机械设计说明书+总结+心得

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1、计算与说明主要结果一、设计方案分析 I 选择电动机的类型和结构1 选择电动机的类型因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用Y型闭式笼型三项异步电动机，电压为380V。该电机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。2 确定电动机功率（1）根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为=0.96工作机所需功率=1.823kw（2）查机参考文献1表10-2可以确定各部分效率： 联轴器效率：=0.98；滚动轴承传动效率：=0.99；闭式直齿圆柱齿轮传动效率：查参考文献2表16-2，选取齿轮精度等级为8级，传动效率不低于0.97（包括轴承不低于0.965）故取=0.97；滚筒传动效

2、率：一般选取=0.99；V带传动效率：查参考文献2表3确定选用普通V带传动，一般选取=0.96；由上数据可得传动装置总效率：= = 0.98 0.99 0.97 0.99 0.96 =0.8766 （3）电动机所需功率：=2.08kw（4）确定电动机的额定功率：因为载荷平稳，连续运转，电动机额定功率略大于=0.96=1.823kw=0.98=0.99=0.97=0.99=0.96=0.8766=2.08kw计算与说明主要结果查参考文献1表19-1，Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为=2.2kw。3 确定电动机转速（1）滚筒轴工作转速=r/min=159r/min（2）传动比齿轮

3、查参考文献1表2-2，给定的传动比范围，4，6。可以确定圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围是=35或=57。但查参考文献2表18-1，推荐传动比i810，选用速度较低失望直齿圆柱齿轮，故可选=35。带V带传动比范围是24； 总传动比范围=620。（3）电动机转速范围=（620）159r/min=（9543180）r/min查参考文献1表19-1，符合这一范围的同步转速有：1000 r/min；1500 r/min；3000 r/min。4 初定方案根据容量和转速，查参考文献1表19-1，初步确定3种方案如表2表2 3种初选方案比较方案电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩最大转

4、矩参考价格1元额定转矩额定转矩6极Y112M-62.29402.02.2454极Y100L1-42.214302.22.3322极Y90L-22.228402.32.225=2.2kw=159r/min=620=（9543180）r/min计算与说明主要结果5确定电动机型号因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少，尺寸和重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大，成本提高；选用低速电动机则正好相反。因此，综合考虑高、低速的优缺点，采用方案，即选定电动机型号为：Y100L1-4，其主要性能是：额定功率：2.2kw满载转速：1430r/min。 传动装置总传

5、动比的计算和各级传动比的分配1 总传动比=/=/=1430/159=8.99468.99420，合适。2 分配各级传动比（1）根据参考文献1表2-2，选取齿轮传动比为：=4，单级直齿圆柱齿轮减速器=35，合理。（2）因为=，所以=/=8.994/4=2.25。二、各轴的转速、功率和转速1各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动比进行计算。电动机轴：=1430 r/min轴：=/=（1430/2.25）r/min =635.56 r/min轴：=/=(635.56/4) r/min=158.89 r/min轴：=158.89 r/min验算带速:误差: = -5%5% ，合适。2计算各轴

6、的功率电动机轴：轴： 轴： 轴： 方案电动机型号Y100L1-4=8.994=4=2.25=158.89r/min=158.89r/min=158.89r/min计算与说明主要结果 3计算各轴的输入转矩电动机轴：轴： 轴： 轴： 4将以上结果记入表3表3 运动和动力参数 I轴II轴III轴转速（r/min）635.56158.89158.89输入功率P（kw）1.99681.9181.823输入扭矩T（）30.00115.28106.586传动比（i）41效率（）0.960.95三：传动零件设计计算1皮带轮传动的设计计算（外传动）（1）选择普通V带因为每天24hhhh h 16 h，且选用带式

7、输送机，所以查参考文献2表8-11，选取工作系数 所以。（2）选择V带类型根据，查参考文献2图8-11，选用A型V带（3）确定带轮基准直径，并验算带速初选小带轮基准直径查参考文献2表8-6和表8-8，取小带轮直径=100mm验算带速，查参考文献2表8-9知道 范围是6.510，故带速合适。计算大带轮基准直径，查参考文献2表8-8，圆整为=224mm验算弹性功率，很小，满足要求。验算转速误差从动轮实际转速 r/min转速误差，对于带式输送装置，转速误差在5%范围内，故合适。（4）初选中心距 根据得 ，初定=500mm。（5） 初选基准长度由公式计算带所需基准长度查参考文献2表8-2的带的基准长度

8、=1600mm。(6)计算实际中心距a由于所以实际中心距的变化范围是517.816mm589.816mm.（7）验算小带轮包角，合适。（8）计算单根V带额定功率由查参考文献2表8- 得普通V带的基本额定功率；根据; ，查参考文献2表8-得；查参考文献2表8-5得包角修正系数；查参考文献2表8-2得长度系数 所以：（9）计算V带根数z,圆整取2根。（10）计算轴上压力确定单根V带的出拉力的最小值A型V带=100mm=224mm=500mmz=2根计算与说明主要结果查参考文献2表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m,所以有：=应使实际初拉力计算轴上压力压轴力最小值：（11）计算结果查参考文

9、献3，选用2根V带2 齿轮传动的设计计算（内传动）（1）选择齿轮类型，材料及精度等级 根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮根据参考文献3表6-19因为载荷小，且要求，所以可以选用8级精度。查参考文献1表10-1选小齿轮材料为40C（调质），齿面硬度为241 286HBS，取270HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217 255HBS，取230HBS。根据参考文献2P192的要求，大，小齿轮均属软齿面，二者硬度差为30 50HBS，（此处相40HBS）。齿面粗糙度查参考文献4表5-6，得确定齿数取小齿轮齿数为=25，传动比为，则大齿轮齿数为=（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算

10、公式参考文献2进行试算，即 1确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.2计算小齿轮传递转矩查参考文献2表10-7选取齿宽系数=1查参考文献2表10-6的材料弹性影响系数=189.8=148.626N=25=100Kt=1.2=1=189.8计算与说明主要结果查参考文献2图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限同理，小齿轮接触疲劳强度极限查参考文献2计算应力循环次数小齿轮：大齿轮：=/=3.341/4=0.835查参考文献2图10-19，选取接触疲劳系数计算接触疲劳许用应力齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数S=1，失效概率为1%。查参考文献2得2计算试算小齿轮分度圆直径

11、，代入中较小的值即 注：齿数比u与传动比i相等计算圆周速度v，满足第（1）中 的要求。计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数mt=齿顶高ha=mt=1.619mm齿根高hf=1.25mt=1.251.619=2.024mm齿全高h=ha+hf=2.25mt=3.643mm齿宽与齿高之比b/h=40.468/3.643=11.108计算载荷系数根据，8级精度，查参考文献2图10-8得动载系数Kv=1.09;查参考文献2表10-3得直齿轮齿间载荷分配系数 查参考文献2表10-2得使用系数；查参考文献2表10-4，用插值法查8级精度小齿轮相对支承对称不知，接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数;查参考

12、文献2图10-13，根据b/h=11.108，得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数载荷系数K=Kv11.0911.343=1.464按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献2得计算模数(3)按齿根弯曲强度设计查参考文献2得弯曲强度的设计公式为：确定公式内的各计算值查参考文献2图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限。查参考文献2图10-18取弯曲疲劳寿命系数;计算弯曲疲劳许用应力按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数S=1.3查参考文献2得：计算载荷系数K K=Kv11.0911.295=1.412查参考文献2表10-5,取齿型系数;应力校正系数,.N=3.34110N=0

13、.83510安全系数S=1失效概率为1%b/h=11.108Kv=1.09K=1.464S=1.3263.077MPaK=1.412计算与说明主要结果计算大，小齿轮的/并加以比较/=2.621.59/332.308=0.01254;/=2.181.79/263.077=0.01483.大齿轮数值大，取大值。设计计算=1.262mm分析对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度的是的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.262并就近圆整为标准值m=

14、1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径d1=43.241mm,算出小齿轮的齿数：;小齿轮的齿数：。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，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=291.5=43.5mm;d2=z2m=1161.5=174mm.计算中心距：a=d1+d2/2=43.5+174/2mm=108.75mm.计算齿轮宽度：b=d1=143.5=43.5mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，一般b1=b+(510)mm,所以此处= 43.5mm; =48.5mm。四 轴的设计计算输入轴（高速轴

15、）的设计计算 齿轮机构参数如表41.262mmm=1.5mmd1=43.5mmd2=174mm.a=108.75mm.=48.5mm= 43.5mm计算与说明主要结果表4 齿轮机构参数z1m(mm)齿宽291.5201B1=48.51 求输入轴上的功率,转速和转矩前面已经求得：;2 求作用在小齿轮上的力因为分度圆直径d1=43.5mm,圆周力Ft=2/d1=230000/43.5N=1379.497N;径向力Fr=Fttan=1379.497tan20=502.096N沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn=Ft/cos=1379.497/ cos20=1467.55N3按扭矩初步确定轴的最小直径

16、按参考文献2初步估算轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求，齿轮轴也选用与小齿轮一样的材料，即40Cr（调质），硬度为241268HBS。根据参考文献2表15-3取A=110，得：输入轴最小直径是安装大带轮的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%，即dmin=16.916mm4轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配固定单级减速器中可以将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒定位；左轴承用用轴肩和轴承端盖固定，右轴承用套筒和右轴承端盖固定。皮带轮在右端，用轴肩和轴端挡圈固定。周向定位键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，大带轮与轴的配合为。滚动轴

17、承与轴的周向定位采用过渡配合。安装轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖依次从左面装入；齿轮，齿轮套筒， d1=43.5mmFt=1379.497NFr=502.096NFn=1467.55N40Cr（调质）241268HBSA=110dmin=16.916mm计算与说明主要结果右轴承，右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴各段直径和长度轴段因为=16.916mm,所以暂取=24mm.轴段轴肩为定位轴肩，查参考文献2，定位轴肩高度=（0.070.1）则=+2=（1.141.2）=（27.3628.8）mm,暂取=28mm轴段查参考文献1表13-2，选取滚动轴承6206，其内径为30mm, =3

18、0mm,合适。因为轴肩，为非定位轴肩，轴肩高度可以任意取，现取，则=32mm。轴段暂定小齿轮内径=32mm；齿根圆直径确定键的型号尺寸，查参考文献1表12-1，选取普通平键A型，其中t1=3.3mm,则查参考文献2图10-36a，知齿根圆到键槽底部距离e为：e=df/2(/2+t1)=39.75/2-(32/2+3.3)=0.575mm2m=3mm,可见偏差较大，故应将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。5 采用齿轮轴重新设计轴的结构（1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中仍将齿轮安装下在箱体中央，相对两轴承对称分布。左右轴承都用轴肩和轴承端盖固定，大带轮装在右端，用轴肩和轴端挡圈固定，周向定位采

19、用键和过渡配合。轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖一次从左面装入；右轴承右轴承端盖和大带轮依次从右面装入。轴的结构与装配如图3暂取=24mm暂取=28mm暂取=30mm暂取=32mm=32mmt1=3.3mme=0.575mm2m计算与说明主要结果图3 轴的结构与装配图（2）重新确定各轴段直径和长度确定轴段和轴段的直径和考虑到需由右轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸，定出，再由=（1.141.2）得出。查参考文献3知道，为了保证密封性，防止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端盖，右端盖采用透盖，左端盖采用闷盖，右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置，查参考文献1表17-5得油毛毡密封尺寸主要数据

20、选取如表5表5 油毛毡密封尺寸轴径毡圈槽dDd1b1Ddb253924738266故取=25mm，则根据=（1.141.2）得出=21mm dmin=16.916mm,合适。根据=21mm确定轴端挡圈的设计查参考文献3表7-6，选取A型轴端单孔挡圈（GB/T891-1986）,其数据如表6 =25mm=21mm计算与说明主要结果表6 轴端单孔挡圈数据轴径公称直径螺钉紧固轴端挡圈DHLdd1CD1螺钉（GB/T891）1000个质量/kwA型圆柱销（GB/T119）22，取=213047.55.52.10.511M51220.8A210确定轴段的长度确定轴伸长度：查参考文献3表7-3知道的轴对应

21、的长轴伸L=50mm,短轴伸L=36mm,极限偏差为j6。因为1.5=31.5mm，故不必令L=B，考虑到B,故取，则应选取=L=36mm。带轮槽截面尺寸如表7L=50mmL=36mm腹板式B=41mm=L=36mm计算与说明主要结果表7 带轮槽截面尺寸槽型A基准宽度bd基准线上槽ha基准线下槽深hf槽间距e=150.3第一槽对称面至端面距离13mm3mm9mm15mm取f=13 带轮宽B=（z-1）e+2f外径da=d+2ha轮槽角极限偏差41mm230mm380.5确定键：查参考文献1表12-11选取轴段上的键为普通平键A型。表8 键的数据如下表轴键键槽公称直径d公称尺寸bh宽度深度公称尺

22、寸b轴t公称尺寸毂t1公称尺寸216663.52.8因为,所以轴承6406合格。10 键的选择和校核（1）根据前面分析，选用圆头A型普通平键，根据其所在轴段的直径=21mm，查参考文献1 表12-11选用键632GB1096-2003,其中bh=66。(2)键连接的强度校核根据工作件查参考文献2表6-2的强度校核公式，按轻微冲击设计选取静连接时需用挤压应力，对于键632 GB1096-2003有：键与轮毂的接触高度：键的工作长度：键的挤压应力：可见,合格,安全计算与说明主要结果表10 齿轮机构参数z2m(mm)齿宽1161.5201B2=43.51 求输出轴上的功率,转速和转矩前面已经求得：;

23、2 求作用在大齿轮上的力因为分度圆直径d2=174mm,圆周力Ft=2/d2=2115280/174N=1325.057N;径向力Fr =Fttan=1325.057tan20=482.281N沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn=Ft/cos=1325.057/ cos20=1438.818N3按扭矩初步确定轴的最小直径按参考文献2初步估算轴的最小直径，轴选用的材料为45号钢（调质），硬度为217255HBS，选取240HBS。根据参考文献2表15-3取A=115，得：输出轴最小直径是安装联轴器的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%，即dmin=27.699mm。4轴的结构设计（1）轴的零件定位

24、，固定和装配固定单级减速器中大齿轮也应该安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用套筒定位，右面用轴肩定位；左轴承用套筒和轴承端盖固定，右轴承用轴肩和轴承端盖固定；联轴器在最左端，用轴肩和轴端挡圈固定。周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。键槽用键槽铣刀加工，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d2=174mmdmin=27.699mm计算与说明主要结果轴的配合为；同样，半联轴器与轴连接时，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合。安装轴呈阶梯状，右轴承和右轴承端盖依次从右面装入；齿轮，齿轮套筒，左轴承，左轴承端盖和联轴器依次从左面装入。轴

25、的结构与装配如图7：图7轴的结构与装配图（2）确定轴各段直径和长度从轴最细段轴段开始分析计算 轴段因为=27.699mm。由于轴段直径应该与联轴器孔径相适应，故需首先选取联轴器的型号。联轴器计算转矩，查参考文献2表14-1，考虑到转矩变化很小，工作机为运输机，故取工作情况系数则计算转矩：半联轴器的选择：按照计算转矩应该小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献1表14-4，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩，半联轴器的孔径=30mm，故取=30mm，半联轴器的长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度查参考文献3表7-3可以确定轴段的轴伸长度为58mm (其中轴伸长系列为80mm,短系列为58mm) ,为

26、了保证轴端挡圈只压在轴的端面计算与说明主要结果上，故应该比略短一些，且综合考虑轴伸要求，现取键的选择：根据轴段的直径和长度，轴段上的键为普通平键A型，其部分数据见表11：表11 键的部分数据轴的直径键宽键高(bh)轴深 t毂深t键的长度L3010853.350根据=21mm确定轴端挡圈的设计查参考文献3表7-6，选取A型轴端单孔挡圈（GB/T891-1986）,其数据如表12：表12 轴端单孔挡圈数据轴径公称直径螺钉紧固轴端挡圈DHLdd1CD1螺钉（GB/T891）1000个质量/kwA型圆柱销（GB/T119）30385106.63.2113M61641.5A312 轴段轴肩为定位轴肩，查

27、参考文献2,定位轴肩高度=（0.070.1）则=+2=（1.140.2）=（34.236）mm, 应该根据轴段上的轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸。查参考文献2，为了保证密封性，防止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端盖，左端盖采用透盖，右端盖采用闷盖，左端盖中间孔用油毛毡作为密封装置，查参考文献1表17-5得油毛毡密封尺寸主要数据选取如表13：计算与说明主要结果表13 油毛毡密封尺寸轴径毡圈槽dDd1b1Ddb354934748366故取=35mm，在（34.236）mm范围内，合适。确定=（：左轴承端盖的宽度；：联轴器毂孔到左轴承端盖的距离）轴承端盖的主要数据要根据装配图确定。故

28、暂时取=42.5mm.因为轴承端盖的部分数据需要根据与之相配合的轴承，故先选择轴承。查参考文献1表13-2，选取滚动轴承6208，其数据如表14：表14 滚动轴承6208的数据轴承代号基本尺寸安装尺寸6208dDB4080181.147731基本额定动载核基本额定静载荷极限转速Cr/KN/KN脂润滑29.518.08000轴段根据滚动轴承确定，即=40mm.取=23.5mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该比轴承宽度B与之和大一些，现令其大2mm,则轴段根据中分析，应该比大齿轮宽度略短一些，故=-2=43.5-2=41.5mm因为轴肩-为非定位轴肩，故轴肩高度无特殊要求，取=2mm,则=

29、+2=40+22=44mm=35mm=42.5mm=40mm.=41.5mm=44mm计算与说明主要结果判断轴是否要做成齿轮轴大齿轮内径=44mm；齿根圆直径确定键的型号尺寸，查参考文献1表12-1，选取普通平键A型，其中t1=3.3mm,则查参考文献2图10-36a，知齿根圆到键槽底部距离e为：e=df/2(/2+t1)=170.25/2-(44/2+3.3)=59.83mm2m=3mm,可见偏差较大，故应将齿轮和轴应该分开，不必齿轮轴。可见以上所定尺寸合理。键的部分数据见表15：表15键的部分数据轴的直径键宽键高(bh)轴深 t毂深t键的长度L4012853.336确定轴段 轴段相关尺寸根

30、据轴承确定，则等于轴承内径，即=40mm; 等于轴承宽度B，即=18mm。轴段 因为轴肩为定位轴肩，查参考文献2,定位轴肩高度=（0.070.1）则=+2=（1.140.2）=（45.648）mm,取=47mm，=17.5mm。轴段轴肩-为定位轴肩，故=+2=（1.140.2）=（50.1652.8）mm,取=51mm；为满足齿轮相对两轴承对称分布，应该使=+，所以=-=20-14=6mm.因为轴段可以视为轴环，所以轴环宽度b1.4=1.4(51-44)/2=4.9, 与b相差不大，合理。选取右轴承端盖右轴承端盖的部分尺寸与左轴承端盖一样，但右轴承端盖采用内嵌式闷盖。左右轴承端盖的具体尺寸待以

31、后查参考文献3，并结合箱体共同确定。轴的总长度=40mm=18mm=47mm=17.5mm=51mm=6mm.计算与说明主要结果+=18+17.5+6+41.5+43.5+42.5+58=227mm确定轴上圆角和倒角尺寸按查参考文献2表15-2取轴端倒角为，各处轴肩出的圆角外径见图7。5 求轴上的载荷轴的载荷分布图如图8图8轴的载荷分布图227mm计算与说明主要结果(1)受力分析，并绘制受力分析图前面已经算出：低速轴的齿轮直径为 扭矩则作用于齿轮上的圆周力：；径向力：法向力：求垂直面的支承反力 求水平面的支承反力根据对称性，（2）求垂直弯矩，绘垂弯矩图根据对称性，（3）求水平弯矩，绘水平弯矩图

32、根据对称性，（4）求合成弯矩 (5）求扭矩，绘扭矩图轴传递的转矩=115280Nmm6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常之校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据查参考文献2以及前面第5步中的数据，又轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，齿轮轴取最小直接d=30mm, 查参考文献2表15-4计算的抗弯截面系数Wd,则轴的计算应力根据选定轴材料为45号钢，调质处理，查参考文献2表15-1得，可见，故安全。7 精确校核轴的疲劳强度 =115280Nmm计算与说明主要结果（1）判断危险截面截面A、C只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳

33、强度，但由于轴的最小直接选取较宽裕，故截面A、C均无需校核。从应力集中对疲劳强度的影响来看，截面和截面-处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况看，截面B虽然应力最大。截面-的应力集中影响和截面-处的相近，但截面-不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必校核。截面B虽应力，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴直径最大，故截面B也不必校核。截面-和-显然更不必校核。由参考文献2第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧查参考文献2表15-4有：抗弯截面系数：W=0.1dv=0.140=6400mm抗扭截面系数

34、：W=0.2dv=0.240=12800mm截面左侧弯矩：M截面上的扭矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45号钢，调质处理，查参考文献2表15-1得：抗弯强度极限：弯曲疲劳极限：剪切疲劳极限：截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按参考文献2附表3-2查取，因为，经过插值可以查得=1.93，=1.32.再根据参考文献2附图3-1可得轴材料的敏性系数为：=0.82，=0.85故按参考文献2附表3-4得有效应力集中系数为：W=6400mmW=12800mm计算与说明主要结果查参考文献2附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数 轴按磨削加工，查参考文献2附图3-4得表面质量系数：轴未经

35、过表面强化处理，即，按参考文献2得综合系数为：查参考文献2附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数 轴按磨削加工，查参考文献2附图3-4得表面质量系数：再根据参考文献2查碳钢特性系数： 于是计算安全系数值，按参考文献2得：因为认为不受轴向力，故取，又=/2所以安全。（3）截面右侧查参考文献2表15-4有：抗弯截面系数：W=0.1dv=0.144=8518.4mm抗扭截面系数：W=0.2dv=0.244=17036.8mm截面左侧弯矩：M=截面上的扭矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：计算与说明主要结果过盈配合处的按参考文献2附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.06；=0.83.0

36、6=2.45轴按磨削加工，由参考文献2附图3-4得表面质量系数=0.92，则综合系数为：于是计算安全系数值，按参考文献2得：因为认为不受轴向力，故取，又=/2可见轴在截面左侧强度也足够。本题因为无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可以略去静强度校核。可见低速轴也完全符合要求。8轴承的选择与校核（1）根据前面设计，选取左右轴承都为深沟球轴承6208，查本设计任务书表8得：基本额定动载荷Cr=29.5N, 查参考文献2表13-6得轻微冲击时的载荷系数fp的范围是1.01.2，取fp=1.1。（2）轴上受力分析前面已经求得以下数据：轴上传递的扭矩：齿轮圆周力：齿轮径向力：轴上的垂直支撑反力：轴

37、上的垂直支撑反力：计算合力：（3）计算当量动载荷求比值fp=1.1计算与说明主要结果轴承1：因为选用的直齿齿轮轴不受轴向力，所以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,则查参考文献2表13-5得深沟球轴承的最小半段系数e值为0.22，可见比值:Fa/Fre计算当量动载荷P查参考文献2表13-5得：径向动载荷系数X=1; 轴向动载荷系数Y=0。根据参考文献2得=1.1（1705.05+0） =775.56N; 由条件知道工作时间为10年，且每天三班制工作，则大概总的各种时间为根据参考文献2，求轴承应该有的基本额定动载荷值：则按照参考文献1 表13-2，较充裕地选择C=29500的深沟球轴承

38、6208。验算轴承6208轴承的寿命，根据参考文献2得可见,所以轴承6208合格。9 键的选择和校核（1）轴段上的键根据前面分析，选用圆头A型普通平键，根据其所在轴段的直径=44mm，查参考文献1 表12-11选用键1236 GB1096-2003,其中bh=128键连接的强度校核根据工作件查参考文献2表6-2的强度校核公式，按轻微冲击设计选取静连接时需用挤压应力，对于键1236 GB1096-2003有：键与轮毂的接触高度：键的工作长度：775.56N775.56N计算与说明主要结果键的挤压应力：可见,故安全。（2）轴段上的键根据前面分析，选用圆头A型普通平键，根据其所在轴段的直径=30mm

39、，查参考文献1表12-11选用键1050 GB1096-2003,其中bh=108键连接的强度校核根据工作件查参考文献2表6-2的强度校核公式，按轻微冲击设计选取静连接时需用挤压应力，对于键1050 GB1096-2003有：键与轮毂的接触高度：键的工作长度：键的挤压应力：可见,故安全。至此，高速轴的设计与校核结束。,安全,安全总结与心得机械设计课程设计是我所花费时间与精力最多的课程设计，老师对我们要求比较严格，在严格的操练之下，我收获很大。此时，我由衷地要对我们的指导老师说声谢谢，是邱老师在百忙之中挤出宝贵的时间辅导我们，为我们纠错指正，邱老师您辛苦了！机械设计课程设计历时2周，内容涉及大学

40、以来所有与专业课程相关的知识。它是一种很好的把理论与实际结合起来的训练。理论与实际的脱节是我们以前不甚注意的，然而这次的经历令我为此付出了沉重的代价。许多自己认为可行的设计，经过查阅相关手册，通过详细计算，我才发现很多东西都不可以用，不得不修改。可是改则“牵一发而动全身”，设计内容之间环环相扣，修改起来非常麻烦。但经过努力还是搞定了。画图也是一样，所有尺寸与结构都有着联系，并且它的数据来自设计说明书，所以还要不时查阅说明书，保证准确性和一致性。设计与绘图结束并不意味着大功告成，修改也是一个不小的问题。设计说明书要按照规定的格式，图纸也有严格的要求。经过检查才发现原来的得意之作原来存在很多问题。

41、修改起来很不方便。这个阶段也是邱老师最劳累的时候，他很认真，超级负责地检查每一位同学的设计，同时还要忙其他的工作，非常劳累。因此我觉得老师比我们更辛苦，真的谢谢您。不管怎样，经过无数次的设计与修改，我终于完成了这个工程浩大的课程设计。通过这次设计我感慨很深。在巩固知识，全面了解机械基础知识的同时，我突然想到自己今后的工作将会是怎样。一个课程设计尚且如此，那一个真正的机械设计人员将要面对什么呢？机械行业是世界传统行业，多年的累积，机械方面已经包含了相当丰富的知识。所以我今后要学习更加努力，不仅熟练掌握Matlab和Auto CAD ,Word这些工具软件，还要更多更好地掌握专业知识。我知道自己欠

42、缺的知识还有很多，但今后我会不断努力，努力提高自己。最后，再次感谢邱老师的辛勤教导。参考文献1金清肃.机械设计课程设计M.武汉：华中科技大学出版社,2007.102濮良贵.纪名刚.机械设计(第八版)M.北京：高等教育出版社，2006.53骆素君.等.机械设计课程设计简明手册.第一版M.北京：化学工业出版社，20064徐学林.等.互换性与测量技术基础. 第一版M.长沙：湖南大学出版社，20065郑文纬.吴克坚. 机械原理M. 北京:高等教育出版社，2006.126刘鸿文. 材料力学（第4版）M. 北京:高等教育出版社，2006.117赵大兴. 工程制图M. 北京:高等教育出版社，2004.78成大先. 机械设计图册(第2卷) M. 北京：化学工业出版社，2000.535