机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器(17-A).doc

齐齐哈尔大学普通高等教育 机械设计课程设计 题目题号： 两级展开式圆柱齿轮减速器（17-A） 学 院： 机电工程学院 专业班级： 机电123 学生姓名： 王聪 指导教师： 张红霞 成 绩： 2014 年 12 月 23 日目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、绪论3二、传动方案的拟定及说明.4三、电动机的选择.4四、计算传动装置的运动和动力参数.6五、传动零件的设计.7六、轴的设计计算.24七、轴承的选用及寿命校核.33八、键的选用及寿命校核.37九、箱体及附件的设计.38十、润滑油的选择与计算.41十一、附件的设计与选择.42参考资料目录 齐齐哈尔大学机械电子工程专业机械设计课程设计任务书学生姓名：王聪 班级：机电123 学号：2012113060 一 设计题目：单级圆柱齿轮减速器（13-A）给定数据及要求1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-鼓轮 6-传送带已知条件：鼓轮直径300mm，传送带运行速度0.63m/s，传送带主动轴所需转矩700N.m；两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限8年；两班制；小批量生产。 二 应完成的工作1. 减速器装配图1张（A0或A1图纸）；2. 零件工作图2张（从动轴、齿轮等）；3. 设计说明书1份。指导教师：发题日期2014年12 月 8日机械设计课程设计成绩评阅表题目评分项目分值评价标准评价等级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题合理性题目新颖性10课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性10设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术方法正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与图纸质量20设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。设计图纸质量高，错误较少。设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误。图纸质量一般，有较多错误独立工作及创造性20完全独立工作，有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度20遵守纪律，工作认真，勤奋好学。工作态度一般。答辩情况20介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。评价总分总体评价 一、绪论1. 选题的意义及目的 减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。按照传动级数不同可分为单级和多级减速机；按照齿厂轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥圆柱齿引轮减速机；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同进轴式减速机。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件，常用作原动件与工作机之间的减速传动装置 。在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。2. 本课题在国内外的发展状况减速机是国民经济诸多领域的机械传动装置，行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。我国减速机行业发展历史已有近40年，在国民经济及国防工业的各个领域，减速机产品都有着广泛的应用。食品轻工、电力机械、建筑机械、冶金机械、水泥机械、环保机械、电子电器、筑路机械、水利机械、化工机械、矿山机械、输送机械、建材机械、橡胶机械、石油机械等行业领域对减速机产品都有旺盛的需求。潜力巨大的市场催生了激烈的行业竞争，在残酷的市场争夺中，减速机行业企业必须加快淘汰落后产能，大力发展高效节能产品，充分利用国家节能产品惠民工程政策机遇，加大产品更新力度，调整产品结构，关注国家产业政策，以应对复杂多变的经济环境，保持良好发展势头。二.传动方案的分析和拟定两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-鼓轮 6-传送带三.电动机的选择。 1选择电动机的类型 根据工作要求和工作条件选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。 2选择电动机的容量 工作机有效频率为 Pw=Fv/1000=46670.63/1000KW=2.94KW 由表取，v带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为 总=带轴承4齿轮2联=0.960.9940.9720.99=0.859 PO=PW/总=2.94/0.859Kw=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为Pm=4kw 3确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为 nw=1000600.63v/300r/min=40.13r/min所以电动机转速可选范围 no=nwi =40.13（16160）r/min=642.16421r/min符合这一要求的电动机同步转速1000 r/min，1500r/min，3000r/min考虑3000r/min的电动机的转速太高，而1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1确定总传动比 i i总=nm/nw=1440/40.13=35.88 2分配各级传动比 根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5 i总=ioi=2.514.35=35.88 高速级传动比为 i1=1.4）i=1.414.354.4 取i1=4.4 低速级传动比为 i2=i总/i1=35.88/4.4=3.26 取i2=3.26四、计算传动装置的运动和动力参数 1各轴转速 no=nm=1440r/min n1=n0/i带=1440/2.5r/min=576r/min n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/min n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/min nw=n3=40.15r/min 2各轴输入功率 P1=PO1=3.420.96kw=3.28kw P2= P123= =3.280.990.97kw=3.15kw P3= P223= =3.150.990.97kw=3.02kw PW= P321= =3.020.990.99kw=2.96kw 3各轴输入转矩 T0=9550(PO/n0)=9550(3.42/1440)Nm=22.68 Nm T1=9550(P1/n1)= 9550(3.28/576)Nm=54.38 Nm T2=9550(P2/n2)= 9550(3.15/130.9)Nm=229.81 Nm T3=9550(P3/n3)= 9550(3.02/40.15)Nm=718.33 Nm TW=9550(PW/nW)= 9550(2.96/40.15)Nm=704.06 Nm五.传动零件的设计 1减速器外传动零件设计 确定设计功率 由表8-8，查得工作情况系数KA=1.2，则 Pd=KAP0 Pd=1.23.42kw=4.1kw 选择带型 n0=1440r/min, Pd=4.1kw,由图8-11选择A型带 确定带轮的基准直径和验算的速度根据表选小带轮直径为dd1=100mm, V带=dd1n0/601000m/s=7.54m/svmax=25m/s 计算大轮基准直径大带轮的直径为dd2=i带dd1=2.5100mm=250mm 确定中心距和V带长度根据式子（8-20）0.7（dd1dd2）a02（dd1dd2）,初步确定中心距，即 0.7（100250）mm=245mma0120o 计算的带根数z 由dd1和n1查表8-4查取单根V带所能传递的功率 P0=1.3 kw,由n1，i和A带查表8-5功率增量 P0=0.134 kw由表8-2查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93， Pr=（Po+Po）KaKL=（1.3+0.134）0.9350.93=1.257 Z=Pca/Pr=4.1/1.257=3.262则带的根数取四根 计算初拉力由表8-3查得v带质量q=0.1kg/m,则初拉力为 F0=qvd 2+500pca（2.5-Ka）/Kazu =5004.1/47.54(2.5-0.935/0.935)N+0.17.542N=119.45N 计算作用在轴上的压力 Fp=2z F0sina/2=24119.45Nsin154.88o/2=932.72N 带轮结构设计 （1）小带轮结构采用腹板式，查得电动机轴径D0=28，查得 e=150.3mm,f=1021mm 轮毂宽:L带轮=（1.52）D0=（1.52）28mm=4256mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮毂宽:B带轮=（z1）e2f=(41)15mm210mm=65mm （2）大带轮结构 采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。 减速器内传动零件设计 选择材料、热处理和公差等级（高速级斜齿圆柱齿轮的设计） 考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表10-1得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之间。选用8级精度，初选Z1=23，则Z2=uZ1=4.423=101.2,取Z2=101初选螺旋角=12o 压力角取20. 按齿面接触疲劳强度设计（高速级斜齿圆柱齿轮的设计） 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为（小轮分度圆直径） dlt2KhtT1/d(u1)/u(ZEZHZ/H)1/3 1因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kht=1.11.8,初选Kht=1.4 2由图10-20，查得节点区域系数ZH=2.46 3由式（10-21）计算解除疲劳强度用重合度系数ZE=30.260 =23.163 =0.775 4由式（10-23）可得螺旋角系数 =0.978 试算小齿轮分度圆直径 d1t2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/321.454380/1.1(4.41)/4.4(189.82.460.7750.99/445)1/3mm=47.93mm 调整小齿轮分度圆直径1圆周速度为 V=d1tn1/601000=47.93576/601000m/s=1.45m/s, 齿宽 b=dd1=1.147.93mm=47.93mm 2计算载荷系数Kh 由表10-2查得使用系数KA=1.0，因v=1.44m/s,和8级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.13, 齿轮的圆周力 Ftl=2T1/dlt=254380/47.93=2269.14N KaFtl/b=12269.14/65.29=34.75N/mm100N/mm由表10-3查得齿间载荷分配系数K=1.2 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分配系数K=1.11，则载荷系数为 KH=KAKVKK=1.01.131.111.2=1.505由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t（K/Kt）1/347.93（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm 及相应的齿轮模数 mn= d1cos/Z1=49.1mmcos12o/23=2.09mm 按表8-23，取mn=2.5mm按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-7）试算模数，即 确定公式中的参数值 1试选用Kft=1.3 2由式（10-18）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 3由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 4计算 由当量齿数为 ZV1=Z1/(cos)3=23/(cos12o)3=24.6 ZV2=Z2/(cos)3=101/(cos12o)3=107.9 得齿形系数YF1=2.61，YF2=2.22，由图10-18查得YS1=1.59，YS2=1.81 取=0.030 试算齿轮模数 =2.093 调整齿轮模数 d1= mnZ1/cos=2.523/ cos12mm=58.785mm V=d1tn1/601000=58.785576/601000m/s=1.77m/s 齿宽 b=dd1=1.159.355mm=65.29mm 齿高h及宽高比 h=(2ha*c*)mn=(20.25)2.5mm=5.625mm计算实际载荷系数Kf 1根据v=1.44m/s,由图10-8查得动载荷系数KV=1.13 2根据 ，查得齿间载荷分配系数K=1.2 3查表查得，结合b/h查得齿向载荷分配系数K=1.11则载荷系数为 K=KAKVKK=1.01.071.111.2=1.43 由式（10-13）可按实际再和系数算得的齿轮模数 m1=m1t（K/Kt）1/3=2.5（1.505/1.4）1/3mm=2.56mm堆积计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从变标准取近值mn=2.5mm，为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=59.355mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/mn=48.53mmcos12o/2.523几何尺寸计算1中心距为 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2.5(23101)mm/(2cos12o)=158.46mm考虑到模数从2.56减小圆整到2.5mm，为此中心距取160mm2则螺旋角为 =arccos mn(Z1Z2)/2a1= arcos2.5(23101)mm/(2160)=14.362o3计算小，大齿轮的分度圆直径 d1= mnZ1/cos=2.523/ cos14.362omm=59.355mm d2= mnZ2/cos=2.5101/ cos14.362omm=260.545mm4齿宽 b=dd1=1.159.355mm=65.29mm 取b2=66mmb1=b(510)mm,取b1=75mm圆整中心距后的强度校核齿轮福德中心距在圆整之后，一些参数均发生了变化，应重新校核齿轮强度以明确齿轮的工作能力。 1齿面接触疲劳强度校核按之前类似做法，先计算10-22的参数T1=54380N/mm，d=1，d1=59.355mm，等带入式子 满足齿面接触疲劳强度计算条件 2齿根弯曲疲劳强度校核按之前类似做法，先计算10-17中的参数带入 齿根弯曲疲劳强度满足需求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于齿轮 主要设计理论螺旋角 =14.362o齿数 z1=23 z2=101中心距 a=160mm齿宽 b1=75mm b2=66mm端面模数 mt=mn/cos=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齿顶高 ha= ha*mn=12.5mm=2.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)2.5mm=3.125mm全齿高 h= ha hf=2.5mm3.125mm=5.625mm顶隙 c=c8mn=0.252.5mm=0.625mm齿顶圆直径为 da1=d12ha=59.355mm22.5mm=61.355mm da2=d22ha=260.645mm22.5mm=265.645mm齿根圆直径为 df1=d12hf=59.355mm23.125mm=53.105mm df2=d22hf=260.645mm23.125mm=254.395m 减速器内传动零件设计 选择材料、热处理和公差等级（低速级斜齿圆柱齿轮的设计） 考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表10-1得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之间。选用8级精度，)初选Z3=25，则Z4=uZ3=3.2625=81.5,取Z4=82初选螺旋角=11o 压力角取20. 按齿面接触疲劳强度设计（低速级斜齿圆柱齿轮的设计） 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为（小轮分度圆直径） dlt2KhtT1/d(u1)/u(ZEZHZ/H)1/3 1因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kht=1.11.8,初选Kht=1.4 2由图10-20，查得节点区域系数ZH=2.465 3由式（10-21）计算解除疲劳强度用重合度系数ZE=30.103 =23.018 =0.775 4由式（10-23）可得螺旋角系数 =0.991 试算小齿轮分度圆直径 d1t2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/321.4229810/1.1(3.261)/3.26(189.82.460.770.991/468)1/3mm=76.615mm 调整小齿轮分度圆直径 1圆周速度为 v=d3tn2/601000=76.615130.9/(601000)m/s=0.52m/s 齿宽 b=dd1=1.176.615mm=76.615mm 2计算载荷系数Kh 由表10-2查得使用系数KA=1.0，因v=0.52m/s,和8级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.07, 齿轮的圆周力 Ftl=2T1/dlt=2229810/76.6156000N KaFtl/b=16000/76.615=78.31N/mm100N/mm由表10-3查得齿间载荷分配系数K=1.2 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分配系数K=1.11，则载荷系数为 KH=KAKVKK=1.01.071.111.2=1.43由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d=d1t（Kh/Kt）1/376.615（1.43/1.4）1/3mm=76.77mm 及相应的齿轮模数 mn= d3cos/Z3=76.615mmcos11o/25=3.01mm 取mn=3.5mm按齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10-7）试算模数，即 确定公式中的参数值 1试选用Kft=1.3 2由式（10-18）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 3由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 4计算 由当量齿数为 ZV3=Z3/(cos)3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos)3=82/(cos9.76o)3=85.7 得齿形系数YF1=2.6，YF2=2.25，由图10-18查得YS1=1.59，YS2=1.79 取=0.030 试算齿轮模数 =3.03 调整齿轮模数 d3= mnZ3/cos=3.525/ cos11omm=76.77mm V=d3tn2/（601000）=76.77130.9/（601000）m/s=0.53m/s 齿宽 b=dd1=1.176.77mm=88.785mm 齿高h及宽高比 h=(2ha*c*)mn=(20.25)3.5mm=7.875mm计算实际载荷系数Kf 1根据v=0.53m/s,由图10-8查得动载荷系数KV=1.13 2根据，查得齿间载荷分配系数K=1.2 3查表查得，结合b/h查得齿向载荷分配系数K=1.12则载荷系数为 K=KAKVKK=1.01.131.121.2=1.518 由式（10-13）可按实际再和系数算得的齿轮模数 m1=m1t（K/Kt）1/3=3.5（1.518/1.4）1/3mm=3.684mm堆积计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从变标准取近值mn=3.5mm，为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=76.77mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/mn=76.77mmcos11o/3.525几何尺寸计算1中心距为 a= mn(Z3Z4)/2cos=3.5(2582)mm/(2cos11o)=190.75mm考虑到模数从3.58减小圆整到3.5mm，为此中心距取190mm2则螺旋角为 =arccos mn(Z3Z4)/2a2= arcos3.5(2582)mm/(2190)=9.76o计算小，大齿轮的分度圆直径 d3= mnZ3/cos=3.525/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cos=3.582/ cos9.76omm=291.215mm4齿宽 b=dd3=1.188.785mm=97.66mm，取b4=98mm b3=b(510)mm,取b3=105mm 圆整中心距后的强度校核齿轮福德中心距在圆整之后，一些参数均发生了变化，应重新校核齿轮强度以明确齿轮的工作能力。 1齿面接触疲劳强度校核按之前类似做法，先计算10-22的参数T1=229810N/mm，d=1.1，d3=88.785mm，等带入式子 满足齿面接触疲劳强度计算条件 2齿根弯曲疲劳强度校核按之前类似做法，先计算10-17中的参数带入 齿根弯曲疲劳强度满足需求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于齿轮 端面模数 mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm 齿顶高 ha= ha*mn=13.5mm=3.5mm 齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)3.5mm=4.375mm 全齿高 h= ha hf=3.5mm4.375mm=7.875mm 顶隙 c=c8mn=0.253.5mm=0.875mm 齿顶圆直径为 da3=d32ha=88.785mm23.5mm=95.785mm da4=d42ha=291.215mm23.5mm=298.215mm 齿根圆直径为 df3=d32hf=88.785mm24.375mm=80.035mm df4=d42hf=291.215mm24.375mm=282.465mm 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算高速级齿轮传动的作用力 1已知条件 高速轴传递的转矩T1=54380Nmm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角=14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm 2齿轮1的作用力 圆周力为 Ft1=2T1/d1=254380/59.355N=1832.4N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4tan20o/cos14.362oN=688.4N其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为 Fa1= Ft1tan=1832.4tan14.362oN=469.2N其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为 Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20ocos14.362o)N= 2012.9N 3齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反低速级齿轮传动的作用力 1已知条件 中间轴传递的转矩T2=229810Nmm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角=9.76o。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径d3=88.785mm 2齿轮3的作用力 圆周力为 Ft3=2T2/d3=2229810/88.785N=5176.8N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8tan20o/cos9.76oN=1911。9N其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 Fa3= Ft3tan=5176.8tan9.76oN=890.5N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为 Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20ocos9.76o)N=5589.9N 3齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反六、轴的设计计算 低速轴的设计计算1、求输出轴上的功率P、转速n和转矩T P=3.02KW,n=40.15r/min T=718.33 Nm 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半d=291.215mm Ft= Fr= Fa=Ft圆周力、径向力及轴向力的方向如图4-8b所示3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第九版）表15-3，取较小值Ao=106,则得 dmin=Ao(P3/n3)1/3=106(3.02/40.15) 1/3mm=44.75mm，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TC=KAT3，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取KA=1.5，则 TC=KAT3=1.5718330Nmm=1077495 Nmm查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，HL4型弹性柱销联轴器符合要求，其公称转矩为1250Nm，联轴器的孔径为d=48mm，、联轴器长度L=112，联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。1、 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图4-4） 1为了满足联轴器的轴向定位，1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的 直径d2=55，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D=60mm联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比略短些，现取。 2初步轴承。 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，参照工作要求并根据d2=55mm，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，6段轴承为7212C，3段为7211c其尺寸为d=60mm,外径D=110mm,宽度B=22mm，d3=d7=60mm，而L7=49.5mm。左端轴承采用轴肩进行轴向定位 3取安装齿轮处的轴段d5=77.57mm，齿轮的右端与右端之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为80mm，故取L4=81.5mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为d5=77.57mm。轴环宽度。L5=10mm 4轴承端盖的总宽度为50.6mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与联轴器右端面间的距离L=13.5mm，故取 L2=74.1mm 5箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取L3=37mm L6=96mm-（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d5由机械设计（第九版）表6-1查得平键bh=18mm11mm截面键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面同样，bh=14mm9mm，联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为5、 求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FR1H=728.1NR1V=3503.2NR2H=1183.8NR2V=1673.6N弯矩MMaH=53.95NmMbH=18.36NmMaV=26.51Nm总弯矩M1=5395.22(-259587.1)2Nmm=26.51NmM2=183607.42(-259587.1)2Nmm=31.79Nm扭矩TT1=71.83 Nm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第九版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面b-b剖面7右侧受应力最大（2）b-b剖面右侧抗弯截面系数 W=d35/32-bt(d5-t)/2d5=623/32mm3-187(62-7)2/(262) mm3=20312mm3抗扭截面系数 WT=d35/16- bt(d5-t)/2d5=623/16mm3-187(62-7)2/(262) mm3=43698 mm3b-b剖面右侧弯矩M为b-b剖面上的扭矩为截面上的弯曲应力 b=Ma/W=317957.8/20312MPa=15.7MPa截面上的扭转切应力 =T3/WT=718330/43698MPa=16.4MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B=650MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第九版）附表3-2查取。因，经插值后查得 又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为 由机械设计（第九版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第就版）附图3-4得表面质 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数计算安全系数值 故可知安全。 高速轴的设计计算1、求输出轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1=3.28KW,n1=576r/min T1=54.38 Nm2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d1=59.355mm Ft= Fr= Fa=Ft圆周力、径向力及轴向力的方向如图4-5所示3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第九版）表15-3，取较小值Ao=120,则得 dmin=Ao(P1/n1)1/3=120(3.28/576)1/3mm=21.43mm2、 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图4-4）1）2段的 直径d2=35，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D=35mm 联轴器与轴配合的毂孔长度L=50mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比略短些，现取 。2） 初步轴承。 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，参照工作要求并根据d2=35mm，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7轴承内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mm，内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位直径Da=73mm,，其尺寸为，d3=35mm d7=40mm，而l3=33mm左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程 3）表15-7查得轴承的内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位直径Da=73mm,，因此取d4=48mm；轴设计成齿轮轴，已知齿轮轮毂的宽度为82mm，故取L6=。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为d5=53.1。轴环宽度，取L6=7mm。 4）轴承端盖的总宽度为46.5mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与联轴器右端面间的距离L=28mm，故取 L2=75.5mm 5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取L4=118mm，L7=33mm。（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d6由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为6、 求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FR1H=1225.8NR1V=477.8NR2H=-941.5NR2V=1354.6N弯矩MMaH=-70.88NmMbH=m=-10.95NmMaV=81.94Nm 总弯矩M1=(-56961.4)2(-81942.7)2Nmm=99.79NmM2=109592.3202Nmm=10.95Nm扭矩TT1=54.380Nm中间轴的设计计算 已知条件 中间轴传递的功率P2=3.15KW,转速n2=130.9r/min,齿轮分度圆直径d2=260.645mm,d3=88.785mm,齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm 选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理 初算轴径 查表得c=106135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则 dmin=c(P2/n2)1/3=110(3.15/130.9)1/3mm=31.76mm 结构设计轴的结构构想如下图4-1 （1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计 （2）轴承的选择与轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C,经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm,故d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=50mm轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2