机械设计课程设计模板.pdf

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1、 机械设计课程设计模板 目录 一、设计任务书.3 二、系统总体方案的设计.4（一）、分析传动系统的工作情况.4（二）、传动方案的拟定.5 三、电动机的选择.6 四、执行机构的选择.11 五、传动装置的运动和动力参数.11 六、传动零件的设计计算.14（一）、高速级斜齿轮副的设计计算.14（二）、低速级直齿轮的设计计算.18 七、轴系零件的设计计算.23（一）、输入轴的设计计算.23（二）、中间轴的设计计算.29（三）、输出轴的设计计算.35 八、滚动轴承的选择和计算.42 九、连接的选择和计算.48 十、联轴器的选择.49 十一、减速器的润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择设计.50 十二、零

2、部件及箱体的设计.54 3（一）、主要零部件.40（二）、附件.40.（三）、减速器箱体的结构设计.55 十三、设计小结.41 一、设计任务书 .4 二、系统总体方案的设计（一）、分析传动系统的工作情况 1.组成：传动装置由电动机、减速器、联轴器、卷筒、轴承组成。2.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、5 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。3.电动机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿

3、轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。4.传动系统的简图：（二）、传动方案的拟定 根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机和传动装置两部分。1.原动机的选择 设计要求：动力源为三相交流电 380/220v，原动机选用电动机。2.传动装置的选择 电动机与减速器，减速器与工作机的联接选择联轴器联接 3.减速器的选择 由任务书可以看出，采用二级圆柱斜齿轮传动，是展开式的。（三）、分析装配方案 分析各零件作用、结构及类型：（1）、主要零部件：、轴：主要功用是直接支承回转零件，以实现回转运动并传递动力。高速轴和中速轴都属于齿轮轴；低速轴为转轴、属阶梯轴。、轴承：用来支承轴或轴上回转零件、保持轴的

4、旋转精度、减小磨擦和磨损。6、齿轮：用来传递任意轴间的运动和动力，在此起传动及减速作用，其中齿轮 1 和齿轮 3 属于齿轮轴，为主动轮，都为斜齿圆柱齿轮。、联轴器：主要用于联接两轴，使它们一起转动以传递运动和转矩。（2）、附件：、窥视孔：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。、通气器：使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。、启箱螺钉：由于

5、装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜 12使油易于流出。三、电动机的选择 1、选择电动机类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。2、选择电动机的容量 7 电动机工作功率为wdappkW,1000wFVp kW 因此 1000daFVp kW 确定电动机到工作机的总效率：设1、2、3、4分别为卷筒轴、滚动轴承、圆柱斜齿圆柱齿轮传动（精度为 8 级）

6、、弹性性连轴器的传动效率，由表 22查得1=0.96、20.98、30.97、4=0.99，则传动装置的总效率为由电动机至卷筒的传动效率为3221234a 取10.96，20.98，30.97，40.99。则 3220.960.980.970.990.83a 所以1500 1.452.6210001000 0.83daFVpkW 3、确定电动机转速 二级圆柱齿轮减速器传动比28 40i，则总传动比合理范围为8 40ai，故电动机的转速范围为(8 40)81.49561.92 3259.6/mindaninr 符合这一范围的同步转速有 750/minr、1000/minr和 1500/minr。

7、根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案 如表：方 案 电 动 机 型 号 额 定 功 率 电动机转速(minr)同步 满载 转速 转速 电动机重量（kg）参 考 价 格（元）中 心 高（mm）外 伸 轴 径（mm）外 伸 轴 长度（mm）磁 极 对 数 堵转 转矩 额定 转矩 最大 转矩 额定 转矩 8 1 4-Y100L2 3.0 1500 1430 38 1200 100 28 60 4 2.2 2.4 2 6-Y132S 3.0 1000 960 63 1500 132 38 80 6 2.0 2.0 3 8-Y132M 3.0 750 710 79

8、2100 132 38 80 8 2.0 2.0 4、计算传动装置的总传动比，并分配各级传动比(1)总传动比：55.1749.811430wmnni （在 (8-40)以内）。（2）分配各级传动比：因21*iii,开始二级圆柱齿轮减速器的传动比在1i(1.31.5)2i之间,初取211.4ii，则减速器的传动比 54.34.155.171.4i12i，96.41.4i21i，符合齿轮传动比53之间的范围。5、传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴转速：轴 1：min1430nrnm 轴 2：min31.28896.414301rinnm 轴 3：min44.8154.331.2882rinn

9、卷桶轴：n=81.44minIVIIInr（2）各轴输入功率：9 轴 1：24*2.62*0.98*0.992.54dPPkW 轴 2：23*2.54*0.98*0.972.41PPkW 轴 3:23*2.41*0.98*0.972.29PPkW 卷筒轴：24*2.29*0.98*0.992.22IVIIIPPkW（3）各轴输入转矩：轴 1：1195509550*2.5416.961430PTNmn 轴 2：29550*2.41955079.83288.31PnTNm 轴 3:395509550*2.29268.5481.44PTNmn 卷筒轴：495509550*2.22260.3381.4

10、4IVIVPTNmn 将上述计算结果列于标中，以供查用：各轴的运动及动力参数 轴号 转速n minr 功率P kW 转矩T mN 传动比i 电机轴 1430 2.62 1430 2.54 16.96 4.96 288.32.41 79.83 10 1 3.54 81.44 2.29 268.54 1.0 滚筒轴 81.44 2.22 260.33 1.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 和减速器传动比，可见第 1 方案比较适合。选定电动机型号为Y100L2-4，其尺寸参数见标准 6、电动机主要外形和安装尺寸列于下表 11 中 心高 H 外形尺寸(/2)LACADHD 底 脚安 装尺

11、 寸A B 地 脚螺 栓孔 直径 轴 伸尺寸 DE 装 键部 位尺寸 FG 100 380282.5245 160 140 12 28 60 8 24 四、执行机构的选择 由任务书可知道，其卷筒的速度为1.45/vm s，钢丝绳的拉力为1500FN，所以应选择承受力大于 1500N 的钢丝绳。卷筒的直径为 D=340mm.故此可按照依据来选择合适的执行机构来满足实际需要。切在实际工作中不能超过额定载荷。五、传动装置的运动和动力参数 其运动方向如图所示 1、总传动比：55.1749.811430wmnni （在 (8-40)以内）。12 2、分配各级传动比：因21*iii,开始二级圆柱齿轮减速器

12、的传动比在1i(1.31.5)2i之间,初取211.4ii，则减速器的传动比 54.34.155.171.4i12i，96.41.4i21i，符合齿轮传动比53之间的范围。（四）传动装置的运动和动力参数计算 1、各轴转速 轴 1：min1430nrnm 轴 2：min31.28896.414301rinnm 轴 3：min44.8154.331.2882rinn 卷桶轴：n=81.44minIVIIInr 2、各轴输入功率 轴 1：4*2.62*0.992.59dPPkW 轴 2：3*2.54*0.972.46PPkW 轴 3:23*2.41*0.972.34PPkW 卷筒轴：24*2.29*

13、0.992.27IVIIIPPkW 3、各轴输出功率 轴 1：24*2.62*0.98*0.992.54dPPkW 轴 2：23*2.54*0.98*0.972.41PPkW 轴 3:23*2.41*0.98*0.972.29PPkW 卷筒轴：24*2.29*0.98*0.992.22IVIIIPPkW 13 4、各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 2.629550955017.501430ddmpTN mn 轴 1：1195509550*2.5416.961430PTNmn 轴 2：29550*2.41955079.83288.31PnTNm 轴 3:395509550*2.29268.5481

14、.44PTNmn 卷筒轴：495509550*2.22260.3381.44IVIVPTNmn 5、各轴输出转矩 轴 0.9816.960.9816.62TTN m 轴 0.9879.83 0.9878.23TTN m 轴 0.98268.540.98263.17TTN m 卷筒轴 0.98260.540.98255.33VVTTN m 将上述计算结果列于标中，以供查用：各轴的运动及动力参数 运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名 效率 P kW 转矩 T N m 转速n r/min 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电动机轴 2.62 17.50 1430 14 轴 2.59 2.54 1

15、6.96 16.62 1430 4.96 轴 2.46 2.41 79.83 78.23 288.31 3.54 轴 2.34 2.29 268.54 263.17 81.44 1.0 卷筒轴 2.27 2.22 260.33 255.33 81.44 1.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 和减速器传动比，可见第 1 方案比较适合。选定电动机型号为Y100L2-4，其尺寸参数见标准 六、传动零件的设计计算（一）、高速级斜齿轮副的设计计算 斜齿圆柱齿轮 按输入转速1430minnr，4.96i,传递功率=2.62IPkW,正反向传动，断续工作，有轻微振动，起动载荷为公称载荷的 1.

16、4 倍，且每天工作十二小时，寿命为八年，大修期为三年等条件来计算。1、选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器断续工作，故起动次数频繁，所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用Cr40表面淬火，齿面 15 硬度为4855HRC。大齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度4050HRC；根据指导书选 8 级精度。2、选择齿数和齿宽系数 初定齿数119z，2214.96 1994.24ziz；取294z，21944.9519zuz，齿宽系数1.0d。3、确定轮齿的许用应力 1、根据两轮轮齿的齿面硬度，由资料查到两轮的齿根弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极限分别为 1720FEMPa，2690FEMPa 1lim1180HM

17、Pa，lim21135HMPa 安全系数分别取25.1FS,1.1HS，得 110.7*0.7*720403.21.25FEFFMPaS，220.7*0.7*690386.41.25FEFFMPaS 11lim11801072.731.1HHHMPaS,22lim11351031.821.1HHHMPaS 2、按齿根弯曲强度设计计算 齿轮阿爸级精度制造，取载荷系数 K=1.4（表 113）。齿宽系数d=0.5（表 116）非对 16 称布置。小齿轮上的转矩：1195509550*2.5416.961430PTNmn 初选螺旋角：15（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数1.4tk。2）

18、计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知，411.696 10TN mm 3）由表 10-7 取0.5d。4）计算当量齿数 11331921.08coscos 15vzz 223394104.30coscos 15vzz 5）查取齿形系数 由表11-8查得 12.88FaY 22.19FaY 6）查取应力校正系数 由表11-9查得 11.57SaY 21.81SaY 7）计算大小齿轮的FaSaFY Y并加以比较 1112.88 1.570.0112403.2FaSaFYY 2222.19 1.810.0103386.4FaSaFYY 17 经比较得小齿轮的数值大。8)设计计算 2421332212

19、cos2 1.4 1.696 10cos 150.01121.400.5 19FaSandFKTYY YmmZm。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数nm与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数相差不大，取m2.0nmm，已可满足弯曲强度。4、几何尺寸计算（1）计算中心距 1219942116.992cos2cos15nmammZZ 将中心距圆整后取120amm。（2）按圆整后的中心距修整螺旋角 1219942arccosarccos19 4022 120nmaZZ 。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 1119 240.354coscos19 40ndmmmZ 2194 2199.646cosc

20、os19 40ndmmmZ（4）计算齿轮宽度 10.5 40.35420.18dbmmd 取齿宽：2b=40mm,1b=45mm 4、验算齿面接触疲劳强度 由表 11-4 查得材料的弹性影响系数189.8Ez，标准齿距时2.5Hz ，21944.9519zuz。18 131332212+12 1.4 16.96 104.95+1=Z.189.8 2.5cos19 4025 40.3544.95 =545.23=1072.73MPaEHHHKTuZZbdu。6、齿轮圆周速度：1140.354 1430=3.0260 100060 1000ndmvs（二）、低速级直齿轮的设计计算 按输入转速288

21、.31minnr，3.54i,传递功率=2.41IIPkW,正反向传动，断续工作，有轻微振动，起动载荷为公称载荷的 1.4 倍，且每天工作十二小时，寿命为八年，大修期为三年等条件来计算。1、选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器断续工作，故起动次数频繁，所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用Cr40表面淬火，齿面硬度为4855HRC。大齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度4050HRC；根据指导书选 8 级精度。2、选择齿数和齿宽系数 初定齿数322z，4233.54 2277.88ziz；取478z，43783.5522zuz，实际传动比2783.5522i，齿宽系数1.0d。3、确定轮齿的许用应力 1

22、、根据两轮轮齿的齿面硬度，由资料查到两轮的齿根弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极限 19 分别为 1710FEMPa，2680FEMPa 1lim1160HMPa，lim21120HMPa 安全系数分别取25.1FS,1.1HS，得 110.7*0.7*710397.61.25FEFFMPaS，220.7*0.7*680380.81.25FEFFMPaS 11lim11601054.51.1HHHMPaS,22lim11201018.21.1HHHMPaS 2、按齿根弯曲强度设计计算 齿轮阿爸级精度制造，取载荷系数 K=1.4（表 113）。齿宽系数d=0.5（表 116）非对称布置。小齿轮上的转矩

23、：2295509550*2.4179.83288.31IIPTNmn 初选螺旋角：15（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数1.4tk。2）计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知，427.983 10TN mm 3）由表 10-7 取0.5d。20 4）计算当量齿数 11332224.41coscos 15vzz 22337886.55coscos 15vzz 5）查取齿形系数 由表11-8查得 12.75FaY 22.26FaY 6）查取应力校正系数 由表11-9查得 11.58SaY 21.76SaY 7）计算大小齿轮的FaSaFY Y并加以比较 1112.75 1.580.0109

24、397.6FaSaFYY 2222.26 1.760.0104380.8FaSaFYY 经比较得小齿轮的数值大。8)设计计算 2421332232cos2 1.4 79.83 10cos 150.01092.110.5 22FaSandFKTYY YmmZm。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数nm与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数相差不大，取m2.5nmm，已可满足弯曲强度。4、几何尺寸计算（1）计算中心距 21 3422782.5129.412cos2cos15nmammZZ 将中心距圆整后取130amm。（2）按圆整后的中心距修整螺旋角 3422782.5arccosarccos1

25、5 56 3322 130nmaZZ 。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 3322 2.562.200coscos15 5633ndmmmZ 4478 2.5202.800coscos15 5633ndmmmZ（4）计算齿轮宽度 30.5 57.20028.6dbmmd 取齿宽：3b=70mm,4=56bmm 5、验算齿面接触疲劳强度 由表 11-4 查得材料的弹性影响系数189.8Ez，标准齿距时2.5Hz ，21944.9519zuz。131332212+12 1.4 79.83 103.555+1=Z.189.8 2.5cos15 563330 57.2003.55 =794.9=1054

26、.5MPaEHHHKTuZZbdu。6、齿轮圆周速度：3357.200288.31=0.86360 100060 1000d nmvs 高、低速级齿轮参数 名称 高速级 低速级 中心距 a(mm)120 130 法 面 摸 数2.0 2.5 22(mm)螺旋角（）19 40 15 56 33。齿顶高系数*ah 1 1 顶隙系数c 0.25 0.25 压力角 20 20 齿 数 19 22 94 78 分 度圆 直径（mm）40.354 57.200(mm)199.646 202.800 齿根圆 直径 1fd(mm)35.354 50.95 2fd(mm)194.646 196.55 齿顶圆 直

27、径 1ad(mm)44.354 62.200 2ad(mm)203.646 207.800 齿 45 70 23 宽（mm）（mm）40 56 齿轮等级精度 8 8 材料及热处理 大、小齿轮的材分别为40rc表面淬火，齿面硬度为 48 至55HRC；45#钢表面淬火，齿面硬度为4050HRC 大、小齿轮的材分别为40rc表面淬火，齿面硬度为 48 至55HRC；45#钢表面淬火，齿面硬度为4050HRC 七、轴系零件的设计计算（一）、输入轴的设计计算 1、输入轴上的功率1p、转速1n、转矩1T 1112.54,1430/min,16.96KWrN mpnT 2、求作用在齿轮 1 上的力 因已知

28、齿轮分度圆直径1=40.354mm d 24 311122 16.96 10=840.56N40.354TdtF 1tan840.561 tan20=324.891Ncoscos19 40FtnrF 1=tg=840.56119 40=300.413N FattgF 3、初步确定轴的最小直径 先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45#刚，调质处理。根据表 142，取C=116，于是得：133min12.54=C=116=14.048mm1430dPn 高速轴的最小直径显然是装带轮处的直径，即大带轮的轴孔直径，因为带轮上有键槽，故将最小直径增加 7%，min15.08dmm，又

29、因为装小带轮的电动机轴径d=28mm,因此高速轴装大带轮处的直径(0.8 1.2)28dmm，故取1 225dmm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下所示 7 6 5 4 3 2 1 25（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）根据计算的最小直径取轴的直径1 2d=25mm。为了满足联轴器能更好的连接电动机和轴，1-2轴左端需制出一轴肩，故 2-3 段得直径2 330dmm。由联轴器长度确定148lmm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到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2 330dmm,由轴承产品目录中初步选取角接触球轴承，其型号为

30、7207C，其尺寸为357217dD Tmmmmmm,查得a=15.7mm.故37=35mmdd，而314mml 3）第七段轴的轴承采用套筒定位，右端滚动轴承采用轴肩进行定位。取437dmm。4）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离，L=35mm故取245mml。5）由于滚动轴承座断续要进行轴向固定,采用轴肩固定，故可取4=37mmd，中间轴两齿轮间的距离取 12mm,第二队齿轮的主动轮齿宽为 70mm,故可取4=74lmm。26 6）取安装齿轮处的轴段 5 的直径5=40dmm，根据齿轮的轮毂宽度，取5=45lm

31、m，取6=37dmm，轴肩6=12lmm 去箱体呢你壁之间的距离=12amm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚筒轴承位置时，应距壁一段距离 S，取=7smm，已知滚动轴承宽度=14tmm，则7=+=35lt s amm。已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位 联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按125mmd，由 教 材 表 10 9 查 得 平 键 截 面87b hmmmm，键槽用键槽铣刀加工，长为 33mm，齿轮轮毂与轴的配合配合采用76Hn。带轮与轴的配合采用76Hk。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，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

32、参考表 1-27，取右轴端与 2 处倒角为1.045，1，2处圆角 R=1.0mm,其余圆角 R=1.6mm。（5）求轴上的载荷 27 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于角接触球轴承 7207AC,由手册中可查得 a=21mm,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下：28 对水平面进行计算：12121233()NHNHtNHtFFFFFlll12264.41576.15NHNHFNFN 1227366HNHN mmlMF 对垂直面进行计算：12121232()NVNVrNVrFFFFFlll 12102.2222.69NVNVFNFN 121057

33、7.7vNVN mmlMF 求总的弯矩，即合成弯矩：2222(10577)(27366)29339HVMMN mmM 将计算结果列于下表：载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F 12264.41,576.15NHNHFN FN 12102.2,222.69NVNVFN FN 弯矩M 27366HMN mm 10577.7VMN mm 总弯矩M 22+29339vHMMM 29 扭矩T 16960TN mm （6）按弯曲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矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴的正反向旋转，扭转切应力为对称循环应力，取=1.0则：22223293391.

34、0 169605.290.1 40caaTMPWM 前以选定轴的材料为 40Cr 钢，调质处理，查表的1b55Mpa,因此ca小于1b，故安全。（二）、中间轴的设计计算 1、中间轴上的功率2p、转速2n及转矩2T 1222.41,288.31/min,79.83KWrN mpnT 2、求作用在齿轮上的力 21=840.56ttNFF 21=324.89rrNFF 21=300.413aaNFF 因已知齿轮分度圆直径3=57.200mm d 30 323322 79.83 10=2791.26N57.2TdtF 33tan2791.26tan20=1056.57Ncoscos 15 56 33F

35、tnrF。33=tan=2791.26tan15 56 33=797.35NFatF。3、初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 142，取0=110A，于是得：233min22.41=C=116=23.54mm288.31dPn 中间轴的最小直径显然是轴承处直径1,6d d（图4）。为了使所选的轴直径1,6d d与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。选取型号为 7309AC 角接触球轴承，其尺寸为4510025dDBmmmmmm。查 得a=27.5mm,所 以16=45ddmm。4、轴的结构设计（1)拟定轴上零件的装配方案如下图 31 6

36、5 4 3 2 1（2）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度 1）轴段 6 的右端与轴承之间采用套筒定位，去吃论据箱体之间的距离a12mm，考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离 s 取=6smm，已知轴承宽度=25tmm，则6=+s+a=12+6+25=40mmlt。2）取安装斜齿圆柱齿轮处的轴段处 5 的直径5d=48mm，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂长度=48lmm，为了使套筒端可靠的压紧大齿轮，此轴段应略短与轮毂长度，故取5=40lmm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度440.07d,h=3mm,4d=50,l=12mmhmm故取则轴段 处的

37、直径取。3）确定两端轴承处的轴段长度 轴段处齿轮的分度圆直径=57.200dmm，故取3=55dmm，32 又齿宽=72bmm，所以取3=70lmm。4）轴段处 1 为滚动轴承1=45bddmm，又轴承宽度=25bmm，故1=25lmm。轴段 1 靠轴肩固定，取2=50dmm，2=10lmm。（3）轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面540mmd，查表查得平键截面14 9b hmm，键长为38mm；此处齿轮轮毂与轴的配合配合采用76Hn。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，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 参考表 1-27，取轴端倒角

38、为1.645 mm，其余各处取圆角为 R=1.6mm。(5)求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于角接触球轴承 7308AC,由手册中可查得 a=27.5mm,作为简支梁的轴的支承跨距 33 12355.568.544.5168.5mml ll。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图：对水平面进行计算：34 12231231232330()()0NHNHttNHttFFNFFNFFl lllllF 121300.862330.96NHNHFNFN 11172197.73HNHN mmlMF 223103727.72HNHN mmlMF 对垂直面进行计算：1232

39、3320312312()()NVNVrrrrFFFNVFFFlllFlll 1261.16670.52NVNVFNFN 1113394.38vNVN mmlMF 22329838.14vNVN mmlMF 求总的弯矩，即合成弯矩：2222111(72197.73)(3394.38)72727.47HVMMN mmM 2222222(103727.72)(670.52)10372.89HVMMN mmM 将各计算结果列于下表：载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F 121300.86,2330.96NHNHFN FN 1261.16,670.52NVNVFN FN 弯矩M 1272197.731

40、03727.72HHMN mmMN mm 123394.3829838.14VVMN mmMN mm 总弯172727.47103729.89MN mmMN mm2，35 矩M 扭矩T 79830TN mm 6）按弯曲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矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则：222221372727.471.0 7983011.850.1 45caaTMPWM 前以选定轴的材料为 40Cr，调质处理，查表的1b55Mpa,因此ca1b，故安全。（三）、输出轴的设计计算 1、输入轴上的功率3p、转速3

41、n及转矩3T 3132029,81.44/min,268540mKWrTN mpn 2、作用在齿轮上的力 因已知齿轮分度圆直径4=202.8mm d 43=2791.26NttFF 43=1056.57NrrFF 43=797.35NaaFF 3、初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，36 调质处理。根据表 142，取 C=116，于是得：333min32029=C=116=35.27mm81.44dPn 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴得直径1d和联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表 17-1,考虑到转矩变化很小,故取1.

42、3AK,则联轴器的转矩计算，ca31.3268540349102AN mmTK T，按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩得条件，查手册。选用 LT7 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500000Nmm。联轴器的孔径145mmd，故取145mmd，半连轴器长度 L112mm，半连轴器与轴配合的毂孔长度184Lmm。4、轴的结构设计 5 4 3 2 1 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图所示 37 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段 1左端需制出一轴肩，故 2 段的直径248mmd。半联轴器与轴配合的毂孔长度184Lmm。为了保证轴端挡圈只压

43、在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比1L略短一些，现取178mml。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到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248mmd,由轴承产品目录中初步选取角接触球轴承，其型号为 7310AC，其尺寸为5011027dDBmmmmmm,故取3550mmdd。3)取安装齿轮处的轴段的直径460mmd，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 85mm，为了使套筒端面可靠地压紧轮齿，此轴段应略短于轮毂宽度，故取480mml。38 4）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取

44、端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离，40mml,故取260mml，取齿轮距箱体内壁左端之距离50amm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 S，取 S 值为 9mm。已知轴承宽度 T=21mm，则 521 95080Tasmml 32692156Tsamml 致此已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位 联轴器、齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面145mmd，查表查得平键截面149b hmmmm，键长为 69mm，齿轮轮毂与轴的配合配合采用76Hn。半联轴器与轴的配合采用76Hk。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺

45、寸公差为 m6.39 (4)确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 1-27，取轴端倒角为1.645 mm，所有圆角半径 R=1.6mm。(5)求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,作为简支梁的轴的支承跨距 239046136mmll。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图：40 对水平面进行计算：12414233()NHNHtNHtFFFFFlll 12944.11847.16NHNHFNFN 1284969HNHN mmlMF 对垂直面进行计算：41 124142330()0NVNVrNVrFFFFFlll 12357.37699.2NVNVFNFN 1232163.3vNVN m

46、mlMF 求总的弯矩，即合成弯矩：2222(84969)(32163.3)90852.6HVMMN mmM 扭矩268540TN mm 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F 12944.1,1847.16NHNHFN FN 12357.37,699.2NVNVFN FN 弯矩M 84969HMN mm 32163.3VMN mm 总弯矩M 90852.6MN mm 扭矩T 268540TN mm(6）按弯曲合成应力校核轴的强度 42 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=1.0 则：22223390852.61

47、.0 26854013.120.1 60caaTMPWM 前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表的1b55Mpa,因此ca1.2 12 齿轮端面与内机壁距离 1 12 机盖筋厚 m1 m10.85 1 7 58 机座筋厚 m m0.85 7 轴承端盖外径 D2 轴承孔直径+（55.5）d3 输入 80 中间 110 输出 150 轴承端盖凸缘厚度 t t=（11.2）d3 8 轴承旁联接螺栓距离 S SD2 输入 800 中间 110 输出 150 十三、设计小结 通过此次的机械课程设计，是我对这门课有了更进一步的了解，同时也让我把所学的知识又加深了一次，更加深入的了解了知识间的联系，其

48、实这些东西是相同的。并且也让我看到了一位设计工作者的辛苦，更加清醒的认识到以后 59 工作中所处的压力和如何去解决这些事情。好多时候注重的是结果，同样的事情有人一天完成，有人一月完成，但同时在一个不知情的面试者面前，他所注重的是两个人的结果。故而，既要注重结果还应该注重效率。都说效率第一。在做课程设计的过程中，我深刻理解了，完成一项任务不是那么容易的，最重要的是让我清醒的认识到了无论做什么事情都应该一心一意，如果两件事情同时做，可能到最后那一样都没做好，最后可能得到的是两项通过，而不是满意的赞许。在此过程中，由最初的无从下手到开始的初步计算，通过请教老师和同学一起讨论，上网查资料，等等。它考研了自己对作息时间的把握，有时候想做好一件事情是要付出一定的努力的，相信经过此次的课程设计，会为以后打下一个良好的基础。因为在此过程中自己看到了一项课程设计时前后联系的，并且要有耐心和信心，更要有毅力，可能之前的努力在最后较合适不符合任务要求要重新开始，但在完成任务的那一刻是自己最幸福的时刻。这就是知识与实践结合的一个大演练吧。60 参考书目及文献 1 杨可桢，程光蕴，李仲生主编，机械设计基础，高等教育出版社，2006.5 2 罗圣国、吴宗泽主编，机械设计课程设计手册，高等教育出版社，2006.5 3 龚桂义等主编，机械设计课程设计图册，高等教育出版社，2004