机械设计课程设计概述3

唐山学院

机械设计课程设计

题目__________________________

系（部）_________机电工程系

班级13级本1

姓名__________________________

学号__________________________

指导教师__________________________

15年12_月24日至1月14日共3周

16年1月16日

课程设计成绩评定表

出勤出勤天数

情况缺勤天数

出勤情况及设计过程表现（20

成分）

绩课设答辩（20分）

评

设计成果（60分）

定

总成绩（100分）

提问

（答辩）

问题

情况

综

合

评

定

指导教师签名：

年月日

目录

1概述

1.1课程设计的目的..............................................2

1.2设计内容和任务................................................2

1.2.1设计内容和任务...........................................2

1.2.2设计要求...............................................2

1.3设计的步骤....................................................2

2传动装置的总体设计.................................................2

2.1拟定传动方案...................................................6

2.2选择电动机.....................................................7

2.2.1选择电动机类型和结构型式................................7

6减速器的结构

6箱体的结构设计............-30

7润滑和密封设计....................................................33

8减速器的附件........................................................33

8.1杆式游标.................................................33

8.2排油孔螺塞..............................................33

8.3窥视孔盖................................................33

8.4通气器...................................................33

8.5起吊装置................................................34

8.6起盖螺钉................................................34

8.7调整垫片...............................................34

8.8定位销.................................................34

6设计心得..........................................................35

参考文献............................................................36

附录................................................................37

1前言

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是

用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的

需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器

的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能

外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维

护方便。

减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、圆柱齿轮传动

所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间的传动装置。在目

前用于传递动力与运动的机构中，减速器的应用范围相当广泛。几

乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船

舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及

自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等。其应用从

大动力的传输工作，到小负荷，精确的隹度传输都可以见到减速器

的应用，且在工业应用上，减速器具有减速及增加转矩功能。因此

广泛应用在速度与扭矩的转换设备。

本设计中的减速器原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传

动方案采用了两级传动，第一级传动为直齿圆柱齿轮减速器，第二

级传动为斜齿圆柱齿轮传动。齿轮传动的传动效率高，适用的功率

和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构

之一。

由已知运输带与卷筒的相关数据来设计合适的减速器，设计基

本思路为：

首先，通过运输带的工作速度和工作拉力确定发动机的类型，

各部分的传动比，以及总体参数；其次，根据传动比，以及求出的

减速系统的总体参数确定使用的传动零件，即带传动与齿轮传动，

同时进一步设计计算出传动零件的相关参数；再次，根据传动零件

来设计计算连接部件，即轴，轴承，连轴器等，并校核设计的数据。

最后，根据各个部件的设计参数来确定减速器机箱的总体设计，以

及附件的选择

二、设计方案

工作条件

三班制单向连续运转，载荷较平稳；运输机工作转速允许误差±5%:使

用折旧期为10年，每年工作250天；工作环境：室外，灰尘较大，常温：动

力来源为电力，三相交流，电压380/220V；检修间隔期为三年一大修；制造

条件及生产批量为一般机械制造工厂，批量生产。

原始数据

数据编号A1,带工作拉力F(N)=1900,带速度V=1.35m/s,卷筒直径

D=270mmo

设计任务

画A1号装配图一张，A3号零件图二张；设计计算说明书一份，6000〜

8000字。

设计目的

综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力；学习简单机

械传动装置的设计原理和过程；进行机械设计基本技能训练。（计算、绘图、

使用技术资料）

总体设计由电机、减速器、卷筒等组成系统。如图二级圆柱齿轮减速密

（展开式）。

图2T传动装置总体设计图

1、电动机的选择

1.选择电动机类型：按工作要求选用Y系列全封闭自扇式笼型三相异步电

动机，电压380V。

2.选择电动机容量：电动机所需工作功率为"，工作机所需功率为

-2

P“1000,传动装置的总效率为〃一%小可小

各部分效率：滚动轴承效率7=0.99；闭式齿轮传动效率%=0.97；联轴器

效率〃3=0.99；传动滚筒效率小二0.96。代入得

422

22

"=7〃切；〃4二0.994X0.97X0.99x0.96巾.850

Pi—2^-

所需电动机功率为""=1900x1.35=289KW

1000〃

因载荷平稳，电动机额定功率匕略大于6即可。选电动机的额定功率匕

为3KWO

3.确定电动机转速

滚筒轴工作转速外=吗吧=60x1000x135^=95.493%1bl

兀D乃x270/mm/mm

二级圆柱齿轮减速器的传动比i=8~40,故电动机转速的可选范围为

〃=山”=(8〜40)x95.493%吊=764〜3820%诒

现选取同步转速为1500/min的电动机。

综上所述，符合以上数据要求的电动机只有Y100L2-4型电动机。

2传动装置的传动比及运动动力参数

1.计算传动比

总传动比"=^=1420=14.87

anw95.493

1.因为没有v带和带轮，取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比

j_U87259,

/12=VL4/=.4X14.87=4.563,则低速级的传动比z23=：=3

i4.563

以上传动比的分配只是初步的。

2.运动和动力参数计算

0轴（电动机轴）〃=E/=3kW

no=^r=142O/冶

p3o

（）二95502=9550—=20.18N•m

°为1420

1轴（高速轴）P\=P^3=3x0.99=2.97kW

=2!o=]420=1420Min

}1

（=9550々/勺=9550x2.97-1420=19.97/V•/«

2轴（中间轴）p2==2.97x0.99x0.97=2.85kw,

n2=/?,//12=1420/4.563=311.2Min

T2=9550P2/n2=9550x2.85+311.2=87.46N•加

3轴（低速轴）p3=p2n舌2=2.85x0.99x0.97=2.737kW

公--311.2

口-3.259=95.49/7min

=9550/^/ny=9550x2.7374-95.49=273.737V•m

4轴（滚筒轴）幺=p/〃3=2.737x0.99x0.99=2.68〃%

%95.49

n=—=-----=95.49r/min

4&1

7；=9550./%=9550x2.684-95.49=268.032V•m

各轴运动和动力参数计算结果:

功率P/kW转矩T/N-m转速传动

轴名效率〃

n/（r/min）比i

输入输出输入输出

电动机轴339.545142011

1轴2.972.9419.9719.77142010.99

2轴2.852.8287.4686.59311.24.5630.96

3轴2.7372.71273.73270.9995.493.2590.96

滚筒轴2.682.653258.03255.4595.4910.98

3齿轮的设计

3.1高速级齿轮传动设计

1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°。

（2）带式输送机为一般工作机器，选用7级精度。

（3）材料选择。

由表1OT,选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮

材料为45钢，齿面硬度为240HBS。

（4）、选小齿轮齿数4=21,大齿轮齿数Z2=G4=4.563x21=95.823,取

Z2=96O

2.按齿面接触疲劳强度设计

试算小齿轮分度圆直径，即4?竺屿,"l.(zz帚y。

确定公式中各参数的值。

①试选=1.3；

②计算小齿轮传递的转矩(=9.55xlO6x£=2.O18xlO,N♦〃7〃7；

n\

③由表10-7选取齿宽系数的=1；

©由图10-20查得区域系数Z.=2.5;

©由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MR/%；

©由式10-9计算接触疲劳强度用重合系数4：

aaX=arccos[Z]Cosa/(Z1+2hJ)]=arccos[21xcos20/(21+2x1)]=30.9094

ail2=arccos[z2cos(z/(z2+2/z")]=arccos[96xcos20/(96+2x1)]=23.074°

sa=Z(tanaai-tana)+Z2(tanaa2-tana)]/2万

=[21(tan30.9094e-tan200)+96(tan23.074a-tan20°)]/2^

=1.7323

z*==『芋23=°8694

计算疲劳许用应力口〃];

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

^//limi=600A/A7、=550Mpao

计算应力循环次数:

=60/vA=60x1420x1x3x8x250x10=5.0112xl09

N、5.0112xlO9

=-==1.0962xlO

由图10-23查取接触疲劳寿命系数3=0.9、KHN2=0.94,取失效概

率为1%,安全系数S=l,可得：

r1K取⑸]“、0.9x600一八”

N/小M=--------------MuPna=540Mpa

S1

r1K"V2(T〃iime0.94x550,

[(yJ2==----------MPa=517MPa

nS1

取其中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即口〃]=口〃[2=517”尸〃o

试算小齿轮分度圆直径:

12K漓〃+14修理2_2x13x199744.563+12.5x189.8x0.8694V

=34.288〃〃?

-717；

(2)、调整小齿轮分度圆直径

计算实际载荷系数前的数据准备。

圆周速度明展瑞二潟!鲁F=2.549他

齿宽b：b=</>ddh=34.288〃〃〃

计算实际载荷系数

由表10-2查得使用系数K,=l;

根据V=2.549m/s、7级精度,由图10-8查得动载系数&=1.07；

2x19974

齿轮的圆周力：Fa=2Z1==1165.072^

"4,34.288

।*"65N/MM=33.977N/mm<100N/nim

b34.288

由表查得齿间载荷分配系数K〃a=1.2

由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑不对称布置时，得齿向

载荷分布系数K”=1.235；由此得到实际载荷系数:

K„=KAKvKnaKHp=1x1.07x1.2x1.235=1.586

可得按实际载荷系数算得的分度圆直径:

K〃=34.288x3=36.64〃〃〃及相应的齿轮模数相=4=1.745〃?〃?

4=4,?

V1.34

3.按齿根弯曲疲劳强度设计

2K，匕

(1)试算模数,即见之3

弧z；kJ

确定公式中各参数的值

试选心=1.3

由式10-5计算弯Illi疲劳强度用重合度系数:

o75075

r.=0.25+—=0.25+上士=0.683；

££a1.7323

计算Y早V年

由图10-17查得齿形系数Li=2.78、YFH2=2.18；

由图10T8查得应力修正系数%1=1.55、^2=1.78；

由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

<rFiimi=50°M尸Q、b门而2=380MPa；

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数/.I=0.9.KF,2=0.88；

取弯曲疲劳安全系数S=l.4,得：

[]==0.9x50°=321.43,侬

L/J1S1.4

口」=心叫心。.88x38。T一.,

LFhSi.4

科22.78x1.55:00.9

口4321.43

毕毕=2公=006245

EJ238.86

取其较大者，即聿冬=毕毕=0.01625

试算模数：

w>J2一口%>二j2xl.3xl9974x0.683x0.01625=1Q93

V由方㈤]\1x2/

（2）调整齿轮模数

计算实际载荷系数前的数据准备

圆周速度V。4=叫乙=1.093x21=22.95

..7rdn,乃x22.95x1420..

V=----=x------------------=1.706ms

60x100060x1000

齿宽b。b=%d\—22.95mm

宽高比b/h。h=(2/?；+c*\nt=(2xl+0.25)x1.093=2.459/nw

★篝=9.333

计算实际载荷系数K尸

根据p=1.706〃小、7级精度,查得动载系数0=1.18；

由*十黑

K.F..1x1737.25___.

―J——=---------=75.7NX/T〃/?m<100Nrlmm：

b22.95

查表得齿间载荷分配系数K/“=1.2；

由表10-4用插值法查得K/加=1.322,结合：=9.333,得Ke=1.33,则载

荷系数：K尸=给。易小,=1x1.18x1.2x1.33=1.88;

可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:

1.88,“

ni=3=1.093x3---=1.236

1.3

仁1w

为使其满足要求,取Z,=^,/w=19.24Z2=4.563x19.24=87.79,

取ZI=19*2=89。

1.1.4、几何尺寸计算

由上有m=l.5mm0=19,Z2=88；则d、=28.5mm,d2=132"?阳，

a=80.25"?〃？o

（4）齿面接触疲劳强度校核

按前述类似做法，有K”=1.586,7；=1.9974x10”.〃〃〃，%=\,

4=28.5mm,z=—,Z〃=2.5,=189.8MP&%,有

12x1.586x19974（88/19）+1-八℃……八「]

<y='---------；-----：----x2.5x189.8lxon0o.8694=410.2MPa<\a,\

HVlx28§（88/19）L"」

（5）齿根弯曲疲劳强度校核

按前述类似做法，有降=1.88,7；=1.9974X1047VWW,%=1,

Yrai=2.86,XFal=2.28,^,=1.54,^2=1.76,有

0075

rc#=0.25+—=0.25+f—r=0.686,n尸1.5mm,Z,=19o

*2x1.88x1.9974x104x2.86x1.54x0.686r1

有o■门=-----------------：——；-------------=186.24M&<

F,Ixl.53xl92l

2xl.88xl.9974xl04x2.28x1.76x0.686

=\69.6SMPa<[ar]2

Ixl.53xl92

齿根弯曲疲劳强度满足要求

主要设计结论：

Zj=19,Z2=88,a=20°,加=1.5加叫。=80.25可加力=35也=29,小齿轮选用40

C”调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

3、2低速级齿轮传动设计

1.选齿轮类型、精度等级、材料及为数

选用斜齿圆柱齿轮，压力角a=20,初选螺旋角B二14\精度等级选用7

级精度；

材料及热处埋：选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS,大齿轮

材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。

试选小齿轮齿数zl=23,大齿轮齿数z2=zl*占=23*3.259二74.96.圆整

z2=75o此时，i=75/23=3.260,误差为0.05%。

2.按齿面接触强度设计

2Km〃+

32按式（10-21）试算小齿轮分度圆直径，即<>3

确定公式内的各计算数值，试选Kl=1.3

由图10—20选取区域系数，Z〃=2.433

由表10-7选取尺宽系数，6d=1

计算小齿轮传递的转矩，T21=87.46N/〃i

表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa

计算接触疲劳强度用重合度系数

%=arctanpn/二arctang2%J20.561T

a=arccos[Z|cosaf/\z}+cos协

二arccos[23cos20.5617°/(23+2x1xcos14s)]=30.3°

ctdl2=arccos[z2cosat/\z2+2*cos

二arccos[75cos20.5617°/(75+2xlxcos14°)]=24.12°

%=Z(tana„-tara,)+Z2(tanal2-tana,

X(tan3030-tan20.562)+75(tan24.12°-tan20.562°卜2%=1633

%二①%tan%825,+工==0.46665

螺旋角系数Z-{cos夕=Jcosl4=0.985

由图10—25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限。Hliml=550MPa；大齿轮

的接触疲劳强度极限。Hlim2=550MPa；

由式(10—15)计算应力循环次数

Nl=60nljLh=60X311XlX(24X250X10)=1.12X109

N2=Nl/5=3.436X10x

由图10-23查得接触疲劳寿命系数KHN1=O.93；KHN2=0.96

⑸「J]=Krrv*IC〃flh1-miI=-0-.-9-3-x-6-0-0-MPa=_5L5L8cMmPa

S1

[aH]2=KHN?H.2=S96：550=528Mpa

取[6J和6〃卜中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应九因此可得

[(TH]=[crH]2=528MPa.

计算小齿轮分度El直径

dJ2K/J4+l/Z〃Z«ZgZ6]

312XL3X8746032611<2.433X189.8X0.46665X0.98

=36.225〃?〃7

y13.26I528

(2)调整小齿轮分度圆直径

计算实际载荷系数前的数据准备:

>7x36.225x311

①圆周速度Vo[/二或勺=0.59m/s

'60x100060x1000

齿宽bob二①.4,二1x36.23mm=36.23mmo

计算实际载荷系数0

已知载荷平稳，所以取K/1

根据v=0.59m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数K『=l.02

=27；/=2x87460-36.23=4828.04/V

%=1x4828.04/36.23=133.26N/mm>1ODN/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数K〃a=1.2。

由表10—4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置时，得为向

载荷分配系数K即二1.417。

故实际载荷系数K〃=KvKHaK郎=1x1.02x1.4x1.417=2.023

由式(10T2)可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径，

K〃I?023

4=4月=36.32；42.09〃?〃?

%V1.3

及相应的齿轮模数〃7=43S%=42.09Xcos14//3=L776znw

3.齿根弯曲疲劳强度校核

由式(10-7)计算模数，即〃?,='染笋(卷午)

(1)确定公式中各参数的值：试选K八二1.3。

由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

13b=arctan(tanpcosa,)=arctan(tan14cos20.5617)=13.140

=1.633/2-L1/7222?

ph/cos13.140°~

—=0.25+-^-=0.6855

匕.=0.25+

1.722

由式(10-19),可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数〃。

YR=1-£R"~=0J87计算④k。

pp1200E]

47

由当量齿数Zj]==25,178,Z,/o=-^—=82.1,

cos3Pcos3/7

查10T7得齿形系数4al=2.75,丫所2二2.26。

由图10T8查得应力修正系数与.Ji.57、^,=1.720

由图10—24c查得小齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限。Fliml=500MPa；大

齿轮的接触疲劳强度极限。Flim2=380MPa；

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=O.92,KFN2=0.96。

取弯曲疲劳安全系数S=l.4,由式(10-14)得

4尸可1/1而［_0.92x500

=328.57MPa

/L4-

・

KFN?OFZml_096X380=260.57MPa

飞\A~

,2.75x1.57k2.2.26xl.72

=0.01314=0.01491

[aFl]328.57[crF2]260.57

因为大齿轮的乙占大于小齿轮，所以取乙屋二工4二0.01491

回］回21

试算模数

2Kb/y7cos3外九七、

中在［瓦］=1.512mm

调整齿轮模数

计算实际载荷系数前的数据准备。

圆周速度V。

4=""?蓝2二L512x23/cosl4=35.84mm

V='7d.==0.5836m/s

60x10003.14x35.84x311/60/1000

齿宽b。b二①=1x35.84mm=35.84mm

齿宽高比b/h。h=(2/;；,+c：)%“二(2x1+0.25)x1.512=3.402

b/h=35.84/3.402=10.535

计算实际载荷系数K1。

根据v=0.5836m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数K，=L06；

F”2%=2X8746%584N=4.88X1O'N

^136.18N/mm>100N/mm

1x4880/35.84

查表10-3得齿间载荷分配系数其尸。二1.2。

由表10-4用插值法查得齿向载荷分配系数K小二1.412,

结合b/h=10.535,查图10-13,得K印=1.348

故实际载荷系数K产K/KvKFa5ixl.06x1.2x1.348=1.7147

由齿根弯曲疲劳强度校核式

3cos2。

=--------------------<[aF]

①mZ|

代入数值得

2x1.7147x87460x2.14x1.83x0.67x0.787xCOS314°

(y=--------------------------r----；----------------------=133.7MPa<[<T]

〃F1X23X232F/

满足齿根弯曲疲劳强度。故取模数"2合适。

4.几何尺寸计算

计算中心距

a=亿+z2)xmn/Z⑵+122)x2/(23+75)x2/2cosl4=101mm

/Jcosp/2cosl4

计算大、小齿轮的分度圆直径

4=""^^56=2x23/(:0514=47Amm

d2=阳加%^4=2x75/cos14,=154.59/ww

计算齿轮宽度

b=£M=47.4mm

考虑都安装误差，取小齿轮齿宽bl=54min,大齿轮齿宽b2=48mm。

结构设计：因齿轮齿顶圆直径大于160mni,而又小于500mm,故选用腹板

式。

5.主要设计结论

齿数Zl=23,Z2=75,模数压力角a=2（7,螺旋角B=14°,中心距

a=101mm,齿宽bl=54nm,b2=48mm,小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料

为45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

4传动轴的设计及滚动轴承的选择

4.1中间速轴的设计及轴承的选择

1.求中间轴上小大齿轮的功率P,转速n和转矩几

低速级上的小齿轮：

R=2.82";n=311/min,7]=86.59N•m

1

高速级上的大齿轮：

A=2.85左明〃=311r/min,/；,=87.46N•m

2

2.求作用在齿轮上的力

小齿轮：

因已知小齿轮的的分度圆直径为

4=wz/cos夕=2x23cos14°=47.4〃〃〃

而々]=2['4]=2x86.59x103/47.4=3653.6^

=Ftancos/7=3653.6xtan20°/cosl40=1370.5^

Fa=Fttan/?=3653.6xtan14°=910.9/V

大齿轮:

已知大齿轮的的分度圆直径为

d=.

2154.59mm

而1=2%/d=2x87.46xl()3/[5459=ii3]5N

勺。=々tana〃/cos£=1131.5xtan20/1=411.8N

3初步确定轴的最小直径.

先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。

根据表15-3,取2=112,于是得

"min=112x3；—=23.44ww

V311

4.轴的结构设计

（1）拟定轴方案：如织所示

16

图3.7.1中间轴

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

该中间轴的最小直径显然是安装滚动轴承所在的轴的直径40,为了使

所选的轴的直径4°与滚动轴承的孔径相适应，故需同时选用滚动轴承，在

此处轴既受径向力，又受轴向力，所以选用单列圆锥滚子轴承，参照工作面要

求并根据〃min=：2344,由轴承产品目录中初步选取。基本游隙组，标准精度

级的角接触球轴承7205AC,其尺寸为dxDxB=25x52x\5（mm），所以

4广人,=25mm,左端轴承右侧采用套筒定位，套筒右侧是一非定位轴

I-25-6

肩，非定位轴肩的高度力=2-3〃〃〃，以及考虑键的削弱作用，所以

d=d_2Smmdx=35n叫同理，给右端轴承定位的套筒左端也为一非定

4~-JA5f

位轴肩，所以。至此，中间轴上各轴段的直径已设计出。

初取齿轮距箱体内壁之距离为14mm,滚动轴承距箱体内部距离为6mm。

所以有=由上已知低速级小齿轮的齿宽为6=54〃皿，由于

1一215+6+14=35mm

齿轮所在轴段应比齿轮轮毂短2-3mm,所以可确定

I,_&=52机机,"_s=45加加,Lb=26机〃?.，两齿轮中间轴段为一轴环，其宽度

b>\Ah,所以取4力=10加加。至此，中间轴上各轴段长度已确定。

J—4

轴段12345

直径d2528352825

长度L3552102635

(3)中间轴上零件的周向定位：

齿轮与轴之间的周向定位采用平键连接，由表6-1查得采用平键尺寸为

Ax/?x/=Smmx7mmx4()加〃？，bxhxl=Smmx7mmx20mm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以。滚动轴承与轴的

r6

周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺J公差为m6o

(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径为R1。

5.轴的强度校核

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图

在确定轴承的支点位置之前，应从手册中查取a值，对于7205AC的角接

触球轴承，由手册中查的。=16.4加〃7,作为简支梁的轴的支撑跨距为160.Cnun,

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。其中

阳。1=々14/2=910.9x47.4/2=21.6N•m

一“7%"%二址/b眄"

麻碓律

针既抨仔降7「刃。W

励惋卬再步由由旬I成二那"

加广M4二再间为固片加7774A阴

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川二辆I尸一色7片从小巧

MM二氤七二-X"八jr/tZ.m

启件力而^从尸"0〃m

加i=2.2J/IZG

1二-"Mzi/m

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可看出截面2是轴的危险截面，现将计算出

的截面B处按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据：

5。='"200002+(0$-87460)2/(0.1x28?)=6752Mpa

前己选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得[bJ=60MP~改

选40c.调制处理，此时卬_]]=70M，>bs此时轴合理安全。

5.轴承的校核

(1)求两轴承受到的径向载荷尸产/°。中间轴上轴承受力

r\r2

(2)求两轴承的计算轴向力々=911^,/^2=0.

(3)求两轴承的当量动载荷4,2

查手册可知，判断系数e=0.68,又因为算比值区=0.4<e,

F八

查表得々=1,彳=0。取〃=1.0,2轴承只受径向载荷，所以

/\

Px=fd=1x(1x2253)=2253JV,P^=7^^=1x445=445^MX

\../

两者中较大者进行寿命计算，则尸=[=2253N。

(4)轴承寿命计算

L,=—x4该中间轴所选轴承为7205AC的轴承，从手册上查的其基本额

h60〃⑺

定动载荷C/.=165kN,中间轴的转速为〃2=31Ir/min,将数值带入上述公式得

L.=106xf1^2|3=18382〃>3x24x250=18000//该轴承满足寿命要求。

h60x311<2253J

4.2高速轴的的设计及轴承的选择

1.求高速轴上小齿轮的功率P,转速n和转矩T。

1=2.97痴，〃=1420〃min,q=19.97N•〃z

1

2.初步确定轴的最小直径

先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表15-3,取4=]20’于是得

d.=!—=120xJZ97=15.4〃〃〃

mm0[〃V1420

3.轴的结构设计

(1)拟定轴上零件的装配方案：如图所

(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

由图知，该轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了使所选的轴

的直径与联轴器相适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器计算转矩

Tea=KAT]=\.3X\9.97=25.967V•m,考虑转矩变化很小，故取储=1.3。按照

计算转矩％应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联

轴器，其公称转矩为160000N•〃皿。半联轴器的孔径&=16〃〃％,半联轴器的

长度为£=42mm。工作长度乙二30mm

故取轴的直径为4=16mm，该轴端采用轴肩定位，考虑到轴肩的高度

以及安装轴承，现取〃3=目7=。520mm，选用6304的深沟球球轴承，

尺寸"x0x8=20x52x1=18wm,考虑到轴肩的高度，算

的=26mm,6,部分为小齿轮。

结合中间轴相关轴段长度的确定以及滚动轴承宽度的大小，确定出

%=29mm，I=1Smin由上已知高速级小齿轮的齿宽为4=：35mm，所以

I,=35/M/7?I.=IOW/M、，一1u=64mm1、=2。〃刈

6，取4定位轴承，结合中间轴总长取52

结合联轴器为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取

4=28〃?〃?至此，中间轴上各轴段长度已确定。

(3)轴上零件的周向定位

联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按/]=28mm、4=16〃?加，查得

联轴器与轴联接的平键截面Ax/?x/=5x5x2()(〃〃〃)；

(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径为RI。

4.3低速轴的设计以及轴承的选择

1.求低速轴上大齿轮的功率P,转速n和转矩T。

P；=2.73=95.49〃min,T；-273JN•m

'3

2.初步确定轴的最小直径

先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表15-3,取/八=112,于是得d.二4八?=112x，2,"=34.2〃?〃?

0min01»V95.49

3.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案：见图

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

由图知，该轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了使所选的轴

的直径与联轴器相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器计算转矩几=右73考虑转矩变化很小，故取储=1.3c则

几=1.3x273.7N・〃7=355.8N・"?"?按照计算转矩&应小于联轴器的公称转矩的

条件，查手册，选用:也3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000N.〃?m.

半联轴器的孔径4=38〃"〃，故取（=38mm,半联轴器的长度为L=1\2inm,

半联轴器与轴配合的毂孔的长度为4=84〃〃〃。

为了满足半联轴器的轴向定位要求，7轴段右端需制出一轴肩，故取6段

直径为4=44〃?〃?；为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，

故7段的长度应比乙略短一些，现取。=80〃皿。

初步选择滚动粕承。由于此处轴承既受轴向力又受径向力，结合

4=44〃?〃？所以选用7209C的角接触球轴承其尺寸为

dxDxB=45mmx85mmx19mm，故&=4=45mm<>

轴段2处安装有齿轮，齿轮右端为一非定位轴肩，所以取安装齿轮处的轴

段4=50〃"〃，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。己知齿轮轮毂的宽度

为48rmn,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取

l2=46rnmo齿轮右侧用轴肩定位，h=2mm。所以〃3=54〃〃〃，结合轴2,为了使

两轴上的齿轮可以相互啮合，并使轴的布置位置不超过箱体，所以取

/)=38/WZ/7/3=10mm/4=42mml5=22mm/6=20mm至此，己初步确定了轴的各

段直径和长度。

(3)轴上零件的周向定位。

联轴器、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按，7=80〃?〃7、

%二38mm/2=46〃〃〃d2=50加〃？,查得联轴器与轴联接的平键截面

Z)x/?x/=10x8x70(ww)；齿轮与轴联接的平键截面bx力x/=14x9x36附加。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"2

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为卬6。

(4)确定轴上圆角和倒角尺寸。

取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径为R1。

5键的选择及强度校核

5.1高速轴键的强度校核

由轴直径d=16mm,T=19.97M〃?，选择A型键5'5,L=20mm,材料为45钢。

校核：%，=当当=4000x19.97/(5x20x16)=50Mpa而bJ=100M4合格。

hid

5.2中间轴键的强度校核

由轴直径d=28nun,7=87.46N・m,选择A型键8x7,L=20mm,材料为45钢。

校核如下：=4000x87.46/(7x20x28)=892Mpei

hid

瓦上100例外故合格。

5.3低速轴键的校核

①齿轮-轴键的校核，由轴直径d二50n叫T=273.73N•加,选择A型键

14x9,L=36mm,材料为45钢。校核如下：

^£2^=4000x273.73/(9x36x50)=67.6"。。而故合格。

hid

②联轴器-轴键的校核，由轴直径d=38mm,T=271N•机，选择A型键

10x8,L=70nl叫材料为45钢。校核