机械设计减速器课程设计说明书

1、设计题目： 带式输送机传送装置减速器姓名： 吴灿阳学号：专业： 机械设计及自动化院系： 机电工程学院指导老师： 张日红目录一、设计题目 1、设计带式输送机传动装置 错误 !未指定书签。2、设计数据 3、工作条件 4、机器结构如图 5、原始数据 二、总体设计 （一）、电动机的选择 （二）、传动比分配 （三）、传动装置的运动和动力参数 三、传动零件的计算 （一）V 带的设计与计算 3（二）、高速级齿轮传动设计 （三）、低速级齿轮传动的设计 四、轴的设计 （一）、轴的材料选择和最小直径估计 （二）、减速器的装配草图设计 （三）、轴的结构设计 五、轴的校核 （一）、高速轴的校核 （二）、中间轴的校核

2、（三）、低速轴的校核 六、键的选择和校核 （一）、高速轴上键的选择和校核 （二）、中间轴上的键选择和校核 错误 !未定义书签。（三）、低速轴的键选择和校核 七、滚动轴承的选择和校核 （一）、高速轴轴承的选择和校核 （二）、中间轴轴承的选择和校核 （一）、低速轴轴承的选择和校核 八、联轴器的选择 九、箱体的设计 十、润滑、密封的设计 一、参考文献 一、设计题目1 、设计带式输送机传动装置 （展开式二级直齿、斜齿圆柱齿轮减速 器；单号设计直齿，双号设计斜齿）2 、设计数据：如下表 f-13、工作条件输送带速度允许误差为上 5；输送机效率 w096；工作情况：两班制， 连续单向运转，载荷平稳；工作年

3、限： 10 年；工作环境：室内，清洁；动力来源：电 力，三相交流，电压 380V ；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次 小修；制造条件及生产批量： 一 般机械厂制造，中批量生产。 设计任务量：减速器装配图 1 张 （A0 或 A1） ；零件工作图 张；设计说明书 1 份。4、机器结构如图135、原始数据根据以上要求， 始数据如下：1） 输 送 带F=7000N本人的原拉力：2）输送带速度：3）传动滚筒直径： D=4004）机械效率： =0.96v=0.8m/s5）工作年限： 10 年（每年按 300 天计算）；2 班制。二、总体设计一）、电动机的选择（ 1）、根据动力源和工作条件

4、，选用 Y 型三相异步电动机。2）、工作所需的功率：Pw Fv 7000 0.8 KW 5.833 1000 w 1000 0.963）、通过查（机械设计课程设计）表2-2 确定各级传动的机械效率： V 带261 ? 2 ? 3? 4 0.95 0.972 0.996 0.99 0.833电动机所需的功率为： Pd Pw 5.833 KW 7.002 KW0.833由表（机械设计课程设计） 16-1 选取电动机的额度功功率为 7.5KW （4）、电动机的转速选 1000r/min 和 1500r/min 两种作比较。工作机的转速 D 为传动滚筒直径。nw60 1000v D60 1000 0.

5、8r /min3.14 40038.216r /minnm总传动比 i其中 nm为电动机的满载转速。nw现将两种电动机的有关数据进行比较如下表 f-2表 f-2 两种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率/kW同步转速 / （ r gmin 1）满载转速/ r gmin 1传动比Y160M-67.5100097025.382Y132-27.51500140037.680由上表可知方案的总传动比过小，为了能合理分配传动比，使传动装置结构 紧凑，决定选用方案。（5）、电动机型号的确定 根据电动机功率同转速，选定电动机型号为 Y132-2 。 查表（机械设计课程设计） 16-2 得电动机中心高 H=

6、132 外伸轴直径 D=38 外伸轴 长度 E=80。如图：二）、传动比分配根据上面选择的电动机型号可知道现在的总传动比 i 总=37.68 选择 V 带的传动比i1 2.5 ； 减 速 器 的 传 动 比 i ii总1 327.568 15.072 。 高 速 级 齿 轮 转 动 比i 2 1.3i1.3 15.072 4.426 ， 低速级齿轮传动比 i 3 i 2 4.426 3.4053 1.3 1.31 、各轴的转速计算2、各轴输出功率计算3、各轴输入转矩计算 各轴的运动和动力参数如 表 f-3 ：表 f-3三）、传动装置的运动和动力参数Pd7.002Td 9550 d 9550 N

7、 m 46.44N mdnm1400P16.652T1 9550 1 9550 N m 109.84N m1n1576P26.388T2 9550 2 9550 N m 468.77N m2n2130.14P6.134Td 9550 3 9550N m 1532.69N mdn338.22P6.012T4 9550 4 9550N m 1502.21N mn438.22轴号转速 n/(r min 1)功率 /kW转矩 N m传动比014007.00246.442.525766.652109.844.4263130.46.388468.773.405438.226.1341532.691538.

8、226.0121502.21三、传动零件的计算（一） V 带的设计与计算1、确定计算功率 Pca 查表（没有说明查那本书表格的， 所有要查表均代表教材的表） 8-7 取工作情况系数 KA=1.1 则： Pca K APd 1.1 7.702kW2、选择 V带的带型 由 Pca=7.702 nd=1400r/min 选用 A型 V带。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 由表 8-6 和表 8-8 取小带轮的基准直径2）验算带速 v，按式验算速度 vdd1nm 3.14 1440 125m/s 9.42m/ s60 1000 60 1000 因为 5m/s

9、 v 30m / s ，故带速适合。3）计算大带轮的直径 dd2=i1dd1 2.5 125 312.5 取 dd2 =315 4、确定 V带的中心距 a 和基准长度 Ld1）由公式 0.7（dd1 dd2） a 2（dd1 dd2） 初定中心距 a0=450 2）计算带所需的基准长度22（dd2 dd1）2315 125Ld0 2a0（dd1 dd2） d2 d1 2 450 315 125 1614mmd0 0 2 d1 d24a02 4 450由表 8-2 选带的基准长度 Ld-1600mm3）计算实际中心距 a5、计算小带轮的包角6、计算带根数 Z1) 由dd1 =125mm和nm 1

10、400r / min ，查表 8-4a 得P0 1.92根据nm 1400r / min ，i1 2.5和 A型带，查表 8-4b 得 P0 0.17 查表 8-5 得 K 0.93 ，查表 8-2 得 KL 0.99 d1 79.327, m 2.52）计算 V 带的根数 Z ZPcaPr7.7021.9244.007、计算单根 V 带的初拉力的最小值由表 8-3 得， A型带的单位长度质量 q=0.1 /m500 2.5 K Pca qv2K Zv500 2.5 0.93 7.702 0.1 9.422 181.41N0.93 4 9.428、计算压轴力 Fp 压轴力的最小值：可算出带轮轮

11、缘宽度：9、带轮设计 由表 8-10 查得 e 15 0.3 f=9 V 带传动的主要参数如下表 f-4表 f-4名称结果名称结果名称结果带型A传动比2.5根数4带轮基准 直径基准长度1600mm预紧力181.41N中心距443mm压轴力1440N二）、高速级齿轮传动设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）按设计任务要求，学号为单的选直齿圆柱齿轮。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度足够。3）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 40cr ，调质处理，硬度为 280HBS， 大齿轮为 45 钢，调质处理，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS

12、。4）选小齿轮齿数为 Z1=24，则大齿轮齿数 Z2=i2Z1=244.426=106.224，取 Z2=107. 齿数比 u z2 107 4.5z1 242、按齿面接触强度设计设计公式 d11）、确定公式内的各计数值1）试选载荷系数 Kt=1.32）小齿轮传递的转矩 T=T1=109.84Nm=109840Nmm14）查表 10-6 得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 、确定公式内的计算值 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa 大齿轮的弯曲疲5）由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限H min1 600MPa ，大齿轮的接

13、触疲劳强度极限 Hmin 2 550MPa6）计算应力循环齿数7）由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数 K HN1 0.90, K HN 2 0.958）计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，（2）、计算1）试计算小齿轮分度圆直径 d1t ，取522.5MPa （取最小值）。2）计算圆周速度 v0d1tn13.14 65.45 576 1.97m / s0 60 1000 60 10003）计算齿宽 b dd1t 1 65.45 65.454）计算齿宽与齿高比模数 mt d1t 65.45 2.71 z124齿高 h 2.25mt 2.25 2.71 6.105）计算载荷系

14、数根据 v=1.97m/s ，8 级精度，由教材图 10-8 查得动载系数 Kv=1.06 因为是直齿齿轮，所以 K H KF 1 ，由表 10-2 查得使用系数 KA=1；由表 10-4 用插入法查得 8 级精度小齿轮支承非对称时 K H 1.458 ；由 b 10.72 ，KH 1.458 查 h图 10-13 得 K F 1.421 ，故动载系数6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）计算模数 m d1 69.327 2.889z1243、按齿根弯曲强度设计2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.86, K FN 2 0.90 .3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度

15、安全系数 S=1.4 则：4）计算载荷系数 K5）查取齿型系数由表 10-5 查得 YFa1 2.65,YFa2 2.186）查去应力校正系数 YSa1 1.58,YSa2 1.797）计算大、小齿轮的 YFaYSa 并作比较F（ 2）、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为 （取YFaYSa 最小）:Fd1 69.327 27.7取 z1 28比较计算结果，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，由于齿轮模数的大小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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由 弯曲强度算得的模数 2

16、.05 并就接近圆整为标准值 m=2.5，按接触强度算得的分度圆直 径 d1 69.327mm算出小齿轮齿数：2.5z1取 z2 1244.426 28123.9大齿轮齿数 z2 i2z170mm28 2.5z1md1d24、几何尺寸的计算124 2.5 310mmz2m71 310 190mmd12d2（1）计算分度圆直径（2）计算中心距70 70mm 则：取小齿轮 B1 75 大齿轮dd1 1（3）计算齿轮宽度B2 705、修正计算结果1） z1 28 z2 124查表 8-5 修正：YFa1 2.55,YFa2 2.16YSa1 1.61,YSa2 1.812)vd1n160 10003

17、.14 70 5762.11m / s60 10003)齿高 h-=2.25m=2.25 2.5=5.625 ； b h705.62512.44查表 10-4 修正 K H 1.460由 b 12.44 ， KH 1.460 查图 10-13 修正 K F 1.421 h4)齿面接触疲劳强度计算载荷系数 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数5)6)307.1436.45mmYFa 2YSa22.16 1.81 0.01600 然而是大齿轮的大F2244.29F17)m3 2KT1 YFa2YSa2 d z1F 23 2 1.506 1098401 2820.01600 1.89mm实际 d1 79.3

18、27, m 2.5 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。 高速级齿轮的参数如下表 f-5表 f-5名称计算公式结果 /mm模数m2.5压力角齿数28124传动比i4.426分度圆直径70310齿顶圆直径75315齿根圆直径63.75303.75中心距190齿宽7570名称毂孔直径 d轮毂直径 D3轮毂宽度 L腹板最大直径 D0板孔分布圆直径 D1板孔直径 D2腹板厚度 C6、齿轮结构设计高速大齿轮结构参数如下表 f-6 ：表 f-6结构尺寸经验计算公式结果 /mm5588 取 76 取 270179 取 4020 根据参数设计的结构图 f-1 ：图 f-1三）、低速级齿轮传动的设计1、选定高速

19、级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）仍然是选直齿圆柱齿轮。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度足够。3）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮的材料为 45 钢，调质处理，硬度为 235HBS， 大齿轮为 45 钢，正火处理，硬度为 190HBS，二者材料硬度差为 45HBS。4）选小齿轮齿数为 Z3=24，则大齿轮齿数 Z4=i 3Z3=24 3.405=81.72 ，取 Z4=82.齿数比 u z4 82 3.4z3 242、按齿面接触强度设计设计公式 d3 2.323 KT2 gu 1 ZE1）、确定公式内的各计数值1）试选载荷系数 Kt=1.32）小齿轮传递的转矩 T

20、=T2=468Nm=46877N mm3）查表 10-7 选取齿宽系数 d 114）查表 10-6 得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 25）由教材图 10-21 按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hmin3 550MPa ， 大齿轮的接触疲劳强度极限 H min 4 390MPa6）计算应力循环齿数7）由图 10-19 选取接触疲劳寿命系数 KHN3 0.90, K HN 4 0.958）计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 S=1，（2）、计算1）试计算小齿轮分度圆直径 d3t ，取446.5MPa 。2）计算圆周速度 v0d3tn260 10003.14 121.

21、23 130.140.826m / s3）计算齿宽 bdd3t1 121.23 121.2360 10004）计算齿宽与齿高比模数 mt d3t 121.23 5.05 t z324齿高 h 2.25mt 2.25 5.05 11.365）计算载荷系数根据 v=0.826m/s ， 8级精度，由教材图 10-8 查得动载系数 Kv=1.05 因为是直齿齿轮，所以 K H KF 1，由表 10-2 查得使用系数 KA=1；由表 10-4用插入法查得 7级精度小齿轮支承非对称时 KH 1.436 ；由 b 10.72 ， K H 1.436查H h H图 10-13 得 K F 1.431 ，故动

22、载系数6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）计算模数 m d3 127.38 5.037z3243、按齿根弯曲强度设计（1） 、确定公式内的计算值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3 380MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE4 325MPa2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN3 0.90, K FN 4 0.90 .3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数 S=1.4 则：4）计算载荷系数 K5）查取齿型系数由表 10-5 查得 YFa3 2.65,YFa4 2.166）查去应力校正系数 YSa1 1.58,YSa2 1.817）计算大、小齿

23、轮的 YFaYSa 并作比较F（ 2）、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为 （ 取 YFaYSa 最大）: F比较计算结果，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，由于齿轮模数的大小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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由 弯曲强度算得的模数 3.58 并就接近圆整为标准值 m=4，按接触强度算得的分度圆直径d3 127.38 mm 算出小齿轮齿数：z3d3m127.38431.8 取 z337大齿轮齿数z4 i3z3 3.405 32 108.9取 z4 1094、几何尺寸

24、的计算1）计算分度圆直径d3 z3m 37 4 128mmd4 z4m 126 4 436mm2）计算中心距d3d4128 4362282mm3）计算齿轮宽度b d d3 1 128 128mm 则：取小齿轮 B1 135 大齿轮 B2 1305、修正计算结果1) z3 32z4 109查表 8-5修正： YFa3 2.492,YFa4 2.187YSa3 1.64,YSa4 1.798d3n22) v 60 10003.14 127.38 130.14 0.868m/s60 1000；bh3)齿高 h-=2.25m=2.25 4=9130 14.449查表 10-4 修正 K H 1.439

25、由 b 14.44 ， K H 1.439 查图 hH4)齿面接触疲劳强度计算载荷系数 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数10-13 修正 K F 1.4325)d3 32KT3 u 1 ZEdu2 1.439 468770g4.4 189.8 2 66.83mm3.4 446.256)YFa3YSa32.492 1.64 0.00017244.287)2.97mmF3YFa4YS a42.187 1.798 0.01882 然而是大齿轮的大实际 d3 127.38, m 4 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。 低速级齿轮的参数表如下表 f-7表 f-7名称计算公式结果 /mm模数m4压力角齿数3

26、2109传动比i3.405分度圆直径128436齿顶圆直径136444齿根圆直径118426中心距282齿宽135130四、轴的设计一）、轴的材料选择和最小直径估计45 钢，调质处理。轴的最小直径计算公式dmin Ao 3 Pn Ao的值由表 15-3 确定为：高速轴 Ao1 126 ，中间轴 Ao2 120 ，低速轴根据工作条件，初定轴的材料为Ao3 112 。1、高速轴P1d min1Ao1 3n112628.48mm6.625576因为高速轴最小直径处装大带轮，设一个键槽，因此dmin1dmin1 17% 30.47mm 取 dmin1 31mm2、中间轴dmin 2Ao2 3P2n21

27、206.388130.443.9mm 根据后面轴承的选择，取dmin245mm3、低速轴dmin1Ao33nP331126.13438.2260.86mm 安装联轴器设一个键槽，dmin1 dmin1 1 7% 65.12mm再根据后面密封圈的尺寸，取 dmin3 65mm二）、减速器的装配草图设计减速器草图设计如上图 f-2（三）、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定d11 ：最小直径处 安装大带轮的外伸轴段，因此 d11 dmin1 31mmd12 ：密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求，定位高度 h （0.07 0.1）d11 以及 密封圈的标注，取 d12 35mmd13 ：滚

28、动轴承轴段 d13 40mm 滚动轴承选取 6308 ：d D B=40mm90mm 23mmd14 :过渡段 由于各级齿轮传动的线速度为 2m/s 左右，滚动轴承采用脂润滑，考 虑挡油盘的轴向定位，取 d14 50mm齿轮轴段：由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。d15 ：滚动轴承段， d15 d13 40mm2）高速轴各段长度的确定l11 ：由于大带轮的毂孔宽度 B=63mm，确定 l11 60mml12 ：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定 l12 50mml13 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 l13 40mml14 ：由装配关系、箱体结构确定 l14 147mml15 ：由

29、高速齿轮宽度 B=75 确定 l15 75mml16 ：滚动轴承轴段，由装配关系，和箱体结构确定 l16 382、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定d 21 ：最小直径处 滚动轴承轴段，因此 d21 dmin2 45mm. 滚动轴承选取 6309 dD B=45mm 100mm 25mm。d 22 ：低速齿轮轴段 取 d22 55mmd23： 轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 d23 65mmd24: 高速带齿轮轴段 d24 d22 55mmd25 ：滚动轴承段， d25 d21 45mm2）中间轴各轴段长度的确定l 21：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取 l21 50mml12 ：由低速小齿轮

30、轮宽 B=135 取 l22 133mml23 ：轴环， l23 10mml14 ：由高速齿轮大齿轮轮宽 B=70 取 l24 68mml25 ： l25 l21 50mm3）细部机构设计查（机械设计课程设计） 表 10-1 得高速级大齿轮处键 bhL=16106（3 t=6.0 ， r=0.3 ）；低速级小齿轮键 bhL=1610125（t=6.0 ， r=0.3 ）；齿轮轮毂与轴的配 合公差选 55H7/m6 ；滚动轴承与轴的配合采用过度配合，此轴段的直径公差选为45n6 ，各倒角为 C2.中间轴的设计如下图 f-3 ：图 f-34、低速轴1） 低速轴各轴段的直径确定d31： 滚动轴承轴段

31、，因此 d31 85mm. 滚动轴承选取 6217 dDB=85mm150mm28mm。d32 ：低速大齿轮轴段 取 d32 95mmd33 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 d33 110mmd34 : 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位： d34 100mmd25 ：滚动轴承段， d35 d31 88mmd36 ：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取 d36 78mmd37 ：最小直径，安装联轴器的外伸轴段 d37 652 ）低速轴各轴段长度的确定l31 ：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取 l31 85mml32 ：由低速大齿轮轮宽 B=130mm取 l32 128m

32、ml33 ：轴环， l33 10mml34 ：由由装配关系和箱体结构取 l34 50mml35 ：滚动轴承、挡油盘以及装配关系 l35 40mml37 ：由联轴器的孔毂 L=142 取l37 142五、轴的校核（一）、高速轴的校核1、高速轴上作用力的计算 因为采用的是直齿圆柱齿轮， 以轴向力 Fa 0 如下图 f-4 ， 速轴的力学模型：69214Ft12T1d12 10984069.3273168.75 N图 f-4齿轮 1Fr1Ft1 tan 20 1153.33 N2、支反力的计算 由上面数学模型图知f-5L1 214mm, L 2 69mm 总长 L=283mm1) 垂直面受力如右图

33、f-5 ： 对于 B1点 M B1 0得：1153.33 69283281.2 NFr1L2FAv1L方向向下。对于 A1点 M A1 0 得：FBv1Fr1L1 1153.33 214L 283872.3 N方向向下。由上轴的合力 Fv1 0 ，校核FAv12 FBv1 Fr2 281.2 872.13 1153.33 2678.89 0 计算无误2) 水平支反力水平面受力如右图 f-6对于 B1点 M B1 0对于 A1点 M A1 0 得：图 f-6 由上轴的合力 FH1 0 ，校核：FAH12 FBH1 Ft2772.5 2396.023168.75 0 计算无误。3)A1 点总支反力

34、B 1 点总支反力3、绘转矩、弯矩图1)垂直平面内的转矩图如右图 f-7 ：C1点M CV1FAV1L12)水平面弯矩图如右图 f-8 ：C1点M CH1FAH 1 L13) 合成弯矩图如右图 f-9 ：C1 点 MC1 M CV1 M CH1 4、转矩图高速轴的转矩图如右图 f-10T=T1 109840 N mm图 f-105、弯矩强度校核由上面可知 C1处截面的转矩最大，是危险截面，但由于轴和齿轮是采用轴结构， d 和d14=50根相差太大，危险截面可能会出现在 D1 处，如图 f-11 ：据选定的轴材料 45 钢，调质处理，由表 15-175725) 281.2 214M DV1FAV

35、1(L1查得 1 60MPa当危险截面是C1处时：齿根圆C1aC1a37.5水平面的弯矩M DH 1 FAH1（L175725)合成力矩 M D1 M22DV1 M DH1于是：D1aM D1 175926.96330.1d1430.1 503M C10.1d3是安全的。 当危险截面是 垂直49631.8 N772.5214mm49631.8211.60MPa175926.963 6.05MPa0.1 66.25360MPaD1处时：面的37.5136346.252136346.25 N145098.64N1 60MPa也安全。mmmm可见6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知 D1a C1

36、a ，所以 D1 处是危险截面2）根据选定轴 45 钢，调质处理，查表 15-1 确定材料性能：Wd333.14 50 1226.62mm2321226.62 mm323）抗弯截面系数：抗扭截面系数：d3 3.14 453 2WT2453125mm2T 16 16弯曲应力 :M D1 145098.64a D111.82MPa , m 0a W 12265.62 m扭转应力 :T2468770a 2 26.27MPa m a 26.27MPa a WT 17841.68 m a4） 影响系数截 面 上 由 于 轴 肩 引 起 的 理 论 应 力 集 中 系 数和 按 表 3-2 查 取 。 由

37、=2.12=1.70r 2.0 0.04, D 55 1.25 取d45 d 45由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数 q 0.82, q 0.85 故有效应力集中系数：由附图 3-2 的尺寸系数 0.71 由附图 3-4 得的扭转系数 0.76轴按磨削加工 由附图 3-4 得表面质量系数0.92轴未经表面强化处理，即 q 1 则可得综合系数：取钢的特性系数： 0.1, 0.05则安全系数 Sca 如下：Sca S =1.4 故 设计的轴安全（二）、中间轴的校核1、中间轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力102.5 112.567D2Fa 0 如下图，中间轴的力学模型如图 f

38、-13 齿轮 2齿轮 32、支反力的计算 由上面数学模型图知图 f-13L1 102.5mm, L2 112.5mm, L3 70mm 总 长L=285mm1） 垂直面受力如图 f-14 ：对于 B2点 M B2 0得：FFr 2L3 Fr 3(L2 L3)FAv2 L方向向下对于 A2 点 M A2 0 得：图 f-14FBv293N 方向向Fr 2(L1 L2) Fr3L1 1153.33 105.5 112.5 2678.89 102.5 L 285下。由上轴的合力 Fv2 0 ，校核FAv2 FBv2 Fr2 Fr 3 93.4 1432.16 1153.33 2678.89 0 计算

39、无误 2)水平支反力如图 f-15对于 B2点 M B2 03168.75 70 7360.18 182285=5491.39N图 f-15 对于 A2 点 M A2 0 得：由上轴的合力 FH 2 0 ，校核：FAH22FBH 2Ft2Ft35491.935037.54 3168.757360.180 计算无误3)A2点总支反力FRA2FAV2FAH 2 1432.1625491.3925675.07NB 2点总支反力FRB2FBV2FBH 2932 3037.542 3038.41N3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图 f-16 ：C2点 MCV 2FAV 2 L1D2 点M D

40、V 2FBV2L32）水平面弯矩图如右图 f-17 ：C2点M CH 2FAH 2L1D2 点M DH 2FBH 2L33）合成弯矩图如右图 f-18 ： C2点 MC2MCV 2 M CH2D2 点M D2M DV 2M DH 24、转矩图 中间轴的转矩图如右图 f-19 5、弯矩强度校核 由上面可知 C2处截面的转矩最大， 是危险截面。 根 据选定的轴材料 45钢，调质处理，由表 15-1 查得60MPacaMC20.1d3581694.9230.1 55334.96MPa1 60MPa 故安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知 C2处是危险截面2）根据选定轴 45 钢，调质处理，

41、查表 15-1 确定材料性能：3）抗弯截面系数：C截面有一个键槽 b h=1610 t=6 抗扭截面系数：弯曲应力 aMC2581694.9265.36MPa , m 0W8900.04 m扭转应力 aT246877026.27MPa m a 26.27MPaWT17841.68 m a4） 影响系数截 面 上 由 于 轴 肩 引 起 的 理 论 应 力 集 中 系 数和按 表 3-2 查 取 。 由r 2.0 d 450.04, D 55 1.22 取 =2.10 d 45=1.68由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数 q 0.82, q 0.85 故有效应力集中系数：由附图 3-2 的尺

42、寸系数 0.71 由附图 3-4 得的扭转系数 0.76轴按磨削加工 由附图 3-4 得表面质量系数 0.92轴未经表面强化处理，即 q 1 则可得综合系数： 取钢的特性系数： 0.1, 0.05 则安全系数 Sca 如下： Sca S=1.4 故 设计的轴安全。（三）、低速轴的校核1、低速轴上作用力的计算 因为采用的是直齿圆柱齿轮， 所以轴 向力 Fa 0 如图 f-20 ，低速轴的力 学模型：齿轮 169214C3f-202、支反力的计算 由上面数学模型图知L1 104mm, L2 184mm 总长 L=283mm1) 垂直面受力如右图 f-21 ：对于 B3 点M B3 0 得：f-21

43、Fr 4L4FAv3L2638.89 1842881711.51 N方向向下。对于 A4 点 MA4 0 得：FBv3Fr4L4L2678.89 104288967.37 N方向向下。由上轴的合力FV 3 0 ，校核FAv3 2 FBv3 Fr4 1711.51967.37 2678.890 计算无误。2)水平支反力如图 f-22对于 B3点 M B1 0FFt4L2FAH 3对于 A3点 M A3 0得：由上轴的合力FH 3 0 ，校核：FAH32 FBH 3 Ft44702.34 2657.84 7360.18 0计算无误3)A3f-22FRA3B3FRB3点总支反力FAV 3FAH3点1

44、711.512 4702.3425004.13N图 f-23FBV 3FBH 3967.372 2657.8422828.41N3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图 f-23 ：C3点MCV 3FAV3L12）水平面弯矩图如右图 f-24 ：C3点 M CH3 FAH 3L13）合成弯矩图如右图 f-25 ：C1点 MC3 MC2V3 M 2CH3 +4、转矩图 高速轴的转矩图如右图 f-26T=T3 1532690 N mmM489043.36489043.36MM图 f-245 204291532690图 f-25图 f-265、弯矩强度校核由上面可知 C1处截面的转矩最大，是危

45、险截面。据选定的轴材料 45 钢，调质处理， 由表 15-1 查得 1 60MPa故是安全的。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以 C3 处是危险截面2）根据选定轴 45 钢，调质处理，查表 15-1 确定材料性能：3）C3处设一键槽 b h=2514 t=9抗弯截面系数：抗扭截面系数：弯曲应力 :MC3a5204296.905 MPa , m 0aW75371.50扭转应力 :T3 a15326909.609MPa m a 9.609 MPaWT159501.424）影响系数截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和 按 表 3-2 查 取 。 由r 3.0 d 950.04, D 9

46、5 1.117 取 d 85=2.01=1.45由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数 q 0.82, q 0.85故有效应力集中系数： 由附图 3-2 的尺寸系数 0.71 由附图 3-4 得的扭转系数 0.76轴未经表面强化处理，即 q 1 则可得综合系数： 取钢的特性系数： 0.1, 0.05 则安全系数 Sca 如下： Sca S =1.4 故 设计的轴安全。六、键的选择和校核（一）、高速轴上键的选择和校核高速轴上只有安装大带轮的键。根据安装大带轮处直径 d=31 ，查（机械设计课程设计）表 10-1 选择普通平键。因为带轮的轮毂宽 B=63mm，所以选择的键尺寸： bh l=10 8

47、 56 （t=5.0r=0.25 ）。标记：键 10856 GB/T1096-2003。键的工作长度 L=l-b=56-10=46mm,键的接触高度 k=0.5h=0.5 8=4mm，传递的转矩T T1 109.84N m。按表 6-2 差得键的静连接时需用应力 p 100MPa 则故高速轴上的键强度足够。（二）、中间轴上的键选择和校核中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。因为高速轴上大齿轮的轮宽 B=70mm ，轴段直径 d=55mm，所以选用 bhl=16 1063（ t=6.0 ，r=0.3 ）， 标记：键 1610 63GB/T1096-2003 。高速轴上大齿轮的轮宽

48、B=135 ，轴段直径 d=55， 所 以 选 用 b h l=16 10 125（ t=6.0 ， r=0.3 ）， 标 记 ： 键 16 10 125 GB/T1096-2003 。由于两个键传递的转矩都相同，所以只要校核短的键。短键的工作 长 度 L=l-b=63-16=47mm, 键 的 接 触 高 度 k=0.5h=0.5 10=5mm， 传 递 的 转 矩 T T3 468.77N m 则故轴上的键强度足够。（三）、低速轴的键选择和校核低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿 轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径 d=95mm，轮宽 B=130mm 查

49、表（机械设计 课程设计）选键的参数： b h l=25 14 110（t=9.0 ， r=0.5 ）标记键 25 14 110GB/T1096-2003 。键的工作长度 L=l-b=110-25=85mm, 键的接触高度 k=0.5h=0.5 14=7mm，传递的转矩 TT3 1532.69 N m 则2T 103 2 1532.69 103kld5 85 9554.23 p 故安装齿轮的键强度足够。安装联轴器的键用单圆头普通平键。由后面的联轴器选择所选的联轴器TL10 联JB65 142轴器JB65 142可知 轴孔长度 L1=107 又因为轴直径 d=65mm，所以选键 bhl=1811125。标记：键 C1811125 GB/T1096-2003。键的 工作长度 L=l-b=125-18=107mm, 键的接触高度 k=0.5h=0.5 11=5.5mm，传递的转矩T T3 1532.69N m 则 故选的键强度足够。七、滚动轴承的选择和校核（一）、高速轴轴承的选择和校核1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由高速轴的设计，根据 d13 d15 40 ，选轴承型号为 6209，其基本参数：轴承 2Cr 40.8,Cor 24 2、滚动轴承的校核 1）轴承受力图如右图 2）当量动载荷根据工作情况（无冲