设计书

阳泉职业技术学院

机械设计基础

课程设计说明书

班 级： 机电一体化1班 姓 名： 赵永鹏

学 号： 100522018 指导教师： 荆忠亮

成绩 评阅 教师 日期 2011-12-13 机电一体化

阳泉职业技术学院 10机械设计课程设计说明书 一、设计任务书 目 录

一、设计任务书…………………………………………………………………………1

二、传动方案的分析…………………………………………………………………4

三、电动机的选择……………………………………………………………………4

四、传动装置的运动及动力参数计算………………………………………7

五、传动零件的设计计算…………………………………………………………10

六、轴的计算……………………………………………………………………………13

七、滚动轴承的选择和计算……………………………………………………22

八、键连接的选择和计算…………………………………………………………25

九、联轴器的校核计算……………………………………………………………27

十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择…………………………27

十一、设计小结………………………………………………………………………28

十二、参考资料………………………………………………………………………28

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机电一体化 机械设计课程设计说明书 1、课程设计的目的 课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的重要实践环节。 课程设计的主要目的是： （1）、通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关选修课程的知识，直到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。 （2）、通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。 （3）、提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计（CAD）能力等，使学生熟悉设计资料（手册、图册等）的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。 2、课程设计的题目内容和任务 <1>、课程设计题目： 带式输送机传动装置 参数 题号 输送带工作拉力F/N 输送带工作速度υ/（m/s） 滚筒直径D/mm 输送功率P/Kw 输出轴转速n/（r/min） 每日工作时数T/h 传动工作年限/a 备注 1 2300 1.5 400 24 5 2 2100 1.6 400 24 5 3 1900 1.6 400 24 5 4 2200 1.8 450 24 5 5 2000 1.8 450 24 5 空载起动，载荷平稳，起动载荷是名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差误差为±5%。 <2>、设计的主要内容： （1）拟定、分析传动装置的设计方案； （2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数； （3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等； （4）绘制减速器装配图； 阳泉职业技术学院 - 2 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 （5）绘制零件工作图； （6）编写设计计算说明书。 <3>、课程设计要求在2周时间内完成以下任务： （1）绘制减速器装配图1张（用A1图纸绘制）； （2）零件工作图2张（从动齿轮、主动轴）； （3）设计计算说明书一份，约8000字左右； （4）答辩。 3、课程设计的步骤 课程设计一般可按以下顺序进行：设计准备工作－总体设计－传动件的设计计算－装配图草图的绘制（校核轴、轴承等）－装配图的绘制－零件工作图的绘制－编写设计计算说明书－答辩。每一设计步骤所包括的设计内容如下表所列。 指导教师在学生完成以上设计步骤后，根据图纸、说明书以及答辩情况等对设计进行综合评定。 课程设计的步骤 步 骤 主 要 内 容 （1）熟悉任务书，明确设计的内容和要求； （2）熟悉设计指导书、有关资料、图纸等； （3）观看录像、实物、模型，或进行减速器装拆实验等，了解减速器的结构特点与制造过程。 学时比例 时间安排 1、设计准备工作 5% 0.5天 （1）确定传动方案； （2）选择电动机； 2、总体设计 （3）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比； （4）计算机各轴的转速、功率和转矩。 3、传动件的设计计算 （1）计算齿轮传动、带传动的主要参数和几何尺寸； （2）计算各传动件上的作用力。 （1）确定减速器的结构方案； （2）绘制装配图草图（草图纸），进行轴、轴上零件和轴承组合的结构设计； （3）校核轴的强度、校核滚动轴承的寿命； （4）绘制减速器箱体结构； （5）绘制减速器附件。 5% 0.5天 5% 0.5天 4、装配图草图的绘制 40% 4天 阳泉职业技术学院 - 3 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 5、装配图的绘制 （1）画底线图，画剖面线； （2）选择配合，标注尺寸； （3）编写零件序号，列出明细栏； （4）加深线条，整理图面； （5）书写技术条件、减速器特性等。 （1）绘制齿轮类零件工作图； （2）绘制轴类零件工作图； （1）编写设计计算说明书，内容包括所有的计算，并附有必要的简图； （2）说明书中最后一段内容应写出设计总结。一方面总结设计课题的完成情况，另一方面总结个人所作设计的收获体会以及不足之处。 （1）作答辩准备 （2）参加答辩 25% 2.5天 6、零件工作图的绘制 8% 0.5天 7、编写设计计算说明书 10% 1天 8、答辩 2% 0.5天 4、课程设计的有关注意事项 本课程设计是学生第一次接受较全面的设计训练，学生一开始往往不知所措。指导教师应给予学生适当的指导，引导学生的设计思路，启发学生思考，解答学生的疑难问题，并掌握设计的进度，对设计进行阶段性检查。另一方面，作为设计的主体，学生应在教师的指导下发挥主观能动性，积极思考问题，认真阅读设计指导书，查阅有关设计资料，按教师的布置循序渐进地进行设计，按时完成设计任务。 在课程设计中应注意以下事项： （1）认真设计草图是提高设计质量的关键 草图也应该按正式图的比例尺画，而且作图的顺序要得当。画草图时应着重注意各零件之间的相对位置，有些细部结构可先以简化法画出。 （2）设计过程中应及时检查、及时修正 设计过程是一个边绘图、边计算、边修改的过程，应经常进行自查或互查，有错误应及时修改，以免造成大的返工。 （3）注意计算数据的记录和整理 数据是设计的依据，应及时记录与整理计算数据，如有变动应及时修正，供进一步设计及编写设计说明书时使用。 （4）要有整体观念 设计时考虑问题周全、整体观念强，就会少出差错，从而提高设计的效率。 阳泉职业技术学院 - 4 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 二、传动方案的分析 题号：2 参数：输送带工作拉力F=2100N，输送带工作速度V=1.6m/s，滚筒直径D=400mm，每日工作时数T=24h，传动工作年限5a。 1-V带传动；2-电动机；3-圆柱齿轮传动器；4-联轴器；5-输送带；6-滚筒 1、输送机传动不逆转，工作载荷平稳。 2、起动载荷为名义载荷的1.25倍。 3、使用期限5年，每年300个工作日，每日工作24小时。 三、电动机的选择 计算说明 目前应用最广泛的是Y系列自扇三相异步电动机，其结构简单，起动性能好，工作可靠，价格低廉，维护方便适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体，无特殊要求的场合，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。 1、选择电动机类型 计算结果 按已知工作条件和要求选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。 阳泉职业技术学院 - 5 - 10机电一体化 机械设计课程设计说明书 2、选择电动机功率 因为起动载荷为名义载荷的1.25倍，所以工作机所需的电动机输出功率为： Pd1.25Pw 因为 wFv1000w 则有 Pd 1.25Fv1000w 由电动机至工作机之间的总效率为： w123456 2式中:1、2、3、4、5、6分别为带传动 齿轮传动轴承 齿轮传动 联轴器 卷筒轴轴承及卷筒的效率。 取10.95 、20.99、30.97、40.99、50.98、60.96。（机械设计基础课程设计指导书第三版第六页的表2-3中），则 w0.950.9920.970.990.980.960.84 所以 Pd 3、确定电动机转速 1.25Fv1000w10.2521001.610000.84kW4.99kW Pd4.99kW 卷筒轴的工作转速为： nw601000vπD6010001.6π400r/min76.4r/min nw76.4r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i'12~4，单级齿轮传动比i'23~6,则合理总传动比的范围为i'6~24，故电动机转速的可迭范围为（传动比数据取：机械设计基础课程设计指导书第三版第六页的表2-2中）： i'di'nw(6~24)76.4r/min(458~1833.6)r/min 符合这一范围的同步转速有750r/mm 1000r/mm 1500r/mm，再根据计算出的容量，查《机械设计基础实例教程》第48页的表3.2得：同步转速为（ 458~1833.6）满载转速r/min 额定功率为5.5kW时，只有电动机型号Y132M2-6 额定功率为5.5KW, 额n960r/min 定转速为960r/min 。 m 所选电动机Y132M2-6 额定功率Ped5.5kW 阳泉职业技术学院 - 6 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 4、确定传动装置的总传动比及分配 （1）计算总传动比: iznmnw96076.412.6 （2）传动比分配 为了使传动系统外形尺寸小，传动紧凑，采用较多的传动级数和每级传动比较小的方式。基于上述考虑，从电动机至滚筒轴，安排了V带传动、闭式齿轮传动两级传动。由《机械设计基础实例教程》表3.3推荐值，取V带传动比为iv2.8，则闭式齿轮传动比为： ibciziv12.62.8 iv2.8ibc4.5 =4.5 （3）计算传动装置的运动参数和动力参数 ①Ⅰ轴（电动机的轴）： P5.5kW，nⅠ960r/min，则Ⅰ TⅠ9550PⅠnⅠ95505.5960Nm54.71Nm ②Ⅱ轴(减速器高速轴)： PⅡP15.50.95kW5.225kWⅠnⅠiv nⅡ(960/2.8)r/min342.86r/minPⅡnⅡ95505.225342.86Nm145.54Nm TⅡ9550③Ⅲ轴(减速器低速轴): PⅢPⅡ23502250.990.97kW5.02kWnⅡibc342.8.5PⅢnⅢ nⅢ()r/min76.19r/min5.0276.19Nm629.23Nm TⅢ95509550④Ⅳ轴（滚筒轴）： PⅣPⅢn2n45.020.990.99kW4.92kW nⅣnⅢ76.19r/minTⅣ9550PⅣnⅣ95504.9276.19Nm616.70Nm 轴名 参数 转速r/min 输入功率P/kw 输入转矩T/N·m 电动机轴 960 5.5 54.7 Ⅰ轴 342.86 5.225 145.54 Ⅱ轴 76.19 5.02 629.23 卷筒轴 76.19 4.92 616.70 阳泉职业技术学院 - 7 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 四、 传动装置的运动和动力参数计算 计算说明 确定使用Y系列异步电动机，传递功率P5.5kW，带轮转速n1960r/min ,传动比为i2.8。 1、确定设计功率PC 计算结果 PC6.6kW PCKAP 由书本表4.9查得KA1.2，故 PCKAP1.25.5kW6.6kW 2、确定V带的型号 根据PC6.6kW及n1960r/min，查书本表4.15确定选用SPZ型的窄v带。 3、确定带轮直径dd1、dd2 (1)确定小带轮的基本直径dd1 依据图4-15的推荐，小带轮可选用的直径范围是112~160mm，参照书本表4.3,选择dd1125mm。 (2)验算带速V 故 vπdd1n1601000π125960601000m/s6.28m/s v6.28m/s 5m/sv35m/s,带速合适。 (3)计算大带轮直径 一般计算中传动要求不高，忽略滑动率 ε，由书上的公式（4.11）得： 根据带轮基本直径系列，由书上表4.3选取最接近计算值350mm的标准值， 在此，取dd2355mm。 实际传动比i'355/1252.84，与要求相差不大，可用。 4、确定中心距a及基准带长Ld (1)、初取中心距a0 dd2idd12.85125mm350mm 阳泉职业技术学院 - 8 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 得336≤a0≤960，初选a0800mm (2)、确定带的基准Ld Ld02a0 故 Ld0[2800 由于V带是标准件，故查书上表4.2，取基准长为Ld=2500mm。 (3)、计算实际中心距 根据几何关系估算出所需的实际中心距 aa0 5、计算包角1 LdLd02[80025002370.132]mm865mmπ2(dd1dd2)(dd2dd1)4a02 π2(125355)(355125)48002]mm2370.13mm Ld2500mm a865mm 根据几何关系计算 1180 故 1[180 包角1适合。 35512586557.3]165.8120dd2dd1a57.3 1165.8 6、确定V带的根数Z (1)、确定基本额定功率P0 P02.32kW。 根据dd1125mm，查书本表4.5得(用插入法)： n1960r/min， (2)、确定功率曾量P0 由书本表4.7查得SPZ型V带的Kb1.42103；由表4.8查得i2.8时， Ki1.1199；当n1960r/min时，由书本公式（4.16）得： 3 P0Kbn1(11/ki)1.4210960(11/1.1199)kW0.146kW P00.146kW 阳泉职业技术学院 - 9 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 (3)、确定包角系数Ka 由上11.8，有书本公式(4.17)可得： Ka1.25(151/180)1.25(151.8/180)0.9 Ka0.9 (4)、确定带常系数KL 由书本表4.7查得SPZ型V带的计算系数C10.2473，C21870当Ld2500时，由书本公式（4.18）可得： 20.24732500 KLC1LCd0.18701.068 KL1.068 (5)、确定V带的根数Z： 由书本公式（4.20）可得： ZPC(P0P0)KaKL 6.62.60 (2.320.146)0.91.068 Z3 所以取Z3 7、确定初拉力F0 F0500PCvZ(2.5Ka1)qv2 式中:PC为计算功率(kW)；v为带速(m/s);Z为带的根数；为单位长度的质量(kq/m)。 对型SPZ窄V带，由书本表4.1查得：q=0.07kq/m。 则 F0[500 8、计算带轮轴所受的压力Q: 6.66.2830.9(2.51)0.076.28]N281.85N2 F0281.85N Q2ZF0sin12 式中：Z为带的根数；F0为初拉力(N)；1为小带轮的包角。 则 Q23281.85sin 1.82 Q1676.24NN1676.24N 阳泉职业技术学院 - 10 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 五、传动零件的设计计算 计算说明 该齿轮传动的传动比i4.5，较小冲击，减速器高速轴所需传动的功率P5.225kW；V带传动的传动比由2.8变成了。 由于斜齿圆柱齿轮传动的平稳性和承载能力都优于直齿圆柱齿轮传动，在此，传动类型选斜齿圆柱齿轮传动；无特殊要求，选软齿面。 1、选择齿轮精度、材料及热处理方式 计算结果 T11.46105 一般要求，由书本表5.15，初选7级精度。 小齿轮40Cr，调质，硬度为241～286 HBS，取270HBS。 大齿轮ZG35SiMn，调质，硬度197～248 HBS，取220HBS。 2、计算许用应力 (1)、由表5.18，求强度极限Flim、Hlim。 Hlim1366.71.33HBS1(366.71.33270)MPa725.8MPa Flim11400.4HBS1(1400.4270)MPa248MPa Hlim22091.3HBS Flim21500.4HBS2(2901.3220)MPa576MPa (1500.4220)MPa240MPa 2(2)、由表5.19，取 安全系数：SH1.25；SF1.6。 (3)、由公式（5.19）可得： [H1]Hlim1/SH(725.8/1.25)MPa580.MPa [H2]Hlim2/SH(576/1.25)MPa460.8MPa [F1]Flim1/SF(248/1.6)MPa155MPa [F2]Flim2/SF(240/1.6)MPa150MPa 3、该传动为闭式软齿面，按齿面接触疲劳强度设计 (1)、确定载荷系数K：查表5.17，按较大冲击，取中间值K1.4； (2)、确定齿宽系数a：由表5.21，轻型传动，取a0.3； (3)、计算小齿轮上的转矩： T19.55106Pn19.551065.225342.861.4610Nmm5 Nmm (4)、确定齿数：选小齿轮齿数z127，则大齿轮齿数为 阳泉职业技术学院 - 11 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 z2iz14.527122。 z127z2122 (5)、由表5.16中式（5.40）初算中心距： KT11.41.46105a46(u1)3au[H]46(4.51)30.34.5460.80mm226.03mm (6)、计算法面模数：初取螺旋角15，由表5.4可知 mn2acasz1z22226.03cas1527122mm2.93mm mn3mm由表5.2 取mn3mm。 (7)、确定中心距： amn(z1z2)2cas3(27122)2cas15 mm231.38mm a232mm取a232mm。 (8)、确定螺旋角： arccasmn(z1z2)2aarccas3(27122)223215.56 15.56 (9)、计算分度圆直径： d1mnz1cas327cas15.56 d184.08mmmm84.08mm d2378.36mm d2id14.584.08mm378.36mm (10)、计算齿宽b1、b2： 由式（5.50）可得： baa0.3232mm69.6mm 取b270mm、b175mm。 4、校核齿根弯曲疲劳强度 b175mmb270mm (1)、确定复合齿形系数： 计算当量齿数,由式（5.12）得： zv1z1cas327cas15.56122cas15.563330.20 zv2z2cas3136.46 阳泉职业技术学院 - 12 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 则由试（5.51）可得： YFS1zv1/(0.269zv10.841)30.20/(0.26930.200.841)4.15 YFS2zv2/(0.269zv20.841)136.46/(0.269136.460.841)3.80 (2)、按表5.16中式（5.39）校核齿根弯曲疲劳强度： F11.6KT1casbmz12nYFS1 1.61.41.4610cas15.5670327254.15MPa 76.87MPa[F1]155MPa F2F1故安全。 5、计算齿轮的圆周速度 YFS2YFS176.873.804.15MPa70.39MPa[F2]150MPa v πd1n1601000π84.08342.8660000m/s1.51m/s 对照表5.15选取，7级精度合适。 6、齿轮其它尺寸计算 v1.51m/s 分度圆直径：d184.08mm d2378.36mm 齿顶高：hamn3mm 齿根高：hf1.25mn1.2533.75mm 全齿高：h2.25mn2.2536.75mm 齿顶圆直径：da1d12mn84.082390.08mm da2d22mn378.3623384.36mm 齿根圆直径：df1d11.25mn84.081.25380.33mm df2d21.25mn378.361.253374.61mm 中心矩：a232mm 齿宽：b270mm、b175mm 阳泉职业技术学院 - 13 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 六、轴的计算 计算说明 <一>、减速器高速轴设计 计算结果 1、轴的结构设计 由上面计算可知高速轴所传递的功率P5.225kW，转速n342.86r/min； 大带轮的轮毂宽度为50mm；小齿轮的分度圆直径为d84.08mm，螺旋角为 15.56，宽度为b175mm。 (1)确定轴的最小直径 直径最小的轴段为装大带轮的轴段，可按传递扭矩进行估算。按式（7.1） 计算，选取轴的材料为45号钢，调质处理。 A115由表（7.2），该轴承弯矩且有冲击载荷，取0,则 P5.225 1153mm28.51mm dminAo3n342.86 考虑装有单键，应把轴径加大7%,所以dmin28.511.07mm30.50mm。 阳泉职业技术学院 - 14 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 (2)从dmin处起逐一确定各段轴的直径 d135mm （dmin圆整。） d2(35242)mm45mm （大带轮的定位轴肩高度h[0.0735(1~2)]mm3.45~4.45mm，这里取4mm；2mm考虑到该段有标准件毡圈。） d350mm （该轴段配合轴承，按轴承内径标准系列取初选轴承型号7310AC。） d460mm （轴承的定位轴肩直径。） d8d350mm （该轴段直径与轴段③相同。） d7(502)mm52mm （非定位轴肩，轴肩高取1~2mm。） d660mm （该轴段为装齿轮的重要轴段。） d5(6025.5)mm71mm （小齿轮的定位轴肩高度h[0.0760(1~2)]mm5.2~6.2mm，这里取） 5.5mm。 高速轴各轴段直径： d135mmd245mmd350mmd460mmd571mmd660mmd752mmd850mm (3)确定各轴段的长度 l1(502)mm48mm （考虑压紧空间，轴段长比轮毂短2~4mm。） l2(30192)mm47mm （轴承端盖宽19mm，拆卸空间30mm，倒角2mm。） l3(273)mm30mm （7310AC轴承宽27mm，3mm为倒角2mm与1mm凑成偶数。） l5(1.45.50.3)mm8mm （5.5mm为齿轮的定位轴肩高度，0.3mm凑成整数。） 阳泉职业技术学院 - 15 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 l4srl5(5058)mm47mm l6(752)mm73mm （75mm为小齿轮宽，2mm为考虑压紧空间。） l7sr22(50522)mm55mm （2mm为套筒齿轮及套筒与轴承的压紧空间。） l8(2732)mm32mm （2mm为套筒与轴承的压紧空间。） 计算完成后的尺寸标注图如下。 各轴段长度： l148mml247mml330mml447mml58mml673mml755mml832mm 2、校核轴承的强度 5T1.4610Nmm；高速轴所传递转矩：小齿轮分度圆直径d84.08mm， 螺旋角为15.56；由书本公式（5.27）可知小齿轮上的： 5圆周力：Ft2T/d21.4610/84.08N3422.88N Ft3422.88N径向力：FrFttann/cas3422.88tan20/cas15.56N1293.22N 轴向力：FaFttan3472.88tan15.56N967.03N 由于该轴为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算。 (1)、作轴的受力简图 (2)、作轴的垂直面受力简图 (3)、绘制垂直面弯矩图 ① 求垂直面的支反力： Rv1QL•1FrL2Fad/2 L1676.2488.51293.22106967.0384.08/2212 Fr1293.22N Fa967.03N N1538.13N 阳泉职业技术学院 - 16 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 ② 求垂直面弯矩： MvBQL11676.2488.5Nmm148347.24Nmm MvC1Q(L1L2)Rv2L2 [1676.24(88.5106)1921.15106]Nmm122386.78Nmm MvC2MvC1Fad/2 (122386.78967.0384.08/2)Nmm163040.72Nmm ③ 绘制弯矩图 ⑷、作轴的水平面受受力简图 ⑸、绘制水平面弯矩图 ① 求支反力： RH1RH2Ft/23472.88/2N1736.44N ② 求水平面弯矩 MHCRH2L21736.44106Nmm184062.Nmm MHC0 ③ 绘制旁矩图 ⑹、绘制合成弯矩图 ① 计算合成弯矩 22 MBMVBMHBMvB148347.24Nmm 2222MC1MvC1MHC122386.78184062.Nmm221037.51Nmm 2222MC2MvC2MHC163040.72184062.Nmm245888.86Nmm ② 绘制弯矩图 ⑺、绘制扭矩当量弯矩图 轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α0.6，则扭矩当量弯矩： MTT0.61.46105Nmm87600Nmm ⑻、绘制总当量弯矩图 ① 计算总当量弯矩： 2222 MBMT148347.2487600Nmm172280.77Nmm MeB 2222 MMC1MT221037.5187600Nmm237763.20Nmm eC1 2222 MeC2MCMT245888.8687600Nmm261026.99Nmm 2 Rv2QRv1Fr(1676.241538.131293.22)N1921.15N 阳泉职业技术学院 - 17 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 ② 绘制总当量弯矩图 ⑼、校核轴的强度 轴的材料为45号钢，调质处理，由设计手册查得：[1]60MPa。 从总当量弯矩图可以看出，截面B、C为两个危险截面。 截面B为轴承处，dB50mm。 bBMeBWB172280.770.1503MPa13.78MPa60MPa 截面C为齿轮处，dC55mm。 bCMeC2WC261026.990.155315.68MPa60MPa 强度足够。 阳泉职业技术学院 - 18 - 10机电一体化 机械设计课程设计说明书 <二>、减速器低速轴的设计 1、轴的结构设计 由前面计算可知低速轴所传递的功率P5.02kW,转速n76.2r/min；大齿轮的分度圆直径d378.36mm,螺旋角为15.56o，宽度为b270mm。 (1)、确定轴的最小直径 直径最小的轴段为装联轴器的轴段，可接传递扭矩来进行估算，按之前所选的材料为45号钢，调质处理。 由书本表（7.2），该轴承弯矩且有冲击载荷，取A0115, dminA03Pn11535.0276.2mm46.45mm 考虑要开键槽将轴径增大7%，dmin46.451.07mm49.70mm.该轴外端安装的是联轴器，为补偿轴的偏移，选用弹性柱销联轴器。查手册初选HL4型弹性柱销联轴器，孔径dmin50mm与轴外伸直径相符。 (2)、从dmin处起逐一确定各段轴的直径 d150mm （dmin圆整。） d2(5026)mm60mm （联轴器的定位轴肩高度h[0.0750(1~2)]mm4.5~5.5mm，考虑到该段有标准件毡圈，这里取5mm。） 阳泉职业技术学院 - 19 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 d365mm （该轴段配合轴承，按轴承内径标准系列取初选轴承型号7313AC。） d477mm （轴承的定位轴肩直径。） d8d365mm （该轴段直径与轴段③相同。） d7(653)mm68mm （非定位轴肩，轴肩高取1~2mm。） d675mm （该轴段为装齿轮的重要轴段。） d5(7526)mm87mm （大齿轮的定位轴肩高度h[0.0775(1~2)]mm6.25~7.25mm，这里取6mm。） 低速轴各轴段直径： d150mmd260mmd365mmd477mmd587mmd675mmd768mmd865mm (3)确定各轴段的长度 l1(842)mm82mm （HL4联轴器Z型轴孔L184mm,考虑压紧空间轴段长比轮毂短2~4mm。） l2(30192)mm47mm （轴承端盖宽19mm，拆卸空间30mm，倒角2mm。） l3(333)mm36mm （7313AC轴承宽33mm，3mm为倒角2mm与1mm凑成偶数。） l5(1.460.6)mm9mm （6mm为齿轮的定位轴肩高度，0.6mm凑成整数。） l6(702)mm68mm 各轴段长度： l182mm （70mm为大齿轮宽，2mm为考虑压紧空间。） l8(3332)mm38mm l247mml336mml442.5mml59mml668mml751.5mml838mm （2mm为套筒与轴承的压紧空间。） l7(245366838)/2mm51.5mm （245mm为轴段③到轴段⑧的定位距离。） l4l7l5(51.59)mm42.5mm 阳泉职业技术学院 - 20 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 计算完成后的尺寸标注图如下。 2、校核轴承的强度 低速轴所传递转矩为：T6.29105Nmm；大齿轮分度圆直径 d378.36mm，螺旋角为15.56；由书本公式（5.27）可知小齿轮上的： 5圆周力：Ft2T/d26.2910/378.36N3324.79N Ft3324.79N径向力：FrFttann/cas3324.79tan20/cas15.56N1256.16N 轴向力：FaFttan3324.79tan15.56N925.80N 由于该轴为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算。 (1)、作轴的受力简图 (2)、作轴的垂直面受力简图 (3)、绘制垂直面弯矩图 ① 求垂直面的支反力： Rv1FrL1Fad/2L156.16103925.80378.36206N1478.29N Fr1256.16N Fa925.80N Rv2Rv1Fr(1478.291256.16)N222.13N ② 求垂直面弯矩： MvC1Rv2L1222.13103N22879.39N MvC2Rv2L1Fad/2 (22879.39925.80378.36/2)Nmm198022.23Nmm ③ 绘制弯矩图 ⑷、作轴的水平面受受力简图 ⑸、绘制水平面弯矩图 ① 求支反力： RH1RH2Ft/23324.79/2N1662.40N 阳泉职业技术学院 - 21 - 10机电一体化 机械设计课程设计说明书 ② 求水平面弯矩 MHCRH2L11662.40103Nmm171227.2Nmm MHC0 ③ 绘制旁矩图 ⑹、绘制合成弯矩图 ① 计算合成弯矩 MBMHB0 2222 MC1MvCMHC22879.39171227.2Nmm172749.01Nmm 1 ② 绘制弯矩图 MC2MvC2MHC22198022.23171227.2Nmm261785.33Nmm22 ⑺、绘制扭矩当量弯矩图 轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α0.6，则扭矩当量弯矩： MTT0.66.29105Nmm377400Nmm ⑻、绘制总当量弯矩图 阳泉职业技术学院 - 22 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 ① 计算总当量弯矩： MeBM2BMT22203774002Nmm377400Nmm22 MeC1MC1MT172749.01377400Nmm415057.80Nmm2222 MeC2MCMT261785.33377400Nmm459306.35Nmm 2 ② 绘制总当量弯矩图 ⑼、校核轴的强度 轴的材料为45号钢，调质处理，由设计手册查得：[1]60MPa。 从总当量弯矩图可以看出，截面B、C为两个危险截面。 截面B为轴承处，dB65mm。 bBMeBWB3774000.1653MPa13.74MPa60MPa 截面C为齿轮处，dC70mm。 bCMeC2WC459306.350.155313.39MPa60MPa 强度足够。 七、滚动轴承的选择计算 计算说明 <一>、高速轴承校核计算 查书可得7310AC轴承的判断系数e0.68。当Fa/Fre时，X0.41、Y0.87;当Fa/Fre时，X1、Y0。基本额定的载荷Cr55.5kW,轴承采计算结果 用正安装，要求寿命力50000h。 计算步骤，结果及说明 ⑴、绘出轴承的计算简图 ⑵、计算轴承所受总的径向力 由轴的计算可知 B、D处水平面的支反力： RH1RH21736.44N B、D垂直面的支反力： Rv11538.13N，Rv21921.15N 阳泉职业技术学院 - 23 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 222 Fr2Rv22RH 1921.151736.44N25.60N2 ⑶、计算各轴承的内部派生轴向力 Fs1eFr10.682319.71N1577.40N Fs2eFr20.6825.60N1760.93N ⑷、判断放松、压紧端 Fs2Fa(1760.93967.03)N2727.96NFs11577.40N 轴有左窜趋势，轴承1压紧，轴承2放松，则 Fa1Fs2Fa2727.96N Fa2Fs21760.93N ⑸、计算当量动载荷P Fa12727.961.18e0.68，则X10.41、Y10.87。 ① 对于轴承1：Fr12319.71 P1X1Fr1Y1Fa1(0.412319.710.8725.60)N3204.03N Fa21760.930.68e， ② 对于轴承2：不要考虑轴向力，X21、 Y20。Fr225.60 P2X2Fr2Y2Fa2Fr225.60N 因P1P2,故按轴承1的当量动载荷来计算轴承寿命，即取PP13204.03N。 Fr1Rv1RH1221538.131736.44N2319.71N 22P3204.03N 663ftCr1010155.5103()()h252651.08h50000h Lh 60nfpP60342.8613204.03 所选轴承符合要求。 <二>、低带轴的轴承校核计算 查书可得7313AC轴承的判断系数e0.68。当Fa/Fre时，X0.41、 Y0.87;当Fa/Fre时，X1、Y0。基本额定的载荷Cr.8kW,轴承采 用正安装，要求寿命力50000h。 阳泉职业技术学院 - 24 - 10机电一体化

⑹、轴承寿命校核计算 机械设计课程设计说明书 计算步骤、结果及说明 ⑴、绘出轴承的计算简图 ⑵、计算各轴承所受点的径向力由 轴的计算可知。 B、D处水平面的支反力： RH1RH21662.40N B、D垂直面的支反力： Rv11478.29N，Rv2222.13N 2222 Fr1Rv1RH11478.291662.40N2224.62N 222 Fr2Rv22RH 222.131662.40N1677.17N2 ⑶、计算各轴承的内部派生轴向力 Fs1eFr10.682224.62N1512.74N Fs2eFr20.681677.17N1140.48N ⑷、判断放松、压紧端 Fs2Fa(1140.48925.80)N2066.28NFs11512.74N 轴有左窜趋势，轴承1压紧，轴承2放松，则 Fa1Fs2Fa2066.28N Fa2Fs21140.48N ⑸、计算当量动载荷P Fa12066.280.93e0.68，则X10.41、Y10.87。 ① 对于轴承1：Fr12224.61 P1X1Fr1Y1Fa1(0.412224.620.872066.28)N2709.76N Fa21140.480.68e， ② 对于轴承2：不要考虑轴向力，X21、 Y20。Fr21677.17 P2X2Fr2Y2Fa2Fr21617.17N 因P1P2,故按轴承1的当量动载荷来计算轴承寿命，即取PP12709.76N。 663ftCr10101.8103()()h7960315.95h50000h Lh60nfpP6076.212709.76 所选轴承符合要求。 P2709.76N⑹、轴承寿命校核计算 阳泉职业技术学院 - 25 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 八、键连接的选择和计算 计算说明 <一>、带轮与减速器高速轴键的连接设计计算 由上面所计算的可知，该轴受的转矩T11.46105Nmm。轴段直径d135mm,轴长l148mm,轴和键的材料均为45号钢，带轮材料为钢。 计算结果 带轮与减速器高速轴的键为C10×45GB1096-2003型 小齿轮与减速器高速轴的键为C18×63GB1096-20 计算步骤及结果 (1)、键的类型与尺寸选择 ① 因为该键用于轴端与毂的连接，所以采用C型单圆头平键。 ② 尺寸选择。 由表6.8可知，轴段直径d135mm, 选取键的截面为bh108mm2; 轴长l148mm,取键长度L45mm。因此键的型号为键C10×45GB1096-2003。 (2)、键的校核计算 按较弱的材料钢查表6.9得，键连接的钢挤压力[p]60MPa。 键的工作长度lLb/2(455)mm40mm 则由式（6.20）可得 p4Tdhl41.4610358405MPa52.14MPa[p] 所以该连接满足强度要求。 <二>、小齿轮与减速器高速轴键的连接计算 由上面所计算的可知，该轴受的转矩T11.46105Nmm。轴段直径d660mm,轴长l673mm,轴和键的材料均为45号钢，小齿轮材料为45Cr钢。 计算步骤及结果 (1)、键的类型与尺寸选择 ① 因为该键用于轴中部与毂的连接，所以采用A型圆头平键。 ② 尺寸选择。 由表6.8可知，轴段直径d660mm, 选取键的截面为bh1811mm2; 轴长l673mm,取键长度L63mm。因此键的型号为键C18×63GB1096-2003。 (2)、键的校核计算 按较弱的材料钢查表6.9得，键连接的钢挤压力[p]60MPa。 阳泉职业技术学院 - 26 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 03 则由式（6.20）可得 54T41.4610 pMPa19MPa[p] dhl351145 所以该连接满足强度要求。 <三>、大齿轮与减速器低速轴键的连接设计计算 由上面所计算的可知，该轴受的转矩T26.29105Nmm。轴段直径 d675mm,轴长l668mm,轴和键的材料均为45号钢，大齿轮的材料为 ZG34sinMn。 计算步骤及结果 (1)、键的类型与尺寸选择 ① 因为该键用于轴中部与毂的连接，所以采用A型圆头平键。 ② 尺寸选择。 由表6.8可知，轴段直径d675mm, 选取键的截面为bh2214mm2; 轴长l668mm,取键长度L63mm。因此键的型号为键C22×63GB1096-2003。 大齿轮与减速器低速轴 (2)、键的校核计算 的键为C22×按较弱的材料钢查表6.9得，键连接的钢挤压力[p]60MPa。 63GB1096-2003 键的工作长度lLb(6322)mm41mm 则由式（6.20）可得 54T46.2910 pMPa58.44MPa[p] dhl751441 所以该连接满足强度要求。 <四>、联轴器与减速器低速轴键的连接设计计算 由上面所计算的可知，该轴受的转矩T26.29105Nmm。轴段直径 d150mm,轴长l182mm,轴和键的材料均为45号钢。 计算步骤及结果 (1)、键的类型与尺寸选择 ① 因为该键用于轴端与毂的连接，所以采用C型单圆头平键。 ② 尺寸选择。 由表6.8可知，轴段直径d150mm, 选取键的截面为bh1610mm2; 键的工作长度lLb(6318)mm45mm 阳泉职业技术学院 - 27 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 轴长l182mm,取键长度L80mm。因此键的型号为键C16×801GB1096-2003。 (2)、键的校核计算 按较弱的材料钢查表6.9得，键连接的钢挤压力[p]60MPa。 键的工作长度lLb/2(808)mm72mm 则由式（6.20）可得 p4Tdhl46.29105016803MPa39.31MPa[p] 所以该连接满足强度要求。 联轴器与减速器低速轴的键为C16×801GB1096-2003 九、联轴器的校核计算 计算说明 查表7.13选取工作情况系数KA1.5,名义转矩T6.29105Nmm，则 TcaKAT1.56.29105943500Nmm943.5Nm 查指导书附表9.4可知，HL4型联轴器的方程扭矩[Tca]12.60Nmm，则 Tca943.5Nm[Tca] 所以联轴器满足要求。 计算结果 Tca943.5Nm 十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 <一>、轴承的润滑选择 一般情况下，滚动轴承都使用润滑脂。它可以形成强度较高的油腊，承受较大的载荷，缓冲和吸振能好，黏附力强，可以防水，不需要经常换润滑和补充。同时密封结构简单，在此轴承： dn50342.86mmr/min171432105mmr/min 宜采用脂润滑。 查附表7.2选用GB492-19型钠基润滑脂，代号为L-XACMGA3为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合。防止润滑脂流失，在箱体内侧装挡油环。润滑脂的装填量不超过轴承空间的1/3~1/2。 <二>、齿轮的润滑选择 由之前所计算的齿轮的最大齿面应力小于500MPa，所以根据指导书附表7.1选用L-CKB抗氧防锈工业齿轮油，因为齿轮转速不高，选用牌号为L-CKB150的抗氧防锈工业齿轮油。 <三>、密封方法的选取 密封性来讲是为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，阳泉职业技术学院 - 28 - 10机电一体化

机械设计课程设计说明书 联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装，毡圈密封。轴承盖结构尺寸按其轴承的外径决定。 十一、设计小结 时间过的真快，转眼间实训周已经结束。经过两周的实训让我学到了许多知识，也巩固里许多知识。让我受益不少获益不浅！我感受最深的，有几下几点： 第一、实训是对每个人综合能力的检验。要想做好任何事，除了自己平时要有一定的功底外，我们还需要一定的实践动手能力，操作能力。 第二、此次实训，我深深体会到了积累知识的重要性。实践是对知识积累的考验。现在我们能做的唯有吸取知识，提高自身的综合素质。 第三、这次实训，也让我认识到了自己有许多的不足，还有许多知识掌握的不够好。 总之，这次实训为我们提供了与众不同的学习方法和学习体会，从书本中面对现实。为我们走上社会打下了基础。从实践工作中总结出一些属于自己的实践经验，社会是不会要一个一无是处的人。所以我们要更多更快从一个学生向工作者转变，我相信在不远的未来定会有属于我们自己的一片美好的天空 。 十二、参考资料 1、 资料编号：978-7-04-022131-2 主要责任者：陈立德 书名：机械设计基础课程设计指导书 版本：第3版 出版地：北京 出版单位：高等教育出版社 出版年：2007 2、 资料编号：978-7-81124-101-3 主要责任者：封立耀 肖尧先 书名：机械设计基础 版本：第1版 出版地：北京 出版单位：北京航空航天大学出版社 出版年：2007

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