用于带式运输机传动装置中的二级 分流式 圆柱齿轮减速器

目    录  一、 设计任务书 1 二、 传动方案的拟定及说明 3 三、 电动机的选择 3 四、 计算传动装置的运动和动力参数 4 五、 齿轮 的设计计算 5 六、 轴的设计计算 15 七、滚动轴承的选择及计算 26 八、键联接的选择及校核计算 28 九、 联 轴器的选择 29 十 、 箱体结构设计 30 十 一 、 减速 器附件的选择 31 十 二 、润滑与密封 32 十 三 、设计 总 结 33 附、参考资料目录 33 机械设计课程设计  1 一、 机械设计课程设计任务书  题目：设计一用于带式运输机传动装置中的二级 分流式 圆柱齿轮减速器  1.总体布置简图  1 电动机； 2 联轴器； 3 齿轮减速器； 4 联轴器； 5 带式运输机； 6 鼓轮  2.工作情况：  载荷平稳、单向 旋转  3.原始数据  运输带拽引力 F（ N）： 1900N 滚筒 直径 D（ mm）： 350 使用年限（年）： 5 工作制度（班 /日）： 2 4.设计内容  1. 电动机的选择与运动参数计算；  2. 斜齿轮传动设计计算  机械设计课程设计  2 3. 轴的设计  4. 滚动轴承的选择  5. 键和 联 轴器的选择与校核；   6. 减速器附件的选择  7. 润滑与密封  8. 装配图、零件图的绘制  9. 设计计算说明书的编写  5.设计任务  2  减速器总装配图一张  3  闷盖 、 低速 轴零件图各一张  4  设计说明书一份  6.设计进度  1、  第一阶段：总体计算和传动件参数计算  2、  第二阶段：轴与轴系零件的设计  3、  第三阶段：轴、轴承、联轴器、键 的校核及草图绘制  4、  第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写  机械设计课程设计  3 设   计   计   算   及   说   明  结     果  二 、传动方案的拟定及说明  由题目所知传动机构类型为：分流式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。  本传动机构的特点是：一般为高速级分流，且常采用斜齿轮；低速级可用直齿轮或人字齿轮，本次设计采用低俗级直齿轮。齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂，常用于大功率，变载荷场合。   三 、电动机的选择  1  电动机类型和结构的选择  因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的 卧式封闭型 Y（ IP44）系列的电动机。  2  电动机容量的选择  1）  工作机所需功率 Pw   Pw 1000Fv=3.04kW 2)  电动机的输出功率  Pd Pw /   32g g g21 2 3 4 1为联轴器效率：   1 0.99   （弹性柱销联轴器）  2为齿轮啮合效率：2 0.97 3为滚动轴承效率：  3 0.99 4为滑动轴承效率：4 0.98   （润滑良好）  故        0.85 =  则       3 . 5 8PwP d k W按表 20 1 2 确定电机额定功率  4Ped kW    Pw 3.04kW 0.85 3.58Pd kW  4Ped kW  机械设计课程设计  4 设   计   计   算   及   说   明  结     果  3  电动机转速的选择  初选为同步转速为 1000r/min 的电动机  4电动机型号的确定  由表 20 12 查出电动机型号为 Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速 960r/min。基本符合题目所需的要求。  四 、计算传动装置的运动和动力参数  传动装置的总传动比及其分配  1  计算总传动比  由电动机的满载转速dn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置应有的总传动比为：  1 0 .9 8dwni n  1 0 0 0 6 0d vn D 87.4 / minr  2  合理分配各级传动比  由于减速箱是 分流 式布置，所以12(1 .1 1 .5 )ii，且双级圆柱减速器每一级的传动比推荐值为 i 3 6，取 高速级传动比1 3.66i ，低速级传动比2 3i 3. 各轴转速  1 9 6 0 / m i ndn n r2 1 1/ 2 6 2 . 3 / m i nn n i r3 4 2 2/ 8 7 . 4 / m i nn n n i r 4.  输入功率  按电动机额定功率edP计算各轴输入功率，即  0 4edP P kW113 . 9 6dP P k W22 1 2 3 3 . 6 9P P k W 3 2 2 3 3 . 5 4P P k W10.98i  dn=87.4 /minr  1 3.66i 2 3i 1 9 6 0 / m innr2 2 6 2 .3 / m in  3 8 7 .4 / m innr4 8 7 .4 / m innr0 4P kW1 3.96P kW2 3.69P kW3 3.54P kW机械设计课程设计  5 设   计   计   算   及   说   明  结     果  4 3 3 1 3 . 4 7P P k W5. 各轴 转矩  0 0 09 5 5 0 / 3 9 . 7 9T P n N m g1 1 19 5 5 0 / 3 9 . 3 9T P n N m g2 2 29 5 5 0 / 1 3 4 . 3 5T P n N m g3 3 39 5 5 0 / 3 8 6 . 8 1T P n N m g4 4 49 5 5 0 / 3 7 9 . 1 6T P n N m g五 、 齿轮 传动设计计算  （一） .高速级齿轮传动设计  1    选精度等级、材料及齿数  0）  材料及热处 理；  选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，  大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，  二者材料硬度差为 40HBS。  1）  精度等级选用 7 级精度；  2）  试选小齿轮齿数1 24Z ，大齿轮齿数  2 1 1 2 4 3 . 6 6 8 7 . 8Z Z i g，取2 88Z 3）  选取螺旋角。初选螺旋角 14  2   按齿面接触强度设计  按式（ 10 21）试算，即       td 23 2 1t HEdHKT ZZuu 0）  确定公式内的各计算数值  （ 1）试选 1.6tK ；  （ 2） 由图 10 30【 1】 选取区域系数 2.433HZ (3)由表 10 7【 1】 选取尺宽系数 1d4 3.47P kW0 3 9 .7 9T N m g1 3 9 .3 9T N m g2 1 3 4 .3 5T N m g3 3 8 6 .8 1T N m g4 3 7 9 .1 6T N m g机械设计课程设计  6 设   计   计   算   及   说   明  结     果  （ 4）  转矩1T=39.39 Nm  （ 5）  由图 10 26【 1】查得1 0.78 ，2 0.88 ，则12 1 . 6 6 ，由表 10 6【 1】查得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a（ 6）  由图 10 21d【 1】按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H 600MPa；大齿轮的 接触 疲劳强度极限lim2H 550MPa；  （ 7）  由式 10 13【 1】 计算应力循环次数  1160 hN n jL 91.382 10  921 / 3 . 6 6 0 . 3 7 8 1 0NN （ 8）  由图 10 19 【 1】 查得接触疲劳寿命系数1HNK 0.94；2HNK 0.95 （ 9）  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（ 10 12）【 1】得  1 l i m 11 5 6 4H N HH K M P aS g2 l i m 22 5 2 2 . 5H N HH K M P aS g               12 5 4 3 . 2 52HHH M P a 1）  计算  （ 1）  试算小齿轮分度圆直径1td1td 3 21 12 HEHdt ZZuuTK =41.18mm =1.66 1N 91.382 102N= 90.378 10  1H 564MPa2H=522.5MPa   5 4 3 . 2 5H M P a  1 4 1 .1 8td m m机械设计课程设计  7 设   计   计   算   及   说   明  结     果  （ 2）  计算圆周速度  v = 1160 1000tdn2.07 /ms  （ 3）  计算齿宽 b 及模数ntm1dtbd g=41.18mm 11c o s 4 1 . 1 8 c o s 1 4 1 . 6 6 524tntdmZ omm 2 . 2 5 3 . 7 5nthmmm /bh =10.98mm （ 4）  计算纵向重合度10 . 3 1 8 t a nd Z =1.903 （ 5）  计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取AK=1 根据 v = 2.07 /ms ,7 级精度，由图 10 8【 1】 查得动载系数vK=1.085； 由表 10 4【 1】 查的HK的计算公式和直齿轮的相同，  故    231 . 1 2 0 . 1 8 0 . 2 3 1 0HdKb 1.31  由表 10 13【 1】 查得FK=1.27 由表 10 3【 1】 查得HFKK=1.2。故载荷系数  1 . 7 0 6A V H HK K K K K           （ 6）  按实际 的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得     1d= 31 / tt KKd=42.06mm v = 2.07 /ms  b 41.18mm ntm=1.665mm h 3.75mm /bh=10.98mm 1.903mm HK 1.31 K =1.706 1d=42.06mm 机械设计课程设计  8 设   计   计   算   及   说   明  结     果  （ 7）  计算模数nm11c o s 1 . 7 0ndm Z mm 3 按齿根弯曲强度设计  由式 (10 17)【 1】  nm 231212 c o s F a S adFK T Y YYz 0）  确定计算参数  （ 1）  计算载荷系数  A V F FK K K K K=1.654 （ 2）  根据纵向重合度10 . 3 1 8 t a nd Z =1.903，从图 10 28【 1】 查得螺旋角影响系 数    Y 0.88 （ 3）  计算当量齿数  11 3 2 6 . 2 7c o sV ZZ 22 3 9 6 . 3 3c o sV ZZ （ 4）  查取齿型系数  由表 10 5【 1】 查得1FaY 2.592 ；  2FaY 2.187 查取应力校正系数  由表 10 5 查得2SaY=1.596；2SaY=1.786 （ 5）  计算 F 取失效概率为 1，安全系数 S 1.4，由式（ 10 12）【 1】得  1 l i m 11 3 1 6 . 1FNF K M P aS gnm=1.70mm K =1.654 1VZ 26.27 2VZ=96.33 1F 316.1MPa  机械设计课程设计  9 设   计   计   算   及   说   明  结     果  2 l i m 22 2 4 7FNF K M P aS g上式中1FNK，2FNK由图 10 19 【 1】查得  1FNK 0.885；2FNK 0.91 （ 6）  计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较   1 11F SaFaYY=0.013087 2 22F SaFa YY=0.015814 大齿轮的数值大。  1）  设计计算  nm 231212 c o s F a S adFK T Y YYz =1.213 由于模数 太小时，齿轮分度圆太小，故nm取较大的，取为  nm 2.5 4 几何尺寸计算  0）  计算中心距  1Z 1 cosnd m 16.33， 为保证不产生根切 取 1Z 20，   则2Z13.66Z 73.2    取2Z 73 中心距     a 122 c o s nZ Z m119.8 a 圆整后取 120m 2) 按圆整后的 a 修正螺旋角 =arc 122 nZ Z ma =14.36o  2F=MPa   111Fa SaFYY=0.013087 2 22F SaFa YY=0.015814 nm=2.5mm 1Z 20 2Z 73 a =120mm =14.36o  机械设计课程设计  10 设   计   计   算   及   说   明  结     果  3）  计算大、小齿轮的分度圆直径  11 cos nZmd 51.61mm 22 cos nzmd =188.39mm 4）  计算齿轮宽度  1dbd g=51.61mm 圆整后取   1B=58mm,   2B=52mm 5）  结构设计  大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。小齿轮则由于齿根圆较小，故制造成齿轮轴的形式。  1d51.61mm 2d188.39mm b 51.61mm 1B=58mm 2B=52mm 机械设计课程设计  11 设   计   计   算   及   说   明  结     果  （二） .低 速级齿轮传动设计  1    选精度等级、材料及齿数  1）  材料及热处理；  选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，  大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，  二者材料硬度差为 40HBS。  2）  精度等级选用 7 级精度；  3）  试选小齿轮齿数1 24Z ，大齿轮齿数  2 1 1 2 4 3 7 2Z Z i g，取2 72Z 2    按齿面接触强度设计  按式（ 10 21）试算，即       td 231 12 . 3 2 t EdHKT Zuu 4）  确定公式内的各计算数值  （ 1）试选 1.5tK （ 2） 转矩1T 134.35Nm   (3) 由表 10 7【 1】选取尺宽系数 1d（ 4 ）由表 10 6 【 1 】查得材料的弹性影响系数121 8 9 .8EZ M P a  （ 5）  由图 10 21d【 1】按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2H 550MPa；  （ 6）  由式 10 13【 1】计算应力循环次数  1160 hN n jL 83.777 10  821 / 3 0 . 7 5 5 4 1 0NN （ 7）  由图 10 19 【 1】查得接触疲劳寿命系数1HNK 0.95；2HNK 0.98 （ 8）  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（ 10 12）【 1】得  1 l i m 11 5 7 0H N HH K M P aS g1 24Z 2 72Z 1N= 83.777 10  82 0 .7 5 5 4 1 0N 1H 570MPa机械设计课程设计  12 设   计   计   算   及   说   明  结     果  2 l i m 22 5 3 9H N HH K M P aS g5）  计算  （ 1）  试算 小齿轮分度圆直径1td代入中较小值  1td 231 12 . 3 2 t EdHKT Zuu =74.65mm （ 2）  计算圆周速度  v = 1160 1000tdn= 1.025 /ms  （ 3）  计算齿宽 b 及模数ntm1dtbd g=74.65mm 113 .1 1tdm Z mm 2 .2 5 7 .0 0hmmm /bh=10.66mm （ 4）  计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取AK=1 根据 v =1.025 /ms,7 级精度，由图 10 8【 1】查得动载系数vK=1.05；由表 10 3【 1】查的HK的计算公式  故    231 . 1 2 0 . 1 8 0 . 2 3 1 0HdKb = 1.317  由表 10 13【 1】查得FK=1.275 由表 10 3【 1】查得HFKK=1.2,  故载荷系数  1 . 7 4 2A V H HK K K K K （ 5）  按实际的载荷系数校正所得的分度圆直 径，由式（ 10 10a）得     1d = 31 /ttd K K  =78.47mm （ 6）  计算模数 m  113 .2 7dm Z mm 2H 539MPa1td 74.65mm v 1.025 /ms  b 74.65mm m =3.11mm h 7.00mm /bh 10.66mm HK 1.317 K 1.742 1d =78.47mm m 3.27mm 机械设计课程设计  13 设   计   计   算   及   说   明  结     果  5 按齿根弯曲强度设计  由式 (10 17)【 1】  nm 3 1212 Fa SadFYYKTz 0）  确定计算参数  （ 1）  计算载荷系数  A V F FK K K K K=1.607 （ 2）  查取齿型系数  由表 10 5【 1】查得1FaY 2.65；  2FaY 2.236 查取应力校正系数  由表 10 5 查得2SaY=1.58；2SaY=1.754 （ 3）  计算 F 取失效概率为 1，安全系数 S 1.4，由式（ 10 12）【 1】得  1 l i m 11 3 2 5F N FF K M P aS g2 l i m 22 2 4 9 . 7F N FF K M P aS g上式中1FNK，2FNK由图 10 19 【 1】查得  1FNK 0.91；2FNK 0.92 （ 4）  计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较   1 11F SaFaYY=0.01288 2 22F SaFa YY=0.01571 大齿轮的数值大。  2）  设计计算  K 1.607 1F 325MPa2F 249.7MPa 1 11F SaFaYY=0.01288 2 22F SaFa YY=0.01571 机械设计课程设计  14 设   计   计   算   及   说   明  结     果  将数据代入公式可得  m 2.28mm 取标准值 m =2.5mm 按接触强度算得的分度圆直径1d 78.47mm 6 几何尺寸计算  0）  计算中心距  1Z 1dm=31.4，取1Z 31，  则2Z 3 31 93 中心距     a 122Z Z m =155mm 5）  计算大、小齿轮的分度圆直径  11d Z m=77.5mm 22d Z m=232.5mm 6）  计算齿轮宽度  1dbd g=77.5mm 圆整后取   1B=85mm,   2B=78mm 4）  结构设计  大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。小齿轮则由于齿根圆较小，故采用实心式的为宜。  m =2.5mm 1d 78.47mm 1Z 31 2Z 93 a 155mm 1d77.5mm 2d=232.5mm b 77.5mm 机械设计课程设计  15 设   计   计   算   及   说   明  结     果  六 、轴的设计计算  1.高速 轴 ：由于高速级小齿轮分度圆较小，故高速轴 I 采用齿轮轴。轴的材料为 45 钢，调质处理。  轴装配方案如下：  1  初步确定轴的最小直径  d 30PAn0A取 118， P =3.98kW ,n 为 960 /minr  故  d 18.9mm,由于电机的输出轴为 38mm， 该 轴输入转矩T=39.39Nm ，ca AT K T考虑转矩变化很小，取AK 1.5，故caT 59.09 Nm 查手册选用 HL3 型（1L）弹性柱销联轴器 ,该联轴器参数为 公称转矩 T =630 Nm ， L 60mm，最大允许转 速 为5000 /minr Nm 。   2.   轴上的轴承可选用内径为 35mm 的轴承，由于高速级斜齿轮成对称布置，故轴向力完全抵消，故轴承可选用滚子轴承 ，初步选用N207 型中窄 轴承其参数如下：  3 5 , 7 2d m m D m m，  1 7 , 4 2 , 6 5aB m m d m m D a m m 3.    根据轴向定位的要求确 定轴的各段直径和长度  1 2 段  由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为32mm,长度略短于 60，取12L 58mm。  2 3 段  考虑到联轴器的轴向定位该段直径选为 34mm,长度取为23L 50mm。  3 4 段    该段轴要安装轴承 和套筒 ，即该段直径定为35mm。 长度为轴承宽度加上轴承端面到箱体内壁的距离，由于用油润滑，故轴承端面到箱体内壁的距离可取为 7mm， 考虑套筒宽度 故   34L 17+7+1 25mm. d 18.9mm caT 59.09Nm  机械设计课程设计  16 设   计   计   算   及   说   明  结     果  4 5 段   该段 为定位轴肩，对套筒进行定位，故直径取为42mm,长度由齿轮端面到箱体内壁的距离确定取45L 8mm 5 6 段  该处为齿轮，长度等于齿宽为  56L 58mm 6 7 段  该处轴为隔开两齿轮，且考虑到低速级小齿轮的宽度，取67L 105mm,直径可取为 42mm. 7 8 段 与 5 6 段 相同，故   78L 58mm,8 9 段 与 4 5段 相同，故89L 8mm,  9 10 段 与 3 4 段 相同，故910L25mm。  4.计算轴的总长  L =58+50+25+8+58+105+58+8+25=395mm 2.中间轴的设计  此轴的输入功率 P =3.69 kW ，转速 n 262.3 /minr ，扭矩T=134.35 Nm ，  1.初步确定轴的最小直径  d 30PAn0A取 118， P =3.69kW ,n 为 262.3 /minr  故  d 28.5mm 为了使轴承便于安装，取最小直径为 35mm。  2 求作用在齿轮上的受力  高速级每一个大齿轮处1 2t TF d=713N，  11ta nc o s nrtFF =335N 轴向力互相抵消；低速级小齿轮处受力与低速级大齿轮受力相同计算过程见输出轴设计：tF=3320N rF=1210N L =395mm d 28.5mm 1tF=892N 1rF=335N tF=3320N rF=1210N 机械设计课程设计  17 设   计   计   算   及   说   明  结     果  3.轴的结构设计 : 装配方案如下  1 2 段 该段轴要安装轴承和套筒， 轴承选用 30207 型圆锥滚子轴承 其参数如下：  3 5 , 7 2d m m D m m，  1 7 , 1 8 . 2 5B m m T m m，故 该段直径定为 35mm 通过高速轴的设计可通过计算求得 ，取12L 40.25mm。  2 3 段  此处安装 高速级大 齿轮 齿轮 为 34mm,直径可根据套筒定位需要取为 42mm,长度 由与高速级相匹配计算可得， 取为23L 66mm。  3 4 段   为安装低速级小齿轮，直径可取为 50mm,其长度略短于齿宽取  34L 81mm. 4 5 段   该段为定位轴肩，对套筒进行定位，根据轴肩定位要求，故直径取为 60mm,宽度取45L 13mm 5 6 段  该处安装高速级大齿轮，长度略短于 齿宽为  56L49mm 6 7 段  与 1 2 段 相同67L 40.25mm,直径为 35mm. 4.轴上零件的周向定位  2 3， 3 4， 5 6 段采用键连接固定齿轮  2 3， 5 6 段键  相同，由 d=42mm，查手册得 bh 12 8 ，  长度取 l 40mm,公差 n6。  3 4 键，由 d=50mm，查手册 bh 12 8 ，长度取 l 63mm 公差 n6。  4.倒圆角的设计    机械设计课程设计  18 设   计   计   算   及   说   明  结     果  查表 15 2【 1】  2r 1.2mm,3r=1.6mm,4r=2mm,5r2mm,6 1.2r mm,两端面倒角 2 45 o  2.输出 轴的设计  此轴的输入功率 P =3.54 kW ，转速 n 87.4 /minr ，扭矩T=386.81 Nm ，  1.初步确定轴的最小直径  d 30PAn0A取 112， P =3.54kW ,n 为 87.4 /minr  故  d 38.46mm 为了使轴承便于安装，取最小直径为35mm。  2.求作用在齿轮上的受力  2t TF d =3320N 1 tanrtFF =1210N 3.轴的结构设计  拟定轴上零件的装配方案  d 38.46mm tF=3320N rF=1210N 机械设计课程设计  19 设   计   计   算   及   说   明  结     果  1 2 段 该段为输出轴的最小直径，该处为与联轴器相连的轴，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需先选取联轴器型号：  该轴输入转矩 T=386.81Nm ，ca AT K T考虑转矩变化很小，取AK 1.5，故caT 579.92Nm ，查手册选用 HL4（ J、 Z 型） 弹性柱销联轴器 ,该联轴器参数为公称转矩T =1250 Nm ， L 84mm，最大允许转速为 4000 /minr  故取该段1 1 24 2 , 8 2d m m L m m2 3 段  可根据润滑条件及轴肩定位要求 取为   2d48mm,23L 40mm。  3 4 段  根据  1 42d mm，2d 48mm 选择滚动轴承，选用30210 型 圆 锥 滚 子 轴 承 其 参 数 如 下 ：  5 0 , 9 0d m m D m m，  2 0 , 2 1 . 7 5B m m T m m，故 该段 轴 直径定为 50mm，   34L 21.75mm. 4 5 段   该段为定位轴肩，对 左端轴承 进行定位，根据轴肩定位要求，故直径 可 取为 58mm,长度 取45L 75.5mm 5 6 段  该处为轴环对右边大齿轮定位取直径为 74mm，  56L 12mm 6 7 段 该处安装 低速 级大齿轮，长度略短于齿宽为67L 74mm 7 8 段 与 8 9 段 长度可通过与中速轴的匹配和轴承安装定位计算得出   7 8 7 85 8 , 9 1 . 5d m m L m m8 9 8 95 0 , 2 1 . 7 5d m m L m m故输出轴总长 L 82+40+21.75+75.5+12+74+91.5+21.75 418.5mm 4.轴上零件的周向定位  1 2， 6 7 段采用键连接     1 2 段为半联轴器与轴的联接 d=42mm，查手册得 b h l 12 8 76 ，半联轴器与轴的 配合为 76Hm ， 6 7 段按直径查手册，选用平键 bh 18 11 ，长度取为 l =56mm,为了保证齿轮与轴的  caT 579.92Nm  机械设计课程设计  20 设   计   计   算   及   说   明  结     果  对中性，配合选 为76Hm 。  5. 倒圆角的设计    查表 15 2【 1】  2r 1.6mm,3r=1.2mm,4r=1.6mm,5r2mm,6 2r mm,7r1.6mm,8r=1.6mm,两端面倒角 2 45 o  6. 求轴上的载荷  首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，轴承压力中心查手册可只 a 20mm 机械设计课程设计  21 设   计   计   算   及   说   明  结     果  以上 af 各图为输出轴上的受力图，及弯矩，扭矩图，危险截面处的  , , ,H V caM M M M的值计算列于下面表格中  机械设计课程设计  22 设   计   计   算   及   说   明  结     果  载荷  水平面 H 垂直面 V 支反力 R 12605HHR R N121660VVR R N弯矩 M 7 7 .5 9HM N m2 1 2 . 9 0VM N m总弯矩  2212 2 2 6 . 6 0VHM M M M N m 扭矩 T 3 8 6 .8 1T N m 计算弯矩  221 ( ) 3 2 4 . 3 6caM M T N m 7. 精确校核轴的疲劳强度  A.  判断危险截面  截面 A、 2、 3、 B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强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这几个截面均不需要校核。  从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和6， 7 处 过渡 配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面 6 和 7 的应力集中的影响相近，但截面 7 不受扭矩作用，故不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大，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），而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面 8、 9 更不必校核。由第三章 【 1】 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 6 的左右两侧即可。  B.  截面 6 左侧  抗弯截面系数   W=0.1 3d = 330 .0 1 9 5 1 0 m  抗扭截面系数   TW =0.2 3d = 330 .0 3 9 1 0 m  截面 6 左侧的弯矩 M 为  M= 1 2 8 . 2 5 3 92 2 6 . 6 01 2 8 . 2 5截面上的扭矩        3 8 6 .8 1T N m 截面上的弯曲应力    WMb =8.08MPa W= 330 .0 1 9 5 1 0 m  TW = 330 .0 3 9 1 0 m  1 5 7 .6 9M N m b=8.08MPa 机械设计课程设计  23 设   计   计   算   及   说   明  结     果  截面上的扭转切应力  T TTW =9.92MPa 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1【 1】 查得B=640MPa，1=275MPa，1=155MPa。  截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表 3-2【 1】 查取。因为 r/d=2/50=0.04； D/d=74/63=1.175 所以 =2.07， =1.58 又由附图 3-1【 1】可得轴的材料敏性 系数为 q =0.80， q =0.83 所以有效应力集中系数为1 ( 1 )kq =1.856 1 ( 1 )kq 1.481 由附图 3-2【】 得尺寸系数 0.65 ，由附图 3-3【 1】 得扭转尺寸系数 =0.80 轴按磨削加工，由附图 3-4【 1 】 得表面质量系数为0 .9 2 ，轴未经表面强化处理，即 q =1，则得综合系数值为  1 1kK =3.725 1 1kK =2.721 由 3-1 及 【 1】 3-2【 1】 取碳钢的特性系数   0.1 ，0.05  求安全系数  1mbS K =9.14 T =9.92MPa k =1.856 k 1.481 K =3.725 K =2.721 S 9.14 机械设计课程设计  24 设   计   计   算   及   说   明  结     果  122TTS K=11.28 22caSSSSS =7.101 >> S=1.5 C. 截面 6 右侧  抗弯截面系数 ： W=0.1 3d = 6325 10 m  抗扭截面系数 ：  TW =0.2 3d = 6350 10 mm  弯矩 M ：      M= 1 2 8 . 2 5 3 92 2 6 . 6 01 2 8 . 2 5弯曲应力为  ：   b MW =6.31MPa 截面上的扭矩  ：  3 8 6 .8 1T N m 截面 上的扭转切应力  ：TT WT3 =7.732MPa 由附表 3-8【 1】用插值 法求出 k=3.00；0 .8 3 .0 0k  轴按磨削加工，由附图  3-4 【 1】 得表面质量系数   0 .9 2  故得综合系数  ：    1 1kK =3.087 1 1kK =2.487 求安全系数 ：  S 11.28 caS =7.101 W= 6325 10 m  TW = 6350 10 mm  1 5 7 .6 9M N m b =6.31MPa T=7.732MPa k 2.40 K =3.087 K =2.487 机械设计课程设计  25 设   计   计   算   及   说   明  结     果  1mbS K =14.11 122TTS K=15.80 22caSSSSS =10.52 >> S=1.5 故 由以上计算可知输出轴 其安全 。  S =14.11 S =15.80 caS =10.52 机械设计课程设计  26 设   计   计   算   及   说   明  结     果  七 、 滚动轴承的选择及计算  1.高速轴：  1   求两轴承受到的径向载荷  因为两齿轮旋向相反，螺旋角相同，故轴向力 力aF=0 高速轴 T =39.39 Nm ， 因无轴向力，故当量动载荷等于径向力  2t TF d =763N，  1 t a n t a n12 c o s c o snnr r t TF F F d =134.5N 故 径向力  ： 221 ( ) 4 0 4 . 52 trrFF F N 当量动载荷：vrPF2. 轴承寿命的校核  轴承型号为 N207,查手册得rC=46.5kN  轴承寿命： 6 810 ( ) 1 . 2 8 2 4 1 0 2 8 8 0 060h vCrL h hnP 满足使用要求。  2.中间 轴：  1. 求两轴承受到的径向载荷  因无轴向力，故当量动载荷等于径向力  高 速级每一个齿轮啮合处：  1tF763N，  1rF134.5N 低速级齿轮啮合处：        2tF605N，  2rF 1660N 水平面上高，低速级啮合处的径向力方向相反，故  212r r rF F F=1391N 故单个轴承受力为  12rr FF =695.5N tF=763N，  1rF=134.5N 404.5rFN  hL 81 .2 8 2 4 1 0 h  rF=1391N 1rF =695.5 机械设计课程设计  27 设   计   计   算   及   说   明  结     果  竖直 面上高，低速级啮合处的 圆周 力方向相 同 ，故  212t t tF F F=2131N 故单个轴承受力为  12tt FF 1065.5N 故 当量动载荷  ： 1 2 1 21( ) ( ) 1 . 2 7V r tP F F k N 2. 轴承寿命的校核  轴承型号为 30207,查手册得rC=51.5kN  轴承寿命： 6 710 ( ) 1 . 6 4 4 1 0 2 8 8 0 060h vCrL h hnP 满足使用要求。  1.低 速轴：  1. 求两轴承受到的径向载荷  tF605N，  rF1660N 当量动载荷： 22( ) ( ) 1 . 7 6 722ttvFFP k N 2. 轴承寿命的校核  轴承型号为 30210,查手册得rC=72.2kN  轴承寿命： 6 710 ( ) 4 . 4 8 0 6 1 0 2 8 8 0 060h vCrL h hnP 满足使用要求。  tF=2131N 1tF 1065.5N 1.27VP kN  7. 6 4 4 1 0hLh 1.767vP kN  74 . 4 8 0 6 1 0hLh 机械设计课程设计  28 设   计   计   算   及   说   明  结     果  八 、 键连接的选择及校核计算  普 通平 键联结的强度条件为：  32 1 0ppT M P ak l d查手册并计算得键的各参数如下表：  代号  直径  mm）  工作长度  （ mm）  工作高度  （ mm）  转矩  （ N m）  极限应力  （ MPa）  高速轴  10 8 50（单头）  32 45 4 39.39 13.7 中间轴  12 8 40 42 28 4 134.35 57.1 14 9 63 50 49 4.5 134.35 24.4 低速轴  18 11 56 63 38 5.5 386.81 58.8 12 8 76（单头 ）  42 70 4 386.81 65.8 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 1 1 0p M P a ，所以上述键皆安全。  机械设计课程设计  29 设   计   计   算   及   说   明  结     果  九 、 联 轴器的选择  由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。  1. 高速轴用联轴器的设计计算  根据前面轴的设计说明中可知选用弹性柱销联轴器 HL3（ GB5014-85）。  其主要参数如下：  材料 HT200 公称转矩 630nT N m轴孔直径 mmd 381 ，2 32d mm轴孔长 （ J、 Z 型） mmL 82 ， mmL 601  2. 第二个联轴器的设计计算  根据前面轴的设计说明中可知 选用 HL4 型 （ GB5014-85）弹性柱销联轴器 ,该联轴器主要参数为：  公称转矩 T =1250 Nm ，  L 84mm，  最大允许转速为 4000 /minr  轴孔直径1 45d mm，2 45d mm轴孔长 （ J、 Z 型） 112L mm ，1 84L mm机械设计课程设计  30 设   计   计   算   及   说   明  结     果  十 、减速器附件的选择  1.  通气器  由于在室内使用，选通气帽（一次过滤），采用 M36 2，材料为 Q235 2.  油面指示器  选用游标尺 M20 3.  起吊装置  采用箱盖吊耳、箱座 吊耳  4.  放油螺塞  选用外六角油塞及垫片 M20 1.5 5. 窥视孔及视孔盖  直接与通气器组合装配， A=120,采用板结构视孔盖。  机械设计课程设计  31 设   计   计   算   及   说   明  结     果  十 、箱体结构设计  箱座与箱盖采用铸造成型，其形状及位置，尺寸可参考参考文献【 2】，详