大连理工大学机械设计大作业

目录一、设计任务书及原始数据 (2)二、根据已知条件计算传动件的作用力 (3)2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t 、径向力F r及轴向力F a .. 3 2.2计算链轮作用在轴上的压力 (3)2.3计算支座反力 (4)三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 (4)四、进行轴的结构设计 (5)4.1确定最小直径 (5)4.2设计其余各轴段的直径和长度，且初选轴承型号 (5)4.3选择连接形式与设计细部结构 (6)五．轴的疲劳强度校核 (6)5.1轴的受力图 (6)5.2绘制弯矩图 (7)5.3绘制转矩图 (8)5.4确定危险截面 (9)5.5计算当量应力，校核轴的疲劳强度 (9)六、选择轴承型号，计算轴承寿命 (10)6.1计算轴承所受支反力 (10)6.2计算轴承寿命 (11)七、键连接的计算 (11)八、轴系部件的结构装配图 (12)一、设计任务书及原始数据题目二：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器输出轴组合结构设计表1 设计方案及原始数据二、根据已知条件计算传动件的作用力2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t、径向力F r及轴向力F a已知：轴输入功率P=4.3kW，转速n=130r/(min)。

(1)齿轮上的力转矩计算公式：T=9.550×106P/n将数据代入公式中，得：T=315885(N·mm)圆周力计算公式：Ft=2T/，==416(mm) (认为是法面模数)将转矩T带入其中，得：Ft=1519(N)径向力计算公式：Fr =Ft×tanα/cos，=将圆周力Ft 带入其中，得：Fr=558(N)轴向力计算公式：Fa = Ft×tan将圆周力Ft 带入其中，得：Fa=216(N)2.2计算链轮作用在轴上的压力链轮的分度园直径链速v=链的圆周力F=链轮作用在轴上的压力2.3计算支座反力1、计算垂直面（XOZ）支反力根据受力分析图，我们可以利用垂直面力矩平衡原理（ΣMY=0）得出求解A点垂直面支反力Rz1：R z1= Ft1- Rz2ΣM a= R Z2× l AC- F t1× l AB=0即ΣMa =1519 ×135-RZ2× 215=0RZ2=954 NRz1=565 N2、计算水平面（XOY）支反力根据受力分析图，我们可以利用水平面力矩平衡原理（ΣMZ=0）得出求解A点水平面支反力Ry1的计算公式：R y1= FQ- Ry2–FrΣM Z= R y2× l AC+ F r× l AB +F a×r- F Q× l ADΣM Z=R y2× 215+558×135+216×135-×315=0Ry2=4437NRy1=- 4437 –558=-1635 N三、初选轴的材料，确定材料的机械性能初选材料及机械性能见表四、进行轴的结构设计4.1确定最小直径按照扭转强度条件计算轴的最小值d min。

其设计公式为：d≥[9550×103P/(0.2[τT ]n)]1/3= C(P/n)1/3查《机械设计》中表8-2(P191)，得由轴的材料及承载情况确定的系数C=118~107，由于轴既受转矩作用又受弯矩作用，且弯矩大小未知，故初选大值，选定C=118。

将数据轴输入功率P=4.3kW，转速n=130r/(min)带入公式中，得：dmin=118×(4.3/130)1/3=37.9mm由于轴上开有键槽，轴径增大5%，得：D=1.05×d min=1.05×37.9=39.80mm圆整成标准值，得：D=40mm4.2设计其余各轴段的直径和长度，且初选轴承型号1、设计直径考虑轴上零件的固定、装拆及加工工艺要求。

首先考虑链轮的安装和固定D7取40mm。

再考虑轴承的选型，其直径末尾数必须为0、5；且为了便于计算，故D5初取55mm。

考虑链轮及轴承2的固定，故D6取50mm。

由于齿轮右端由轴套固定，故D4取67mm。

综合考虑轴承1的右端固定，轴承1、2取同一型号及齿轮的左端固定，将D3、D2、D1分别取65mm、60mm、55mm。

综上：D1=55mm; D2=60mm; D3=65mm; D4=67mm; D5=55mm; D6=50mm; D7=40mm2、设计各个轴段长度先考虑齿轮的装拆及右端定位，故L4取76mm；再考虑最左端轴承1的固定以及装拆，L1取37mm；考虑链轮的宽度B=L=52mm，L7取47mm；在根据轴承2与齿轮的相对位置及轴承2左端固定，L5取50mm；考虑链轮与轴承2之间的相对位置及轴承2的右端固定，L6取67mm；考虑齿轮左端的固定及轴环强度问题，L3取23mm；考虑齿轮与轴承1之间的相对位置以及轴环长度，L2取47mm。

综上：L1=37mm; L2=47mm; L3=23mm; L4=76mm; L5=50mm; L6=67mm; L7=47mm3、轴的初步结构设计图4、初选轴承型号 根据轴承b 、d 处的轴段直径D1=D5=55mm ，查《机械设计基础》中附表3 初选轴承型号为30211圆锥滚子轴承4.3选择连接形式与设计细部结构选择连接形式连接形式主要是指链轮与齿轮的周向固定：初步选择利用键连接以固定链轮与齿轮。

而键型号依据链轮处与齿轮处轴径大小D7、D4分别为45mm 、57mm ，查《机械设计基础》中表10-9(P 156)初选链轮处键的公称尺寸为14×9，而键长初取36mm ；初选齿轮处键的公称尺寸为16×10，键长初取56mm 。

综上平键尺寸：链轮处： 14×9×36 ；齿轮处：16×10×56 五．轴的疲劳强度校核5.1轴的受力图5.2绘制弯矩图1、垂直面弯矩图依据受力分析图分析易得：在垂直面（XOZ）平面，A,C,D处弯矩为零，而B 点处弯矩最大.C-D处无弯矩。

计算公式：M Bz =Rz1•(L-a)带入说明书前面已经计算得出的垂直面支反力Rz1 ，Rz2数据，得：B点垂直面弯矩MBz=565x(215-80)=76275N•mm2、水平面弯矩图依据受力分析图分析易得：在水平面（XOY）平面，由于无外加弯矩作用，根据《材料力学》中的理论得， A,D弯矩为0，下面来求B,C两点的水平弯矩。

计算公式：M By = Ry1•(L-a) Mcy= FQxS带入前面已经计算得出的水平面支反力Ry1, FQ数据，得：B点水平面弯矩MBy=-1635x(215-80) =－220725N•mm C点水平弯矩Mcy=-3360x100=-336000N•mm···3、合成弯矩图依据上面两个步骤求得的水平面及垂直面弯矩，进行合成。

A,D俩个点弯矩为0，下面计算B,C弯矩。

计算公式：M=(Mz 2＋My2)1/2带入数据Mby 、Mcy、Mcz的值，得：B点合成弯矩B点左端面：MB=[762752＋(－220725)2]1/2=233532N•mm B点右端面C点合成弯矩Mc=[02＋(－336000)2]1/2=336000N•mm···5.3绘制转矩图根据《材料力学》的理论分析以及轴的受力分析图可以得出，在a-b-c轴段上转矩相同，在c-d轴段上，没有转矩。

故可依据说明书2.1中所计算得出的转矩T，绘制出转矩图。

5.4确定危险截面ⅠⅡⅢ截面标号图通过对轴上零件的受力分析，绘制弯矩及转矩图，并且综合考虑轴径大小以及键槽、圆角等因素对轴的应力的影响，最终确定了三个危险截面。

其中Ⅰ截面处计算弯矩最大且存在转矩；Ⅱ截面处右断面存在较大的弯矩且存在转矩，并且开有键槽会造成应力集中；Ⅲ截面处虽然计算弯矩不大但存在转矩且该处截面积最小，并且开有键槽会造成应力集中。

5.5计算当量应力，校核轴的疲劳强度1、计算Ⅰ截面处的当量应力：抗弯模量抗扭模量I截面处最大弯矩M=（336000-276386）÷80×30+276386=298741.25 N•mmI截面最大扭矩T=315885 N•mm当量应力Ⅰ截面处安全2、计算Ⅱ截面处右断面的当量应力：抗弯模量抗扭模量Ⅱ截面处最大弯矩M=（336000-276386）÷80×38+276386=304702.65N•mm Ⅱ截面最大扭矩T=315885 N•mm当量应力Ⅱ截面处右断面安全3、计算Ⅲ截面处的当量应力：抗弯模量抗扭模量Ⅲ截面处最大弯矩M=336000÷100×28=94080N•mmⅢ截面最大扭矩T=315885 N•mm当量应力Ⅲ截面处安全综上所述：所校核截面的当量应力均小于许用弯曲应力，故轴设计满足安全。

六、选择轴承型号，计算轴承寿命6.1计算轴承所受支反力1）水平面支反力在说明书2.2中已经求出，其中轴承1、2的水平支反力R1H 、R2H的值等于R y1、Ry2的值，故：R 1H =Ry1=R 2H =Ry2=44372）垂直面支反力在说明书2.2中已经求出，其中轴承1、2的垂直支反力R1V 、R2V的值等于R z1、Rz2的值，故：R 1V =Rz1=R 2V =Rz2=3）轴承径向载荷4）轴承轴向载荷内部轴向力的计算：查《机械设计基础》中附表3，轴承型号为30211的圆锥滚子轴承轴向支反力计算：，由于轴承1左端已固定，轴不能向左移动，即轴承1被压紧。

轴承1（压紧端）轴向载荷：轴承2（放松端）轴向载荷：6.2计算轴承寿命由于使用的是圆锥滚子轴承，所以根据公式P=X+Y计算当量动载荷。

轴承1当量动载荷：e= ;所以=1.48轴承2当量动载荷：e= ；所以轴承寿命计算公式为：根据轴承类型与工作条件，各参数取值分别为：fp =1.6，ft=1.0，ε=；并且查《机械设计基础》中附表三，其中额定动载荷Cr=90.8kN=90800N 轴承1的寿命:轴承2的寿命:七、键连接的计算校核平键的强度平键的挤压应力计算公式为：依据平键工作条件与联接形式，两处平键均为受冲击载荷，且为静联接，故其许用挤压应力=90MPa1)链轮处平键强度的校核：已知：315885(N·mm)；d=45mm；h=9mm；l=36mm所以链轮处平键强度满足要求。

2）齿轮处平键强度的校核：已知：315885(N·mm)；d=57mm；h=10mm；l=56mm所以齿轮处平键强度满足要求。

综上：两处平键的计算应力均小于许用挤压应力，故可判断其强度均合格。

八、轴系部件的结构装配图见附图。