湖南工业大学机械设计课程设计1

1、湖南工业大学机械设计课程设计资料袋机械工程学院（系、部）2013 2014 学年第 1 学期课程名称机械设计指导教师银金光 职称 教授学生姓名陈桂桂专业班级机械工程1101 学号 题 目带式运输机传动系统设计（3）成 绩起止日期 2013 年 12月 16日2013 年12月29日目 录清单序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书共一页2课程设计说明书共一页3课程设计图纸3张456课程设计任务书2013 2014学年第 1 学期机械工程 学院（系、部）机械工程及其自动化 专业 1101班级课程名称：机械设计设计题目：带式运输机的传动装置的设计3完成期限：自2013年12月16日至 2013 年

2、 12月 29日共 2周内 容 及 任 务一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=3600N ；带的带速：v=1.3m/s;直径300mm工作条件：二班制，使用年限8年，连续单向运转，载荷平稳，中批量生产， 输链速度允许误差土 5%.二、设计任务：传动系统的总体设计；传动零件的设计计算； 减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。设计几种传动方案并进行分析、比较和选择；对选疋传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；三、设计工作量 编写说明书一份。进度安排起止日期工作内容12月16日初步明白我们课程设计所需要哪些材料，和需要为此做些什么。12 月

3、 17 日 12 月 22 日通过各种渠道搜集有关自己课程设计的资料，病进行初步整理。12 月 23 日 12 月 28 日有三维软件画出机构简图，并初步排版。2013年12月29日用World把课程设计的有关资料排版好，并做好设计总结。主要参考资料濮良贵 主编 机械设计高等教育出版社2006年金清肃 主编 机械设计课程设计华中科技大学出版社2007年指导教师（签字）：2013年 12月日2013年 月日7二少 HUNAW UNIVERSITY OF TECHNOLOGY系（教研室）主任（签字）：机械设计课程设计设计说明书带式运输机的传动装置的设计（3）起止日期：2013年12月日 至 201

4、3 年 12 月 29 日学 生 姓 名陈桂桂班级机工1101成绩指导教师（签字）机械工程学院（部）目 录1 设计任务 52 传动方案分析 53原动件的选择与传动比的分配 63.1 选择电动机的类型 63.2 选择电动机的容量 63.3 选择电动机的转速 73.4 传动比的分配 84. 各轴动力及动力参数的计算84.1各轴的转速 84.2各轴的输出功率 94.3各轴的输入转矩 95. 齿轮的设计与计算 105.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 105.2齿轮1、2的设计 105.3齿轮3、4的设计 135.4几何尺寸的设计 175.5结构设计及绘制齿轮零件图 176. 轴的结构设计及计算

5、176.1低速轴的结构设计及计算 176.2中速轴的结构设计及计算 266.3高速轴的结构设计及计算 297. 轴承的寿命计算及校核337.1低速轴齿轮的载荷计算 337.2轴承的径向载荷计算 347.3轴承的当量动载荷计算 347.4轴承寿命的计算及校核 348. 键联接强度的计算及校核358.1普通平键的强度条件 358.2高速轴上键的校核 358.3中间轴上键的校核 358.4低速轴上键的校核 359. 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择.369.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择 369.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 369.3密圭寸方式的选择 3910. 减速器附件选择与设计3710

6、.1窥视孔及视孔盖 3710.2通气器 3710.3放油孔及螺塞 3810.4 油标 3810.5起吊装置 3810.6启盖螺钉 3910.7定位销 3910.8轴承盖 3911. 设计总结 3912. 参考文献401设计任务课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。|L;图1.1带式运输机的传动装置1动力与传动系统；2联轴器；3 带式输送机课程设计的原始数据已知条件：输送带工作拉力：F=3600N 输送带工作速度：v=1.3m/s ； 输送机卷筒直径：D=300mm 使用寿命：8年，2班制，每班8小时课程设计的工作条件设计要求：误差要求：输送带工作速度的允许

7、误差为土5% 工作情况：连续单向运转，空载启动，载荷平稳； 制造情况：中批量生产。2.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动 效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。 任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各 种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护 作用，故在高速级布置一级带传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。X<XX图1.1带式传动系统示意图1.电机 2联轴器 3齿轮传动 4联轴器 5滚筒 6带式输送

8、机上图为闭式的两级圆柱齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结构紧凑，传动 较平稳，高速级为小圆柱齿轮传动，低速级为大圆柱齿轮传动。3原动件的选择与传动比的分配3.1选择电动机的类型按工作要求求选用丫系列三相异步电动机，电压为220V。3.2选择电动机容量工作机所需的有效功率式中：Pw 工作机所需的有效功率（KvyF 带的圆周力（N电动机的输出功率Pdw a式中：w 工作机效率，根据文献【1】中第141页中表2 （按平带查得Tlw=DJgs231234传动装置总效率,0.9920.9930.97 0.970.895其中，根据文献【2】中表10-2 （按一般齿轮传动查得）传动装置总效率1联轴器效

9、率，1 0.992 一对滚动轴承效率，2 0.993、4 闭式圆柱齿轮传动效率，34 0.97故：因载荷有轻微冲击，电动机的功率稍大于Pd即可，根据设计资料【2】中表12-1所示丫系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率Pcd 7.5KW o3.3选择电动机的转速卷筒转速轴工作的转速：n 60 1000 0.7 39.34r/min340根据设计资料【1】中表3-2 （按两级圆柱齿轮减速器查得），两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 840,则总传动比合理范围为ia =840,故电动机 转速的可选范围为nd ian （8 40） 39.34r/min （314.72 1573.662

10、） r/min符合这一范围的同步转速的只有1500r/min，再由3.2中的电动机的额定功率Pcd 7.5KW，可根据设计资料【2】中表12-1查得，可选取丫132M-4型号的电动机， 其数据列于表3.1中。表3.1电动机数据电动机型额定功率满载转速堵载转矩/最大转矩/电流/A堵载电流/号/KW/(r/mi n)额定转速额定转速额定电流Y132M-47.514402.22.015.47.0Y160M-67.59702.02.017.06.53.4传动比的分配3.4.1传动装置的总传动比电动机Y132M-4iz144039.3436.60电动机Y160M-6式中：iz 总传动比97039.342

11、4.65nm 电动机的满载转速（r/min ）分配传动比根据文献【2】中表2-1查得，单级传动中，圆柱齿轮的传动比的适用范围i135 o所以圆柱齿轮减速器的传动比的分配如下：高速级圆柱齿轮传动比：电动机 Y160M-4 i0 J1.3 iz "3 36.60 6.89电动机 Y160M-6 i01.3一iz,1.3 24.65 5.6由于 电动机丫160M-4电机在分配传动比时高速级圆柱齿轮传动比太大。因此选择 电动机 Y160M-6此时 低速级圆柱齿轮传动比：i2 4.44. 各轴动力及动力参数的计算4.1各轴的转速n0 nm 970r / minn 仏 970 970r/mini

12、m 1nnm970n n173.21r/minimimi15.6n n173n皿39.3r/mini 234.44.2各轴的输出功率轴号功率P/kw转矩T/(N m )转速n/(r/mi n )高速轴I轴6.3262.22970中间轴n6.07334.67173.21轴低速轴m轴5.831416.739.3传动比i效率n5.60.96044.40.9604RPd 016.38 0.996.32KWFnR 126.32 0.99 0.976.07KWPmRi 236.07 0.99 0.975.83 KW4.3各轴的输入转矩ToTd 95506.3862.81N m970Ti6.329550 -

13、97062.22N mTnF295502G CY795506.0334.67N mn2173.21T皿9550-5.8395501416.7KWn339.3PoPd6.38KW表4.1 运动和动力参数5. 齿轮的设计与计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动。（1）小圆柱齿轮1选用40Cr号钢，8级精度，热处理为调质 HBS1=260大圆柱齿轮2选用45号钢，8级精度，热处理为调质 HBS2=230（2） 初选齿数Zi 20z Zi 5.6 112 小圆柱齿轮3选用40Cr号钢，8级精度，热处理为调质 HBS1=260大圆柱齿轮4选用45号钢，8级精度，热处理为调质 H

14、BS2=230（4）初选齿数z3 20Z4 Z3 4.4885.2齿轮1、2的设计两齿轮为闭式的软齿面啮合，且二者材料硬度差为30HBS可以有效地防止胶合破坏,另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。确定材料许用接触应力（1） 确定接触疲劳极限Hlin由图 7-18（a）查得 Hlin1 720Mpa Hli21 580Mpa（2）确定寿命系数zN小齿轮循环系数 N1 60n 1jLh 60 970 1 38400 2.234 109N260 173.21 1 384003.99 108由表7-19查得Zm Zn2 1（3） 确定尺寸系数Zx，由图7-20得Zx1 Zx2 1（4）

15、 确定安全系数SH，由表7-8取gH 1.05（5）计算许用接触应力根据文献【1】中7-22式，hZnZx H limShh 1 686Mpa h 2 552MpaH1 H2计算取H H1 , H 2 minH2484MPa522根据设计准则。按齿面接触疲劳强度设计根据式7-11计算齿面接触强度，公式为3dt2T1K u 1Z ZeZh 2(1)试选载荷系数応1.3(2)确定齿宽系数(3)(4)(5)k与修 直径(1)(2)d，由表7-6选取齿宽系数 d确定材料弹性影响系数Ze，由表7-5查得Ze确定节点区域系数Zh ,由图7-14得Zh=2.5确定重合度系数1.88 3.2Z10.8189.

16、8Mpa1/2由式7-9计算重合度为-1.7由式7-8计算重合度系数Z23°.87d'mm)58(6)计算小齿轮确定实际载荷系数 正所计算的分度圆7-2 取 Ka=1确定使用系数kA，按电动机驱动，载荷平稳，查表确定动载荷系数Kv，计算圆周速度v d1tn16° 1°°°故前面取8精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-2取Kv 1-622.43m/s齿宽初定bdd1t0.8 58 46.4单位载荷 2K12 6223446.25n/mm < 100n/mmbd 58 46.4由表7-3查得k =1-2(4)确定齿向载荷分布系数 Kh

17、由表7-4得4K H 1.15 0.18 d2 3.1 10 b 0.108 d21.22 计算载荷系数K k aK KvK h 1.68根据实际载荷系数按式7-12修正所算的分度圆直径为d1 dt63mm(7)计算模数 m山633.15 取m为3Z120齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度按式7-17计算，其公式为mYFaYsaYF确定上式中的各计算数值如下(1) 确定弯曲应力极限值。由图 7-21( a)取 Flim1 300Mpa，Flim2 220MPa(2) 确定弯曲疲劳寿命系数，由图7-22查得丫阳 Yn2 1(3) 确定弯曲疲劳安全系数，由表7-8查得Sf 1.25(4) 确定尺寸细数，

18、由图7-23得丫乂 1(5) 按式7-22计算弯曲许用应力为F1Flim1YstYN Yx300 2 1 1Sf1.25480MpaF2352Mpa(6) 确定计算载荷K初步确定齿高 h=2.25m=2.25X 3.15=7.08 , b/h=6.5 查图 7-12 得 心 1.26 计算载荷为KKaK KvKf 1.74(7) 确定齿形系数由图7-16得丫Fa1 2.65 丫 Fa2 2.18(8) 确定应力校正系数，由图7-17查得Ysa1 1.58 , 丫Sa2 1.82(9) 计算搭小齿轮的数值FYFa1YSalF12.65 1.584800.0087 丫Fa2YSa2F22.18 1

19、.823520.11大齿轮的数值较大，应该八大齿轮的数据代入公式计算(10) 计算重合度系数，按式7-18计算得0.25 必0.25 075 0.691.6(11) 把上数值代入计算，得2kT1YFaYSaY2dZ12 252 58678 218 1.82 O.67 2.6mm0.8 2023523.51按照国标圆整为63mm，协调相关参数与尺寸为由于齿轮的模数主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的 m=3再按接触强度计算出的分度圆直径 d 1d163118Z1 山21Z2 21 5.6Z1 m 3Z25.3齿轮3、4的设计确定材料许用接触应力(1)确定接触疲劳极限Hlin由图7-18(a)查得

20、H lim 3720MpaH lim 4580Mpa小齿轮循环系数N360n3jLh60 173.211 384003.987 108N460n 3jLh 6039.3 1 384009.05107由表7-19查得Zn3Zn4(3) 确定尺寸系数Zx，由图7-20得Zx3Zx4 1(4) 确定安全系数Sh，由表7-8取gH1.05(5) 计算许用接触应力h根据文献【1】中7-22式，h ZnZx HHmShh3 686Mpa h 4552 MpaH 3 H 4 计算取h H3, H 4 min H 4 552MPa根据设计准则。按齿面接触疲劳强度设计dt2T3Kd根据式7-11计算齿面接触强度

21、，公式为Z ZeZh(1) 试选载荷系数丘1.3(2) 确定齿宽系数d，由表7-6选取齿宽系数d 0.8(3) 确定材料弹性影响系数Ze，由表7-5查得Ze 189.8Mpa1/2(4) 确定节点区域系数zh ,由图7-14得zh=2.5(5) 确定重合度系数z ，由式7-9计算重合度为1.88-3.2 (丄丄)1.68 由式7-8计算重合度系数Z J)0.88Z3 Z4V 3(7)计算小齿轮d3dt32T2K u 1(ZZeZh)2'dU h3 2 1.3 315750 4.3 1 ,189.8 2.5 0.882( )0.84.355289.6 5.3.3确定实际载荷系数k与修正所

22、计算的分度圆直径(1) 确定使用系数KA，按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取KA=1(2) 确定动载荷系数Kv，计算圆周速度Vd3tn360 10000.812m/s故前面取8精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-2 取 kv 1.05(3) 确定齿间载荷分配系数K齿宽初定 bdd3t 0.8 89.6 71.68mm单位载荷 2心丁2- 1 31575097n/m<l00n/mmbd371.68 89.6由表7-3查得K =1.2(4) 确定齿向载荷分布系数 K H由表7-4得Kh 1.15 0.18 2 3.1 104b 0.108 J 1.35 计算载荷系数K KaK KvKh 1

23、.7(6) 根据实际载荷系数按式7-12修正所算的分度圆直径为计算模数 m 21 9794.89 mmZ320齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度按式7-17计算，其公式为f 2kT22d Z3YFaYsaYFF lim 3300Mpa确定上式中的各计算数值如下F lim 4220Mpa(2)确定弯曲疲劳寿命系数，由图7-22查得YN1 Yn2 确定弯曲疲劳安全系数，由表7-8查得Sf 1.25(4) 确定尺寸细数，由图7-23得丫乂 1(5) 按式7-22计算弯曲许用应力为F3F lim 3丫stY N 丫乂300 2 1 1Sf480MpaF4 352Mpa(6) 确定计算载荷K初步确定齿高 h=

24、2.25m=2.25X4.8=10.8 , b/h=6.6 查图 7-12 得 心 1.3 计算载荷为K KaK KvKf 1.638(7) 确定齿形系数由图7-16得丫Fa3 2.65 YFa4 2.2(8) 确定应力校正系数，由图7-17查得Ysa1 1.58 , ysa2 1.75(9) 计算搭小齿轮的 丫 数值F丫 Fa 3丫 Sa3F32.65 1.584800.0087 YFa4YSa4F42.2 1.753520.0175大齿轮的数值较大，应该把大齿轮的数据代入公式计算(10) 计算重合度系数，按式7-18计算得0.25 也0.25 也1.70.94m丫 FaYsaYF(11)

25、把上数值代入计算，得3.2 mm3 2 1.638 315750 2.2 1.75 0.94V 0.8 202352由于齿轮的模数主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的3.2按照国标圆整为m=4 再按接触强度计算出的分度圆直径d397.9m m,协调相关参数与尺寸为d397.9Z3 25Z4 25 4.3 108 Z4 25 4.4 110m 4厶5.4几何尺寸计算计算分度圆直径d13 21 63mmd 2 mz2 3 118 354mmd 3 mz3 4 25 100mmd4 mZ44 110440 mm计算中心距吐二g十血乃=208.5mm5.5结构设计及绘制齿轮零件图因为齿轮孔的尺寸是有与

26、之配合的轴的尺寸的大小决定的，先设计出轴的尺寸在进行齿轮结构的设计。6轴结构设计及计算6.1低速轴的设计轴的受力分析由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大直齿轮的啮合力：大直齿轮的分度圆直径：d4 Z4 m 4 110 440mm大直齿轮的圆周力：Ft4 並 2 1416'7 106439Nd4440大直齿轮的径向力：F4 兄 tan 20。2318N轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。轴的最小直径根据文献【1】中12-2式可初步估算轴的最小直径,d minnH 低速轴的转速（r/min ）,由表5.1可知:因此:dmin A3 p

27、:112 3 囂59.1mm式中：A 最小直径系数，根据文献【1】中表12-3按45钢查得A 112Ri 低速轴的功率（KV）由表5.1可知：Pm 5.83KWnn 39.3r / mi ndl 11与联轴器的孔径相适应,输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得,JKaT式中：Tea 联轴器的计算转矩（N mm ）Ka 工作情况系数，根据文献【1】中表11-1按转矩变化小查得，Ka 1.3T 低速轴的转矩（N mm），由表5.1可知：1.41 106N mm因此：TeaKaT皿1.3 1.41 106 1.83 106 N mm按照

28、计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】 中表16-4查得，选用HL5型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图 6.2以及表6.1所示,图6.2 HL5型弹性柱销联轴器结构形式图表6.1HL5型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸合的毂孔长度L1107mm。取轴承端盖的总宽度为b端盖 26mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I 24mm (参考图6.1)，故取11| hi 50mm。Im iv T s a (b4 hvv) 62mm , Iiv-v 80mm表6.3低速轴的参数值轴的参数

29、参数符号轴的截面(mm )In出IVvvn轴段长度l10550248097242轴段直径d60647078908076轴肩咼度h一234652-轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图6.3所示,图6-3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 满足半联轴器的轴向定位要求。I - U轴段右端需制出一轴肩，故取U -川段的直 径d| in d| | 2hn60 2 2 64mm半联轴器与轴配合的毂孔的长度L1107mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故I -U段的长度应比L1稍短一些，现取l| | 105mm。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承只受径向力的作用

30、，根据文献【 1】中表11-1可 选6型深沟球轴承轴承。根据文献【2】中表15-4中参照工作要求并根据d,川64mm， 由轴承产品目录中可初步选取 0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6214,其基本尺 寸资料如下表6.2所示表6.2 6214型深沟球轴承轴承参数数值mm标准图d70D125B24基本额定负何/kNCr46.8Cor37.5极限转速/(r/mi n)脂润滑4800油润滑6000由上表 6.2 可知该轴承的 尺寸为d D B 70mm 125mm 24mm ,故dm ivdvii viii70mm。 取轴W处非定位轴肩轴肩的高度 hiv 4mm，则与齿轮配合的轴段W - V的直径

31、div V d| iv 2hiv70 2 4 78mm0.070.170mm 4.9 7mm故取 h/ii 5mm ,轴处定位轴肩的高度hVii0.07 0.1 dvii viii则轴段W - % 的直径 dVi ViidVii Viii 2hVii70 2 5 80mm 齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的左端应有一轴环，轴肩的高度：00.07 0.1 diV V0.07 0.1 78mm 5.46 7.8mmdV Vi diV V 2hV 78 2 6 90mm轴环的宽度应满足IV vi 1.4hV 1.4 68.4mm取lv VI 9mm。轮毂的宽度b4 72mm ,为了使套筒端面可靠地压

32、紧齿轮，此轴段应略 短于轮毂宽度，故取I刑町68mm。取I“川50mm。取轴承端盖的总宽度为b端盖26mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I 24mm （参考图6.1 ）,故取11| hi 50mm。Iiii iv 34mm , hv-v 70mm表6.3低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm ）In出IVvvn轴段长度I10550347097242轴段直径d60647078908070轴肩咼度h一234655-轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按-皿80mm查得齿轮轮毂与

33、轴连接的平键截面 b h 22mm 14mm，键槽用键槽铣 刀加工，长为L 63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮 毂与轴的配合为-H-7 ;同样，按d| |查得联轴器与轴连接的平键截面 b h 18mm 11mmn6键槽用键槽铣刀加工，长为L 90mm，半联轴器与轴配合为 空；滚动轴承与轴的周向k6定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表11-2查得取轴端倒角为2 45，各轴肩处的圆角半径见图6.3求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图6.4 ）做出轴的设计简图（6.1图）。在确定轴承的支点位 置时，应从深沟球轴承B

34、值入手。对于6214型深沟球轴承，由上表6.2中可知B 24mm。图6.4低速轴的受力分析从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh、Mv以及M的值列于下表。表6.4低速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi 1981N, Fnh2 4083NFnv1 721N,Fnv2 1486NMh1 269416N mm,M H2 269478N mim弯矩MMV1 98056N mm, MV2 98076N mmM1 JmHt M常 J2694162 980562286712N mm总弯矩M2 Jm：2 M：2694782 9807622867

35、70N mm扭矩TT皿 1.4167 105 N mm按弯扭校核轴的疲劳强度进行校核时，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。 根据文献【1】中15-5式查得， M12T 皿 2ca式中：ca C截面的计算应力（MPa扭转切应力为脉动循环变应力，故根据文献0.6折合系数，该低速轴单向旋转，【1】中P373应取折合系数W 抗弯截面系数（mm3，根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得ca3W 0.Q3皿 0.1 8051200JM12( T皿)J2867122 (0.6 1.41 105)2 仃彳伽卩玄51200前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献15-1查得1

36、 60MPa。因此ca1，故安全。精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面A，n，m，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中 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确定的，所以截面 A，n，m，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截切和处过盈配合引起的应力集中最 严重；从受载荷的情况来看，截面 c上的应力最大。截面切的应力集中的影响和截的 相近，但截面切不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。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），而且轴的直径最 大，故截面C也不必校核。截面W和V显然更不必校核。根

37、据文献【1】中附表3-4和 附表3-8可知键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截左右两侧即可。分析截左侧根据文献【1】中表11-4按圆形截面查得，抗弯截面系数：W 0.1d:皿 0.1 803 51200mm3抗扭截面系数：333WT 0.2d“ 0.2 80102400 mm截面左侧弯矩：ML3 35 M166 35 286712 135950 N mmL366截面切上的扭矩：T皿 1.41 105 N mm截面上的弯曲应力：M b2.7 MPaW截面上的扭转切应力：T 屯 13.7 MPaWr轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表15-1查得b 640MPa ,275

38、MPa，, 155MPa。由过盈配合可查得，k 2.63 k 1.89查得尺寸系数 0.790.75按车削加工，查得表面质量系数为0.92又根据机械设计手册查得应力折算系数取于是，计算安全系数Sca值，根据文献【2.630.79 0.921.890.75 0.920.34,3.612.731】中12-6式和2750.212-8式查得,3.61 4.86 0.34 015.671552.73 6.4 0.28.266.415.67 8.26S2 S215.672 8.2&7.3? 1.5故可知该低速轴安全。分析截面右侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得,抗弯截面系数：333W 0.

39、1dw-w 0.1 7034300mm抗扭截面系数：333WT 0.2d 帕嘔 0.2 7068600 mm截面切左侧弯矩M :66 35M286712 135950N mm66截面切上的扭矩：T皿 1.41 105 N mm截面上的弯曲应力：b M=3.9MPa W截面上的扭转切应力：皿比 20.5MPaWt根据文献【1】中的附表3-8用插值法可求得，查得尺寸系数0.790.75按车削加工，查得表面质量系数为0.921.690.79 0.92 2.3251.430.75 0.922.07所以轴在截面右侧的安全系数为S S2752.35 4.86 0.34 024.071552.07 9.50

40、50.2 9.505_24.07_7.1_.24.0727.126.8? 1.57.1故该轴在截面右侧的强度也足够。低速轴的设计计算完成6.2中速轴的设计轴上齿轮分度圆直径小圆柱齿轮的分度圆直径：d3 48mm大圆柱齿轮的大端分度圆直径：d2177mm轴的材料的选择取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理623轴的最小直径根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径,dmin式中：A 最小直径系数，根据文献【1】中表12-3按45钢查得A 112P0 高速轴的功率（KW，由表5.1可知：R 6.07KWno 高速轴的转速（r/min ）,由表5.1可知：173.21r/min因此：dmin

41、 AJ旦 112 J.6：0736.6mmV nnV 173.2轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图6.5 ,图6.5中间轴的结构与装配 输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径 dI II和dV VI。因滚动轴承只受 径向力的作用，根据文献【2】中表15-4可选6型深沟球轴承。根据文献【2】中表15-4 中参照工作要求并根据dmin 35.9mm，由轴承产品目录中可初步选取 0基本游隙组、标 准精度级的单列深沟球轴承6208,其基本尺寸资料如表6.5所示。由表可知该轴承的尺 寸为 d D B 40mm 80mm 18mm，故 di ii dv vi 40mm。表6.5

42、 6208 型深沟球轴承轴承参数数值mm标准图d40D80B18基本额定负何/kNCr22.8Cor15.8极限转速/(r/mi n)脂润滑8000油润滑100000 故两深沟球轴承采用轴套定位以。两轴套的外径为 d轴套47mm，两轴承距箱体内壁 的距离均为s 10mm。取大圆柱齿轮距箱体内壁的距离 c圆柱15mm，右端小齿轮距离 与之相同。与齿轮配合的轴W - V段和nm也应小于其轮毂2mm，并取其轮毂的长度 ln-m 47mm。故：l b2 2 45mm h v 78mm 取 h h =1v vi 42mm。 取非定位轴肩hn hV 3mm，则d “川dIV V 40 2 3 46mm。应

43、两齿轮都采用轴 肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度hIII hIV0.07 0.1 d| I”0.07 0.1 46 3.22 4.6mm取hinhiv 4mm，则轴环的宽度1川iv 21mm。至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图 6.6所示，并归纳 为下表6.6所示，表6.6中间轴的参数值参数名称参数符号轴的截面（mm ）In出IVv轴段长度l4245217842轴段直径d4048544840轴肩咼度h一4343一轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【11中表6-1按dn.m 46mm查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面 b h 14mm

44、 9mm，键槽用键槽铣刀 加工，长为L 40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂 与轴的配合为也;同样，按-v = 46mm查得小齿轮与轴连接的平键截面 k6b h 14mm 9mm键槽用键槽铣刀加工，长为 L 70mm;滚动轴承和联轴器与轴的周 向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为k6。轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【11中表6-1按dn.m 46mm查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面 b h 14mm 9mm，键槽用键槽铣刀 加工，长为L 40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂

45、与轴的配合为虫；同样，按-v = 46mm查得小齿轮与轴连接的平键截面 k6b h 14mm 9mm键槽用键槽铣刀加工，长为 L 70mm;滚动轴承和联轴器与轴的周 向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为k6。6.3高速轴的结构设计及计算轴端齿轮的分度圆直径由上述6.1中高速级齿轮设计可知:小圆柱齿轮的大端分度圆直径：d1 63mm632轴的材料的选择取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。轴的最小直径根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径,式中：A 最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得Ao 112P 高速轴的功率（KVy，可知：P 5.96KWn

46、高速轴的转速（r/min），可知：m 970r / min因此：dm.込112彳礬 20.9mm nV 970输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径di ii与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得，Tca K aT0式中：Tca 联轴器的计算转矩（N mm ）Ka 工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得，Ka 1.3T,低速轴的转矩（N mm），由表5.1可知：T 63200 N mm因此：Tca KAT 82160N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】 中表16

47、-4查得，选用HL1型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如上表 6.1所示。 由上表可知，选取半联轴器孔径d1 22mm，故取dm 22mm，半联轴器的长度L 52mm，与轴配合的毂孔长度38mm。轴的结构设计6.341拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图6.6所示,6.342 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 满足半联轴器的轴向定位要求。I - U轴段右端需制出一轴肩，故取U -川段的直 径d| in d| | 2hn 22 2 2 26mm式中：h| 轴U处轴肩的高度（mm），根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度hH0.070.1 d| H 0.07 0.1 22

48、 1.542.2mm，故取 hn 2mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D挡圈30mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故I -U段的长度应比L,稍短一些，现取l| | 36mm。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据 d| hi 26mm，由轴承产品目录中可初步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6206,其基本尺寸资料如下表6.7所示表6.76206型深沟球轴承轴承参数数值mm标准图d30D62B16

49、基本额定负何/kNCr15.0Cor10.0极限转速/(r/mi n)脂润滑9500油润滑13000由上表可知该轴承的尺寸为 d D B 30mm 62mm 16mm , 故dm ivd皿呱30mm ;为了加上封油环因此去、取l皿嘔26mm，此时便确定了川处的轴肩咼度hIII2mm。d町麵 d皿即30mm。右端滚动轴承采用2 2轴肩进行轴向定位。有上表6.7可知6206型轴承的定位轴肩高度h. g d236 303mm，因此,d刑一町 da 36mm。2 取轴承端盖的总宽度为b端盖 23mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润 滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I 27mm，故取h川50mm。I町個 40mm。 由齿轮计算中得低速级齿轮的齿宽是51mm固取I可-町49mm , g =3mm，则v =36mmhv=3mm。齿轮右端采用轴环进行定位，轴环长度IV vi 1.4hV 1.4 3 4.2mm，取 lv vi =5mm , l即_v 92mm。表6.8高速轴的参数值参数名称参数符号轴的截面（mm ）In出IVvvnvrn轴段长度l3650269254940轴段直径d22263036423630轴肩咼 度h一223333一轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据