1、機械設計綜合課程設計 10071108 王世豪機械設計課程設計計算說明書設計題目 簡易專用半自動三軸鉆床傳動裝置設計學院 機械工程及自動化學院班級 100714設計者 指導老師 2013年6月18日北京航空航天大學目錄前言3一、設計任務書41、設計題目42、設計背景43、設計參數44、設計任務4二、總體方案設計41、傳動方案的擬定4（1）原動機的選擇4（2）傳動裝置選擇42、電動機選擇6（1）類型和結構形式的選擇6（2）傳動效率6（3）電動機轉速計算73、傳動系統的運動和動力參數7（1）分配減速器的各級傳動比7（2）計算傳動裝置的運動和動力參數7三、傳動零件的設計計算81、齒輪的設計和校核計算

2、8（1）圓錐齒輪設計9（2）圓柱齒輪設計122、V帶的設計和校核計算163、軸的設計和校核計算18（1）1號齒輪軸的校核18（2）2號軸的校核20（3）3,4,5齒輪軸的校核234、鍵的設計和校核計算26（1）小錐齒輪軸鍵的選擇與校核126（2）大錐齒輪軸鍵26（3）圓柱齒輪軸鍵275、滾動軸承的選擇及壽命計算27（1）小錐齒輪軸軸承的校核27（2）大錐齒輪軸軸承的校核28（3）圓柱齒輪軸軸承的校核30四、減速器箱體及附件的設計311、潤滑和密封形式的選擇，潤滑油和潤滑脂的選擇31（1）潤滑形式的選擇31（2）密封裝置31（3）潤滑油和潤滑脂的選擇322、箱體設計【2】P.29323、技術要求

3、32五、參考資料33前言機械設計綜合課程設計是針對機械設計系列課程的要求，由原機械原理課程設計和機械設計課程設計綜合而成的一門設計實踐課程；是繼機械原理與機械設計課程后，理論與實踐緊密結合，培養工科學生機械工程設計能力的課程。本設計說明書包括了北京航空航天大學機械設計課程設計產品的詳細設計過程及相關闡述。本設計的目的是使機械相關專業學生學會一款機械產品的全程設計過程。即從任務分析、總體方案設計、各零部件及執行機構設計到最后的裝配圖和零件圖設計。課程設計的目的主要體現在以下三個方面：1.培養學生綜合運用機械設計課程和其它先修課程的基礎理論和基本知識，以及結合生產實踐分析和解決工程實際問題的能力；

4、使所學的理論知識得以融會貫通、協調應用。2.通過課程設計，使學生學習和掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養獨立的、全面的、科學的工程設計能力。3.在課程設計的實踐中學會查找、翻閱、使用標準規范、手冊、圖冊和相關技術資料等，熟悉和掌握機械設計的基本技能。通過本學期對該課程的學習，我開始了從無所知到熟練掌握機械設計的設計過程。在老師的悉心指導下，我認真的學習了機械課程設計的基礎知識，仔細的開始了設計工作。經過一個學期的努力，我在完成設計任務的同時，對以前所學的相關專業知識有了更深刻的理解，也在設計過程中復習了以前所學的相關課程，對這些課程知識有了更深刻的融會貫通。現在這個課程

5、設計任務已經完成，我明顯的感覺到自己的相關實踐能力有很大的提高，使用電腦繪圖軟件也愈加熟練，在機械設計過程中也能注意到一些容易出現的小問題。由于自己能力有限，設計上的疏漏錯誤之處在所難免，懇請指正。在此感謝老師在這一學期里的辛勤教導，嚴格要求和認真指正。編者2013年05月28日一、設計任務書1、設計題目簡易版自動三軸鉆床2、設計背景（1）題目簡述：簡易版自動三軸鉆床用于在零件上鉆孔，由電動機驅動，室內工作，通過傳動裝置是鉆頭持續轉動，在零件上打孔。（2）使用狀況：生產批量為5臺；動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，載荷較平穩；使用期限為10年，每年工作300天，每天工作5小時；

6、檢修期為三年大修，雙班制工作。（3）生產狀況：生產廠具有加工7、8級精度齒輪、蝸輪的能力。3、設計參數選擇第四組的數據：切削速度0.20m/s，孔徑D=9mm，切削阻力矩T=130N/m。4、設計任務（1）三個鉆頭以相同的切削速度v作切削主運動，安裝工件的工作臺進給運動。每個鉆頭軸向進給阻力為F，被加工零件上三孔直徑均為D，每分鐘加工兩件。（2）室內工作，生產批量為5件。（3）動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，載荷較平穩。（4）使用期限為10年，雙班制工作。（5）專業機械廠制造，可加工7、8級精度齒輪、蝸輪。二、總體方案設計1、傳動方案的擬定根據設計任務書，該傳動方案的設計分成

7、原動機和傳動裝置兩部分：（1）原動機的選擇設計要求：動力源為三相交流電380/220V（2）傳動裝置選擇減速器電動機輸出轉速較高，并且輸出不穩定，同時在運轉故障或嚴重過載時，可能燒壞電機，所以要有一個過載保護裝置。可選的有：帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，蝸桿傳動。鏈傳動和齒輪傳動雖然傳動效率高，但會引起一定的振動，且緩沖吸震能力差，也沒有過載保護。帶傳動平穩性好，噪音小，有緩沖吸震及過載保護的能力，精度要求不高，制造、安裝、維護都比較方便，成本較低，但是傳動效率低，傳動比不恒定，壽命短；但還是比較符合本設計的要求，所以采用帶傳動。要實現傳動方向改變90度，因而可以考慮采用蝸輪蝸桿加斜齒輪或者是錐齒

8、輪加斜齒輪減速器，但考慮到蝸輪蝸桿效率低，而且安裝精度、潤滑要求高等因素，因而決定采用后者，即錐齒輪加斜齒輪減速器。機構簡圖：方案一方案二第二個方案和第一個方案的大體類似，只是在最后的與鉆頭相連的部分有所差異，下面主要畫出這部分的示意圖。圖 1方案一：利用多級減速，減速的可調范圍大。結構簡單緊湊，不易出故障。方案二：最終齒輪輸出的地方轉速大小和方向不一致，而且占用地方過大，不好加工和擺放。綜合整體的利弊分析，本項目傳動采用方案一。2、電動機選擇（1）類型和結構形式的選擇按工作條件和要求選用一般用途的Y系列三相異步臥式電動機，封閉結構。（2）傳動效率帶傳動：V帶:1=0.96軸承：2=0.99錐

9、齒輪：油潤滑7級精度齒輪:3=0.97圓柱斜齒輪：7級精度4=0.97聯軸器效率：5=0.99總傳動效率：鉆=1263441=0.792鉆頭轉速：n3=601000vD=424(r/min)（3）電動機轉速計算由電動機功率的計算公式可得Pw鉆=Tnw9550=1304249550=5.77kW其中nw=V切削D=0.2010009=7.07r/s=424r/min.因此Pd=Pw鉆鉆=7.28kW為使載荷平穩，因此Ped略大于Pd即可，由Y系列電動機的數據，選擇電動機額定功率為7.5kW7.28kW ，其中7.5kW為Y系列電動機的標準功率值。由上述的條件找出符合的電動機如下表所示電動機型號額

10、定功率（kW）計算轉速（r/min）電流（A）Y132S2-27.5300015Y132M-47.5150015.4Y160M-67.5100017Y160L-87.575017.7由于鉆頭的轉速過快而且其中原動機輸入的轉向和輸出的轉向不在一個水平面內，是一個水平輸入，一個豎直輸出，因此我們考慮要使用到錐齒輪的減速器。而最終的輸出軸的數目為三個，顯然用一級錐齒輪減速器不能滿足要求，所以我們采用二級圓錐-圓柱齒輪減速器。其技術特點中的傳動比范圍為7到15，根據這個我們可以計算出，可以選用的電機的轉速范圍為：2968r/min到6360r/min，因此選擇Y132S2-2的電動機，滿載轉速為296

11、0r/min。為了計算的方便，我們計算時，將其電機的轉速按照nm=3000r/min3、傳動系統的運動和動力參數計算總傳動比i=3000424=7.07（1）分配減速器的各級傳動比帶傳動 i01=2 圓錐齒輪 i12=3.5 圓柱斜齒輪 i23=1（2）計算傳動裝置的運動和動力參數0軸（電動機軸）： P0=Pd=7.28kW T0=9550P0n0=95507.283000Nm=23.17Nmn1=nm=3000r/min1軸（錐齒輪主動軸）： P1輸入=Pd1=6.99WT1輸入=9550P1輸入n1=95506.991500Nm=44.503Nm P1輸出=Pd122=6.85WT1輸出=

12、9550P1輸出n1=95506.851500Nm=43.61Nmn1=nmi01=30002r/min=1500r/min2軸（錐齒輪從動軸）： P2輸入=P1輸出31=6.64kWT2輸入=9550P2n2=95506.64424Nm=149.56Nm P2輸出=P1輸出3122=6.51kWT2輸出=9550P2n2=95506.51424Nm=146.63Nm n2=424r/min 3,4,5軸（鉆頭輸出軸）： P3,4,5輸入=P3,4,5輸出22314=2.04kWT3輸入=9550Pin=95502.04424Nm=45.94Nm P3,4,5輸出=Pw鉆3=1.92kW T3

13、輸出=9550P3,4,5n3,4,5=95501.92424Nm=43.24Nmn3,4,5=424r/min將其計算結果整理為表格可得為：將上述運動和動力參數的計算結果匯總入下表軸號功率 P/kW轉矩T/ Nm轉速n/(r/min)傳動比i輸入輸出輸入輸出0軸7.2823.1730001軸6.996.8544.543.61150022軸6.646.51149.56146.634243.53,4,5軸2.041.9245.9443.244241表 1三、傳動零件的設計計算1、齒輪的設計和校核計算（1）圓錐齒輪設計計算項目設計計算依據和過程計算結果選材、精度考慮到功率一般，故小齒輪選用40Cr

14、鋼，調質處理，齒面硬度為241到286HBW，計算取為265HBW大齒輪選用45鋼調質處理，齒面硬度為229到286HWB，計算取為235HBW，為開式軟齒面傳動，載荷平穩，齒輪速度不高，初選7級精度工作時間及部分參數閉式直齒圓錐齒輪傳動，軸夾角=90，傳遞功率P1=6.99kW，傳動比i=3.5兩班制工作，壽命10年（每年按300天計算）小齒輪做懸臂布置，使用時間內，工作時間占23.3%=90P1=9.05kW，i=3.5壽命10年，300天/年，工作時間占23.3%計算項目設計計算依據和過程計算結果初步計算小齒輪直徑因為采用閉式軟齒面傳動,按齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑初選小齒輪齒

15、數取z1=17，z2=3.517=59.5，z2=59i=z2z1=5917=3.47傳動比相對誤差：=i-ii=0.58%5%，合適小齒輪轉矩T1=44500Nmm初選載荷系數【1】P.61K=KAKVKFKF其中，KA=1.25，KV=1.2，Kt=1.6取齒寬系數 R=1/3確定彈性影響系數 ZE=189.8MPa確定區域載荷系數 標準直齒圓錐齒輪傳動ZH=2.5確定接觸許用應力 循環次數 N1=60n1jLh=60146016300 100.23=9.67108 N2=60n2jLh=3.05108 取KHN1=1，KHN2=1.05 接觸疲勞極限【1】P.84 Hlim1=600MP

16、a，Hlim2=570MPa安全系數SH=1.0 HP1=KHN1Hlim1H=16001=600MPa HP2=598.5MPa由接觸強度計算小齒輪的分度圓直徑【1】P.265 d12.923ZEH2KT1R1-0.5R2u =2.923189.8598.521.6445001/31-0.51/323.5 =88.277(mm) 為了使其滿足要求初?。篸1=95mmK=1.6ZE=189.8MPaT1=44.5Nm Hlim1=600MPaHlim2=570MPaKA=1.25 KV=1.2Kt=1.6 R=1/3 ZH=2.5 N1=9.67108 N2=3.05108 確定基本參數驗算載

17、荷系數 dm1=d11-0.5R=951-0.5 1/3=70.5mm 齒輪圓周速度 v=d1n1601000=5.231m/s 精度等級取7級合理【1】P.53 KH=KH=1.2【1】P.64 Ft1=2000T1dm1=200044.50370.5=1262.5N KAFt1b=1.2521262.530=95.21N/min 可知，KAFtb100N/min KHbe=1.25， KH=KF=1.5KHbe=1.875 【1】P.65 接觸強度載荷系數 K=KAKVKFKF=1.21.251.8751.2 =3.375校正直徑 d1=d1t3KKt=95.036mm影響不大按95mm取

18、值計算仍然可以 校核傳動比誤差：因齒數未做圓整，傳動比不變。精度等級取7級合理z1=17 z2=59 取m=5.5確定主要傳動尺寸確定模數m=95/17=5.48取m=5.5小齒輪直徑d1=mtz1=95mmd2=mtz2=332.5mm 錐距R=d1u2+14=170.57mm齒寬b=RR=1/3170.57=56.856mm圓整，取b=55mmR=d/(2sin)，1=155640，2=74320.d1=95mm d2=332.5mm R=170.57mmb=55mm1=155640 2=74320 校核齒根彎曲疲勞強度確定彎曲強度載荷系數：與接觸強度系數相同 K=3.375計算當量齒數【

19、4】 Zv1=z1cos1=17.68 Zv2=z2cos2=214.78 YF1=2.8， YF2=2.17 YS1=2.17， YS2=1.85確定許用應力 KFN1=0.92，KFN2=0.95，SF=1.4 則FN1=440MPa，FN2=425MPa【4】 按脈動循環變應力確定許用彎曲應力，即 FN1=KFMFMSF=0.94401.4=289MPa FN2=288.4MPa校核彎曲強度【4】 F1=2KT1YF1YS1bm2(1-0.5R)2z1=23.37544.52.81.55555.520.85217 =63.79(MPa)F1 F2=57.54MPaF2K=3.375Zv1

20、=17.68 Zv2=214.78 FN1=289MPaFN2=288.4MPa F1=63.79MPaF2=57.54MPa合格靜強度校核因傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核（2）圓柱齒輪設計計算項目設計計算依據和過程計算結果選材、精度考慮到主動輪轉速不高，傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪選用40Cr，調質處理，硬度HB=241286，平均為260HB，而由于分配的傳動比等于1，中間的大齒輪用45鋼，調質處理，硬度為HB=229286，平均為240HB。在整體為閉式軟齒面傳動，載荷平穩，齒輪速度不高，同側齒面精度選7級精度。=20。左旋。初步計算小齒輪直徑因為采用閉式軟齒面傳動，按齒面接

21、觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑【1】P.265：d1Ad3KT2dHPu1u其中，Ad取756【1】P265，=20，K=1.4，T2=149.56Nm，d=1/3。接觸疲勞極限【1】P.84：Hlim1=710MPa，Hlim2=580MPaHP10.9Hlim1=639MPaHP20.9Hlim2=522MPa代入數據得d75631.4149.561/352221+11=121.35(mm)初取d1=125mmK=1.4T2=149.56Nmd=1/3Hlim1=710MPaHlim2=580MPaHP1=710MPaHP2=522MPad1=125mm確定基本參數圓周速度v=d1n160

22、1000=125424601000=2.775m/s7級精度合理初取齒數z1=29，z2=29，i=1確定模數mt=d1z1=12529=4.259，查表【1】P.54，取mn=4確定螺旋角=arccos44.259=2054小齒輪直徑d1=mtz1=4.25929=124.056mm大齒輪直徑d2=mtz2=124.056mm初取齒寬b=dd1=1/3124.056=40.17mm圓整為40mm，而中間的齒輪傳動受力較大所以齒寬加厚10mm 則大齒輪的尺厚為50mm校核傳動比誤差：因齒數未做圓整，傳動比不變。7級精度合理z1=29 z2=29 mn=4 =2054 d1=124.056mm

23、d2=124.056mm b=40mm校核齒面接觸疲勞強度H=ZZZEZHKAKVKHKHFtd1bu1uHp【1】P.75（1）計算齒面接觸應力節點區域系數【1】ZH=2.43，彈性系數【1】ZE=189.8Nmm2重合度系數Z重合度系數Z的計算公式由端面重合度a和縱向重合度確定。其中：端面重合度為=12z1tanat1-tant+z2tanat2-tant計算可得t=arctantanncos=arctantan20cos2054=211055at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=arccos120cos20.36125+24.259=291955at2=at1

24、=291955由于無變位，端面嚙合角t=t=211055，因此端面重合度=1.4988。縱向重合度為=bsinmn=40sin20544=1.43則Z=1=0.415螺旋角系數Z=cos=0.982Ft=2T2d1=2.295kNKA=1.25，KV=1.2，KH=cos2b=1.6631其中，cosb=coscosncost=0.9465KH=A+B1+0.6(bd1)2(bd1)2+C10-3b=1.4【1】P.65 H=2.43189.80.4150.9821.251.21.41.66312295125401+11 =643.35N/mm2（2）計算許用接觸應力【1】P.82HP=Hli

25、mZNTZLZVZRZWZXSHlim取Hlim1=770MPa，Hlim2=580MPaSHlim=1.05 ZL1=ZL2=ZV1=ZR1=ZV2=ZR2=1 總工作時間th=10300160.233 =11200h NL1=60n1th=60142411200 =3.1108NL2=NL1=3.1108 ZNT1=ZNT2=1.06 【1】P.86齒面工作硬化系數：ZW1=ZW2=1.2-HB-1301700=1.147 ZX1=ZX2=1 HP2=5801.061111.14711.05 =671.60(MPa)HP1（3）驗算HP=643.35MPaHP2=671.60MPaZH=2

26、.43 ZE=189.8Nmm2 t=211055 =1.4988 Z=0.415 Z=0.982 KA=1.25 KV=1.2 KH=1.6631 KH=1.4 H=643.35MPa ZW=1.147 SHlim=1.05 HP2=671.60MPa接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無須調整確定主要傳動尺寸端面模數mt=mn/cos=4.259mm齒輪直徑d1=mncosZ1=124.056mm d2=mncosZ2=124.056mm a=（z1+z2)mn2cos， =2054中心距a=(d1+d2)/2=124.056mm圓整為125mm齒寬b=40mm=2054 d1=124.056m

27、m d2=124.056mm b=40mma=125mm齒根彎曲疲勞強度驗算（1）齒根彎曲應力【1】F=KAKVKFKFFtbmnYYYFYSFP KA=1.25，KV=1.2，KF=KH=1.6631，YF1=2.54 ，YF2=2.38YS1=1.63，YS2=1.67 Y=0.25+0.75/v0.67 =1.43，Y=0.87，KF=1.4Ft=2295N 代入上述數據，齒根彎曲應力：F=KAKVKFKFFtbmnYYYFYS =118.53MPa（2）計算彎曲許用應力FP【1】P.87FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFlim 其中，Flim=265MPa，SF

28、lim=1.25YVrelT=YRrelT=1，YX=1YNT1=YNT2=1，YST1=YST2=2FP=26520.89111.25=367.46(MPa)（3）檢驗FFP，合適KA=1.25KV=1.2 KF=1.6631 YF1=2.54 YF2=2.38 YS1=1.63 YS2=1.67 Y0.67 Y=0.87 KF=1.4 F=118.53MPaFP=367.46(MPa)靜強度校核因傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核2、V帶的設計和校核計算計算項目設計計算依據和過程計算結果確定計算功率Pc=KAP 【1】P.160取KA=1.1 P=7.28kW，Pc=8.008kWPc=8.

29、008kWKA=1.1 選擇帶型選取V帶，型號A，A型，小帶輪直徑80-100mm【1】P.150確定帶輪直徑和帶速小帶輪n1=3000r/min，i=2，取dd1=90mm 大帶輪直徑dd2=n1n2dd11-=178.2mm=0.01，取dd2=178mm小輪帶速v=dd1n1601000=14.1m/s滿足5m/s1201=166.5滿足大于120的要求確定帶的根數基本額定功率P0=1.07kWP0=0.17kW，包角系數k=0.96取長度系數kL=0.91，z=PcP=Pc(P0+P0)kLk=6.37取z=7根z=7根確定帶的初拉力F0F0=500Pcvz2.5k-1+lv2 【1】

30、P.162l=0.10，F0=119.8NF0=119.8N計算傳動帶在軸上的作用力FQFQ=2zF0sin12 =27119.8sin166.52=1665.5NFQ=1665.5N 3、軸的設計和校核計算（1）1號齒輪軸的校核計算項目設計計算依據和過程計算結果材料的選擇與設計考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為45 號鋼，調質處理，b=650MPa材料系數【1】P.38 C=114估算軸徑dC3Pn=11436.991500=22.71mmdmin=25mm 所受轉矩T1=44.53Nm 齒輪圓周力Ft1=Ft2=2000T1dm1=200044.5370.5=1047NFt1=10

31、47N dm1=70.5mm齒輪徑向力Fr1=Fttancos1=420.7NFr1=420.7N 齒輪軸向力Fa1=Fttansin1=102.2N Fa1=102.2N 受力圖如后圖豎直面反力FBH=420.7210-102.235120=706.6N FAH=FBH-Fr1=285.9N MC=102.235=3577Nmm MAH=-FAHLAB=-34308NmmFBH=706.6N FAH=285.9N MC= 3577Nmm MAH=-34308Nmm FQ=3560N水平面反力FAV=1047210+3560100120=4754.67N FBV=4754.67+3560-10

32、47=7267.67N MBV=104790=94230Nmm MAV=-3560100=-356000Nmm FAV=4754.67NFBV=7267.67NMBV=94230NmmMAV=-356000Nmm合成彎矩圖MMAX=MAV2+MAH2=358100Nmm如圖3計算扭矩T=T1=44.5NmT=44.5Nm計算當量彎矩【1】P.49轉矩按脈動循環考慮，取=-1b0bb=650MPa，0b=95MPa，-1b=55MPa=0.58危險截面A處當量彎矩Me=2M2+(T)2代入數據得，Me=360854 Nmm-1b=55MPaMe=360854 Nmm軸強度的校核【1】P.49-1

33、b=55MPa危險截面A處的彎曲應力：a=Me0.1d3=3608540.1253=43.5MPa由于a-1b，所以安全a=43.5MPab-1b，安全1號軸的簡圖1號軸空間受力情況扭矩的沿軸分布合成彎矩的大小分布水平面和豎直面內的彎矩分布（2）2號軸的校核計算時由于2號軸上三個圓柱齒輪的對稱布置，因而彎矩因素 消除，即Fr3對該軸無作用，如圖4。計算項目設計計算依據和過程計算結果材料的選擇考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為45 號鋼，調質處理，b=650MPa材料系數【1】P.38C=112估算軸徑dC3Pn=11236.64424=29.02mmdmin=35mm 所受轉矩T2輸入

34、=176.35Nm T2輸出=169.3Nm齒輪圓周力Ft1=Ft2=1047N 大圓錐齒輪dm=280mmFt3=2000T3d3=2000169.3125=2708NFt2=1047N Ft3= 2708N齒輪徑向力Fr2=102.2N Fr3=Ft3tanncos=1049.45NFr2=102.2N Fr3= 1049.45N齒輪軸向力Fa2 =420.7NFa3=Ft3tan=990.15N Fa2 =420.7NFa3=Ft3tan=990.15N 受力圖如下圖豎直面反力FAH=420.72802+990.151252-102.2135186=575N FBH=FAH+Fr2=67

35、7.2N MCH=FAHLad=57551=21325NmmMDH=677.250+990.15125/2=24795Nmm FAH=575N FBH=677.2N MCH=21325NmmMDH= 24795Nmm 水平面反力FAV=2708350-1047135186=1423N FBV=27083136-104751186=5653N MDV=565351=260713Nmm FBV=5653NFAV=1423NMDV=260713Nmm合成彎矩圖M=22607122+247952=261888Nmm如圖5M=261888Nmm計算扭矩T=(1047140-2708125/2)MPa=7

36、050NmmT=7050Nmm計算當量彎矩【1】P.49轉矩按脈動循環考慮，取=-1b0bb=650MPa，0b=95MPa，-1b=65MPa=0.68危險截面D處當量彎矩Me=2M2+(T)2代入數據得，Me=2619120 Nmm-1b=65MPaMe=2619120 Nmm軸強度的校核【1】P.49-1b=65MPa危險截面D處的彎曲應力：b=Me0.1d3=26191200.1353=61.1MPa由于b-1b，所以安全b=61.1MPab-1b，安全2號軸樣式2號軸空間受力分析豎直面內彎矩圖水平面內彎矩圖總合成彎矩的大小圖2號軸扭矩圖（3）3,4,5齒輪軸的校核計算項目設計計算依據

37、和過程計算結果材料的選擇 考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為45 號鋼，調質處理，硬度237到280HB，b=650MPa材料系數【1】P.38 C=112估算軸徑dC3Pn=11232.043424=21.68mmdmin=24mm 所受轉矩T3,4,5=45.94NmT=45.94Nm 齒輪圓周力Ft3=Ft4=Ft5=2000T3d3=200045.94125=735.04NFt=735.04N齒輪徑向力Fr3=Fr4=Fr5=Ft3tanncos=284.8NFr=Ft3tanncos=284.8N齒輪軸向力Fa3=Fa4=Fa5=Ft3tan=268.8N Fa3=Ft3ta

38、n=268.8N 受力圖如下圖豎直面反力FAH=284.8141-268.8125290=259.5N FBH=Fr3-FAH=25.3N MAH=25.390 =2304NmmFAH=259.5N FBH=25.3N MAH=2304Nmm 水平面反力FBV=735.045190=416.5N FAV=735.04+416.5=1151.54N MAV=416.590=37485Nmm FBV=416.5NFAV=1151.54NMAV=37485Nmm合成彎矩M=MA=2374852+45812=37763NmmM=37763Nmm計算轉矩T=735.041252=45940NmmT=45

39、940Nmm計算當量彎矩【1】P.49轉矩按脈動循環考慮，取=-1b0bb=650MPa，0b=95MPa，-1b=55MPa=0.58危險截面A處當量彎矩Me=2M2+(T)2代入數據得，Me=46216Nmm-1b=55MPaMe=46216 Nmm軸強度的校核【1】P.49-1b=55MPa危險截面A處的彎曲應力：b=Me0.1d3=462160.1403=7.22MPa由于b-1b，所以安全b=7.22MPab-1b，安全3,4,5號軸的樣式合成彎矩圖和扭矩圖豎直面和水平面彎矩圖3,4,5號軸空間受力示意圖4、鍵的設計和校核計算鍵的選擇主要考慮所傳遞的扭矩的大小，軸上零件是否需要沿軸向

40、移動，零件的對中要求等等。（1）小錐齒輪軸鍵的選擇與校核1計算項目設計計算依據和過程計算結果1）帶輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=25mm，選用鍵8728，GB/T 1096-2003【1】P.108轉矩T1輸入=44.5Nm接觸長度l=L-b=28-8=20mml=20mm 許用擠壓應力P鋼的許用擠壓應力為P=(70-80MPa)P=4Thld=44450072025=50.85MPaPP 符合要求2）小錐齒輪鍵的選擇與校核2鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=29mm，選用鍵8728，GB/T 1096-2003【1】P.108轉矩T1輸出=43.6

41、1Nm接觸長度l=L-b=28-8=20mml=20mm 許用擠壓應力P鋼的許用擠壓應力為P=(70-80MPa)P=4Thld=44361072029=15.77MPaPP 符合要求（2）大錐齒輪軸鍵計算項目設計計算依據和過程計算結果1）大錐齒輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=40mm，選用鍵1032，GB/T 1096-2003【1】P.108轉矩T2輸入=149.56Nm接觸長度l=L-b=40-10=30mml=30mm 許用擠壓應力P鋼的許用擠壓應力為P=(70-80MPa)P=4Thld=41495683040=6.23MPaPP 符合要求2）圓柱齒輪鍵

42、的選擇與校核鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=50mm，選用鍵1640，GB/T 1096-2003【1】P.108轉矩T2輸出=146.63Nm接觸長度l=L-b=40-10=30mml=30mm 許用擠壓應力P鋼的許用擠壓應力為P=(70-80MPa)P=4Thld=41466383050=4.88MPaPP 符合要求（3）圓柱齒輪軸鍵計算項目設計計算依據和過程計算結果圓柱齒輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=28mm，選用鍵8725，GB/T 1096-2003【1】P.108轉矩T=45.94Nm接觸長度l=L-b=25-7=18mml=18mm

43、許用擠壓應力P鋼的許用擠壓應力為P=(70-80MPa)P=4Thld=44594081828=45.58MPaPP 符合要求5、滾動軸承的選擇及壽命計算軸承壽命Lh=300510=15000小時（1）小錐齒輪軸軸承的校核圓錐滾子軸承30306（一對），其尺寸：D=72mm，d=30mm，B=18.25mm計算項目設計計算依據和過程計算結果軸承主要性能參數【1】P120Cr=59.0kN C0r=63.0kN X、Y值【1】P.245當FaFre，X=0.4，Y=1.9e=0.31計算軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷FaFr1=2FAH2+FAV2=24754.672+285.92 =4763.2

44、5N Fr2=2FBH2+FBV2=2706.62+7267.672 =7301.94NFs1=Fr12Y=4763.2521.9=1253.49N， 向右Fs2=Fr22Y=3490.621.9=918.6N， 向左FA=102.2N ， 向左Fs1FA+Fs2 ，A被壓緊Fa1=1253.49N Fa2=1151.29N Fr1=4763.25NFr2=7301.94NFs1=1253.49N 向右Fs2=918.6N 向左Fa1=1253.49N Fa2=1151.29N 計算當量動載荷P=fd(XFr+YFa) 【2】P.250Fa1Fr1=0.26e，則X=0，Y=1P1=1.104

45、763.25+1253.491=1378.8N Fa2Fr2=0.15715000小時，滿足要求 其中，=103 Lh=2324162小時15000小時，滿足要求結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。（2）大錐齒輪軸軸承的校核深溝球軸承6007，其尺寸：D=62mm，d=36mm，B=14mm深溝球軸承6008，其尺寸：D=68mm，d=40mm，B=15mm計算項目設計計算依據和過程計算結果軸承主要性能參數【1】P120Cra=16.2kN C0ra=10.5kN Crb=17.0kNC0rb=11.8kNX、Y值【1】P.245當FaFre，X=0.44，Y=1.47e=0.3

46、8計算軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷FaFr1=2FAH2+FAV2=25752+14232 =1534.8N Fr2=2FBH2+FBV2=2706.62+7267.672 =7301.9NFs1=Fr12Y=154821.47=526.5N， Fs2=Fr22Y=512821.47=1744.2N， 之前軸上錐齒輪軸向力420.7N向左,斜圓柱齒輪軸向力為990.15N 向右可得FA=569.45N向右由FA的大小方向可得知： B被壓緊Fa1=420.7N Fa2=569.45NFr1=1534.8NFr2=7301.9NFs1=526.5N 向右Fs2=1744.2N 向左Fa1=420.7N Fa2=569.45N 計算當量動載荷P=fd(XFr+YFa) 【2】P.250Fa2Fr2=0.08e，X=0，Y=1P2=1.1569.451 =626.395N Fa1Fr1=0.2715000小時，滿足要求 其中，=103 Lh=201800小時15000小時，滿足要求結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。（3）圓柱齒輪軸軸承的校核圓錐滾子軸承32008，其尺寸：D=66mm，d=40mm，B=17mm圓錐滾子軸承32007，其尺寸：D=62mm，d=