机械课程设计最终1

1、上海海事大学 机械设计课程设计 (二级圆柱齿轮减速器)计算说明书 姓 名：吴健玮 学 院：物流工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 学 号：201210210099 组 别：第5组 指导老师：罗红霞设计时间：2015.3.9-2015.4.7目录第一章 机械设计课程设计任务书3（两级齿轮减速器）3第二章 设计计算说明书4一.选择电机4二.确定传动装置总传动比和各级传动比的分配5三计算各轴转速、功率和转矩（运动和动力参数）5四.各轴转速、功率和转矩（运动和动力参数）7五.带传动设计计算8第三章.齿轮传动设计计算111.高速级齿轮副112.低速级级齿轮副16第四章 轴系零部件的设计计算22一高

2、速轴的设计与计算22二.中速轴的设计与计算28三.低速轴的设计与计算35四.联轴器的选用40五.键连接计算及强度校核40六.轴承寿命的校核43第五章 设计小结47第六章 参考资料48第一章 机械设计课程设计任务书（两级齿轮减速器）班级 机械123 ，姓名 吴健玮 ，学号 201210210099，指导教师 罗红霞 日期： 2015 年 3 月 9 日至 2015 年 4 月 7 日一、 传动系统参考方案（见图）带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4将动力传至输送机卷筒5，带动输送带6工作。二、 原始数据（将与组号对应的原始数据填入以下空格中）

3、输送带有效拉力 F= 3500 N；输送带工作速度v= 0.85 m/s （允许误差±5%）；输送机滚筒直径d= 400 mm；减速器设计寿命为5年。三、 工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。第二章 设计计算说明书一.选择电机1.选择电动机的类型和结构型式根据工作条件，本设计方案中选用Y系列三相笼型异步电动机。2.选择电动机额定功率对于不变载荷下长期连续运行的机械，要求PedPd。Ped为所选电动机额定功率，Pd为根据工作要求所需的电动机功率。 1) 确定PwPw=F×v1000=3500×0.851000

4、=2.975kW式中：F运输带拉力，N；v运输带线速度，m/s。2) 确定aa=DC2z4LJ=0.96×0.982×0.994×0.99×0.96=0.842 式中：D带传动效率，D=0.96 C一对齿轮传动效率，C=0.98 Z一对滚动轴承效率，Z=0.99 L弹性联轴器效率，L=0.99 J卷筒效率，J=0.963) 计算PdPd=Pwa=2.9750.842kw=3.533kW1. 确定电动机转速n=60×1000vD=60×1000×0.853.1415×400=40.6 r/min式中：n滚筒轴转速，r

5、/min;D滚筒直径，mm；v运输带线速度，m/s。nd'=ia'n=i1'i2'n=24840×40.6=6506496 r/min式中：nd'电动机可选转速范围； ia'一，转动装置总传动比的合理范围； i1'、i2'一带转动和耳机援助齿轮减速器的传动比合理范围。普通V带传动,i1'=24；二级圆柱齿轮减速器， i2'=840； n滚筒轴转速。 根据Pd和nd'从设计手册中选择电动机型号，有关性能参数及尺寸如下表电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y

6、132M1-649602.02.0二.确定传动装置总传动比和各级传动比的分配1. 确定总传动比iaia=nmn=23.65式中：nm一电动机满载转速， r/min。2. 各级传动比分配ia=i1i2 其中，i2=i21i22，i21、i22分别为减速器高速级和低速级传动比。1) 带传动比i1为避免大带轮半径过大导致与底座相碰，i1=2.5。2) 各级齿轮传动比i21、i22为使两级齿轮传动中的大齿轮直径相近，浸油深度接近相等i21=i22则i21=3.08 i22=3.08三 计算各轴转速、功率和转矩（运动和动力参数）按照转速从高到低将减速器三根轴依次定为轴、轴和轴。1. 计算各轴转速轴转速：

7、n1=nmi1=384 r/min轴转速：n2=n1i21=124.7 r/min轴转速：n3=n2i22=40.5 r/min卷筒轴转速：n=n3=40.5 r/min2. 计算各轴输出功率轴功率：P=Pd01=3.68 kW轴功率：P=P12=3.57 kW轴功率：P=P23=3.46 kW卷筒轴功率：P=P34=3.39 kW式中：01、12、23、34一分别为电动机至轴、轴至轴、轴至轴、轴至轴的传动效率。01=D，12=CZ，23=CZ，34=ZL。3. 计算各轴输入转矩电动机轴输出转矩Td=9550Pdnm=3.515×104 Nmm轴转矩：T=Tdi101=8.436&#

8、215;104 Nmm轴转矩：T=Ti2112=2.522×105 Nmm轴转矩：T=Ti2223=7.535×105 Nmm卷筒轴转矩：T=T34=7.385×105 Nmm四.各轴转速、功率和转矩（运动和动力参数）一、 各轴转速轴转速r/min轴转速r/min轴转速r/min卷筒轴转速r/min384124.740.540.5二、 各轴功率轴功率kW轴功率kW轴功率kW卷筒轴功率kW3.683.573.463.39三、 各轴转矩电动机轴输出转矩Nmm轴转矩Nmm轴转矩NNmm轴转矩Nmm卷筒轴转矩Nmm3.515×1048.436×1042

9、.522×1057.535×1057.385×105五.带传动设计计算电动机与减速器之间采用普通的V带传动。1.确定计算功率计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的Pca=KAP式中：Pca一计算功率，kW； KA一工作情况系数，查表得； P一所需传递的额定功率，Kw 查表（机械设计P156 表8-8）得，KA=1.2 则 Pca=4.8 kW2.选择V带的类型小带轮转速n1=960 r/min 根据计算功率Pca和小带轮转速n1，从图（机械设计 P157 图8-11）选取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根据

10、V带的带型参考机械设计P155 表8-7和P157 表8-9确定小带轮的基准直径dd1=100 mm2) 验算带速 vv=dd1nm60×1000=5.03 m/s3) 计算大带轮的基准直径考虑带传动的滑动率（=0.01）计算实际传动比i=2.475dd2=idd1=247.5 mm并根据机械设计 P157 表8-9适当调整得，dd2=250 mm 4.确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld1) 根据0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距为a0=525 mm 2) 计算相应的带长Ld0Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=1453 mm带的基准长

11、度Ld根据Ld0由机械设计 P145表8-2选取Ld=1430 mm3) 计算中心距a及其变动范围。传动的实际中心距近似为a=a0+Ld-Ld02=513.5 mm考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，中心距的变动范围如下amin=a-0.015Ld=492.05 mmamax=a+0.03Ld=556.4 mm5.验算小带轮上的包角1通常小带轮上的包角1小于大带轮上的包角2，小带轮上的临界摩擦力小于大带轮上的临界摩擦力、因此，打滑通常发生在小带轮上。为了提高带传动的工作能力，应使1180°-dd2-dd157.3°a=163°

12、;120°6.确定带的根数zz=PcaPr=KAP(P0+P0)KKL根据带型和小带轮转速 查机械设计 P151 表8-4 得P0=0.9576根据带型、传动比和小带轮转速 查机械设计 P153 表8-5 得P0=0.1116根据小带轮包角 查机械设计 P155 表8-6 得K=0.954根据带长 查机械设计 P145表8-2 得KL=0.96计算得到z4.9 取z=5.7.确定带的初拉力F0由机械设计P149表8-3得，A带的单位长度质量q=0.105kg/m;单根V带的初拉力由下式确定：F0=500×（2.5-K)PcaKzv+qv2=157.3 N8.计算带传动的压轴

13、力Fp为了设计安装带轮的轴和轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力FpFp=2zF0sin12=1556 N9.主要设计结论1. 选用A型普通V带5根，带的基准长度1430mm。带轮基准直径dd1=100 mm，dd2=250 mm，中心距控制在a=492.05556.4 mm.单根带初拉力F0=157.3 N第三章.齿轮传动设计计算1.高速级齿轮副1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数i. 选用斜齿圆柱齿轮传动。ii. 减速器为一般工作机器，参考机械设计 P205 表10-6 选7级精度iii. 材料选择。根据机械设计 P191 表10-1 选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280H

14、BS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。iv. 选小齿轮齿数z1=18，z2=i21z1=55.44，取z2=56。v. 初选螺旋角=12°。vi. 压力角=20°2）按齿面接触疲劳强度计算 i. 由机械设计 P219 式10-24 试计算小齿轮分度圆直径，即d1t=32KHtT1du+1uZHZEZZH2A. 确定公式中各参数值a) 试选载荷系数KHt=1.3。b) 小齿轮传递的转矩为轴转矩T1=T=Tdi101=8.436×104 Nmmc) 由机械设计 P203 表10-7选取齿宽系数d=1d) 由机械设计 P203 图10-20 查取区域系

15、数ZH=2.463。e) 由机械设计 P202 表10-5 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa12f) 由机械设计 P219 式10-21 计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=tan-1tanncos=20.412°at1=cos-1z1costz1+2han*cos=32.29°at2=cos-1z2costz2+2han*cos=25.10°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=1.597=dz1tan=1.218Z=4-31-+=0.767g) 计算接触疲劳强度许用应力H。h) 由机械设计P211 图10-

16、25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为HLim1=600 Mpa、HLim2=550 Mpa。由机械设计 P209 式10-15 计算应力循环次数：N1=60n1jLh=5.53×108N1=N1i21=1.795×108由机械设计 P208 图10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95、KHN2=0.98 取失效概率为1% 安全系数S=1由机械设计 P207 式10-14 得H1=KHN1HLim1S=570 MPaH2=KHN2HLim2S=539 MPaH=H1+H22=554.5 MPai) 由机械设计 P219 式10-23 可得螺旋角系数ZZ=c

17、os=0.989j) 试计算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=49.16 mmii. 调整小齿轮分度圆直径A. 计算实际在和系数前的准备数据。a) 圆周速度v。v=d1tn160×1000=0.988 m/sb) 齿宽b b=dd1t=49.16 mmB. 计算实际载荷系数KH。a) 由机械设计 P192 表10-2 查得使用系数KA=1b) 根据速度v=0.988 m/s、7级精度，由机械设计P194 图10-8 查得动载系数Kv=1.05c) 齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=3.432×103 N，KAFt1b=69.81 N/mm<

18、;100 N/mm,查机械设计 P195 表10-3 得齿间载荷分配系数KH=1.4d) 由机械设计 P196 表10-4 用插值法差得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布，KH=1.419。则载荷系数为KH=KAKvKHKH=2.086C. 由机械设计 P204 式10-12 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=57.55 mm及相应的齿轮模数mn=d1cosz1=3.127mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计i. 由机械设计 P204 式10-12试算齿轮模数，即mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaFA. 确定公式中各参数值a) 试选载荷系数KFt=1.3。

19、b) 由机械设计 P218 式10-18，可计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。b=tan-1tancost=11.267°v=cos2b=1.698Y=0.25+0.75v=0.692c) 由机械设计 P218 式10-19,可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。Y=1-120°=0.878d) 计算YFaYsaF。由当量齿数zv1=z1cos3=19.23，zv2=z2cos3=59.84,机械设计 P200 图10-17，得齿形系数YFa1=2.82、YFa2=2.28。由机械设计 P201 图10-18，查得应力修正系数Ysa1=1.54、Ysa2=1.73。由机械设计 P

20、209 图10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为FLim1=500MPa、FLim2=380MPa。由机械设计 P208 图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90、KFN2=0.92。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由由机械设计 P207 式10-14得F1=KFN1FLim1S=321.43 MPaF2=KFN2FLim2S=249.71 MPaYFa1Ysa1F1=0.0135YFa2Ysa2F2=0.0158因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取，YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0158B. 试算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dz12YFa

21、YsaF=1.84 mmii. 调整齿轮模数A. 计算实际载荷系数前的数据准备。a) 圆周速度vd1=mntz1cos=33.86 mmv=d1n160×1000=0.68 m/sb) 齿宽bb=dd1t=33.86 mmc) 齿高h及宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=4.14 mmbh=8.2B. 计算实际载荷系数KF。a) 根据v=0.709 m/s，7级精度，由由查机械设计 P1994 图10-8 查得动载系数Kv=1.05b) 由Ft1=2T1d1=4.983×103 N,KAFt1b=147 N/mm>100N/mm。查机械设计 P195 表10-3

22、 得齿间载荷分配系数KF=1.2。c) 由机械设计 P196 表10-4 用插值法差得KH=1.417,结合bh=8.2，查 机械设计 P197 图10-13 KF=1.34则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.688C. 由 机械设计 P204 式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=2.007 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取mn=2.5 mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=56.64 mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cosmn=2

23、2.16。 取z1=23，则z2=i21z1=70.84，取z2=71，z1和z2互为质数。4）几何尺寸计算i. 计算中心距a=z1+z2mn2cos=120.125 mm取a=120 mmii. 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1z1+z2mn2a=11.716°iii. 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=58.72 mmd2=z2mncos=181.28 mmiv. 计算齿轮宽度b=dd1=58.72 mm取b2=59 mm、b1=64mm。5）圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工

24、作能力。i. 齿面接触疲劳强度校核k) 按前述类似做法，先计算机械设计 P219式10-22中各参数，则可得到计算结果：KH=2.086，T1=8.436×104Nmm，d=1，d1=58.72 mm，u=3.08, ZH=2.45, ZE=189.8 Mpa12, Z=0.717，Z=0.990将他们带入 机械设计 P219 是10-22，得到H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ=500.9 MPa<H满足齿面接触疲劳强度条件ii. 齿根弯曲疲劳强度校核iii. 按前述类似做法，先计算机械设计 P218式10-17中各参数，则可得计算结果：KF=1.999，T1=84.

25、36×104Nmm，YFa1=2.7，Ysa1=1.59，YFa2=2.23，Ysa2=1.8，Y=0.688，Y=0.852，=11.716°，d=1，mn=2.5，z1=23，带入式10-17得F1=2KFT1YFa1Ysa1cos2dmn3z12=98.45MPa<F1F2=2KFT1YFa2Ysa2cos2dmn3z12=96.6 MPa<F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮6）主要设计结论齿数z1=23、z2=71，模数m=2.5 mm，压力角=20°,螺旋角=11.716°=11°4

26、2'58''，变位系数x1=x2=0,中心距a=120 mm，齿宽b2=59 mm、b1=64mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。2.低速级级齿轮副1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数vii. 选用斜齿圆柱齿轮传动。viii. 减速器为一般工作机器，参考机械设计 P205 表10-6 选7级精度ix. 材料选择。根据机械设计 P191 表10-1 选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。x. 选小齿轮齿数z1=18，z2=i21z1=55.44，取z2=56。

27、xi. 初选螺旋角=12°。xii. 压力角=20°2）按齿面接触疲劳强度计算 iii. 由机械设计 P219 式10-24 试计算小齿轮分度圆直径，即d1t=32KHtT1du+1uZHZEZZH2B. 确定公式中各参数值l) 试选载荷系数KHt=1.3。m) 小齿轮传递的转矩为轴转矩T1=T=Tdi101=2.522×105 Nmmn) 由机械设计 P203 表10-7选取齿宽系数d=1o) 由机械设计 P203 图10-20 查取区域系数ZH=2.463。p) 由机械设计 P202 表10-5 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa12q) 由机械设

28、计 P219 式10-21 计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=tan-1tanncos=20.412°at1=cos-1z1costz1+2han*cos=32.29°at2=cos-1z2costz2+2han*cos=25.10°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=1.597=dz1tan=1.218Z=4-31-+=0.767r) 计算接触疲劳强度许用应力H。s) 由机械设计P211 图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为HLim1=680 Mpa、HLim2=600 Mpa。由机械设计 P209

29、式10-15 计算应力循环次数：N1=60n1jLh=1.796×108N1=N1i21=5.831×107由机械设计 P208 图10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.99、KHN2=0.99 取失效概率为1% 安全系数S=1由机械设计 P207 式10-14 得H1=KHN1HLim1S=673.2 MPaH2=KHN2HLim2S=594 MPaH=H1+H22=633.6 MPat) 由机械设计 P219 式10-23 可得螺旋角系数ZZ=cos=0.989u) 试计算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=64.81mmiv. 调整

30、小齿轮分度圆直径D. 计算实际在和系数前的准备数据。c) 圆周速度v。v=d1tn160×1000=0.423 m/sd) 齿宽b b=dd1t=64.81 mmE. 计算实际载荷系数KH。e) 由机械设计 P192 表10-2 查得使用系数KA=1f) 根据速度v=0.423 m/s、7级精度，由机械设计P194 图10-8 查得动载系数Kv=1.02g) 齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=7.779×103 N，KAFt1b=120 N/mm>100 N/mm,查机械设计 P195 表10-3 得齿间载荷分配系数KH=1.2h) 由机械设计 P196 表10-4

31、用插值法差得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布，KH=1.422。则载荷系数为KH=KAKvKHKH=1.741F. 由机械设计 P204 式10-12 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=71.44 mm及相应的齿轮模数mn=d1cosz1=3.88 mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计iii. 由机械设计 P204 式10-12试算齿轮模数，即mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaFC. 确定公式中各参数值e) 试选载荷系数KFt=1.3。f) 由机械设计 P218 式10-18，可计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。b=tan-1tancost=11.267&

32、#176;v=cos2b=1.698Y=0.25+0.75v=0.692g) 由机械设计 P218 式10-19,可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。Y=1-120°=0.878h) 计算YFaYsaF。由当量齿数zv1=z1cos3=19.23，zv2=z2cos3=59.84,机械设计 P200 图10-17，得齿形系数YFa1=2.82、YFa2=2.28。由机械设计 P201 图10-18，查得应力修正系数Ysa1=1.54、Ysa2=1.73。由机械设计 P209 图10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为FLim1=500MPa、FLim2=380MPa。由机械

33、设计 P208 图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92、KFN2=0.95。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由由机械设计 P207 式10-14得F1=KFN1FLim1S=328.57 MPaF2=KFN2FLim2S=257.85 MPaYFa1Ysa1F1=0.0131YFa2Ysa2F2=0.0153因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取，YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0153D. 试算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaF=2.65 mmiv. 调整齿轮模数D. 计算实际载荷系数前的数据准备。d) 圆周速度vd1=mntz1cos=

34、48.77 mmv=d1n160×1000=0.318 m/se) 齿宽bb=dd1=48.77 mmf) 齿高h及宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=5.96 mmbh=8.2E. 计算实际载荷系数KF。d) 根据v=0.318 m/s，7级精度，由由查机械设计 P194 图10-8 查得动载系数Kv=1.02e) 由Ft1=2T1d1=1.034×104 N,KAFt1b=212 N/mm>100N/mm。查机械设计 P195 表10-3 得齿间载荷分配系数KF=1.2。f) 由机械设计 P196 表10-4 用插值法差得KH=1.419,结合bh=8.2，

35、查 机械设计 P197 图10-13 KF=1.35则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.652F. 由 机械设计 P204 式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=2.87 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取mn=3 mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=64.81 mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cosmn=21。 取z1=21，则z2=i21z1=64.68，取z2=65，z1和z2互为质数。4）几何尺寸计算v. 计算中心距a=z1+

36、z2mn2cos=131.88mm取a=132mmvi. 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1z1+z2mn2a=12.24°vii. 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=64.47 mmd2=z2mncos=199.54 mmviii. 计算齿轮宽度b=dd1=64.47 mm取b2=65 mm、b1=70mm。5）圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。iv. 齿面接触疲劳强度校核v) 按前述类似做法，先计算机械设计 P219式10-22中各参数，则可得到计算结果：KH=1.741

37、，T1=2.522×105Nmm，d=1，d1=64.81 mm，u=3.08, ZH=2.44, ZE=189.8 Mpa12, Z=0.726，Z=0.988将他们带入 机械设计 P219 是10-22，得到H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ=539 MPa<H满足齿面接触疲劳强度条件v. 齿根弯曲疲劳强度校核vi. 按前述类似做法，先计算机械设计 P218式10-17中各参数，则可得计算结果：KF=1.652，T1=2.522×105Nmm，YFa1=2.73，Ysa1=1.57，YFa2=2.20，Ysa2=1.72，Y=0.692，Y=0.852，=

38、12.24°，d=1，mn=3，z1=21，带入式10-17得F1=2KFT1YFa1Ysa1cos2dmn3z12=286 MPa<F1F2=2KFT1YFa2Ysa2cos2dmn3z12=253 MPa<F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮6）主要设计结论齿数z1=21、z2=65，模数m=3 mm，压力角=20°,螺旋角=12.24°=12°14'24''，变位系数x1=x2=0,中心距a=132 mm，齿宽b2=65 mm、b1=70mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿

39、轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。第四章 轴系零部件的设计计算一 高速轴的设计与计算1.已知条件：1. 轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率(包括轴承效率在内)，则：3.68kw ；384r/min ；。2.选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的45钢，调质处理。3. 求作用在轴上的力已知高速级的小齿轮 ，则：圆周力： 径向力：轴向力： 压轴力：4.初算最小轴颈查p370 15-3选取C=112，则：对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%，5.结构设计（1）确定轴的结构构想 (2)相关数据的确定a.机体内壁间距离L： 式中：

40、、分别为第一级齿轮传动中小齿轮、大齿轮和第二级齿轮传动中小齿轮的齿宽；齿轮端面至机体内壁距离； 齿轮间距，可取。b.机体内壁至轴承座端面距离式中：机座壁厚，P158表11-1； 、扳手操作空间，P161表11-2。c.外伸轴总长式中：轴承内侧至机体内壁之间的距离，； 轴承宽度，查手册；t 凸缘式轴承端盖壁厚；端盖联接螺钉头厚度，查手册；大带轮或半联轴器端面与轴承端盖联接螺钉头之间的间隙，（对弹性联轴器需保证拆卸空间）； 大带轮或半联轴器轮毂宽度；6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：（图中单位：）(1)求支座反力A:水平(面)方向反力 FNH1=-63.21N，FNH2=2709.64NB.竖直(面)反

41、力 FNV1=2036.63N,FNV2=897.62N（2）绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C.合成弯矩(3)绘制扭矩图7.按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度根据公式及上表中的数据,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 ，轴的计算应力 前已选定轴的材料为40Cr钢，调质处理，查得。因此， ，故安全。二.中速轴的设计与计算1.已知条件轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率(包括轴承效率在内)则：3.57kw ；124.7r/min ；。2.选择轴的材料 因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选

42、常用45钢，调质处理。3.求作用在齿轮上的力 因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为，,， 则 齿轮二 圆周力：径向力：轴向力： 齿轮三 圆周力：径向力：轴向力：4.初算最小轴颈 查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值C=112，则 对于直径的轴，有两个键槽时，轴径增大10%15%，故5.轴的结构设计轴的结构构想如图所示6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：（图中单位：）(1)求支座反力A:水平(面)方向反力FNH1=329.41N，FNH2=1596.15NB.竖直(面)反力 FNV1=-608.17N,FNV2=5772.83N（2）绘制弯矩图A.水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C.合成弯矩（3）绘制扭

43、矩图7.按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。三.低速轴的设计与计算1.已知条件 轴上的功率 转速和转矩若取每级齿轮传动功率(包括轴承效率在内)则：3.46kw ；40.5r/min ；。2.选择轴的材料 因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的45钢，调质处理。3.求作用在齿轮上的力 因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为，则：圆周力：径向力：轴向力：4.初算最小轴颈查表考

44、虑到轴端不承受转矩，故取较小值C=112，则 对于直径的轴，有两个键槽时，轴径增大10%15%，故5.轴的结构设计轴的结构构想如图所示6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：（图中单位：）(1)求支座反力A:水平(面)方向反力FNH1=2667.3N,FNH2=314.7NB.竖直(面)反力 FNV1=3723N,FNV2=4283N(2)绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C.合成弯矩(3)绘制扭矩图7.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(即危险截面C)的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力 前已选定轴

45、的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。四.联轴器的选用 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化很小，查P351表14-1得取则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用HL4弹性柱销联轴器。五.键连接计算及强度校核1.高速轴上键大带轮选择键连接的类型和尺寸 大带轮与轴的周向定位采用平键连接。 根据查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45,比轮毂宽度小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是

46、钢，查得许用挤压应力=100120MPa，取=120MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。 可得 ，可以。故取。2.中速轴上键大齿轮选择键连接的类型和尺寸 一般7级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)。 根据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=45mm,比轮毂宽度小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力=100120MPa，取=120MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。可得 ，可以。故取。小齿轮选择键连接的类型和尺寸 一般7级精度的齿轮有定心精

47、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)。 根据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=55,比轮毂宽度小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力=100120MPa，取=120MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm 可得 ，可以。故取。3.低速轴上键大齿轮选择键连接的类型和尺寸 一般7级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)。 根据查得键的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=50mm,比轮毂宽度小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力=100120MPa，取=120MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。 可得，可以。故取。半联轴器 选择键连接的类型和尺寸 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。 根据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=90,比轮毂宽度小些。校核键连接的强度 键、轴和轮