机械设计课程设计任务书

1、 机械设计课程设计任务书专 业：姓 名：学 号：成 绩： 指导教师：目录一.设计课题 3二.设计课题分析 4三.确定原动机 4四.传动比的分配 5五.机械或部件中各轴的运动学和动力计算 5六.传动零件的设计计算 71.高速机齿轮设计及 72.低速级齿轮设计及校核 13七.V带及带轮设计及校核 20八.轴的设计 22九.键的计算校核 34十.轴承和选定轴承校核 37高速级轴承 37 中速机轴承 38低速机轴承 39十一.减速器总体技术特性如下 40十二.设计小结 40十三.参考文献资料 41一、设计课题 设计热处理车间零件清洗用传送设备中的二级展开式圆柱齿轮减速器。该传动设备的动力由电动机经减速

2、装置后传至传送带。两班制工作，工作期限为8年。1-电动机；2-带传动；3-减速器；4-联轴器；5-卷筒；6-输送带。原始数据题 号1-11-21-31-41-51-61-71-81-91-10输送带主轴扭矩T（N·m）7006706509501050900660900900950输送带运行速度V（m/s）0.630.750.850.80.80.70.830.750.850.9卷筒直径D（mm）300330350350380300360320360380二、设计课题分析拿到设计课题首先我们设计的是设计热处理车间零件清洗用传送设备中的二级展开式圆柱齿轮减速器。该传动设备的动力由电动机经减

3、速装置后传至传送带。两班制工作，工作期限为8年。所以我们小组立即开展对减速器的了解。在课题要求下我们选择了二级圆柱直齿轮减速器，因为它的工作环境是传送车间，没有要求要斜齿轮还是直齿轮，因此我们选用了更符合要求的直齿轮传动。又因为没有特别大的载荷变动，这样可以确定后面选择齿轮材料和皮带的时候奠定基础。电动机方面尽量选择了要价格清廉，而且又能够满足清洗车间的技术要求。机箱基本选择45号钢。电动机的选择至关重要，特别是转速和功率的计算。然后分配传动比，接着对机械或部件中各轴的运动学和动力学计算。基本上是这样的设计流程了。最后完成之后要写好任务说明书就可以了。三、原动机的选择1、 电动机选择（1）选择

4、电动机类型 按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（2）选择电动机容量 按式（2-2），电动机所需工作功率为Pd=Pw按式(2-3),工作机所需功率为F = 2TD = 2×950380×10-3=5000N Pw=Fv1000 =5000×0.91000 =4.5kw传动装置的总功率为=1422345=0.96×0.944×0.972×0.99×0.96=0.825所需电动机功率为Pd=Fv1000 = 5000×0.91000×0.825 = 5.45kw因载荷平稳,电动

5、机额度功率Ped略大于Pd即可 由第六章,Y系列电动机技术数据,选电动机的额度功率Ped为5.5kw(3)确定电动机转数 滚筒轴工作转速nw=60×1000vD =60×1000×0.9×380 =45.23rmin通常，V带传动的传动比常用范围为24，二级圆柱齿轮减速器为840，则总传动比的范围为ia，nw=(16160)×45.23=7247240r/min符合这一范围的同步转速有3000、1500、1000、750.现以同步转速3000、1500、及1000r/min三种方案进行比较。由相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比例于下表1

6、-1表1-1 额度功率为5.5kw时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额度功率/kw同步转速/满载转速nm/(r/min)传动比ia1Y132S1-25.53000/29202Y132S-45.51500/14403Y132M2-65.51000/960表1-1中，方案一传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。方案二与方案三相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格以及总传动比，可以看出。如为使传动装置结构紧凑，选用方案3较好；综合各方面考虑，则选用方案2，即电动机型号为Y132S-4。四、传动比的分配（1）总传动比ia= nmnw =144045.23 =31

7、.84（2）分配传动装置各级传动比 取V带传动比i01，则减速器的传动比i为i= iai01 =31.843 =10.61取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 i12=1.4i =1.4×10.61 =3.854低级速的传动比i23=ii12 =10.613.854 =2.753五、机械或部件中各轴的运动学和动力学计算0轴(电动机)P0=Pd=5.45kwn0=nm=1440r/minT0=9550 P0n0 =9550×5.451440 N·m=36.1 N·m1轴（高速轴）P1=P001=5.45kw×0.96=5.23kwn1=n0i01=

8、14403r/min=480 r/minT1=9550 P1n1 =9550×5.23480 N·m=104 N·m2轴（中速轴）P2=P112= P123=5.23kw×0.99×0.97=5.02kwn2=n1i12=4803.854r/min=124.5 r/minT2=9550 P2n2 =9550×5.02124.5 N·m=385 N·m3轴（低速轴）P3=P123= P123=5.02kw×0.99×0.97=4.82kwn3=n2i23=124.52.753r/min=45.22

9、 r/minT3=9550 P3n3 =9550×4.8245.22 N·m=1018 N·m4轴（滚筒轴）P4=P124= P124=4.82kw×0.99×0.99=4.72kwn4=n3i34=45.221r/min=45.22 r/minT4=9550 P4n4 =9550×4.7245.22 N·m=997 N·m13轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输出功率或输入转矩乘轴承效率0.99.例如1轴的输出功率P1=P1×0.99=5.23×0.99=5.18kw；输出转矩T1=T1

10、15;0.99=104×0.99=103 N·m,其余类推。表1-2 各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩转速n/(r/min)传动比i功率输入输出输入输出电动机轴5.235.024.824.725.455.184.974.774.671043851018997361103.0381.21007.8987.01440480124.545.2245.2233.8542.75310.960.960.960.981轴2轴3轴滚筒轴六、传动零件的设计计算高速级圆柱直齿轮选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按机械设计第9版图10-26所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角

11、取20°。（2）带式输送机为一般工作机器，参考机械设计第9版表10-6选7级精度（3）材料选择。由机械设计第9版表10-1，选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=uz1=3.9×18=70.2,取z2=71.2、按齿面接触疲劳强度设计（1）由机械设计第9版式（10-11）试计算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)21) 确定公式中的个参数值a.试选KHt=1.3b.计算小齿轮传递的转矩。T1=9.55×106P/n1=9.55

12、×106×5.18/480 N·mm=1.031×105 N·mmc由机械设计第9版表10-7选取齿宽系数d=1d.由机械设计第9版图10-20查得区域系数ZH=2.37e.由机械设计第9版表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2f由机械设计第9版式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arcosz1cos/(z1+2ha*)= arcos18×cos20°/(18+2×1)=32.250°a2=arcosz2cos/(z2+2ha*)= arcos71×cos2

13、0°/(71+2×1)=23.943°=z1(tana1-tan')+z2(tana1-tan')/2 =18×(tan32.250°-tan20°)+71×(tan23.943°-tan20°) 2=1.669Z=4-3 =4-1.6693 =0.881g.计算接触疲劳许用应力H由机械设计第9版的图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 =650MPa、Hlim2 =550MPa由机械设计第9版的式（10-15）计算许用循环次数：N1=60n1jLh=60×

14、;480×1×(2×8×300×8)=1.106×109N2=N1/u=4.147×109/(71/18)=2.804×108由机械设计第9版的图10-23查得取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、KHN2=0.95.取失效概率为1、安全系数S=1，由机械设计第9版的式（10-14）得H1=Hlim1KHN1S =650×0.901 =585MPaH2=Hlim2KHN2S =550×0.951 =523 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H= H1=523MPa2）

15、试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZ)2 =32×1.3×1.031×1051×7118+1(71/18)×(2.37×189.8×0.881523)2 mm =57.783mm(2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v0v0=d1tn160×1000 =×57.783×48060×1000m/s=1.5m/s齿宽bb=dd1t=1×57.783mm=57.783mm2）计算实际载荷系数KH。a.由机械设计第9版的表10-

16、2查得使用系数KA=1b.根据v=3.0m/s、7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.05c.齿轮的圆周力。Ft1=2T/d1t=2×1.031×105/57.783N=3.569×103N KAFt1/b=1×3.569×103/57.783N/mm=61.7 N/mm100 N/mm由机械设计第9版表查得10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2d.由机械设计第9版表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相当支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.421.由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×1.

17、05×1.2×1.421=1.793)由机械设计第9版的公式（10-12），得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数m=d1/z1=67.939/18mm=3.5713.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由机械设计第9版的公式（10-7）试算模数，即 1)确定公式中的各参数值a.试选KFt=1.3.b.由机械设计第9版的公式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y=0.25+0.75 =0.25+0.751.669 =0.699c.计算YFaYsaF。由机械设计第9版的图10-17查得齿形系数YFal=2.93、YFa2=2.25由机械设计第9版的图10-18查得应

18、力修正系数Ysal=2.93、Ysa2=2.25 由机械设计第9版的图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=530MPa、Flim2=380MPa。由机械设计第9版的图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90, KFN2=0.95.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计第9版的式（10-14）得F1 =KFN1Flim1S =0.9×5301.4 MPa=340.71MPaF1 =KFN2Flim2S =0.95×3801.4 MPa=257.86MPaYFa1Ysa1F1 =2.93×1.53340.7 =0.0132YFa

19、2Ysa2F2 =2.25×1.76257.86 =0.0154因为大齿轮的YFaYsaF大于大齿轮，所以取YFaYsaF =YFa2Ysa2F2 =0.01542)试算模数 (2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度v。d1=mtz1=2.073×18mm=37.314b.齿宽b。 c.宽高比b/h 2)计算实际载荷系数KF。a.根据v=0.94m/s，7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.04。b.由Ft1=2T1/d=2×1.031×105/37.314N=5.526×104N,KAFt1/b=1

20、×5.526×104 /37.314N/mm=148N/mm100N/mm,由机械设计第9版的表10-3查得齿间载荷分配系数KF=1.0c.由机械设计第9版的表10-4用插值法查得KH=1.417，结合b/h=8.00查机械设计第9版的图10-13，得KF=1.36.则载荷系数为 KF=KAKvKFKF=1×1.08×1.0×1.36=1.411) 由机械设计第9版的式子（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿数模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大学主要取决于弯曲疲劳强度所决定

21、的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.130mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直接d1=64.284，算出小齿轮齿数z1=d1/m=64.284/2=32.142.取z1=33，则大齿轮齿数z2=uz1=3.1×33=102.3,取z2=102，z1与 z2互为质数。这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，由满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费，4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=33×2mm=66mmd2=z2m=102×2mm=204mm(

22、2)计算中心距a=( d1+d2)/2=(270)/2mm=135mm(3)计算齿轮宽度b=dd1=1×66mm=66mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即b1=b+(510)mm=66+(510)mm=7176取b1=75mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=66mm。低速级圆柱直齿轮选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按机械设计第9版图10-26所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20°（2）带式输送机为一般工作机器，参考机械设计第9版表10-6选7级精度（3）材料选择。由机械设计第9版表

23、10-1，选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=uz1=2.8×18=50.4,取z2=51。2、按齿面接触疲劳强度设计（1）由机械设计第9版式（10-11）试计算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)21)确定公式中的个参数值试选KHt=1.3计算小齿轮传递的转矩。T1=9.55×106P/n1=9.55×106×4.97/124.5N·mm=3.812×105 N·mm由机械设计第9版

24、表10-7选取齿宽系数d=1由机械设计第9版图10-20查得区域系数ZH=2.37由机械设计第9版表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2由机械设计第9版式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arcosz1cos/(z1+2Ha*)= arcos18×cos20°/(18+2×1)=32.250°a2=arcosz2cos/(z2+2Ha*)= arcos51×cos20°/(51+2×1)=25.280°=z1(tana1-tan')+z2(tana1-tan')

25、/2 =18×(tan32.250°-tan20°)+51×(tan25.280°-tan20°) 2=1.644Z=4-3 =4-1.6443 =0.886计算接触疲劳许用应力H由机械设计第9版的图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 =650MPa、Hlim2 =550MPa由机械设计第9版的式（10-15）计算许用循环次数：N1=60n1jLh=60×124.×1×(2×8×300×8)=2.868×108N2=N1/u=4.147&#

26、215;109/(51/18)=1.012×108由机械设计第9版的图10-23查得取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95、KHN1=0.97.取失效概率为1、安全系数S=1，由机械设计第9版的式（10-14）得H1=Hlim1KHN1S =650×0.951 =618MPaH2=Hlim2KHN2S =550×0.971 =554 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H= H1=554MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZ)2 =32×1.3×3.812×1051×

27、5118+1(51/18)×(2.37×189.8×0.886554)2 mm =88.535mm(2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v0v0=d1tn160×1000 =×88.535×124.560×1000m/s=0.58m/s齿宽bb=dd1t=1×88.535mm=88.535mm2）计算实际载荷系数KH。由机械设计第9版的表10-2查得使用系数KA=1根据v=3.0m/s、7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.03齿轮的圆周力。Ft1=2T/d1t=

28、2×3.812×105/88.535N=8.611×103NKAFt1/b=1×8.611×103/88.535N/mm=97.3 N/mm100 N/mm由机械设计第9版表查得10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2.由机械设计第9版表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相当支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.428.由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×1.03×1.2×1.428=1.772) 由机械设计第9版的公式（10-12），得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数m=d1

29、/z1=97.128/18mm=5.453.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由机械设计第9版的公式（10-7）试算模数，即2) 确定公式中的各参数值试选KFt=1.3.由机械设计第9版的公式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y=0.25+0.75 =0.25+0.751.644 =0.706计算YFaYsaF。由机械设计第9版的图10-17查得齿形系数YFal=2.93、YFa2=2.33由机械设计第9版的图10-18查得应力修正系数Ysal=1.53、Ysa2=1.71由机械设计第9版的图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=530MPa、Flim2=380M

30、Pa。由机械设计第9版的图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90, KFN2=0.95.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计第9版的式（10-14）得F1 =KFN1Flim1S =0.9×5301.4 MPa=340.71MPaF1 =KFN2Flim2S =0.95×3801.4 MPa=257.86MPaYFa1Ysa1F1 =2.93×1.53340.7 =0.0132YFa2Ysa2F2 =2.25×1.71257.86 =0.0155因为大齿轮的YFaYsaF大于大齿轮，所以取YFaYsaF =YFa2Ysa2F2 =0.015

31、53) 试算模数 (2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v。d1=mtz1=3.223×18mm=58.014齿宽b。b=dd1=1×58.014mm=58.014mm宽高比b/hh/b=58.014/7.252=8.004) 计算实际载荷系数KF。根据v=0.38m/s，7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.01。由Ft1=2T1/d=2×3.812×105/58.014N=1.314×104N, KAFt1/b =1×1.314×104/58.014N/mm=226N100N,由

32、机械设计第9版的表10-3查得齿间载荷分配系数KF=1.0由机械设计第9版的表10-4用插值法查得KH=1.421，结合b/h=8.00查机械设计第9版的图10-13，得KF=1.32.则载荷系数为 KF=KAKvKFKF=1×1.01×1.0×1.32=1.335) 由机械设计第9版的式子（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿数模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大学主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数3.24

33、8并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直接d1=98.128，算出小齿轮齿数z1=d1/m=98.128/3=32.71.取z1=33，则大齿轮齿数z2=uz1=2.8×33=92.4,取z2=92，z1与 z2互为质数。这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，由满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费，4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=33×3mm=99mmd2=z2m=92×3mm=276mm(2)计算中心距a=( d1+d2)/3=(99+276)/3mm=125mm(3)计算齿轮宽度b=dd1=1

34、15;99mm=99mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即b1=b+(510)mm=99+(510)mm=104109取b1=105mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=99mm。 V带传动1.确定计算功率Pca由机械设计第9版的表8-8查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KAP=1.2×5.5kW=6.6 kW2.选择V带的带型根据Pca、n0由机械设计第9版的图8-11选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1） 初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计第9版的表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd

35、1=90mm。2） 验算带速v。按机械设计第9版的式（8-13）验算带的速度V=dd1n160×1000 =×90×144060×1000 m/s=6.78m/s因为5m/sv30m/s,故带速合适。3） 计算大带轮的基准直径。根据机械设计第9版的式（8-15a），计算大带轮的基准直径 根据机械设计第9版的表8-9，取标准值为dd2=280mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1） 根据机械设计第9版的式（8-20），初定中心距a0=500mm。2） 由机械设计第9版的式（8-22）计算所需的基准长度由机械设计第9版的表8-2选带的基准长度Ld=164

36、0mm。3） 由机械设计第9版的式（8-23）计算实际中心距a。由机械设计第9版的式（8-24）,中心距的变化范围为465539mm5.验算小带轮上的包角11180°-（dd2-dd1）57.3°490 154°120°6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=90mm和n1=1440r/min，查机械设计第9版的的表8-4得P0=1.064KW。根据n1=1440r/min，i=3.1和A型带，查机械设计第9版的的表8-5得P0=0.17Kw查机械设计第9版的的表8-6得K=0.95，表8-2得KL=0.99，于是Pr=（P0+P0）

37、×KKL=（1.064+0.17）×0.95×0.99=1.16kW2）计算V带的根数z。Z=PcaPr =6.61.16 =5.69取6根V带。7.计算单根V带的初拉力F0由机械设计第9版的的表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以F0=500（2.5-K）PcaKzv +qv2=500×(2.5-0.95)×6.60.95×6×6.78 +0.105×6.782N=137N8.计算压轴力FPFP=2zF0sin12=2×6×137×sin159°2 N

38、=1616N9.主要设计结论选用A型普通V带6根，带基准长度1599mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=280mm，中心距控制在a=496570mm。单根带初拉力F0=137N八、轴的设计一轴（高速轴）1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则P3=5.23kWn3=n1=480r/min于是 T3=9550000 P3n3 =9550000×5.23480 N·mm104055 N·mm2.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d1=75mmFt=2T3d2 =2×10405

39、575 N=2775NFr= Fttan=2775×tan20°N=1010N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第9版的表15-3，取A.0=110，于是得dmin= A.03P3n3 =110×35.23480 mm=24.4mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案从左到右的轴段的长度分别为LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直径为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-

40、V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）(L/mm)L VIII-X74LVII-VII40LVI-VII55LV-VI123LIV-V12LIII-IV71LII-III20LI-II552)（d/mm）dVIII-X25dVII-VIII27dVI-VII30dV-VI37dIV-V52dIII-IV40dII-III37dI-II30（3）轴上零件的周向定位按机械设计第9版的表6-1采用平键查得b×h×L=12×8×70，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮

41、毂与轴的配合为H7n6；同样，皮带轮与轴的连接，选用平键为8mm×7mm×45mm皮带轮与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6（4）求轴上的载荷从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表（参考机械设计第9版的图15-24）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3965N, FNH2=-4571NFNV1=2002N, FNV2=773N弯矩MMH1=194285N,MH2=180992N MV=98098N·mm总弯矩M1=980982+1942

42、852 =217646 N·mmM2=980982+1809922 =205867 N·mm扭矩TT1=104055 N·mm(5).按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计第9版的式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为ca =M12+(T1)2W =2176462+(0.6×104055)20.1×403 MPa=35.4 MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得-1=60MPa，故安全。二

43、轴（中速轴）1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则P2=P=5.02×0.97kW=4.87kWn2=n1 1i =480×33/102=155.29r/min于是 T3=9550000 P2n2 =9550000×4.87155.29 N·mm299494N·mm2.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d2=204mmFt=2T3d2 =2×299494204 N=2936NFr= Fttan=2936×tan20°N=1069N圆周力F

44、t，径向力Fr的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第9版的表15-3，取A.0=110，于是得dmin= A.03P2n2 =110×34.87155.29 mm=34.7mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案从左到右的轴段的长度分别为LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直径为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各

45、段直径和长度1）(L/mm)LVII-VII62LVI-VII28LV-VI102LIV-V12LIII-IV62LII-III28LI-II622)（d/mm）dVII-VIII35dVI-VII37dV-VI40dIV-V52dIII-IV40dII-III37dI-II35（3）轴上零件的周向定位按机械设计第9版的表6-1采用平键查得b×h×L=14×9×90，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6；同样，皮带轮与轴的连接，选用平键为12mm×8mm×56mm皮带轮与轴的配合为H7n6。滚动轴

46、承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6（4）求轴上的载荷从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表（参考机械设计第9版的图15-24）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=22N, FNH2=1247NFNV1=62N, FNV2=3425N弯矩MMH=108392N·mmMV1=10230N、MV2=297975N总弯矩M1=1083922+102302 =108874 N·mmM2=1083922+2979752 =317077 N·mm扭矩TT2=886418 N&#

47、183;mm(5).按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计第9版的式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca =M12+(T2)2W =1088742+(0.6×886418)20.1×453 MPa=59.6 MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得-1=60MPa。故安全。三轴（低速轴）1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则P2=P2=5.02×0

48、.972kW=4.72kWn2=n1 1i =480×339233102=55.7r/min于是 T3=9550000 P2n2 =9550000×4.7255.7 N·mm809264N·mm2.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d2=m1z2=3×92m=276mFt=2T3d2 =2×809264276 N=5864NFr= Fttan=5864×tan20°N=2134N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设

49、计第9版的表15-3，取A.0=115，于是得dmin= A.03P2n2 =115×34.7255.7 mm=50.5mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案从左到右的轴段的长度分别为LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直径为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）(L/mm)LVII-VII100LVI-VII113LV-VI12LIV-V96LIII-IV124

50、LII-III50LI-II822)（d/mm）dVII-VIII65dVI-VII70dV-VI82dIV-V70dIII-IV65dII-III62dI-II55（3）轴上零件的周向定位按机械设计第9版的表6-1采用平键查得b×h×L=20×12×90，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6；同样，皮带轮与轴的连接，选用平键为16mm×10mm×70mm皮带轮与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6（4）求轴上的载荷从轴的结构以及弯矩和扭矩图

51、中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表（参考机械设计第9版的图15-24）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1949N, FNH2=4474NFNV1=1629N, FNV2=709N弯矩MMH=362514N·mmMV1=302994N、MV2=57429N总弯矩M1=3625142+3029942 =472464 N·mmM2=3625142+574292 =367035 N·mm扭矩TT3=997000 N·mm(5).按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度

52、。根据机械设计第9版的式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca =M12+(T3)2W =4724642+(0.6×997000)20.1×703 MPa=22.7 MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得-1=60MPa，故安全。九、键的校核计算高速轴齿轮与轴配合键的设计校核1.选择键连接的类型和尺寸一般8级以上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）参考轴的直径d=40mm，从机械设计第9版的表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=

53、12mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=70mm（比轮毂宽度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作长度l=L-b=70mm-12mm=58mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 4000×1048×58×40 MPa=22.4MPap=110 MPa（合适）轴与带轮配合键的设计校核1.选择键连接的类型和尺寸一般8级以上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

54、键（A型）参考轴的直径d=25mm，从机械设计第9版的表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45mm（比轮毂宽度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作长度l=L-b=45mm-7mm=38mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 4000×1047×38×25 MPa=62.6MPap=110 MPa（合适）中速轴大齿轮与轴配合键的设计校核1.选择键连接的类

55、型和尺寸一般8级以上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）参考轴的直径d=40mm，从机械设计第9版的表6-1中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=56mm（比轮毂宽度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 4000×2998×44×40

56、 MPa=84.9MPap=110 MPa（合适）中速轴小齿轮与轴配合键的设计校核1.选择键连接的类型和尺寸一般8级以上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）参考轴的直径d=40mm，从机械设计第9版的表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=90mm（比轮毂宽度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作长度l=L-b=90mm-14mm=76mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 4000×8869×76×40 MPa=129.5MPap=110 MPa可见连接的挤压强度不够。考虑相差较大，因此改用双键，相隔180°布置。双键的工作长度l=1.5×76mm=114. 由机械设计第9版的式（6-1）可得p =4000Thld =4000×8869×114