带式运输机传动装置设计课程设计

1、机械设计机械设计课程设计说明书课程设计说明书设计题目设计题目： 带式运输机传动装置带式运输机传动装置 专业班级专业班级： 机机 械械 13121312 姓姓 名名： 学学 号号： 指导老师指导老师： 成绩评定成绩评定 等等 级级 评阅签字评阅签字 评阅日期评阅日期 湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系20162016 年年 1 1 月月湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书目录目录第一章第一章 课程设计任务书课程设计任务书.11.1 主要内容.11.2 任务.11.3 进度安排.11.4 设计数据.21.5 传动方案.21.6 已知条件.2第二章第二章

2、 电动机的选择电动机的选择.32.1 电动机容量的选择.32.2电动机转速的选择.32.3电动机型号的确定.4第三章第三章 传动装置运动及动力参数计算传动装置运动及动力参数计算.43.1 分配传动比.43.1.1 总传动比.43.1.2 分配传动装置各级传动比.43.2 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算.5第四章第四章 传动装置设计传动装置设计.64.1 高速齿轮的计算.64.1.1选精度等级、材料及齿数.64.1.2 按齿面接触强度设计.64.1.3 确定公式内的各计算数值.74.1.4按齿根弯曲强度设计.84.1.5 几何尺寸计算.104.2 低速齿的轮计算.114.2.1 选精度

3、等级、材料及齿数.114.2.2按齿面接触强度设计.114.2.3 确定公式内的各计算数值.114.2.4计算.124.2.5 确定计算参数.134.2.6 设计计算.144.2.7 几何尺寸计算.15第五章第五章 轴的设计轴的设计.165.1 低速轴 3 的设计.165.1.1总结以上的数据。.165.1.2求作用在齿轮上的力.165.1.3 初步确定轴的直径.165.1.4 联轴器的型号的选取.175.1.5 轴的结构设计.175.2 中间轴 2 的设计 .23湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书5.2.1总结以上的数据。.235.2.2求作用在齿轮上的力.235.2.3 初步确定

4、轴的直径.235.2.4选轴承.245.3 第一轴 1 的设计 .265.3.1总结以上的数据。.265.3.2求作用在齿轮上的力.265.3.3 初步确定轴的直径.265.3.4 联轴器的型号的选取.265.3.5 联轴器的型号的选取.275.3.6. 轴的结构设计.27第六章滚动轴承的计算第六章滚动轴承的计算 .28第七章连接的选择和计算第七章连接的选择和计算.30第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 .31第九章箱体及其附件的结构设计第九章箱体及其附件的结构设计 .31第十章第十章 总结总结.34参考文献参考文献.35湖北文理学院理工学院

5、机械设计课程设计说明书第一章第一章 课程设计任务书课程设计任务书 班级：机械 1312 姓名： 学号： 指导老师：雷 芳 日期： 2016 年 1 月 班级：机械 1312 姓名： 学号： 0 指导老师：雷 芳 日期：2016 年 1 月 设计题目：带式运输机传动装置的设计 设计时长：二周1.1 主要内容主要内容1.掌握减速器齿轮、轴、轴承、箱体、键等所有零件的设计计算；2.会用机械设计手册查取数据和标准件的型号。1.2 任务任务1、按照设计数据（编号） a 和传动方案（编号）A0，高速级选用圆柱直齿轮，低速级选用圆柱直齿轮设计减速器装置。2、绘制传动装置装配图一张（A0/A1） ；3、绘制传

6、动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)；4、编制设计说明书一份。 （字数在 8000 字左右）1.3 进度安排进度安排时 间内 容 安 排第 1 天布置任务，总体设计第 2 天运动分析、计算传动比、计算功率第 3 天齿轮的设计计算第 4 天轴的结构设计计算第 5 天轴的计算，箱体的设计第 6-8 天绘制装配图、零件图第 9-10 天编制设计说明书、答辩湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书1.4 设计数据设计数据数 据 编 号A0运输带工作拉力 F(N)4800运输带速度（m/s）1.25卷筒直径 D(mm)5001.5 传动方案传动方案a 二级展开式1.6 已知条件已知条件1、第四部分的

7、设计数据；2、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带、卷筒及支撑包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F 中考虑） ，环境最高温度 40 C； 3、使用折旧期：8 年 检修间隔期：4 年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;4、动力来源：电力，三相交流，380/220V;5、运输带速度允许误差：5%；6、生产条件：中等规模制造厂，可加工 78 精度的齿轮及蜗轮，小批量生产。湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书第二章第二章 电动机的选择电动机的选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。2.1 电动机容量的选择

8、电动机容量的选择1）工作机所需功率 Pw 由题中条件 查询工作情况系数 KA，查得 K A=1.3设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6nn 本设计中的 联联轴器的传动效率（2 个） ，轴 轴承的传动效率 （4 对） ， 齿 齿轮的传动效率（2 对） ，本次设计中有 8 级传动效率 其中 联=0.99（两对联轴器的效率取相等） 轴承123=0.99（123 为减速器的 3 对轴承） 轴承4=0.98（4 为卷筒的一对轴承） 齿=0.95（两对齿轮的效率取相等） 总=联* 3 轴承 123* 齿*联*轴承4=0.84122）电动机的输出功率Pw=kA* =5.9592KW4轴

9、承1000FVPdPw/ ， =0.841总总Pd5.9592/0.841=3.464KW2.2电动机转速的选择电动机转速的选择由 v=1.25m/s 求卷筒转速 n湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书V = =1.25 nw=79.614r/min1000*60wdnnd（i1i2in ）nw有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比 i1,i2，其他 传动比都等于 1。由1表 13-2 知圆柱齿轮传动比范围为 35。所以 nd =(i1*i2) nw=32，52* nw 所以nd 的范围是（859.88，2547.65）r/min，初选为同步转速为1430r/min 的电

10、动机2.3电动机型号的确定电动机型号的确定由表 12-12查出电动机型号为 Y100L2-4,其额定功率为 3kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L2-4,3.014302.22.338第三章第三章 传动装置运动及动力参数计算传动装置运动及动力参数计算3.1 分配传动比分配传动比3.1.1 总传动比总传动比96.17614.791430wmanni湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书3.1.2 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以 i1（

11、1.3-1.5）i2。因为 i17.96，取 i18，估测选取 i1=5.2 i2=4.9速度偏差为 0.3%，所以可行3.2 各轴转速、输入功率、输入转矩各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算转速的计算电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速 I n1= =1430r/min 中间轴 II n2= =283.92r/min 0inm11in低速轴 III n3= =95.4r/min 卷筒 n4=93.1r/min。22in各轴功率电动机额定功率 P0=Pd* =3Kw (n01=1) 01高速 I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw 轴承联

12、nn (n12 = =0.99*0.99=0.98) 轴承联nn中间轴 II P2=P1 =P1*n=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw 23轴承齿nn(n23= =0.95*0.99=0.94) 轴承齿nn低速轴 III P3=P2*n34=P2* =2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw 轴承齿nn (n34= =0.95*0.99=0.94) 轴承齿nn卷筒 P4=P3*n45=P3* =2.600*0.98*0.99=2.523 Kw轴承联nn（n45= =0.98*0.99=0.96）轴承联nn各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N m湖北文理学院理工学

13、院 机械设计课程设计说明书高速 I T1= = =19.634 N 11*9550nP14309403. 2*9550中间轴 II T2= = =88.615 N 12*9550nP930.2977645. 2*9550低速轴 III T3= = =264.118 N 33*9550nP1 .935748. 2*9550卷筒 T4= = =256.239 N 44*9550nP1.934980.2*9550其中 Td= (n*m)ddnP9550项 目电动机轴高速轴 I中间轴 II低速轴 III卷筒转速（r/min9293.193.1功率（kW）32.793292.6

14、282.42042.4204转矩（Nm）2.219.65488.6177264.1175256.2395传动比114.83.21效率10.980.940.940.96第四章第四章 传动装置设计传动装置设计4.1 高速齿轮的计算高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.9403KW1430r/min4.819.643Nm1.34.1.1选精度等级、材料及齿数选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（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。2）精度等级选用 7 级精度；湖北文理

15、学院理工学院 机械设计课程设计说明书3）试选小齿轮齿数 z120，大齿轮齿数 z296 的；4.1.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（1021）试算，即 dt2.32*321HEdtZuuTK4.1.3 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值1）（1） 试选 Kt1.3（2） 由1表 107 选取尺宽系数 d1（3） 由1表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（4） 由1图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2550MPa；

16、（5） 由1式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh6014301（283658）410e9 N2N1/4.88.3510e8此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由1图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.90；KHN20.95（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书H10.90600MPa540MPaH20.98550MPa522.5MPa2）计算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t = =37.043 3211*32. 2HEdtZuuTK

17、3235 .5228 .1898 . 418 . 41106543.193 . 1*32. 2（2） 计算圆周速度v= = =2.773910006021ndt100060043.37（3） 计算齿宽 b 及模数 mb=dd1t=137.043mm=37.043mm m= =1.85211zdt20043.37h=2.25mnt=2.251.852mm=4.1678mm b/h=34.043/4.1678=8.89（4） 计算载荷系数 K 由1表 102已知载荷平稳，所以取 KA=1根据 v=2.7739m/s,7 级精度，由1图 108 查得动载系数 KV=1.14；由1表 104 查得 7

18、 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KHB的计算公式和直齿轮的相同，所以： KHB=1.12+0.18(1+0.6d )d +0.2310 b 223=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=1.41652查1表 1013 查得 KFB =1.33由1表 103 查得 KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.41652=1.7763（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 d1= = mm=41.10968

19、mm31/ttKKd33.1/7763.1043.37（6） 计算模数m m = mm=2.05511zd2010968.41。4.1.4按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计由1式(105) m 3212cos2FSaFadYYzK1）确定计算参数由1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.4 见1表 10-12 得F1=（KFN1*F1）/S= =303.57Mpa4.1500*85.0F2= （KFN2*F2）

20、/S= =238.86Mpa4 . 1380*88. 0（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.7875（2） 查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3） 计算大、小齿轮的并 加以比较 FSaFaYY = =0.014297 111FSaFaYY29.339569. 174. 2湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 = =0.016341 222FSaFaYY266798. 1172. 2 大齿轮的数值大。2）设计计算m =1.421232016341. 0 201310*6543.197875. 12*23. 2e

21、对结果进行处理取m=2Z1=d1/m=41.1097/221 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.8*21=1004.1.5 几何尺寸计算几何尺寸计算1）计算中心距d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圆整后取 121mm2）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =42mm，d2 =200mmmz1mz23）计算齿轮宽度 b=dd1， b=42mmB1=47mm，B2=42mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm4）验算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 N m/s 10

22、058.2242190.9359*1AbFtk结果合适湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书5）由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。4.2 低速齿的轮计算低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.7654KW297.92r/min3.288.6177Nm1.34.2.1 选精度等级、材料及齿数选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材

23、料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用 7 级精度；3）试选小齿轮齿数 z124，大齿轮齿数 z277 的；4.2.2按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算dt2.32* 321HEdtZuuTK4.2.3 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值（1） 试选 Kt1.3湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书（2） 由1表 107 选取尺宽系数 d1（3） 由1表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（4） 由1图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触

24、疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2550MPa；（5） 由1式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh60297.921（283658）8.35110e8 N2N1/3.22.6110e8此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由1图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.90；KHN20.95计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得 H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPa（7） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t 3211*32

25、. 2HEdtZuuTK=3235 .5228 .1892 . 312 . 31106177.883 . 1*32. 2=62.93494.2.4 计算计算1) 计算圆周速度v=10006021ndt=10006092.297*9349.62=0.9810 m/s2) 计算齿宽 b 及模数 m湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书b=dd1t=162.9349mm=62.9349mmm=11zdt=209349.62=3.1467h=2.25mnt=2.253.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08 =8.89 计算载荷系数 K 由1表 102 已知载荷平稳，所以 K

26、V=1.14由1表 104 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的 KHB 计算公式和直齿轮的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由 b/h=8.92，KHB=1.414查1表 1013 查得 KFB =1.33由1表 103 查得 KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.414=1.77314) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得 d1=31/ttKKd=33 . 1/7731. 19349.6

27、2mm=69.78mm5) 计算模数 m m 11zd=2078.69mm3.48906) 按齿根弯曲强度设计。由1式(105) m 32112FSaFadYYzKT4.2.5 确定计算参数确定计算参数由1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.4 见1表 10-12 得F1= （KFN1*F1）/S=4 . 1500*85. 0=303.57MpaF2= （KFN2*

28、F2）/S=4 . 1380*88. 0=238.86Mpa1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.78752）查取应力校正系数有1表 10-5 查得 YFa1=2.8; YFa2=2.18由1表 105 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.79K=1.7875 111FSaFaYY=0.014297 222FSaFaYY=0.016341所以 大齿轮的数值大。4.2.6 设计计算设计计算m= 32112FSaFadYYzKT=32016341. 0 201310*6177.887875. 12e=3.4485对结果进行处理取 m=3.5 ， （见机械原理表 5

29、-4，根据优先使用第一序列，湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.519.981420大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=644.2.7 几何尺寸计算几何尺寸计算计算中心距d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a 圆整后取 147mm ，d111mZ=70.00mm计算齿轮宽度计算大、小齿轮的分度圆直径b=dd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm验算Ft=2T2/d2

30、=2*88.6177*10e3/70=2531.934 N10017.3670934.2531*1AbFtkN/mm。结果合适由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮3.5702075大齿轮3.52242070湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书第五章第五章 轴的设计轴的设计5.1 低速轴低速轴 3 的设计的设计5.1.1 总结以上的数据。总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.6 Kw264.118Nm93.1r/min224mm205.1.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力NdTFt17.235822410*118.264*22323Fr=Ft*tan=2358.

31、17*tan20=858.30N5.1.3 初步确定轴的直径初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表115-3 选取 A0=112。于是有mmnPAd02.341 .936 . 2*112*33330min此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书5.1.4 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177Nm按照计算转矩 T

32、ca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为 400 Nm。半联轴器的孔径 d1=35mm .固取 d1-2=35mm。5.1.5 轴的结构设计轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的直径 d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 82mm ,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，固取 1-2 断的长度应

33、比 L1 略短一些，现取 L1-2=80mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书又根据 d2-3=42mm 选 61909 号右端采用轴肩定位 查2 又根据 d2-3=42mm 和上表取 d3-4=d7-8=45轴肩与轴环的高度（图中 a）建议取为轴直径的 0.070.1 倍所以在 d7-8=45mm l6-7=12c 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=50mm 齿轮的左端与左轴承之间采

34、用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取 l4-5=67mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的 0.070.1 倍）这里去轴肩高度 h=4mm.所以 d5-6=54mm.轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为 L5-6=6mm.d 轴承端盖的总宽度为 15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为 25mm。固取 L2-3=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时

35、，应与箱体的内壁,有一段距离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承的宽度 T=7mm小齿轮的轮毂长 L=50mm则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步确定轴得长度3) 轴上零件得周向定位湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见2表 4-1,L=56mm同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选

36、H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。4) 确定轴的的倒角和圆角参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图5) 求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值参照1图 15-23。对与 61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮 Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tan

37、a = Ft tan20=858.31 N通过计算有 FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 NM 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788NM NM 22VHMMM总11.102788.4061.9322载荷水平面 H垂直面 V支反力FNH1=758N FNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书弯矩MH= 93.61 NmMV=40.788 Nm总弯矩M 总=102.11 Nm扭矩T3=264.117 Nm6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进

38、行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度） 根据1式 15-5 及表115-4 中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）计算轴的应力 （轴上载荷示意图）MpammWTMca08.15501 . 0)117.2646 . 0(11.102)(322232湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书前已选定轴的材料为 45 号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa 因此ca-1，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面 A,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引

39、起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A,B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力VV集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的V应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也VV较大，故不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端） ，而且这里轴的直径最大，故截面 C也不必校核。截面和 V 显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配V合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。IV 截面左侧 抗弯截面系数IV3335.911

40、2451.01.0mmdW抗扭截面系数33318225452.02.0mmdWT截面IV左侧的弯矩MmNLLMM02.415 .58355 .5811.10235221截面IV上的扭矩3T为 T3=264.117 Nm截面上的弯曲应力MPammMNWM5 . 45 .911202.413湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书截面上的扭转切应力MPammWTTT5.1418225 m N 264.11733轴的材料为 45 号钢，调质处理，由1表 15-1 查得MPaB640 MPa2751，MPa1551截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表 3-2 查取。因036. 0456

41、 . 1dr，11. 14550dD，经插值后可查得 2，32. 1 又由1附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为82. 0q 78. 0q 故有效应力集中系数按1式（附 3-4）为82. 1) 12(82. 01) 1(1qk26. 1) 132. 1 (82. 01) 1(1qk由1附图 3-2 得尺寸系数76. 0；由1附图 3-3 得扭转尺寸系数86. 0。轴按磨削加工，由1附图 3-4 得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即1q，则按1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为48. 2192. 0176. 082. 111kK湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书于是，计算

42、安全系数caS值，按1式（15-6）（15-8）则得64.2401 . 05 . 448. 22751mKS32.1625 .1405. 025 .1426. 11551mKS5 . 1606.1332.16)64.24(2 .1664.242222SSSSSSca故该轴在截面V右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。5.2 中间轴中间轴 2 的设计的设计5.2.1 总结以上的数据。总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.765 Kw88.615Nm93.1r/min 200mm205.2.2 求作用在齿轮上的

43、力求作用在齿轮上的力NdTFt15.88620010*615.88*22322Fr =Ft*tan=2358.17*tan20=322.53N5.2.3 初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书115-3 选取 A0=112。于是有mmnPAd53.2392.297765. 2*112*33220min5 . 1 SSca5.2.4 选轴承选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最

44、低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005 号轴承5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知 ，轴的总长度为L=7+79+6+67+30=189mm由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm所以左端 L1-2=12mm 直径为 D1-2=25mm左端轴承采用轴肩定位由2查得 6005 号轴承的轴肩高度为 2.5mm所以 D2-3=30mm ,同理右端轴承的直径为 D1-2=25mm，定位轴肩为 2.5mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a=12mm，因为大齿轮的宽度为 42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度

45、为 L=39+12+8+12=72mm湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书8mm 为轴承里减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为 12mm 由于第三轴的设计时距离也为 12mm 所以在该去取距离为 11mm取大齿轮的轮毂直径为 30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为 3mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C 轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见2表 4-1,L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有

46、良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。D 确定轴的的倒角和圆角参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书5.3 第一轴第一轴 1 的设计的设计5.3.1 总结以上的数据。总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.94Kw19.634Nm1430r/min42mm205.3.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力NdTFt95.9344210*634.19*21232Fr=Ft*tan=2358.17*tan20=340.2

47、9N5.3.3 初步确定轴的直径初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表115-3 选取 A0=112。于是有mmnPAd24.14143094. 2*112*33210min5.3.4 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451NmTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY2 型凸缘联轴

48、器，其公称转矩为 63Nm。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm5.3.5 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 Nm。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 见下表5.3.6. 轴的结构设计轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1

49、-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的直径 d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=42mm ,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，固取 1-2 断的长度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=40mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16 ，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据 d2-3=18mm,所以选 6004湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书号轴承。右端采用轴肩定位 查

50、2 又根据 d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mmc 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=25mm d 轴承端盖的总宽度为 15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm。固取 L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 s,取 s=8mm已知滚动轴承的宽度 T=12mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm，则L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为 189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1 表

51、15-2取 1.0mm第六章滚动轴承的计算第六章滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型号均为 61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得NCr4650NCr43200的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=758N FNV1=330.267N湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承 2 所受的载荷远大于轴承 2，所以只需对轴承 2 进行校核，如果轴承 2 满足要求，轴承 1 必满足要求。1）求比值轴承所受径向力 NNFr5

52、 .174523.6972 .160022所受的轴向力 NFa0它们的比值为 0raFF根据1表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为 0.19，故此时。eFFra2）计算当量动载荷 P，根据1式（13-8a）)(arPYFXFfP按照1表 13-5，X=1，Y=0,按照1表 13-6，2 . 10 . 1Pf取。则1 . 1PfNNP192005 .174511 . 1）（3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 hhLh46720836582（工作时间）,根据1式（13-5）hhhPCnLrh467205304219201280093.1r/min60106010366）（）（ 3对于球轴

53、承取 3） 所以所选的轴承 61909 满足要求。湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书第七章连接的选择和计算第七章连接的选择和计算按要求对低速轴 3 上的两个键进行选择及校核。1）对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般 8 以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A 型） 。根据 d=52mm 从1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表 6-2 查得许用挤压应力MPap1201

54、00，取平均值，MPap110。键的工作长度 l=L-b=63mm-16mm=47mm。 ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm。根据1式（6-1）可得MPaMPaMPakldTpp1106 .43524751044.266210233所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键 161063 GB/T 1069-1979。2）对连接联轴器与轴 3 的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用 A 型普通平键连接。根据 d=35mm 从1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=70mm。（2）校核键联接的强度湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表 6-2 查得许用挤压应力MPap120100，取其平均值，MPap110。键的工作长度 l=L-b=70mm-10mm=60mm。 ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。根据1式（6-1）可得MPaMPaMPakldTpp1104 .63356041044.266210233所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键 10870 GB/T 1069-1979。第八章润滑方式、润滑油牌号及密封