机械设计课程设计.

1、O购雾監机械工程学院课程设计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）2014 2015 学年第一 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邓博专业班级机设1204学号12405700229题 目成 绩起止日期2014 年上月6日2015年月_2_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12课程设计说明书13课程设计图纸若干张456机械设计设计说明书带式运输机传动系统设计起止日期： 2014 年12 月16 日至2014年1月2_日学生姓名邓博班级机设1204学号12405700229成绩指导教师（签字）O ww 皿*括机械工程学院课程设计课程设计任务书20

2、14 2014学年第 1 学期机械工程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 1101班级课程名称：机械设计设计题目：带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计完成期限：自 2014年J2_月日至 2014 年 12 月28 日共丄周内 容 及 任 务径 直6avv亍、-<L安贰 W缶 W计比综 圆设、与 的的析析 带置分分 :装行动 数动进运 纠传并行 术的案进 技他、/莉 。 要俪4肋量份 一、：一一、一箱进度安排期 日 k 起容 内 作 工61 月2要 需 要 需22月21-日71 月252月21-日32 月2图 配 装 有日27主要参考资料仆版屉 ，第比 金月金 r9 银 电年

3、 11 2 1 O122I O I2 ， 献 献社 文社文版指导教师（签字）： 2014年月日系（教研室）主任（签字）： 2014年月日O即穿弊讓;机械工程学院课程设计目录一. 传动方案分析1.1总体传动简图二. 原动件的选择与传动比的分配2.1选择电动机的类型2.2各级传动比的分配2.3传动系统的运动和动力参数计算三. 传动件的设计和计算3.1确定计算功率Pc3.2选择V带型号3.3确定带轮基准直径，并验算带速v3.4确定中心距ao，并选择V带的基准长度3.5验算小带轮（即主动带轮）上的包角：3.6确定V带的根数3.7确定单根带的初拉力Fo3.8计算V带对轴的压力四. 各齿轮的设计和计算4.

4、1高速级齿轮的设计4.2低速级齿轮的设计五. 轴的结构设计5.1第皿轴的的设计5.2第H轴的的设计5.3第I轴的的设计六. 轴承的寿命校核6.1低速轴的齿轮的载荷计算6.2轴承的径向载荷计算6.3轴承的动载荷计算6.4轴承寿命的计算及校核七. 键连接强度校核计算7.1普通平键的强度条件7.2高速轴上键的校核7.3中间轴上键的校核7.4低速轴上键的校核八. 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择8.1齿轮的润滑方式及润滑剂的选择 8.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择8.3密圭寸方式的选择九. 减速器装配图的设计9.1箱体主要结构尺寸的确定9.2箱体内壁的确定9.3减速器附件的确定十.参考文献

5、9;-1 ” 注嚨-机械工程学院课程设计.传动方案分析1.1总体传动简图F1-电动机；2-V带传动；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送带方案分析：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本 ，上图为展 开式二级圆柱齿轮减速器传动，这种方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差 环境下长期工作。由于齿轮相对轴承布置不对称，因此轴的刚度比较大，高速级 齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形

6、可部分地互相抵消，以减少沿齿宽载荷分布不均匀的现 象。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠， 此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。'-此1卞 海*机械工程学院课程设计.原动件的选择与传动比的分配2.1选择电动机的类型(1) 按照设计要求以及工作条件，并参照文献【2】第12章选用一般用途的Y型三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源电压为380V。(2) 选择电动机容量电动机所需的有效功率为Pw=Fv/1000=4.8( KWPwPd (Kw)电动机所需的功率为 式中的：n为传动系统的总效率，按下式计算=12n式中：ns n2，m为传动系统中每对运动副或

7、传动副(如联轴器，齿轮传动， 带传动，链传动和轴承等)的效率。由文献【2】表3-3可知1 V带传动效率，1=0.952 滚动轴承效率，2 =0.993 闭式圆柱齿轮传动效率，3 =0.964联轴器效率，4=0.995 -输送机滚筒效率，5 =0.96则减速器传动的总效率 匕小；汉叮小4汉“5=0.77电动机所需的功率为Pd=Pw/n =6.23KW选择电动机时，电动机的额定功率R应稍大于电动机的所需功率Pd，由文献【2】表12-1可知选择电动机的额定功率 R为7.5Kw，工作机转速nw60000v二 D(3) 电动机转速的选择60000x0.6 : 25.48(r / min)3.14x450

8、初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由文献【2】表12-1可知,O Z?” !Sfi耳匕S髡机械工程学院课程设计对应于额定功率Pe为7.5KW的电动机型号分别为 Y132M-4型和丫160M-6型。现将Y132M-4型和Y160M-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列与下表方案号电动机型 号额定功率/Kw同步转速/（r/mi n）满载转速/（r/mi n）总传动比i-一一Y132M-47.51500r/mi n144056.51二Y160M-67.51000r/mi n96037.68通过对上述两种方案比较可以看出：方案一传动比过大，方案二选用电动机转速高，质

9、量轻，价格低，传动比37.67合适，故选用方案二较为合理。Y160M-6型三相异步电动机的额定功率 R=7.5Kw,满载转速 帀=96/丽n。由 文献【2】表12-2可知电动机中心高H=160mn轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=42mr和E=110mm2.2各级传动比的分配由文献【2】式（3-5）可知，带式输送传动系统的总传动比nmnw96025.48-37.68展开式双级圆柱齿轮减速器，考虑各级齿轮传动润滑合理，应使两大齿轮直径相近，推荐取h（1.3 1.4）i 2，其中i1,i2分别为高速级和低速级的传动比圆柱齿轮的传动比适用范围为i=47。取2二1,34二1取V带传动比i

10、0=3.1，则圆柱直齿轮高速及传动比与低速级传动比的乘积为i12切=鬻=12.15 ,因为"（仁3）42 3取眩仁5经计算得i 12 = 3 973：=3.062.3传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速，功率，和转矩计算如下所示'-i: ” 虬乂机械工程学院课程设计0 轴（电动机轴）:n°=nm=960 （r/min）P0 二巳= 6.62kW）Po6.62To = 9550955065.855 N *mno960I轴（减速器高速轴）口十黔09.7（r/min）P =即01 =6.620.95=6.28k®T 9550 P = 9550=193.

11、929 N mn,309.701 电动机0轴与1轴间的传动效率，即V带的传动效率01 二 0.95_口 _309.7u轴（减速器中间轴）：n2=EE7=78.0"r/min）P2 = P 12 = 6.289 0.9504=5.97纳P5 977T-9550i=9550 品二731.799 "式中：12 1轴与2轴间的传动效率,12 =0.99 0.96 =0.9504川轴（减速器低速轴）:n3= = 3_06=25.5（r/mi门）P = PJ = 5.977 0.9504=5.68<W）P5 681T3 =9550=95502127.590 N *mn325.5式

12、中：23 2轴与3轴间的传动效率23 二 0.99 0.96 二 0.9504O ww Ste号s髡机械工程学院课程设计将上述计算结果列于表3-1中以供查用表2-1传动系统的运动和动力参数轴号功率P/KW转矩t/( n m转速n/ / r/mi n )传动比i效率n电动机0轴6.6265.85596010.95高速轴I轴6.289193.929309.73.970.9504中间轴U轴5.977731.79978.0低速轴川轴5.6812127.59025.53.060.9504三.传动件的设计和计算V带传动的设计，已知电动机的功率 P二7.5kW ,主动带轮转 速n。960r/min , V带

13、传动比'3-13.1确定计算功率P由文献【1】式5-20可知pC二KAP式中：P所需传递的额定功率，kW；Ka 工作情况系数。由文献【1】表5-7可知 KA=1 1所以 FC -KaP=7.5 1.1= 8.25(kW)3.2选择V带型号O ww sutm髡机械工程学院课程设计根据Pc =8.25（kW）和小带轮的转速n960r/min，由文献【1】图5-11选取B型V带。3.3确定带轮基准直径，并验算带速V（1）初选小带轮基准直径d ，由文献【1】图5-11可知dd =125140mm d 1d1取 dd1 =140mmdd1 n0（2）验算带速V。60 1000V0=3.E140；

14、960 =7.03m/60 100060 1000s因为v值在525 m之间，带速合适。（3）计算大带轮基准直径dd2dd2 二 i dd1 =3.1 140 = 434mm根据文献【1】表5-9，取d =450 mm3.4确定中心距a0，并选择V带的基准长度（1） 由文献【1】式5-220.7（dd1 + dd2）兰 a。兰 2仏 + dd2）413mm 空 a 1180mm初取中心距a0 = 500mm（2）计算带长。由文献【1】式5-23得Lo = 2a°2(dd1 dd2). (dd2 - dd1)24a°-2 500(140 450)2.(450 -140)4 5

15、002O ww sutm髡机械工程学院课程设计2O ww sutm髡机械工程学院课程设计= 1974.42ww Sfit巳i髡机械工程学院课程设计（3）由文献【1】表5-2，取Ld 二 2000mm 由文献【1】式5-24计算实际中心距aLd -L。"c 2000-1974.35a - a0- = 500513mm2 2(5)确定中心距的变化范围。中心距的变化范围 amin =a-0.015Ld =513-0.015 2000 =483amax 二 a 0.03Ld = 513 0.03 2000 二 5733.5验算小带轮（即主动带轮）上的包角 :.-d2 - -1a57.3180

16、：'-450-14051357.3145.371203.6确定V带根数Z（1）计算单根v带的许用功率R .由文献【1】表5-4，由线性插值法可得1 96-1 62p0"62 12(960 950)“078kW查表5-5，由线性插值法可得查表5-6，由线性插值法可得= 0.3 0.38-0.30 1200-950(960 - 950) = 0.303kWK. =0.910.92 -0.91(145.37 -145)=0.911150-145查表5-2，可得KL =0.98pJ = (RR)K：Kl =(1.078 0.303) 0.911 0.98= 1.23确定V带的根数乙根

17、据文献【1】 式（5-26 ）得Z _ PC _8.25 _671一 IP0 厂 1.23 .取整数，所以Z=73.7确定单根带的初拉力F0根据文献【1】查表5-1得B型带的单位长度质量q=0.18ky，由式（5 27）'-亠” *” 込曲机械工程学院课程设计得单根v带的初拉力F0二500P (2.5W(K-1) qv2500 8.25 (三1) 0.18 7.032 =155.1N7 7.030.9113.8计算V带对轴的压力Qa.145 371于2 7収-2-=2062刖以上计算可得出下表带类型根数传动中心距（mr）带轮基准直径（mm）带长（mrj）普通V带B 型7根513140(

18、主)400 (从)2000四.各齿轮的设计计算4.1.高速级齿轮的设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料和齿数1）根据已知图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）输送机转速不太快，选用8级精度。3）材料按文献【1】表7-1选取，因传递功率不大，两齿轮均可采用软齿面。小齿轮：40Cr,调质处理，硬度 241286HBS取260HBS大齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS取230HBS4）选小齿轮齿数Z 1=2 4，大齿轮齿数Z 2=1 12Z1 = 3.97 X 24=95.28，取95。2. 确定材料许用接触应力1）确定接触疲劳极限fim由文献【1】图 7-18 (a)差 MC线得二H

19、lim1 =720MPa，二 Hlim2 = 580MPa。2）确疋寿命系数ZN小齿轮循环次数 N1 =60n 1jLh=60 309.7 1 (2 8 365 8) = 8.68 108大齿轮循环次数N28M 8.68 10i12 一 3.97= 2.19 108sw纽工鉴机械工程学院课程设计由文献【1】图7-19查得Zn1 =1,Zn2 =13）确定尺寸系数Zx ,由文献【1】图7-20查得ZxZxI4）确定安全系数Sh ,由文献【1】表7-8取Sh =1.055）计算许用接触应力Ich 1根据文献【"式（7-22 ）得匸hi =竺严=罟” 686MPaJ 1 ZNZX°

20、;Hlim2ILJH21 1 5801.05:552MPa3. 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计按文献【1】式（7-11）计算齿面接触强度,公式为di -32KT1 U-1(ZZEZH)2d U h确定上式中的各计算数值如下1）试选载荷系数 1.32）计算小齿轮传递的转矩= 9.55 106P9.55I06 汉 6.289n309.7= 1.94 105 N mm3）确定齿宽系数;d，由文献【1】表7-6选取齿宽系数亠=0.84确定材料弹性影响系数Ze，由文献【1】表7-5查得材料的弹性影响系数1/2Ze T89.8MPa5）确定节点区域系数Zh ,由文献【1】图7-14得Zh =2.56

21、）确定重合度系数Z；,由式（7-9）计算重合度为备=1.88-3公 =1.88-3.2 汉0 Z2丿廿豎”机械工程学院课程设计电心” Steti蟲机械工程学院课程设计由文献【1】式（7-8 ）计算重合度系数Z =.（；：）=（4；7 =0.8767）计算所需小齿轮直径di二 76.5mm廿豎”机械工程学院课程设计廿豎”机械工程学院课程设计4. 确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径，1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查文献【1】表7-2取Ka =12）确定动载系数Kv。廿豎”机械工程学院课程设计廿豎”机械工程学院课程设计二 d1tn13.14 77 309.7计算圆周速度v 卫 1

22、1.25m/s60 1000 60 1000故前面取8级精度合理。由齿轮的速度与精度查文献【1】图7-7得Kv=13）确定齿间载荷分配系数K。齿宽初定 b 二 dd10.8 76.5 =61.2mm单位载荷KaR = 2KaT1 =2江1汇1.94><105b = bd1 =61.2 76.5=82.87N / mm<100N/mm由表7-3查得K"1.2Kh p4）确定齿向载荷分布系数，由文献【1】表7-4得Kh 1=1.15 0.18 d2 3.1 10*b 0.108 d°244-1.15 0.18 0.83.1 10一 61.2 0.18 0.8=

23、1.366）计算实际载荷系数按文献【1】式（7-12 ）修正所算的分度圆直径为di "it 3 K =76.5 3 1'63 = 82.5mm7）计算模数心825®Zi245. 齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度按文献【1】式（7-17）计算，其公式为廿豎”机械工程学院课程设计廿豎”机械工程学院课程设计确定上式中的各计算数值如下。1）确定弯曲应力极限值。由 文献【1】图7-21（ a）取- F limi = 3°°MPa , Flim2 = 22°MPa2）确定弯曲疲劳寿命系数，由文献【1】图 7-22 查得 Yn1 二 Yn2 二13 ）确

24、定弯曲疲劳安全系数，由文献【1】表7-8查得SF =1.25廿豎”机械工程学院课程设计廿豎”机械工程学院课程设计4）确定尺寸系数，由文献【1】图7-23得Yx "5）按文献【1】式（7-22 ） 计算许用弯曲应力为30° 2 1 11.25= 48°MPa、Flim2YSTYN丫XSf2»=352MPa1.25廿豎”机械工程学院课程设计廿豎”机械工程学院课程设计6）确定计算载荷K初步确定齿高 h=2.25m=2.25X 3.4=7.7，b/h=61.2/7.7=7.9 ，查文献【1】图7-11 取 Kf 1=1.26 ;计算载荷 K =KaKvK：.Kf

25、，1 1.12 1.2 1.26 = 1.697）确定齿形系数，由文献【1】图7-16查得丫臼=2.65,丫刊2 =2.188） 确定应力校正系数，由文献【1】图7-17查得丫御"58,丫 =1.8°呼豎”乞髡机械工程学院课程设计YFaYa9）计算大小齿轮的L-f 1数值。28=0.0087YFa2YSa2480空叫011135210）计算重合度系数,按文献【1】式（7-18）计算得1 75丫"25 匚1 75= 0.250.941.711）把以上数值打入公式计算，得竺再车3 土啤U注竺空=2.46mm远2睥 1，0.8 242352由于齿轮的模数m的大小主要取决

26、于弯曲强度，所以将计算出来的数值2.46按国标取为m=2.5.再按接触强度计算出的分度圆直径d1=82.5mm，协调相关参数与尺寸为盯m6.齿轮其他主要尺寸计算82.533, z2 = uz<| = 3.97 33 =1312.5分度圆直径d1二 m = 2.5 33 = 82.5mmd2 二 mz2 =2.5 131 = 327.5mm齿顶圆直径=dj +2ha =82.5 +2 汉4 =90.5mmda, =d1 2ha =327.5 2 4 = 335.5mm齿根圆直径df1 討-2hf =82.5 -2 5 = 72.5mmdf2 二d2-2hf =327.5 -2317.5mm

27、中心距a =© d2)/2 =(82.5 327.5)/ 2 = 205mm齿宽H =抽=66mm， b =71mm7.确定齿轮结构形式和其他结构尺寸由于da, : 160mm， da2 < 500mm所以小齿轮采用实心式结构齿轮，大齿轮采用腹板式结构。4.2低速级齿轮的设计小兰” St算号i畐机械工程学院课程设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料和齿数1）根据已知图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）输送机转速不太快，选用8级精度。3）材料按文献【1】表7-1选取，因传递功率不大，两齿轮均可采用软齿面。小齿轮：40Cr,调质处理，硬度 241286HBS取260HBS大齿轮：

28、45钢，调质处理，硬度217255HBS取230HBS4）选小齿轮齿数Z 1 = 30,大齿轮齿数Z 2= i23Zp 3.06 X 30=91.8，取92。2. 确定材料许用接触应力1）确定接触疲劳极限C h Hm由文献【1】图 7-18 (a)差 MQ线得二Hlim1 =720MPa，二 Hlim2 = 580MPa。2) 确定寿命系数Zn小齿轮循环次数 Nj =60山 jLh =60 78 1 (2 8 365 8) =2.19 108大齿轮循环次数N21122.19 1083.06= 7.16 107由文献【1】图7-19查得Zn1 =1,Zn2 =1.153）确定尺寸系数Zx,由文献

29、【1】图7-20查得ZxZx14）确定安全系数Sh ,由文献【1】表7-8取Sh =1.055）计算许用接触应力Ich 1根据文献【1】式（7-22 ）得d 卜乙“乙九讪1 =""720肚686MPa-Sh1.05ZNZXH Iim2Sh1 1.15 5801.05:635 MPa3. 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计按文献【仃式（7-1D计算齿面接触强度，公式为d1 -3 2口 ：1邙：丫）2确定上式中的各计算数值如下1）试选载荷系数f1"= 1.88 3.2 汇 1 +0 Z2丿130 92丿=.；=188-32= 1.7'-1甘 Mt;蕊 机械工

30、程学院课程设计 1.32)计算小齿轮传递的转矩- -_ . _6P9.55x 106 x5.977“ cc>5“T； =9.55 107.3210N*mmn1“783)确定齿宽系数-d，由文献【1】表7-6选取齿宽系数 =0.84)确定材料弹性影响系数Ze，由文献【1】表7-5查得材料的弹性影响系数1 /2Ze = 189.8MPa5)确定节点区域系数Zh ,由文献【1】图7-14得Zh =2.56)确定重合度系数Z.,由式（7-9 ）计算重合度为由文献【1】式（7-8 ）计算重合度系数Z彳年）=伴尹=0.8767）计算所需小齿轮直径d1=110.6mm4. 确定实际载荷系数K与修正所计

31、算的分度圆直径,1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查文献【1】表7-2取2）确定动载系数Kv o3.14H10.6 汉78计算圆周速度 v _ 60 1000 _60 1000_0.45m/s故前面取8级精度合理。0耶卅卅Ste匕s髡机械工程学院课程设计由齿轮的速度与精度查文献【1】图 7-7 得 Kv=13）确定齿间载荷分配系数齿宽初定 bMt =0.8 110.6 =88.5mm-I49.6N / mm iuuN/mmi单位载何b bd188.5 110.6由文献【1】表7-3查得K=1.1Kh04）确定齿向载荷分布系数，由文献【1】表7-4得Kh ：-1.15 0.18 d2 3

32、.1 10*b 0.108 d4=1.15 0.18 0.82 3.1 10° 88.5 0.108 0.84-1.365）计算载荷系数 K =KaKvK：K =1 1 1.1 1.36=1.56）计算实际载荷系数按文献【1】式（7-12 ）修正所算的分度圆直径为116.1mm7）计算模数305. 齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度按文献【1】式（7-17）计算，其公式为确定上式中的各计算数值如下。1）确定弯曲应力极限值。由 文献【1】图7-21 （a）取二 Flim1 =300MPa ,；Flim2 = 22°MPa2） 确定弯曲疲劳寿命系数，由文献【1】图7-22查得YnYn

33、13） 确定弯曲疲劳安全系数，由文献【1】表7-8查得SF =1.250也心”臨虫聶机械工程学院课程设计4）确定尺寸系数，由文献【1】图7-23得Yx二15）按文献【1】式（7-22 ） 计算许用弯曲应力为_二 Fl iYSTYNIYXE :°°2,80MPa1.25 6 lim2YSTYNYXSF220 2 1 1 = 352MPa1.256）确定计算载荷K初步确定齿高 h=2.25m=2.25X 3.9=8.8 , b/h=88.5/8.8=10.1 ，查文献【1】图7-11 取 K=1.26 ;计算载荷 K 二 KaKvK：.Kf，1 1.12 1.1 1.26=1.

34、397）确定齿形系数，由文献【1】图7-16查得丫印=2.54,丫谊=2.208）确定应力校正系数，由文献【1】图 7-17 查得Ysa1 "6% =1.80YFaYsa9）计算大小齿轮的lrF 1数值。Yf Ys1 a1込竺=0.0086480=0.01125f235210）计算重合度系数，按文献【1】式（7-18）计算得丫广0.25乜巾25芋a1 -1= 0.9411）把以上数值打入公式计算，得2KT1 YFaYsaY3dZ,2l>F 1525 732 10 228 0.94 =3.19mm0.8 302352d1=116.1 mm由于齿轮的模数 m的大小主要取决于弯曲强度

35、，所以将计算出来的数值3.19。按国标取为m=4再按接触强度计算出的分度圆直径调相关参数与尺寸为4=1161 =30, z2 num =3.06 30=92 m 46. 齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径d1=mz- = 4 30 二 120mmd2 二 mz2 =4 92 = 368mmO w w巳s髡机械工程学院课程设计齿顶圆直径da = d1 2ha =120 2 4 = 128mmda =d<H2h36H< 376mm齿根圆直径df1 = d1-2hf =120 -2 5 = 110mmdf2 =d2-2hf = 368 -2 5 = 358mm中心距a =(dd2)/2 =(

36、120 368)/2 = 244mm齿宽d =抽=96mm， b =101 mm7. 确定齿轮结构形式和其他结构尺寸由于，da, c 160mm da? £500mm所以小齿轮采用实心式结构齿轮，大齿轮 采用腹板式结构。五.轴的结构设计5.1第（山）轴设计1初算第III轴的最小轴径（1）计算输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3由前面算得：P3=5.681kW，ri3=25.5r/min，2127.590 N m2.求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径d2二368 mm2T32 2127590d2 一 368= 11563NFr =Ftta n：n =11563 tan 20

37、= 4209 N3.初步确定轴的最小直径先按文献【1】式（12 2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据文献【1】表12 3,取A0 =113,于是得d色代彳空=113彳；6?mm = 68mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径d i .ii,故需同时选取联轴器的型'-亠"*卞 海嗨机械工程学院课程设计号。查文献【1】表11 1,考虑到转速变化小，故取 Ka=15。则联轴器的计算转矩 Tea =KaT3 =1.5 2127590 N mm=3191385N mm。查文 献【2】表16-4(GB/T50142003),选用HL7弹性柱销联轴器，其公称转

38、 矩为6300N m.半联轴器的孔径d-. = 63mm，故取d_ .=70mm，半联轴器长度L = 142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 = 107mm。4.第III轴的结构设计(1)各段轴直径的确定如表5-1位置直径(mm理由I - n70由前面算得半联轴器的孔径d70mmn - in80为满足半联轴器轴向定位要求，I - ii轴段需制出一个轴肩, h = (0.07 0.1)d = 4.9 7.0mm，故取 d”皿=80mm。m -IV85根据d讪=80mm选取深沟球轴承6217,其尺寸为d x D 汉 B =85mm=<150mm汉 28mm。故 d jj“ = dv 側皿

39、=85mm。IV V95左端滚动轴承米用轴肩进行轴向定位由文献2上查得6217型轴承的定位轴肩高度h = 5mm，因此取d v-v = 95mm。V VI109齿轮右端米用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=7mm，则轴环处直径dv-v=109mm，齿轮处直径见 v i vn段理由。v i v n95取安装齿轮处的轴段直径dv -v= 95mm。v n v m85见III -IV段理由。表5-1(2).各轴段长度的确定如表5-2位置长度理由O ww髡机械工程学院课程设计(mmI - n105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上， 故I-H段长度应比Li略短些，取丨口= 105m

40、m。n - in50轴承端盖总长度为20mm取端盖外端面与半联轴器右端面 间距离1 = 30mm,故取丨曲旷50mm。III -IV28IH - IV为轴承长度，故丨皿” =28mmIV V105Ip-v = L+c+a+s12= (71 +20+16+8 10) mm = 105 mmV VI10轴环处轴肩高度h = 7mm，轴环宽度b王1.4h，取Iv-v = 10mmv i v n92已知齿轮轮毂宽度为96mm为了使套筒可靠地压紧齿轮， 次轴段略短于轮毂宽度，故取丨V fV u = ( 96 - 4)mm = 92mmv n v m56取齿轮距箱体内壁距离为a = 16mm，第II轴上大

41、齿轮距 第III轴上大齿轮c=20mm。考虑到相体铸造误差，在确 疋滚动轴承时应距箱体内壁一段距离 s,取s-8mm。滚动 轴承宽度T=39mm。第II轴上大齿轮轮毂长 L = 55mm。 则丨 v)I-v 皿=T +s + a 十(96 92) = (28 +8 + 16 + 4)mm = 56mm表5-25. 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平键连接。 按齿轮由文献【2】中表14-10 查的平键截面b5 =28mmI6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 80mm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 ± ;同%样，半联轴器与轴的连接，

42、选用平键为 20mm 22mm 90mm，半联轴器与轴H的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的k6直径尺寸公差为m6。6. 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中的表12-2，取轴的小端倒角为2 45，轴的大端倒角为2.5 457. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5-3）做出轴的计算简图（图5-4）5-3轴的载荷分布圏s込也丄机械工程学院课程设计在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取 e值，e=0.5B。对于6217型深沟 球轴承，由手册中可查得B/2=14mm因此作为简支梁的轴的支撑跨距L2 L3 = 175mm 169mm = 344mm。根据轴的计算简图做出

43、轴的弯矩图和扭 矩图（图5-3）从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的M h、Mv及M的值如表5-4所示表5-4载荷水平面H垂直面VFNH1 =5665.87NFnv1 = 2062 N支反力FFnh2 =7747.21NFnv 2 = 2820 N弯矩MM H =991527 N.mmMV = 360850 N *mm总弯矩M“ = J7715272 +3608502=1055148N mm扭矩TT3 =2127.590 N / m8.第III轴的结构简图如图5-5f、LIIKIDIfV VIia1图5-69.按弯扭合成应力校核轴的强度0即卅卅机械工

44、程学院课程设计进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线 截面的强度。根据文献【1】式（125）及上表5-4中的数据，以及轴单向旋 转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取0.6，轴的计算应力Jm； +（5）2 Jl05514$+（0.6x2127590j ，十-a -3MPa = 19MPaW0.1 85前已选轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表12 1查得；=180MPa，因此，匚ca ：；J。故安全。10.精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面

45、II，III ，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III ，IV处轴径也很大比 II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所 以只需校核II左右截面即可。（1）截面II左侧W =0.1d =0.1 85 mm =61412.5mmWT =0.2d3 =0.2 853mm3 =122825 mm3截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为M =1055148665 50 N mm =263787 N mm66.5T3 =2127590 N mm截面上的弯曲应力M 263787bMPa 二 4.3MPaW 61412.5截面上的扭转切应力卫2127590Wt122825MPa =

46、17 MPa查得二b =650MPa，轴的材料为45钢，调质处理，由1表12 1二=265 MPa4 =155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数因訂斜0.043，d晋九1，经插值可查得也心” at也髡机械工程学院课程设计>- 2.01I- =1.38又查手册可得轴的材料敏感系数为q：；=0.82q =0.85故有效应力集中系数按式为= 1 q：； 1) =10.82(2.01 -1) =1.83k =1 q (： 一1) =10.82(1.38 1) = 1.32查得尺寸系数二一 =0.75，扭转尺寸系数；=0.72轴按磨削加工，由查手册得表面质量系数为-.二：.=0.92轴

47、未经表面强化处理，及-1,按1式（32）及式（3 12a）得综合系数为1.830.7511=2.530.92丄鞋 0.720.92-1= 1.92由机械设计手册查得应力折算系数=0.10.2，取打=0.1:=0.050.1，取二 0.05于是，计算安全系数Sca值2752.53 27.160.1 0155s；：sS2S21.9222.0520.0522.05=7.14_4_7.14_427.142= 3.49 S = 1.5故可知其安全（2）截面II右侧O n”臨号盗机械工程学院课程设计抗弯截面系数w按公式计算3333W = 0.1d = 0.1 50 mm = 12500mmWt =0.2d

48、 =0.1 50 mm = 25000mm71 25 _41= 583003N mm 二 247521N71.25M 247521=MPa = 19 8MPaW 12500弯矩M及弯曲应力为mmM-b扭矩T2及扭转应力为T2 = 401900 N mmT3401900WT _ 25000MPa =16.08MPa过盈配合处的，由插值法求出，并取 匕=0.8也于是得备兔 备乞二 3.48匕=0.8 乞=2.78轴按磨削加工由手册查得表面质量系数为I 二=0.92故得综合系数= 3.481-3.570.92k11K1=2.781 = 2.87J蔦0.92所以轴在截面右侧安全系数为K;=aTmS；：

49、.S.S2S22753.57 19.80.1 0155= 3.89=6.62.87_3.89_6.6_3.8926.62二 3.35 S = 1.5zw主4也丄机械工程学院课程设计故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循 环不对称，故可略去静强度校核。5.2第（H）轴设计1.初算第（II ）轴的最小直径（1）第（II ）轴上输入功率P2，转速n2，转矩T2由前面算得 p2 = 5.977 kW , n2=78r/min , T2 = 731799 N / mm（2）分别计算大小齿轮上的力已知第（II ）轴上大齿轮分度圆直径d2 = 327.5 mm2T22 73179

50、9d2 一 327.5N = 4469NFr =Ftta n:n=4469 tan 20=1609 N小齿轮上分度圆直径为dr = 120 mm並二 2 731799 n =12197N d1120Fr 二 Fttan ： n = 6429 tan 20 = 4391N（3）初步确定轴的最小直径根据最小直径查2GB/T297 1994选取6210。轴承的规格为 d D T = 50mm 90mm 20mm2.第（II ）轴的结构设计（1）确定轴的各段直径如表24位置直 径(mm理由I- n50根据轴承的尺寸 d汉D汇T =50mm汇90mmx 20mmO zw Sttas髡机械工程学院课程设计d =50mmH - III58根据d=50mm取小齿轮安装处直径dp皿=58mm。爪-IV68大齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h = 0.07d，取故h =5mm，则轴环处直径djv =68mm。IV V48取小齿轮安装处直径d p-v = 50mm。V VI ：50理由同I-I段。表24(2)确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使II山段和IV-V段长度略短于齿轮轮毂宽4mmI - n =48mryin -川=97mm - IV =25mmW - V =62mryiV - W =48mm3. 轴上零件的周向定位齿轮2、3与轴的周向定位均采用平键连接。按 d