1、 机械设计课程设计说明书题 目： 指导老师： + 学生姓名： 学 号： 所属院系： + + 专 业： + 班 级： 机械+ +班 完成日期： 2011 年 12 月 25 日 新疆大学机械工程学院机械设计课程设计共 33 页 第 1 页目录第一章 设计任务 11.1 设计题目 11.2 设计任务 21.3 具体作业 2第二章 电动机的选择与传动比的分配 32.1 电动机的选择 32.2 传动比的分配 4第三章 齿轮传动的设计计算 .63.1 高速齿轮传动设计 63.2 低速齿轮传动设计 9第四章 轴的设计与校核计算 .144.1 高速轴的设计与校核 .144.2 中间轴的设计与校核 .174.
2、3 低速轴的设计与校核 .19第五章 键的选择与校核 235.1 高速轴上键的选择与校核 235.2 中速轴上键的选择与校核 .235.3 低速轴上键的选择与校核 .24第六章 滚动轴承和联轴器的选择 .256.1 高速轴上滚动轴承的选择 256.2 中速轴上滚动轴承的选择 .256.3 低速轴上滚动轴承和联轴器的选择 .26第七章 箱体及其附件设计 .277.1 箱体各尺寸设计 277.2 减速器附件及其结构设计 28第八章 设计小结 32参考书目 .33机械设计课程设计共 33 页 第 1 页展开式二级圆柱齿轮减速器的设计第一章 设计任务1.1 设计题目用带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速
3、器。传动装置简图如图 1-1 所示。图 1-1 二级圆柱齿轮减速器传动装置简图1. 带式传输机数据运输机工作轴转矩 T/(Nm),运输带工作速度 V/(m/s)，运输带滚筒直径D/mm 见数据表 1-1。表 1-1 带式运输机参数表运输带工作拉力 F/N 1600运输带工作速度 v/(m/s) 1.4运输带滚筒直径 D/mm 2702. 工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许的速度误差为5%。3. 使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。1电 动 机2联 轴 器3二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器4卷 筒5带 式 运 输 机机械设计课程设计共 33 页
4、 第 2 页4. 生产批量及加工条件小批量生产。1.2 设计任务1. 选择电动机的型号。2. 确定带传动的主要参数及尺寸。3. 设计减速器。4. 选择联轴器。1.3 具体作业1. 减速器装配图一张。2. 零件工作图两张(大齿轮，输出轴)。3. 设计说明书一份。机械设计课程设计共 33 页 第 3 页第二章 电动机的选择与传动比的分配2.1 电动机的选择1. 选择电动机的类型按工作要求选用 Y 系列全封闭式自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。2. 选择电动机容量按式(2-1)，电动机所需工作功率为Pd = Pw / (2-1)滚筒所需的功率为 Pw Pw =Fv (2-3)P =F v=
5、1600 1.4=2240 W传动装置的总效率为= 1 24 32 42 5 (2-4)式(2-4)中 1为 v 带传动效率， 2为滚动轴承的效率， 3为齿轮传动的效率， 4为联轴器的效率， 5为传动滚筒的效率。查表得 1=0.96， 2=0.99， 3=0.97， 4=0.99， 5=0.96根据式(2-4)得出总效率 =0.76由式(2-1)得 电动机所需功率为 P d= Pw /=2240/0.76=3.13 KW因为载荷平稳，电动机额定功率 Ped略大于 Pd即可。查表得知 Y 型电动机技术数据，选用电动机额定功率 Ped为 4 KW。3. 确定电动机的转速先确定滚筒的转速 nw V=
6、r=r2n w (2-5)由式(2-5)求出 n w =99 r/min通常二级圆柱齿轮减速器为 i2=840，则总传动比的范围为i=16160，故电动机转速的可选范围为nd=in w =(840)99=(7923901) r/min (2-6)符合这一范围的同步转速有 960 r/min，现将同步转速为 960 r/min 的电动机参数列在表 2-1 中。表 2-1 电动机参数选择型号 功率 转速Y132M1-6 4.0KW 960 r/min机械设计课程设计共 33 页 第 4 页2.2 传动比的分配1. 总传动比ia=nm/nw =960/99=9.69 (2-7)2. 分配传动装置各级
7、传动比分别取两级圆柱齿轮减速器的高级、低级传动比为 i12、i 23i12i23=i (2-9)展开式二级圆柱齿轮减速器传动比一般推荐i12=(1.31.4)i 23 (2-10)由式(2-9)、(2-10)得出 3.60，i 23=2.60注意：以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数。如带轮直径，齿轮齿数等确定后才能计算出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许值误差为 3%5%。2.3 运动和动力参数设计n1，n 2，n 3为高速轴、中间轴、低速轴的转速。单位 r/min；P1，P 2，P 3为高速轴、中间
8、轴、低速轴的功率。单位 KW；T1，T 2，T 3为高速轴、中间轴、低速轴的输入转矩。单位 Nm；i0，i 12，i 23为相邻两轴的传动比。轴（电动机轴）：P0=Pd=3.13 KW n0=nm=960 r/minT0=9550P0/n0 =9550 3.13/960=31.13 Nm轴（高速轴）：P1=P0 1=3.13 0.96=3.00 KWn1=n0=973 r/minT1=9550P1/n1 =9550 3.13/960=29.9 Nm轴（中间轴）：P2=P1 12=P1 2 3=3.000.990.97=2.83 KWn2=n1/i12 =960/3.6=266.7 r/minT
9、2=9550P2/n2 =95502.83/266.7=101.26 Nm轴（低速轴）：P3=P2 23=P2 2 3=2.830.990.97=2.61 KWn3=n2/i23 =266.7/2.6=102.5 r/min机械设计课程设计共 33 页 第 5 页T3=9550P3/n3 =95502.61/102.5=242.7 Nm轴（滚筒轴）：P4=P3 34=P3 2 4=5.970.990.99=5.85 KWn4=n3/i34 =67/1=67 r/minT4=9550P4/n4 =95505.85/67=833.8 Nm见表 2-2 为各轴运动和动力参数数值，详细介绍各轴的功率、
10、转速、及转矩等值。表 2-2 各轴运动和动力参数参数 电动机 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4转速 960 960 266.7 102.5 102.5输入功率 1 3.00 2.83 2.61 2.46输入转矩 31.13 29.9 101.26 242.7 228.3传动比 1 1 3.6 2.6 1效率 1机械设计课程设计共 33 页 第 6 页第三章 齿轮传动的设计计算3.1 告诉齿轮传动设计由以上计算知高速轴输出转矩 T=29.9Nm，P=3.00KW，小齿轮转速n=960r/min，转动比 i=3.6，工作寿命为十年（每年工作 300 天） ，单班制带式输送机工作冲击较小。1. 选定齿
11、轮精度等级，材料及初定齿数。（1）带式输送机速度不高，选用 7 级精度。（2）材料选择，查表选择小齿轮材料为 40Cr（调质处理） ，硬度为 280HBS,大齿轮材料 45 钢（调质处理） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。（3）初选小齿轮齿数 Z1=20，大齿轮齿数 Z2=i12Z1=3.6 20=72 2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式： （3-1）21312.t EtdHKTud进行试算。（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 Kt=1.3；2）由教材表 107 选取齿宽系数 ；1d3）由教材表 106 查得材料的弹性影响系数 1289.EaZMP4）由教
12、材图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MP ，大齿轮的接触疲劳强度极限 =550 MP ；1limHa 2limHa5）由教材式 1013 计算应力循环次数=1030018=24000h；hL91609732401.hNnj821.5i机械设计课程设计共 33 页 第 7 页6）由教材图 1019 查得接触疲劳寿命系数 ； ；10.9HNK20.97HN7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（3-2） ， （3-3）得（3-2）1lim0.91654HNKMPaS（3-3）2li.73.H（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较
13、小的值td1H2131.t EtdHKTZud=233.6905.189.2. 543m2）计算圆周速度 v=2.95 m/s （3-4）17600tdn3）计算齿宽 b158=58 mm （3-5）td14）计算齿宽 h模数 mm （3-6 ）1582.64ttmz齿高 mm （3-7）5.9th5）计算齿宽与齿高之比 b/h mm （3-8）589.76.4b6）计算载荷系数根据 v=2.95m/s，7 级精度由教材图 10-8 查得动载荷系数 ，1.2vK对于直齿轮： 1HFK由教材表 102 查得使用系数 1.25AK由教材表 104 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置
14、时1.H机械设计课程设计共 33 页 第 8 页由 ， 。查教材图 1013 得 9.76bh1.42HK 1.3FK故载荷系数为K= （3-9） .512.498AVH7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式 1010a 得（3-331 .98.6.ttKdm10）8）计算模数 m（3-16.92.78dmz11） 3按齿根弯曲疲劳强度设计由公式（10-5）（3-132FaSdYKTmz12）(1) 确定公式内的各计算数值1）由教材图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500 MPa ，大1FE齿轮弯曲强度极限 =380 MPa 2FE2）由教材图 1018 查得弯曲疲
15、劳寿命系数 KFN1=0.85，K FN2=0.883）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，由式（3-13） ， （3-14）得1.3SMPa； （3-1085326.9.FNEK13）MPa； （3-2.57.13FNES14）4）计算载荷系数（3-.25.86AvFK15）5）查取齿型系数，由教材表 105 查得 =2.72， =2.181FaY2Fa机械设计课程设计共 33 页 第 9 页6）查取应力校正系数，由教材表 105 查得 =1.57， =1.79 1SaY2Sa7）计算大小齿轮的 并比较FaSY（3-1612.750.13369FaS）（3-2.8.5572FaSY17
16、）大齿轮的数值大。（2 ）设计计算mm （3-132FaSdYKTmz3321.86.910.51.9418）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强m度计算的模数，由于齿轮模数 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，m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，可取由弯曲强度计算得的模数 1.94mm 并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 d1=61.196 mm， 算出小齿轮齿数：176.04d（3-19）6.925Zm取为 24则大齿轮的齿数为 ，取为 108214.108i即两齿轮齿数为 Z1=32，Z
17、 2=142；这样设计出的齿轮传动即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。5几何尺寸计算（1）分度圆直径（3-20）124.560dZm（3-21）287m（2）计算中心距mm （3-126015da22）机械设计课程设计共 33 页 第 10 页（3）计算齿轮宽度（3-160db23）取 mm， mm。2B153.2 低速齿轮传动设计由以上设计计算，已知中间轴的功率 P2=6.16 KW，转速 n2=215.7 r/min，转矩 T2=272.6 Nm，i 23=3.22。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8
18、 级精度，直齿轮传动，小齿轮选用 40Cr，调质，硬度值为 280HBS，大齿轮选用 45 钢，调质，硬度值为240HBS。初选小齿轮齿数 Z1=30，大齿轮齿数 Z2= i23Z1=3.223097。2.按齿面接触强度计算由设计计算公式（3-24）进行试算,即（3-24）（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 ；1.6tK2）小齿轮传递的转矩 由前面已计算得T= （3-329507.PNmn25）3）由教材表 107 选取齿宽系数 1d4）由教材表 106 查得材料的弹性影响系数 1289.EaZMP5） 由教材图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MP ，大
19、齿轮的接触疲劳强度极限 =550 MP 。1limHa 2limHa6）由教材式 1013 计算应力循环次数=1830010=24000hhL 8106215.7(8301).0hNnj机械设计课程设计共 33 页 第 11 页88123.0.9612Ni7）由教材图 1019 查得接触疲劳寿命系数 ， 。10.97HNK20.9HN8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（3-26）与（3-27）得0.97600=582 MPa （3-26）0.99550=544.5 MPa （3-27）（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td1H（3-1td22
20、31.t EdHKTZu28） 233.67.04.189.21595.36 mm2）计算圆周速度 v=1.08 m/s （3-1295.62.76001tdn29）3）计算齿宽 b195.36=95.36mm （3-1dt30）4）计算齿高 h模数 （3-31）195.36.20ttmmz齿高 （3-32）27.th机械设计课程设计共 33 页 第 12 页5）计算齿宽与齿高之比 bh95.361.27bh6）计算载荷系数根据 8 级精度，速度 v=1.08m/s，由教材图 108 查得动载系，对于直齿轮 1.0vK1HFK由教材表 102 查得使用系数 .25A由教材表 104 用插值法查
21、得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时1.68H由 ， 。查教材图 1013 得 /3.2bh1.6HK1.43FK故载荷系数为（3-.25107.468.9AV33）7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式 1010a 得（3-34）331 .965.102ttKdm8）计算模数 m（3-1023.4dZ35）3 按齿根弯曲疲劳强度设计由公式（4-36）的弯曲强度的设计公式为进行设计（3-36）132FaSdYKTmz（1）确定公式内的各计算数值1）由教材图 1020c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限为 ，150FEMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限为 。2380FEMPa2）由教
22、材图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ， 。10.8FNK2.9FE3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，由式（4-37）和（4-38）得1.4S机械设计课程设计共 33 页 第 13 页（3-37）10.85314.29FNEKMPaS（3-38）2.9.7FE4）计算载荷系数（3-39）1.501.439AvFK5）查取齿型系数，由教材表 105 查得 ， 。2.5FaY2.19Fa6）查取应力校正系数，由教材表 105 查得 。16,78SSY7）计算大小齿轮的 并比较FaSY（3-40）12.560.13349FaS（3-41）2.78.5FaSY大齿轮的数值大。（2）设计计算
23、132FaSdYKTmz332.97.60.15672.3m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，m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，可取由弯曲强度计算得的模数 2.63mm 并就近圆整为标准值 ，按3m接触强度算得的分度圆直径 ，算出小齿轮齿数：102d34zm大齿轮的齿数 取231.109.8i210z这样设计出的齿轮传动即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 几何尺寸计算机械设计课程设计共 33 页 第 14 页
24、（1）分度圆直径（3-41）134102dzm（3-42）2 m（2）计算中心距（3-43）1203216da（3）计算齿轮宽度（3-44）1dbm取 ， 。210Bm07第四章 轴的设计与校核计算4.1 高速轴的设计与校核由第二章可知，高速轴上的功率 ， r/min，13.0pKW1960n。129.TNm1求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 直齿轮，压力角为 。146dm20（4-1）3129.0tTFNd（4-tantan2473r 2）2初步确定轴上的最小直径先按式（5-3）初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为 1Cr18Ni9Ti，根机械设计课程设计共 33 页 第 1
25、5 页据教材表 15-3，取 ，于是得013A（4-133min0.0 19.6Pdm3）高速轴的左端与皮带轮连接，因此轴上应有键槽，所以初选轴上的最小直径 。min20d3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。轴的左端是与一皮带轮相连，此处应有键槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮右端有滚动轴承，齿轮与滚动轴承之间应有套筒相连，与右边相对应，左端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此高速轴的装配方案用图 5-1. 图 4-1 高速轴结构方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）轴的第一段直径为最小直径为 26mm,第一段的右断要有轴向定位，因此取第二段的轴径为 32mm。带轮的轮宽为 50
26、mm，故取 L=50mm。2）初步选择滚动轴承轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据滚动轴承安装处直径为 35mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承 6207，其尺寸为 dDB=357217,故轴承右端直径为35mm。轴的第三段右端为轴肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为 3.5，故轴第四段的直径为 40mm。3）取安装齿轮处即轴第六段的直径为 41mm，齿轮的左端用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故取 h=4.5mm，则轴环处直径为 d=50mm，轴环宽度 b1.4h，故取 L=15mm。齿轮的右端用套筒定位，套筒相连齿轮与滚动轴承，根
27、据滚动轴承的宽度与套筒的宽度，取轴右端的长度为 L=40mm，齿轮的宽度为 65mm，所以取轴右第二段长 L=62mm。4）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面之间的距离为 70mm，故轴左端第二段的长度为 L=90mm。5）取齿轮距箱体内壁之间的距离为 a=16mm，齿轮与齿轮之间的距离取40mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=7mm 所以轴上右端第一段长度为 L=14+16+3+7=40mm。机械设计课程设计共 33 页 第 16 页（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴的
28、周向定位都采用平键连接，键的选择在以后的章节会做介绍。4.轴的校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式5-4 进行校核。 /（4-221caMTW4）1）求轴上的载荷 如图 5-2 所示由齿轮与带轮的设计计算得知，带轮对轴的压紧力 Fp=1012.3N，齿轮上径向力 Fr1=760N，圆周力 Ft1=2100N。利用材料力学知识可求出滚动轴承作用在轴上的力的大小与方向，然后再根据作用在轴上的力，画出轴上的弯矩扭矩图，对轴进行校核。求出 FNV1=1622.4N，F NV2=149.9N，F NH1=505N，F NH2=1595N。轴的受力如表 5-1 所示。表 4
29、-1 高速轴力与弯矩的大小载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F FNH1=505N FNH2=1595N FNV1=1622.4N FNV2=149.9N弯矩 M MNH=110.8Nm MV1=123.5Nm MNV2=10.4Nm总弯矩 M1= =111.29Nm M2= =123.5Nm21VH 22VH转矩 T2=62.93Nm机械设计课程设计共 33 页 第 17 页图 4-2 高速轴的受力图从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴左端与滚动轴承配合处，故对此处进行强度校核。2）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。根据式（5-4）
30、与上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6 ，轴的计算应力 2 2221 313.50.690.71caMTMPaW轴的材料选取为 1Cr18Ni9Ti，查的 ，1451ca所以高速轴安全。机械设计课程设计共 33 页 第 18 页4.2 中间轴的设计与校核由第二章可知，中间轴上的功率 ， r/min，2.83pKW26.7n。210.6TNm1求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为 ， 直齿轮，压力角为 ，2169dm20低速级小齿轮的分度圆直径为 d3=67.5 mm 同样是直齿轮，压力角 （4-53210.198.6tTFN）（4-62tan98.3
31、tan2436.r ）（4-732310.0.675tTFNd） （4-8）3tan.tan219.r 2初步确定轴上的最小直径先按式（5-9）初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为 45 号钢，调质处理，根据教材表 15-3，取 ，于是得01A（4-233min0.824.617Pdm9）中速轴的两端应为最小端又轴上无键，因此轴端最小直径 。min35d3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 5-3机械设计课程设计共 33 页 第 19 页图 4-3 中间轴结构方案（2）根据轴向定位的要求来确定轴各段直径和长度。1）从左端起取齿轮距箱体内壁距离为 16 mm，考虑铸造误差，在确定滚动
32、轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=7mm。因为 dmin=35 mm，所以初选滚动轴承为深沟球轴承，其型号为 6007，其宽度为 14 mm，安装尺寸 62 mm，所以左端的一段距离为 40 mm。2）低速级主动轮轮宽 B=107 mm，轴直径为 42 mm，轮宽左端与轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取第二段距离为 104 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，取h=3，故轴环处直径为 52 mm，轴环宽度 b1.4h，取第四段距离 15 mm，轴环与轴上与齿轮配合处有一过渡轴段，长度为 40，直径为 48。3）两齿轮之
33、间采用轴肩定位宽度为 15 mm，对于高速级从动轮右端已定位，其轮毂宽度为 60 mm，轴直径 40 mm，轮毂右端采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，取第五段距离 57mm。4）轴右端装滚动轴承，滚动轴承选用 6007，同 1),第六段为 40 mm。由此各段长度直径已确定。5）轴上零件的周向定位，两齿轮于轴的周向定位均采用平键连接，同时保证轴与齿轮配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为 H7/n6，滚动轴承的周向定位有过渡配合来保证。4计算轴上的载荷首先根据轴的结构图做出简图并计算弯矩。轴所受的力如表 5-2 所示表 4-2 中间轴力与弯矩的大小载荷 水平面 H 垂直面 V支反
34、力 F FNH1=3192.75N FNH2=4171.65NFNV1=1168.13N FNV2=1521.34N弯矩 M MH1=196.35Nm MNH2=355.13Nm MV1=71.84Nm MNV2=100.8Nm总弯矩 M1= =209.1Nm M2= =355.13Nm21VH22VH转矩 T2=272.6Nm根据轴上所受的各力的大小来校核轴的强度，如图 4-4 中间轴的受力图所示。机械设计课程设计共 33 页 第 20 页图 4-4 中间轴的受力图5按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时，通常支校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（5-4）及上表中数据，以及轴单向旋转
35、，扭转切应力为脉动循环，取 =0.6，轴的计算应力 2 2223369.10.7.65.4caMTMPaW轴的材料选取为 45 钢，查的 ，15Pa1c所以中间轴安全。4.3 低速轴的设计与校核由第二章可知，低速轴上的功率 ， r/min，32.61pKW302.5n机械设计课程设计共 33 页 第 21 页324.7TNm1求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 直齿轮，压力角为 。4175dm20（4-3342.02.tTFNd10）（4-4tan73.tan109.54r 11）2初步确定轴上的最小直径先按式（4-3）初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为 45 钢，根据教材表
36、15-3，取 112，于是得（4-12）低速轴的左端与联轴器连接，因此轴左端第一段的直径为联轴器的直径，所以要选择联轴器的型号。联轴器的计算扭矩（4-3caATK13）查教材表得知选 =1.3，所以 =1.3842.5=1095.25NmA3caAT按照计算转矩应小与联轴器公称转矩的条件，查标准手册，选用 HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250Nm，半联轴器的孔径为 55mm，故取轴左端第一段的直径为 55mm，半联轴器长度为 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm。所以选轴的最小直径 。min5d3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。轴的左端是与联轴器相连，此处应有键
37、槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮右端有滚动轴承，齿轮与滚动轴承之间应有套筒相连，与右边相对应，左端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此高速轴的装配方案用图 5-5图 4-5 低速轴示意图（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度机械设计课程设计共 33 页 第 22 页1）为了满足联轴器的轴向定位要求，轴的第一段直径为最小直径为 55mm,第一段的右断要有轴向定位，因此取第二段的轴径为 62mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故轴左端第一段的长度 L=82mm。2）初步选择滚动轴承轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根
38、据滚动轴承安装处直径为 65mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承 6013，其尺寸为 dDB=6510018,故轴承右端直径为65mm。轴的左端第三段右端为轴肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为 3.5，故轴第四段的直径为 40mm。3）取安装齿轮处即轴第六段的直径为 72mm，齿轮的左端用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故取 h=6mm，则轴环处直径为 d=84mm，轴环宽度 b1.4h，故取 L=15mm。齿轮的右端用套筒定位，套筒相连齿轮与滚动轴承，根据滚动轴承的宽度与套筒的宽度，取轴右端的长度为 L=40mm，齿轮的宽度为 65mm，所以取轴右第二
39、段长 L=99mm。4）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离为 30mm，故轴左端第二段的长度为 L=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之间的距离为 a=16mm，齿轮与齿轮之间的距离取40mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=7mm 所以轴上右端第一段长度为 L=18+16+3+7=44mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴的周向定位都采用平键连接，键的选择在以后的章节会做介绍。4.轴的校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式5-4
40、进行校核。 221caMTW1）求轴上的载荷 由齿轮的设计计算得知，齿轮上径向力 Fr4=1858.5N，圆周力Ft4=5106.1N。利用材料力学知识可求出滚动轴承作用在轴上的力的大小与方向，然后再根据作用在轴上的力，画出轴上的弯矩扭矩图，对轴进行校核。求出FNV1=564.9N，F NV2=1293.6N，F NH1=1552N，F NH2=3554.8N。受力如表 4-3 所示。表 4-3 低速轴力与弯矩的大小载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F FNH1=1552N FNH23554.8N FNV1=564.9N FNV2=1293.6N弯矩 M MNH=300.3Nm MNV=10
41、9.3Nm机械设计课程设计共 33 页 第 23 页总弯矩 M2= =319.6Nm2HV转矩 T2=842.5Nm图 4-6 低速轴的受力图图 4-6 为轴上所受的弯矩与扭矩的分析图。从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴右端与齿轮配合处，故对此处进行强度校核。2）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。根据式（4-4）与上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6 ，轴的计算应力机械设计课程设计共 33 页 第 24 页2 2221 3319.60.84.516.7caMTMPaW轴的材料选取为 45 钢，查的 ，1
42、Pa1c所以低速轴安全。第五章 键的选择与校核5.1 高速轴上键的选择与校核一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。故选择平键。由 ， ；。 135dm10L查表 51（教材） ， 由 初选键 1 为键宽 ，键高135dm18bm键长 。当键的长度大于 2.25d 时，其多出的长度实际上可17h4以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键 1，其键长应不大于（43-49）mm。而这两个键均能满足要求。查表 62（教材） ，键的材料为 45 钢，许用挤压应力取为 p=100-120MPa，取 p=110MPa。键 1 的工作长度为 l1=L1-b1
43、=40-8=32mm，接触高度k1=0.5h1=0.57=3.5mm，d 1=26mm，传递转矩 T=62.93Nm，由式（5-1）得键 1 的挤压强度 p1=2T1000/k1l1d1 （5-1）=262.9310003.53226=43.2 MPa p 则键的挤压强度满足要求，故键 1 合适，其型号为键 840 GB/T1096-2003 5.2 中速轴上键的选择与校核选择普通 A 型平键。由 ， ； ， 。169dm135L267.5dm270L查表 61（教材） ， 由 初选键 1 为键宽 ，键高1912bm键长 ；由 初选键 2 键宽 ，键高18h02. 2，键长 。当键的长度大于
44、2.25d 时，其多出的长度实际上2m25Lm机械设计课程设计共 33 页 第 25 页可以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键1，其键长应不大于（67-75.6）mm；对键 2，其键长应不大于（67-75.6）mm。而这两个键均能满足要求。查表 62（教材） ，键的材料为 45 钢，许用挤压应力取为 p=100-120MPa，取 p=110MPa。键 1 的工作长度为 l1=L1-b1=50-12=38mm，接触高度k1=0.5h1=0.58=4mm，d 1=42mm，传递转矩 T=272.6Nm，由式（6-3）得键1 的挤压强度 p1=2T1000/k1l
45、1d1 （5-3）=2101.4100043842=41.6 MPa p 则键的挤压强度满足要求，故键 1 合适，其型号为键 1250 GB/T1096-2003 键 2 的工作长度为 l2=L2-b2=50-12=38，接触高度k2=0.5h2=0.58=4mm，d 2=40mm，传递转矩 T=272.6Nm，由式（6-4）得键2 的挤压强度 p2=2T1000/k2l2d2 （5-4）=2242.7100043840=89.7 MPa p则键的挤压强度满足要求，故键 2 合适，其型号为键 1250 GB/T1096-20035.3 低速轴上键的选择与校核选择普通 A 型平键。由 ， ；。169dm170L查表 61（教材） ， 由 初选键为键宽 ，键高172dm120bm键长 。当键的长度大于 2.25d 时，其多出的长度实际上可12h以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键，其键长应不大于（115.2-129.6）mm。而键均能满足要求。查表 62（教材
