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：罗红霞设计时间:2014. 2. 24-2014. 3. 14-。-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26 第五节 箱体设计及润滑剂、润滑方式和密封装置的设计45 第六节 图纸设计51 第七节 设计小结53 第八节参考资料54机械设计课程设计任务书（两级齿轮减速器）班级：机械111 ,姓名：朱震，学号：201110210034，

2、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）L电动机2. 联轴器3. 两级柱齿轮减速器4. 联轴器5. 滚筒6 输送带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 （允许误差土 5%）;输送机滚筒直径d=350mm减速器设计寿命为10年。三、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

3、计任务每位学生应完成以下任务：1. 设计计算说明书包括圭寸面、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，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

4、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、齿轮传动以及轴的设计计算，键、轴承、联轴器的选择计 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

5、；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。|-f I1 I1c111 口111II>-1111

6、r1丿T11 3囲1带式运帚播动詁童團二、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 丫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 Ped护d。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。PwPd KWnPw 运输带所需功率，kw n由电动机至运输带的总效率 确定Pw运输带所需功率：Pw = FV = 4500 0"3.6KW1000 1000一对齿轮传动效率c = °.98弹性联轴器效率l二°

7、;.99确定aV带传动效率d =°.96；一对滚动轴承效率Z =0.99；卷筒效率J =0.96-0.96 0.982 0.994 0.99 0.96=0.84综上：电动机所需的工作功率Fd=4.28KW'na因Fed - Fd，选取电动机的额定功率 Ped =5.5KW3. 确定电动机转速nw1°°° 6°v二 d6° 1°°° °.8n 35°= 46.65r minnd "anr/min式中，V带传动的传动比i带二24，两级齿轮减速比馬=84°，贝U总

8、的传动比范围为 n d=ia n = i2 n r/min = 643 .65 兰 n d 兰 6436 .47 选择电动机转速为15°°r/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如下表：型号额定 功率KW同步 转速 r/mi n、卄 +、， 满载 转速r/mi n中心 高H mm轴伸尺寸DX Emm装键部位尺寸FX GDmmY132S 45.51500144°13238 X8°10X33二、计算传动装置的运动和动力参数1确定总传动比iaia144046.65=30.8

9、7电动机满载转速，1440r/min2.各级传动比分配(1)带传动比ii根据推荐值23,选取i1 =2.5各级齿轮传动比i2i、i22i 2 - i 21i 22i2 两级齿轮传动比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i21 -(1. 3 - 1.5)i 22，选取 i 2 1.4i22，同时因 口2 =30.87故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I轴、U轴和川轴1. 计算各轴转速满载转速nm =1440r/minI 轴转速 m = nm =1440,576r/min i12.

10、5II轴转速：匕=m = 576 = 138.46r / min i214.16III轴转速:n2138.46-n346.62r/mini222.97卷筒转速：nw = n3 二 46.62r / min2. 计算各轴输入功率I 轴功率：P 二 Pd 01 =5.5 0.96 =5.28KWII 轴功率：£=片12=5.28 0.97 -5.12KWIII 轴功率：卩3=£ 23=5.12 0.97 =4.97KW卷筒轴功率：巳=卩3 34 =4.97 0.97 =4.82KW3. 计算各轴输入转矩P5 5电动机轴输出转矩：Td =9550 d9550 : 36.48N m

11、nm1440Ti = Tdii 01= 39.792.5 0.96 = 95.50N mT 2 = T1 咕 12=95.50 0.97 3.80 = 352.01 N mT3 - T2 卜22 23= 352.01 2.72 0.97 = 928.74N mTw =Ts 34二 928.74 0.98 二 910.17N m4.整理动力参数(P=1/30000*T 兀n)电动机I轴U轴川轴卷筒转速r/mi n960384101.0537.1537.15功率Kw43.843.723.613.54转矩n*m39.7995.50352.01928.74810.17第三节传动件设计计算、带传动设计计

12、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 -1.1Pea = K A P = 1.14 = 4.4 KW2.选

13、择带型n° =960r/min， Pea = 4.4KW，由157页图8-11选择A型V带，且小带轮直径范围为112三小出三1403. 确定带轮基准直径dd1、dd2查询相关表格选择小带轮直径为dd1 = 125 mm dd2 = （1 - ；）hdd1 = （1-0.01） 2.5 125= 309mm由 P157表 8-8 得 取 dd2 =300mm校核实际传动比:d d 2（1 - ；）dd12.50309（1 - 0.01 ）125误差为0，故大带轮直径可用4.验算带的速度大:二 d, n二 125 960V1-3 鮎-125 960= 6.28m s60 1000 60

14、1000小:v2 （1 - ；）v1 = 6.22m s5m/s ： V1,V2 < 25m/s，符合要求。5. 确定中心距和V带长度根据 0.7(ddi dd2)：a° : 2(d di ' dd2 )可得 330.5mm v a。c 868.76mm初步选择a0 = 500mmV带计算基准长度为2，(dd2 ddi)Ld 2a0 (ddi dd2)24a°n(300 125)2二 2 500匸 2=1682.90mm4 500查询相关表格选取实际带长Ld = 1600mm (125 + 300)+')则实际中心距：.Ld _Lda a021600-

15、1683二 500 2=459mm计算中心距变动范围:amin=a0.015Ld =435amax二 a 0.03Ld 二 5076. 计算小带轮的包角:= 180 - dd2 一 dd157. 3a二 158. 15 1207. 确定V带根数V带根数可以用下式计算：Pz匚（Po：Po）K：Kl根据 152 页表 8-4a，8-4b 得 P。=1.37KW ；：PO=0.11 ；由表 8-5,8-2 分别查K ,. -0.93 ； Kl =0.99，贝U：Peaz (PoPo)K;.Kl4.4>(1.37 0.11) 0.99 0.93_3.62故选取z=4。8. 计算初拉力查询相关表格

16、得V带质量m=0.1kg/m,则初拉力为:Fo =500-() +mv带zv带K僅4 425_0 932= 500() 0.1 6.2824汉6. 280.93= 151.79N9. 计算作用在轴上的压力Fp = 2zF° sinp 2158 15 Q=2 4 151 .79 sin1192.31N210.带传动设计计算结果如下表所示:类型小带轮直 径dd1 (mm)大带轮直 径dd2 (mm)小带轮 带速v(m/s)带长Ld0(mm)r a型带1253006.281600 1中心矩a(mm)小带轮包 角«1 OV带根数z初拉力(F(0)min(N)压轴力(Fp )min(

17、N)459158.154151.791192.31、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45钢，小齿轮调质处考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用 理，大齿轮正火处理，由P191表10-1得齿面硬度:小齿轮：HBW； =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

18、主要尺寸因为是软齿面闭式传动, 为：故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式2KE u 1d 3d1u(1) 确定小齿轮传递扭矩56N mm =9.55 104 N mm95.5 心0 Pi9.55 勺 0 汉 3.84T1 :nI384(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 心=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2 -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

19、=i2i =3.65小齿轮齿数初选 乙=23则大齿轮齿数 乙7“乙=23 365=83.95，取乙=84(6) 确定重合度由215页图10-26查得端面重合度：；-.1 = 0.765 ,； -2 - 0.792，；.-；订 ；-.2 = 0.765 0.792 = 1.56(7) 确定许用接触应力可用下式计算：t H二ZN6lim由210页图10-21,a查得接触疲劳极限应力为：Sh二 Hiim1 =580MPa,；Hiim2 =450MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：8N60n1aLh = 60 384 5 300 16 = 5.53 10N2N1 _ 5.53 108i213.6

20、5= 1.52 108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：Zn 1；H lim 1Sh0.97 5801= 562.6MPa大齿轮的许用接触应力为:ZN 2"-' H lim 2Sh0.96 4501二 432MPa取:562.6 4322=497.3MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t，得:dit3 2KE u +1i- 'd ；：.'ZeZh f E>1 1.562 心.4 X95500 3.65 +1 189.8x2.43=57.27 mm3.确定传动尺寸

21、(1)计算载荷系数使用系数KA =1.0因:二 n160 10003.65497.3二 57.27 38460 1000=1.15m/s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 =1.455，心-=1.40，查195页表10-3得齿间载荷分布系数Kh：.=1.4则载荷系数K 二 KaKvKJK :=1 1.1 1.4 1.455 =2.24(2) 对d1t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:d157.272.24气1.4=66.98mm(3) 初次确定模数mn (可省略)mn

22、66.98 cos1423=2.83mm(4) 计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数:=0.318 d 乙 tan := 0.318 1 23 tan 14o =1.824 查 p217 10-28 得 丫 =0.854.按齿根弯曲疲劳强度设计2KTY0COS2 P'YFaYSa Y粧2%g丿mn -(1) 计算当量齿数23Zv1coS3 一： = cos314 =25.18Z2cos3 ： _ cos314 二91.95(2) 查取齿形系数、应力矫正系数由 P200表 10-5 查得 论1 =2.62, YFa2 =22YSa1 =1.59，YSa2 = 1 .78根据线性插入法

23、得YFa1 = 2.616,YFa2 = 2.196Ysal /RhYsa?二1*782(3) 计算弯曲疲劳许用应力F 二 KfnFSf由P209图10-21查得弯曲疲劳极限应力为G = Iim1 =215MPa , G Lim2 =170MPa由P206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数 KfN1 =0.87,KfN2 =0.9安全系数Sf =1.251.5 取SF =1.4贝J F1Kfn1；"1 =0.87 215 =1336MPaSf1.4J F2Kfn20.9 170 “09.29MPa1.4SfYFaYsa(4)计算大、小齿轮的匸f并加以比较YFa1Ysa12616 侮1

24、 =0.03115133.61Ch丫Fa 2YSa2J F 22196 178< 0.03581109.29取大，大齿轮的数值大。(5)计算最终模数2KTYpcos2 PY FaY Sa札z2 %g丿mn -32 2.24 95500 0.85 (cos14°)221 231.560.03581=2.46mm选取mn为3。5.设计计算(1)齿数计算zd1co = 66.9cos14 21.66，选取 Z1=23 mn-Z2 =3.65 23 =83.95 ， 选取 z2=84计算中心距ar (Z1 Z2)mn(2384) 3 =165.41 mm2 cos 14°中心

25、距取整为166mm(3) 按圆整后的中心距修正螺旋角一 arccos(Zi Z2)mn2a*rccos(23 84) 3 =14.7902 166误差较小，无需调整。(4) 计算大小齿轮的分度圆直径diZE23 3cos ：cos14.79°二 71.36 mm84 3Z2“lno = 260.64 mm cos ：cos14.79(5) 计算齿轮宽度b = d d 1 71.36 = 71.36 mm圆整后取 b2 = 71,4 = b2 5 = 76mm6. 计算结果整理如下：名称公式小齿轮大齿轮模数m33齿数Z乙=23Z2 = 84压力角Ofa = 20°a = 20

26、°齿顶咼系数*h； = 1*h； = 1顶隙系数*cc* = 0.25c* = 0.25传动比ii = 3.652分度圆直径ddr =71.36mmd2 = 260.64mm齿顶咼ha = h； mh； = 3 mmh； = 3 mm齿根高hf =(h； +c*)mhf = 3.75 mmhf = 3.75 mm齿全高h = ha + hfh = 6.75 mmh = 6.75 mm齿顶圆直径da =d + 2hadai = 77.36 mda2 = 266.64 mm齿根圆直径df =d -2hfd f1 = 63.86 mmdf2 = 253.14 mm齿距p =兀mp = 9.

27、42 mmp = 9.42 mm齿厚、槽宽s = e = p/2s = e = 4.71 mms = e = 4.71 mm顶隙*c = c mc= 0.75mmc= 0.75mm中心距aa =166mm螺旋角P14.79°齿宽bd = 76mmS = 71 mm7. 结构设计大齿轮轴U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：HBWt =217 255HBW大齿轮：HBW2 =162217HBW平均硬度

28、：HBW：=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：I门2KT? u中 ZfZhdg% T 叽丿小齿轮传递扭矩为：T2 = 338120N mm因V值未知，KV不能确定，故初选载荷系数Kt =1.1 1.8 ,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 = i

29、22 = 2.61小齿轮齿数初选Z3 =23则大齿轮齿数Z4 722Z3 =23 2.61 =60.03，取乙=60由215页图10-26查得端面重合度：；-1 =0.77， ； -.2 - 0.84， ； -. = ； 7 * '-.2 - 0.77 ' 0.84 = 1.61 许用接触应力可用下式计算| _ I _ Z N ；- H lim> 一Sh由210页图10-21,a查得接触疲劳极限应力为："-'H lim 3= 580 MPa , H lim 4 =450MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：N3 =60n2aLh =60 105.21

30、 5 300 16 =1.52 108N4N3i2281.52 102.61-5.8 107由206页图10-18查得寿命系数ZN3 =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：Z N3 J H lim 3Sh0.97 5801=562.6MPa大齿轮的许用接触应力为:-H4Z N 4"-' H lim 4Sh0.98 4501二 441MPa取:“叮讥严：叫心初算小齿轮的分度圆直径di，得:3.d ；：. u|2KT2 u +1 f ZeZhd3t2 1.4 3381201 1.613.61 乂189.8X2.43 j2.61

31、501 .8= 88.24 mm3. 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数使用系数KA =1.0d3tn2二 88.24 105.21 小一,因：v 3t 20.49m/s60勺00060"000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 =1.35查195页表10-3得：齿间载荷分布系数KH二Kf= 1.4则载荷系数K 二 KaKvKJK :=1 1.1 1.4 1.466 =2.26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:d3=103.51mm(

32、3)初次确定模数mn ( 可省略)mn d3 cos :Z3103.51 cos14= 4.37mm23取 mn =4.37mm(4) 计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数；：=0.318 d Z| tan := 0.318 1 23 tan 14o =1.824查 p217 10-28 得 丫=0.85。4. 按齿根弯曲疲劳强度设计2KTY 目 cos2 PT阮2FaYSa 影g丿(1)计算当量齿数Z323 cZn33 :coso - 23.70cos 14_Z4Zn4 -3 :cos P603“。=61.84 cos 14(2) 查取齿形系数、应力矫正系数由 P200表 10-5 查得

33、YFa3 =2.69，YFa4 =2.28Ysa3 =1.575, Ysa4 =1.73根据线性插入法得YFa3 =2.662,YFa4 =2.273Ysa3 =1.579,Ysa4 九734(3) 计算弯曲疲劳许用应力k F = KfJfe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 =09Kfn4 =0.92 则:二 F 3KfnQfei 0.9 420K FN 2 二 FE2270MPa 1.40.92 380 249.7MPa 1.4计算大、小

34、齿轮的涪并加以比较YFa3YSa3L7 F 32.662 1.579 门一“0.0156270YFa4Ysa4L-F42.273 1.7340.0158249.7取大，大齿轮的数值大。(5) 计算最终模数mn -32KTY : cos2 :七.2YFaYsad z2 ； ：=3 2_2.26_338120_0.85_(cos14O)20.01581 232 1.61=2.83mm选取mn为3<5.设计计算(1)齿数计算d3 cos z3mn=103.51 cos14° =33.48，选取 z3=343z2 =2.61 34=88.74 , 选取 z4=89计算中心距a2(Z3

35、Z4)mn2 cos :(389=190.148mm2 cos14中心距取整为190mm一 arccos(Z3 Z4)mn(3)按圆整后的中心距修正螺旋角2a(34 +89)x3二 arccos13.822"90误差较小，无需调整。(4) 计算大小齿轮的分度圆直径=343 ° = 105.04mmZ4mncos ：cos13.82d44n 89 3 o = 274.96mmcosP cos13.82(5) 计算齿轮宽度b 二 dd3 =1 105.04 =105.04mm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

36、数m33齿数ZZ3=34Z3=89压力角aa = 20°a = 200齿顶咼系数*hah； =1*h； = 1顶隙系数*cd = 0.25d = 0.25传动比ii =2.618分度圆直径dd3 =105.04 mmd4 = 274.96mm齿顶咼ha = h； mh； = 3 mmh； = 3 mm齿根高hf = （h； +c*）mhf = 3.75 mmhf = 3.75 mm齿全高h = ha +hfh = 6.75 mmh = 6.75 mm齿顶圆直径d； =d +2h；da3 =111.04mda4 = 28096 mm齿根圆直径df =-2hfd f3 = 97.54 m

37、mdf4 =267.46mm齿距p =兀mp = 9.42 mmp = 9.42 mm齿厚、槽宽s = e= p/ 2s = e = 4.71mms = e = 4.71m m顶隙*c = c mc= 0.75mmc= 0.75 mm中心距aa = 190mm螺旋角P13.82°齿宽bb3 = 110 mmb 105 mm总传动比校核：ia =吐花2 =2.472 3.652 2.618 = 23.63误差、二ia 23.86 一 23.63ia23.86二 0.96%： 5%第四节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

38、，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:R =3.84kw ；=384r/min ；=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 =14.79°，di =71.36mn贝U:圆周力：2000T12000x95.50“Ft112676.57Nd171.36径向力：已肿的n= 2676.57 tan20° =1007.57N cos%cos14.79轴向力：Fa1 =F

39、t1ta n =2676.57 tan 14.79° = 706.68N压轴力：1157.03K1Fp =2zF°sin=2 4 151 .79 sin1190.01 ： 1190 Np 2 24. 初算最小轴颈查 p370 15-3 选取 C=112,贝3.84dmm 二C3 1 =112 3 ：24.13mm 口384对于直径d < 100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%d 1min 二 d1min (17%) = 25.82 mmD电动机=38mm ; d1min - D =38mm ;（电动机部分合格）dmin =40mm5. 结构设计（1）确定轴的

40、结构构想(2) 相关数据的确定a. 机体内壁间距离L：L = b2 + 匕3 + 也4 + +2227671=71 110 8.52 92二 210mm式中：、b2、b3分别为第一级齿b1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；b. =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)厶4齿轮间距，可取 二4 =8 12 mm。取二4 =9.5mmb. 机体内壁至轴承座端面距离1212 二 G Q (812>=8 18 16 10=52mm式中：、机座壁厚，P158表

41、11-1 =8mmC1、C2扳手操作空间，P161表11-2。c. 外伸轴总长L'L'= (= + 也3 + Bz+ +t 十右 +A + Bg _(1 3 )12八2丿211211=(4 2C) (52 9.6 8 20 59 - 2.6)= 380mm22(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孔长度h=61m m，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h略短一些，现取 h =60mm, d40mm。 .确定轴段的各段直径和

42、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d2 =48mm右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50m。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l2 =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

43、各段直径和长度经计算取 d4 =56mm |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 e<2mt,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l5二76mm , d 77.36mm。为定位右侧轴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)。 .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l52mm，机体间内壁距离l二225mm，外伸轴总长二409mm，已知深沟球轴承宽度2

44、0mm ,取及壁厚、=8m m，贝 q，l6=31.5mm，d3 =50mm。至此，已初步确定了轴I的各段直径和长度。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，d40mm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r60180 .i一 100 -iFntiiB1CDFnI12FaFi

45、圆周力：12000T- 2000 95.50 =2676.57 ： 2700N di71.36径向力：lFt1ta nc(n2676.57汉 ta n20o“Fr1t1no1007.57 ： 1000Ncos Mcos14.79轴向力：Fa1 =Ft1tan =2676.57 tan 14.79° = 706.68 : 700N压轴力：FD =1990.01 ：1200NFNh1 ' FNH2 - F?1FDFnhi xAC =FdXCD FnXBC+丄Fa><d2Fnh1 FnH2 = 2200319 =1200 100 -1000 180 1700 702Fn

46、h1 -111 N Fnh2=2089 NB.竖直（面）反力6()18()I'm 2Fnv1 ' Fnv2 - Ft1Fnv1 * AC =卩廿BCFnv1 *Fnv2 =2700FnV1 汇 319 =2700 180Fnv1 =2025 Fnv2 =675绘制弯矩图A.水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C.合成弯矩Mi=125N. mM3=120N. mBCD绘制扭矩图M i=95. SON. mI；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.

47、6，轴的计算应力Jm2 +（町）2CT caW_ 1250002（0.6 95500）2-0.1 心= 9.54MPa :二前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得iJOMPa。因此，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）贝u：F2 =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钢，调质处理。3. 求作用在齿轮上的力因已知轴U的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为 .=14.79° ,

48、F；3 =13.82°, d = 244.7mm ， d3 = 114.5mm 则齿轮二查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值C=112 则d2 min= 1123 3.73 99.38=37.50mm ： 38mm圆周力：2000T22000x338.11“Ft222594.46 ： 2600Nd2260.64径向力：Fr2 二 Ft2tan ： n =2594.46 tan20 二 976.67 :- 980 N cos 2cos14.79o轴向力：Fa2 = Ft2ta n =2594.46 tan 14.79o 685.00 N齿轮三圆周力：2000T2 2000 338.11

49、 Ft326437.74 ： 6440Nd3105.04径向力：lFt3tanan6437.74汇 tan20o_ _.Fr3t3 . no2413.00 ： 2410Ncos 3cos13.82轴向力：Fa3 =Ft3tan 飞=6252.05 tan 13.82 o =1537.96 : 1540N4.初算最小轴颈对于直径d < 100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%故d 2min = d2min (15%) = 39.89748mm : 40mm5. 轴的结构设计(1) 轴的结构构想如图所示I中间轴 |<FP1TI(2) 相关数据L=225mm 12 =6 +c+(

50、8 12 =8 +18+16+10=52mmL'' = L 2 Bz3 =225 2 (20 4) = 258mm(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 轴向定位要求，1轴段左端需制出一轴肩，故取U段的直径d2 =50m m,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d40mm，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l34mm , 15二33mm。 .确定轴段的各段直径和长度此轴段选取直径为d55mm。此轴段的宽度等于齿轮的齿宽，l2 = 71mm o .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l3二10mm，d3二60mm。 .确定轴段的各段