本科畢業(yè)設計（設計說明書） 傳動裝置總體設計

1、附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說明書）傳動裝置總體設計1. 傳動裝置總體設計1.1 設計要求及傳動方案擬定表1-1 原始參數運輸帶拉力f(kn)運輸帶速度v(m/s)卷筒徑d（mm）使用年限（年）60000.930010傳動簡圖如下：圖1-1 傳動方案簡圖該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器。減速器為展開式圓錐圓柱齒輪的三級傳動，軸承初步選用圓錐滾子軸承。電動機減速器、減速器工作機：帶傳動。減速器內部：齒輪傳動。軸1：錐齒輪軸。軸2、軸3：圓柱斜齒輪軸。24附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說明書） 電動機的選擇2. 電動機的選擇2.1 選擇電動機的類型y系列籠型三相異步

2、電動機,臥式閉型電電動機。2.2 選擇電動機功率工作機所需功率：=7.8kw （式2-1）由3表2-2，選取一對軸承效率軸承=0.99（共4對），v帶傳動效率v帶=0.95，錐齒輪傳動效率錐齒輪=0.96（共1對，精度8級7），斜齒圓柱齒輪傳動效率齒輪=0.97（共2對，精度8級7），聯軸器效率聯=0.99（2個）得電動機到工作機間的總效率為：總=4軸承v帶錐齒輪2齒輪2聯 （式2-2）=0.9940.950.960.9720.992=0.81電動機的輸出功率：=9.63kw （式2-3）確定電動機的額定功率：pedpd=11kw2.3 確定電動機轉速及型號選擇電動機的轉速：=62.10r/m

3、in （式2-4）由3表2-3查得，錐齒輪傳動比 i錐=23，圓柱斜齒輪傳動傳動比i齒=36，v帶傳動比iv帶=24，則總傳動比范圍為：i總=i錐i齒iv帶 （式2-5）=（23）（36）（24）=1260電動機的轉速范圍為：n0=nwi總62.10(1260)r/min （式2-6）=745.23726r/min由3表16-1查得，符合這一要求的電動機同步轉速有750r/min至3000r/min，考慮到750r/min接近其下限，而3000r/min的轉速過高，所以選用750r/min的電動機，其滿載轉速為1460r/min,其型號為y160m-4。由3表16-2查得，外伸長度e=110m

4、m，軸外伸軸徑d=42mm，電動機中心高h=160mm附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說明書）傳動比的計算與分配3. 傳動比的計算與分配3.1 總傳動比 i= nm/nw =1460/62.10=23.51 （式3-1）3.2 分配傳動比原傳動比：為使大錐齒輪不致過大，錐齒輪傳動比盡量小于3高速級圓錐齒輪傳動比：i=2中間級圓柱斜齒輪傳動比：i=3低速級圓柱斜齒輪傳動比：i=3.91由3表2查得，適用總傳動比：i=25.50優(yōu)化方案：高速級圓錐齒輪傳動比：i=2中間級圓柱斜齒輪傳動比：i=3.4低速級圓柱斜齒輪傳動比：i=3.77附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說明書）傳動

5、裝置運動、動力參數的計算4. 傳動裝置運動、動力參數的計算4.1 各軸轉速電動機軸：nm=1460r/min高速軸0：n0=nm=1460r/min中間軸1：n1=n0/i1=1460/2r/min=730r/min （式4-1a）中間軸2：n2=n1/i2=730/3r/min=243r/min （式4-1b）低速軸3：n3=n2/i2=243/3.91r/min=62.10r/min （式4-1c）工作機軸：nw=n3=62.10r/min傳動比優(yōu)化后的各軸轉速：電動機軸：nm=1460r/min高速軸0：n0=nm=1460r/min中間軸1：n1=n0/i1=1460/2r/min=7

6、30r/min （式4-2a）中間軸2：n2=n1/i2=730/3.4r/min=214.706r/min （式4-2b）低速軸3：n3=n2/i2=214.706/3.77r/min=56.951r/min （式4-2c）工作機軸：nw=n3=56.951r/min4.2 各軸功率電動機軸：pd=ped=11kw高速軸0：p0= ped0.99=10.89kw （式4-3a）中間軸1：p1= ped 0.970.960.99=10.04kw （式4-3b）中間軸2：p2= p10.970.970.99=9.35kw （式4-3c）低速軸3：p3= p20.970.99=8.98kw （式4

7、-3d）傳動比優(yōu)化后的功率與之相同。4.3 各軸轉矩t0=9550pd/n0=955010.98/1460=71.821n.m （式4-4a）t1=9550p1/n1=955010.04/730=131.345n.m （式4-4b）t2=9550p2/n2=95509.35/243=367.459n.m （式4-4c）t3=9550p3/n3=95508.98/62.1=1380.982n.m （式4-4d）傳動比優(yōu)化后的功率與之相同。t0=9550p0/n0=955010.98/1460=71.821n.m （式4-5a）t1=9550p1/n1=955010.04/730=131.345n

8、.m （式4-5b）t2=9550p2/n2=95509.35/214.706=415.883n.m （式4-5c）t3=9550p3/n3=95508.98/56.951=1505.838 n.m （式4-5d）表4-1 動力參數匯總表軸名參數輸入軸軸軸軸轉速n（r/min）1460730214.70656.951功率p（kw）10.9810.049.358.98轉矩t()71.821131.345415.8831505.838傳動比i23.43.77附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說明書）帶傳動設計5. 帶傳動設計5.1 確定帶型號和帶直徑工作情況系數：由1表8-7查得，=1.1

9、計算功率：=1.111=12.1kw （式5-1）選帶型號：由1表8-11查得，b型n電動機=1460r/min小帶輪直徑：由1表8-8查得，=140mm大帶輪直徑：=2140（1-0.01）=277mm實際=280mm實際i帶=280/140=2大帶輪轉速：n2=722.7r/min （式5-2）驗算帶速：=10.697m/s （式5-3）在525之間，合適。計算帶長ld0：= (+)/2 =(140+277)/2=208.5mm （式5-4a）=(-)/2=(277-140)/2=68.5mm （式5-4b）初選中心距：2(+)a00.7(+) （式5-5）0.7（140+277）=291

10、.9mm，2（140+277）=834mm即：834 mma0291.9mm初取中心距：a0=550mm帶長：ld0=dm+2a+=1763.22mm （式5-6）基準長度：ld =1800mm修正系數：kl=0.95求中心距和包角：中心距：aa0+（ld-ld0）/2=568.3990數求帶根： （式5-10）由i帶=2查1表8-4b得=0.46查1表8-4a得=2.832由ld =1800查1表8-2得=0.95查1表8-5得=0.96 將數值帶入式5-10得z=4.03取5根確定帶的初拉力和作用在輪軸上的壓力：取q=0.1kg/m=5001/zv（2.5/-1）+qv=192.9n （式

11、5-11）軸上載荷：=2sin(/2)=1915n （式5-12）附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說明書）傳動件的設計計算6. 傳動件的設計計算6.1 高速級齒輪傳動的設計計算考慮到帶式運輸機為一般機械，大錐齒輪均選用45鋼調質處理，小齒輪40cr調質處理。由1表10-1查得大錐齒輪齒面硬度hbs=217255，小錐齒輪齒面硬度hbs=241286，選用8級精度。選擇齒形制gb12369-90，齒形角20設計基本參數與條件：齒數比u=2，傳遞功率p1=10.45kw，主動軸轉速n1=1460r/min齒數選擇：z1=20，z2=uz1=40齒面接觸疲勞強度計算： （式6-1-1）初選

12、載荷系數：小錐齒輪傳遞轉矩： （式6-1-2）取齒寬系數：確定彈性影響系數：由1表10-6查得，計算應力循環(huán)次數： （式6-1-3a） （式6-1-3b）查1圖10-19得接觸疲勞壽命系數：，查1圖10-21(d)得疲勞極限應力：，計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數， （式6-1-4a） （式6-1-4b）由接觸強度計算出小齒輪分度圓直徑：，則 （式6-1-5）齒輪的圓周速度: （式6-1-6） （式6-1-7）=263354.1827，=63265.8263錐距： （式6-1-8）確定齒寬： （式6-1-9）齒寬與齒高之比： （式6-1-10a） （式6-1-10b）根據v=5

13、.028m/s，八級精度動載系數，查1圖10-8得齒輪使用系數，查1表10-2得齒間分配系數，查1表10-3得查1表10-9得，所以接觸強度載荷系數： （式6-1-11）按載荷系數校正分度圓直徑： （式6-1-12） （式6-1-13）取標準值，模數圓整為計算齒輪的相關參數： （式6-1-14a） （式6-1-14b） （式6-1-14c） （式6-1-14d）帶入式6-1-8得r=111.803mm確定齒寬：帶入式6-1-9得b=41.268mm齒寬與齒高之比：帶入式式6-1-10a，b得mt=5，h=11mm圓整取錐齒輪的齒根彎曲疲勞強度計算：按齒輪彎曲強度進行校核：錐齒輪的當量齒數： （

14、式6-1-17a） （式6-1-17b）由式6-1-6得v=7.64m/s根據v=7.64m/s，八級精度動載系數，查1圖10-8得齒輪使用系數，查1表10-2得齒間分配系數，查1表10-3得查1表10-9得，所以接觸強度載荷系數 （式6-1-18）查1表10-5得，取安全系數由1圖10-18得彎曲疲勞壽命系數，查1圖10-20(c)得彎曲疲勞極限為：，許用應力: （式6-1-19a） （式6-1-19b）將各值帶入式6-20進行校核 （式6-1-20）計算得，可知彎曲強度滿足，參數合理。表6-1 大小圓錐齒輪參數2。名稱符號小錐齒輪大錐齒輪分錐角26346326齒頂高ha5齒根高hf6分度圓

15、直徑d100200齒頂圓直徑da108.94204.47齒根圓直徑df89.27194.63錐距r111.803齒根角f34頂錐角a29386630根錐角f23306032頂隙c1分度圓齒厚s7.85當量齒數zv22.4789.89齒寬b45456.2 中間級標準斜齒輪傳動的設計計算設計基本參數與條件：齒數比u=3.4，傳遞功率，主動軸轉速，采用一班制工作，壽命10年（一年以300天計）。選擇齒輪材料、精度等級和齒數：小齒輪用40cr調質處理,硬度241hbs286hbs,平均260mpa，八級精度大齒輪用45號鋼,調質處理,硬度229hbs286hbs,平均241mpa，八級精度大小齒輪硬度

16、差20hbs試選小齒輪齒數 初選螺旋角按齒面接觸疲勞強度設計： （式6-2-1）試選載荷系數：計算小齒輪傳遞的扭矩： （式6-2-2）取齒寬系數：確定彈性影響系數：由1表10-6，確定區(qū)域系數：查1圖10-30，標準斜齒圓柱齒輪傳動：計算應力循環(huán)次數，由式6-1-3a,b得，查1圖10-19得接觸疲勞壽命系數：，查1圖10-21(d)得疲勞極限應力：，計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數，帶入式6-1-4a,b得，由1圖10-26查得代入數值計算：小齒輪直徑圓周速度由式6-1-6得v=2.18m/s齒寬b及模數：帶入式式6-1-10a，b得mt=5，h=11mm （式6-2-3）計

17、算縱向重合度： （式6-2-4）計算載荷系數：齒輪使用系數，查1表10-2得動載系數，查1圖10-8得齒間分配系數，查1表10-3得查1表10-4得齒向載荷分布系數 查1圖10-13得接觸強度載荷系數：由式6-1-11得k=2.2218按載荷系數校正分度圓直徑： （式6-2-5）計算模數： （式6-2-6）按齒根彎曲強度設計： （式6-2-7）計算載荷系數：由縱向重合度，從1圖10-28得計算當量齒數，由式6-1-17a,b得，由1圖10-20得彎曲疲勞強度極限，由1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，取彎曲疲勞安全系數，帶入式6-1-19a,b得：由1表10-5得齒形系數，得應力校正系數，計算大

18、、小齒輪的并加以比較。，大齒輪的數值大。計算得齒面接觸疲勞強度的法面模數齒根彎曲疲勞強度的法面模數，取，可以滿足彎曲強度。校正齒數： （式6-2-8）圓整中心距： （式6-2-9）圓整為修正螺旋角：=144510.51 （式6-2-10）變化不大，不必修正前面計算數值。計算幾何尺寸： （式6-2-11a） （式6-2-11b） （式6-2-12）取齒寬為校正傳動比： （式6-2-13） （式6-2-14）符合設計要求。 表6-2 大小斜齒輪參數2。名稱符號小錐齒輪大錐齒輪法面模數mn4發(fā)面壓力角n20螺旋角144510.51齒數z2068傳動比i23.4分度圓直徑d82.73281.273齒頂

19、圓直徑da90.73273.273齒根圓直徑df72.73271.273中心距an182齒寬b83836.3 低速級標準斜齒輪傳動的設計計算設計基本參數與條件：齒數比u=3.4，傳遞功率，主動軸轉速，采用一班制工作，壽命10年（一年以300天計）。選擇齒輪材料、精度等級和齒數小齒輪用45號鋼調質處理,硬度261hbs292hbs,平均280mpa，八級精度大齒輪用45號鋼,調質處理,硬度229hbs286hbs,平均240mpa，八級精度大小齒輪硬度差40hbs試選小齒輪齒數 初選螺旋角按齒面接觸疲勞強度設計 （式6-2-1）試選載荷系數：計算小齒輪傳遞的扭矩： （式6-2-2）取齒寬系數：確

20、定彈性影響系數：由1表10-6，確定區(qū)域系數：查1圖10-30，標準斜齒圓柱齒輪傳動：計算應力循環(huán)次數：由式6-1-3a,b得，查1圖10-19得接觸疲勞壽命系數：，查1圖10-21(d)得疲勞極限應力：，計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數帶入式6-1-19a,b得：，由1圖10-26查得代入數值計算：小齒輪直徑圓周速度由式6-1-6得v=1.12m/s齒寬b及模數：帶入式式6-1-10a，b得，由式6-2-3得計算縱向重合度，由式6-2-4得計算載荷系數：齒輪使用系數，查1表10-2得動載系數，查1圖10-8得齒間分配系數，查1表10-3得查1表10-4得齒向載荷分布系數 查1

21、圖10-13得接觸強度載荷系數按載荷系數校正分度圓直徑：由式6-2-5得計算模數，由式6-2-6得按齒根彎曲強度設計： （式6-2-7）計算載荷系數由縱向重合度，從1圖10-28得計算當量齒數，由式6-1-17a,b得，由1圖10-20得彎曲疲勞強度極限，由1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，取彎曲疲勞安全系數，帶入式6-1-19a,b得：由1表10-5得齒形系數，得應力校正系數，計算大、小齒輪的并加以比較。，大齒輪的數值大。計算得齒面接觸疲勞強度的法面模數齒根彎曲疲勞強度的法面模數，取，可以滿足彎曲強度校正齒數，由式6-2-8得：，圓整中心距，式6-2-9得，圓整為修正螺旋角，式6-2-10得

22、=153412.38變化不大，不必修正前面計算數值。計算幾何尺寸，式6-2-11a，b及式6-2-12得：，取齒寬為表6-3 大小斜齒輪參數2。名稱符號小錐齒輪大錐齒輪法面模數mn4發(fā)面壓力角n20螺旋角153412.38齒數z2283傳動比i33.77分度圓直徑d91.352344.648齒頂圓直徑da83.352336.648齒根圓直徑df81.352334.648中心距an218齒寬b9292附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說明書）軸的設計計算7. 軸的設計計算軸的設計和計算、軸上齒輪輪轂孔內徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算與軸聯接的半聯軸器的選擇同步進行。7.1

23、 i軸的計算設計計算7.1.1 已知條件軸上的功率，轉速，轉矩。7.1.2 作用在齒輪上的力已知i軸上的小錐齒輪的分度圓直徑為 確定作用在錐齒輪上的圓周力、軸向力和徑向力。圓周力： （式7-1-1）徑向力： （式7-1-2）軸向力： （式7-1-3）其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端法向力為： （式7-1-4）7.1.3 初算軸徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr，調質處理。根據1表15-3，取，于是得 （式7-1-5）由于輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯軸器孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查1表14-1： （式7-1-6）查3表16-2

24、和表8-7，可得：電動機輸出軸直徑為42mm，選取型號為hl3的彈性柱銷聯軸器，從動端孔徑選為40mm。聯軸器與軸配合的輪轂長度為82mm。7.1.4 結構設計如下圖為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計。1） 軸段1-2，由聯軸器型號可得直徑為40mm，右端應有軸肩定位，軸向長度應該略小于聯軸器與軸的配合長度82mm，取為70mm。2） 軸段3-4，先初選軸承型號，由于軸承同時受有徑向力和軸向力，因此選擇圓錐滾子軸承，型號取g30210，內徑50mm。所以軸段直徑為50mm，長度26.5mm，其

25、中包括彈性擋圈22mm。3） 軸段2-3，軸段1-2右段應有軸肩定位，取該段直徑為48mm，保證軸肩定位尺寸，同時使得軸承左端直徑小于右端，有利于軸承的拆卸。此處軸承端蓋及套杯厚度為15mm左右，且軸臂需要伸出箱體外壁1020mm，因此取該段長度為35.5mm。4） 軸段5-6，使用30210圓錐滾子軸承，軸徑同軸段3-4，長度取22mm。5） 軸段6-7，為了保證該段左側的軸肩高度，同時已知軸段5-6直徑為50mm，因此取該段直徑為56mm，長度去23mm。6）軸段4-5，為了保證整個減速器的結構緊湊，由此計算出軸段長度為30mm，軸段直徑取48mm。7.1.5 零件的周向定位查3表11-2

26、8得左端半聯軸器定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于軸段，取55mm，選取鍵1255。7.1.6 軸上圓角和倒角尺寸參考1表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm7.1.7 軸的受力分析表7-1 i軸受力分析表5載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t根據表7-1數值繪制轉矩圖：圖7-1 i軸轉矩圖7.1.8 校核軸的強度因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉矩，a-a剖面為危險面其抗彎截面系數為： （式7-1-7）抗扭截面系數為： （式7-1-8）彎曲應力為： （式7-1-9）扭剪應力為： （式7-1-10）按彎扭合成應力校核軸的強度：由上圖可知，應力最大的位置，只需校核此處即可

27、，根據以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力： （式7-1-11）查1表15-1得，因此，軸安全。7.2 ii軸的計算設計計算7.2.1 已知條件軸上的功率，轉速，轉矩。7.2.2 作用在齒輪上的力已知ii軸上的大錐齒輪的分度圓直徑為 確定作用在錐齒輪上的圓周力、軸向力和徑向力。圓周力，由式7-1-1得徑向力，由式7-1-2得軸向力，由式7-1-3得已知ii軸上的小圓柱斜齒輪直徑：螺旋角：=144510.51。圓周力，由式7-1-1得軸向力： （式7-2-1）徑向力： （式7-2-2）法向力： （式7-2-3）7.2.3 初算軸徑初步估算軸的最小直徑。由于此軸為

28、齒輪軸，選取軸的材料應同圓柱齒輪一樣，為40cr，調質處理。根據1表15-3，取，由式7-1-5得7.2.4 結構設計如下圖1） 軸段1-2，因為該軸上同時存在軸向力和徑向力。因此選用圓錐滾子軸承。選用軸承型號為g30208，軸段直徑為40mm，考慮到低速級大錐齒輪應與內壁間距保持1015mm。并考慮軸承套在軸上的長度。且軸承與內壁間距應在58mm左右，綜合其他各種因素考慮，取軸段長度為32.75mm。2） 軸段2-3，考慮齒輪孔徑與軸肩高度的綜合因素，直徑取為42mm。齒輪輪轂長度為35mm，軸段長度比輪轂長度略小，定為34mm。3） 軸段4-5，由設計結果，小齒輪分度圓直徑為82.73mm

29、，齒寬為83mm，此段為齒輪軸的齒輪段。4） 軸段6-7，用于裝軸承，直徑取40mm。軸承應該距離箱體內壁58mm左右，且小齒輪端面距離箱體內壁1015mm，再加上軸承軸上厚度，取長度為19.75mm。5） 軸段3-4，由于箱體內壁應該相對于輸入軸的中心線對稱，通過計算此段長度為78mm，又有定位需要，軸徑取48mm。同理，為保持箱體內各軸的總長不變，軸段5-6，取長度22.4mm，軸徑取48mm。7.2.5 零件的周向定位查3表11-28得左側齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于軸段，取30mm，選取鍵12307.2.6 軸上圓角和倒角尺寸參考1表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取

30、1.6mm7.2.7 軸的受力分析5該軸上錐齒輪處軸上載荷小于圓柱齒輪處載荷，只需校核圓柱齒輪軸上齒輪1/2處的彎矩與扭矩強度。根據軸的結構圖和受力情況得出所測軸截面所受力和彎矩扭矩：表7-2 ii軸受力分析表5載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t根據表7-2繪制轉矩圖：圖7-2 ii軸轉矩圖7.2.8 校核軸的強度由上圖可知，應力最大的位置，校核此處即可，根據以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 （式7-2-4）前已確定，軸的材料為40cr,調質處理。查1表15-1得，因此。精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面軸段1-2，2-3，3-4，4-5，5-6

31、，6-7等各段界面上雖然有鍵槽、軸肩及齒輪的過盈配合所引起的應力集中，但是由于軸的最小直徑是按照扭轉強度較為寬裕所設定的。所以這些軸段的截面無需校核。由上述計算已知小齒輪中點處應力最大，而小齒輪兩邊處的截面由于過盈配合引起的應力集中比較嚴重。對于小齒輪右側截面，只承受彎矩而并不傳遞扭矩，且軸徑較大，因此無需校核。而小齒輪中點處盡管彎曲應力最大，但是由于過盈配合及鍵槽所引起的應力集中都在兩端，因此該處截面也無需校核。綜上所述，只需要校核小齒輪左側截面的左側面即可。設該截面為aa截面的左側：抗彎截面系數: （式7-2-5）抗扭截面系數 （式7-2-6）截面的彎矩為：截面4上的扭矩為:截面上的彎曲應

32、力： （式7-2-7）截面上扭轉切應力： （式7-2-8）軸的材料為40cr，調質處理。由1表15-1查得。綜合系數的計算：查1表3-2，由，用插值法，得因軸肩而形成的理論應力集中為：，由1附圖3-1得軸的材料敏感系數為:，則有效應力集中系數為： （式7-2-9a） （式7-2-9b）由1圖3-2，3-3查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，查1圖3-4，軸采用精車加工，表面質量系數為，軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為： （式7-2-10a） （式7-2-10b）碳鋼系數的確定：碳鋼的特性系數取為，安全系數的計算：軸的疲勞安全系數為： （式7-2-11a） （式7-2-11b） （式7-2-1

33、1c）故此處安全。綜上得出，此軸疲勞強度達到要求。7.3 iii軸的計算設計計算7.3.1 已知條件軸上的功率，轉速，轉矩，7.3.2 作用在齒輪上的力已知iii軸上的大圓柱斜齒輪直徑，螺旋角=144510.51圓周力，由式7-2-1得：軸向力，由式7-2-2得：徑向力，由式7-2-3得：已知iii軸上的小圓柱斜齒輪直徑，螺旋角=153412.38圓周力，由式7-2-1得：軸向力，由式7-2-2得：徑向力，由式7-2-3得：7.3.3 初算軸徑7.3.4 結構設計由于此軸為齒輪軸，選取軸的材料應同圓柱齒輪一樣，為45號鋼，調質處理。根據1表15-3，取，由式7-1-5得：如下圖1）軸段1-2，

34、因為該軸上同時存在軸向力和徑向力。因此選用圓錐滾子軸承。選用軸承型號為g30209，軸段直徑為45mm，考慮到低速級大錐齒輪應與內壁間距保持1015mm。并考慮軸承套在軸上的長度。且軸承與內壁間距應在58mm左右，綜合其他各種因素考慮，取軸段長度為20.75mm。2）軸段3-4，由設計結果，小齒輪分度圓直徑為91.352mm，齒寬為92mm，此段為齒輪軸的齒輪段。3）軸段5-6，考慮齒輪孔徑與軸肩高度的綜合因素，直徑取為55mm。齒輪寬度為83mm，軸段長度比輪轂長度略小，定為82mm。4）軸段6-7，用于裝軸承，直徑取45mm。軸承應該距離箱體內壁58mm左右，且小齒輪端面距離箱體內壁101

35、5mm，再加上軸承軸上厚度，取長度為43.15mm。5）軸段2-3，由于箱體內壁應該相對于輸入軸的中心線對稱，通過計算此段長度為22mm，又有定位需要，軸徑取53mm。同理，為保持箱體內各軸的總長不變，軸段4-5，取長度10mm，軸徑取53mm。7.3.5 零件的周向定位查3表11-28得右側齒輪定位用平鍵，寬度為16mm。長度略小于軸段，取70mm，選取鍵16707.3.6 軸上圓角和倒角尺寸參考1表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm7.3.7 軸的受力分析表7-3 iii軸受力分析表5載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t根據表7-3數值繪制轉矩圖圖7-3 iii軸轉

36、矩圖7.3.8 校核軸的強度由上圖可知，應力最大的位置，校核此處即可，根據以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力，由式7-2-4得：前已確定，軸的材料為45號鋼，調質處理。查1表15-1得，因此。另外小齒輪的兩個端面處較危險，右端按照軸頸53mm，若彎扭組合按照最大處計算，有，所以最終可以確定彎扭校核結果為安全。精確校核軸的疲勞強度：判斷危險截面：軸段1-2，2-3，3-4，4-5，5-6，6-7等各段界面上雖然有鍵槽、軸肩及齒輪的過盈配合所引起的應力集中，但是由于軸的最小直徑是按照扭轉強度較為寬裕所設定的。所以這些軸段的截面無需校核。由上述計算已知小齒輪中點處

37、應力最大，而小齒輪兩邊處的截面由于過盈配合引起的應力集中比較嚴重。對于小齒輪左側截面，只承受彎矩而并不傳遞扭矩，且軸徑較大，因此無需校核。而小齒輪中點處盡管彎曲應力最大，但是由于過盈配合及鍵槽所引起的應力集中都在兩端，因此該處截面也無需校核。綜上所述，只需要校核小齒輪右側截面的右側面即可。設該截面為a：a截面的左側抗彎截面系數，由式7-2-5得：抗扭截面系數，由式7-2-6得：截面的彎矩為：截面4上的扭矩為：截面上的彎曲應力，由式7-2-7得：截面上扭轉切應力，由式7-2-5得：軸的材料為40cr，調質處理。由1表15-1查得：。綜合系數的計算，查1表3-2，由，用插值法，得到因軸肩而形成的理

38、論應力集中為：，由1圖3-1得軸的材料敏感系數為，則有效應力集中系數，由式7-2-9a,b得由1圖3-2，3-3查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，查1圖3-4，軸采用精車加工，表面質量系數為，軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值由式7-2-10a,b得碳鋼系數的確定：碳鋼的特性系數取為，安全系數的計算：軸的疲勞安全系數為，由式7-2-11a,b,c得：故此處安全。綜上得出，此軸疲勞強度達到要求。7.4 iv軸的計算設計計算7.4.1 已知條件軸上的功率，轉速，轉矩，7.4.2 作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪直徑，螺旋角=153412.38圓周力，由式7-2-1得：軸向力，由式7-2-2得：徑向

39、力，由式7-2-3得：7.4.3 初算軸徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據1表15-3，取，由式7-2-4得：，此處有一個平鍵，直徑增加5%，得出直徑最小為62.4mm。由于輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯軸器孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查1表14-1得：選取型號為hl6的彈性柱銷聯軸器，孔徑選為60mm。聯軸器與軸配合的輪轂長度為107mm。7.4.4 結構設計如下圖1）軸段1-2，由聯軸器型號得直徑為60mm，右端應有軸肩定位，軸向長度應該略小于107mm，取90mm。2）軸段3-4，因軸上有徑向力和軸向力，因此選

40、取圓錐滾子軸承，軸承型號為g30213，由軸承內圈直徑得軸段直徑為65mm。軸承軸上距離為24.75mm，并裝有一軸套，故取長度48.55mm。3）軸段2-3，考慮與左側軸段的軸肩高度和右側軸承的高度，取軸徑為65mm?？紤]軸臂伸出長度應在1020mm左右，并綜合考慮內外壁與軸承端蓋厚度因素，取軸段長度為41.25mm。4）軸段4-5，此處與大齒輪配合，取直徑為齒輪孔徑70mm，長度略小于輪轂92mm，長度取為91mm。5）軸段6-7，右端用于軸承定位，取軸肩高度為5mm，因此軸徑為72mm?？紤]軸承應距離箱體內壁58mm，并且該段和軸段5-6的總長需要保證低速級大齒輪與小齒輪的中的配合。因此

41、綜合考慮后，取該段長度為102.4mm。 6）軸段5-6，經計算得，該段長度為8mm。此處作為尺寸封閉環(huán)，用來保證大齒輪端面到遠端內壁的距離為108.2mm。又用作齒輪軸向定位，因此取軸肩高度為4mm，軸徑為80mm。7）軸段7-8，該段為與軸承配合，故取長度為24.75mm。軸徑取為軸承內圈直徑65mm。7.4.5 零件的周向定位查3表11-28得左端聯軸器定位用平鍵，寬度為18mm，長度略小于軸段，取85mm，選取鍵1885，右端大齒輪定位用平鍵，寬度為20mm，長度略小于軸段，取80mm，選取鍵2080。7.4.6 軸上圓角和倒角尺寸參考1表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6m

42、m7.4.7 軸的受力分析表7-4 iv軸受力分析表5載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t根據表7-4繪制轉矩圖圖7-4 iv軸轉矩圖7.4.8 校核軸的強度因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉矩，a-a剖面為危險面其抗彎截面系數為： （式7-4-1）抗扭截面系數為： （式7-4-1）彎曲應力為： （式7-4-1）扭剪應力為： （式7-4-1）按彎扭合成應力校核軸的強度：由上圖可知，應力最大的位置，只需校核此處即可，根據以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力，由式7-2-4得：查1表15-1得，因此，軸安全。55附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說

43、明書）軸承的計算8. 軸承的計算8.1 i軸的設計計算軸承30210的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力： （式8-1-1a） （式8-1-1b）查3表12-3，得y=1.4，e=0.42，派生力： （式8-1-2a） （式8-1-2a）軸向力，左側軸承壓緊由于，所以軸向力為： （式8-1-3a） （式8-1-3a）當量載荷：由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為 （式8-1-4a） （式8-1-4a）軸承壽命的校核對于滾子軸承，有 （式8-1-4a） （式8-1-4a）8.2 ii軸的設計計算軸承30208的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，由式8-1-1a，b得：，查3表

44、12-3，得y=1.4，e=0.42，派生力，式8-1-2a，b得：，軸向力，右側軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷：由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷由式8-1-3a，b得：，軸承壽命的校核，由式8-1-4a，b得：8.3 iii軸的設計計算軸承30209的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，由式8-1-1a，b得：，查3表12-3，得y=1.4，e=0.42，派生力，由式8-1-2a，b得： ，軸向力，左側軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷由式8-1-3a，b得：，軸承壽命的校核，由式8-1-4a，b得：8.4

45、 iv軸的設計計算軸承30213的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，式8-1-1a，b得：，查3表12-3，得y=1.4，e=0.42，派生力，由式8-1-2a，b得：，軸向力，右側軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷：由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷由式8-1-3a，b得：，軸承壽命的校核，由式8-1-4a，b得：附件1：上海第二工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（設計說明書）校核鍵連接的強度9. 校核鍵連接的強度9.1 i軸鍵連接校核聯軸器處鍵連接的擠壓應力為 （式9-1）取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由1表6-2查得，強度足夠9.2 i軸鍵連接校核齒輪處鍵連接的擠壓應力，由式9-1得： 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由1表6-2查得，強度足夠9.3 i軸鍵連接校核齒輪處鍵連接的擠壓應力，由式9-1得： 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由1表6-2查得，強度足夠9.4 i軸鍵連接校核聯軸器處鍵連接的擠壓應力，由式9-1得： 齒輪處鍵連接的擠壓應力，由式9-1得： 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由1表6-2查得，強度足夠附件1