机械设计课程设计说明书(范文)

1、机械设计课程设计说明书目录设计任务书1一、课程设计题目 1二、课程设计任务 2三、已给方案 2第一部分传动装置总体设计 2一、传动方案（已给定）2二、该方案的特点分析 3三、原动机选择 45四、各级传动比的分配 5五、计算传动装置的动力和运动参数 5第二部分 V带传动设计7V带传动设计 7第三部分 齿轮的结构设计 9一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 9二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 13第四部分轴的结构设计 17一、高速轴的设计 17二、中间轴、低速轴的设计 17三、轴的强度校核 20第五部分轴承选取及校核 22一、各轴轴承选择 22第六部分键的选取23一 高速轴键的选择与校核2

2、3二冲间轴键的选择 23三低速轴键的选择 23第七部分联轴器的选取23第八部分 减速器的润滑和密封24第九部分箱体及其附件主要尺寸 25一、箱体尺寸25二、起吊装置26三、窥视孔、窥视盖 26四、放油孔和螺塞 M2026五、通气螺塞M2026六、油标尺 27第十部分参考文献28第十一部分机械设计课程设计小结 28设计任务书、课程设计题目设计带式运输机传动装置（简图如下）:_X_Ir1MI 亡1. 原始数据:数据编号61运输机工作轴转矩t（n- m820运输机带速v（m/s）0.85卷筒直径D （mr）3402. 工作条件：1）每天一班制工作，每年工作 300天，使用年限10年，大修期3年;2）

3、 连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差士5%;3）室内工作，环境中有粉尘；4）生产厂加工78级精度的齿轮；5）动力源为三相交流电;6）小批量生产。、课程设计任务1传动装置设计计算（总体设计及传动件及支承的设计计算）；2. 减速器装配草图设计（1张A1图纸手绘）；3. 减速器装配图设计（1张A1图纸打印）;4. 减速器零件图设计（2张A3图纸打印，包括低速级大齿轮和低速轴）；5. 减速器三维造型（光盘1个）。.已给方案3机械设计课程设计说明书ill1. 外传动机构为V带传动。2. 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。高速级用斜齿圆柱齿轮，低速级 为直齿圆柱齿轮。两级齿轮的材料均为 4

4、5号钢（需要调质和正火）第一部分传动装置总体设计、传动方案（已给定）1 .外传动为V带传动。2.减速器为展开式两级圆柱齿轮减速器。采用斜齿圆柱齿轮方案简图如下:1 电动机2- V帝传动3 两级圆柱齿轮减速器4 一联轴器5 传动滚筒6 运输带、该方案的特点分析该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能发挥其传动平稳，缓冲吸振和过载保护的特点。并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分采用的是二级展开式圆柱齿轮减速器。二级闭式齿轮传动，能适应在繁重及恶劣 的条件下长期工作，且使用维护方便。该种减速器结构简单

5、，但齿轮相对于轴承不对称，要求 轴具有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离扭矩输入端的一边，这样轴在转矩作用下产生的扭 转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分 为丫系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，此外还具有结构简单、尺寸紧凑、成本低，传动效率高的特点 。计算及说明结果三、原动机选择（丫系列三相交流异步电动机，电压 380V）1 .选择电机容量已知运输带工作转矩 T=820N - m运输机带速 V=0.85m/s工作电机所需功率为Pw=FV/1000kW =4.1kW传动装置总效率口 = 3m4

6、Ew=0.824查表可知：V带传动效率3 =0.95,闭式齿轮传动效率 2=0.99,滚动轴承传动效率（一对）口 3 = 0.99,联轴器效率5=0.99,传动滚筒=0.96,代入得H =0.824所需电动机功率为 Pd =牛=4.974kW因载荷较为平稳，电动机额定功率略大于4.85kW 即可，查表，选用电动机额定功率为5.5kW2.选择电动机转速汽幽* 击60><1000v滚筒转速 nw =47.75r/minnDF通常,V带传动的传动比范围为h =24；二级圆柱齿轮减速器为i2 = 3 6 ；则总传动比范围是i18144,故电动机转速的可选范围为Fnd =i ' nw

7、=859.56876r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和总的传动比，最终选择电动机型号为Y132S-4 ,技术数据：满载转速1440 r/min,额疋转矩/最大转矩2.2kN m,重要外形尺寸：中心距地咼 H=132mm电机轴直径 D=38mmPw=4.1kWn =0.824Fd =4.,974 kWn w=47.75r/mi n电动机型号Y132S-46机械设计课程设计说明书结果计算及说明电动机型号额定满载转速轴直径轴长度中心高功率DLHY132S-45.5Kw1440r/mi n38mm475mm132mm7机械设计课程设计说明

8、书#机械设计课程设计说明书四、各级传动比的分配总的传动比为i =匹=1440/64.598=30.16#机械设计课程设计说明书#机械设计课程设计说明书查表2-1取V带传动的传动比为i0 =3,#机械设计课程设计说明书#机械设计课程设计说明书取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为总传动比i =30.16#机械设计课程设计说明书则低速级的传动比为i2 = i =2.589i0i 1五、计算传动装置的动力和运动参数1.各轴转速n0 = nm = 1440 r/minn。1440n1 = 480r / mini°3n 2480二 107r / mini14.478n2107n3 二 247.7

9、5r/mini21.58机械设计课程设计说明书9机械设计课程设计说明书n4n347.75 = 47.75r/min11342.各轴输入功率（kWPo = Fd= 4.974kWPi 二 Po=4.974 0.95 =4.725kW2-3= 4.725 0.97 0.99 = 4.538kWP3 = P2= 4.538 0.97 0.99 =4.358kWP4 二 P3= 4.358 0.990.99 =4.271kW3.各轴输入转矩(N - m)T0二 9550 P°= 32.987N mT2T4n°P4 725= 9550955089.00N mn1480=9550 汉空

10、=9550 汉 4538107P2n2= 9550 P =95504.35847.75n3=9550 上=9550 汽鳥n44各轴运动和动力参数汇总= 405.022N m=871.6N m= 854.2N m编号功率P/kW转速 n/(r/min)转矩/(N.m)电动机轴4.974144032.987I4.72550789.00n4.538127341.24出4.35847.75871.6卷筒轴4.27142.75854.2传动比效率2.840.953.990.96032.660.960310.9910机械设计课程设计说明书计算及说明结果第二部分 V带传动设计V带传动设计已知外传动带选为普通

11、V带传动1. 确定计算功率：Pca由机械设计(P 156)表8-7查得工作情况系数Ka =1.1Pca =KA ”P =1.1 汉4.974=5.5kW2. 选择V带型号根据Pea、n查图8-11机械设计选 A型V带。(dd1 =112 140mm)3. 确定带轮的基准直径(dd1、dd2)并验算带速V1)初选小带轮的基准直径 dd1 :由表8-6和表8-8(P157),取小带轮的基准直径ddd1 =125mm且< H ( 132mm),即电机中心咼符合要求2ex人诗*、由址十、,H n 1 dd1 144° x 71X125 小/2)验算带速 v: 按式 U =& 9

12、.425m/ s6° "00°6°x1°°°在(5-30)m/s范围内，故带速合适.3)计算大带轮的基准直径 dd2.dd2 =i° 沃 dd1 =3 父125 =375mm 根据表 8-8,取标准数 dd2 = 355mm4. 确定中心距a和带长Ld1) 初选中心距0.7(dd1 +dd2 )a° W2(dd1 +dd2 ) 初定 a° = 500mm2) 求带的计算基准长度JT(d d1 d d 2 )Ld。2&。+ (dd1+dd2)+"780mm24a0由表8-2取带的

13、基准长度 Ld=1800mm3) 计算中心距:aLd Ld01800 -1780aa()+500+=510mm2 2Pea = 5.5kW选择带型为A型dd2 = 355mmLd=1800a =510mm计算及说明结果从而确定中心距调整范围ax =a+0.03Ld =510+0.03 x 1800=564mmamn =a0.015Ld =510-0.15 X 1800=483mm5.验算小带轮包角a1-J-Jon 茫 180°dd2 dd1 汉57 3° 纭152®>120sot 1 & 152 °a6.确定V带根数Z1）计算单根V带的额定

14、功率 Pr由 dd1 =125mm,n仁 1440r/min ,查表 8-4a 得 P0=1.910kW由n0=1440r/min,传动比为 2.84,A 型带，查表8-4b得厶P0=0.17kW查表 8-5 得 Ku=0.928,表 8-2 得 Kl =1.01于是 Pr =(P° +P°) K。Kl =1£5kW2）计算V带根数ZPZ=d=2.82 取 Z=3 根Pr带数：3根7 计算单根V带初拉力最小值32 52F 0min -500 汉(一1) +qv 174N 其中 q 由表 8-3 查得K aF0 H174N&计算对轴的压力最小值o(1Fd 叱

15、2ZF0Sin 1 =2 X3X 174Xsin152° / 2 1013N p 2Fp 商1013N9.确定带轮的重要结构尺寸小带轮基准直径dd1=125mm米用实心式结构。大带轮基准直径dd2=355mm米用孔板式结构.由A型带，根数Z=3，查表8-10，可计算大带轮轴向厚度L M2f +4e X78L=80mm取 L=80计算及说明结果第二部分齿轮的结构设计一、咼速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为h = 3.99高速轴实际转速 R|=507r/min1.齿轮的材料，精度和齿数及螺旋角的选择Z1 =25因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高

16、，故可以选用7级精度。材料按题目要求，都米用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，硬度 200HBS小齿轮调质，硬度 240HBS均为软齿面。软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，初取Zi =25则Z2 = Zi x h = 100初选螺旋角0 =14*2.按齿面接触强度设计，即d八3怦"（卄）（平E）2%U（H ）（1） 确定公式内的各计算数值1）试选 Kt =1.62）由图10-30机械设计选取区域系数ZH =2.433计算及说明结果由非对称布置，由表10-7取齿宽系数d -1置,由图 10-26 查得；：1=0.78，；：.2=0.87,贝U；

17、：.=； ：1+；：.2=1.651由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa2齿数比u =仝=4乙由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚Hlim1 =650Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2 = 320Mpa计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力8N1 =60“jLh =60 507 1 10 300 8 = 7.3 102=1.830 108i1由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 = 0.98, Khn2 = 1.01取失效概率为1%，安全系数S=1，则许用接触应力为；HH 1 h2- =510.4Mpa2；-h 】1 =637MPa(2

18、)计算将上述有关值代入d1t_32KtT1(U 1)(ZHZE)2二 H】2 =383.8MPa匚H = 510.4MPa得结果 d1t _ 57.59mm高速级小齿轮的圆周速度V = 71 n1 d1t壯1 53m/s60 "000齿宽 b b = d d1t =1 57.59 = 57.59mmd1t 況 cos P模数 m”mnt2.33mmZ1V = 1.53m/sh =225mnt =2.25 2.33 =5.24b/h =57.59/5.24 =10.99 mm纵向重合度1 二 0.318 dZ1 tan 1 =1.982计算及说明结果（3）修正由使用系数KA =1.25

19、，根据v=1.53m/s , 7级精度，由图10-8 查得动载荷系数Kv=1.08，由表 10-4 查得 心0 = 1.421 ,由图10-13查得KfR=1.35，由表10-3查得K=Khq= 1.2所以载荷系数K = kakvkHKhp = 1.25 x 1.08x 1.2 x 1.421 = 2.30按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径j kd, =d1t3| =65.oomm'Ktd x cosB则 mn =o smmZ13.按齿根弯曲强度设计，即m>32KT1YRCOS2 BYFaYsa忙12%升n ”（i）确定计算参数 i）计算载荷系数K = KaKvKfuKfB =

20、 1.25 汇 1.08 汉 1.2 汉 1.35 = 2.192）根据纵向重合度£0 =1.824，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 目=0.883）计算当量齿数Z乙Q-7 Q-7"7Z2d no A7厶V1 3 Rcos P27.37Zv 2 3 口 109.4/cos P由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数YFa1 =2.57Ysa1 =1.60YFa2 =2.172Ysa2 =1.7984）确定许用弯曲应力由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限 bFE1 =400Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳极限% =250Mpa计算及说明结果YFaYsa6)计算大小齿轮的F

21、a sa，并加以比较6经计算YFalYsa1 =0.01599< YFa2Ysa2 =0.02302,所以应代入较大值参与运F 1 F 2算.7)转矩 T仁89.00N m(2)计算；2KTiYpcos2 EYFaYsa将上述相关数据代入mn工3丄P 2*dZ1 mf结果为mn启1.93mm(3)修正由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，所以可取由弯曲强度算得的模数 2并就近圆整为标准值 mn =2mm.。结合按 接触强度算得的小齿轮分度圆直径 * = 65.00mm,算出小齿轮的齿数“ djeosE 65=<cos14° 一 l, “乙131.5

22、4 壯 32mn2大齿轮齿数 Z2=Lyy- h =3.99 乂 32=128,、口匚(Z1 +Z2)汇 mn中心距a =仃=164.90mm2 X cos P将中心距圆整为 165mm按圆整后的中心距修正螺旋角0 =arccos(Z1 Fm = 14卞'24"2a小齿轮分度圆直径 d1 = = 66.0mmcos P大齿轮分度圆直径d2 竺 264.0mmcos P计算齿轮宽度b = °d汇d1 = 66.0mm圆整后取B2=66mm, B1 =71mmmn 二 2mmZ1 = 32Z2 =128a = 165mmP =14824"di = 66.0mm

23、d2 = 264.0mmB1 = 71mmB2 = 66mm计算及说明结果二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）输入功率Pi=4.47kw，低速级齿轮的转动比为i2 -2.66i 0 'ii2轴（中间轴）的实际转速n2=127r/min1.齿轮的材料，精度和齿数选择因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用8级精度。材料按题目要求，选择小齿轮材料为45钢（调质和正火），硬度240HBS大齿轮45钢（调质和正火），硬度200HBS均为软齿面，两者材料硬度差为 40HBS软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。乙=25小齿轮齿数初取 Z1 =25,则Z2 = Z1汉i2 =

24、 25汇2.66賂672.按齿面接触强度设计，即Z2=6721.3 仙）2（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt =1.62）因为为非对称布置，由表10-7取齿宽系数 113）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa'4）齿数比 u = Zz =2.68 乙5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限貯円问1 650Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限h血2 315Mpa6）计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力82=6On2 jLh =60 汉 127 汉1 "0 汉 300 汉8 =1.829 汇108NN11.829 汉 1007N2 6

25、.875兀10i22.66由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1 i.11, KHN2i.16取失效概率为1%，安全系数S=1，则许用接触应力为KHNlim 1_h1-721.5MpaS计算及说明结果-Khn lim 21 16 域 315cc厂八/1呵2 -365.4MpaS1(2)计算将上述有关值代入dit 2.32汉sfKtTiW (Zj)”*dU(H )得结果 d1t >87.11mmV=0.57m/s低速级小齿轮的圆周速度v _ 71 °2 'd1t 0 57m/s60 "000齿宽 b b =% xd1t =87.11mm艸爲d1t cos S

26、 87.11 汇cos14 d o oo模数 mntmnt _ 1-3.38 mmZ121h =2.25mnt =7.605mmb/h =11.45(3)修正由使用系数Ka=1.25，根据v=0.57m/s , 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv =1.02，由表10-4查得Kh0 =1.421 ,由图10-13查得K-1.35，由表10-3查得 心口 =心口 = 1.2所以载荷系数K =KAKvKHaKHp = 1.25X1.02 x 1.2 x 1.421 =2.17按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径d1 =d1t3i"上=96.42mmKt测d1 cos S 96.42

27、 江cos14 °贝 ymn -3.74mmZ1253 按齿根弯曲强度设计，即mn二3；簣呼仏3 *dZ12 闪f计算及说明结果(1)确定计算参数1)计算载荷系数K =KaKvKfgKf0 = 1.25 汉1.02 >d.2>d.35 = 2.072)由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数YFa1 J.577Ysa1 =1.604YFa2 =2.307Ysa2 =1.7573)确定许用弯曲应力由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限<Ife1 =400Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳极限bFE2 =250Mpa由图10-28取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =0.9，Kf

28、n2=0.95取弯曲疲劳安全系数S-1.4,则许用弯曲应力可由下式计算为gh 一 KfN1<IfE1 - 257.14MpasK FN 2口" FE 2町“ =169.64Mpa4)计算大.小齿轮的YFaYsa ,并加以比较gY YY Y经计算 Fa1 sal -0.01607< Fa2 Sa2 -0.02389,所以应代入较大值参与Sh升】2运算。(2)计算将上述相关数据代入 mn訝2KT!FaYsa7dZ12 阵结果为mn 3 3.06mm(3)修正对比按两种方法设计的模数，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根mn = 4mm弯曲疲劳强度计算的模数，所以可取由弯曲强

29、度算得的模数3.06并就近圆整为标准值mn =4mm。计算及说明结果算出小齿轮的齿数r djeosB 96.42 Xcos14°“ “ 一Zi = 1=23.39 "4min4大齿轮齿数Z2 =Zj Hi? =63(Z1 +Z2) x m中心距a =179.33mm，圆整为180mm2小齿轮分度圆直径di Zim； 99.3mmcosp大齿轮分度圆直径d2 -乙导260.69mmcos P计算齿轮宽度b = %疋= 99.3mm圆整后取B2=100mm, B1 = 105mmZ1 =24Z2 =63a = 180mmd1 = 99.3mmd2 = 260.69mmBi =

30、105mmB2 = 100mm第四部分轴的结构设计、高速轴的设计1. 轴的材料及热处理选择由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理。2. 初估轴的最小直径dlmi - 30.4按扭矩初估轴的直径,查机械设计表15-3，得A0 =103 126 ,取=112则： mm:Pi4.725- Ao3. =112x 323.57 mm 507因为高速轴上安装有大带轮，所以高速轴的直径不能和电机轴的直径相差太多已知选用的电机型号Y132S-4,其电机轴直径为38mm.所以高速轴，安装大带轮一段的直径初定为32mm.3.初选轴承因为高速轴上装有斜齿轮，则在齿轮啮合过

31、程中会产生轴向力，为了能承受轴向力的作用，并且适应相对较高的转速，所以选用角接触球轴承，型号为7207AC根据轴承确定各轴安装轴承的直径为：d=32mm且因为大齿轮的圆周速度超过2m/s，所以选择油润滑，则高速轴每个轴承旁边都要安装挡油环.4.结构设计(参见结构简图)(1)各轴直径的确定初估轴径后，可按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径，1段装大带轮，取为 32mm>dmin 2段前部应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d仁34mm的毡圈，故取2段34mn后部分与轴承配合，该轴轴段3安装轴承7207AC和挡油环，故该段直径为35mm通过公差选取不一样控制。轴承成对使用，d

32、5=35mm 5段与齿轮配合，考虑到齿轮的轴向定位，取d3=40mm 4段为轴肩，取d4=50mm 3段不装任何零件，但考虑到挡油环的轴向定位，及整个轴的比例协调，取为34mm(2) 各轴段长度的确定轴段6的长度为轴承7207AC的宽度和挡油环厚度和箱体内壁到齿轮端面的距离之和，定为32mm段5的长度根据齿轮宽度可得，定为 70mm 4段为轴肩，取6mm 3段的长 度考虑与其他轴的关系， 取107mm轴2考虑轴承7207AC和挡油环的厚度和端盖， 定为70mm 1段的长度是在确定大带轮的宽度得到，取 50mm二、中间轴、低速轴的设计1.轴的材料及热处理选择同高速轴，选择常用材料45钢(低速级用

33、40Cr),调质处理。2. 初估轴的最小直径按扭矩初估轴的直径，查机械设计表 15-3,得代=103 _ 126 ,取人=112 (低速轴取A0 =100，则:dJA。请"珂琴“7rnm,rp14.358dsmin AA03 =110 沃 3 45mmn3V 47.75折算出的为轴受扭段的最小直径.(1)对于中间轴来说，轴受扭段即为两齿轮中间轴段但根据两齿轮的大小，并且中间轴尺寸应比高速轴大，所以将中间轴的最小直径定在两端装轴承处.则其受扭段的直径必然超过此估算的最小直径，肯定能满足按扭转剪切计算的强度要求.(2)对于低速轴来说，轴受扭段即为大齿轮到联轴器端的轴段，则最小轴段应定为外

34、伸端装联轴器的轴段，根据联轴器的选择，最小直径定为48mm3. 初选轴承(1)因为中间轴上装有斜齿轮，则在齿轮啮合过程中会产生轴向力，为了能承受轴向力根据轴承确定各轴安装轴承的直径为(2)因为低速轴上安装直齿圆柱齿轮 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为的作用，并且适应相对较高的转速，和较高速轴更粗的直径，所以选用角接触球轴承，型号为 7208AC:d=40mm，也即为中间轴的最小直径 .，所以采用角接触球轴承，型号为7211ACd=55mm.4. 结构设计(参见结构图)(1)中间轴24机械设计课程设计说明书#机械设计课程设计说明书#机械设计课程设计说明书#机械设计课程设计说明书图一.中间轴1)

35、各轴直径的确定初估轴径后，句可按轴上零件的安装顺序，从右端开始确定直径.该轴轴段5安装轴承 7208AC和定位套筒，故该段直径为40mm因为中间轴齿轮分度圆较大，不宜与齿轮做成一体，所以将轴4段，轴2段装齿轮，轴4段定为44mm轴2段定为44mm段3考虑到齿轮的轴向定 位，所以以轴环的形式设计，直径定为50mm 1段装轴承和挡油环，与 5段直径相同，取直径为40mm2) 各轴段长度的确定轴段1，5的长度为轴承7208AC的宽度和定位套筒厚度，1段定为43.5mm 5段定为 37.5。4段考虑用于高速级大齿轮定位，应比该齿轮稍窄，定为64mm 2段同样需要安装低速级小齿轮，考虑该齿轮的周向定位，

36、定长度为110mm 3段轴环的宽度取 6mm3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用 与高速级大齿轮均采用 A型普通平键联接，为键 与低速级小齿轮均采用 A型普通平键联接，为键4）轴上倒角与砂轮越程槽与圆角根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为k6,2 : 14X 9 GB1096-79,3 : 14X 9 GB1096-79。1 X 45。因为轴上装有轴承,所以轴段1,轴段5需要磨削，则应该在轴段1的右侧，轴段5的左侧有砂轮越程槽，根据刀具的宽 度,槽的尺寸为4X 1。齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角。根据低速级小齿轮齿顶圆直径为 107mm其圆角半径

37、为3mm所以轴环3左侧过渡圆角半径定为 2mm.根据高速级大齿轮齿顶 圆直径为268mm其圆角半径为5mm所以轴环3左侧过渡圆角半径也定为 2mm（2）低速轴图二低速轴1）各轴直径的确定初估轴径后，可按轴上零件的安装顺序，从右端开始确定直径该轴轴段1安装联轴器， 故该段直径为48mm轴7段和轴3段安装轴承和定位套筒，所以定为55mm.轴2段应与密封 毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d=52mm的毛毡圈，故取 2段52mm段4定位轴承，直径取为60mm 6段安装低速级大齿轮，定为60mm.5段考虑齿轮的轴向定位，以轴肩 的形式设计，定为66mm2）各轴段长度的确定轴段1应该按选用联轴器的

38、尺寸定为70mm轴段7和轴段3长度为轴承7211AC的宽度与挡油环宽度之和， 定为48mm和36mm轴段2长度为轴承盖厚度与向外部分轴长，为60mm5段用于定位齿轮，定为 6mm第6段为96mm 4段的长度是在确定其他段长度后自然形成 的，为70mm3）轴上零件的周向固定与低速级大齿轮均采用A型普通平键联接，键18 X 11 X 90 GB1096-794）轴上倒角与砂轮越程槽与圆角根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 2X 45。因为轴上装有轴承，所以轴段3, 轴段7需要磨削，则应该在轴段3的右侧，轴段7的左侧有砂轮越程槽，根据刀具的宽度，槽的 尺寸为4 X 1齿轮轴肩定位

39、处需要设计过渡圆角 .根据低速级大齿轮齿顶圆直径为 268mm其 圆角半径为3mm所以轴肩5右侧过渡圆角半径定为 2mm.26机械设计课程设计说明书三、轴的强度校核因为低速输出轴上扭矩最大，所以以校核低速轴为例。 画轴的受力简图。(1)计算相关力。圆周力 Ft = 2Ti 282°： =4248.7Ndi386 汇 10径向力 Fr = Ft tan - =4248.7 tan 20' =1546.4N齿轮输入扭矩 T3 =9550 P =9550 4.358 =871.6N m n347.75一,.,.,Fby Fay Fr 0垂直面内Fay(L1 +L2) =Fr 丄2可

40、计算出轴承在垂直面内的支撑力Fay=1019.2N Fby=2565.6N求得弯矩My=-295.575N mFax * Fbx Ft水平面内EL? -Fbx(L2 +G=0可计算出轴承在水平面内的支撑力Fax=1448.4N Fbx=2800.3N求得弯矩MX=-297.37N mFt=4248.7NFr=1546.4NT=871.6N mFay=1019.2NFby=2565.6N(L1 = 75mmL2 二 145mm )求得：My=-295.575N mFax=1448.4NFbx=2800.3N求得：MX=-297.37N m(2)画弯矩，扭矩图。27机械设计课程设计说明书28机械设

41、计课程设计说明书/ t ( N -m >871, 6#机械设计课程设计说明书#机械设计课程设计说明书（3）判断危险截面。如图所示，齿轮啮合初的力会产生垂直面弯矩（My）,水平面弯矩（Mx）,则该处产生的合弯矩是M =MX: 419.28N *m是所有截面中弯矩最大的,所以需要M=419.28N m（4）按弯扭合成校核。1' 2 2轴的当量弯矩为 MeT ），其中，因为齿轮啮合扭转切应力应为非对称循环边应力，所以=06由机械设计得轴弯扭合成强度条件为Me 化=兰W其中：3 因为轴为实心圆轴，故取W = 0.1 d因为轴的材料为45钢、调质处理查机械设计表 15-1取轴的许用弯曲应力

42、所以对齿轮轴段,d=96mm, M eAM 2（： T ）2 =670.28N.m,M eAW670.28=7.572Mpa；,满足强度要求.0.110一3（5）结论:轴的强度合格M 670.28N m eA二 eA 二 7.572Mpa则二 eA < J轴的强度合格29机械设计课程设计说明书#机械设计课程设计说明书第五部分轴承选取及校核、各轴轴承选择中间轴因为也装有斜齿轮 ，需要承受轴向力，所以也需要向心推力轴承，且由于轴的加粗，所以选用7208AC，低速轴因为装有直齿圆柱齿轮，所以可以不用承受齿轮的轴向力 ,所以不选用推力轴承，所以选用角接触轴承 7211AG各轴轴承：低速轴：721

43、1AC B=21mm, D=100mm中间轴：7208AC B=18mm, D=80mm高速轴：7207AC B=17mm， D=72mm低速轴轴承校核已知低速轴选用的是 7211AC轴承.现对其进行校核a）径向力的求解中间轴选用7208AC低速轴选用7211ACFrA= 1771.05NFrB= 3797.89N参考第四部分对轴的校核，可以得到如下的已知条件：轴承在垂直面内的支撑力Fay=1019.2N Fby=2565.6N轴承在水平面内的支撑力Fax=1448.4N Fbx=2800.3N所以,两轴承的径向载荷分别为：Fa = .Fa：FOy =1771.05NFb 二应 Fby 二 3

44、797.89Nb）轴向力的求解，因为 Fa=0，所以e=0，c）当量动载荷的求解经查机械设计表 13-5可得30机械设计课程设计说明书31机械设计课程设计说明书由式子 R = f p (XFr * YFa ),其中fp因为受轻微振动，取为1；所以PrB =1 (1 3797.89) = 3797.89N，只需对B轴承进行校核d)验算B轴承寿命由Lh610 (C)360n PPrb= 3797.89N低速轴承寿命为147204h满足寿命要求10660 64.63797.89147204h >7200h#机械设计课程设计说明书所以满足使用年限的要求。第六部分键的选取一. 高速轴键的选择与校核键 1 10 X 8 '；45 GB1096-79 则强度条件为 = 2T / d = 2 汉 32987 =卩 47MPa p Ik 35 汉 45 汉 4查表许用挤压应力 k J-110MPa所以键的强度足够二.