带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计题目：带式运输机的展开式二级直齿圆柱 齿轮减速器专业班级：车辆工程102班姓名：指导老师：陈丰老师i1. 设计任务书)2. 设计方案4)3. 传动装置的总体设计5)3.1电机选择5)3.2传动装置的总传动比及分配7)3.3传动装置各轴的运动及动力参数7)4. 传动件的设计9)4.1 V带的设计9)4.2齿轮的设计11)5. 轴及轴上零件的设计22)5.1高速轴的设计22)5.2中速轴的设计24)5.3低速轴的设计26)5.4中间轴的校核28)6. 箱体结构的设计32)7. 润滑及密封类型的设计32)8. 其他附件的设计33)9. 参考文献34)10. 课程设计心得34)1. 设

2、计任务书一、课程设计的目的机械设计课程设计是机械设计基础课程最后一个重要的实践性教学环 节，也是工科院校机械类专业学生第一次全面的机械设计训练。课程设计的目 的为：1、综合运用机械设计课程及其它先修课程的理论和生产实际知识进行机械 设计训练，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。2、在课程设计实践中学习和掌握通用机械零部件、机械传动及一般机械设 计的基本方法与步骤，培养学生工程设计能力，分析问题、解决问题的能力以 及创新能力。3、提高学生在计算、制图、运用设计资料、进行经验估算、考虑技术决策 等机械设计方面的基本技能。二、课程设计的内容与题目课程设计的内容包括：电动机的选择；计算传动装置

3、的运动和动力参数； 传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和连接件的选择及校核 计算；箱体结构及附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算 说明书。在规定的学时数内，要求每个学生在设计中完成以下工作： 减速器装配图一张（A1号图纸）； 零件工作图2张（A3号图纸，轴一张、齿轮一张）； 只对中间轴进行校核计算； 设计说明书1份，50006000字。题目2 :设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器由于班级序号为13,故题号：F2，运输带工作拉力F/N: 1600,运输带工作速 度 v (m/s) : 1.15，卷筒直径 D(mm) : 230，工作条件：连续单向运转，

4、工作时有轻微振动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5%。2. 设计方案jL根据任务书有以下设计方案:1-电动机；2-V带倍动；3-二级圆柱齿轮减速器;4-联轴器"卷筒；运輸带3传动装置的总体设计3.1电机选择设计内容计算及说明结果1、选择电按工作要求和工作条件选，选用用三相动机的笼型异步电动机，其机构为封闭式结构，类型电压为380V,Y型。2、选择电工作机的有效功率为：动机的容量Fv1600 X 1.15. _.Pw= 1000 kW= 1000 = 1.84kW从电动机到工作机输送带间的总效率为：Pw=1.84kW=42na = 5巾七伽

5、式中：n 1、n2、n3、n4、n5分别为带 传动、轴承、齿轮传动、联轴器和转筒的 传动效率。取m=0.96,勺=0.98 （滚子轴承），n3 = 0.96, n4 = 0.99，n5 = 0.96，所以：na = 0.96 X 0.984 X0.962 X 0.99 X 0.96= 0.78所以电动机所需的功率：na = 0.78Pd= Pw =詈=2.36kWna0.78Pd=2.36kW3、确定电 动机的 转速卷筒轴工作转速为60 XIOOOv 60 X 1000 X1.15n =冗D3.14 X230=95.54 r?min根据传动比的合理范围，取 V带传动的传 动比i, = 24，二

6、级圆柱齿轮减速器传动比 i2 = 840,则总传动比合理范围为ia = 16160 ,故电动机转速的可选范围为nd = ian = (16160 ) X 95.54=152915286 r?min根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册选定电动机的型号为Y100L-2，其主要性能如下表所示：n=95.54r/m in电动机型号额定功率/kw、卄 +、，满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y100L-2328702.22.33.2传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结果1、总传动nm2870ia = = = 30.04ia=30.04比an95.542、分配

7、传ia = il x i2 Xi3动比考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，取 i2 = i3 , il = 2,故：ii = 2i2 = 3.90j30.4i2 =a?2 = 3.902 2i3 = 3.90i2 = i3 = 3.903.3传动装置各轴的运动及动力参数设计内容计算及说明结果1、各轴的I轴nmn =iii2870-小 =1435 r?2- minnI=1435 r?min转数U轴nin =ni21435=3.90 = 367.95 ?minnn=367.5 r?minnTT367.95rn皿=95.54 r?min川轴11=.=3.90 = 95.54 ?min皿i 3n

8、87; =95.54 r?“卷-min卷筒轴门卷=n = 95.54 r?min 川min2、各轴的I轴:PI = Pd.n1 = 2.36 x 0.96 = 2.27kwP=2.27kwi输出功率轴：pn=pi.n. n = 2.27 x 0.98 X0.96 =P=2.13kw n2.13kwP皿=2.°1kw川轴：p皿=P.n. n = 2.13 x 0.98 x0.96 =2.01kw卷筒轴：p卷=p m . n2. n = 2.01 x 0.98 x0.99 = 1.95kwp 卷=1.95kw3、各轴的 输出转矩Pd2.36Td 一 9550 x d 一 9550一 7.

9、85N.mn m2870p亠丄12.27故 I 轴：T = 9550 x一 = 9550 X-=In1435I15.11N. mp n2 13轴：T = 9550 x = 9550 x = nn“3367.95n55.28N.mp山2 01川轴：T = 9550 x = 9550 x =川n95.54200.92N. mp 卷1 95卷筒轴：K - 9550 x - 9550 x- - 卷n95.54卷194.92N. m将上述计算结果汇总与下表：带式传动装置的运动和动力参数Td = 7.85N. mT = 15.11N. m iTn = 55.28N. mTm = 200.92N. mT誓=

10、194.92N. m卷轴名功率P/k w转矩T/N. m转速r/min传动比i电啊2.367.85287023.903.901I轴2.2715.111435n轴2.1355.28367.5川轴2.01200.9295.54卷筒轴1.95194.9295.544. 传动件的设计4.1 V带的设计设计内容计算及说明结果1、带的型号的确疋额定功率P=2.36 kW根据工作情况由机械设计教材表 8 7查的Ka=1.2P ca=KA . p=2.832kw根据功率Pca和小带轮转速nm=2870r/min 按机械设计图8-11选择：普通V带Z型普通V带V带Z型2、确定带轮的基准直径并验算带速查机械设计表

11、8-6和表8-8图8-11取小轮基准直径d di =80mm带速 v = nX 80 x 287= 12.02 m?s160 x 100060 x 1000s因为5 m?s < ?< 30 m?s,故带速合适 大轮基准直径dd2 = i1 xdd1 = 2 X80 = 160mm根据表8-8可得dd2 = 160mm，不用圆整ddi =80mmdd2 = 160mmv = 12.02 m?s3、确定V带的中 心距a和 基准长度Ld根据机械设计(8-20)0.7 ( ddi + dd2)< ao < 2 ( ddi + dd2)初定 中心距ao=4OOmm由式(8-22

12、)计算所需的基准长度冗(ddi - dd2 )2Ldo &2ao +(ddi + dd2) +24aon=2 X4oo +x(8o + 16o) +(8o-16o )24X 4oo=118o.8mm由表82选带的基准长度Ld=ii20mm.按式(8-23 )计算实际中心距a;Ld - Ldo112o - 118o.8a ao + = 4oo +2 2& 370mm根据式(8-24)中心距的变换范围353 404mmLd=1120mm a =370mm4、验算 小带轮上 的包角 ai和计 算带的根数z最小包角57.3 ° ai & 180 - (ddi - dd

13、2)a0/、57.3 °- 180。- (80 - 160)167.61 ° > 90 °计算带的根数z由 dd1 =80mm 和 nm=2870r/min, 由表 8-4a得Po=o.56kW。根据n m=2870r/min , i=2和Z型带，查表a1 167.61 °8-4b 得3o=O.O4kW。查表8-5的K尸0.96，表8-2得 Kl=1.18，于是Pr=(Po+ 仲0)K aKL=0.68kWp caZ= -=2.832/0.68=4.16.Pr取5根Z=55、计算 单根v带 的初拉力 的最小值 压轴力F p由机械设计表8-3得Z型带

14、的单位长度质量q=0.06kg/m 所以(2.5 - K a)p ca2(Fo)min = 500+ q UK U=46.54N应使带的实际初压力F0 > (?)min压轴力的最小值为a(Fp)min = 2Z(F0)min Sin 了167.61 °=2 X 5 X 46.54 Xsin2=396.08N(F°)min = 46.54N(Fp)min = 396.08N4.2齿轮的设计高速级齿轮设计设计内容计算及说明结果1、选疋齿 轮类型、精 度等级、材 料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料 为40Cr （调质），

15、硬度为280HBS大齿轮直齿圆柱齿轮45钢材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）试选小齿轮齿数zi=20，大齿轮齿数Z2=20 X3.9=78。小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度z1=20Z2=782、按齿面 接触强 度设计根据设计公式进行试算，即3 KTi u ±1 Ze 2dit >2.32?（一）2? duOH确定公式内的各计算数值试选载荷系数：Kt=1.3计小齿轮传递的转矩：T = 15.11N. mI由机械设计教材表10 7选取齿宽系数?d=1由机械设计教材表10 7查的材料的弹1性影响系数Ze=189 MPa2由机械设计教材图10

16、 21d按齿面 硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限 0Hlim1 =600MP a；大齿轮的接触疲劳强度极 限 0Hlim2 =550MP a。计算齿轮应力循环次数；N 1=60n 1jLh = 60 X 1435 X1 X（2 X8 X 300 X10 = 4.13 X 1094.13 X 1099N2 =- 1.06 X10923.9由教材图10 19取接触疲劳强度寿TI = 15.11N. mN1 = 4.13 X109N2 = 1.06 X109命系数 Khni =0.90; Khn2 =0.95计算接触疲劳需用力。取失效概率为1%，安全系数S=1,按教材许用力公式cH = KN；Lim

17、cH 1=0.90 X600=540MP acH2=0.95 X550=522.5MP a试算小齿轮分度圆直径d 1，代入cH中 较小的值。d1tcH=540MP acH2=522.5MP a8922 d1t=34.39mmV= 2.58 m?sm t =1.72mmh=3.87mm3 1.3 X15.11 X 103 X4.9 / 189.8 X，>2.32 V(1 X 3.9522.5 X5=34.39mm计算圆周速度冗卯 n 1nX 34.39 X 1435meV= 60 X 1000 =60 X 1000= 2.58 ?s计算齿宽bb= ?d.d1t=1 X34.39=34.39

18、mm计算齿宽与齿高之比h。d模数 m t - 1f=34.39/20=1.72mmZ1齿高 h=2.25m t=2.25 X1.72=3.87mm 其比为-=34.39/3.87=8.89h计算载荷系数。根据v=2.58m/s,8级精度，由教材图3、按齿根弯曲强度设计10-8查的动载系数Kv=1.15;直齿轮，Kh a=K f a=1；由教材表10-2查的使用系数Ka=1；又由表10-4用插值法查的8级精度， 小齿轮相对支撑非对称布置时，Kh p=1.173 o由$34.39/3.87=8.89, Kh 3=1.173查图 10-13 的 Kf 3=1.19 ;故载荷系数 K=K aKv Kh

19、 ocKh 3=1 X1.15 X1 X1.19=1.37按实际的载荷系数校正所算的分度圆直 径，由式（10-10a ）得d1=d 1t 遵= 34.39 xW7=39.71mm计算模数m.m= d1=39.71/20=1.99mmz1由教材式（10-5 ）的弯曲强度的设计公式 m心甘）.确定公式内的各计算数值1）由教材图10-20C查的小齿轮的弯曲疲 劳强度极限$FE1=500MPa;大齿轮的弯曲 疲劳强度极限S FE2=300MPa.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85 , Kfn2=0.88;K=1.37 d1=39.71mmm=1.99mm3)计算弯曲疲劳安全系

20、数S=1.4，由式(10-12 )得r ,KfN1 oFE1 0.85 X 500of1 = S=-=303.57MPaKfn2 °FE2 0.88 X 300吓2- fN2sE2 =14=238.86MPa计算载荷系数4) K=KaKv Kf uKfB=1 X1.15 X1 X1.19=1.3695) 查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.80;YFa2=2.226。6) 查取应力校正系数由教材表10-5查的Ysa1=1.55;Ysa2= 1.756 o7) 计算大小齿轮的 字耳并加以比较。吓YFa1Ysa1=0.01439肝1YFa2 YSa2 c ex ,2 =0.01

21、444吓2大齿轮的数值大(2)计算3 2X 1.369 X 15.11 X310m"1 X 20X 20X°.°1444 =1.49mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度 计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，由于齿轮模数m的大小注意取决 于弯曲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oF1=303.57MPaoF2=238.86MPaK =1.369m =.49mm4、尺寸计算直径有关，可取由弯曲强度算的模数 1.49 并就近圆整为标准值m=1.5mm,按接触强 度算的分度直径di=39.71mm算的小齿轮齿数Z1 = dl=

22、39.71/1.5=27m大齿轮齿数 Z2=27 X3.9=105这样设计的齿轮传动，即满足齿面的接触 疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并 做到结构紧促，避免浪费。(1)计算分度圆直径d 1=z 1 m=27 X1.5=40.5mmd2=Z2m=105 X1.5=157.5mm计算中心距a=2=99mm(3)计算齿轮宽度b= ?dd1=1 X40.5=40.5mm取 B1=45.5mm,B 2=40.5mm。所以小结得由此设计有m=1.5mmZ1=27Z2=105d1 = 40.5mm d2 =157.5mm a=99mm b=40.5mmB1=45.5mmB2=40.5mm模数分度圆直径齿

23、宽齿数小齿轮1.540.545.527大齿轮1.5157.540.5105低速齿轮的设计设计内容计算及说明结果1、选疋齿1 ）选用直齿圆柱齿轮传动直齿圆柱齿轮轮类型、精2）选用8级精度45钢度等级、材料及齿数3 ）材料选择，由表10-1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），硬度为小齿轮调质处理240HBS，二者材料硬度差为40HBS大齿轮调质处理4 ）试选小齿轮齿数Z1=20，8级精度大齿轮齿数Z2=20 X3.9=78。Z1=20Z2=782、按齿面根据设计公式进行试算，即接触强3 KT1 u ± 1 Ze c度设计d1t >

24、2.322?（）2?dUCH确定公式内的各计算数值试选载荷系数：Kt=1.3计小齿轮传递的转矩：Tz =比缈山由机械设计教材表10 7选取齿宽系 数?d=1由机械设计教材表10 7查的材料的弹1性影响系数Ze=189 MPa2由机械设计教材图10 21d按齿面 硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限 OHlim1 =600MP a；大齿轮的接触疲劳强度极T = 55,28N. mi，限 oHlim2 =550MP a。计算齿轮应力循环次数；N 1=60njLh = 60 X 367.5 X1 X(2 X8 X300 X10 = 1.06 X 1091.06 X1098N2 = 2.72 X1083.

25、9由教材图10 19取接触疲劳强度寿命系数 Khn1 =0.98; Khn2 =1.08计算接触疲劳需用力。取失效概 率为1%，安全系数S=1,按教材许用力公式刖=曲1=0.98 X600=588MP aoH2=1.02 X550=561MP a试算小齿轮分度圆直径d 1，代入出中 较小的值。d1tN1= 1,06 X109N2 = 2.72 X108cH=588MP a(TH|2=561MP a89i88 d1t =48.98mmV= 0.94 m?s3 /1.3 X55.28 X 103 X4.9 z 189.8 X，戸 2.32 »(1 X 3.9' 588 X5=48

26、.98mm计算圆周速度伯小=nX 48.98 x 36t.5 0 94 m?s60 X 100060 X 1000' s计算齿宽bb= ?d.d1t=1 X48.98=48.98mm3、按齿根弯曲强度设计算齿宽与齿高之比h。hd模数 m t = =48.98/20=2.45mm zi齿高 h=2.25m t=2.25 X2.45=5.51mm其比为 2=48.98/5.5仁8.89h计算载荷系数。根据v=0.94m/s,8级精度，由教材图10-8查的动载系数Kv=1.05;直齿轮，Kh a=K f a=1；由教材表10-2查的使用系数Ka=1；又由表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮

27、相对支撑非对称布置时，Kh p=1.173 o由£=48.98/5.51=8.89，Kh 3=1.173查图 10-13 的 Kf 3=1.24 ;故载荷系数 K=K aKv Kh ocKh 3=1 X1.05 X1 X1.73=1.82按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a ）得3 K3 1 82d1=d 1t V =48.98 x"H_54.79mm计算模数m.m= =54.79/20=2.74mmz1由教材式（10-5 ）的弯曲强度的设计公式m t =2.45mm h=5.51mmK=1.82d1=54,79mmm=2.74mm计、3 2KT i /

28、YFaYsa、m _F（"nFr）确定公式内的各计算数值1）由教材图10-20C查的小齿轮的弯曲疲 劳强度极限SFEi=500MPa;大齿轮的弯曲 疲劳强度极限S FE2=300MPa.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.88 , Kfn2 =0.95;3）计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12 ）得of1 = KfnFE1=0.8814 50=314.29MPaof2= Kfn= 0-951-r30=203.57MPa计算载荷系数4） K=KaKv Kf uKfB=1 X1.05 X1 X1.173=1.8175）查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1

29、=2.80;YFa2=2.226。6）查取应力校正系数由教材表10-5查的Ysa1=1.55;Ysa2=1.756。7 ）计算大小齿轮的；丁并加以比较。F a11Sa1=0.01381肝12=0.02415吓2大齿轮的数值大<F1=314.29MPa<F2=203,57MPaK =1.8174、尺寸计算(2) 计算3 2X 1.817 X 55.28 x310m"1X 20 x 20X0.02415 =2.30mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计 算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，由于齿轮模数m的大小注意取决于 弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度

30、所决定的承载能力仅与齿轮直径 有关，可取由弯曲强度算的模数2.30并就 近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算 的分度直径d1=54.79mm算的小齿轮齿数d 1Z1= )=54.79/2.5=22m大齿轮齿数Z2=22 X3.9=89这样设计的齿轮传动，即满足齿面的接触 疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并 做到结构紧促，避免浪费。(1)计算分度圆直径d 1=z 1 m=22 X2.5=55mmd2=z2m=89 X2.5=222.5mm计算中心距a= 2 =138.75mm(3) 计算齿轮宽度b= ?dd1=1 X55=55m2.30mmZ1=22Z2=89d1= 55mmd2 =22

31、2.5mm a=138.75mm b=55mm取 Bi=60mm,B 2=55mm。所以小结得由此设计有Bi=60mmB2=55mm模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.5556022大齿轮2.5222.555895. 轴及轴上零件的设计5.1高速轴的设计设计内容计算及说明结果1、已知条件功率转矩转速齿轮齿宽2.27KW15.11 N m1435r/mi n45.5mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸 无特殊要求，故选用常用的材料 45钢，调 制处理45钢，调制处理3、初算轴的直径先按机械设计教材式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A

32、0=112。于是有:3 P73 9 27dmin =AcXn1 =化 x= 13.05mmd min=13.05mm4、选择滚动轴承初步选择滚动轴承。选6005深沟球轴 承；通过杳手册可知6005深沟球轴承 d=25(mm), B=12 (mm )6005深沟球轴承5、根据轴 向定位的 要求确定 轴的各段 直径和长 度于此轴的相配合的齿轮分度圆直径比较 小，所以将此轴设计成齿轮轴。 ：轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取 L1-2=37.5mm,且 d1-2=25mm,与 1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进 行轴向疋位，右端米用套筒进行轴向疋位 :2-3段轴要与齿轮配合，此

33、段齿轮与轴一体，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm ，所以 d2-3=35mm ;又由于小齿轮齿宽 B=45.5mm ，根据与齿 轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 23 (mm)，所以取 L2-3=45.5mm ; ：4-5段轴没有什么与之相配合的零件，考虑到下段有个轴肩，但直径仍设计为d4-5=35mm,L 4-5=63.5mm ：5-6段d5-6=25,L 5-6=40mm,右端用轴端挡 圈固定轴承。 ：6-7段,由于输入端是与v带轮的轮毂相 连，由于v带为z型故v带的宽度为4e+2f=65mm.d 6-7=25,L 6-7=75mm,其中末端的 的65mm与v带的轮毂进行连接，

34、中间与箱体 的10mm用档圈进行轮毂与左端轴承的定位。L1-2=37.5mmd1-2=25mmd2-3=35mmL2-3=45.5mm d4-5=35mmL4-5=63.5mm d5-6=25L5-6=40mm d6-7=25mmL6-7=75mm&确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2 X45 °， 各轴肩处的圆角为1.6。7、轴的草图755.2中速轴的设计设计内容计算及说明结果1、已知条件功率转矩转速2.13KW55,28 Nm367.5r/min2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸 无特殊要求，故选用常用的材料 45钢，调 制处理45钢

35、，调制处理3、初算轴的直径先按式机械设计教材15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为根据表15 - 3选取A0 = 112。于是有： dmin =A0讨2= 112 “367.5 =20.12mmdmin =20.12mm4、选轴承.初步选择滚动轴承。选6006深沟球轴 承；通过杳手册可知6006深沟球轴承 d=30(mm)， B=13 (mm )，c=13.2kN 。选6006深沟球轴承5、根据轴 向定位的 要求确定 轴的各段 直径和长 度 :1-2段轴我们取为Li-2=40mm , di- 2=30mm 。与1-2段轴相配合的深沟球轴 承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端 采用套筒进行

36、轴向定位。 ：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2- 3=40mm；又由于大齿轮齿宽B=40.5mm ，根据 与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮 毂长度短2"伽眄，所以取L2- 3=38mm ； ：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4段轴的直径比2-3段稍微大一些， h>0.07d 这里取其直径为d3-4=46mm ； 由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，没有 与之相配合的零件，且根据设计方案，这 里取 L3-4 =10mm。 ：4-5段轴要与小齿轮相配合，且为能 利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径 要比4-5段轴要小一些，这里我们取

37、d4- 5=40mm ;由于小齿轮的齿宽为 B=60mm，根据与齿轮相配合部分的轴段 长度一般应比轮毂长度短25m），所 以取 1_4-5 =58mm0 ：5-6段轴与之相配合的零件是轴承， 所以其直径和长度与轴最右端的轴承一 样，故 d5-6 =30mm, L 5-6 =40 mm ，。L= L 1-2 +L 2-3+L 3-4 +L4-5 +L 5-6=40+38+10+58+40=186mm，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。L1-2 =40mmd1-2 =30mm

38、d2-3 =40mmL2-3 =38mmd3-4 =46mmL3-4 =10mmd4-5 =40mmL4-5 =58mmd5-6 =30mmL5-6 =40 mmL=186mm&倒角参考教材表15-2，取轴端倒角为1.2X45。，各轴肩处的圆角为27、轴的结构草图AHQQ1(*1F84DO11|二OO0V1010! 丿5.3低速轴的设计设计内容计算及说明结果1、已知条件功率转矩转速齿轮齿宽2.01KW200.92 Nm95.54 r/min55mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料 45 钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴 直径先按式机

39、械设计教材15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为根据表15 - 3选取A0 = 112。于是有：3 P33 2°1dmin=Ao Vp；=112 X =30.92mmdmin=30.92mm4、选取联轴器5、选择轴 承6、根据轴 向定位的 要求确定 轴的各段 直径和长 度输出轴的最小直径显然是安装联轴器的， 为了所选的轴的直径与联轴器的孔径相适宜， 故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩 T ca = KAT3,查教材表 14-1，考虑到转矩的变化很小，故取Ka=1.5，贝y： T ca=KAT3=1.5 X 200.92=301.38N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩

40、的条 件，查手册选用型号为LT7型联轴器其公称转矩为500N.m联轴器的孔径为40mm,故轴的最 小直径选择40mm , TcA=301.38N.m。联轴器 的长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度 Li=84mm.初步选择滚动轴承。由于轴的直径为40mm选6008深沟球轴承；通过查手册可知6008 深沟球轴承 d=40(mm), B=15(mm )。 :1-2段轴由于与联轴器的毂孔长度 Li=84m，为了保证轴端挡圈只压在联轴 器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比L1略短一些我们取为L1-2=82+8mm, d1-2=40mm。，右端采用套筒进行联轴器和轴承的轴向定位。 ：2-3段轴上

41、要有一个挡圈固定轴承，下段轴设计个轴肩，所以d2-3=40mm，取 L2-3=25mm ; ：3-4段轴要进行轴端配合，故要有一 个轴肩，这段轴没有与之相配合的零件， 这里我们取h=4mm，所以d2-3=48mm; L3-4=55.5mm ; ：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应 将5-6段轴的直径比4-5段稍微小一些， h>0.07d这里取其直径为d4-5=66mm ;选用型号为LT7型联轴选6008深沟球轴承L1-2=90m d1-2 =40mmd2-3 =40mmL2-3=25mmd2-3 =48mmL3-4=55.5mmd4-5 =66mm由于5-6段轴主要是起轴肩的作用，没有 与

42、之相配合的零件，且根据设计方案，这里取 L4-5 =10mm：5-6段轴要与齿轮配合，故要有一个 轴肩，这里我们取h=5mm，所以d5- 6=58mm;又由于大齿轮齿宽B=55mm ，根据与 齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂 长度短2 Y (mm)，所以取L5-6=53mm ;6; 6-7段只有与轴承相连接，所以取 d6-7=40mm L 6-7 =42.5mm.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 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。轴上零件得周向定位齿轮，半轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5 =

43、58mm， b xh=18 X11 ，L=40 (mm )。L4-5=10mm d5-6 =58mmL5-6=53mmd6-7 =40mmL6-7 =42.5mm7、确定轴 的的倒角 和圆角参考教材表15-2，取轴端倒角为1.2 X45。，各轴肩处的圆角为2。轴端倒角为1.2 X45。，各轴肩处的圆 角为25.4中间轴的校核2 X5528 X 103 2009.09N作用在两个齿轮上的圆周力:匚2T255Ft 小=77d小2T22X 55.28 X 祀丁二二 -7777=701.97Nt 大 d 大157.5径向力:Fr 小=Ft 小 tan a = 2009.°9 Xtan 20

44、° = 4496.47NFr 大=Ft 大 tan a= 701.97 Xtan20°= 1570.42N求垂直面的支反力：L3=6.5+24.5+20.25=51.25mm;Ft 小b+Ft 大(l2+l3)F1H = T+7兀2009.09 X 51.25 + 701.97(51.25 + 60.25)L2=20.25+10+30=60.25mm;=-F r 小 l3+ Fr 大(l2+ l3)1F =l1 +l 2 + l31570.42 X (51.25 + 60.25) - 4496.47 X 51.25 =51.25 + 60.25 + 61.5320N2V =

45、 Fr 小 + F1V - Fr 大4496.47 + 320 - 1570.423246.05N计算垂直弯矩：Mavm = F1Vl1 = 320 X61.5 X10-3 = 19.68N.m aM = F1V(l 1 + “)- Fr 大 l2=320 X(61.5+ 60.25) X10-3 - 1570.42 X 60.25 X10-35=.66N. mLi=30+25+6.5=61.5mm求水平面的支承力:F51.25 + 60.25 + 61.5=1047.58N2H = Ft 小 + Ft 大-F1h=009.09 + 701.97 - 1047.58=1663.48N计算、绘制

46、水平面弯矩图：MaHm = F1HI1 = 1047.58 X61.5 X10-3 = 64.43N. mMaHn = F1H ( l1 + l2 ) - Ft 大 D=1047.58 X(61.5 + 60.25) X10-3 - 701.97 X60.25 X10-3=85.25N. m求合成弯矩图，按最不利情况考虑:Mam = VlMvm + M|Hm = V19.682 + 64.432 = 63.37N. mMan =皿avn + MHn = %5.662 + 85.252 = 101.81N. m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界面，即危险截

47、面的强度 根据以上的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a= 0.6，轴的计算应力V (63.37x 302+(0.6 x 55.28x 3020.1 x (40)3"M an 2+ (订2)2WV (101.81x 13)2+(0.6 x 55.28x 302°cam11.18MPa°Can=16.76MPaMam + ( aT2)2-0.1 x (403前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计教材表查得(T-1 = 60MPa。因此 C ca < 61 ， 故安全。轴承寿命校核：轴承寿命可由式Lh =若(护)£h进行校核，由

48、于轴承主要承受径向载荷的P作用，所以P=Fr，查表f1 = 1,f p = 1.1,取尸3.Fr1 = “1V2 + F1H2 = 3202 + 1047.582 = 1095.36NFr2 = VF2v2 + F2h2 = 3246.05 2 + 1663.48 2=3647.46N106 Cft)1061 X13.2 X103 3Lh =( -) £h =()3h 60n vPf/60 X 367.5'1.1 X 3647.46 1= 28.03 年因此该轴承符合要求。键的设计与校核：轴上零件得周向定位（1）齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5 =40mm ，由手

49、册查得d2-3=40mm ，由手册查得平键的截面b Xh=12（mm ）（比轮毂宽度小些）（2）:校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计教材表 二=100 二二宀，取中间值，=110MPa 12=28 （ mm） ， 12= L-b=28-12=16mm.k=0.5h=0.5 X8=4mm 。平键的截面b Xh=12 X8mm 见表4-1,取L=40mm （比轮毂宽度小些）；按X8mm 见表 4-1,取 L=286-2查得许用挤压用力 。键的工作长度l1=L-b=40- 键与轮毂键槽的接触高度 由式机械设计（6-1 ）式2T X1033 °p = kid 仝%可得：cp1 = 2 X 55.28 X 1 = 17.275MPaPi4X 40 X 402 X 55.28 X 103 （rp2 = 2