递的转矩：T1=T=47.25Nm5) 由表10-7选取齿宽系数（两支承相对小齿轮对称布置）：d=16) 由表10-6 查得材料的弹性影响系数为：ZE=189.8MPa127) 由图10-21(d)，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim1=600MPa，大齿轮

8、的接触疲劳强度为Hlim2=550MPa8) 由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×960×1×5×365×2×8=1.682×109N2=N1i1=1.682×1094.34=3.875×1089) 由图10-19，取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92 KHN2=0.9610) 计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=SH=1H1=KHN1Hlim1S=0.93×6001MPa=552MPaH2=KHN2Hlim2S=0.96×5501MPa=528MPaH=H1+H

9、22=552+5282MPa=540MPa（2） 计算1) 计算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：d1t32×1.6×4.725×1041×1.6244.34+14.34189.8×2.4335402=43.76mm2) 计算圆周速度v=d1tn160×1000=×43.76×96060×1000ms=2.20ms3) 计算齿宽b及模数mtb=dd1t=1×43.76mm=43.76mmmnt=d1tcosZ1=43.76×cos14°22mm=2.05mmh=2.25m

10、nt=2.25×2.05mm=4.61mmbh=43.764.61=9.494) 计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×22×tan14°=1.7445) 计算载荷系数K 载荷平稳，原动机为电动机，使用系数：K A=1 圆周速度v=2.20ms，7级精度，动载系数：K V=1.08 由表10-4查得（小齿轮相对于支承对称布置）：KH=1.297 由图10-3得：KH=KF=1.4 故载荷系数：K=KAKVKHK H=1×1.08×1.4×1.297=1.9616) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆

11、直径d1=d1t3KKt=43.76×31.9611.6mm=46.83mm考虑到低速级所传递的转矩比较大，为了保证低速级齿轮传动的齿根接触疲劳强度，高速级齿轮传动的中心距不能太小，因此，取d1=55mm7) 计算模数mn=d1cosZ1=55×cos14°22mm=2.43mmC. 按齿根弯曲疲劳强度设计mn32KT1Ycos2dZ12YFaYSaF（1） 确定公式内的计算数值1) 计算载荷系数K=KAKVKFK F=1×1.08×1.4×1.263=1.912) 根据纵向重合度=1.744，从图10-28查得螺旋角影响系数:Y=0

12、.883) 计算当量齿数ZV1=Z1cos3=22cos314°=24.08ZV2=Z2cos3=95cos314°=103.994) 查取齿形系数。由表10-5查得：YFa1=2.648 YSa1=1.581YFa2=2.180 YSa2=1.7935) 由图10-20(c)查得：FE1=500MPa FE2=380MPa6) 由图10-18，取弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=0.91 KFN2=0.94 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=SF=1.4F1=KFN1FE1S=0.91×5001.4MPa=325MPaF2=KFN2FE2S=0.94

13、×3801.4MPa=255.14MPa8) 计算大小齿轮的YFaYSaFYFa1YSa1F1=2.648×1.581325=0.01288YFa2YSa2F2=2.180×1.793255.14=0.01532取：YFaYSaF=0.01532（2） 设计计算mn32×1.910×4.725×104×0.88×cos214°1×222×1.624×0.01532mm=1.43mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=

14、2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55mm来计算应有的齿数。于是由Z1=d1cosmn=55×cos14°2=26.68取Z1=27，则：Z2=i1Z1=4.34×27=117D. 几何尺寸计算（1） 计算中心距：a=Z1+Z2mn2cos=27+117×22×cos14°mm=148.41mm将中心距圆整为：a=148mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos27+117×22×148=13°21&#

15、39;4"因值改变不多，故参数、K、Z H等不必修正（3） 计算大小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=27×2cos13°21'4"mm=55.50mmd2=Z2mncos=117×2cos13°21'4"mm=240.50mm（4） 就算齿轮宽度：b=dd1=1×55.50mm=55.5mm圆整后取：B1=61mm B2=56mm（5） 齿顶圆直径：d1a=d1+2mn=55.5+2×2mm=59.5mmd2a=d2+2mn=240.5+2×2mm=244.5mm（6） 齿

16、根圆直径：d1f=d1-2.5mn=55.5-2.5×2mm=50.5mmd2f=d2-2.5mn=240.5-2.5×2mm=235.5mm(二) 低速级齿轮传动设计A. 选择精度等级、材料及齿数。1) 根据题目的设计要求选用斜齿轮传动。2) 根据机械设计P210表10-8，带式输送机速度不会很高，故选用7级精度(GB10095-88)3) 材料选择。选用两齿面均为软齿面，由机械设计P191表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为50HRC（相当于488HBS），大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为46HRC（相当于436HBS），两者材料硬

17、度相差52HBS。4) 选择小齿轮齿数：Z1=22，大齿轮齿数：Z2=Z1i1=22×4.34=95.48，取Z2=95。5) 初选螺旋角为：=14°。B. 按齿面接触疲劳强度设计，即：d1t32KtT1d±1ZHZEH2（1） 确定公式内的计算数值1) 试选载荷系数：Kt=1.62) 由机械设计图10-30选取区域系数：ZH=2.4333) 由图10-26查得端面重合度：1=0.765 2=0.859 =1+2=1.6244) 小齿轮传递的转矩：T1=T=201.77Nm5) 因大小齿轮均为硬齿面，故宜取稍小的齿宽系数，取：d=0.86) 由表10-6 

18、;查得材料的弹性影响系数为：ZE=189.8MPa127) 由图10-21(e)，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim1=1050MPa，大齿轮的接触疲劳强度为Hlim2=1000MPa8) 由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×221.04×1×5×365×2×8=3.873×108N2=N1i2=3.873×1084.34=8.923×1079) 由图10-19，取接触疲劳寿命系数KHN1=0.94 KHN2=0.9810) 计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=SH=1

19、H1=KHN1Hlim1S=0.94×10501MPa=987MPaH2=KHN2Hlim2S=0.98×10001MPa=980MPaH=H1+H22=987+9802MPa=983.5MPa（2） 计算1) 计算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：d1t32×1.6×201.77×1030.8×1.6244.34+14.34189.8×2.433983.52=51.27mm2) 计算圆周速度v=d1tn160×1000=×51.27×221.0460×1000ms=0.59ms3

20、) 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=0.8×51.27mm=41.02mmmnt=d1tcosZ1=51.27×cos14°22mm=2.26mmh=2.25mnt=2.25×2.26mm=5.09mmbh=41.025.09=8.064) 计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318×0.8×22×tan14°=1.3955) 计算载荷系数K 载荷平稳，原动机为电动机，使用系数：K A=1 圆周速度v=0.59ms，7级精度，动载系数：K V=1.02 由表10-4查得小齿轮相对于支承非对称布置、6级精

21、度KH=1.287，但考虑到齿轮为7级精度，取KH=1.297 由图10-3得：KH=KF=1.4 故载荷系数：K=KAKVKHK H=1×1.02×1.4×1.297=1.8526) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t3KKt=51.27×31.8521.6mm=53.83mm7) 计算模数mn=d1cosZ1=53.83×cos14°22mm=2.37mmC. 按齿根弯曲疲劳强度设计mn32KT1Ycos2dZ12YFaYSaF（1） 确定公式内的计算数值1) 计算载荷系数K=KAKVKFK F=1×1.0

22、2×1.4×1.265=1.8062) 根据纵向重合度=1.744，从图10-28查得螺旋角影响系数:Y=0.883) 计算当量齿数ZV1=Z1cos3=22cos314°=24.08ZV2=Z2cos3=95cos314°=103.994) 查取齿形系数。由表10-5查得：YFa1=2.648 YSa1=1.581YFa2=2.180 YSa2=1.7935) 由图10-20(c)查得：FE1=600MPa FE2=530MPa6) 由图10-18，取弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=0.94 KFN2=0.97 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全

23、系数S=SF=1.4F1=KFN1FE1S=0.94×6001.4MPa=402.86MPaF2=KFN2FE2S=0.97×5301.4MPa=367.21MPa8) 计算大小齿轮的YFaYSaFYFa1YSa1F1=2.648×1.581402.86=0.01039YFa2YSa2F2=2.180×1.793367.21=0.01064取：YFaYSaF=0.01064（2） 设计计算mn32×1.806×201.77×103×0.88×cos214°0.8×222×1.

24、624×0.01064mm=2.17mm为了保证齿根弯曲疲劳强度可取mn=2.5mm，又因为该减速器采用轴式结构，受高速级齿轮的中心距的限制，同时又要保证传动比，所以：Z1+Z2mn2cos=148mmi2=Z2Z1=4.34得：Z1=21.51Z2=93.37 取：Z1=22Z2=93D. 几何尺寸计算（1） 由中心距a=148mm，修正螺旋角为：=arccosZ1+Z2mn2a=arccos22+93×2.52×148=13°45'50"因值改变不多，故参数、K、Z H等不必修正（2） 计算大小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=

25、22×2.5cos13°45'50"mm=56.63mmd2=Z2mncos=93×2.5cos13°45'50"mm=239.37mm 因为d1>53.83mm，所以低速级的齿轮传动也满足齿面接触疲劳强度的要求。（3） 就算齿轮宽度：b=dd1=0.8×56.63mm=45.3mm圆整并考虑到键的强度，取：B1=61mm B2=56mm（4） 齿顶圆直径：d1a=d1+2mn=56.63+2×2.5mm=61.63mmd2a=d2+2mn=239.37+2×2.5mm=244.37

26、mm（5） 齿根圆直径：d1f=d1-2.5mn=56.63-2.5×2.5mm=50.38mmd2f=d2-2.5mn=239.37-2.5×2.5mm=233.12mm(三) 各齿轮的尺寸如下齿轮模数m(mm)齿数Z螺旋角中心距a(mm)齿顶圆直径da(mm)齿根圆直径df(mm)高速级小齿轮22713°21'4"14859.550.5大齿轮117244.5235.5低速级小齿轮2.52213°45'50"61.6350.38大齿轮93244.37233.12齿轮的结构设计(一) 轴上的小齿轮由机械设计P229，小

27、齿轮齿根圆到键槽的底部的距离为（键的尺寸为b×h=12×8mm）：e=1.25mm，又2m t=2mncos=2×2cos13°21'4"mm=4.11mm，e<2m t，因此，轴应做成齿轮轴。(二) 轴上的小齿轮由机械设计P229，小齿轮齿根圆到键槽的底部的距离为（键的尺寸为b×h=14×9mm）：e=-2.31mm，又2m t=2mncos=2×2.5cos13°45'50"mm=5.15mm，e<2m t，因此，轴上的小齿轮应做成齿轮轴。(三) 轴上的大齿轮齿顶

28、圆直径da=244.50mm<500mm，因此该齿轮应采用腹板式结构，其尺寸为（图例详见机械设计图10-39）：D0=da-1014mn=244.50-1014×2=216.5224.5mm 取D0=220mmC=0.20.3B=0.20.3×56mm=11.216.8mm 取C=14mmD3=1.6D4=1.6×45mm=72mmD1=D0+D32=220+722mm=146mmD2=0.250.35D0-D3=0.250.35×220-72mm=3751.8mm 取D2=46mm(四) 轴上的大齿轮齿顶圆直径da=244.37mm<500

29、mm，因此该齿轮应采用腹板式结构，其尺寸为（图例详见机械设计图10-39）：D0=da-1014mn=244.37-1014×2.5=209.37219.37mm 取D0=216mmC=0.20.3B=0.20.3×56mm=11.216.8mm 取C=14mmD3=1.6D4=1.6×65mm=104mmD1=D0+D32=216+1042mm=160mmD2=0.250.35D0-D3=0.250.35×216-104mm=2839.2mm 取D2=34mm转速：nw=50.93rmin输入功率：Pw=4.44kw 总效率：a=0.918电动机的功率

30、：Pd=4.84kw电动机型号： Y132M2-6总传动比:i=18.85高低速级传动比：i1=i2=4.34区域系数：ZH=2.433端面重合度：=1.624弹性影响系数为：ZE=189.8MPa12许用应力：H=540MPad1t=43.76mm圆周速度：v=2.20ms纵向重合度：=1.744载荷系数：K=1.961分度圆直径：d1=46.83mm载荷系数：K=1.91螺旋角影响系数:Y=0.88YFaYSaF=0.01532mn1.43mm中心距：a=148mm修正螺旋角：=13°21'4"齿轮宽度：B1=61mm B2=56mm区域系数：ZH=2.433端

31、面重合度：=1.624弹性影响系数为：ZE=189.8MPa12许用应力：H=983.5MPad1t51.27mm圆周速度v=0.59ms纵向重合度：=1.395载荷系数：K=1.852分度圆直径：d1=53.83mm载荷系数：K=1.806螺旋角影响系数:Y=0.88YFaYSaF=0.01064mn2.17mm修正螺旋角为：=13°45'50"轴的结构设计及校核1、 求各轴上的功率、转速、和扭矩项目功率P（kw）转速（r/min）扭矩（Nm）轴4.8196047.85轴4.67221.04201.77轴4.5350.93849.432、 求作用在齿轮上的力轴上的

32、小齿轮Ft=2T1d1=2×47.8555.50×10-3N=1.724×103NFr=Fttanncos=1.724×103×tan20°cos13°21'4"N=645.24NFa=Fttan=1.724×103×tan13°21'4"N=409.24N轴上的大齿轮Ft=1.724×103NFr=645.24NFa=409.24N轴上的小齿轮Ft=2T1d1=2×201.7756.63×10-3N=7.126×103

33、NFr=Fttanncos=7.126×103×tan20°cos13°45'50"N=2.67×103NFa=Fttan=7.126×103×tan13°45'50"N=1.746×103N轴上的大齿轮Ft=7.126×103NFr=2.67×103NFa=1.746×103N3、初步确定轴的最小直径参考机械设计式15-2初步估算轴上的最小直径。dA03Pn轴：试选材料45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取=118，于是得：dmin

34、=A03Pn=118×34.81960mm=20.19mm轴：试选材料45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取=114，于是得：dmin=A03Pn=114×34.67221.04mm=31.52mm轴：试选材料45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取=110，于是得： dmin=A03Pn=110×34.5350.93mm=49.10mm4、 次对轴进行设计计算(一) 先设计轴（输出轴）a) 输出轴的最小直径显然是用来安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选定联轴器的型号。联轴器的计算扭矩Tca=KAT，查表14-1，考虑到转

35、矩变化很小，故取KA=1.3。则： Tca=KAT=1.3×849.43Nm=1104.26Nm按照计算扭矩应小于联轴器的公称扭矩的条件，查标准GB/T5014-1985或是手册（机械设计课程设计），选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称扭矩为1250Nm，半联轴器孔径50mm，故d-=50mm，半联轴器长112mm，与轴配合的毂孔长度L1=84mm。b) 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的转配方案2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需要制出一轴肩，故取-段的直径为d-=55mm；左端用轴端挡板定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm。半联

36、轴器与轴相配合的毂孔长度 L1=84mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度比L1的短一些，现取L-=82mm。初步选取滚动轴承因采用斜齿轮传动，轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故采用角接触球轴承。参照工作的要求，并根据d-=55mm，因为轴承受的轴向力较大，故选7212AC型轴承，其尺寸为：d×D×B=60×110×22，故取d-=d-=60mm，而L-=22mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，在机械设计课程设计手册上查得7212AC型的轴承的定位轴肩高h=4.5mm，因此，取d-=69mm。取安装齿轮处的轴段-的

37、直径d-=65mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的齿顶圆直径为da=244.37mm，故其结构采用腹板式，齿轮轮毂的宽度B=56mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L -=53mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d；取h=5mm。则轴环处的直径为d-=75mm，轴环宽度b1.4h，取L- =9mm。轴承端盖的总宽度为e+m=9.6+38=47.6mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的距离为lB=13.4mm，故取L-=60mm。取小齿轮距箱体内壁的距离为2=14m

38、m，则大齿轮距箱体内壁的距离为16.5mm。考虑到箱体的焊接误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一点距离s 。取s=3mm。已知滚动轴承宽度B=22mm，则L-=22+3+16.5+3=44.5mm使两轴承相对齿轮成对称布置：L-=44.5-22-3-9=10.5mm至此输出轴的各段直径和长度已初步确定。3) 轴上的零件的轴向定位齿轮和半联轴器的轴向定位均采用平键联接。按d-由表6-1查得大齿轮处平键的截面b×h=18mm×11mm（GB/T1096-1979），键槽用铣刀加工，长为l=50mm，同时保证齿轮和轴相配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为H7r6（齿轮

39、、联轴器与轴的配合在较少装拆的情况下选用小过盈配合）；同时半轴器与轴联接，选用平键b×h=14mm×9mm，长l=70mm，半联轴器和轴的配合为H7r6。滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来保证的，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。参考机械设计课程设计表12-13，取联轴器倒角为C1=2.0mm；轴左端的倒角为C=1.6mm，右端的倒角为C=2.0mm。5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从机械设计课程设计手册中查取7212AC型轴承支点位置a=30.8mm，作为外伸梁的轴的支撑跨距L=44.5+53+9+10

40、.5+22-2×30.8=77.4mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：从轴的结构图以及弯距图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。现将计算出的截面C处的MH、Mv和M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=3563NFNH2=3563NFNV1=4034.9NFNV2=1364.9N弯距MMH=137.89NmMV1=156.15NmMV2=-52.83Nm总弯距M1=137.892+156.152Nm=208.32NmM2=137.892+-52.832Nm=147.66Nm扭矩TT=849.43Nm6) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上

41、承受最大弯距和扭矩的截面（危险面）的强度。根据机械设计式（15-5）及上标中的数值，并取=0.6，轴的计算应力为：ca=M12+T2W=208.32×1032+0.6×849.43×10320.1×653MPa=20.05MPa材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得-1，因此ca<-1，因此安全。7) 精确校核轴的疲劳强度参考机械设计P380可知，只需校核该轴截面的左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1×603mm3=21600mm3抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.2×603mm3=43200m

42、m3截面左侧的弯矩M为：M=208.32×38.7-2538.7Nm=73.75Nm截面上的扭矩为：T=849.43Nm截面上的弯曲应力为：b=MW=73.7521600×10-9Pa=3.41MPa截面上的扭转应力为：T=TWT=839.4343200×10-9Pa=19.43MPa轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得：B=640MPa -1=275MPa -1=155MPa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rd=2.060=0.033，Dd=6560=1.08，经插值后可查得：=2.0 =1.31。又由附图3-1可得

43、轴的材料的敏性系数为：q=0.82 q=0.85故有效应力系数为：k=1+q-1=1+0.82×2.0-1=1.82k=1+q-1=1+0.85×1.31-1=1.26由附图3-2的尺寸系数=0.69，由附图3-3的扭转尺寸系数=0.83。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，综合系数为：K=k+1-1=1.820.69+10.92-1=2.725K=k+1-1=1.260.83+10.92-1=1.605碳钢的特性系数=0.10.2 取=0.1=0.050.1 取=0.05于是计算安全系数：S=-1Ka+m=2752.725&

44、#215;3.41+0.1×0=29.59S=-1Ka+m=1551.605×19.432+0.05×19.432=9.64Sca=SSS2+S2=29.59×9.6429.592+9.642=9.17S=1.5故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1×653mm3=27462.5mm3抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.2×653mm3=54925mm3截面右侧的弯矩M为：M=208.32×38.7-2538.7Nm=73.75Nm截面上的扭矩为：T=849.43Nm截面上的弯曲应力为：b=MW=73.7

45、527462.5×10-9Pa=2.685MPa截面上的扭转应力为：T=TWT=839.4354925×10-9Pa=15.28MPa过盈配合处的k，由附表3-8用插值法求出并取k=0.8kk=3.588 k=0.8×3.588=2.870轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数：=0.92故得综合系数为：K=k+1-1=3.588+10.92-1=3.67K=k+1-1=2.87+10.92-1=2.96碳钢的特性系数=0.10.2 取=0.1=0.050.1 取=0.05于是计算安全系数：S=-1Ka+m=2753.67×2.685+0.1×

46、;0=27.91S=-1Ka+m=1552.96×15.282+0.05×15.282=6.74Sca=SSS2+S2=27.91×6.7427.912+6.742=6.55S=1.5故可知其安全。(二) 设计轴（输入轴）a) 输入轴的最小直径显然是用来安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选定联轴器的型号。联轴器的计算扭矩Tca=KAT，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3。则： Tca=KAT=1.3×47.85Nm=62.21Nm按照计算扭矩应小于联轴器的公称扭矩的条件，查标准GB/T5014-1985或是

47、手册（机械设计课程设计），选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称扭矩为315Nm，半联轴器孔径24mm，故d-=24mm，半联轴器长52mm，与轴配合的毂孔长度L1=38mm。b) 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的转配方案2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需要制出一轴肩，故取-段的直径为d-=30mm；左端用轴端挡板定位，按轴端直径取挡圈直径D=32mm。半联轴器与轴相配合的毂孔长度 L1=38mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度比L1的短一些，现取L-=36mm。初步选取滚动轴承因采用斜齿轮传动，轴承同时受

48、到径向力和轴向力的作用，故采用角接触球轴承。参照工作的要求，并根据d-=30mm，因为轴承受的轴向力较大，故选7207AC型轴承，其尺寸为：d×D×B=35×72×17，故取d-=d-=35mm，而L-=17mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，在机械设计课程设计手册上查得7207AC型的轴承的定位轴肩高h=3.5mm，因此，取d-=42mm。由齿轮的结构设计可知，该小齿轮应做成齿轮轴。已知齿轮的宽度B=61mm，故取L -=61mm。轴承端盖的总宽度为e+m=9.6+43=52.6mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴

49、承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的距离为lB=5.4mm，故取L-=52.6mm+5.4mm=58mm。取小齿轮距箱体内壁的距离为2=14mm。考虑到箱体的焊接误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一点距离s。取s=3mm。已知滚动轴承宽度B=17mm，则L-=17+3+14=34mm另外取： L-=13mm至此输入轴的各段直径和长度已初步确定。3) 轴上的零件的轴向定位半轴器与轴采用平键联接，选用平键b×h=8mm×7mm，长l=28mm，半联轴器和轴的配合为H7r6。滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4) 确定轴上的圆角和

50、倒角尺寸。参考机械设计课程设计表12-13，取联轴器倒角为C1=1.6mm；轴左端的倒角为C=1mm，右端倒角为C=1.6mm。5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从机械设计课程设计手册中查取7207AC点位置a=21mm，作为外伸梁的轴的支撑跨距L=34+61+13+17-2×21=83mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：从轴的结构图以及弯距图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。现将计算出的截面C处的MH、Mv和M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=820.46NFNH2=903.54NFNV1=443.84NF

51、NV2=201.20N弯距MMH=35.69NmMV1=19.304NmMV2=7.396Nm总弯距M1=35.692+19.3042Nm=40.58NmM2=35.692+7.3962Nm=36.45Nm扭矩TT=849.43Nm6) 按弯扭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距和扭矩的截面（危险面）的强度。根据机械设计式（15-5）及上标中的数值，并取=0.6，轴的计算应力为：ca=M12+T2W=40.58×1032+0.6×36.45×10320.1×50.503MPa=3.58MPa材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得-1，因此ca<-1，因此安全。(三) 设计轴（中间轴）a) 拟定轴上零件的转配方案。b) 轴的结构设计1) 中间轴的最小直径显然是用来安装轴承处轴承的内径。为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选定轴承的型号。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选取滚动轴承因采用斜齿轮传动，轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故采用圆锥滚子轴承。参考机械设计课程设计P137表15-4选取轴承30208，其尺寸为：d