机械设计课程设计模板

1、上海海事大学机械设计课程设计（ 二级圆柱齿轮减速器 ）计算说明书姓 名：朱 震学 院：物流工程学院专 业：机械电子工程 （ 港口机械 ）101学 号： 201110210034组 别：第 6 组指导老师：罗红霞目录前 言 （ 任 务 书 ） 3第一节 概 述 5第二节 传 动 装 置 的 总 体 设 计 6第三节 传 动 件 设 计 计 算 1 0第四节 轴 系 零 部 件 设 计 计 算 2 6第五节 箱 体 设 计 及 润 滑 剂 、 润 滑 方 式 和 密 封 装 置 的 设 计 4 5第六节 图 纸 设 计 5 1第七节 设 计 小 结 5 3第八节 参 考 资 料 5 4 机械设计课

2、程设计任务书（ 两级齿轮减速器 ）班级: 机械 111 ，姓名: 朱 震 ，学号: 201110210034 ，指导教师 : 罗红霞日期: 2014 年 2 月 24 日至 2014 年 3 月 14 日一、传动系统参考方案 （ 见图）带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2将动力传入两级圆柱齿轮减速器 3，再通过联轴器 4 将动力传至输送机卷筒 5，带动输送带 6 工作。二、原始数据 （ 将与组号对应的原始数据填入以下空格中 ）输送带有效拉力 F= 4500N ；输送带工作速度 v=0.8m/s （ 允许误差 5%）；输送机滚筒直径 d=350mm；减速器设计寿命为 10 年 三、

3、工作条件两班制，常温下连续工作； 空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为 380/220 伏。四、设计任务每位学生应完成以下任务：1. 设计计算说明书包括封面、目录、章节内容 （可参考讲义 ） 、小节、参考文献等基本内容，其中章节 内容必须写出各计算项目、步骤、公式和计算数据，并将主要计算结果整理成表格。设 计计算说明书的页数一般不少于 20 页。2. 总装配图画出两级齿轮减速器总装配图，必须含标题栏、明细表、技术要求和主要配合尺寸 及外形尺寸等。3. 轴类零件画出输入轴和中间轴的零件工作图各一张，标出详细尺寸、公差、粗糙度，含标题 栏、技术要求等。4. 齿轮画出低速轴齿轮的零件工作图，

4、要求同上。以上任务均要求在计算机上完成。 设计计算说明书为 Word文档，图纸设计采用 AutoCAD。五、提交资料1.14 项任务所完成的电子版资料；2. 计算说明书打印稿 （A4 纸打印，将任务书放在目录之后、正文之前 ）；3. 总装配图和零件图打印输出 （A4 纸打印，附在计算说明书最后 ）。机械设计课程设计（ 二级圆柱齿轮减速器 ）计算说明书第一节 概述、设计题目与内容1. 设计题目 带式运输机的传动装置。2. 设计内容 传动装置的总体设计 拟定传动方案； 选择电动机； 确定总传动比及分配各级传动比； 计算传动装置的运动和动力参数。传动件和轴系零部件的设计计算 包括：带传动、齿轮传动以

5、及轴的设计计算，键、轴承、联轴器的选择计算等。减速器装配图设计齿轮、轴的零件图设计二、设计过程1. 准备工作 明确设计任务和要求；集中指导；减速器拆装实验。2. 传动装置的总体设计 根据设计要求，拟定传动总体布置方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数。3. 传动件设计计算带传动、齿轮传动设计。4. 轴系零部件设计计算轴设计计算 (结构设计和强度验算 ) 、轴承、联轴器的选择计算及键联接计算 ( 注：该 过程与草图设计交叉进行 )5. 装配图设计完成正规图设计；必要时对原计算或结构作相应修改。6. 零件图设计 完成规定的零件工作图设计。7. 整理和编写计算说明书第二节 传动装置的总体设计

6、总体设计一般按以下步骤进行：一、拟定传动方案 综合考虑工作要求、工作条件等因素，拟定合理的传动方案。二、选择电动机确定电动机类型、结构、容量 （额定功率 ）和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。1. 选择电动机类型和结构型式 根据工作条件，本设计方案中选用 Y 系列三相笼型异步电动机。2. 选择电动机额定功率对于不变载荷下长期连续运行的机械，要求 PedPd。Ped 为所选电动机额定功率，Pd为根据工作要求所需的电动机功率Pw 运输带所需功率， KW a由电动机至运输带的总效率确定 Pw运输带所需功率： PwFV 4500 0.81000 10003.6KW确定 aV 带传动效率 D0.96

7、 ；一对齿轮传动效率 C 0.98一对滚动轴承效率Z 0.99 ；弹性联轴器效率 L 0.99卷筒效率 J 0.96 综上：电动机所需的工作功率 Pd PW 4.28KW a 因 Ped Pd ，选取电动机的额定功率 Ped 5.5KW3. 确定电动机转速 式中， V带传动的传动比 i带 2 4，两级齿轮减速比 i齿 8 40 ，则总的传动比范围为 n di a n i 1i 2 n r / min 643 .65 n d 6436 .47选择电动机转速为 1500r/m4、选择电动机型号根据机械设计课程设计手册表 12-1 及上式计算结果，选取电动机型号为Y132M1-6。选得电动机机型参数

8、如下表：型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min中心高Hmm轴伸尺寸DEmm装键部位尺寸FGDmmY1325.5150014401323810二、计算传动装置的运动和动力参数1、确定总传动比 ianmnw144046.6530.87nm电动机满载转速， 1440r/min2. 各级传动比分配(1) 带传动比 i1根据推荐值 23，选取 i1 =2.5(2) 各级齿轮传动比 i21、 i22i2 i 21i 22 i 2 两级齿轮传动比(1.3 1.5)i 22，为使两级齿轮传动中的大齿轮直径相近，浸油深度接近相等，推荐 i选取i21 1. 4i 22，同时因 i1i2 30.87故

9、i 21 =4.16 ， i22 2.97二、计算各轴转速、功率和转矩 （ 运动和动力参数 ） 按照转速从高到低将减速器三根轴依次定为轴、轴和轴 1. 计算各轴转速满载转速 nm 1440r /minI 轴转速 n1 nm 1440 576r /min1 i1 2.5II 轴转速： n2 n1 576 138.46r /min2 i21 4.16III 轴转速： n3 n2 138.46 46.62r / min3 i22 2.97卷筒转速： nw n3 46.62r/min2. 计算各轴输入功率I 轴功率： P1 Pd 01 5.5 0.96 5.28KWII 轴功率： P2 P1 12 5

10、.28 0.97 5.12KWIII 轴功率： P3 P2 23 5.12 0.97 4.97KW卷筒轴功率： Pw P3 34 4.97 0.97 4.82 KW3. 计算各轴输入转矩电动机轴输出转矩： Td 9550 d 955036.48N mnm14404. 整理动力参数 (P=1/30000*T 兀 n)电动机轴轴轴卷筒转速960384101.0537.1537.15r/min功率 Kw43.843.723.613.54转矩39.7995.50352.01928.74810.17n*m第三节 传动件设计计算一、带传动设计计算电动机与减速器之间采用普通 V 带传动，有关设计计算方法已在

11、机械设计课程中介绍。 注意事项 ：根据带轮直径并考虑带传动的滑动率 ( =0.01) 计算实际传动比和从动轮转速， 并对减速器传动比和输入转矩作修正注意带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的协调。 一般应使小带轮半径不超过电动机中心高，大带轮半径不超过减速器中心高，必要时进行修正。带轮结构尺寸参阅教材或设计手册 （减速器设计中主要用到大带轮宽度 ） 。1. 确定设计功率工况：两班制 （ 每天工作 16h），常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；查 156 页表 8-7 得工作情况系数 K A 1.12. 选择带型n0 960r / min ， pca 4.4KW ，由157页图8-11选择 A型V带，

12、且小带轮直径范围为112 dd1 1403.确定带轮基准直径 dd1、 dd2查询相关表格选择小带轮直径为 d d1 125mm由 P157表 8-8 得 取 dd2 300mm校核实际传动比：误差为 0，故大带轮直径可用4. 验算带的速度5m/ s v1,v2 25m / s，符合要求。5. 确定中心距和 V带长度根据 0.7(dd1 dd 2) a0 2(dd1 dd2) 可得 330.5mm a0 868.76mm 初步选择 a0 500mmV带计算基准长度为查询相关表格选取实际带长 Ld 1600mm则实际中心距 ：计算中心距变动范围： amin a 0.015Ld 4356. 计算小

13、带轮的包角7. 确定 V 带根数0.93；V 带根数可以用下式计算 :根据 152页表 8-4a ，8-4b 得P0 1.37KW ； P0 0.11；由表 8-5,8-2 分别查 KK L 0.99 ，则：故选取 z=48. 计算初拉力查询相关表格得 V带质量 m 0.1kg/m, 则初拉力为：9. 计算作用在轴上的压力10. 带传动设计计算结果如下表所示：类型小带轮直径dd 1 (mm)大带轮直径 dd2 (mm)小带轮 带速 v带长 Ld0A型带3006.281600中心矩a小带轮包角V 带根数z初拉力( F0 )min(N)压轴力( Fp )min459158.154151.79119

14、2.31、齿轮传动设计计算工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为 380/220 伏I 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算如下：1. 选择材料，热处理方式和公差等级大齿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， 轮正火处理，由 P191 表 10-1 得齿面硬度：小齿轮： HBW1 217 255HBW大齿轮： HBW2 162 217HBW平均硬度： HBW1 236HBW , HBW2 190HBW 。HBW1 HBW2 46HBW ，在 30-50HBW之间。选用 8 级精度(C8) 。2. 初步计算传动的主要尺寸因为是软齿

15、面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为：(1) 确定小齿轮传递扭矩(2) 初步确定载荷系数因v值未知， KV不能确定，故初选载荷系数 Kt 1.11.8,暂定Kt 1.4(3) 选定齿宽系数由 205 页表 10-7 ，取齿宽系数 d 1(4) 确定弹性系数和节点区域系数由 201 页表 10-6 查得弹性系数 ZE 189.8 MPa初选螺旋角 14 ，由图 10-30 查得节点区域系数 ZH 2.43(5) 初步选定大小论齿数齿数比 u i21 3.65 小齿轮齿数初选 Z1 23 则大齿轮齿数 Z2 i21Z1 23 3.65 83.95 ，取 Z2 84(6) 确定重

16、合度由 215 页图 10-26 查得端面重合度：1 0.765 , 2 0.792 ，1 2 0.765 0.792 1.56(7) 确定许用接触应力 可用下式计算：HZN Hlim 由210页图10-21,a 查得接触疲劳极限应力为：SHHlim 1580 MPa , Hlim 2 450MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由 206 页图 10-18 查得寿命系数 ZN1 0.97, ZN2 0.96取失效概率为 1%，安全系数 S=1则小齿轮的许用接触应力为：大齿轮的许用接触应力为：取：初算小齿轮的分度圆直径 d1t ，得：3. 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数使用系数 K A

17、1.0d1tn1因： v60 100057.27 38460 10001.15m / s查 194 页图 10-8 得动载系数 K1.1,查 197 页表 10-4 得齿向载荷分布系数 K H 1.455，K F 1.40 ，查 195 页表 10-3 得齿间载荷分布系数 K HK F1.4则载荷系数(2) 对d1t 进行修正因K与K t有较大的差异，故需对由 K t计算出的 d1t进行修正,即按实际的载荷系数校正所 算得分度圆直径：(3) 初次确定模数 mn ( 可省略 )(4) 计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数查 p217 10-28 得 Y =0.854. 按齿根弯曲疲劳强度设计

18、(1) 计算当量齿数(2) 查取齿形系数、应力矫正系数由 P200表 10-5 查得 YFa1 2.62，YFa 2 2.2根据线性插入法得YFa1 2.616,YFa2 2.196(3) 计算弯曲疲劳许用应力由 P209 图 10-21 查得弯曲疲劳极限应力为由 P206图 10-18 查得：弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.87, K FN 2 0.9安全系数 SF 1.25 1.5 取 SF 1.4 则：YFaYSa(4) 计算大、小齿轮的 F 并加以比较取大，大齿轮的数值大。(5) 计算最终模数 选取mn为 3。5. 设计计算(1) 齿数计算d1 cos z1mn66.98 3cos14

19、 21.66 ，选取 z1=23z2 3.65 2383.95 ， 选取 z2 =84(2) 计算中心距中心距取整为 166mm。(3) 按圆整后的中心距修正螺旋角 误差较小，无需调整。(4) 计算大小齿轮的分度圆直径(5) 计算齿轮宽度圆整后取 b2 71,b1 b2 5 76mm6. 计算结果整理如下名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶高系数顶隙系数传动比分度圆直径齿顶高ha 3mmha 3mm齿根高hf 3.75 mmhf 3.75 mm齿全高h 6.75 mmh 6.75 mm齿顶圆直径da1 77.36 mda2 266.64 mm齿根圆直径df1 63.86 mmdf2 2

20、53.14 mm齿距p 9.42 mmp 9.42 mm齿厚、槽宽s e 4.71 mms e 4.71mm顶隙c 0.75mmc 0.75mm中心距a 166mm螺旋角齿宽b1 76mmb2 71mm7. 结构设计大齿轮 轴上大齿轮采用选用腹板式结构，见附图。II 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算如下：1.选择材料，热处理方式和公差等级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 8-17 得齿面硬度： 小齿轮： HBW1 217 255HBW大齿轮： HBW2 162 217HBW 平均硬度： HBW1 236HBW , HBW2 190HBW

21、。HBW1 HBW2 46HBW ，在 30-50HBW之间。选用 8 级精度（ C8）。2. 初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为：2d3t 3 2KT2u 1ZE ZH d u H小齿轮传递扭矩为： T2 338120N mm因v 值未知， KV不能确定，故初选载荷系数 Kt 1.11.8,暂定 Kt 1.4 由 205 页表 10-7 ，取齿宽系数 d 1由 201 页表 10-6 查得弹性系数 ZE 189.8 MPa初选螺旋角 14 ，由图 10-30 查得节点区域系数 ZH 2.43 齿数比 u i22 2.61小齿轮齿数初选

22、Z3 23则大齿轮齿数 Z4 i22Z 3 23 2.61 60.03 ，取 Z 4 60由 215 页图 10-26 查得端面重合度：1 0.77， 2 0.84 ，2 0.77 0.84 1.61许用接触应力可用下式计算由 210 页图 10-21,a 查得接触疲劳极限应力为： 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由 206 页图 10-18 查得寿命系数 ZN 3 0.97, ZN4 0.98 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 则小齿轮的许用接触应力为： 大齿轮的许用接触应力为： 取： H 3 H 42562.6 4412501.8MPa 初算小齿轮的分度圆直径d1t ，得：3. 确

23、定传动尺寸(1) 计算载荷系数 使用系数 K A 1.0d3tn288.24 105.21因： v 3t 20.49m / s60 1000 60 1000查 194 页图 10-8 得动载系数 Kv 1.1,查 197 页表 10-4 得：齿向载荷分布系数 KH 1.466， K F 1.35查 195 页表 10-3 得： 齿间载荷分布系数 K H K F 1.4则载荷系数(2) 对d3t 进行修正因 K 与 Kt 有较大的差异，故需对由 Kt 计算出的 d1t 进行修正，即按实际的载荷系数 校正所算得分度圆直径：(3) 初次确定模数 mn ( 可省略 )取 mn 4.37mm(4) 计算

24、纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数Y查 p217 10-28 得 Y =0.85 。4. 按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 计算当量齿数(2) 查取齿形系数、应力矫正系数 由 P200表 10-5 查得 YFa3 2.69，YFa4 2.28根据线性插入法得YFa3 2.662,YFa4 2.273(3) 计算弯曲疲劳许用应力K FN FES取弯曲疲劳安全系数 S=1.4由 P209 图 10-21 查得弯曲疲劳极限应力为FE3 420MPa ， FE4 380MPa由 P206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数KFN3 0.9,KFN4 0.92 则：(4) 计算大、小齿轮的 YFaYSa

25、 并加以比较 F 取大，大齿轮的数值大。(5) 计算最终模数选取mn为 35. 设计计算(1) 齿数计算d3 cos z3mn103.51 cos14o333.48 ，选取 z3=34z2 2.61 34 88.74 ， 选取 z4 =89(2) 计算中心距中心距取整为 190mm。(3) 按圆整后的中心距修正螺旋角 误差较小，无需调整。(4) 计算大小齿轮的分度圆直径(5) 计算齿轮宽度圆整后取 b4 105mm, b3 b4 5 110mm6. 计算结果整理如下名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶高系数顶隙系数传动比分度圆直径d3 105.04 mmd4 274.96 mm齿顶高h

26、a 3mmha 3mm齿根高hf 3.75 mmhf 3.75 mm齿全高h 6.75 mmh 6.75 mm齿顶圆直径da3 111.04mda4 280.96 m m齿根圆直径d f 3 97.54 mmdf 4 267.46mm齿距p 9.42 mmp 9.42 mm齿厚、槽宽s e 4.71mms e 4.71 mm顶隙c 0.75 mmc 0.75 mm中心距a 190mm螺旋角齿宽b3 110 mmb4 105 mm总传动比校核： ia i1i21i22 2.472 3.652 2.618 23.63误差 ia, ia 23.86 23.63 0.96% 5% ia23.86第四节

27、 轴系零部件设计计算 齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核，键的选择和验算及轴承的选择和胶合提供数据，其计算如下：I. 高速轴的设计与计算1. 已知条件轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率 （ 包括轴承效率在内 ） ，则：P1 3.84kw ；n1 384r/min ；T1 95.50 N m。2. 选择轴的材料因传递的功率不大， 并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求， 故由表 8-26 选常用的45钢，调质处理。3. 求作用在轴上的力已知高速级的小齿轮 114.79o ， d1 71.36mm 则：圆周力：2000T1d12000 95.50 2676.57N71.36径向力：Fr1F

28、t1tan ncos 12676.57 tano20 1007.57Ncos14.79o轴向力：Fa1Ft1tan 12676.57 tan14.79o 706.68N压轴力：Fp2zF0 sin 1022 4 151 .79 sin 157.03 1190.01 1190 N24. 初算最小轴颈查 p370 15-3 选取 C=112，则：对于直径 d 100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%，D电动机38mm ；d1min D38mm ；（电动机部分合格 ）5. 结构设计(1) 确定轴的结构构想(2) 相关数据的确定a. 机体内壁间距离 L：式中：、b2、 b3 分别为第一级齿 b

29、1轮传动中小齿轮、大齿轮和第二级齿轮传动中小齿轮的 齿宽； b1 76mm ， b2 71mm, b3 110mm 。2 齿轮端面至机体内壁距离， P158表 11-1 ；取2 9mm( 2 8mm)4 齿轮间距，可取 4 8 12 mm 。取 4 9. 5mmb. 机体内壁至轴承座端面距离 l2式中：机座壁厚， P158 表 11-1 ；8mmc1 、 c 2 扳手操作空间， P161表 11-2。c. 外伸轴总长 L(3) 确定各轴段的直径和长度 . 确定轴段的各段直径和长度因为轴 I 的最小直径不小于电动机轴颈，经查表得，电动机轴颈为 38mm，故该轴段 的最小直径为。大带轮与轴配合的毂

30、孔长度 l1 61mm ，为了保证轴的挡圈只压在大带轮 轮毂上而不压在轴的端面上， 故段的长度应比 l1 略短一些，现取 l1 60mm , d1 40mm . 确定轴段的各段直径和长度为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径d 2 48mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50m。m 根据轴承端盖的装拆 及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与轴承右端面间的距离 l 2 55mm， 为了使轴端盖能够完全固定轴承的位置，故取 l2 62mm， d2 48mm。 . 确定轴段的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故

31、选用深沟球 轴承。参照工作要求并根据 d2 48mm，由轴承产品目录中初步选取 2 基本游隙组，标准 精度级的深沟球轴承 6210。取 d3 50mm , l3 42mm 。 . 确定轴段的各段直径和长度经计算取 d4 56mm l 4 108. 5mm . 确定轴段的各段直径和长度两端轴承均采取挡油环和轴肩定位。若定位左侧轴承，则 V 段轴 颈应为 57mm，及 d5 57mm。由于该段齿轮的直径很小，齿根圆 到键槽底部的距离 e2mt，故将齿轮和 轴做成一体，即齿轮轴。此轴段的宽度等于齿轮的齿宽，直径为小齿轮吃定远直径 l5 76mm , d5 77.36mm 。为定位右侧轴轴承端盖的总宽

32、度为 9.6mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) 。 . 确定轴段的各段直径和长度已经算得轴承端面距箱体内壁的距离 l 2 52mm ，机体间内壁距离 l 225mm，外 伸轴总长 l 409mm，已知深沟球轴承宽度 B 20mm , 取及壁厚8mm，则，l6 31.5mm ， d3 50mm 。至此，已初步确定了轴 I 的各段直径和长度。(4) 轴 I 上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键连接。按， d1 40mm 查表得截面b h 12mm 8mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 L 45mm，选用平键为H812mm 8mm 45mm，大带轮与轴的配合为为 n7 。滚动轴承与轴的

33、周向定位是由过渡配 合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m7。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩处的圆角半径见图6. 绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1) 求支座反力A:水平 (面)方向反力圆周力：2000T1d12000 95.50 2676.57 2700N71.36径向力：Fr1Ft1tan n2676.57 tan20 1007.57 1000Ncos 1cos14.79o轴向力：Fa1Ft1tan 12676.57 tan14.79 o 706.68 700N压轴力：FD1990.011200NB.竖直 (面)反力(2) 绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C.合成弯矩(3)

34、绘制扭矩图T=95500Nmm7. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （ 即危险截面 B）的强度根据公式及上表中的数 据, 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查得 1 60MPa 。因此， ca 1 故安全。II. 中速轴的设计与计算1. 已知条件轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率 （ 包括轴承效率在内 ） 则：P2 3.72kw ；n2 105.21r/min ； T2 338.11N m。2. 选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表 8-26 选常用 45

35、钢，调质处理。3. 求作用在齿轮上的力因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为 2 14.79o ，3 13.82o , d2 244.7mm ， d3 114.5mm 则齿轮二圆周力：Ft2 2000T2 2000 338.11 2594.46 2600N t2d2260.64径向力：Fr2Ft2 tan n2594.46 tan20 ocos 2cos14.79 o轴向力：Fa2Ft2 tan 22594.46 tan14.79 o976.67 980 N685.00 N齿轮圆周力： Ft32000T2d32000 338.11105.046437.74 6440N径向力：Fr3Ft3 t

36、an n6437.74 tan20o2413.002410Ncos 3cos13.82o轴向力：Fa3Ft3tan 36252.05 tan13.82 o1537.961540N4. 初算最小轴颈查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值 C=112，则对于直径 d 100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%，故5. 轴的结构设计(1) 轴的结构构想如图所示(2) 相关数据L=225mm l2 c1 c2 (8 12) 8 18 16 10 52mm(3) 确定各轴段的直径和长度 . 确定轴段的各段直径和长度因为中间轴的最小直径 40mm，故轴段 I 的直径为 40mm。为了满足轴承的轴向定位

37、要 求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径 d2 50mm ，右端用轴端挡圈定位。因 轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d1 40mm，由轴承产品目录中初步选取 2 基本游隙组，标准 精度级的深沟球轴承 6208。轴承端盖的总宽度为 9.6mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) ，根据轴端的定 位要求，经计算取 l1 34mm, l5 33mm 。 . 确定轴段的各段直径和长度此轴段选取直径为 d2 55mm 。此轴段的宽度等于齿轮的齿宽， l2 71mm。 . 确定轴段的各段直径和长度此处轴肩是为了固定左右大小齿轮故选取 l3 10mm， d3

38、 60mm . 确定轴段的各段直径和长度此处轴端为了与齿轮进行配合，选取 l4 110 mm ， d4 50mm(4) 轴上零件的周向定位大齿轮 ：与轴的周向定位采用平键连接。按 d2 55mm ，查表得截面b h 16mm 10mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 L 50mm ，选用平键为H816mm 10mm 50mm, 齿轮与轴的配合为为 n7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合 来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m7。小齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按 d2 50mm ，查表得截面b h 16mm 10mm, 键槽用键槽铣刀加工，长为 L 80mm ，选用平键为H816mm 10

39、mm 80mm, 齿轮与轴的配合为为 n7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合 来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m7。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45 ，各轴肩处的圆角半径见图6. 绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1) 求支座反力A:水平 (面) 方向反力B.竖直 （面）反力（2）绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B. 竖直方向弯矩C.合成弯矩（3）绘制扭矩图7. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （ 即危险截面 B）的强度根据公式及上表中的数 据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查得

40、 1 60MPa 。因此， ca 1，故 安全。III. 低速轴的设计与计算1. 已知条件轴上的功率 转速和转矩若取每级齿轮传动功率 （ 包括轴承效率在内 ） 则：P3 3.61kw ；n3 40.31r/min ；T2 855.99 N m 。2. 选择轴的材料因传递的功率不大， 并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求， 故由表 8-26 选常用的45钢，调质处理3 13.82 ， d3 274.96mm 则：3. 求作用在齿轮上的力因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为，圆周力： Ft4 Ft3 6440N径向力： Fr4 Fr3 2410N轴向力： Fa4 Fa3 1540N4. 轴的结构

41、设计(1) 轴的结构构想如图所示(2) 相关数据(3) 确定各轴段的直径和长度 . 确定轴段的各段直径和长度因为低速轴的最小直径应不小于轴的最小直径， 且与联轴器孔径相符 ( 已选定弹性 套柱销联轴器 ) ，故该轴段的最小直径为 d1 55 mm联轴器与轴配合的毂孔长度 l1 112mm 。 . 确定轴段的直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径l2 42mm 。d 2 63mm，右端用轴端挡圈定位。后经算得轴承端面距箱体内壁的距离 . 确定轴段的直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d2

42、63mm ，取安装轴承的轴段直径为 d3 65mm 。轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承 6211，取d 3 d7 55 mm ， l 3 B 65 mm 。 . 确定轴段的直径和长度两端轴承均采取挡油环和轴肩定位。 若定位左侧轴承， 则 VI 段轴径应为 d6 73mm ， 此轴段的宽度等于低速级大齿轮的齿宽， l6 104mm 。 . 确定轴段的直径和长度为定位低速级大齿轮，作为轴肩的轴段 V的直径应为 d5 82mm 。取l5 10mm为定 位右侧轴承，作为轴肩的 V-VI 段轴的直径应为 d4 73mm 。后经计算的 l4 73.5mm 。 . 确定轴段的直

43、径和长度轴承端盖的总宽度为 9.6mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) 。根据轴承端盖 的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，同时为了使轴端盖能够完全固定轴承的位置， 故取 l7 47.5mm，前面已确定 d3 d7 65mm 。(4) 轴上零件的周向定位半联轴器 ：与轴的周向定位采用平键连接。按 d1 55mm ，查表得截面b h 16mm 10mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 L 70mm ，选用平键为H816mm 10mm 70mm，半联轴器与轴的配合为为 n7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过 渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m7。大齿轮 ：与轴的周向定位采用平键连接。按

44、d1 73mm ，查表得截面b h 20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 L 80mm，选用平键为H820mm 12mm 80mm，半联轴器与轴的配合为为 n7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过 渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m7。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45o 。6. 绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1) 求支座反力A:水平 (面)方向反力B.竖直 (面)反力(2) 绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C. 合成弯矩(3) 绘制扭矩图6. 按弯扭合成应力校核轴的强度C)的强度根0.6，轴，故 ca 1 ，故进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭

45、矩的截面 ( 即危险截面 据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 的计算应力前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查得 1 60MPa 。因此， 安全。改正：齿轮 1 的受力(4) 联轴器的选用输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d 。为了使所选的轴直径 d 与 联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca K AT3 ，考虑到转矩变化很小，查 P351表14-1 得取 K A 1.3,T3 855.99N则Tca K AT3 1.3 855.99 1112.787N M按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/

46、T5014-2003，选用 HL4 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000N mm。半联轴器的孔径 d1 55mm ，故取 d 55mm，半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 84mm 。(5) 键连接计算及强度校核1. 高速轴上键大带轮选择键连接的类型和尺寸大带轮与轴的周向定位采用平键连接。根据d1 40mm查得键的截面尺寸为：宽度 b=12mm，高度 h=8mm由. 轮毂宽度并参考 键的长度系列，取键长 L=45, 比轮毂宽度 (B=61mm小) 些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120MP，a 取平均值， p =1

47、10MPa。键的工作长度 l L b 45 12 33mm, 键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h 0.5 8mm 4mm 。332T1 103 2 95.50 103 p 可得 p 1 36.17MPa p ，可以。p kld 4 40 33故取12 8 45 GB/T 1096。2. 中速轴上键大齿轮选择键连接的类型和尺寸一般 8 级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选 用圆头普通平键 （A 型） 。根据 d2 55mm 查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm，高度 h=10mm由. 轮毂宽度并参 考键的长度系列，取键长 L=50,比轮毂宽度 （B=71mm小）

48、 些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120MP，a 取平均值， p =110MPa。键的工作长度 l L b 50 16 34mm, 键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h 0.5 10mm 5mm 。33可得 p 2T2 10 2 338.11 10 72.32MPa p ，可以。p kld 5 34 55故取16 10 50GB/T 1096。小齿轮选择键连接的类型和尺寸一般 8 级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选 用圆头普通平键 （A 型） 。根据 d2 50mm 查得键的截面尺寸为：宽度 b=14mm，高度 h=9

49、mm由. 轮毂宽度并参考 键的长度系列，取键长 L=80, 比轮毂宽度 （B=110mm小） 些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120MP，a 取平均值， p =110MPa。键的工作长度 l L b 80 14 66mm, 键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h 0.5 9mm 4.5mm 。33可得 p 2T2 103 2 338.11 103 45.537MPa p ，可以。p kld 4.5 66 50故取14 9 80 GB/T 1096。3. 低速轴上键大齿轮选择键连接的类型和尺寸般 8 级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不

50、在轴端，故选用圆头普通平键 （A 型）根据 d1 73mm查得键的截面尺寸为：宽度 b=20mm，高度 h=12mm由. 轮毂宽度并参 考键的长度系列，取键长 L=80,比轮毂宽度 （B=105mm小） 些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120MP，a 取平均值， p =110MPa。键的工作长度 l L b 80 20 60mm, 键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h 0.5 12mm 6mm。33可得 p 2T3 103 2 855.99 103 65.14MPa p ，可以。p kld 6 60 73故取20 12 80 GB/T 1096。半联

51、轴器选择键连接的类型和尺寸半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据 d1 55mm 查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm，高度 h=10mm由. 轮毂宽度并参 考键的长度系列，取键长 L=80,比轮毂宽度 （B=84mm小） 些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p =100120MP，a 取平均值， p =110MPa。键的工作长度 l L b 80 16 64mm, 键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.5 10mm 5mm 。332T3 103 2 855.99 103 p 可得 p 3 97.27MPa p ，可以p kld 5 64 55故取16 10 80 GB/T 1096。(5) 轴承寿命的校核初选轴承轴名轴承代号外形尺寸（ mm）内径 d宽度 B轴62105020轴62084020轴621155301. 轴轴承 6210（只校核受力更大的轴承 ）a. 求比值b. 初步计算当量动载荷 P根据式 (13-8a)P f p(XFr YFa)按照表 13-6， fp 1.0 1.2 ，取 fp 1.2。按照表 13-5，X=1，Y=0 按照 6210 轴承样本或设计手册选择=23200NC0c. 验算 6210轴承的寿命2