机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器计算说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级圆柱齿轮减速器专业、班级：学号：学生姓名：指导教师：成绩：2015年 7 月18 日 浙江科技学院 机械与汽车工程学院目 录1. 设计任务书22. 前言33.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 箱体设计及说明 44.带传动设计 85.齿轮设计 116.轴类零件设计 267.轴承的寿命计算 388.键连接的校核 409.润滑及密封类型选择 4110.箱体设计及说明 4211.设计小结 4412.参考文献 441.设计任务书1.1课程设计的目的 课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节。课程设计时要综合运用本课程所学知识，以及如制图、工程力学、机械制

2、造、材料及热处理、极限与配合等课程的知识，独立地进行设计。本课程设计是学生学习过程中的第一个比较全面的独立进行的设计训练，是一个很重要的教学环节。 学习机械设计的一般方法，了解简单机械装置、通用零件的设计过程和一般步骤。 进行基本的工程训练。例如，设计计算、验算、估算及数据处理，绘图表达，使用参考资料、设计手册、标准和规范，编制设计计算书等技术文件。 树立正确的科学的设计思想，培养独立进行工程设计的能力，为今后进行专业课程设计和毕业设计，以及从事其他设计打下良好的基础。 巩固和加深各先修课的基本理论和知识，融会贯通各门课程的知识于设计中。1.2课程设计的内容 1、减速器内部传动零件(齿轮和轴)

3、的设计计算。 2、联轴器、轴承和键的选择和校核验算。 3、减速器附件的选择及说明。 4、箱体结构的设计。 5、润滑和密封的选择和验算。 6、装配图和零件图的设计和绘制。7、设计计算说明书的整理和编写。1.3课程设计的任务和要求 1）装配图1张(1号或0号图纸)；2）零件图3张(齿轮或蜗轮、轴或蜗杆、箱体或箱盖)；3）设计计算说明书1份(不少于6000字)。2.前言2.1传动方案的拟定采用普通V带传动加二级斜齿轮传动，如图2.1 图2.12.2原始数据输送带工作拉力 F=2.8KN，输送带速度 V=0.8m/s，卷筒直径D=550mm。3. 电机选择3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件

4、选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据题目所给数据F=2.8KN，V=0.8m/s。则有：P=2.24KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =式中，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计课程指导书表1可知=0.96，=0.98，=0.97，=0.99，=0.96，则有： =0.960.97²0.990.96 =0.79所以电动机所需的工作功率为： P=2.84KW 3.3 确定电动机的转速按机械设计课程指导书表1推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I=

5、840和带的传动比I=24，则系统的传动比范围应为：I=I齿I带=（840）（24）=16160工作机卷筒的转速为 n= 所以电动机转速的可选范围为 n=In=（16160）27.78 =（444.54444.8）符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四种。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表。型 号额定功率额定电流转速效率功率因数堵转转矩堵转电流最大转矩噪声振动速度重量额定转矩额定电流额定转矩1级2级kWAr/min%COS倍倍倍dB(A)mm/skgY100L-236.4288082

6、.00.872.27.02.374791.834Y100L2-436.8143082.50.812.27.02.365701.835Y132S-637.296083.00.82.06.52.266711.866Y132M-837.771082.00.72.05.52.061661.876综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适。因此选定电动机型号为Y132S-63.4 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 I=2）分配到各级传动比 I=已知i0的合理范围为24。初步取V带的传动比=2.5则i3）分配减速器传动比参考机械设计课程指

7、导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比，低速级传动比为3.5 传动装置的运动和动力参数计算各轴转速 各轴输入功率(式中： )各轴转矩TI=Tdi001=28.25×2.5×0.96=67.8N·mTII=TIi112=67.8×4.4×0.98×0.97=283.58N·mTIII=TIIi223=283.58×3.15×0.98×0.97=849.15N·mT工作机轴=TIII42=849.15×0.98×0.99=823.85N·mT输出=T输入

8、15;0.98(式中： )运动和动力参数表轴名效率PKw转矩TN·m转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴2.8428.259602.50.96I 轴2.732.6867.866.443844.40.95II 轴2.602.55283.58277.9187.33.150.95III 轴2.472.42849.15832.1727.71.000.97卷筒轴2.402.35823.85807.3727.74.带传动设计4.1 确定计算功率P 据机械设计表8-8查得工作情况系数K=1.1。故有： P=KP4.2 选择V带带型 据P和nm查机械设计图8-11选用A带。4.3 确

9、定带轮的基准直径d并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径d由机械设计表8-7和8-9，取小带轮直径d=100mm。 （2）验算带速v，有： =5.03 因为5.03m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d 取=250mm4.4 确定V带的中心距a和基准长度L (1)根据机械设计式8-20初定中心距a=500mm(2)计算带所需的基准长度 =1561mm由机械设计表8-2选带的基准长度L=1550mm（3）计算实际中心距 中心局变动范围： 4.5 验算小带轮上的包角4.6 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由和r/min查机械设计表8-4得 P=0.95

10、KW据nm=960，i=2.5和A型带，查机械设计8-5得 P=0.11KW查机械设计表8-6得K=0.96，K=0.98，于是： P=(P+P)KK =（0.95+0.11）0.960.98 =0.9972KW（2）计算V带根数z 故取4根。4.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）由机械设计表8-3得A型带的单位长质量q=0.105。所以 =158.1N4.8 计算压轴力F F=2Fsin（/2）=24158.1sin（162.6°/2） =1250N设计结论选用A型普通V带4根，基准带长L0=1640，基准直径dd1=100mm，dd2=250mm，中心距a=471.75541.

11、5mm，F0=158.1N5.齿轮设计5.1高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 （1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取20°； （2）运输机为一般工作机器，速度不高，参考机械设计表10-6， 故用8级精度； （3）材料的选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS； （4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=×Z1得 Z2=105.6，取107； （5）初选螺旋角=14°2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）按公式： d1

12、t32 KHtT1d·u+1u·ZHZEZZH 2 1）确定公式中各数值 试选KHt=1.3。 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1。 计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T1=6.78×104N。 由机械设计表10-5查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP 由机械设计表10-20查取区域系数ZH=2.433 由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度的重合度系数Zt =arctan（tanncos） =arctan（tan20°cos14°） =20.562°at1 = arcos（z1costz1+2 han*cos）=

13、arcos（24×cos20.56224+2×1×cos14）=29.974°at2 = arcos （z2costz2+2 han*cos）=arcos107×cos20.562107+2×1×cos14=23.13° =z1 ( tanat1 - tan ) + z2 (tanat2-tan )2 =24× ( tan29.974 - tan20.562 ) + 107× (tan23.13-tan20.562 )2 = 1.66 =dz1tan = 1×24×tan14

14、° =1.905Z =4 - 3 1- + = 4 - 1.663 1- 1.905+ 1.9051.66 =0.66由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.985 计算接触疲劳许用应力H 由机械设计图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强 度极限Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=560MP。由机械设计式（10-15）计算应力循环次数 N1 = 60 n1jLh = 60×384×1×365×16×10= 1.34 ×109 N2 =N1u =1.3

15、4 ×1094.4 = 3.06 ×108 由机械设计图10-23取接触疲劳寿命系数KNH1 = 0.91 ，KNH2 = 0.97 取失效概率为1，安全系数S=1，有 H1 =KNH1Hlim1S =0.91 ×5801 MPa = 528 MPa H2 =KNH2Hlim2S =0.97 ×5601 MPa= 543.2 MPa取 H1和 H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力 H= H1=528 MPa2) 试算小齿轮分度圆直径 d1t32 KHtT1d·u+1u·ZHZEZZH 2 =32×1.3×6

16、.78×1041×5.44.4×（2.433×189.8×0.66×0.985528）² mm =41.18mm（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 计算圆周速度。 v= m/s =0.82m/s 计算齿宽b b=141.18 mm =41.18mm 2）计算实际载荷系数KH。 由机械设计表10-2查得使用系数KA= 1 根据v = 0.82 m/s ，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数Kv = 1.05 齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=2×6.78×104/41.18

17、N=3293N KA Ft1/b=1×3293/41.18N/mm=79.97N/mm100N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4 由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承 非对称布置时，KH=1.45 则载荷系数为 K =KAKvKHKH = 1 × 1.05 × 1.4 × 1.45 = 2.13 3）实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d1 =d1t3KKHt = 41.18 ×32.131.3 mm= 48.55 mm 及相应的齿轮模数 mn=d1cosZ1=48.55×cos14&#

18、176;24mm=1.963.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即 mnt 32 KFtT1YYcos²dz12·YFYSF 1）确定计算参数试选载荷系数KFt=1.3由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y。b=arctantancost=arctantan14°cos20.562=13.14° v=cos2b=1.66cos213.140°=1.75 Y =0.25 + 0.75v = 0.25 + 0.751.75 = 0.68由机械设计式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y

19、 Y=1-120°=1-1.905×14°120°=0.778计算YFYSF 由当量齿数 Zv1=Z1cos3=24cos314°=26.27，Zv2=Z2cos3=107cos314°=117 查机械设计图10-17，得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.18。 由机械设计图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.6、Ysa2=1.80 由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.9 ,KFN2 = 0.95由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim 1 = 330 MPa Fl

20、im 2 = 310 MPa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-14）得F 1 = KFN1Flim 1S =0.9 ×3301.4 = 212.14 MPaF 2 =KFN2Flim2S =0.95 ×3101.4 = 210.36 MPaYFa1YSa1 F1=2.62×1.6212.14=0.0198 YFa2YSa2 F2=2.18×1.8210.36=0.0187 因为小齿轮的YFaYsa F 大于大齿轮，所以取YFaYsa F =YFa1YSa1 F1=0.01982）计算齿轮模数mnt 32 KFtT1YYcos2dz12&

21、#183;YFYSF =32×1.3×6.78×104×0.68×0.778×cos²14°1×24²×0.0198=1.64（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=mntz1/cos=1.64×24/cos14°mm=40.56mm v= m/s =0.82m/s 齿宽b b=140.56 mm =40.56mm 齿高h及宽高比b/h h=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.64mm=3.69mm b

22、/h=40.56/3.69=10.992）计算实际载荷系数KF。 根据v = 0.82 m/s ，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数Kv = 1.04齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=2×6.78×104/40.56N=3343N KA Ft1/b=1×3343/40.56N/mm=82.40N/mm100N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承 非对称布置时，KH=1.45,结合b/h=10.99，查图10-13，得KF=1.35 则载荷系数为 K =KAKvKHKH = 1

23、× 1.04 × 1.4 × 1.35 = 1.973）由机械设计式（10-13），可得实际的载荷系数算得的齿轮模 数： mn =mnt3KFKFt = 1.64 ×31.971.3 mm= 1.88 mm4.几何尺寸计算（1）计算中心距 a =135mm考虑模数从1.64增大到2，取中心距为134.5（2）按调整后中心距修正螺旋角 =arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos24+107×22×134.5=13.1°（3）计算分度圆直径 d1=Z1mncos=24×2cos13.1mm=49.28mmd2=

24、Z2mncos=107×2cos13.1mm=219.7mm（4）计算齿轮宽度 b= 取b1=55mm，b2=50mm5. 大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm)表5-1名称符号数值模数mn2压力角20°螺旋角13.1°齿顶高2齿根高2.5全齿高4.5分度圆直径49.28219.7齿顶圆直径53.28223.7齿根圆直径44.28214.7基圆直径46.3206.5中心距134.55.2低速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 （1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取20°； （2）运输机为一般工作机器，速度不高，参考

25、机械设计表10-6， 故用8级精度； （3）材料的选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS； （4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=×Z1得 Z2=75.6，取77； （5）初选螺旋角=14°2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）按公式： d1t32 KHtT1d·u+1u·ZHZEZZH 2 1）确定公式中各数值 试选KHt=1.3。 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1。 计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T1=2.83&#

26、215;105N。 由机械设计表10-5查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP 由机械设计表10-20查取区域系数ZH=2.433 由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度的重合度系数Zt =arctan（tanncos） =arctan（tan20°cos14°） =20.562°at1 = arcos（z1costz1+2 han*cos）=arcos（24×cos20.56224+2×1×cos14）=29.974°at2 = arcos （z2costz2+2 han*cos）=arcos77×cos

27、20.56277+2×1×cos14=24.038° =z1 ( tanat1 - tan ) + z2 (tanat2-tan )2 =24× ( tan29.974 - tan20.562 ) + 77× (tan24.038-tan20.562 )2 = 1.639 =dz1tan = 1×24×tan14° =1.905Z =4 - 3 1- + = 4 - 1.6393 1- 1.905+ 1.9051.66 =0.671由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.9

28、85 计算接触疲劳许用应力H 由机械设计图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强 度极限Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=560MP。由机械设计式（10-15）计算应力循环次数 N1 = 60 n1jLh = 60×87.3×1×365×16×10= 3.06 ×108 N2 =N1u =3.06 ×1083.15 = 9.7 ×107 由机械设计图10-23取接触疲劳寿命系数KNH1 = 0.95 ，KNH2 = 0.98 取失效概率为1，安全系数S=1，有 H1 =KNH1Hl

29、im1S =0.95 ×5801 MPa = 551 MPa H2 =KNH2Hlim2S =0.98 ×5601 MPa= 548.8 MPa取 H1和 H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力 H= H1=548.8 MPa2) 试算小齿轮分度圆直径 d1t32 KHtT1d·u+1u·ZHZEZZH 2 =32×1.3×2.83×1051×4.153.15×（2.433×189.8×0.671×0.985548.8）² mm =66.77mm（2）调整小齿

30、轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 计算圆周速度。 v= m/s =0.31m/s 计算齿宽b b=166.77 mm =66.77mm 2）计算实际载荷系数KH。 由机械设计表10-2查得使用系数KA= 1 根据v = 0.31 m/s ，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数Kv = 1.02 齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=2×2.83×105/66.77N=8494N KA Ft1/b=1×8494/66.77N/mm=127N/mm100N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4 由机械设计表10-4用插值法查得8级

31、精度、小齿轮相对支承 非对称布置时，KH=1.455 则载荷系数为 K =KAKvKHKH = 1 × 1.02 × 1.4 × 1.455 = 2.08 3）实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d1 =d1t3KKHt = 66.77 ×32.081.3 mm= 78.1mm 及相应的齿轮模数 mn=d1cosZ1=66.77×cos14°24mm=3.163.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即 mnt 32 KFtT1YYcos²dz12·YFYSF 1）确定计算参数试选载荷系数

32、KFt=1.3由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y。b=arctantancost=arctantan14°cos20.562=13.14° v=cos2b=1.639cos213.140°=1.728 Y =0.25 + 0.75v = 0.25 + 0.751.728 = 0.684由机械设计式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y Y=1-120°=1-1.905×14°120°=0.778计算YFYSF 由当量齿数 Zv1=Z1cos3=24cos314°=26.27

33、，Zv2=Z2cos3=77cos314°=84.29 查机械设计图10-17，得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.22。 由机械设计图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.6、Ysa2=1.78 由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.95 ,KFN2 = 0.97由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim 1 = 330 MPa Flim 2 = 310 MPa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-14）得F 1 = KFN1Flim 1S =0.95 ×3301.4 = 224 MPaF 2

34、=KFN2Flim2S =0.97 ×3101.4 = 214.79 MPaYFa1YSa1 F1=2.62×1.6224=0.0187 YFa2YSa2 F2=2.22×1.78214.79=0.0183 因为小齿轮的YFaYsa F 大于大齿轮，所以取YFaYsa F =YFa1YSa1 F1=0.01872）计算齿轮模数mnt 32 KFtT1YYcos2dz12·YFYSF =32×1.3×2.83×105×0.684×0.778×cos²14°1×24&#

35、178;×0.0187=2.384（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=mntz1/cos=2.38×24/cos14°mm=56.4mm v= m/s =0.26m/s 齿宽b b=156.4 mm =56.4mm 齿高h及宽高比b/h h=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×2.384mm=5.13mm b/h=56.4/5.13=10.992）计算实际载荷系数KF。 根据v = 0.26 m/s ，8级精度，查机械设计图10-8得动载系 数Kv = 1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=2&

36、#215;2.83×105/56.4N=10035N KA Ft1/b=1×10035/56.4N/mm=178N/mm100N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承 非对称布置时，KH=1.45,结合b/h=10.99，查图10-13，得KF=1.455 则载荷系数为 K =KAKvKFKF = 1 × 1.02 × 1.4 × 1.35 = 1.923）由机械设计式（10-13），可得实际的载荷系数算得的齿轮模 数： mn =mnt3KFKFt = 2.384

37、15;31.921.3 mm= 2.65 mm4.几何尺寸计算（1）计算中心距 a =168.5mm考虑模数从2.65增大到3，取中心距为168（2）按调整后中心距修正螺旋角 =arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos26+83×32×168=13.29°（3）计算分度圆直径 d1=Z1mncos=26×3cos13.29mm=80.15mmd2=Z2mncos=83×3cos13.29mm=255.85mm（4）计算齿轮宽度 b= 取b1=86mm，b2=81mm5. 大小齿轮各参数见下表 低速级齿轮相关参数(单位mm)表5-2名称符

38、号数值模数mn3压力角20°螺旋角13.29°齿顶高3齿根高3.75全齿高6.75分度圆直径80.15255.85齿顶圆直径86.15261.85齿根圆直径72.65248.35基圆直径75.3240.4中心距1686.轴类零件设计6.1高速轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得p1'=5.68KW，n=384r/min，T1'=6.64N2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=49.28mm 而 Ft1=2695N Fr1=Ftanncos=2695×tan20cos13.1=1007 压轴力F=1250N3.初步

39、确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40CrNi钢，调质处理据机械设计表15-3，取A=110，于是得： d=Amm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%故d23.12mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=25mm，查机械设计表8-11知带轮宽B=3e+2f=3×15+2×9=63mm故此段轴长取60mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图6-1 图6-1（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段是与带轮连接的其d=25mm，l=60mm。 2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端

40、盖的宽度为40mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段左端的距离为30mm。故取l=70mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=27mm。 3）初选轴承，选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d=27mm，由轴承目录里初选3306号其尺寸为d=30mm，b=20mm故d=30mm。又左边采用轴肩定位取=35mm所以l=105.5mm，=38mm，=10mm 4）取安装齿轮段轴径为d=34mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为55mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=52mm。齿轮左边-段为轴套定位，且继

41、续选用3306轴承，则此处d=30mm。取l=42.5mm（3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由机械设计表6-1查得平键截面b×h=8×7,键槽用键槽铣刀加工长为50mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样按d由机械设计表6-1查得齿轮与轴的连接用平键10×8×45，齿轮与轴之间的配合为，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图6-2。 5.求轴上的载荷 先作出

42、轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图6-3图6-3 现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=1622N F=1379N F=757N F=1938N M=81352N M=137500 M=114332N M=81352²+114332²=140321N M=M=137500N T1'=6.64×104N 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据机械设计式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力: =37.1MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理

43、，由机械设计表15-1 查得=60Mp，故安全。6.2 中速轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得p2'=2.55kw， n2=87.3r/min， T2'=2.78×105 N2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d=219.7mm d=80.15mm 而 Ft2=Ft1=2695, Fr2=Fr1=1007 Ft3=6937N， Fr3=Ft3×tanncos=6937×tan20cos13.29=2592N3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据机械设计表15-3，

44、取A=110，于是得： d=A03p2'n2=A0×32.5587.3=33.87mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%故d=37.26mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作条件可选32008，其尺寸为：d×b=40×19故d=40mm，右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取22mm，所以l=44mm 4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-4 图6-4（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为50mm，为了使

45、套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=47mm，d=43mm。 2）III-IV段为高速级大齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =12mm，d=48mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为86mm可取l=83mm，d=43mm 4）V-VI段为轴承同样选用圆锥滚子轴承32008，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为20mm，则 l =42mm ，d=40mm （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由表6-1查得平b×h×l=12×8×40，按d得平键截面b×h

46、15;l=12×8×76，其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表15-2取轴端倒角为2.轴肩处圆角见图6-5。 图6-55.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图6-6。 图7-4 现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=165N ，F=1420N F=4285N ，F=5345N M=9643N，M=98702Nmm M=-250662N，M=-371489N M=250848N M=384378N T=2.78N6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进

47、行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。则根据机械设计式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力: =52.7MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计表15-1查得=60Mp，。7.3低速轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P3'=2.42KW，n3'=27.7r/min，T3'=8.07×105N2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=255.85mm而 F=6308N F=F63112359N3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的

48、材料为45钢，调质处理据机械设计表15-3，取A=110，于是得： d=A48.8mm同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查2表14-1取K=1.3.则：T 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件上网查得可选用HL5型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2000000N。半联轴器孔径d=55mm，故取d=55mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l=107mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-7 图6-7（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=60mm

49、；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为107mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l=105mm.2）II-III段是固定轴承的轴承端盖，宽度=37mm。据d =60mm和方便拆装可取l=65mm。 3）初选轴承，选用圆锥滚子轴承，参照工作要求d=65mm，由轴承目录里初选32013号其尺寸为d=65mm100mm23mm，l=23mm由于右边是轴肩定位，d=70mm，l=76.5mm，d=75mmmm，l=10mm。4）取安装齿轮段轴径为d=70mm，已知齿轮宽为81mm取l=78mm。齿轮右边-段为轴套定位，轴肩高h=5mm则此处d=65mm。取l=48.5mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由机械设计表,6-1查得平键截面b，键槽用键槽铣刀加工长为90mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键20×12，齿轮与轴之间的配合为，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆