机械设计专业课程设计.docx

机械设计课程设计计算说明书题 目：圆锥-圆柱齿轮减速器（5-C）姓 名：高智韬班 级：05020902指导老师：陈国定目录一、设计任务说明2二：传动简图确实定2三：电动机选择2四：传动比分配3五:传动参数计算3六:减速器传动零件设计计算41. 高速级直齿锥齿轮传动设计计算42. 中间级斜齿圆柱齿轮传动设计计算83. 低速级链传动设计计算11七：初算轴径13八：选择联轴器和轴承13九：绘制设计用装配底图14十：轴系零件设计校核15十一：轴承寿命校核24十二：键选择及强度校核28十三：箱体及附件设计30十四：润滑密封设计33十五：心得体会33十六：参考书目34一、设计任务说明 1.设计任务 设计链板式输送机传动装置。 2.原始数据题号5-C输送链牵引力F/kN7输送链速度 v/(m/s)0.4输送链链轮节圆直径d/mm3833.工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期（每十二个月300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速许可误差正负5%。二：传动简图确实定。三：电动机选择1. 类型和结构形式选择选择Y系列电动机。含有结构简单，价格低廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中等显著特点。2. 功率确实定Pw=Fwvw1000w=70000.410000.95=2.947kW电动机至工作机总效率(串联时)。弹性联轴器效率1=0.99，球轴承效率2=0.99，8级精度锥齿轮3=0.96，8级精度圆柱齿轮4=0.97，滚子链传动效率5=0.96.=124345=0.990.9940.960.970.96=0.850所需电动机功率Pd(kW).Pd=Pw=2.9470.850=3.467电动机额定功率Pm.根据PmPd来选择电动机型号。3. 转速确实定依据Y系列常见转速，选择同时转速1000r/min电动机。Y系列三相异步电动机，型号为Y132M16。机座带底脚，端盖无凸缘。型号额定功率（kW）满载转速（r/min）同时转速（r/min）轴伸长度（mm）轴伸直径（mm）电动机总长（mm）Y132M1-6496010008038515四：传动比分配电动机满载转速nm=960r/min，工作机转速nw=601000vd=6010000.4383=19.946r/mini=nmnw=96019.946=48.13通常圆锥圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮传动比i1可按下式分配i1=0.25i=1212显著过大，依据通常锥齿轮传动比限制，取i1=3.再取圆柱齿轮传动比i2=4.取链传动传动比i3=ii1i2=4.01五:传动参数计算1. 各轴转速n（r/min）高速轴转速 n=nm中间轴转速 n=n/i1低速轴转速 n=nm/(i1i2)滚筒轴转速 n=nm/(i1i2i3)2. 各轴输入功率P(kw)=124345高速轴输入功率 P=Pm1中间轴输入功率 P=P23低速轴输入功率 P=P24滚筒轴输入功率 P=P253. 各轴输入转矩T（Nm）高速轴输入转矩 T=9550P/n中间轴输入转矩 T=9550P/n低速轴输入转矩 T=9550P/n滚筒轴输入转矩 T=9550P/n依据以上计算数据列出下表,供以后设计计算使用。电机轴轴轴轴滚筒轴功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977转矩T/(Nm)34.14197.320373.8831421.518转速n/(r/min)9609603208020传动比i1344效率0.990.95040.96030.9504六:减速器传动零件设计计算1. 高速级锥齿轮设计计算(1) 选择材料，精度，齿数。小齿轮选择40Cr,锻钢,调质处理,硬度250-260HBS，大齿轮选择45钢，锻钢,硬度200-210HBS。8级精度。选小齿轮齿数20，大齿轮齿数60.(2) 按齿面接触疲惫强度计算。d12.923(ZEH)2KT1R(1-0.5R)2u分别确定公式内各个计算数值。参数依据结果载荷系数Kt试选1.6小齿轮转矩T1前期计算34141Nmm弹性影响系数ZE表10-6,锻钢配对189.8MPa1/2齿宽系数R通常取1/31/3齿数比u大小齿轮齿数3接触疲惫强度极限Hlim1图10-21d,中等质量,硬度250HBS700MPa接触疲惫强度极限Hlim2图10-21d中等质量,200HBS550MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh2.765109应力循环次数N2N2=N1/u9.22108接触疲惫寿命系数KHN1和KHN2图10-19,N1N2，许可一定点蚀,调质刚KHN1=0.92KHN2=1.01许用接触应力H1H1=KHN1lim1S失效概率1%，S=1644Mpa许用接触应力H2H2=KHN2lim2S失效概率1%，S=1555.5MPa参数确定完成，将较小H代入公式中，d1t2.923(ZEH)2KT1R(1-0.5R)2u=d12.923(189.8555.5)21.6341411/3(1-1/6)23=61.147mm锥齿轮平均分度圆直径dm=d(1-0.5R)=50.955mm计算圆周速度v。锥齿轮圆周速度需根据平均分度圆直径计算。v=dmn1601000=50.95596060000=2.561m/s计算实际载荷系数载荷系数K=KAKvKKKA:依据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),KA=1.25.Kv:依据v=2.561m/s,8级精度，由图10-8，锥齿轮第一级精度，根据9级精度，查得动载系数Kv=1.15.K: K=1K:依据KH=KF=1.5KHbe 。由表10-9，KHbe=1.25。KH=KF=1.5KHbe=1.875。K=KAKvKK=1.251.151.875=2.695校正分度圆直径。d1=d1t3KKt=61.14732.6951.6=72.754计算模数。m1=d1z1=3.6377(3) 按齿根弯曲疲惫强度计算。m34KT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF确定公式中参数。参数依据结果载荷系数KK=KAKvKK2.695小齿轮转矩T1前期计算34141Nmm齿宽系数R通常取1/31/3齿数比u大小齿轮齿数3弯曲疲惫强度极限FE1图10-20c,中等质量,硬度250HBS580MPa弯曲疲惫强度极限FE2图10-20c中等质量,200HBS420MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh2.765109应力循环次数N2N2=N1/u9.22108弯曲疲惫寿命系数KFN1和KFN2图10-18,N1N2，调质刚KFN1=0.82KFN2=0.9许用弯曲应力F1F1=KFN1FE1SS=1.5317MPa许用弯曲应力F2F2=KFN2FE2SS=1.5252MPa齿形系数YFa1表10-52.80应力校正系数YSa1表10-51.55齿形系数YFa2表10-52.28应力校正系数YSa2表10-51.73系数已经确定。对比大小齿轮YFaYSaF。YFa1YSa1F1=0.0137YFa2YSa2F2=0.0157大齿轮数值较大。将大齿轮数值代入公式。m34KT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF=342.695341411/3(1-1/6)220232+10.0157=2.702对比计算结果,由齿面接触疲惫强度计算模数m大于齿根弯曲疲惫强度计算模数,因为齿轮模数m大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力,而齿面接触疲惫强度所决定承载能力,仅和齿轮直径(即模数和齿数乘积)相关,可取由弯曲强度算得模数2.702就近圆整为标准值m=3 mm。按接触强度所得分度圆直径d1=72.754 mm，算出小齿轮齿数 z1=d1m=72.7543=24.25125大齿轮齿数 z2=325=75这么设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4) 几何尺寸计算。 计算分度圆直径 d1=z1m=253=75d2=z2m=753=225计算锥角 u=z2z1=cot1=tan2得1=18.43 2=71.57 计算锥距 R=d122+d222=118.59 计算齿宽 b=RR=39.5 计算平均分度圆直径 dm1=d11-0.5R=62.5 dm2=d21-0.5R=187.5计算平均模数 mm=m1-0.5R=2.5 计算当量齿数 zv1=z1cos1=26.35zv2=z2cos2=237.23(5) 结构选择。小齿轮齿顶圆直径160mm，选择实心结构。大齿轮齿顶圆直径160mm，选择腹板式结构。高速级锥齿轮关键设计参数小锥齿轮大锥齿轮小锥齿轮大锥齿轮齿数z2575锥距R118.59mm齿宽b39.5mm39.5mm模数m3mm锥角18.4371.57平均模数2.5mm分度圆直径75mm225mm当量齿数26.35237.23平均分度圆直径62.5mm187.5mm结构实心腹板式2 中间级圆柱齿轮设计(1) 选精度等级，材料及齿材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS。仍选择8级精度。该级齿轮传动比为4，选择小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=72,初选螺旋角=14.(2) 按齿面接触强度计算设计。按式（10-21）试算，即d1t32ktT1du1u(ZHZEH)2分别确定公式内各个计算数值。参数依据结果载荷系数Kt试选1.6小齿轮转矩T1前期计算97320Nmm区域系数ZH图10-30, =14.2.433弹性影响系数ZE表10-6,锻钢配对189.8MPa1/2齿宽系数d表10-71重合度图10-26,=14,1=0.73 2=0.891.62齿数比u大小齿轮齿数3接触疲惫强度极限Hlim1图10-21d,中等质量,硬度250HBS700MPa接触疲惫强度极限Hlim2图10-21d中等质量,200HBS550MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh9.216108应力循环次数N2N2=N1/u3.072108接触疲惫寿命系数KHN1和KHN2图10-19,N1N2，许可一定点蚀,调质刚KHN1=1.02KHN2=1.06许用接触应力H1H1=KHN1lim1S失效概率1%，S=1714Mpa许用接触应力H2H2=KHN2lim2S失效概率1%，S=1583MPa将较小值代入公式计算。d1t32ktT1du1u(ZHZEH)2=321.69732011.62313(2.433189.8583)2=54.38计算圆周速度v=d1tn1601000=54.3832060000=0.91m/s计算齿宽b=dd1t=154.38=54.38mm计算齿宽和齿高比bh=b2.25mt=b2.25d1tZ1=54.38/(2.2554.3818)=8计算实际载荷系数载荷系数K=KAKvKKKA:依据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),KA=1.25.Kv:依据v=0.91m/s,8级精度，由图10-8，锥齿轮第一级精度，根据9级精度，查得动载系数Kv=1.1.K:由表10-3， KH=KF=1.2K:由表10-4，非对称分布，KH=1.454,由表10-13, KF=1.37接触疲惫载荷系数, K=KAKvKK=1.251.11.21.454=2.399弯曲疲惫载荷系数K=KAKvKK=1.251.111.21.37=2.26校正分度圆直径。d1=d1t3KKt=54.3832.3991.6=62.242计算当量模数。mn=d1cos14z1=3.355(3) 按齿根弯曲强度计算设计。mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF确定参数.参数依据结果弯曲疲惫载荷系数KK=KAKvKK2.26小齿轮转矩T1前期计算97320Nmm齿宽系数d通常0.9-1.351齿数比u大小齿轮齿数4重合度图10-26,=14,1=0.73 2=0.891.62弯曲疲惫强度极限FE1图10-20c,中等质量,硬度250HBS580MPa弯曲疲惫强度极限FE2图10-20c中等质量,200HBS420MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh9.216108应力循环次数N2N2=N1/u3.072108弯曲疲惫寿命系数KFN1和KFN2图10-18,N1N2，调质刚KFN1=0.9KFN2=0.95许用弯曲应力F1F1=KFN1FE1SS=1.5348MPa许用弯曲应力F2F2=KFN2FE2SS=1.5266MPa螺旋角影响系数Y图10-280.88当量齿数zv1zv1=z1cos319.70当量齿数zv2zv2=z2cos378.81齿形系数YFa1表10-5，当量齿数2.80应力校正系数YSa1表10-5当量齿数1.55齿形系数YFa2表10-5当量齿数2.22应力校正系数YSa2表10-5当量齿数1.77系数已经确定。对比大小齿轮YFaYSaF。YFa1YSa1F1=0.0125YFa2YSa2F2=0.0148大齿轮数值大。将较大数值代入公式中计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=322.26973200.88cos21411821.620.0148=2.174对比计算结果,由齿面接触疲惫强度计算发面模数mn大于齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，因为齿轮模数mn大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径(即模数和齿数乘积)相关，可取由弯曲强度算得法面模数2.174就近圆整为标准值2.5mm。按接触强度所得分度圆直径d1=62.242 mm，算出小齿轮齿数 z1=d1cosmn=62.242cos142.5=24.1524大齿轮齿数 z2=424=96这么设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4) 尺寸计算。计算中心距aa=(z1+z2)mn2cos=154.59mm圆整为155mm修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=143533改变不多，其它不需要修正。 计算分度圆直径 d1=z1mncos=242.5cos143533=58.06d2=z2mncos=962.5/cos143533=248.0计算齿轮宽度b=dd1=58.06圆整后取B2=60mm，B1=65mm(5) 齿轮结构选择。小齿轮齿顶圆直径160mm，选择实心结构。大齿轮齿顶圆直径160mm，选择腹板式结构。中间级斜齿圆柱齿轮关键设计参数小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z2496中心距a155mm齿宽B65mm60mm当量模数mn2.5mm修正后螺旋角143533结构实心腹板式分度圆直径58.06mm248.00mm当量齿数19.7078.81齿顶圆直径67.17mm253.17mm齿根圆直径56.19mm242mm3 低速级链传动设计计算需要传输功率为3.132kW，主动链轮转速n1=80r/min（1） 选择链轮齿数取小链轮齿数z1=18，大链轮齿数z2=iz1=418=72（2） 确定计算功率由表9-6，轻微冲击，工况系数KA=1.0。由图9-13，齿数18，主动链轮齿数系数KZ=1.45。取单排链。则计算功率为Pca=KAKZP=1.01.453.132=4.5414kW（3） 选择链条型号和节距依据Pca=4.5414kW和n1=80r/min。查图9-11，可选择20A。查表9-1，链条节距为p=31.75mm。（4） 计算链节距和中心距初选中心距a0=3050p=305031.75=952.51587.5mm取a0=1000mm，对应链长节数为Lp0=2a0p+z1+z22+(z2-z12)2pa0=110.34取链长节数Lp为110节。查表9-7得到中心距计算系数f1=0.24087，则链传动最大中心距为a=f1p2Lp-z1+z2=0.2408731.752110-90=994.19mm（5） 计算链速v，确定润滑方法。v=n1z1p601000=901831.7560000=0.762m/s查图9-14，选择滴油润滑。（6） 计算压轴力Fp。有效圆周力为：Fe=1000Pv=10003.1320.762=4110.24N链轮水平部署，压轴力系数，KFp=1.15。压轴力为 FpKFpFe=4726.776N。低速级链轮关键设计参数小齿轮大齿轮齿数z1872链号20A（节距31.75mm）排数1链节数104最大中心距994.19mm七：初算轴径。1. 选择材料选择45刚，调质处理。许用扭转切应力T=35Mpa2. 根据扭转强度条件初步估算轴径。电机轴轴轴轴滚筒轴功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977转速n/(r/min)9609603208020轴:d39550000P0.2Tn=16.959mm轴:d39550000P0.2Tn=24.046mm轴:d39550000P0.2Tn=37.66mm考虑到轴上键槽影响，对于d100mm轴，直径放大5%。d1=16.9591.05=17.807mmd2=24.0461.05=25.248mmd3=37.661.05=39.543mm八：选择联轴器和轴承。1. 选择高速输入轴联轴器1. 类型选择选择弹性柱销联轴器，适适用于连接两同轴线传动轴系，并含有赔偿两轴相对位移和通常减振性能。工作温度-2070。2. 载荷计算公称转矩T=9550000Pn=95500003.467960=34489.427Nmm由表14-1查得KA=1.5，由Tca=KAT计算得到计算转矩Tca=34489.4271.5=51734.14Nmm 3. 型号选择依据转矩，轴最小直径17.807mm选择型号。查弹性柱销联轴器GB/T-5014-，LX1联轴器能够满足要求。关键参数以下。型号公称转矩许用转速转动惯量质量LX1250Nm8500r/min0.002kgm22kg输出端轴孔长度输出端轴径52mm18mm2. 选择轴承类型考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列02。0级公差，0组游隙。=25。脂润滑。九：绘制基础结构装配底图图为关键内箱装配底图，基于此图进行后边轴系设计。查手册表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚和箱盖壁厚=1=8mm。地脚螺栓直径df=0.018dm1+dm2+12mm。取df=12mm。箱盖和箱座连接螺栓直径d2=0.50.6df=67.2。依据螺栓标准取8mm。对应螺栓扳手空间，至外箱壁距离c1=13mm，至凸缘边缘直径c2=11mm。1=2=8mm，4=4.88mm，取4=6mm。58mm，初取8mm。后边设计时要确保小锥齿轮在箱体中心。十：轴结构设计。1. 输入轴设计。选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。设计基础结构而且确定尺寸：轴最小直径17.807，取d1=18mm。查联轴器参数L1=52，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴端面上，L1取略短部分，L1=50。联轴器右端需一个轴肩，故取d2=25mm。确定d3为轴承配合，需要5倍数，取d3=30mm。查角接触球轴承（GB/T 292-1994），取7206AC，内径30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，安装尺寸da=36mm，也就是d436mm，取d4=38mm。d5=d3=30mm。有一个轴肩，取d6=24mm。采取轴端挡圈加双螺钉固定锥齿轮右端，查手册34页确定L4，L6。两轴承距离为LB，和锥齿轮靠近轴承和锥齿轮分度圆处距离为LC。以下图。通常取LB=2LC，或LB=2.53d，d为安装轴承处直径。我们取LB=2.5d=75mm。取Lc=38mm。L4=LB-2B2=59mm.查机械设计图10-39，锥齿轮结构，锥齿轮和轴配合部分长度L=（1-1.2）d，此处d=d6=24mm。取L=30mm。套杯伸出厚度为6mm，则L6约为30+6=36mm。取L6=36mm。L2长度为套杯凸缘厚度，轴承盖厚度，加上一段距离。查手册图6-29，依据套杯内径62mm，凸缘厚度取S=(0.080.1)D，取S=6mm。依据图6-27凸缘式轴承盖，轴承外径62mm，螺钉直径6mm，凸缘厚度e=1.2螺钉直径=7.2mm,，圆整为8mm，L28+6=14mm取L2=30mm。套杯凸缘厚度，伸出后边伸出长度，壁厚均为6mm。固定轴承盖和套杯螺钉为4个，对称螺钉中心距为D0=D+2S2+2.5D3=62+4.56mm=89mm。套杯凸缘处直径D2=D0+3d3=89+36=107mm。套杯总长103mm。L3和轴承配合。取L3=B=16mm。为了使甩油环和轴肩不接触，直接顶到轴承内圈，L5比B稍小部分。取L5=13mm。2. 输入轴校核。受力分析画受力分析图。已知T1=34.141Nm，dm1=62.5mm，小锥齿轮锥角1=18.43。(1) 计算锥齿轮部分受力圆周力Ft=2T1dm1=1092.5N，径向力Fr=Fttancos1=377.24N，轴向力Fa=Fttansin1=125.71N计算轴承处作用力。水平面内Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft=0垂直面内力平衡：FNV1-FNV2+Fr=0竖直面内对右边轴承处力矩平衡：73.5FNV1+62.52Fa-38Fr=0水平面内对右边轴承处力矩平衡：73.5FNH1-38Ft=0得：FNH1=564.83N，FNH2=1657.33N，FNV1=141.59N FNV2=518.83(2) 画弯矩图依据上述简图及求出轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生弯矩，并按结果分别作出水平面上弯矩MH图和垂直面上弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图。画水平方向和竖直方向弯矩图：由图可知，最大合成弯矩在右边轴承处。最大弯矩为能够看出最大计算应力处，M=MH2+MV 2=（564.8373.5)2+（141.5973.5）2=42799.5Nmm转矩图：T=34.141Nm3.校核轴强度。已知轴弯矩及扭矩后，可针对一些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特征不一样影响，引入折合系数=0.6，计算应力ca=2+4（）2从弯扭图中能够看出，危险截面为右边轴承处，其轴径为d6=24mm，将弯曲应力=MW，扭转切应力=T2W，带入计算应力公式，则轴弯扭合成强度条件为 ca=（MW）2+4（T2W）2-1W为轴抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为W=d332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。d332-bt(d-t)22d=30332-83.5(30-3.5)2230=2323.002mm3代入公式ca=（MW）2+4（T2W）2=20.043MPa查表15-1-1，45钢，调质，-1=60Mpa。强度足够。3. 轴设计。选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。轴最小直径为25.248mm，和轴承配合取d1=d3=30mm。一个轴肩，取d2=38mm。此轴各长度和箱体结构相关，依据绘制减速器装配底图，分析确定轴上各段长度。图。取大锥齿轮轮毂45mm，分度圆距离轮毂靠近内侧边缘21mm，取轮毂内侧边缘距离小圆柱齿轮a1=7mm。则距离大齿轮边缘为7+5/2=9.5，能够确保安全距离。图中a2=37.5-21-a1=9.5。则L=65-9.5+6=61.5mm。另外一侧a3=L-37.5+(45-21)=0。即轮毂贴在甩油环上。由此分析确定轴上各长度。L1为轮毂长度加上轴伸入箱壁长度。伸入箱壁长度为壁厚B减去轴承盖腿长m，取m=5mm。L1=45+B-m=45+32-5=72mm。L2=a1=7mm。L3为小圆柱齿轮宽加上4，加上伸入箱壁长度。L3=65+6+32-5=98mm。4. 轴强度校核。（1） 计算受力。画受力分析图。由轴小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。圆周力Ft1=2T1dm1=1092.5N径向力Fr1=125.71N轴向力Fa1=377.24N小圆柱齿轮受力情况以下：圆周力Ft2=2T2d1=29732058.06=3352.4N径向力Fr2=Ft2tanncos=3352.4tan20cos143533=1260.8N轴向力Fa2=Ft2tan=3352.4tan143533=872.8N水平面内Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft1-Ft2=0竖直面内力平衡：FNV1+FNV2+Fr1-Fr2=0水平面内对轴和小圆柱齿轮连接处力矩平衡：43+60.5FNH1-5.7.5FNH2-112.5Fa1+60.5Ft1=0竖直面内对轴和小圆柱齿轮连接处力矩平衡：43+60.5FNV1+60.5Fr1-57.5FNV2=0得：FNH1=819N，FNH2=1440.9N，FNV1=358.15N FNV2=776.94N（2） 画弯矩图。依据上述简图及求出轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生弯矩，并按结果分别作出水平面上弯矩MH图和垂直面上弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图。M=MH2+MV 2=842112+446742=95327Nmm=95.327Nm转矩图（3） 已知轴弯矩及扭矩后，可针对一些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特征不一样影响，引入折合系数=0.6，计算应力ca=2+4（）2。从弯扭图中能够看出，危险截面为小圆柱齿轮安装处，其轴径为d=30mm，将弯曲应力=MW，扭转切应力=T2W，带入计算应力公式，则轴弯扭合成强度条件为 ca=（MW）2+4（T2W）2-1W为轴抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为d332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。d332-bt(d-t)22d=30332-83.5(30-3.5)2230=2323.002mm3代入公式ca=（MW）2+4（T2W）2=25.136MPa查表15-1-1，45钢，调质，-1=60Mpa。强度足够。5. 轴设计。选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。初步设计结构以下。轴最小直径39.5mm，取d1=40mm。有一个轴肩定位小链轮，d2=45mm。和轴承配合，取d3=50mm。定位轴肩，取d4=58mm，d5=53mm。一样轴承配合,d6=d3=50mm。依据已经选择链节号，计算链轮齿宽bf1=19.95mm，考虑到链板宽度、链轮结构和链轮在轴端固定，轮毂长度比链轮齿宽大部分，取L1=25mm。L2应该比轴承盖腿长加上轴承盖凸缘厚度长部分。腿长m=5mm，查得凸缘厚度e=9.6mm，取L2=25mm。L3约为箱体壁厚减去腿长，取L3=27mm。L5应该比大圆柱齿轮齿宽小部分，取L5=57mm。大齿轮距离内壁安全距离为6mm，经过结构决定L4=123-6-60=57mm。最终绘制装配图时发觉圆柱齿轮啮合不好，修正为L4=53mm，L3=30mm，轴装配位置整体向联轴器方向移动。改变甩油环长度。轴上受力不变。L6=6+(60-57)+L3=36mm。6. 轴强度校核。（1） 计算受力。画受力分析图。由轴小圆柱齿轮受力分析，得到大圆柱齿轮上受力情况以下。圆周力Ft2=3352.4N径向力Fr2=1260.8N轴向力Fa=872.8N链轮处受力情况依据前边滚子链传动计算，有效圆周力Fe=1000Pv=10003.1320.762=4110.24N。压轴力为 FpKFpFe=4726.776N。即Ft1=4110.24N，Fr1=4726.776N。水平面内Z方向上力平衡：FNH1+FNH2+Ft1-Ft2=0竖直面内力平衡：Fr1+Fr2-FNV1-FNV2=0水平面内对轴和大圆柱齿轮连接处力矩平衡：455+106Ft1+106FNH1-55FNH2=0竖直面内对轴和大圆柱齿轮连接处力矩平衡：455+106Fr1-106FNV1+2482Fa+55FNV2=0得：FNH1=-4126.6N，FNH2=3368.8N，FNV1=7165.5N FNV2=-1177.9N（2） 画弯矩图。依据上述简图及求出轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生弯矩，并按结果分别作出水平面上弯矩MH图和垂直面上弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图。M=MH2+MV 2=187.022+215.072=285.01Nm依据以前计算此处T=373.883Nm（3） 计算校核。已知轴弯矩及扭矩后，可针对一些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特征不一样影响，引入折合系数=0.6，计算应力ca=2+4（）2。从弯扭图中能够看出，危险截面为左边轴承安装处，其轴径为d=50mm，将弯曲应力=MW，扭转切应力=T2W，带入计算应力公式，则轴弯扭合成强度条件为 ca=（MW）2+4（T2W）2-1W为轴抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为d332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表6-1，键宽b=14mm，高h=9mm，t=h/2=4.5mm。代入。d332-bt(d-t)22d=50332-144.5(50-4.5)2250=10967.59mm3代入公式ca=（MW）2+4（T2W）2=25.987MPa查表15-1-1，45钢，调质，-1=60Mpa。强度足够。十一：轴承寿命校核预取轴承代号及关键参数以下，轴承代号及轴内径d/mm外径D/mm宽B/mm基础额定动负荷Cr/KN额定静负荷Cor/KN7206AC（I轴）30621622.014.27206AC(II轴）30621622.014.27210AC(III轴)50902040.830.51. 高速轴上轴承校核 画受力分析图。由轴计算可知Fr1 =1736.6N，Fr2 =582.3N，Fa=125.71N。计算派生轴向力。7206AC，e=0.68。Fd2=0.68Fr2=359.96NFd1=0.68Fr1=1180.89N计算轴承轴向力。轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=1180.89+125.71