1、机械设计课程设计设计说明书设计题目搓丝机传动装置设计者12131012指导教师日期2015年3月12日机械设计课程设计说明书1前言该设计说明书是对本学期机械设计课程设计的归纳和总结，涵盖了设计的全部过程。课程的设计任务是搓丝机传动装置设计。从总体方案选择、传动结构的设计、再到齿轮、轴等等主要传动件的选择设计，检验及校核，以及箱体、执行机构等的设计，我们最终完成了一个搓丝机传动装置的全部设计任务。该传动装置是由带传动、二级同轴式圆柱斜齿轮减速器和曲柄滑块机构组成，传动比为45。通过本次课程设计，我们将学过的基础理论知识进行了综合应用，培养了结构设计和计算能力，并由此对一般的机械装置设计过程有了一
2、定的认识。机械设计课程设计说明书2目录第一章设计任务书411设计要求412原始技术数据413设计任务4第二章机械装置的总体方案设计5根据设计任务书，该方案的设计可以分成分成减速器（传动部分）和工作机（执行部分）两部分521传动装置方案的选择522执行机构方案的选择523总体方案简图524电动机的选择525传动装置运动及动力参数的确定6第三章主要零部件的设计计算931齿轮传动设计计算932带传动的设计计算2033执行机构的设计计算2334轴的设计及校核计算2635滚动轴承的选择及校核计算3836键联接的设计及校核计算44第四章减速器箱体及附件的设计4741减速器箱体结构尺寸的确定4742减速器的
3、润滑和密封48第五章其它技术要求50参考文献51机械设计课程设计说明书3机械设计课程设计说明书4第一章设计任务书11设计要求（1）该机用于加工轴辊螺纹，其结构如图所示。上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下搓丝板随滑块做往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上下搓丝板之间。滑块往复运动时，工件在上下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。（2）室内工作，生产批量为5台。（3）动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。（4）使用期限为10年，大修周期为3年，双班制工作。（5）专业
4、机械厂制造，可加工7、8精度的齿轮、蜗轮。12原始技术数据最大加工直径/MM9最大加工长度/MM190滑块行程/MM350公称搓动力/KN95生产率/件/MIN2813设计任务（1）完成搓丝机传动装置总体方案的设计和论证，绘制总体设计原理图；（2）完成主要传动装置的结构设计；（3）完成装配图（用A0图纸），零件图两张；（4）编写设计说明书一份。机械设计课程设计说明书5第二章机械装置的总体方案设计根据设计任务书，该方案的设计可以分成分成减速器（传动部分）和工作机（执行部分）两部分21传动装置方案的选择传动装置选用带传动和二级齿轮减速器的组合。其中，在电机到齿轮减速器之间使用的是V带传动，这是因为
5、V带传动传动平稳，结构简单紧凑，成本低廉，还可以起到缓冲吸震的作用，输出功率较大。而在带传动到执行机构之间，使用的是二级展开式齿轮减速器，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率与稳定性、可靠性，同时减速器采用封闭的结构，这样有利于在粉尘较大的环境下工作。设计时二级齿轮传动均采用斜齿轮，这是因为斜齿轮相对于直齿轮啮合性能好，重合度大，机构紧凑，而设计制造成本基本与直齿轮相同，采用展开式结构紧凑。22执行机构方案的选择执行部分采用曲柄滑块机构（总体结构图如下图所示）。机构工作原理传动部分原动件3由减速器输出轴驱动旋转，同时带动杆2，杆2通过转动副带动滑块5做水平往复运动；同时，该机构的急回特性
6、使得搓丝机有较高的工作效率。23总体方案简图24电动机的选择按工作条件的要求，选用Y系列三相异步电动机，卧式结构。241选择电动机的容量计算项目计算内容计算结果机械设计课程设计说明书6由电机至搓丝板的传动总效率总423321总70790990690231460总搓丝机末端输出功率P末计算搓丝板行程S320MM粗取执行机构急回系数K1，则搓丝板前进一次所需时间1MIN10937322TS所以末端平均速度/03627/VSTMS末端输出功率903627/PFVKNMS末3264PKW末电动机所需实际功率（输出功率）P00P总末P61403264KW532KWP0注1为V带传输效率，1取096；2为
7、滚动轴承效率，2取099；3为闭式齿轮传动效率，3取097；4为连杆机构传动效率，粗估4为07（参考资料1表25）242选择电动机型号根据电动机所需输出功率，可以查阅到符合要求的电动机（参考资料1200203页方案电动机型号额定功率/KW电动机转速（/MINR）同步满载1Y132S1255300029202Y132S455150014403Y160M2855750720综合考虑电动机的尺寸和价格，以及减速器的传动比，认为方案2较为合适，所以选定电动机型号Y132S425传动装置运动及动力参数的确定251传动比的计算计算项目计算内容计算结果机械设计课程设计说明书7电动机额定转速0N根据1表616
8、4得Y132S4额定转速01440/MINNR01440/MINNR总传动比I032/MINNIR45I分配各级传动比由于同轴式减速器的特点，可取每一级齿轮减速比124II由此，带传动的传动比为021281III，传动比较为理想124II0281I252运动参数计算计算项目计算内容计算结果计算各轴的转速输入轴01051246/MINNNRI中间轴12112811/MINNNRI输出轴2323203/MINNNRI151246/MINNR212811/MINNR33203/MINNR253动力参数计算计算项目计算内容计算结果计算各轴的输入功率输入轴101511PPKW中间轴20123490PPK
9、W输出轴2230123471PPKW1511PKW2490PKW3471PW计算各轴的输入转矩输入轴11195499517PTNMN中间轴222954936557PTNMN输出轴333954914041PTNMN19517TNM236557TNM314041TNM机械设计课程设计说明书8254运动和动力参数计算结果汇总轴名功率P/KW转矩T/NM转速/RMIN1传动比I效率输入输出输入输出电动机轴53235281440281096输入轴511951751246409603中间轴4903655712811409603输出轴471140413203机械设计课程设计说明书9第三章主要零部件的设计计算
10、31齿轮传动设计计算311输出级齿轮设计计算由于斜齿轮啮合特性好，传动平稳，故选用斜齿轮作为传动件。小齿轮材料选用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为229HB286HB，平均取240HB。计算步骤如下计算项目计算内容计算结果（1）初步计算小齿轮输入转矩2TMNNPT11128904495499549222MNT573652齿宽系数D由2表2714查得01D01D接触疲劳极限LIMH由2图2724A查得MPAMPAHLH5807102LIM1LIM初步计算需用接触应力HPMPAMPAHHPHHP580909071090902LIM2
11、1LIM1MPAMPAHPHP5226392DA值由1表B1，估计13取756DA，756DA动载荷系数K41K41K初步计算小齿轮直径1DMMUUKTADHPDD559413221初取MMD951初步齿宽BMMDBD9595011MMB95（2）齿面接触疲劳强度校核计算圆周速度100060111289510006021NDVSMV/6370取8级精度较为合理精度等级由2表271选择8级精度齿数Z、模数M和螺旋角初取311Z12431412IZZ一般1Z与2Z应取为互质数取311Z，1232Z机械设计课程设计说明书10故取1232ZMMZDMT065331/95/11取法向模数MMMN3MMM
12、T0653MMMN3MMZMDT0159511,MMZMDT99537622MMD01595106533ARCCOSARCCOSTNMMMMD995376282111使用系数由2表277原动机均匀平稳，工作机有中等冲击501AK动载系数由2图27611VK齿间载荷分配系数先求切向力0950150/573652/212DTFTNFT27696MMNBFKTA/5121952769651MMNBFKTA/100由2表278，非硬齿面斜齿轮，精度等级8级21HK,21FK齿向载荷分布系数9510610011601711032321BCDBBAKH3881HK区域系数由2图2718查出非变位斜齿轮45
13、2HZ452HZ弹性系数由2表2715查出MPAZE8189MPAZE8189重合度系数由2表27582111COS20TANARCTANCOSTANARCTANNT16128320159539820COS01595ARCCOS2COSARCCOSARCCOS111111ATABATHDDDD39820T161281AT689222AT机械设计课程设计说明书11689223299537639820COS995376ARCCOS2COSARCCOSARCCOS222222ATABATHDDDD由于无变位X0，端面啮合角39820TT111TANTAN2ATTZ22TANTANATTZ382111
14、SIN95SINNMB11076171Z39820T71110642760Z螺旋角系数82111COSCOSZ9890Z接触应力HUUBDFKKKKZZZZTHHVAEHH1159814HMPA许用接触应力HP由2表2717取最小安全系数LIMHS总工作时间HTH11630010051LIMHSHTH48000应力循环次数HLTNN2160（一对齿轮啮合取1）812369104LLNNI8110693LN7210229LN接触寿命系数NTZ由2图2727查出11NZ12NZ齿面工作硬化系数212130121700WWHBZZ14121WWZZ机械设计课程设计说明书12接触强度尺寸系数XZ由2表
15、2718按调质钢查得0121XXZZ润滑油膜影响系数取为1212121VVRRLLZZZZZZ带入公式LIMLIMHXWRVLNTHHPSZZZZZZ计算MPAMPAHPHP716298677021验算21,MINHPHPH齿面接触疲劳强度合格（3）确定主要传动尺寸中心距0052362/21DDA圆整取236A螺旋角2362123313ARCCOS2ARCCOS21AZZMN81511切向模数81511COS/1COS/NTMM3064935TMMM分度圆直径COS/ZMDNMMDMMD9873760139521齿宽95BMMBMMB959821取（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数FAY161
16、3181511COS/123COS/063381511COS/31COS/33223311ZZZZNN由2图2720,根据NZ和0X查得FAY20255221FAFAYY应力修正系数SAY由2图2721查得79163121SASAYY螺旋角系数Y由2图2722查得其中SIN/20641NBM900Y重合度系数Y2075075025025COSBAEY6720Y机械设计课程设计说明书13齿向载荷分布系数076143252/01395/HB由2图279查得451FK弯曲应力F将相关数据带入公式YYYYMBFKKKKSAFANTFFVAF1可得一对齿轮的齿根弯曲应力1F、2FMPAMPAFF9153
17、416221许用弯曲应力FP由2图2730得实验齿轮齿根弯曲疲劳极限LIMF由2表2717确定弯曲强度最小安全系数LIMFS由2图2733确定弯曲强度尺寸系数XY由2图2732确定弯曲强度寿命系数NTY另外取112212121RRELTRRELTVRELTVRELTSTSTYYYYYYLIMLIMFXRRELTVRELTNTSTFFPSYYYYYMPAMPAFF2703002LIM1LIM251LIMFS0121XXYY91089021NTNTYYMPAMPAFPFP123932042721验算221191534162FPFFPFMPAMPA齿根弯曲疲劳强度合格（5）小结齿轮主要传动尺寸列表法
18、向模数NM3MM端面模数TMCOS/NTMM30649MM螺旋角11815压力角N20齿数Z1231123ZZ机械设计课程设计说明书14分度圆直径D1295013376987DMMDMM中心距A2121DDA236MM当量齿数NZ3/COSNZZ12330613116NNZZ齿顶高AH31NAAMHH3MM齿根高FH3251NFFMHH375MM齿顶间隙C3250250NMC075MM齿顶圆直径AD112222AADDHDDH12101013382987AADMMDMM齿根圆直径FD112222FFDDHDDH1287513369487FFDMMDMM齿宽B219535BBMMBBMM1298
19、95BMMBMM机械设计课程设计说明书15312输入级齿轮设计计算根据同轴式减速器的特点，当输入级与输出级传动比相同时，两级齿轮传动可以只有不同的齿宽系数，而其它系数均相同。由此，设计输入级齿轮时，可以在输出级的设计基础上，降低齿宽系数D，然后校核其强度。小齿轮材料选用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为229HB286HB，平均取240HB。计算步骤如下计算项目计算内容计算结果（1）初步拟定参数小齿轮输入转矩1TMNNPT4651211595499549111MNT17952齿宽系数D取580D580D接触疲劳极限LIMH由2图2
20、724A查得MPAMPAHLH5807102LIM1LIM动载荷系数K41K41K小齿轮直径1D取195013DMM195013DMM初步齿宽BMMMMDBD55013955801MMB55（2）齿面接触疲劳强度校核计算圆周速度100060465129510006011NDVSMV/5492取8级精度较为合理精度等级由2表271选择8级精度齿数Z、模数M和螺旋角取311Z，1232Z取法向模数MMMN3取118151231123ZZMMMN381511使用系数由2表277原动机均匀平稳，工作机有中等冲击501AK机械设计课程设计说明书16动载系数由2图27611VK齿间载荷分配系数先求切向力0
21、950130/17952/211DTFTNFT32003MMNBFKTA/6354553200351MMNBFKTA/100由2表278，非硬齿面斜齿轮，精度等级8级21HK,21FK齿向载荷分布系数55106105801601711032321BCDBBAKH2571HK区域系数由2图2718查出非变位斜齿轮452HZ452HZ弹性系数由2表2715查出MPAZE8189MPAZE8189重合度系数由2表27582111COS20TANARCTANCOSTANARCTANNT16128320159539820COS01595ARCCOS2COSARCCOSARCCOS111111ATABAT
22、HDDDD689223299537639820COS995376ARCCOS2COSARCCOSARCCOS222222ATABATHDDDD由于无变位X0，端面啮合角39820TT111TANTAN2ATTZ22TANTANATTZ382111SIN55SINNMB76071111Z39820T161281AT689222AT39820T71111951760Z机械设计课程设计说明书17螺旋角系数82111COSCOSZ9890Z接触应力HUUBDFKKKKZZZZTHHVAEHH1137859HMPA许用接触应力由2表2717取最小安全系数LIMHS总工作时间HTH11630010051L
23、IMHSHTH48000应力循环次数HLTNN1160（一对齿轮啮合取1）4104761912INNLL91104761LN8210693LN接触寿命系数NTZ由2图2727查出11NZ12NZ齿面工作硬化系数170013021221HBZZWW14121WWZZ接触强度尺寸系数XZ由2表2718按调质钢查得0121XXZZ润滑油膜影响系数取为1212121VVRRLLZZZZZZ带入公式LIMLIMHXWRVLNTHHPSZZZZZZ计算MPAMPAHPHP716298677021验算21,MINHPHPH齿面接触疲劳强度合格（3）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数FAY1613181511COS
24、/123COS/063381511COS/31COS/33223311ZZZZNN由2图2720,根据NZ和0X查得FAY20255221FAFAYY应力修正系数SAY由2图2721查得79163121SASAYY螺旋角系由2图2722查得900Y机械设计课程设计说明书18数Y重合度系数Y2075075025025COSBAEY6720Y齿向载荷分布系数FK1583252/55/HB由2图279查得251FK弯曲应力F将相关数据带入公式YYYYMBFKKKKSAFANTFFVAF1可得一对齿轮的齿根弯曲应力1F、2FMPAMPAFF5771547521许用弯曲应力FP由2图2730得实验齿轮齿
25、根弯曲疲劳极限LIMF由2表2717确定弯曲强度最小安全系数LIMFS由2图2733确定弯曲强度尺寸系数XY由2图2732确定弯曲强度寿命系数NTY另外取112212121RRELTRRELTVRELTVRELTSTSTYYYYYYLIMLIMFXRRELTVRELTNTSTFFPSYYYYYMPAMPAFF2703002LIM1LIM251LIMFS0121XXYY89087021NTNTYYMPAMPAFPFP483846041721验算221157715475FPFFPFMPAMPA齿根弯曲疲劳强度合格（4）小结齿轮主要传动尺寸列表法向模数NM3MM端面模数TMCOS/NTMM30649
26、MM螺旋角11815压力角N20机械设计课程设计说明书19齿数Z1231123ZZ分度圆直径D1295013376987DMMDMM中心距A2121DDA236MM当量齿数NZ3/COSNZZ12330613116NNZZ齿顶高AH31NAAMHH3MM齿根高FH3251NFFMHH375MM齿顶间隙C3250250NMC075MM齿顶圆直径AD112222AADDHDDH12101013382987AADMMDMM齿根圆直径FD112222FFDDHDDH1287513369487FFDMMDMM齿宽B215535BBMMBBMM125855BMMBMM根据计算结果可知，输入级齿轮齿面接触疲
27、劳强度强度和齿根弯曲疲劳强度余量均很大，这是由于同轴式结构设计，输入级中心距必须和输出级一致，故而使得强度余量较大。经过进一步计算可知，齿宽系数D减小到03，即齿宽为285MM时，强度仍然有富余。然而过窄的齿轮可能会造成结构失稳及其它问题，故这里我们选用55MM的齿宽。机械设计课程设计说明书2032带传动的设计计算321带传动的设计计算项目计算内容计算结果确定传动比根据261可知总传动比45I根据31可知，齿轮传动的实际传动比21211233967731ZIIZ故带传动的传动比为01228584IIII028584I传递功率根据263可知0532PPKW532PKW小带轮转速根据261可知01
28、440/MINNR01440/MINNR确定计算功率CP根据2表317取11AK计算功率115325852CAPKPKWKW5852CPKW选择带型根据2图3115，由CP和0N选取V带型号为A型A型带确定带轮直径和带速根据2表313选取小带轮直径，取1120DDMM大带轮直径201133958DDDIDMM取2340DDMM小带轮带速为101201440/905/601000601000DDNVMSMS满足5/25/MSVMS的要求1120DDMM2340DDMM计算带传动中心距A和带的基准长度DL根据公式120120552DDDDDDADD可以得到中心距的范围0253920MMAMM选取中
29、心距0650AMM根据公式2210120224DDDDDDDLADDA655AMM2050DLMM机械设计课程设计说明书21计算项目计算内容计算结果带入相关数据可得204118DLMM根据2表312，取2050DLMM根据公式02DDLLAA，带入相关数据得实际中心距6544AMM取655AMM校核小带轮包角1根据公式2111802180573DDDDA带入相关数据得116061120，满足要求确定带的根数根据公式0CCLPPZPPPKK可得带的根数。其中根据2表313可知，基本额定功率0193PKW根据2表319可知，包角系数094K根据2表312可知，长度系数101LK根据2表314可知，
30、基本额定功率增量0017PKW根据321可知，传动比028584I带入相关数据可得294Z取3Z根3Z确定带的初拉力0F根据公式20255001CLPFVVZK计算初拉力其中根据2表311可知，单位质量010/LKGM带入相关数据可得初拉力018705FN018705FN计算带传动的压轴力QF根据公式102SIN2QFZF计算压轴力带入相关数据可得1106QFN1106QFN机械设计课程设计说明书22计算项目计算内容计算结果小结带传动的主要参数列表V带型号A型带基准长度DL2050DLMM带的根数Z3Z小带轮直径1120DDMM大带轮直径2340DDMM中心距655AMM小带轮包角11606初
31、拉力0F018705FN压轴力QF1106QFN322传动机构传动比校核计算项目计算内容计算结果齿轮传动的传动比根据31可知，齿轮传动的实际传动比21211233967731ZIIZ1239677II带传动的传动比取滑动率001根据321可知，带传动的实际传动比20112805DDDID02805I总传动比校核实际总传动比0124416IIII根据261可知，理论传动比45I传动比误差10019III传动比误差满足要求机械设计课程设计说明书2333执行机构的设计计算计算项目计算内容计算结果执行机构选择根据搓丝机的工作原理，我们选用曲柄滑块机构作为执行机构。曲柄滑块机构能够将回转运动转化为直线往
32、复运动，其结构简单、使用较为广泛，符合设计要求。选用曲柄滑块机构机构简图参数试算根据设计要求搓丝板（滑块）的行程为340MM行程范围的几何约束2222340LRHLRHMM当R为定值时，其数学含义为在HL平面内，2340A，且以,0R为焦点的双曲线。当R变化时，将获得一簇焦点不同的双曲线。经过试算，舍弃负值、过大过小等不合理结果之40012025647LMMRMMHMM机械设计课程设计说明书24计算项目计算内容计算结果后，获得一个计算初值,400,120,25647LRH。对,LRH的取值进行合理范围的改动，由此可以获得一系列合理的解。参数选择范围/LMM/RMM/HMM/KMAX/50057
33、8442203755153904506422385784139160904007225327754600168904001002928141816077434001202564736791516634400140205402983140522400145189002754136478340015017039249213242973508257267435181181903501301971439401566365350140173553499148557335015014397293113946043501601033821261273296参数选择要求参数选择的要求（1）考虑到搓丝机的实际工
34、作情况，在一定的工作时间中，我们希望工作行程所占的时间越多越好，而返回行程所占的时间越短越好。因此，执行机构的急回系数K应该越大越好。急回系数定义180180K对于曲柄滑块机构，根据其几何特点，可以推算得其极位夹角ARCCOSARCCOSHHLRLR将上述各组参数带入公式中，求得极位夹角和急回系数K，并填写在相应的位置上。（2）为保证机构具有良好的传力特性，设计时应保证最小传动角MIN40，即最大压各运动学参数见上表机械设计课程设计说明书25计算项目计算内容计算结果力角MAX50对于曲柄滑块机构，根据其几何特点，可以推算得其最大压力角MAXARCSINHLR最小传动角MINMAX90将上述各组
35、参数带入公式中，求得最大压力角MAX，并填写在相应的位置上。参数选择观察数据可以看出，这两个条件难以同时达到最好，即急回系数K很大时，最大压力角MAX往往也很大，需要在两个条件间进行权衡比较。我们将两个条件细化为最大压力角MAX50，急回系数130K，由此可以筛选出符合条件的数据/LMM/RMM/HMM400145189004001501703935015014397权衡比较后，选择参数35015014397LMMRMMHMM。35015014397LMMRMMHMM参数校核对其进行动力学校核根据263可知，输出转矩3140410TNM根据设计要求，公称搓动力9FKN由此可知，曲柄滑块机构的偏
36、心距3MAX15601THMMF由于MAXHH，故几何参数选择较为合理机械设计课程设计说明书2634轴的设计及校核计算341输入级轴的设计及校核计算计算项目计算内容计算结果材料的选择根据轴的使用条件，选择45钢，正火HB170217材料系数根据2表263有112C估算轴径MMNPCD24465121151123311MMD24MIN取所受转矩根据26可得19517TNM初步设计轴的结构轴受力图机械设计课程设计说明书27计算项目计算内容计算结果齿轮圆周力01395100017952D2TF11T1N62003FT1齿轮径向力8151COS1TAN2062003COSTANFFNT1R1N0745
37、FR1齿轮轴向力18151TAN62003TANFFT1A1N1419FA1带轮压轴力由带传动部分计算可得N1106F0轴承间距LL128MML128MMXY平面受力图XY平面支反力计算1119907252XYADMFNMM取B为支点，由力矩平衡可得10655885555625625655RXYAYFMFF取A为支点，由力矩平衡可得10625885625655RXYBYFMFF124753AYFN97294BYFNXY面弯矩图机械设计课程设计说明书28计算项目计算内容计算结果XZ平面受力图XZ平面支反力计算1655625655TAZFF1625625655TBZFF102528AZFN9783
38、2BZFNXZ面弯矩图合成弯矩图根据22XYXZMMM可得合成弯矩图最大弯矩为MAX109697MNM，在齿宽中点处。危险截面当量弯矩EM取10058BB221EMMT22179558069710912280EMNM机械设计课程设计说明书29计算项目计算内容计算结果计算危险截面处轴径MINDE33MIN61B1228028201015510MDMM考虑到单键对轴的削弱，将MIND值加大4，故MIN104282MM292MMDMIN292MMD强度校验危险截面（齿宽中点）所取轴径为40MM，满足强度要求机械设计课程设计说明书30342中间级齿轮轴的设计及校核计算计算项目计算内容计算结果材料的选择
39、由于是齿轮轴，故选择40CR，调质处理HB241286材料系数查2表263有102C估算轴径MMNPCD434111289041023322MMD40MIN取所受转矩根据26可得236557TNM初步设计轴的结构轴受力图机械设计课程设计说明书31计算项目计算内容计算结果齿轮圆周力9873761000573652D2TF22T1013951000573652D2TF12T2N361939FT1N217696FT2齿轮径向力8151COS1TAN20361939COSTANFFNT1R18151COS1TAN20217696COSTANFFNT2R2N15721FR1N822861FR2齿轮轴向力
40、A1T1FFTAN193936TAN11815A2T2FFTAN769621TAN11815N68405FA1N921609FA2轴承间距LL351MML351MMXY平面受力图XY平面支反力计算21176470682XYADMFNMM12276471202XYADMFNMM取B为支点，由力矩平衡可得2121865865199655199865RRXYXYAYFFMMF取A为支点，由力矩平衡可得1221655655199655199865RRXYXYBYFFMMF129184AYFN229113BYFN机械设计课程设计说明书32计算项目计算内容计算结果XY面弯矩图XZ平面受力图XZ平面支反力计
41、算取B为支点，由力矩平衡可得12199865865655199865TTAZFFF取A为支点，由力矩平衡可得21199655655655199865TTBZFFF31919AZFN616147BZFNXZ面弯矩图机械设计课程设计说明书33计算项目计算内容计算结果合成弯矩图根据22XYXZMMM可得合成弯矩图最大弯矩为MAX599574MNM，在小齿轮齿宽中点处。危险截面当量弯矩EM取1006BB221EMMT22573656057459963844EMNM计算危险截面处轴径MINDE33MIN61B6384444001017510MDMMMIN440MMD强度校验由于危险截面为齿轮轴的齿轮部分
42、，取齿轮的齿根圆进行校核。由于齿根圆直径MIN9501312591263NMMMD，故满足强度要求机械设计课程设计说明书34343输出级轴的设计及校核计算计算项目计算内容计算结果材料的选择根据轴的使用条件，选择45钢，正火HB170217材料系数查2表263有112C估算轴径MMNPCD15903327141123333MMD60MIN取所受转矩根据26可得314041TNM曲柄滑块机构的压轴力根据33曲柄滑块机构机构的设计可知3/9000OUTFTHN9000OUTFN初步设计轴的结构轴受力图机械设计课程设计说明书35计算项目计算内容计算结果齿轮圆周力9873761000114042D2TF
43、23T2N87448FT2齿轮径向力8151COS1TAN2087448COSTANFFNT2R2N82769FR2齿轮轴向力18151TAN87448TANFFT2A2N21558FA2轴承间距LL1735MML1735MMXY平面受力图XY平面支反力计算2229372072XYADMFNMM取B为支点，由力矩平衡可得2868587586RXYOUTAYFMFF取A为支点，由力矩平衡可得2875875868587586RXYOUTBYFMFF47292AYFN164990BYFNXY面弯矩图机械设计课程设计说明书36计算项目计算内容计算结果XZ平面受力图XZ平面支反力计算28687586TA
44、ZFF287587586TBZFF36922AZFN37566BZFNXZ面弯矩图合成弯矩图根据22XYXZMMM可得合成弯矩图最大弯矩为MAX7650MNM，在轴承B的中点处。危险截面当量弯矩EM取10058BB221EMMT2211404580076511173EMNM机械设计课程设计说明书37计算项目计算内容计算结果计算危险截面处轴径MINDE33MIN61B1117358801015510MDMMMIN588MMD强度校验危险截面（轴承B的中点）所取轴径为70MM，满足强度要求机械设计课程设计说明书3835滚动轴承的选择及校核计算351输入级轴承的选择和计算计算项目计算内容计算结果轴承选择该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对深沟球轴承，按轴径初选6207GBT2761994深沟球轴承6207轴承主要性能参数根据1表663可得6207轴承主要性能参数255RCKN；0152RCKNLIM8500/MINNR255RCKN0152RCKNLIM8500/MINNR（1）对轴承A进行校核受力情况根据341的计算可知径向力2222124753102528RAAYAZFFF轴向力14191AAAFFN161478RAFN4191AAFNX、Y值由2表347可知，04191/15200002757AARFC；故022E而
