二级直齿减速器课程设计115电动卷扬机说明书
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计115电动卷扬机说明书,减速器课程设计
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机械设计课程设计 1 目 录 （一） 传动方案的拟定 . 2 （二） 选择电动机 . 3 （三） 计算总传动比及配合各级的传动比 . 4 1. 计算总传动比 . 4 2. 传动比分配 . 4 （四） 设计计算传动零件 . 5 1. 高速齿轮组的设计与强度校核 . 5 2. 低速齿轮组的设计与强度校核 . 11 3. 开式齿轮传动的设计 . 16 （ 五） 设计计算轴 . 20 1. 低速轴的设计与计算 . 20 2. 中间轴的设计与计算 . 28 3. 高速轴的设计与计算 . 30 （六） 选择滚动轴承及寿命计算 . 33 1. 高速轴的 滚动轴承校核计算 . 33 2. 低速轴滚动轴承的校核计算 . 35 3. 中间轴滚动轴承校核 . 36 （七） 选择和校核键联接 . 38 （八） 选择联轴器 . 39 （九） 选择润滑方式 、润滑剂牌号及密封件 . 39 （十） 设计计算箱体的结构尺寸 . 39 （十一） 参考书目 . 41 nts机械设计课程设计 2 （一） 传动方案的拟定 1 设计题目 ： 运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器 2.系统总体方案的确定 系统总体方案：电动机传动系统执行机构； 3 原始数据 刚绳的拉力 F= 8KN 速度 min23 mv ,卷筒的直 径 D= mm330 ； 4 工作条件 间隙工作，每班工作时间不超过 15%，每次工作时间不超过 10min，满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，钢绳的速度允许误差 5% 。小批量生产，设计寿命为 10 年。 5 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 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 ； 7. 设计计算说明书的编写 。 6 设计任务 1. 减速器装 配 草 图一张 2 减速器装配图一张 ； 3 齿轮、轴零件图各一张 ； 4 设计说明书一份 7 设计进度 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ； nts机械设计课程设计 3 第二阶段：轴与轴系零件的设计 ； 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ； 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 。 （ 二 ） 选择电动机 稳定运转下工件机主轴所需功率： kwwFvPw 134.397.038.081000 工作机主轴转速为： m i n003.2233014.3 38.0100060100060 rD vn 工作机主轴上的转矩： NmPwT 26.1360003.22 9550 初选联轴器为弹性柱销联轴器，滚动轴承为角接触轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮和开式直齿轮传动，因其速度不高，选用 7 级精度 (GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下： 弹性柱销联轴器： 1 = 0.99 圆柱齿轮（ 7 级） ： 2 = 0.98 角接触轴承： 3 = 0.99 开式齿轮传动 4 =0.96 工作机效率： 5 = 0.98 所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为： = 0.99 20.995 0.98 0.97 0.96 = 0.85 所以电动机所需功率为 kw687.385.0 134.3 总PwPd 由【 1】 表 2-1 各级传动副传动比的合理范围： I总 =（ 35）（ 35）（ 35） =27125 nts机械设计课程设计 4 则电动机转速的可选范围是： n=(27125) 22.003=5942750。 故 选取电动机的转速为 n = 1000 minr ，查 2表 9-39 ，取电动机型号为 Y132M1-6 63.43003.22 960nn wm 总i (三 )计算总传动比及配 合 各级的传动比 1. 计算总传动比 初选开式齿轮传动比 i=3,则减速器传动比 54.14i ，查资 料 2式（ 2-8） 双级减速器传动总传动比搭配，选高速级传动比 i1=4.7,低速级 i2=3。 2. 传动比分配 3. 各轴转速： 1nmn=960r/min 112 inn960/4.7=204.26r/min 223 inn66.1r/min min1.664 rn min003.205 rn 各轴的输入功率： kwPP d 65.399.0*687.311 2P 321 dP =3.687*0.99*0.98*0.99=3.54kw 3P 23221 dP =3.687*0.99*0.98*0.99=3.44kw 4P 332221 dP =3.687*0.99*0.98*0.99=3.37kw 5P 4432221 dP =3.687*0.99*0.98* 499.0 *0.96=3.2kw nts机械设计课程设计 5 各轴的输入转矩： NmPT 31.36n9550111 NmT 51.1652 NmT 4973 NmT 89.4864 NmT 18.13395 （ 四 ） 设计计算传动零件 1 高速齿轮组的设计与强度校核 1 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； 运输机为一般工作机器，速度 不高，故选用 7 级精度（ GB10095 88）； 材料选择。由表 10 1 选择小齿轮材料为 40 rC （调质），硬度为 280HBW，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBW。 初选小齿轮齿数 1Z =23，大齿轮齿数为 2Z =4.7 1Z =108。 初选螺旋角 = 14 1 2 确定许用应力 查【 2】图 4.19-3， 1limH =600MPa； 2limH =560MPa 查【 2】图 4.21-3， 1limF =610MPa； 2limF =470MPa 查【 2】 表 4-10， 取 minHS =1 minFS =1.25 nts机械设计课程设计 6 计 算寿命： ht h 7 2 0 010*300*8*2*%15 81 10*15.4720*960*1*6060 hntN 72 10*8.8N 查【 2】图 4.20， 95.01 NZ 97.02 NZ 查【 2】图 ,4.22, 92.01 NY 95.02 NY 查【 2】图 4.23, 121 XX YY 1H = 1NZ 1limH / minHS =570MPa 2H = 2NZ 2limH / minHS =543.2MPa 1F = 111lim XNF YY / minFS =448.96MPa 2F = 222lim XNF YY / minFS =357.2MPa 1 3 齿面接触疲劳强度计算 已知 mmNT 363101 初步计算小齿轮直径，有式（ 4.10）得 3 211 )1(Hdd uuTAd查【 2】 表 4-8,取 dA =90 查【 2】 表 4-7,齿宽系数 1d mmd 7.472.543*7.4 7.5*3631090( 3 21 nts机械设计课程设计 7 取 mmd 481 则齿宽 b= mmdd 481 09.2234811 mmzdm t 取 mmmn 2 87.1609.2 2a r c c o sa r c c o s mtm n 1 4 按齿面接触疲劳强度设计： 由 【 2】 式（ 4.21）得 3 211 )()1(2HEHdZZZZuuTKd因工作机 有中等冲击，查表 4 4 得， 5.1AK smsmndv /41.2/1000*60 960*48*100060 11 查 【 2】 图 4.9 取 05.1vK 齿轮对称布置， 1d ；查 【 2】 图 4.12 取 05.1K 9.4748 48/36310*2*5.1/2/ 11 b dTKbFK ATA 查表 4 5 取 4.1K 32.24.1*05.1*05.1*5.1 KKKKK vA 计算齿面接触应力： 查 【 2】 图 4.14， 443.2HZ 查 【 2】 表 4 6, MPaZ E 8.189 nts机械设计课程设计 8 64.187.16c o s)108 1231(2.388.1c o s)11(2.388.121 zz22.287.16t a n*23*1*318.0t a n318.0s i n 1 zmb dn 取 1 78.064.1 1)1(34 Z978.087.16c o sc o s Z 3 211 )()1(2HEHdZZZZuuTKd= mm3 2)2.543 978.0*78.0*8.189*4.2(7.4 7.5*36310*32.2*2 =43.73 取 mmd 481 mmmmzdm t 09.2234811 取 mmmn 2 60.1648 23*2a r c c o sa r c c o s11d zm n mmdb d 481 1 5 校核轮齿弯曲疲劳强度 1.266.16c o s 23c o s 3311 zz v nts机械设计课程设计 9 7.1226.16c o s 108c o s 3322 zz v 由 【 2】 图 4.18 查得， 65.21 FaY ； 23.22 FaY 查 【 2】 图 4.16 得， 61.11 SaY ； 82.12 SaY 因 64.1 得 707.075.025.0 aY 18.22* 6.16s in*48s in nmb， 取 1 75.025.01m in Y m i n862.0120 6.16111201 YY ，取 862.0Y 由 【 2】 式（ 4.22）得 211 FSaFaNFYYYYmbd KT YYYYmbdKTSaFaNF 1 112= 862.0*707.0*61.1*65.2*2*48*48 36310*32.2*2 =95.07 1F =448.96MPa 同理 2.35744.90 22 FF M P a MPa 大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求 1 6 确定传动主要尺寸 mmd 481 nts机械设计课程设计 10 mmmmidd 226)7.4*48(12 1372 21 dda 1 7 计算齿轮宽度 b= 1dd =48mm B2 =50mm， 1B =55mm 1 8 高速齿轮组 的结构设计 齿根圆直径 ： nnaf mChdd )(2 *11 48-2 1.25 2=43mm mmd f 2212 齿顶圆直径： mmmhdd nma 522*1*248211 2ad =230mm 小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴结构 ; 大齿轮 2 的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表 代号 结构尺寸计算公式 结果/mm 轮毂处直径 1d 1d =1.6d=1.6 44 70 轮毂轴向长 L L=b 50 倒角尺寸 n n=0.5 nm 1 板孔分布圆直径 0D 0D =0.5 11 Dd 140 板孔直径 0d 0d =0.25 11 dD 35 腹板厚 C C=0.3b 15 nts机械设计课程设计 11 腹板最大直径 1D 1D = ma md 10 210 2.低速齿轮组的设计与强度校核 2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮传动，有利于保障传动的平稳性； 卷扬 机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度 （ GB10095 88）； 材料选择。由 2表 4 2 选择小齿轮材料为 40 rC （调质），硬度为 260HBW，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 230HBW。 初选小齿轮齿数 3Z =26，大齿轮齿数为 4Z =3 3Z =78。 初选螺旋角 = 14 2.2 确定许用应 力 查【 2】图 4.19-3， 3limH =710MPa； 4limH =580MPa 查【 2】图 4.21-3， 3limF =600MPa； 4limF =450MPa 查【 2】表 4-10， 取 minHS =1 minFS =1.25 计算寿命： ht h 7 2 0 010*300*8*2*%15 73 10*8.8720*26.204*1*6060 hntN 同理 74 10*9.2N 查【 2】图 4.20， 975.03 NZ 043.14 NZ 查【 2】图 ,4.22, 884.03 NY nts机械设计课程设计 12 903.04 NY 查【 2】图 4.23, 143 XX YY 3H = 3NZ 3limH / minHS =692.25MPa 4H = 4NZ 4limH / minHS =604.94MPa 3F = 333lim XNF YY / minFS =424.32MPa 4F = 444lim XNF YY / minFS =325.08MPa 2.3 齿面接触疲劳强度计算 已知 mmNT 1655102 初步计算小齿轮直径，有式（ 4.10）得 3 211 )1(Hdd uuTAd查【 2】表 4-8,取 dA =90 查【 2】表 4-7,齿宽系数 1d mmd 01.8194.604*3 4*16551090( 3 23 取 mmd 813 则齿宽 b= mmdd 813 mmmmzdm t 12.3268133 取 mmmn 3 94.1512.3 3a r c c o sa r c c o s mtm n nts机械设计课程设计 13 2.4 按齿面接触疲劳强度设计： 由【 2】式（ 4.21）得 3 211 )()1(2HEHdZZZZuuTKd因工作机有中等冲击，查表 4 4 得， 5.1AK smsmndv /86.0/1000*60 26.204*81*100060 33 查【 2】图 4.9 取 05.1vK 齿轮对称布置， 1d ；查【 2】图 4.12 取 05.1K 7.7581 81/165510*2*5.1/2/ 32 b dTKbFK AtA 查表 4 5 取 4.1K 32.24.1*05.1*05.1*5.1 KKKKK vA 计算齿面接触应力： 查【 2】图 4.14， 4.2HZ 查【 2】表 4 6, MPaZ E 8.189 65.194.15c o s)781261(2.388.1c o s)11(2.388.121 zz36.294.15t a n*26*1*318.0t a n318.0s i n 1 zmb dn 取 1 78.065.1 1)1(34 Znts机械设计课程设计 14 981.094.15c o sc o s Z 3 221 )()1(2HEHdZZZZuuTKd= mm3 2)550 981.0*78.0*8.189*4.2(3 4*1 6 5 5 1 0*32.2*2 =75.52mm 取 mmd 8131 mmmmzdm t 115.3268133 取 mmmn 3 64.1581 26*3a r c c o sa r c c o s33d zm n mmdb d 813 2.5 校核轮齿弯曲疲劳强度 1.2964.15c o s 26c o s 3333 zz v 3.8764.15c o s 78c o s 3344 zz v 由【 2】图 4.18 查得， 53.21 FaY ； 22.22 FaY 查【 2】图 4.16 得， 63.11 SaY ； 80.12 SaY 因 64.1 得 705.075.025.0 aY 32.23* 64.15s in*81s in nmb，取 1 nts机械设计课程设计 15 75.025.01m in Y m i n870.0120 64.15111201 YY ，取 870.0Y 由【 2】式（ 4.22）得 232 FSaFaNFYYYYmbd KT YYYYmbdKTSaFaNF 233 232=（ 870.0*705.0*63.1*53.2*3*81*81 1 6 5 5 1 0*32.2*2 ） MPa =103.37 3F =424.32MPa 同理 08.32516.100 44 FF M Pa MPa 大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求 2.6 确定传动主要尺寸 mmd 813 mmmmidd 243)3*81(34 1622 43 dda mm 2.7 计算齿轮宽度 b= 1dd =81mm B2 =85mm， 1B =90mm 2.8 低速齿轮组的结构设计 齿根圆直径 ： nnaf mChdd )(2 *33 73.5mm 4 238.47fd m m nts机械设计课程设计 16 齿顶圆直径 ： *33 2 8 2 . 2 8a a n nd d h m m m 4 249.72ad m m 小齿轮 3 由于直径较小，采用齿轮轴结构 ; 大齿轮 4 的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表 代号 结构尺寸计算公式 结果/mm 轮毂处直径 4d 4d =1.6d=1.6 56 90 轮毂轴向长 L L=b 85 倒角尺寸 n n=0.5 nm 1.5 板孔分布圆直径 0D 0D =0.5 14 Dd 155 板孔直径 0d 0d =0.25 41 dD 32 腹板厚 C C=0.3b 26 腹板最大直径 1D 1D = ma md 10 220 3 开式齿轮传动的设计 3.1 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 卷扬机为一般工作机械，速度不高，选用 7级精度（ G B10095-88） . 材料选择。由资料 2表 4-2 可知，选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBW，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为240HBW。 选小齿轮齿数 5z =18；由 3i =3，大齿轮齿数为 6z = 5z 3i =54。 由于齿轮传动为开式，按弯曲疲劳强度设计，按接触疲劳强度校nts机械设计课程设计 17 核。 3.2 确定许用应力 查【 2】图 4.19-3， 5limH =600MPa； 6limH =560MPa 查【 2】图 4.21-3， 5limF =610MPa； 6limF =470MPa 查【 2】表 4-10， 取 minHS =1 minFS =1.25 计算寿命： ht h 7 2 0 010*300*8*2*%15 75 1085.27200*1.66*1*6060 hntN 同理 66 105.9 N 查【 2】图 4.20， 975.05 NZ 043.16 NZ 查【 2】图 ,4.22, 96.05 NY 98.06 NY 查【 2】图 4.23, 165 XX YY 5H = 5NZ 5limH / minHS =692.25MPa 6H = 6NZ 6limH / minHS =605MPa 5F = 555lim XNF YY / minFS =460.8MPa 6F = 666lim XNF YY / minFS =352.8MPa 已知 mmNT 4868904 3.3 初步计算小齿轮直径 ， 由 式（ 4.10）得 nts机械设计课程设计 18 3 211 )1(Hdd uuTAd查【 2】表 4-8,取 dA =90 查【 2】表 4-7,齿宽系数 1d mmd 9.108605*3 4*48689090( 3 25 取 mmd 1095 则齿宽 b= mmdd 1095 09.2234811 mmzdm t 取 mmmn 2 由【 2】式（ 4.21）得 3 211 )()1(2HEHdZZZZuuTKd因工作机有中等冲击，查表 4 4 得， 5.1AK smsmndv /38.0/1000*60 1.66*109*100060 451 查【 2】图 4.9 取 05.1vK 齿轮对称布置， 1d ；查【 2】图 4.12 取 05.1K 123109 109/486890*2*5.1/2/ 14 b dTKbFK ATA 查表 4 5 取 1.1K nts机械设计课程设计 19 82.11.1*05.1*05.1*5.1 KKKKK vA 查【 2】图 4.14， 5.2HZ 查【 2】表 4 6, MPaZ E 8.189 64.1)54118 1(2.388.1c o s)11(2.388.165 zz 88.03 64.1434 Z 由【 2】图 4.18 查得， 58.25 FaY ； 23.26 FaY 查【 2】图 4.16 得， 62.15 SaY ； 75.16 SaY 因 64.1 得 707.075.025.0 aY 计算大、小齿轮的 FSaFaYYY 并加以比较 555FSaFaYYY = 0064.08.460 707.0*62.1*58.2 666FSaFaYYY 0078.08.352 707.0*75.1*23.2 大齿轮的数值大。 由 【 2】 式 (4.12)计算： m 3 255 2FSaFadYYYzKT = 45.30078.018*1 486890*82.1*23 2 得标准模数取 m=4mm 1） 5d = 5mz =4 18=72mm; 6d = 6mz =4 56=224mm nts机械设计课程设计 20 2）中心距 a= mmzzm 1442 )5418(*42 )( 65 3） 计算齿轮宽度 mmdb d 7272*15 取 B6=75mm, B5=80mm （ 五 ） 设计计算轴 1 低速轴的设计与计算 1.1 列出轴上的功率、转速和转矩 kwP 44.33 min/1.663 rn mNT 4973 1.2 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 4d =243 mm 64.15 圆周力 ： NdTFt 4 0 9 12 4 34 9 7*2243 径向力 ： NaFF ntr 154664.15c o s20t a n4091c o st a n2 轴向力 ： NFF ta 1145tan 2 1.3 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由 【 2】 表 6-1，取 C =110，则 mmmmnPCd 07.411.6644.3110 33 nts机械设计课程设计 21 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径 d 处。为了使所选轴 直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号 。 考虑到转矩变化较小，所以取 AK =1.5，则：联轴器的计算转矩为 NmTKT Aca 5.745497*5.13 所以，查标准 GB/T 5843-1986，选用 HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250Nm。轴孔长度 L=112mm， 1L =84mm，轴孔直径 D=42mm。故取 d =42mm。 1.4 初见各段直径 位置 轴径 /mm 说明 装联轴器轴端 1 2 42 由最小直径来确定 装轴承端盖轴段 2 3 6 7 48 联轴器右端用轴肩定位，故取mmdd 487632 。 装轴承轴段 3 4 50 由滚动轴承内孔决定，初选深沟球轴承，型号为 6010。 装齿轮轴段 4 5 56 考虑齿轮装拆方便，应使mmdd 564354 。 轴环段 5 6 62 考虑轴承用轴肩定位，取mmd 6265 。 1.5 确定各段长度 位置 轴段长度 /mm 说明 装联轴器轴端 1 2 80 而不会压在轴的端面上，故21l 略小于 1L 。 nts机械设计课程设计 22 装轴承端盖轴段 2 3 6 7 5032 l 由轴承端盖宽度及其固定螺钉所需拆装空间要求决定。这里取 5032 l 。 2076 l 为深沟球轴承的宽度 12mm及 箱 体 内 壁 与 齿 轮 距 离8mm。 装轴承轴段 3 4 31 由深沟球轴承宽度，轴承与箱体内壁与齿轮距离，轴承与箱体内壁距离及大齿轮轮毂与装配轴段的长度差等尺寸决定。 装齿轮轴段 4 5 81 由齿轮轮毂宽度决定，为使齿轮轴向固定， 54l 应略小于宽度，故取 mml 8154 。 轴环段 5 6 72 轴环宽度一般为轴肩高度的1.4 倍。 1.6 轴向零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由 键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处： b h = 16mm 10mm (GB/T 1096 1979)，长度为 70mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮与轴的配合为 H7/r6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键 12mm 8mm 70mm，联轴器与轴的配合为 n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。 1.7 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 。 1.8 求轴上的载荷 首先作出轴的计算简图 。由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下： 1NHF =2496N 2NHF =1335N HM =172224Nmm nts机械设计课程设计 23 1NVF =1525N 2NVF = -88N 1VM = 1NVF 69=105225Nmm 2VM = 2NVF 129= -11352 Nmm 1M =201825Nmm 2M =172598Nmm 1.9 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度 。取 a=0.6，轴的计算应力为： W aTMca232 )( 21.98Mpa nts机械设计课程设计 24 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理， 查得 1 =60MPa，因此是安全的。 1.10 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面 A、 、 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，截面和处过盈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。截面和的应力集中的影响相近，但截面不受扭矩作用，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、更不必校核。由第三章可知，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的左右两侧即可。 截面左侧抗弯截面系数 W=0.1 3d =0.1 354 =15746 3mm 抗扭截面系数 TW =0.2 3d =31492 3mm 截面左侧的弯矩 M 为 M=172598（ 129-40） /129=119079Nmm 截面上的扭矩 468.746T N m 截面 上的弯曲应力 WMb =7.56MPa 截面上的扭转切应力 TT WT3=14.88MPa 轴的材料为 45 钢，调质处理。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 a 及 a 查取。因为nts机械设计课程设计 25 r/d=2/54=0.037； D/d=77/54=1.148 所以 a =2.05， a =1.5 轴的材料敏感系数为 q =0.82， q =0.85 所以有效应力集中系数为 )1(1 aqk =1.861 )1(1 aqk 1.425 尺寸系数 0.71 ，扭转尺寸系数 =0.82。 轴按磨削加工，表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，即 q =1，则得综合系数值为 11 kK =2.708 11 kK =1.825 取碳钢的特性系数 1.0 ， 05.0 1.11 求安全系数 mbKS 1=13.43 221TTKS =11.11 22 SSSSSca =8.56 S=1.5 故可知其安全 截面右侧抗弯截面系数 W 公式计算， W=0.1 3d =23833 3mm nts机械设计课程设计 26 抗扭截面系数 TW =0.2 3d =47666 3mm 弯矩 M 及弯曲应力为 M=119079Nmm WMb =4.996MPa 截面上的扭矩 468.746T N m 截面上的扭转切应力 TT WT3=9.83MPa 用插入法求出 k=3.20； k=0.8 3.20 = 2.56 轴按磨削加工，表面质量系数 92.0 故得综合系数 11 kK=3.287 11 kK =2.647 求安全系数 mbKS 1=16.746 221TTKS =11.693 22 SSSSSca =9.587 S=1.5 故可知其安全 2 中间轴的设计与计算 2.1 列出轴上的功率、转速和转矩 kwp 54.32 nts机械设计课程设计 27 mrn 26.2042 NmT 51.1652 2.2 求作用在齿轮上的力 因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为 mmd 811 60.16 圆周力 NdTFt 4 0 8 6811 6 5 5 1 0*2222 径向力 NaFF ntr 1 5 5 26.16c o s20t a n4 0 8 6c o st a n2 轴向力 NFF ta 1218tan 2 2.3 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取 112C ，则 mmmmnPCd 98.2826.204 54.3112 33 2.4 初见各段直径 位置 轴径 /mm 说明 装轴承轴段 1 2 5 6 40 由滚动轴承内孔决定，初选深沟球轴承，型号为 6008。 轴环段 3-4 50 考虑轴承用轴肩定位，取mmd 5043 。 装齿轮轴段 4 5 44 考虑齿轮装拆方便，应使mmdd 444354 。 2.5 确定各段长度 位置 轴段长度 /mm 说明 nts机械设计课程设计 28 装轴承轴段 1 2 5 6 2421 l 由深沟球轴承宽度，轴承与箱体内壁与齿轮距离，轴承与箱体内壁距离及大齿轮轮毂与装配轴段的长度差等尺寸决定。 1865 l 轴环段 3-4 12 轴环宽度一般为轴肩高度的1.4 倍。 装齿轮轴段 4 5 50 由齿轮轮毂宽度决定，为使齿轮轴向固定， 54l 应略小于宽度，故取 mml 5054 。 2.6 轴向零件的周向定位 齿轮采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处： b h =12mm 8mm (GB/T 1096 1979)，长度为 40mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮与 轴的配合为H7/r6； 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 1 45 。 2.7 按许用弯曲应力强度校核轴 绘轴的受力图，见 下 图 计算支反力 垂直面支反力， 绕支点 B 的力矩和 0BZM ，得 447AZRN 同理 0AZM ， 523BZRN。 校核： 32 4 4 7 1 4 8 6 5 1 6 5 2 3 0 , 计 算 正 确 。A Z r r B ZZ R F F R水平面支反力， nts机械设计课程设计 29 同样由支绕 B 点力矩和 0BYM ，得 2948AYRN 由 0AYM 得 2390BYRN 右左右左 转矩 .绘弯矩图： 垂直平面内的弯矩图： C 处弯矩： 左 6 8 . 5 3 0 6 1 9C Z A ZM R N m m 右 336 8 . 5 / 2 3 0 6 1 9 9 8 4 7 7 . 2 8 / 2 6 8 6 4 1C Z A Z aM R F d N m m nts机械设计课程设计 30 D 处弯矩： 左 225 2 / 2 1 0 7 8 1D Z B Z aM R F d N m m 右 5 2 5 2 3 5 2 2 7 1 9 6D Z B ZM R N m m 水平面内的弯矩图： C 处弯矩 6 8 . 5 2 0 1 9 3 8C Y A YM R N m m D 处弯矩 5 2 1 2 4 2 8 0D Y B YM R N m m 合成弯矩： C 处： 22左 左 204246C C Z C YM M M N m m 22右 （ 68641 ） 2 0 1 9 3 8 2 1 3 2 8 5CM N m m D 处： 22左 左 124747D D Z D YM M M N m m 22右 2 7 1 9 6 1 2 4 2 8 0 1 2 7 2 2 1DM N m m 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面 C）的强度 取 =0.6，根据以上求得的数值 22 2223() 2 1 3 2 8 5 ( 0 . 6 1 5 3 1 0 0 ) 27.260 . 1 4 4CcaMT MPaW 由 已 选 定 轴 的 材 料 45 钢 调 质 ， 11 6 0 , 知 , 故 安 全 。caMPa 3 高速轴的设计与计算 3.1 列出轴上的功率、转速和转矩 kwp 65.31 min9601 rn NmT 31.361 求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 nts机械设计课程设计 31 mmd 481 6.16 圆周力 NdTFt 15134836310*2222 径向力 NaFF ntr 5746.16c o s20t a n1513c o st a n2 轴向力 NFF ta 451tan 2 3.2 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-3，取 106C ，则 mmmmnPCd 54.16960 65.3106 33 3.3 初见各段直径 位置 轴径 /mm 说明 装联轴器轴端 1 2 30 由最小直径 来确定 装轴承端盖轴段 2 3 36 联轴器右端用轴肩定位，故取mmd 3632 。 装轴承轴段 3 4 5 6 35 由滚动轴承内孔决定，初选深沟球轴承，型号为 6007。 自由段 4 5 40 考虑齿轮装拆方便，应使mmdd 404354 。 3.4 确定各段长度 位置 轴段长度 /mm 说明 装联轴器轴端 50 为保证轴端挡板压紧联轴器，而不会压在轴的端面上，故nts机械设计课程设计 32 1 2 21l 略小于 1L 。 装轴承端盖轴段 2 3 4032 l 由轴承端盖宽度及其固定螺钉所需拆装空间要求决定。这里取 4032 l 。 装轴承轴段 3 4 5 6 2043 l 由深沟球轴承的宽度确定。 2365 l 由 深沟球轴承的宽度及箱体内壁与齿轮距离确定。 自由段 4 5 106 由 齿轮轮毂、齿轮之间的距离、齿轮距箱体内壁的距离和轴承与箱体内壁距离等尺寸决定 。 3.6 轴向零件的周向定位 在联轴器与轴联接处，选用平键 8mm 7mm 45mm，联轴器与轴的配合为 n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。 3.7 确定轴上圆角和倒角尺寸 圆角 R=1.6mm，倒角 2 45。 3.8 求轴上的载荷 首先作出轴的计算简图。由轴的
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