机械设计综合课程设计薄壁零件冲床机构设计.docx

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目： 薄壁零件冲床机构设计
学 院
设 计 者：
指导教师：

目录
一、 设计任务书 1
1、 设计题目：薄壁零件冲床的设计 1
2、 设计背景： 1
3、 设计参数： 2
4、 设计任务 2
二、 总体方案设计 2
1、 传动法案的拟定 2
2、 电动机的选择 4
3、 传动系统的运动和动力参数 5
三、 传动零件的设计 6
1、 斜齿圆柱齿轮的设计 6
（1） 高速及齿轮设计 6
（2） 低速级齿轮设计 11
2、传送带的设计 16
3、轴的设计 17
(1) 高速轴的设计 17
(2) 中速轴的设计 21
(3) 低速轴的设计 25
4、 轴承的设计和校核 29
5、键连接设计 31
四、 减速器箱体及附件的设计 32
1. 减速器尺寸 32
2. 减速器的润滑 33
3. 密封件的选择 34
五、 其他 34
六、参考资料 35

前言
机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求，由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践性课程：是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养工科学生机械工程设计能力的课程。
此次着重对薄壁零件冲床机构进行了设计，涉及到了冲床的尺寸，选材，热处理方式，工作条件，应力校核等多方面。对前面所学的知识进行了回顾以及综合的运用，主要涉及到材料力学，机械原理，机械设计，工程材料等课程。

一、 设计任务书
1、 设计题目：薄壁零件冲床的设计
2、 设计背景：
（1） 工作原理： 薄壁零件冲床的组成框图如图1所示。
图1 薄壁零件冲床的组成框图
工作原理如图2a所示。在冲制薄壁零件时，上模（冲头）以较大的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成形工作，接着上模继续下行将成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环。

图2 薄壁零件冲制工作原理图
（2） 设计条件与要求
动力源为电动机，上模做上下往复直线运动，其大致运动规律如图2b所示，要求有快速下沉、匀速工作进给和快速返回的特征。上模工作段的长度L=40~100mm,对应曲柄转角φ=60º~90º；上模行程长度必须大于工作段长度的两倍以上，行程速比系数K≥1.5。
上模到达工作段之前，送料机构已将坯料送至待加工位置（下模上方），如图2a所示。送料距离L=60~250mm。
要求机构具有良好的传力特性，特别是工作段的压力角α应尽可能小，一般取许用压力角[α]=50º。
生产率为每分钟70件。
按平均功率选用电动机。
需要5台冲床。室内工作，载荷有轻微冲击，动力源为三相交流电动机。使用期限为10年，每年工作250天，每天工作16小时。每半年保养一次，每三年大修一次。
（3） 生产状况：中等规模机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。
3、 设计参数：
冲床载荷5500N，上模工作段长度L=90，工作段对应的曲柄转交φ=85°。
4、 设计任务
（1） 机构系统总体运动方案；画出系统运动简图，完成运动方案设计论证报告。
（2） 成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。
（3） 设计主要零件，完成2张零件工作图。
（4） 编写设计说明书。

二、 总体方案设计
1、 传动法案的拟定
根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机、传动机构和执行机构三部分。
（1） 原动机的选择
按设计要求，动力源为三相交流电动机。
（2） 传动机构的选择
可选用的传动机构类型有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。
带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；链传动虽然传动效率高，但会引起一定的震动，且缓冲吸震能力差；蜗轮蜗杆传动对然平稳性好，但效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高；而齿轮传动传动效率高，使用寿命长，传动比恒定，工作平稳性好，完全符合设计要求，故选用齿轮传动。
总传动比13.857，不是很高，也无传动方向的变化，所以初步决定采用二级圆柱斜齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的工作环境下工作。
简图如下：

（3） 执行机构的选择
工作机应采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构、螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，所以连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构均可，凸轮机构能够较容易获得理想的运动规律，而齿轮齿条机构加工复杂、成本高，所以不采用。同时由于不考虑送料机构，同时考虑到凸轮尺寸以及运动规律实现的可行性，结合前辈的经验和自己的思考，最终决定一种方案。
简图如下：
1> 改进方案
2> 传统方案

（4） 方案评价
传统方案和改进方案都满足设计要求，但是和传统方案相比，改进方案中由于利用的杠杆原理，工件端传递力矩和运动规律更简单的通过两平行杠杆传递到传动机构端，同时压力角更易计算，而且传动更平稳。
综上所述，最终决定使用改进后的方案。
2、 电动机的选择
（1） 选择电动机类型
按工作要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。
（2） 选择电动机容量
电动机所需工作效率为Pn=Pwη
冲压载荷F=5500N，上模工作段长度L=90mm,上模工作段对应的曲柄Φ=85°，n=70r/min
上模工作时间t=85°360°×60n=0,2024
工作机所需功率Pw=Flt=Flφω=2πnFl60φ=2.46kw
传动装置的总效率η=η1η22η33η4η5
其中：联轴器效率η1=0.99
闭式齿轮传动效率η2=0.97
滚动轴承效率η3=0.99（一对）
链传动效率η4=0.97
凸轮曲柄滑块效率η5=0.5
计算得η=0.44
所需电动机功率Pn=Pwη=5.59kw
因载荷平稳，电动机额定功率Pen大于Pn即可。
根据所查数据，选电动机的额定功率为7.5kw
（3） 选择电动机转速
工作转速nw=70r/min，通常，耳机圆柱齿轮减速器减速比为8～40，则电动机转速可选范围nn=ianw=（8～40）×70r/min=560～2800r/min。
进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选用同步转速为1000r/min,选定电机型号为Y160M-6，额定功率Pen=7.5kw,满载转速为nm=970。
3、 传动系统的运动和动力参数
（1） 分配传动比
A、 总传动比ia=nmnw=97070=13.857
B、 分配传动装置各级传动比
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12=1.4i=1.4×13.857=4.405
则低速级得传动比i23=iai12=13.8574.405=3.146

（2） 参数的计算
A、 O轴（电动机轴）
PO=Pd=5.59kw
nO=nm=970r/min
TO=9550POnO=9550×5.59970=55.04N·m
B、 Ⅰ轴（高速轴）
PⅠ输入=POη1=5.59×0.99kw=5.53kw
PⅠ输出=PⅠ输入η3η1=5.48kw
nⅠ=nO=970r/min
TⅠ输入=9550PⅠ输入nⅠ=54.49N·m
TⅠ输出=9550PⅠ输出nⅠ=53.95N·m
C、 Ⅱ轴（中速轴）
PⅡ输入=PⅠ输出η2=5.36kw
PⅡ输出=PⅡ输入η3=5.31kw
nⅡ=nⅠi12=220.20r/min
TⅡ输入=9550PⅡ输入nⅡ=232.62N·m
TⅡ输出=9550PⅡ输出nⅡ=230.29N·m
D、Ⅲ轴（低速轴）
PⅢ输入=PⅡ输出η3η2=5.10kw
PⅢ输出=PⅢ输入η3=5.05kw
nⅢ=nⅡi23=70r/min
TⅢ输入=9550PⅢ输入nⅢ=695.92N·m

TⅢ输出=9550PⅢ输出nⅢ=688.96N·m
轴名
功率P/kw
转矩T/ N·m
转速r/min
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

5.59

55.04
970
1
0.99
Ⅰ轴
5.53
5.48
54.49
53.95
970
4.405
0.96
Ⅱ轴
5.36
5.31
232.62
230.29
220.2
3.146
0.96
Ⅲ轴
5.10
5.05
695.92
688.96
70
三、 传动零件的设计
1、 斜齿圆柱齿轮的设计
（1） 高速及齿轮设计
计算项目
计算内容
计算结果
1.选择材料和精度等级
考虑到主动轮轮速不是很高，故采用斜齿，小齿轮用40Cr，调制处理，硬度241～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度为229～286HB平均取240HB。8级精度。

2．初步计算小齿轮直径d1
因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径，d1≥Ad3KT1ΨdσHP2·u+1u，初取β=13°，Ad=756，动载荷系数K=1.4，转矩T1=9550P1n1=54.49N·m，齿宽系数Ψd=1
查表基础疲劳强度σHlim1=710Mpa，σHlim2=580Mpa
则σHP1=0.9σHlim1=639MPa
σHP2=0.9σHlim2=522MPa
初步计算许用接触应力σHP=522MPa,估算d1≥756×31.4×54.491×5222×4.4+14.4=52.98
初取d1=53mm
K=1.4
T1=54.49N·m
σHlim1=710Mpa
σHlim2=580Mpa
σHP1=639MPa
σHP2=522MPa
d1=53mm
3.确定基本参数
校核圆周速度v和精度等级
圆周速度v=πd1n160×1000=π×53×97060×1000=2.69m/s，精度等级取8级精度合理
确定齿数z1=26，z2=z1×i=4.405×26=114.53,取z2=115（互质）
确定模数mt=d1z1=5326=2.038mm，查表取mn=2mm
确定螺旋角β=arccosmnmt=arccos22.038=11.08°（与估计值接近）
小齿轮直径d1=mtz1=2.038×26=52.988mm
大齿轮直径d2=mtz2=234.37mm
初步齿宽b=d1ψd=1×53=53mm
校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。
z1=26
z2=115
β=11.08°
d1=52.988mm
d2=234.37mm
b=53mm

4.校核齿面接触疲劳强度

由
校核齿面解除疲劳强度。
①计算齿面接触应力σH
节点区域系数ZH=2.42 弹性系数ZE=189.8N/mm2
重合度系数Zξ由端面重合度ξa和纵向重合度ξβ确定，其中：
端面重合度ξa=12π[z1tanαat1-tanαt'+z2tanαat2-tanαt']
αt=arctantanαncosβ=20.35°
αat1=arccosdb1da1=arccosd1cosαtda1=29.33°
αat2=arccosdb2da2=arccosd2cosαtda2=22.80°

由于无变位，端面啮合角αt'=αt=29.35°
解得ξa=1.695
纵向重合度为ξβ=bsinβπmn=53×sin11.08°2π=1.621>1

故Zξ=1ξα=11.695=0.768
螺旋角系数Zβ=cosβ=cos11.08°=0.99
使用系数KA=1.50 动载荷系数 KV=1.15
Ft=2T1d1=2×5449053=2056.23N
KAFtb=1.5×2059.2353=58N/mm<100N/mm
KHα=KFα=ξαcosβb2=1.6950.9842=1.75
cosβb=cosβcosαncosαt=0.984
齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级8级
KHβ=A+B(bd1)2+C∙10-3b=1.46
齿面接触应力σH=648.9N/mm2
②计算许用接触应力σHP
σHP=σHlimZNTZLZvZWZXSHlim
总工作时间：t总=10×365×8×2=58400h
应力循环次数：NL1=60γn1t总=3.4×109h
NL2=NL1i=7.72×108h
接触强度寿命系数：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17
接触强度寿命系数：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17
齿面工作硬化系数：ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.14
接触强度尺寸系数：ZX1=ZX2=1.0
润滑油膜影响系数：ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1
接触最小安全系数取
解得许用接触应力：σHP1=817MPa，σHP2=736MPa
③验算：σH=648.9<σHP2=736MPa
接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。

σHP1=817Mpa
σHP2=736MPa

5. 确定主要尺寸

中心距：a=d1+d22=143.679mm圆整取a=144mm
由公式a=(z1+z2)mn2cosβ可求得精确的螺旋角
β=arccos(z1+z2)mn2a=11.72° 合理
端面模数mt=mncosβ=2cos11.72°=2.043mm
小齿轮直径d1=mn∙z1=53.107mm
大齿轮直径d2=mn∙z2=234.897mm
齿宽b=53mm b1=60mm b2=53mm
小齿轮当量齿数ZV1=z1cosβ3=22.70取28
大齿轮当量齿数ZV2=z2cosβ3=122.50取123

6.齿根弯曲疲劳强度验算
σF=KA∙KV∙KFβ∙KFα∙Ftbmn∙YFa∙YSa∙Yε∙Yβ≤σHP
①计算齿根弯曲应力
使用系数KA=1.50 动载荷系数KV=1.10
齿间载荷分配系数KFα=1.75
齿向载荷分配系数KFβ=1.46
重合度系数：Yε=0.25+0.75εav=0.67
齿形系数：YFa1=2.6, YFa2=2.2
应力修正系数：YSa1=1.62，YSa2=1.79
螺旋角系数：Yβ=0.9
σF1=217MPa, σF2=203MPa
②计算需用弯曲应力
σFP=σFlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin
齿根弯曲疲劳极限
σFlim1=300MPa, σFlim2=270MPa
弯曲强度最小安全系数：
弯曲强度尺寸系数： YX1=YX2=1
弯曲寿命系数：YNT1=0.89, YNT2=0.93
应力修正系数：YST1=YST2=2
相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：
YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1
σFP1=427MPa，σFP2=401MP
③弯曲疲劳强度的校核
σF1<σFP1，σF1<σFP1

σFP1=427MPa
σFP2=401MP

7.静载荷校核
无严重过载，无需静载荷校核。

（2） 低速级齿轮设计
计算项目
计算内容
计算结果
1.选择材料和精度等级
考虑到主动轮轮速不是很高，故采用斜齿，小齿轮用40Cr，调制处理，硬度241～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度为229～286HB平均取240HB。8级精度。

2．初步计算小齿轮直径d1
因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径，d1≥Ad3KT1ΨdσHP2·u+1u，初取β=13°，Ad=756，动载荷系数K=1.4，转矩T1=9550P1n1=232.62N·m，齿宽系数Ψd=1
查表基础疲劳强度σHlim1=710Mpa，σHlim2=580Mpa
则σHP1=0.9σHlim1=639MPa
σHP2=0.9σHlim2=522MPa
初步计算许用接触应力σHP=522MPa,估算d1≥756×31.4×54.491×5222×4.4+14.4=80.23mm
初取d1=82mm
K=1.4
T1=232.62N·m
σHlim1=710Mpa
σHlim2=580Mpa
σHP1=639MPa
σHP2=522MPa
d1=82mm
3.确定基本参数
校核圆周速度v和精度等级
圆周速度v=πd1n160×1000=π×82×220.260×1000=0.945m/s，精度等级取8级精度合理
确定齿数z1=32，z2=z1×i23=3.146×32=100.672,取z2=101（互质）
确定模数mt=d1z1=8232=2.5625mm，查表取mn=2.5mm
确定螺旋角β=arccosmnmt=arccos2.52.5625=12.68°（与估计值接近）
小齿轮直径d1=mtz1=2.5625×32=82.000mm
大齿轮直径d2=mtz2=258.813mm
初步齿宽b=d1ψd=1×82=82mm
校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。
z1=32
z2=101
β=12.68°
d1=82.000mm
d2=258.813mm
b=82mm

4.校核齿面接触疲劳强度

由
校核齿面解除疲劳强度。
①计算齿面接触应力σH
节点区域系数ZH=2.44 弹性系数ZE=189.8N/mm2
重合度系数Zξ由端面重合度ξa和纵向重合度ξβ确定，其中：
端面重合度ξa=12π[z1tanαat1-tanαt'+z2tanαat2-tanαt']
αt=arctantanαncosβ=20.459°
αat1=arccosdb1da1=arccosd1cosαtda1=27.984°
αat2=arccosdb2da2=arccosd2cosαtda2=23.796°

由于无变位，端面啮合角αt'=αt=29.35°
解得ξa=1.70
纵向重合度为ξβ=bsinβπmn=82×sin12.68°2.5π=2.32>1

故Zξ=1ξα=11.70=0.767
螺旋角系数Zβ=cosβ=cos12.68°=0.99
使用系数KA=1.50 动载荷系数 KV=1.15
Ft=2T1d1=2×23262082=5673.66N
KAFtb=1.5×5673.6682=103.797N/mm>100N/mm
KHα=KFα=1.2
cosβb=cosβcosαncosαt=0.978
齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级8级
KHβ=A+B(bd1)2+C∙10-3b=1.38
齿面接触应力σH=604.56N/mm2
②计算许用接触应力σHP
σHP=σHlimZNTZLZvZWZXSHlim
总工作时间：t总=10×365×8×2=58400h
应力循环次数：NL1=60γn1t总=3.4×109h
NL2=NL1i=7.72×108h
接触强度寿命系数：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17
接触强度寿命系数：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17
齿面工作硬化系数：ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.14
接触强度尺寸系数：ZX1=ZX2=1.0
润滑油膜影响系数：ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1
接触最小安全系数取
解得许用接触应力：σHP1=817MPa，σHP2=736MPa
③验算：σH=604.56MPa<σHP2=736MPa
接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。

σHP1=817Mpa
σHP2=736MPa

5. 确定主要尺寸

中心距：a=d1+d22=170.41mm圆整取a=171mm
由公式a=(z1+z2)mn2cosβ可求得精确的螺旋角
β=arccos(z1+z2)mn2a=13.536° 合理
端面模数mt=mncosβ=2cos11.72°=2.571mm
小齿轮直径d1=mn∙z1=82.286mm
大齿轮直径d2=mn∙z2=259.714mm
齿宽b=82mm b1=90mm b2=82mm
小齿轮当量齿数ZV1=z1cosβ3=34.82取35
大齿轮当量齿数ZV2=z2cosβ3=109.91取110

6.齿根弯曲疲劳强度验算
σF=KA∙KV∙KFβ∙KFα∙Ftbmn∙YFa∙YSa∙Yε∙Yβ≤σHP
①计算齿根弯曲应力
使用系数KA=1.50 动载荷系数KV=1.08
齿间载荷分配系数KFα=1.2
齿向载荷分配系数KFβ=1.38
重合度系数：Yε=0.25+0.75εav=0.67
齿形系数：YFa1=2.46, YFa2=2.22
应力修正系数：YSa1=1.65，YSa2=1.79
螺旋角系数：Yβ=0.88
σF1=177.69MPa, σF2=173.96MPa
②计算需用弯曲应力
σFP=σFlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin
齿根弯曲疲劳极限
σFlim1=300MPa, σFlim2=270MPa
弯曲强度最小安全系数：
弯曲强度尺寸系数： YX1=YX2=1
弯曲寿命系数：YNT1=0.89, YNT2=0.93
应力修正系数：YST1=YST2=2
相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：
YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1
σFP1=427MPa，σFP2=401MP
③弯曲疲劳强度的校核
σF1<σFP1，σF1<σFP1

σFP1=427MPa
σFP2=401MP

7.静强度校核
无严重过载，无需静载荷校核。

2、传送带的设计
1.确定计算功率Pc
Pc=KAP KA=1.2 P=5.05kw
Pc=6.06kw
Pc=6.06kw
2.确定带型
根据Pc和n选取普通V带型号：C型带
小带轮直径dd1=200～215mm
dd1=200～215mm
3.确定带轮直径和带速
C型带 n=970r/min ，dd1=210mm，ε=0.01
大带轮直径dd2=n1n2×dd11-ε=207.9mm 取208mm
小带轮转速v=πdd1n60×1000=0.8m/s

dd1=210mm
dd2=208mm
v=0.8m/s
4.计算带传动中心距a和带的基准长度Ld
①0.55（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
230mm≤a0≤836mm 取a0=600mm
②计算带的初步基准长度Ld'
Ld'=2ao+π2dd1+dd2+（dd1+dd2）24ao=2056.595mm
选取基准长度Ld=2000mm kl=0.88
③求实际中心距a
a≈ao+Ld-Ld'2=600+2000-2056.5952=671.7mm 取a=672mm
a0=600mm
a=672mm

5.计算小带轮包角
α1=180°-2θ=180°-dd1+dd2a×57.3°≈180°>120° 满足要求

α1=180°
6.确定带根数F0
Po=1.0kw i=1 ∆Po=0kw
包角系数kα=1.00 长度系数kL=0.88
z=Pc[P]=Pc(Po+ ∆Po)kαkL=6.88 取7条
z=7
7.确定带的初拉力
F0=500Pcvz2.5kα-1+ρlv2 ρl=0.3
F0=811.8N
F0=811.8N
8.计算传动带在轴上的作用力FQ
FQ=2zF0sinα12=11365.2N

FQ=11365.2N
9.确定带宽
B=z-1e+2f=182mm
外径da1=dd1+2ha ha取5
da1=220mm da2=218mm
B=182mm

3、轴的设计
(1) 高速轴的设计
项目
设计计算过程
计算结果
1.选择材料和热处理
根据轴的使用条件，由于是齿轮轴故选与齿轮相同的材料40Cr,调制处理，硬度241～286HB,平均260HB
40Cr
调制处理
2.按扭转强度估算轴径
C=100 d≥C3Pn=10035.48970=17.81mm
按联轴器的标准系列，取轴径d=30mm
轴孔长度L=82mm
d=30mm
3.初步设计周的结构
初选3尺寸系列深沟球轴承6308一对，d=40mm,D=90mm,B=23mm
初步设计轴的结构如下图：
深沟球轴承6308一对

4.轴的空间受力分析
该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：

输入转矩T1=54.49N∙m
小齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=2052.08N
小齿轮的径向力Fr1=Ft1tanαncosβ=762.80N
小齿轮的轴向力Fa1=Ft1tanβ=425.71N
Ft1=2052.08N
Fr1=762.80N
Fa1=425.71N
5.计算轴承支撑点的支反力
①垂直面支反力和弯矩计算
FAV=Ft1×160210=1563.49N FBV=Ft1×50210=488.59N
MVC=195.44×190=1856.64×20=78174.5N∙mm
受力图和弯矩图如下：
②水平面支反力及弯矩
FAH=635.00N FBH=127.80N
MHC'=20448N∙mm MHC"=31750N∙mm

FAV=1563.49N
FBV=488.59N
MVC=78174.5N∙mm

6.计算并绘制合成弯矩图
MC'=MVC2+M'HC2=80804.53N∙mm
MC"=MVC2+M"HC2=84376.03N∙mm
合成弯矩图图：

7.计算并绘制转矩图
T=9.55×106×Pn=54.49N∙m
转矩图：

T=54.49N∙m

8.计算并绘制当量弯矩图
转矩按脉动循环考虑，取
σb=750MPa σ-1b=75MPa σ0b=130MPa
α=0.577
Me=M2+(αT)2 C为危险截面，当量弯矩为：
Me=M"C2+(αT)2=90043.5N∙mm
当量弯矩图：

Me=90043.5N∙m

9.按弯扭合成应力校核轴的强度
σ-1b=75MPa
危险截面处的弯曲应力：
σb=MeW=Me0.1d3=6.01MPa
安全
σb=6.01MPa

(2) 中速轴的设计
项目
设计计算过程
计算结果
1.选择材料和热处理
根据轴的使用条件，选择40Cr,调制处理，硬度241～286HB,平均260HB
40Cr
调制处理
2.按扭转强度估算轴径
C=100 d≥C3Pn=1003232.62220.2=28.89mm
取轴径d=40mm

d=40mm
3.初步设计周的结构
初选3尺寸系列深沟球轴承6308一对，d=40mm,D=90mm,B=23mm
初步设计轴的结构如下图：
深沟球轴承6308一对

4.轴的空间受力分析
该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：

输入转矩T1=232.62N∙m
小齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=5653.94N
大齿轮的圆周力Ft2=2T1d2=1980.61N
小齿轮的径向力Fr1=Ft1tanαncosβ=2116.70N
大齿轮的径向力Fr2=Ft2tanαncosβ=736.23N
小齿轮的轴向力Fa1=Ft1tanβ=1361.57N
大齿轮的轴向力Fa2=Ft2tanβ=410.89N
Ft1=5653.94N
Fr1=2116.70N
Fa1=1361.57N

Ft2=1980.61N
Fr2=736.23N
Fa2=410.89N

5.计算轴承支撑点的支反力
①垂直面支反力和弯矩计算
FAV=375.61N FBV=3297.72N
MVC1=78174.5N∙mm MVC2=18780.5N∙mm
受力图和弯矩图如下：

②水平面支反力及弯矩
FAH=1762.42N FBH=1089.87N
MHC1'=76290.9N∙mm MHC1"=129789.69N∙mm
MHC2'=88121N∙mm MHC2"=39895.27N∙mm

FAV=357.61N
FBV=3297.72N
MVC1=230840.4N∙mm
MVC2=18780.5N∙mm

6.计算并绘制合成弯矩图
MC'=MVC2+M'HC2
MC1'=243120.53N∙mm MC2'=90100.04N∙mm
MC"=MVC2+M"HC2=84376.03N∙mm
MC1"=264825.70N∙mm MC2"=44094.67N∙mm
合成弯矩图图：

7.计算并绘制转矩图
T=9.55×106×Pn=232.62N∙m
转矩图：

T=232.62N∙m

8.计算并绘制当量弯矩图
转矩按脉动循环考虑，取
σb=750MPa σ-1b=75MPa σ0b=130MPa
α=0.577
Me=M2+(αT)2 C1为危险截面，当量弯矩为：
Me=M"C12+(αT)2=296897.5N∙mm
当量弯矩图：

Me=296897.5N∙m

9.按弯扭合成应力校核轴的强度
σ-1b=75MPa
危险截面处的弯曲应力：
σb=MeW=Me0.1d3=32.58MPa
安全
σb=32.58MPa

(3) 低速轴的设计
项目
设计计算过程
计算结果
1.选择材料和热处理
根据轴的使用条件，选择 40Cr,调制处理，硬度241～286HB,平均260HB
40Cr
调制处理
2.按扭转强度估算轴径
C=100 d≥C3Pn=1003695.9270=41.77mm
按联轴器的标准系列，取轴径d=45mm
d=45mm
3.初步设计周的结构
初选3尺寸系列深沟球轴承6311一对，d=55mm,D=120mm,B=29mm
初步设计轴的结构如下图：
深沟球轴承6311一对

4.轴的空间受力分析
该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：

输入转矩T1=695.92N∙m
小齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=4706.71N
小齿轮的径向力Fr1=Ft1tanαncosβ=1762.08N
小齿轮的轴向力Fa1=Ft1tanβ=1133.46N
Ft1=4706.71N
Fr1=1762.08N
Fa1=1133.46N
5.计算轴承支撑点的支反力
①垂直面支反力和弯矩计算
FAV=Ft1×70210=1568.9N FBV=Ft1×140210=3137.81N
MVC=195.44×140=1856.64×70=219646.47N∙mm
受力图和弯矩图如下：
②水平面支反力及弯矩
FAH=1385.41N FBH=376.67N
MHC'=26366.9N∙mm MHC"=193957.4N∙mm

FAV=1568.9N
FBV=3137.81N
MVC=219646.47N∙mm

6.计算并绘制合成弯矩图
MC'=MVC2+M'HC2=293025.67N∙mm
MC"=MVC2+M"HC2=221223.38N∙mm
合成弯矩图图：

7.计算并绘制转矩图
T=9.55×106×Pn=695.92N∙m
转矩图：

T=695.92N∙m

8.计算并绘制当量弯矩图
转矩按脉动循环考虑，取
σb=750MPa σ-1b=75MPa σ0b=130MPa
α=0.577
Me=M2+(αT)2 C为危险截面，当量弯矩为：
Me=M"C2+(αT)2=497094.66N∙mm
当量弯矩图：

Me=90043.5N∙m

9.按弯扭合成应力校核轴的强度
σ-1b=75MPa
危险截面处的弯曲应力：
σb=MeW=Me0.1d3=19.88MPa
安全
σb=19.88MPa
4、 轴承的设计和校核

（1） 高速轴轴承
深沟球轴承6308一对
项目
设计计算依据和过程
计算结果

查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C0=24.0kN
脂润滑的极限转速
轴承的受力情况如下图：

Fa=425.71N
FAV=1563.49N FBV=488.59N
FAH=635.00N FBH=127.80N
FrA=FAV2+FAH2=1687.52N
FrB=FBV2+FBH2=505.03N
当量动载荷：
查表可得：
PrA=0.56FrA+2.3Fa=1924.14N
PrB=0.56FrB+2.3Fa=1261.95N
轴承寿命：深沟球轴承ε=3
按寿命短的轴承计算
L10h=10660n(CP)3=163812.67h=18.7y
符合寿命要求
FAV=1563.49N
FAH=635.00N
FBV=488.59N
FBH=127.80N
（2） 中速轴轴承
深沟球轴承6308一对
项目
设计计算依据和过程
计算结果

查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C0=24.0kN
脂润滑的极限转速
轴承的受力情况如下图：

Fa=1772.46N
FAV=375.61N FBV=3297.72N
FAH=1762.42N FBH=1089.87N
FrA=FAV2+FAH2=1802N
FrB=FBV2+FBH2=3473.3N
当量动载荷：
查表可得：
PrA=0.56FrA+1.55Fa=3756.43N
PrB=0.56FrB+1.55Fa=4692.28N
轴承寿命：深沟球轴承ε=3
按寿命短的轴承计算
L10h=10660n(CP)3=49802h=5.68y
符合寿命要求
FAV=375.61N
FAH=1762.42N
FBV=3297.72N
FBH=1089.87N
(3) 低速轴轴承
深沟球轴承6311一