优秀课程设计.doc

南 湖 学 院
课程设计报告书

题 目： 起重机传动装置的设计
系 部： 机械与电子工程系
专 业： 机械设计制造及自动化
班 级： N机自08—1F
姓 名： 张三
学 号： 00081234567
序 号： 01

2010年12月25日

南湖学院
课程设计任务书

设计题目： 起重机传动装置的设计
系 部： 机械与电子工程系
专 业： 机械设计制造及自动化
学生姓名: 张三 学 号: 00081234567
起迄日期: 2010年 12 月4日至 2010 年 12月25日
指导教师: 谭湘夫

机械设计课程设计任务书
1．课程设计的内容和要求(包括原始数据、技术要求、工作要求等)：
一． 设计题目：起重机传动装置的设计
1.传动布置方案
图1 传动布置方案
1—电动机 2－联轴器 3－制动器 4－减速器 5－联轴器
6－卷筒支承 7－钢丝绳 8－吊钩 9－卷筒
2.已知条件：
(1)提升重量 G=780N
(2)重物提升速度 V=0.50m/s(允许重物提升速度误差±5％)
(3)滚筒槽底直径 D=220mm 钢丝绳直径 d=9.3mm
(4)滚筒效率η＝0.96(包括滚筒轴承的效率损失)
3.设备工作条件，常温下工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作10年，车间有三相交流电源。
二.技术要求
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 齿轮传动的设计计算；
3. 轴的设计；
4. 滚动轴承的选择；
5. 键和联轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制；
7. 设计计算说明书的编写；
三.工作要求
1. 学生应当在指导老师指导下完成设计,必须独立完成设计任务,严禁抄袭,一经发现成绩以不及格计,并给予批评教育各严肃处理.
2. 课程设计期间要严格遵守学习纪律,在此期间缺勤1/3以上,成绩以不及格计.
3. 课程设计报告书一律打印在A4纸上,同时配上封面装订成册.
机械设计课程设计任务书
2．对课程设计成果的要求〔包括图表、实物等硬件要求〕：
1、要求
(1)说明书要认真、准确、条理清晰，参考文献要注明出处
(2)按word排版，公式编辑器编辑公式
(3)图纸按CAD作图，数据准确，图面整洁
2、任务
（1） 减速器总装配图一张
（2） 齿轮、轴零件图各一张
（3） 设计说明书一份
3．主要参考文献：
l 要求按国标GB 7714—87《文后参考文献著录规则》书写，例如：
[1] 濮良贵，纪名刚.机械设计.第七版.北京:高等教育出版社,2001
[2] 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第二版.北京:高等教育出版社,1999
[3] 常明.画法几何及机械制图.第二版.武汉:华中科技大学出版社,2000
[4] 甘永立.几何量公差与检测.第七版.上海:上海科学技术出版社,2005
4．课程设计工作进度计划：
序号
起 迄 日 期
工 作 内 容
1
12.4——12.6
设计前准备工作(接受设计任务、收集资料、准备工具)
2
12.7——12.13
确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算
3
12.14——12.16
轴的设计计算
4
12.17——12.18
轴承、键、联轴器及润滑剂的选择
5
12.19——12.22
装配图设计及复核计算
6
12.23——12.24
零件工作图设计
7
12.25
整理设计说明书及课程设计体会和收获
8
12.25
上交机械课程设计成果
指导教师
谭湘夫
日期：
2010年 12月 4 日

II
南湖学院课程设计
目录
1 . 前言 - 1 -
2. 设计任务 - 1 -
2.1 设计题目：起重机传动装置的设计 - 1 -
2.2 技术要求 - 2 -
3. 电动机的选择与运动参数计算 - 3 -
3 .1 电机的选择 - 3 -
3.2 传动参数的计算 - 4 -
4. 齿轮传动的设计计算 - 5 -
4.1 选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数 - 5 -
4.2 按齿面接触强度设计 - 5 -
4.3 按齿根弯曲强度设计 - 8 -
4.4 几何尺寸的计算 - 10 -
5. 轴的设计 - 12 -
5.1 高速轴Ⅰ的设计 - 12 -
5.2 中间轴Ⅱ的设计 - 17 -
5.3 低速轴Ⅲ的设计 - 22 -
6. 滚动轴承的选择 - 27 -
6.1 高速轴Ⅰ配合轴承的选择 - 27 -
6.2 中间轴Ⅱ配合轴承的选择 - 28 -
6.3 低速轴Ⅲ配合轴承的选择 - 29 -
7. 键选择与校核 - 30 -
7.1 高速轴上键的选择 - 30 -
7.2 中间轴上键的选择 - 30 -
7.3 低速轴上键的选择 - 31 -
8. 联轴器的选择与校核 - 32 -
8.1 高速轴上联轴器的选择 - 32 -
8.2 低速轴上联轴器的选择 - 32 -
9. 润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择 - 32 -
9.1 润滑方式 - 32 -
9.2 润滑油牌号 - 32 -
9.3 密封装置 - 32 -
10. 其他技术说明 - 33 -
11. 设计总结 - 33 -
图表目录
图 1：传动布置方案 １ - 1 -
图 2：齿轮减速器内部各间隙简图 １ - 2 -
图 3：齿轮3的三维简图 1 - 12 -
图 4：高速轴的载荷分析图 1 - 13 -
图 5：高速轴的结构与转配 1 - 14 -
图 6：中间轴的载荷分布图 1 - 18 -
图 7：中间轴的结构与装配 1 - 19 -
图 8：中间轴的三维模型 1 - 22 -
图 9：高速轴的载荷分析 1 - 23 -
图 10：高速轴的结构与装配 1 - 24 -
图 11：高速轴的三维模型 1 - 26 –

表 1：电机的参数 1 - 3 -
表 2：轴的传动参数 1 - 5 -
表 3：齿轮的参数 1 - 11 -
表 4：高速轴的载荷表 1 - 16 -
表 5：中间轴的载荷表 1 - 22 -
表 6：低速轴的载荷表 1 - 27 -

ii

1 . 前言
本次课程设计的内容是起重机传动装置的设计，主要内容是综合运用机械课程和其他所学课程的知识，通过对减速器的设计来熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力，从而进一步巩固，加深和开阔所学知识。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练掌握公式编辑器，AutoCAD绘图，MATLAB计算编程，CATIA绘图的能力，掌握全面的机械设计技能。
齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。
由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。
本文在完成设计任务的前提下，编写了大量的MATLAB程序，以及用CATIA绘制了部分三维模型，为下一步的深入研究，减速器数据库的设计，三维建模提供了保障条件。
2. 设计任务
2.1 设计题目：起重机传动装置的设计
2.1.1传动布置方案

图1 传动布置方案 １
1—电动机 2－联轴器 3－制动器 4－减速器 5－联轴器
6－卷筒支承 7－钢丝绳 8－吊钩 9－卷筒

2.1.2已知条件：
(1) 提升重量N
(2) 重物提升速度m/s(允许重物提升速度误差±5％)
(3) 滚筒槽底直径mm 钢丝绳直径 mm
(4) 滚筒效率(包括滚筒轴承的效率损失)
2.1.3. 设备工作条件，常温下工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作10年，车间有三相交流电源。
2.2 技术要求
(1) 电动机的选择与运动参数计算；
(2) 齿轮传动的设计计算；
(3) 轴的设计；
(4) 滚动轴承的选择；
(5) 键和联轴器的选择与校核；
(6) 装配图、零件图的绘制；
(7) 设计计算说明书的编写。

图2 齿轮减速器内部各间隙简图 １
3. 电动机的选择与运动参数计算
3 .1 电机的选择
3.1.1工作机所需功率kW
(3-1)
式中，为工作机的阻力(即已知条件中的提升重量G/2)，为工作机的线速度(即重物提升速度V×2)，为工作机的效率(即滚筒的效率)。
3.1.2 电动机到工作机的总效率
(3-2)
式中， 分别为传动系统中轴承，齿轮，联轴器的效率。查《机械设计课程设计》表3-1的，，。
3.1.3 所需电动机的功率
(3-3)
由式(3-1)，(3-2)，(3-3)得
3.1.4 电动机额定功率
按来选取电动机型号，查《机械设计课程设计》表17-7得
表1 电机的参数 1
电动机
型号
额定功率
/kW
满载转速/(m/s)
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
质量
/Kg

Y801
0.55
1390
2.4
2.3
17
3.1.5 传动比的分配
总传动比
(3-4)
式中，为电动机满载转速，为工作机的转速
(3-5)
式中，分别为高速传动比，低级传速传动比。
(3-6)
(3-7)
由式(3-4)，(3-5)，(3-6)，(3-7)得，。
将，反相带回得m/s，
误差为：
所求误差在允许误差之内，所以，选取合理。
3.2 传动参数的计算
3.2.1各轴的转速(m/s)
高速轴Ⅰ的转速
中间轴Ⅱ的转速
低速轴Ⅲ的转速
滚筒轴Ⅳ的转速
3.2.2各轴输入功率(kW)
高速轴Ⅰ的输入功率
中间轴Ⅱ的输入功率
低速轴Ⅲ的输入功率
滚筒轴Ⅳ的输入功率
3.3.3各轴的输入转矩(N·m )
高速轴Ⅰ的转速
中间轴Ⅱ的转速
低速轴Ⅲ的转速
滚筒轴Ⅳ的转速
3.3.4传动参数数据表
表2 轴的传动参数 1

电机轴
轴Ⅰ
轴Ⅱ
轴Ⅲ
滚筒轴Ⅳ
功率(kW)
0.55
0.5445
0.5229
0.5021
0.4772
转矩(N·m)
2.4
3.7410
16.5259
55.5398
52.7855
转速(r/min)
1390
1390
302.1739
86.3354
86.3354
传动比
1
4.6
3.5
1
效率
0.99
0.96
0.96
0.95
4. 齿轮传动的设计计算
4.1 选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数
1) 由于传动方案已给出，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2) 起重机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度( 10095—88)。
3) 材料选择。由《机械设计》P191表10—1可知，齿轮材料均有45号钢调质。小齿轮1和小齿轮3齿面硬度为250 HBS，大齿轮2和大齿轮4齿面硬度为220 HBS。
4) 选小齿轮1齿数，大齿轮2齿数，取。选小齿轮3齿数，大齿轮4齿数。
5) 选取螺旋角。初选螺旋角。
4.2 按齿面接触强度设计
按《机械设计》P218式(10-21)试算，即

4.2.1确定公式内的各计算数值。
1) 试选。
2) 由《机械设计》P217图10-30选取区域系数。
3) 由《机械设计》P205表10-7选取齿宽系数。
4) 由《机械设计》P201表10-6查的材料的弹性影响系数
5) 由《机械设计》P215图10-26查得，，，
所以高速传动齿轮
低速传动齿轮
6) 由《机械设计》P209图10-21d按齿面硬度查的齿轮1的接触疲劳强度极限 MPa，齿轮2的接触疲劳强度极限 MPa，齿轮3的接触疲劳强度极限 MPa，齿轮4的接触疲劳强度极限 MPa。
7) 计算应力循环次数

8) 由《机械设计》P207图10-19取接触疲劳寿命系数，，，。
9) 计算接触疲劳需用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1得
MPa=540.0MPa
MPa=506.0MPa
MPa=542.8MPa
MPa=507.6MPa
所以齿轮1和齿轮2的接触应力为
=523.00MPa
齿轮3和齿轮4的接触应力为：
MPa
4.2.2计算
1) 试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得
mm
mm
2) 计算圆周速度。
m/s
m/s
3) 计算尺宽b及模数。
mm
mm
mm
mm
mm
mm

4) 计算纵向重合度。

5) 计算载荷系数K
已知使用系数，根据m/s，m/s，7级精度，由《机械设计》P194图10-8查得动载荷系数，；由《机械设计》P196表10-4查得，；由图10-13查得，；由表10-3查得，。故载荷系数

6) 按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径
mm
mm
7) 计算模数
mm
mm
4.3 按齿根弯曲强度设计
由《机械设计》P216式(10-17)

4.3.1确定计算参数
1) 计算载荷系数。

2) 根据纵向重合度，，从《机械设计》P217图10-28得螺旋角影响系数，。
3) 计算当量齿数。

4) 查取齿形系数
由《机械设计》P200表10-5查得，，，。
5) 查取应力校正系数。
由《机械设计》P200表10-5查得，,,。
6) 由《机械设计》P208图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限MPa；齿轮2的弯曲疲劳强度极限MPa；齿轮3的弯曲疲劳强度极限MPa；齿轮4的弯曲疲劳强度极限MPa。
7) 由《机械设计》P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数，，,。
8) 计算弯曲疲劳需用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，
MPa
MPa
MPa
MPa
9) 计算齿轮的并加以比较。

齿轮2的数值大。

齿轮3的数值大。
4.3.2设计计算
mm1.2798mm
mm=1.7514mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mm，mm，已知可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm,mm来算应有齿数。于是由

取，则。

取，则。
4.4 几何尺寸的计算
4.4.1计算中心距
mm
将中心距圆整为118mm。
mm
将中心距圆整为115mm。
4.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角

因为值改变不多，故参数，，等不必修正。
4.4.3计算齿轮的分度圆直径
mm
mm
mm
mm
4.4.4计算齿轮的宽度
mm
圆整后取mm，mm。
mm
圆整后取mm，mm。
4.4.5结构设计
因为齿轮齿顶与圆直径大于160mm，而又小于500mm，故应选用腹板式结构为宜。
所以齿轮1，齿轮2选取腹板式结构。
表3 齿轮的参数 1

齿数
模数
分度圆
直径
齿根圆
直径
齿顶圆
直径
结构
齿轮1
28
1.5
42.1365
38.2500
45.0000
齿轮轴
齿轮2
129
1.5
194.1295
189.7500
196.5000
腹板式
齿轮3
34
2
68.2212
63.0000
72.0000
实心式
齿轮4
119
2
238.7743
233.0000
242.0000
腹板式

图3齿轮3的三维简图
5. 轴的设计
5.1 高速轴Ⅰ的设计
5.1.1求作用在齿轮上的力
N
N
N
圆周力，径向力及轴向力的方向如图4所示
5.1.2初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》P370表15-3，取=112,于是得
mm=17.6555mm(a)
F’NV2=Fa
(b)
(c)
(e)
(d)
T
M21
M1
MV2
MV11
Fa
FNH1
FNH1
MH
MH
FNH2
D
L3
L2
L1
F’NV1
FNH2
Fa
A
T
B
Ft
FNV2
FNV1
FNH1
w
C
Ft
FNV2
Fr
Ma=FaD/2
MV1
M
T
Fr

图4 高速轴的载荷分析图 1
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径(图5)。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩，查《机械设计》P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3,则：
=1.3×3741N·mm=4863.3N·mm
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表准GB/T5843—2003，选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63000N·mm。半联轴器的孔径mm，故取=18mm，半联轴器长度mm。
5.1.3轴的结构设计
(1) 拟定轴上零件的装配方案
图5 高速轴的结构与转配 1
(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，Ⅰ—Ⅱ轴端右端需制出一轴肩，故取Ⅱ—Ⅲ段的直径=22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上，故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比略短一些，现取mm。
2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=22mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30305.其尺寸为25mm×62mm×18.25mm，故==25mm；而=18.25mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取=30mm.
3) 因为此轴为齿轮轴，所以Ⅳ-Ⅴ的直径=45mm，已知齿轮轮毂的宽度为50mm.
4) 轴承端盖的总宽度为15mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的间距l=20mm,故取=35mm。
5) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=5mm，已知滚动轴承的宽度T=18.25mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则
mm
mm
至此，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
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，选用平键为6mm×6mm×32mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
(4) 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》P265表15-2，取轴端倒角为2×45o，各轴肩处的圆倒角半径为2mm。
5.1.4求轴上的载荷
首先根据轴的结构图(15-26)做出轴的计算简图(15-24)。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30305型圆锥滚子轴承。由手册查a=13mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距mm。
1) 求求支反力
水平面支反力
=104.6511N
=70.5648N
垂直面支反力
=25.69N
=12.241N
2) 作弯矩图水平弯矩MH图，如图4所示。
6174.4N·mm
垂直面弯矩图，如图4所示。
C点左边
=1515.7N·mm
C点右边
=1071.1N·mm
3) 求合成弯矩M，做出合成弯矩图，如图4所示。
C点左边
6357.7N·mm
C点右边
6266.6N·mm
做弯矩图，如图4所示.
T=37410N·mm
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面---是轴的危险截面。现将计算出截面c处的，，及的值列于下表：
表 4 高速轴的载荷表 1
载 荷
水平面H
垂直面V
支反力F
(N)
=104.6511，=70.5648
=25.69，=12.241
弯矩M
(N·mm)
=6174.4
=1515.7，=1071.1
总弯矩
(N·mm)
6357.7
6266.6
扭矩T
(N·mm)
T=37410
5.1.5按弯曲合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据《机械设计》式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，
轴的计算应力
=11.488MPa
前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得=60 MPa，因此，故安全。
5.2 中间轴Ⅱ的设计
5.2.1求作用在齿轮上的力
齿轮2
N
N
N
齿轮3
N
N
N
圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示

图6 中间轴的载荷分布图 1
5.2.2初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》P370表15-3，取=112,于是得
mm=28.9693mm
5.2.3轴的结构设计
(1) 拟定轴上零件的装配方案
图 7 中间轴的结构与装配 1
(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=28.9693mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30306.其尺寸为30mm×72mm×20.75mm，故==30mm；而==20.75mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取==36mm.
2) 取安装齿轮2的轴端=36mm；齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取=42mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=3mm，则轴环处的直径=42mm，轴环宽度b>1.4h,取=15m。
取安装齿轮3的轴端=36mm；齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取=67mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=3mm，则轴环处的直径=42mm，轴环宽度b>1.4h,取=15mm。
3) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=5mm，已知滚动轴承的宽度T=20.75mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则
mm
mm
至此，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
齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按由手册查得齿轮2与轴的链接平键 =8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合；按由手册查得齿轮3与轴的链接平键=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合。
(4) 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》P265表15-2，取轴端倒角为2×45o，各轴肩处的圆倒角半径为2mm。
5.2.4求轴上的载荷
首先根据轴的结构图(15-26)做出轴的计算简图(15-24)。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30306型圆锥滚子轴承。由手册查a=15mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距mmmmmm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(如图6)。
1)求求支反力
水平面支反力
=401.7197N
=1049.1N
垂直面支反力
=135.1746N
=-27.3212N
2) 作弯矩图水平弯矩MH图，如图6所示。
19785N·mm
N·mm
垂直面弯矩图，如图6所示。
B点左边
=1345.6N·mm
B点右边
=38.9988N·mm
C点右边
=7738.7.N·mm
C点左边
=3255.0N·mm
3) 求合成弯矩M，做出合成弯矩图，如图6所示。
B点左边
19831N·mm
B点右边
19785·mm
C点左边
60149N·mm
C点右边
60558N·mm
做弯矩图，如图6所示.
T=16525.9N·mm
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面---是轴的危险截面。现将计算出截面c处的，，及的值列于下表：
表 5 中间轴的载荷表 1
载 荷
水平面H
垂直面V
支反力F
(N)
=401.7197, =1049.1
=135.1746, =-27.3212
弯矩M
(N·mm)
=19785，=
=1345.6，=38.9988
=3255.0，=7738.7.
总弯矩
(N·mm)
19831
19785
60149
60558
扭矩T
(N·mm)
T=16525.9
5.2.5按弯曲合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据《机械设计》式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，
轴的计算应力
=22.3638MPa
前以选定轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计》表15-1查得=60 MPa，因此，故安全。

图 8 中间轴的三维模型 1
5.3 低速轴Ⅲ的设计

(b)
(a)
(c)
(e)
(d)
FNH32
MV31
FNV31
T2
M32
M31
MV32
MV31
Fa
FNH31
FNH31
MH3
MH3
FNH32
D
L3
L2
L1
F’NV31
Fa3
A
T
B
Ft3
Fr3
FNV3
FNH31
w
C
Ft3
FNV2
Fr3
F’NV31=Fa3
Ma3=Fa3D/2
M3
T2

图 9 高速轴的载荷分析
5.3.1求作用在齿轮上的力
N
N
N
圆周力，径向力及轴向力的方向如图9所示
5.3.2初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》P370表15-3，取=112,于是得
mm=39.5534mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩，查《机械设计》P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3,则：
=1.3×55.5398N·mm= 72201.7N·mm
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表准GB/T5843—2003，选用GYH5型凸缘联轴器，其公称转矩为400000N·mm。半联轴器的孔径mm，故取=40mm，半联轴器长度mm。
5.3.3轴的结构设计
(1) 拟定轴上零件的装配方案(如图)

图 10 高速轴的结构与装配 1
(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，Ⅰ—Ⅱ轴端右端需制出一轴肩，故取Ⅱ—Ⅲ段的直径=43mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上，故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比略短一些，现取mm。
2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=44mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30309.其尺寸为45mm×100mm×27.75mm，故==45mm。
3) 齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取=60mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=3mm，则轴环处的直径=50mm，轴环宽度b>1.4h,取=65mm。
4) 轴承端盖的总宽度为15mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的间距l=30mm,故取=45mm。
5) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=5mm，已知滚动轴承的宽度T=18.25mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则
mm
至此，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
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，选用平键为14mm×9mm×65mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按由手册查得齿轮4与轴的链接平键 =12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为55mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合.
(4) 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》P265表15-2，取轴端倒角为2×45o，各轴肩处的圆倒角半径为2mm。

图 11 高速轴的三维模型 1
5.3.4求轴上的载荷
首先根据轴的结构图(15-26)做出轴的计算简图(15-24)。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，(惨看图15-23)。对于30309型圆锥滚子轴承。由手册查a=21.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距110mm+62.75mm=172.75mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
1) 求求支反力
水平面支反力
=1909.7N
=3347.6N
垂直面支反力
=182.4987N
=180.3884N
2) 作弯矩图水平弯矩MH图，如图9所示。
210067N·mm
垂直面弯矩图，如图9所示。
C点左边
=20075N·mm
C点右边
=11944N·mm
3) 求合成弯矩M，做出合成弯矩图，如图9所示。
C点左边
211020N·mm
C点右边
210410N·mm
做弯矩图，如图9所示.
T=55539.8N·mm
轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面---是轴的危险截面。现将计算出截面c处的，，及的值列于下表：
表 6：低速轴的载荷表 1
载 荷
水平面H
垂直面V
支反力F
(N)
=1909.7，=3347.6
=182.4987，=180.3884
弯矩M
(N·mm)
=210067
=20075，=11944
总弯矩
(N·mm)
211020
210410
扭矩T
(N·mm)
T=55539.8
5.3.5按弯曲合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据《机械设计》式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，
轴的计算应力
=40.56MPa
前以选定轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计》表15-1查得=60 MPa，因此，故安全。
6. 滚动轴承的选择
6.1 高速轴Ⅰ配合轴承的选择
1) 求比值
=0.7173
根据《机械设计》表13-5，圆锥滚子轴承的最大e=0.4，故此时

2) 初步计算当量动载荷P，

按照《机械设计》表13-6，，取。
按照《机械设计》表13-5，X=0.4，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则
=366N
3) 求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h算)
=27120N
4) 按照轴承样本选择30204轴承
此轴承的基本额定静载荷C0=33200N。验算如下：
a．求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为0.07105，在表中介于0.07～0.13之间，对应的e值为0.27～0.31，Y值为1.6～1.4.
b．用线性插值法求Y值。
=1.597
，
c. 求当量动载荷P。=383.46N
d. 验算30304轴承的寿命。
=77819h>50000h
所以轴承的选取合理
6.2 中间轴Ⅱ配合轴承的选择
1) 求比值
=0.6982
根据《机械设计》表13-5，圆锥滚子轴承的最大e=0.4，故此时

2) 初步计算当量动载荷P，

按照《机械设计》表13-6，，取。
按照《机械设计》表13-5，X=0.4，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则
=3269.7N
3) 求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按50000h算)
=78435N
4) 按照轴承样本C=96000N选择30205轴承
此轴承的基本额定静载荷C0=48000N。验算如下：
a．求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为0.07105，在表