机械设计 Word 文档

机械课程设计说明书

2012年5月

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机械设计课程设计任务书

一、课程设计目的:

1.综合运用《机械设计》 课程以及其它先修课程的理论和生产实际知识，进行机械设计基本训练，培养理论联系实际的正确设计思想。

2.学习并掌握通用机械零件、 机械传动装置或简单机械的一般设计过程和方法，培养学生进行设计和解决实际设计问题的能力。

3.对学生在工程计算、 工程制图和运用设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算、 试算和处理数据等机械设计的基本技能方面进行一次全面训练，以提高他们的实际工作能力。

二、课程设计内容：

以所选题目作为设计对象，包括以下内容： 1.传动方案的拟定和分析。

2.电动机的选择与传动装置运动和动力参数计算。 3.传动零件的设计。 4.轴的设计。 5.轴承组合设计。

6.键联接、联轴器的选择及校核计算。 7.箱体、润滑及减速器附件设计。 8.装配图和零件图的设计。

9.设计计算说明书的编写。

三、课程设计的主要工作量：

1.减速器装配图一张（０号图纸）

2.零件工作图三张（传动零件、轴、箱体各一张）

3.设计计算说明书一份（１６开纸，６０００－８０００字）

四、课程设计的一般步骤和时间分配：

本次课程设计时间为两周，一般分八个阶段进行，每个阶段的主要工作内容的时间分配，如下表，仅供参考。

阶 段 主要工作内容 所占时间比例 - 2 -

一、设计准备 1.阅读设计任务书，明确设计内容和要求，分析设计题目，了解原始数据及工作条件。 2.参观及阅读设计资料，了解、分析设计对象 ４％ 3.阅读设计指导书，明确并拟定设计过程和工作计划。 1.选择电动机 2.计算总传动比和分配各级传动 3.计算各轴的转速、功率和转矩 设计齿轮传动、蜗杆传动、带传动等传动装置，确定主要参数和尺寸 1.分析并选定减速器结构方案 2.初绘装配草图及轴计算和轴承选择作轴、轴上零件和轴承部件的结构设计，校核轴的强度、滚动轴承的寿命和键、联轴器的强度 3.完成装配草图，并进行检查修正 1.绘制装配图 2.标注尺寸、配合及零件序号 3.编写零件明细表、标题栏、减速器特性及技术要求，检查加深 齿轮、轴、箱体等零件工作图 二、传动装置总体设计 ５％ 三、各级传动的主体设计计算 ６％ 四、减速器装配草图设计和绘制 ３４％ 五、减速器装配图的绘制 ２５％ 六、零件工作图设计和绘制 七、设计计算说明书的编写 八、设计总结和答辩 １４％ 整理并编写设计计算说明书 1.完成答辩前的准备工作 2.参加答辩 ９％ ３％

五、选题：

每二位学生编为一组，每组学生在下面题目中选一组数据（不得与别组重复），进行课程设计，16周周一上交设计结果，每人要交的东西包括：装配图一张（可用1号或2号图纸），零件图三张（轴、箱体/箱盖、齿轮）（可用3号图纸），设计任务书，设计说明书。题目如下：

设计一用于带式运输机的两级斜齿园柱齿轮减速器。工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为 ５％，减速器小批量生产，使用寿命五年。传动简图如下图所示。

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原始数据如表所示 原始数据 运输带拉力 F(KN) 卷筒直径 D(mm) 带速V(m/s) 原始数据 运输带拉力 F(KN) 卷筒直径 D(mm) 带速V(m/s) 原始数据 运输带拉力 F(KN) 卷筒直径 D(mm) 带速V(m/s) 原始数据

题号 I - 1 I - 2 I - 3 I - 4 I - 5 I - 6 I - 7 I-8 1.6 460 1.8 420 2.0 360 2.2 300 2.4 460 2.6 420 2.3 360 3.0 300 1.40 1.20 1.00 0.80 1.40 1.20 1.00 0.80 题号 I -9 I-10 I-11 I-12 I–13 I-14 I-15 I-16 3.2 420 3.4 400 3.8 380 4.0 360 4.2 340 4.4 320 5.0 300 1.5 450 1.20 1.15 1.10 0.95 0.90 0.85 0.80 1.40 题号 I-17 I-18 I-19 I-20 I-21 I-22 I-23 I-24 1.6 440 1.8 400 2.0 320 2.2 440 2.4 420 2.6 360 2.8 300 3.0 420 1.20 1.00 0.80 1.40 1.20 1.00 0.80 1.20 题号 - 4 -

I-25 I-26 I-27 I-28 I-29 I-30 运输带拉力 F(KN) 卷筒直径 D(mm) 带速V(m/s)

3.2 400 3.4 380 3.8 360 4.0 340 4.2 320 4.4 300 1.15 1.10 0.95 0.90 0.85 0.80 六、主要参考书目

１、邱宣怀主编：《机械设计》，高等教育出版社，１９８９ ２、龚桂义主编：《机械设计课程设计指导书》。 高等教育出版社，１９９１ ３、哈尔滨工业大学龚桂义主编：《机械零件设计图册》。 高等教育出版社，１９８１ ４、《机械设计手册》联合编写组：《机械设计手册》（上、中）， 化学工业出版社， １９８５

江西农业大学工学院机械设计系

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目 录

1 传动机构的选择 2 电动机的选择 3 齿轮的设计及校核 4 高速轴的设计及校核 5 低速轴的设计及校核 6 轴承的选择及校核 7 键的选择及校核 8 减速器箱体的设计 9 其他附件 10 参考书目

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机械设计课程说明书

1 传动装置的选择

任务书中的标有颜色的数据为所选数据。工况条件为：工作有轻微振动，经常满载、空载启动。单班工作。运输带允许速度误差为5%，减速器小批量生产，使用寿命为5年。所以为满足平稳传动且载荷较大的的条件，减速器选为两级斜齿圆柱齿轮减速器。

该种减速器的特点与应用:是两级减速器中最简单的一种。齿轮相对于轴承位置不对称。当轴产生弯曲变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此轴应设计得有较大的刚度，并尽量使高速轴远离输入端。两级都可以做成斜齿。相对分流式来讲，多用于载荷较平稳的场合。 传动简图如下： 2 电动机的选择 平均功率： PFV2KN1m2kw

s由机械设计手册查的电动机型号为

型号 Y2-100L1-4E Y2-100L2-4E

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额定功率/kw 2.2 3 额定电流/A 5.0 6.9 转速r/min 1430 1430 效率/% 82.0 83.0

由于摩擦等因素会造成功率损失，且齿轮传动也有少量的功率损失。 电动机到一级轴的效率 0.97 一级周到二级轴的效率 0.97 二级轴到卷筒的效率 0.95 实际功率：P20.970.970.952.237kw 所以经过比较电动机最终选择Y2-100L2-4E型。

3 齿轮设计及校核

传动比：在设计二级和二级以上的减速器时，合理的分配各级传动比很重要的。因为它将影响减速器的轮廓尺寸和重量以及润滑条件。

传动比分配的原则：1-使各级传动的承载能力近于相等。2-使各级传动中的大轮浸入有中的深度大致相近，从而使润滑简单。3-使减速器获得较小的外形尺寸或重量等。

卷筒转速：

v601000D

160100053.8rmin360nn电143026.9427 总传动比： n53.08取i27i 卷筒功率：PFV2KN1m2kw

s因为该减速器传递的功率不是很大，且为卧式圆柱齿轮减速器。对于展开式和分流式减速器，因为alah，故必须使ilih，通常取ih(1.2~1.3)il。 传动比的计算： iihil ih(1.2~1.3)il 解得： ih6 il4.5 各级功率如下 卷筒功率 输出轴功率 输入轴功率 P42kw P32.11kw P22.18kw - 8 -

电动机功率 P22.25kw 齿轮：因传动尺寸无严格要求，批量较小。故小齿轮Cr,调质处理，硬度241HB~286HB，平均取为260HB。大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB~286HB，平均取为240HB。计算步骤如下。

一级齿轮的齿面接触疲劳强度计算 1 初步计算 转矩T1 T19.55106P2.2519.55106 T115026.23Nmm n11430 齿宽系数 由机械设计手册查得，取d1.0 d1.0 Ad值 由机械设计手册查得，估计100，取 Ad=82

接触疲劳极限Hlim 由机械设计手册查得， Hlim1710MPa Hlim2580MPa 许用接触应力H H10.9Hlim10.9710 H1639MPa H20.9Hlim20.9580 H2522MPa 初步计算的小齿轮直径

d1Ad3 823dH2T1u11u115026.2261 取 d138mm 1.05222632.86mm 初步齿宽b bdd113638mm b=38 mm

2 校核计算

圆周速度 v 齿数Z，模数M

和螺旋角 取 Z125 Z2ihZ162 Z123,Z2150 mtd1381.52 mt1.52 Z125d1n1601000381430 v2.84m

s601000 - 9 -

由机械设计手册查得，mn1.5 mn1.5 arccosmn1.5arccos 9018'17'' mt1.52 （和估计值相近） 使用系数KA 由机械设计手册查得， KA1.5 动载系数Kv 由机械设计手册查得， KV1.2 齿间载荷分配系数KH Ft

2T1215026.22790.85N d138KAFt1.5790.8531.22Nmm100Nmm b38

11a1.883.2cosZZ21 1.71

110'''1.883.2cos9181725150a



bsindZ1tanmn125 1.25



tan9018'17'' r1.711.40 r2.95

tarctan

tanncostan200arctan20.210 0'''cos91817coscosncost0'''0cosb'

cos91817cos200.99cos20.210

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KHKF 由此得

齿向载荷分布系数KH

cos2b1.71 KHKF1.77

0.992 由机械设计手册查得，

b3KHABC10bd KH1.36 11.710.16120.61103381.36

载荷系数K

2KKAKVKHKH1.51.21.771.36 K4.25

弹性系数ZE 由机械设计手册查得， ZE1.8MPa 节点区域系数ZH 由机械设计手册查得， ZH2.35 重合度系数Z 由机械设计手册查得，因 1.401 取 1 故 Z4111 Z0.75 31.71螺旋角系数Z Zcoscos9018'17'' Z0.99 接触最小安全系数SHlim 由机械设计手册查得， SHlim1.05 总工作时间 th58365 th14600h 应力循环次数NL 由机械设计手册查得，

NL1NV160rnth601143014600NL1ih NL1NV11.25109

NL2

NL22.08108

接触寿命系数ZN 由机械设计手册查得， ZN10.95 ZN21.09

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许用接触应力H H1 H2验算

Hlim1ZN1SHmin7100.95 H12.38MPa

1.055801.10 H2602.1MPa

1.05Hlim2ZN2SHminHZEZHZZ

2KT1u11bd12u11.82.350.770.99 24.25150.26.227238386H630MPa

H

由于尺寸未达标，现对尺寸进行调整为d144mm，各数据如下

d144mm

v3.29mZ1298038'47'' KA1.5KV1.2sZ2174mn1.51.73 1.40

r3.13mt1.51724137

KHKF1.77KH1.36K4.33验算

Z0.75ZH2.35Z0.99 ZE1.8MPaH1639MPa H2522MPaHZEZHZZ

2KT1u11bd12u11.82.350.750.99 24.33150.26.227444426H442MPa

H

3 确定传动主要尺寸

d1ih14461 a1 22 实际分度圆直径 因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变 中心距a a 即 d12a d144mm ih1 - 12 -

d2ihd1644 d22mm 齿宽b bdd1144 取

齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数YF ZV1Z12930 ZV130 330'''coscos83847Z21174176 ZV2176 cos3cos38038'47''b149mmb244mm

ZV2 由机械设计手册查得 YF12.38 YF22.16 应力修正系数YS 由机械设计手册查得， YS11.6 YS21.85 重合度系数Y 由机械设计手册查得，

V1.883.2

 110'''1.883.2cos83847301761.7311cosZV1ZV2Y0.25

0.75V0.750.681.73 Y0.68

0.25螺旋角系数Y 由机械设计手册查得，

Ymin10.2510.2510.75Y1（当1时，按1计算）



1200 Y0.92 0'''83847110.92Ymin1200 - 13 -

齿间载荷分配系数KF 由机械设计手册查得，

r3.132.7 1.730.68 前已求得KF1.75，故KF1.75 KF1.75  齿间载荷分布系数KF 由机械设计手册查得，

因为 bh442.251.513.3 载荷系数k

kkAkVkFkF1.51.21.251.28 弯曲疲劳极限Flim 由机械设计手册查得， 弯曲最小安全系数SFlim 由机械设计手册查得， 应力循环次数NL 由机械设计手册查得，

NL1NV160rnth601143014600 NL2NL1i h弯曲寿命系数YN 由机械设计手册查得， 尺寸系数YX 由机械设计手册查得， 许用弯曲应力F YN1YX.91.0F1Flim1S6000Fmin1.25 Flim2YN2YX4500.961.0F2SFmin1.25 - 14 -

故 KF1.28 k4.03

Flim1600MPa Flim2450MPa SFlim1.25 N9L1NV11.2510NL22.08108

YN10.9 YN20.96 YX1 F1432MPa

F2345.6MPa

F1验算

2KT1YF1YF1Ybd1m24.0315026.222.381.60.6944441.5YFa2YSa2YFa1YFa1YYFa1YFa12.161.852.381.6

F1109.58MPa

F1F2F1

109.58F2114.99MPa

F2经过上述验算，得到所设计的齿轮是合格的。

二级齿轮的齿面接触疲劳强度计

1 初步计算

转矩T1 T2T1ih15026.226 T290157.32Nmm 齿宽系数 由机械设计手册查得，取d1.0 d1.0 Ad值 由机械设计手册查得，估计100， 取 Ad=82 接触疲劳极限Hlim 由机械设计手册查得， Hlim1710MPa Hlim2580MPa 许用接触应力H H10.9Hlim10.9710 H1639MPa H20.9Hlim20.9580 H2522MPa 初步计算的小齿轮直径

d1Ad3T1u11u1dH2 82390517.324.51 取 d161mm

1.052224.560.mm 初步齿宽b bdd116161mm b=61 mm 2 校核计算

圆周速度 v 齿数Z，模数M

和螺旋角 取 Z124 Z2ilZ14.524 Z124,Z2108

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d1n1601000671430 v0.799m

s6010006 mtd1612.166667 mt2.1666667 Z124 由机械设计手册查得，mn2.5 mn2.5 arccosmn2.5arccos 10023'19'' mt2.1666667 （和估计值相近） 使用系数KA 由机械设计手册查得， KA1.5 动载系数Kv 由机械设计手册查得， KV1.2 齿间载荷分配系数KH Ft

2T1290157.322955.98N d161KAFt2.52955.9872.69Nmm100Nmm b61

11a1.883.2ZZcos21 a1.69

110'''1.883.2cos94124108



bsindZ1tanmn124 1.4



tan90'41'' r1.691.4 r3.09

tarctan

tanncostan20020.31cos10023'19''0

arctancosb'

coscosncost0'''0

cos102319cos200.9860cos20.31- 16 -

KHKF 由此得

cos2b1.69 KHKF1.74

0.9862齿向载荷分布系数KH 由机械设计手册查得，

b3KHABC10bd KH1.37 11.710.16120.61103611.37

载荷系数K

2KKAKVKHKH1.51.21.741.37 K4.29

弹性系数ZE 由机械设计手册查得， ZE1.8MPa 节点区域系数ZH 由机械设计手册查得， ZH2.46 重合度系数Z 由机械设计手册查得，因 1.401 取 1 故 Z4111 Z0.77 31.69螺旋角系数Z Zcoscos10023'19'' Z0.99 接触最小安全系数SHlim 由机械设计手册查得， SHlim1.05 总工作时间 th58365 th14600h 应力循环次数NL 由机械设计手册查得，

NL1NV160rnth6011430146006NL1ih NL1NV12.08108

NL2

NL24.6107

接触寿命系数ZN 由机械设计手册查得， ZN11.14 ZN21.19 许用接触应力H

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H1 H2验算

Hlim1ZN1SHmin7101.14 H1770MPa

1.055801.19 H2690MPa

1.05Hlim2ZN2SHminHZEZHZZ

H723MPa 1.82.460.770.99

H24.2990157.325.5261614.52KT1u112bd1u1

由于尺寸未达标，现对尺寸进行调整为d144mm，各数据如下

d167mm

v0.799mZ12290'41'' KA1.5KV1.2sZ299mn31.68 1.22

r2.90mt3.045

KHKF1.72KH1.37K4.24验算

Z0.77ZH2.46Z0.99 ZE1.8MPaH1737MPa H2657MPaHZEZHZZ

H631MPa 1.82.460.770.99

H24.2490157.325.5267674.52KT1u11bd12u1

3 确定传动主要尺寸

d1il1674.51 a184.25 22 实际分度圆直径 因中心距未作圆整，故分度圆直径不会改变 中心距a a 即 d12a d167mm il1 d2ild14.567 d2301.5mm

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齿宽b bdd1167 取

齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数YF ZV1b172mmb267mm

Z12223 ZV123 cos3cos390'41''Z2199104 ZV2104 330'''coscos941 ZV2 由机械设计手册查得 YF12.67 YF22.18 应力修正系数YS 由机械设计手册查得， YS11.57 YS21.84 重合度系数Y 由机械设计手册查得，

11V1.883.2cosZZV2V1 110'''1.883.2cos941231041.68Y0.25

0.75V0.750.691.69 Y0.69

0.25螺旋角系数Y 由机械设计手册查得，

Ymin10.2510.2510.75Y1（当1时，按1计算）



1200 Y0.92

90'41''110.92Ymin0120齿间载荷分配系数KF 由机械设计手册查得，

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r2.92.52 1.690.69，故KF1.74 KF1.74  前已求得KF1.74 齿向载荷分布系数KF 由机械设计手册查得，

9.93 故 KF1.3 因为 b67h2.253 载荷系数k

kkAkVkFkF1.51.21.741.3 弯曲疲劳极限Flim 由机械设计手册查得， 弯曲最小安全系数SFlim 由机械设计手册查得， 应力循环次数NL 由机械设计手册查得，

NL1NV160rnth6011430146006 NL2NL1i h弯曲寿命系数YN 由机械设计手册查得， 尺寸系数YX 由机械设计手册查得， 许用弯曲应力F Flim1YN1YX1.0F1S6000.9Fmin1.25 Flim2YN2YX4500.961.0F2SFmin1.25 2KT2F1验算

bdYFa1YFa1Y1m24.0790157.32

676732.671.570.69

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k4.07

Flim1600MPa Flim2450MPa SFlim1.25 NL1NV12.08108NL24.6107

YN10.96 YN20.96 YX1 F1432MPa

F2345.6MPa

F1157MPa

F1

F2F1

YFa2YSa2YFa1YFa1YYFa1YFa12.181.842.671.57

157F2150MPa

F2经过上述验算，得到所设计的齿轮是合格的。

4 高速轴的设计及校核

轴的材料：轴的材料主要由碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢价廉，对于应力集中的敏感性小，所以应用较为广泛。一级高速轴材料选用45钢，调质处理，B650MPa,S360MPa。二级轴选用40Cr,B980MPa,S785MPa。 一级轴的设计如下 轴径

dC3Pn1 11233 143014.057mm一级高速轴图

一级高速轴的计算

斜齿轮螺旋角 由上述齿轮设计可知 8038'17'' 齿轮直径d 由上述齿轮设计可知 d44mm 小齿轮受力 转矩 T19.55106P39.55106 T120035Nmm n11430圆周力 Ft2T1220035 Ft911N d144 - 21 -

Fttann911tan200径向力 Fr Ft335N 0'''coscos83817轴向力 FaFttan911tan8038'17'' Fa139N 画齿轮受力图

水平面反力 FR'1FrFR'20 FR'1219N (方向与假设相反) 190.5FR'257FrFad0 FR'2116N 2垂直面反力 FR''1FtFR''20 FR''1638N (方向与假设相反) 57Ft190.5FR'20 FR''2273N(方向与假设相反) 画受力图如下 水平面反力

垂直面反力

画弯矩图如下 水平面弯矩图

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垂直面弯矩图

合成弯矩图

转矩图

当量弯矩图

轴受转矩 TT1 T120035Nmm 合成弯矩图 见上图

许用应力

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许用应力值 用插值法，由机械设计手册查得， 0b102.5MPa 1b60MPa 应力校正系数 0b60 0.59 1b102.5画当量弯矩图 见图

当量弯矩 T0.5920035 T11821Nmm 见图

M'M2T222 校核轴径

3756711821

M'39383Nmm

齿根圆直径 df1d12hac44210.251.5 df140.25mm

轴径

M'd30.10b3393830.160

d18.72mm

40.25mm

经过上述验算，得到所设计的轴是合格的。

5-1 二级低速轴的计算

轴径

dC3Pn1 10233 53.0839.14mm

二级低速轴图 具体尺寸见零件图

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二级低速轴的计算

斜齿轮螺旋角 由上述齿轮设计可知 90'41'' 齿轮直径d 由上述齿轮设计可知 d301.5mm 齿轮受力 转矩 T19.55106P39.55106 T10974Nmm n152.96圆周力 Ft2T120974 Ft35N d1301.5Fttann35tan200径向力 Fr Ft1326N

coscos90'41''轴向力 FaFttan35tan90'41'' Fa627N 画齿轮受力图

水平面反力 FR'1FrFR'20 FR'1925N (方向与假设相反) 172.75FR'249.25FrFad0 FR'2401N 2垂直面反力 FR''1FtFR''20 FR''1638N (方向与假设相反) 49.25Ft172.75FR'10 FR''2273N(方向与假设相反)

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画受力图如下 水平面反力

垂直面反力

画弯矩图如下 水平面弯矩图

垂直面弯矩图

合成弯矩图

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转矩图

当量弯矩图

轴受转矩 TT1 T10974Nmm 合成弯矩图 见上图

许用应力

许用应力值 用插值法，由机械设计手册查得，

0b146MPa 1b88.5MPa 应力校正系数 0b88.5 0.61 1b146画当量弯矩图 见图

当量弯矩 T0.610974 T329994Nmm 见图

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M1'M2T22

329994170328

2M1'371359Nmm

'M2329994Nmm

校核轴径

危险截面直径 d142mm d238mm

轴径

M1'd130.10b3713590.188.53

d134.75mm42mm

'M2d230.10b3

d234.75mm38mm

3299940.188.5经过上述验算，得到所设计的轴是合格的。

5-2 过度轴的计算

轴径

dC3Pn1 11233 238.326.05mm

过度轴轴图 具体尺寸见零件图

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过度轴的计算

斜齿轮螺旋角 由上述齿轮设计可知 90'41'' x8038'47''

齿轮直径d 由上述齿轮设计可知 dx67mm d2mm 小齿轮受力 转矩 T19.55106P39.55106 T1120277Nmm n1238.3圆周力 Ft2T12120277 Ft35N d167Fttann35tan200径向力 Fr Ft1326N 0'''coscos941轴向力 FaFttan35tan90'41'' Fa627N 大齿轮受力 转矩 T1T2 T2120277Nmm

圆周力 Ft2T12120277 Ft911N d12Fttann911tan200径向力 Fr Ft335N

coscos8037'47''轴向力 FaFttan911tan8038'47'' Fa139N

画齿轮受力图

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画受力图如下 水平面反力

垂直面受力

画弯矩图如下 水平面弯矩图

垂直面弯矩

图

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合成弯矩图

校核轴径

危险截面直径 d130mm d232mm

轴径

M1'd130.10b728100.1603

d122.9mm30mm

'M2d230.10b

d229.12mm32mm

32999430.188.5经过上述验算，得到所设计的轴是合格的。

6 轴承的选择及校核

选择轴承的类型时，必须了解轴承的工作载荷，转速及其它使用要求。

由上一步轴设计可知，由于轴受到轴向力Fa，所以选择圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承型号由机械设计手册查的如下 基本尺寸/mm d D T B C 基本额定载极限转速计算系数 荷/KN r/min Cr C0r 脂 油 e Y 轴承代号 Y0 3000型 32006 32908 30 55 20 20 16 35.8 46.8 6300 40 68 22 22 18 31.5 46.0 5600 轴承的计算

8000 0.43 1.4 0.8 7000 0.29 2.1 1.1 ''2 一级轴 轴向载荷 Fr1FR'221926382675N 1FR1 - 31 -

''222 Fr2FR'22FR2139273306N

Fa1eFr16750.43290N Fa2eFr23060.43132N 由于Fa1Fa2Fa ，所以左边放松，右边压紧。 Fa1290N Fa2Fa1Fa158N

Fa12800.42e Fr1675当量动载荷 由机械设计手册查得，fd1 X1 Y0

PfdXFrYFa116750290 P675N

基本额定寿命 由机械设计手册查得， PL10h常数 滚子轴承 10

3 L10h16670C1667035.810nP14306753L10h6.71017h  'Lh103 L'h14600h 当量静载荷 由机械设计手册查得， X00.5 Y00.8

P0rX0FrY0Fa P0r0.56750.8132443N P0rFr 取两式中的大值 P0r675N

'S0P0 取安全系数为 S03 静载荷的计算 由机械设计手册查得， C0'36752025NC0r46.8kN C0经过上述验算，得到所设计的轴是合格的。

''222过度轴 轴向载荷 Fr1FR'2F18023881843N 1R1''2 Fr2FR'226982603227N 2FR2 Fa1eFr118430.43792N

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Fa2eFr2270.431188N 由于Fa1Fa2Fa ，所以右边放松，左边压紧。 Fa2Fa1Fa1558N

Fa215580.56e Fr227当量动载荷 由机械设计手册查得，fd1 X0.4 Y1.4

PfdXFrYFa10.4271.41558 P3286N

基本额定寿命 由机械设计手册查得， PL10h常数 滚子轴承 10

3 L10h16670C1667035.810nP238.332863L10h5.41011h  'Lh103 L'h14600h 当量静载荷 由机械设计手册查得， X00.5 Y00.8

P0rX0FrY0Fa P0r0.5270.815582628N P0rFr 取两式中的大值 P0r27N

'S0P0 取安全系数为 S03 静载荷的计算 由机械设计手册查得， C0'3277885NC0r46.8kN C0经过上述验算，得到所设计的轴是合格的。

''222二级低速轴 轴向载荷 Fr1FR'21FR192510231379N ''2 Fr2FR'24012256622597N 2FR2 Fa1eFr113790.29399N Fa2eFr225970.29753N

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由于Fa1Fa2Fa ，所以右边放松，左边压紧。 Fa11380N

Fa113801e Fr11379当量动载荷 由机械设计手册查得，fd1 X0.4 Y2.1

PfdXFrYFa10.413792.11380 P3449N

基本额定寿命 由机械设计手册查得， PL10h常数 滚子轴承 10

3 L10h16670C1667035.810nP53.0834493L10h4.21011h  'Lh103 L'h14600h 当量静载荷 由机械设计手册查得， X00.5 Y00.8

P0rX0FrY0Fa P0r0.513791.113802207N P0rFr 取两式中的大值 P0r1329N

'S0P0 取安全系数为 S03 静载荷的计算 由机械设计手册查得， C0'322076621NC0r46kN C0经过上述验算，得到所设计的轴是合格的。

7 键的选择及校核

一级高速轴 键的接触长度 l'lb32824mm

传递转矩 由机械设计手册查得，取锻钢轮毂键槽的许用应力为p150MPa。 T1'1hldp724281501700Nmm 44电动机输出转矩 T120.035NmmT，该键合格。 过渡轴 键的接触长度

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l1l1b1281018mm l2l2b2401030mm

传递转矩 由机械设计手册查得，取锻钢轮毂键槽的许用应力为p150MPa。

''1'1hldp81832150172800Nmm 4411 Thl'dp83032150288000Nmm

44 T 输出转矩 T1620.035120.21NmmT，该键合格。 二级低速轴 键的接触长度

l1l1b1321022mm l2l2b2401030mm

传递转矩 由机械设计手册查得，取锻钢轮毂键槽的许用应力为p150MPa。

''1'1hldp82242150277200Nmm 4411 Thl'dp83038150342000Nmm

44 T 输出转矩 T10.974NmmT，T2329.994NmmT该键合格。

8 箱体的设计

箱体主要是支持作用，材料选为灰铸铁，砂型铸造。具体参见零件图。

9 其他附件见装配图。 10 参考资料

[1] 邱宣怀 主编的机械设计（第四版） 1997年7月第四版

[2] 成大先 主编的机械设计手册 第1，2，3，4，5卷

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