机械设计课程设计任务书(共39页)

1、 机械设计课程设计任务书专 业：姓 名：学 号：成 绩： 指导教师：目录(ml)一.设计(shj)课题 3二.设计(shj)课题分析 4三.确定(qudng)原动机 4四.传动比的分配 5五.机械或部件中各轴的运动学和动力计算 5六.传动零件的设计计算 71.高速机齿轮设计及 72.低速级齿轮设计及校核 13七.V带及带轮设计及校核 20八.轴的设计 22九.键的计算校核 34十.轴承和选定轴承校核 37高速级轴承 37 中速机轴承 38低速机轴承 39十一.减速器总体技术特性如下 40十二.设计小结 40十三.参考文献资料 41一、设计(shj)课题(kt) 设计热处理车间零件清洗用传送设备

2、中的二级展开式圆柱齿轮减速器。该传动设备的动力由电动机经减速装置(zhungzh)后传至传送带。两班制工作，工作期限为8年。1电动机；2带传动；3减速器；4联轴器；5卷筒；6输送带。原始数据题 号1-11-21-31-41-51-61-71-81-91-10输送带主轴扭矩T（Nm）7006706509501050900660900900950输送带运行速度V（m/s）0.630.750.850.80.80.70.830.750.850.9卷筒直径D（mm）300330350350380300360320360380二、设计(shj)课题分析拿到设计(shj)课题首先我们(w men)设计的是设

3、计热处理车间零件清洗用传送设备中的二级展开式圆柱齿轮减速器。该传动设备的动力由电动机经减速装置后传至传送带。两班制工作，工作期限为8年。所以我们小组立即开展对减速器的了解。在课题要求下我们选择了二级圆柱直齿轮减速器，因为它的工作环境是传送车间，没有要求要斜齿轮还是直齿轮，因此我们选用了更符合要求的直齿轮传动。又因为没有特别大的载荷变动，这样可以确定后面选择齿轮材料和皮带的时候奠定基础。电动机方面尽量选择了要价格清廉，而且又能够满足清洗车间的技术要求。机箱基本选择45号钢。电动机的选择至关重要，特别是转速和功率的计算。然后分配传动比，接着对机械或部件中各轴的运动学和动力学计算。基本上是这样的设计

4、流程了。最后完成之后要写好任务说明书就可以了。三、原动机的选择电动机选择（1）选择电动机类型 按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（2）选择电动机容量 按式（2-2），电动机所需工作功率为Pd=Pw按式(2-3),工作机所需功率为F = 2TD = 295038010-3=5000N Pw=Fv1000 =50000.91000 =4.5kw传动装置的总功率为=1422345=0.960.9440.9720.990.96=0.825所需电动机功率为Pd=Fv1000 = 50000.910000.825 = 5.45kw因载荷平稳(pngwn),电动机额度功率P

5、ed略大于Pd即可 由第六章,Y系列电动机技术数据,选电动机的额度( d)功率Ped为5.5kw(3)确定(qudng)电动机转数 滚筒轴工作转速nw=601000vD =6010000.9380 =45.23rmin通常，V带传动的传动比常用范围为24，二级圆柱齿轮减速器为840，则总传动比的范围为ia，nw=(16160)45.23=7247240r/min符合这一范围的同步转速有3000、1500、1000、750.现以同步转速3000、1500、及1000r/min三种方案进行比较。由相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比例于下表1-1表1-1 额度功率为5.5kw时电动机选择对总

6、体方案的影响方案电动机型号额度功率/kw同步转速/满载转速nm/(r/min)传动比ia1Y132S1-25.53000/29202Y132S-45.51500/14403Y132M2-65.51000/960表1-1中，方案一传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。方案二与方案三相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格以及总传动比，可以看出。如为使传动装置结构紧凑，选用方案3较好；综合各方面考虑，则选用方案2，即电动机型号为Y132S-4。四、传动比的分配（1）总传动比ia= nmnw =144045.23 =31.84（2）分配传动装置各级传动比 取V带传动比i

7、01，则减速器的传动比i为i= iai01 =31.843 =10.61取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 i12=1.4i =1.410.61 =3.854低级(dj)速的传动比i23=ii12 =10.613.854 =2.753五、机械或部件(bjin)中各轴的运动学和动力学计算0轴(电动机)P0=Pd=5.45kwn0=nm=1440r/minT0=9550 P0n0 =95505.451440 Nm=36.1 Nm1轴（高速(o s)轴）P1=P001=5.45kw0.96=5.23kwn1=n0i01=14403r/min=480 r/minT1=9550 P1n1 =95505.

8、23480 Nm=104 Nm2轴（中速轴）P2=P112= P123=5.23kw0.990.97=5.02kwn2=n1i12=4803.854r/min=124.5 r/minT2=9550 P2n2 =95505.02124.5 Nm=385 Nm3轴（低速轴）P3=P123= P123=5.02kw0.990.97=4.82kwn3=n2i23=124.52.753r/min=45.22 r/minT3=9550 P3n3 =95504.8245.22 Nm=1018 Nm4轴（滚筒轴）P4=P124= P124=4.82kw0.990.99=4.72kwn4=n3i34=45.22

9、1r/min=45.22 r/minT4=9550 P4n4 =95504.7245.22 Nm=997 Nm13轴的输出(shch)功率或输出转矩分别为各轴的输出功率或输入转矩乘轴承效率0.99.例如1轴的输出功率P1=P10.99=5.230.99=5.18kw；输出(shch)转矩T1=T10.99=1040.99=103 Nm,其余(qy)类推。表1-2 各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩转速n/(r/min)传动比i功率输入输出输入输出电动机轴5.235.024.824.725.455.184.974.774.671043851018997361103.0381.21007.89

10、87.01440480124.545.2245.2233.8542.75310.960.960.960.981轴2轴3轴滚筒轴六、传动零件的设计计算高速(o s)级圆柱直齿轮(chln)选定(xun dn)齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按机械设计第9版图10-26所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20。（2）带式输送机为一般工作机器，参考机械设计第9版表10-6选7级精度（3）材料选择。由机械设计第9版表10-1，选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=uz1=3.91

11、8=70.2,取z2=71.2、按齿面接触疲劳强度设计（1）由机械设计第9版式（10-11）试计算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2确定公式中的个参数值a.试选KHt=1.3b.计算小齿轮传递的转矩。T1=9.55106P/n1=9.551065.18/480 Nmm=1.031105 Nmmc由机械设计第9版表10-7选取齿宽系数d=1d.由机械设计第9版图10-20查得区域系数ZH=2.37e.由机械设计第9版表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2f由机械设计第9版式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arcosz1co

12、s/(z1+2ha*)= arcos18cos20/(18+21)=32.250a2=arcosz2cos/(z2+2ha*)= arcos71cos20/(71+21)=23.943=z1(tana1-tan)+z2(tana1-tan)/2 =18(tan32.250-tan20)+71(tan23.943-tan20) 2=1.669Z=4-3 =4-1.6693 =0.881g.计算接触疲劳(plo)许用应力H由机械设计第9版的图10-25d查得小齿轮(chln)和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 =650MPa、Hlim2 =550MPa由机械设计第9版的式（10-15）计算(j

13、 sun)许用循环次数：N1=60n1jLh=604801(283008)=1.106109N2=N1/u=4.147109/(71/18)=2.804108由机械设计第9版的图10-23查得取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、KHN2=0.95.取失效概率为1、安全系数S=1，由机械设计第9版的式（10-14）得H1=Hlim1KHN1S =6500.901 =585MPaH2=Hlim2KHN2S =5500.951 =523 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H= H1=523MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZ)2 =3

14、21.31.03110517118+1(71/18)(2.37189.80.881523)2 mm =57.783mm(2)调整(tiozhng)小齿轮分度圆直径1）计算(j sun)实际载荷系数前的数据准备。圆周(yunzhu)速度v0v0=d1tn1601000 =57.783480601000m/s=1.5m/s齿宽bb=dd1t=157.783mm=57.783mm2）计算实际载荷系数KH。a.由机械设计第9版的表10-2查得使用系数KA=1b.根据v=3.0m/s、7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.05c.齿轮的圆周力。Ft1=2T/d1t=21.03110

15、5/57.783N=3.569103N KAFt1/b=13.569103/57.783N/mm=61.7 N/mm100 N/mm由机械设计第9版表查得10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2d.由机械设计第9版表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相当支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.421.由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=11.051.21.421=1.793)由机械设计第9版的公式（10-12），得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应(xingyng)的齿轮模数m=d1/z1=67.939/18mm=3.5713.按齿根弯曲(wnq)疲劳强度设计（1）由机械设

16、计第9版的公式(gngsh)（10-7）试算模数，即 1)确定公式中的各参数值a.试选KFt=1.3.b.由机械设计第9版的公式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y=0.25+0.75 =0.25+0.751.669 =0.699c.计算YFaYsaF。由机械设计第9版的图10-17查得齿形系数YFal=2.93、YFa2=2.25由机械设计第9版的图10-18查得应力修正系数Ysal=2.93、Ysa2=2.25 由机械设计第9版的图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=530MPa、Flim2=380MPa。由机械设计第9版的图10-22查得弯曲疲劳寿命

17、系数KFN1=0.90, KFN2=0.95.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计第9版的式（10-14）得F1 =KFN1Flim1S =0.95301.4 MPa=340.71MPaF1 =KFN2Flim2S =0.953801.4 MPa=257.86MPaYFa1Ysa1F1 =2.931.53340.7 =0.0132YFa2Ysa2F2 =2.251.76257.86 =0.0154因为(yn wi)大齿轮的YFaYsaF大于大齿轮(chln)，所以取YFaYsaF =YFa2Ysa2F2 =0.01542)试算模数 (2)调整(tiozhng)齿轮模数1）计算实际载荷系数前

18、的数据准备a.圆周速度v。d1=mtz1=2.07318mm=37.314b.齿宽b。 c.宽高比b/h 2)计算实际载荷系数KF。a.根据v=0.94m/s，7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.04。b.由Ft1=2T1/d=21.031105/37.314N=5.526104N,KAFt1/b=15.526104 /37.314N/mm=148N/mm100N/mm,由机械设计第9版的表10-3查得齿间载荷分配(fnpi)系数KF=1.0c.由机械设计第9版的表10-4用插值法查得KH=1.417，结合(jih)b/h=8.00查机械设计第9版的图10-13，得KF

19、=1.36.则载荷(zi h)系数为 KF=KAKvKFKF=11.081.01.36=1.41由机械设计第9版的式子（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿数模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大学主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.130mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直接d1=64.284，算出小齿轮齿数z1=d1/m=64.284/2=32.142.取z1=33，则大齿轮齿数z2=uz1=3.133=10

20、2.3,取z2=102，z1与 z2互为质数。这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，由满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费，4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=332mm=66mmd2=z2m=1022mm=204mm(2)计算中心距a=( d1+d2)/2=(270)/2mm=135mm(3)计算齿轮(chln)宽度b=dd1=166mm=66mm考虑不可避免的安装误差，为了保证(bozhng)设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即b1=b+(510)mm=66+(510)mm=7176取b1=75mm，而使大齿轮的齿宽等于(dng

21、y)设计齿宽，即b2=b=66mm。低速级圆柱直齿轮选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按机械设计第9版图10-26所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20（2）带式输送机为一般工作机器，参考机械设计第9版表10-6选7级精度（3）材料选择。由机械设计第9版表10-1，选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=uz1=2.818=50.4,取z2=51。2、按齿面接触疲劳强度设计（1）由机械设计第9版式（10-11）试计算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(Z

22、HZEZH)21)确定公式中的个参数值 eq oac(,1)试选KHt=1.3 eq oac(,2)计算小齿轮传递的转矩。T1=9.55106P/n1=9.551064.97/124.5Nmm=3.812105 Nmm eq oac(,3)由机械设计第9版表10-7选取齿宽系数d=1 eq oac(,4)由机械设计第9版图10-20查得区域系数ZH=2.37 eq oac(,5)由机械设计第9版表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 eq oac(,6)由机械设计第9版式(bnsh)（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arcosz1cos/(z1+2Ha*)

23、= arcos18cos20/(18+21)=32.250a2=arcosz2cos/(z2+2Ha*)= arcos51cos20/(51+21)=25.280=z1(tana1-tan)+z2(tana1-tan)/2 =18(tan32.250-tan20)+51(tan25.280-tan20) 2=1.644Z=4-3 =4-1.6443 =0.886 eq oac(,7)计算(j sun)接触疲劳许用应力H由机械设计第9版的图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触(jich)疲劳极限分别为Hlim1 =650MPa、Hlim2 =550MPa由机械设计第9版的式（10-15）计算许用

24、循环次数：N1=60n1jLh=60124.1(283008)=2.868108N2=N1/u=4.147109/(51/18)=1.012108由机械设计第9版的图10-23查得取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95、KHN1=0.97.取失效概率为1、安全系数S=1，由机械设计第9版的式（10-14）得H1=Hlim1KHN1S =6500.951 =618MPaH2=Hlim2KHN2S =5500.971 =554 MPa取H1和H2中的较小者作为(zuwi)该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H= H1=554MPa2）试算小齿轮分度圆直径(zhjng)d1t32KHtT1du+1u(ZHZ

25、EZ)2 =321.33.81210515118+1(51/18)(2.37189.80.886554)2 mm =88.535mm(2)调整(tiozhng)小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。 eq oac(,1)圆周速度v0v0=d1tn1601000 =88.535124.5601000m/s=0.58m/s eq oac(,2)齿宽bb=dd1t=188.535mm=88.535mm2）计算实际载荷系数KH。 eq oac(,1)由机械设计第9版的表10-2查得使用系数KA=1 eq oac(,2)根据v=3.0m/s、7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数

26、Kv=1.03 eq oac(,3)齿轮的圆周力。Ft1=2T/d1t=23.812105/88.535N=8.611103NKAFt1/b=18.611103/88.535N/mm=97.3 N/mm100 N/mm由机械设计第9版表查得10-3得齿间载荷(zi h)分配系数KH=1.2. eq oac(,4)由机械设计第9版表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相当支承非对称布置时，得齿向载荷(zi h)分布系数KH=1.428.由此，得到(d do)实际载荷系数KH=KAKVKHKH=11.031.21.428=1.77由机械设计第9版的公式（10-12），得按实际载荷系数算得的分度圆直

27、径 及相应的齿轮模数m=d1/z1=97.128/18mm=5.453.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由机械设计第9版的公式（10-7）试算模数，即确定公式中的各参数值 eq oac(,1)试选KFt=1.3. eq oac(,2)由机械设计第9版的公式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y=0.25+0.75 =0.25+0.751.644 =0.706 eq oac(,3)计算YFaYsaF。由机械设计第9版的图10-17查得齿形系数YFal=2.93、YFa2=2.33由机械设计第9版的图10-18查得应力(yngl)修正系数Ysal=1.53、Ysa2=1.71由机械设计第9版的图

28、10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根(ch n)弯曲疲劳极限分别为Flim1=530MPa、Flim2=380MPa。由机械设计第9版的图10-22查得弯曲(wnq)疲劳寿命系数KFN1=0.90, KFN2=0.95.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计第9版的式（10-14）得F1 =KFN1Flim1S =0.95301.4 MPa=340.71MPaF1 =KFN2Flim2S =0.953801.4 MPa=257.86MPaYFa1Ysa1F1 =2.931.53340.7 =0.0132YFa2Ysa2F2 =2.251.71257.86 =0.0155因为大齿轮的YFaYs

29、aF大于大齿轮，所以取YFaYsaF =YFa2Ysa2F2 =0.0155试算模数 (2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备 eq oac(,1)圆周速度v。d1=mtz1=3.22318mm=58.014 eq oac(,2)齿宽b。b=dd1=158.014mm=58.014mm eq oac(,3)宽高比b/hh/b=58.014/7.252=8.00计算(j sun)实际载荷系数KF。 eq oac(,1)根据(gnj)v=0.38m/s，7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.01。 eq oac(,2)由Ft1=2T1/d=23.812105/58.

30、014N=1.314104N, KAFt1/b =11.314104/58.014N/mm=226N100N,由机械设计第9版的表10-3查得齿间载荷(zi h)分配系数KF=1.0 eq oac(,3)由机械设计第9版的表10-4用插值法查得KH=1.421，结合b/h=8.00查机械设计第9版的图10-13，得KF=1.32.则载荷系数为 KF=KAKvKFKF=11.011.01.32=1.33由机械设计第9版的式子（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿数模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大学主要取决于弯曲疲劳强度所决

31、定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数3.248并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直接d1=98.128，算出小齿轮齿数z1=d1/m=98.128/3=32.71.取z1=33，则大齿轮(chln)齿数z2=uz1=2.833=92.4,取z2=92，z1与 z2互为质数(zhsh)。这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，由满足了齿根(ch n)弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费，4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=333mm=99mmd2=z2m=923mm=276mm(2)计算中

32、心距a=( d1+d2)/3=(99+276)/3mm=125mm(3)计算齿轮宽度b=dd1=199mm=99mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即b1=b+(510)mm=99+(510)mm=104109取b1=105mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=99mm。 V带传动1.确定计算功率Pca由机械设计第9版的表8-8查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KAP=1.25.5kW=6.6 kW2.选择V带的带型根据(gnj)Pca、n0由机械设计第9版的图8-11选用(xunyng)A型。3.确定(qudng)带轮

33、的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计第9版的表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=90mm。验算带速v。按机械设计第9版的式（8-13）验算带的速度V=dd1n1601000 =901440601000 m/s=6.78m/s因为5m/sv30m/s,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据机械设计第9版的式（8-15a），计算大带轮的基准直径 根据机械设计第9版的表8-9，取标准值为dd2=280mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld根据机械设计第9版的式（8-20），初定中心距a0=500mm。由机械设计第9版的式（8-22）计算所需的基准长度由机械设计

34、第9版的表8-2选带的基准长度Ld=1640mm。由机械设计第9版的式（8-23）计算实际中心距a。由机械设计第9版的式（8-24）,中心距的变化范围为465539mm5.验算(yn sun)小带轮上的包角11180-（dd2-dd1）57.3490 1541206.计算(j sun)带的根数z1）计算(j sun)单根V带的额定功率Pr。由dd1=90mm和n1=1440r/min，查机械设计第9版的的表8-4得P0=1.064KW。根据n1=1440r/min，i=3.1和A型带，查机械设计第9版的的表8-5得P0=0.17Kw查机械设计第9版的的表8-6得K=0.95，表8-2得KL=0

35、.99，于是Pr=（P0+P0）KKL=（1.064+0.17）0.950.99=1.16kW2）计算V带的根数z。Z=PcaPr =6.61.16 =5.69取6根V带。7.计算单根V带的初拉力F0由机械设计第9版的的表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以F0=500（2.5-K）PcaKzv +qv2=500(2.5-0.95)6.60.9566.78 +0.1056.782N=137N8.计算压轴力FPFP=2zF0sin12=26137sin1592 N =1616N9.主要设计结论选用A型普通V带6根，带基准(jzhn)长度1599mm。带轮基准直径dd1=90m

36、m，dd2=280mm，中心距控制(kngzh)在a=496570mm。单根带初拉力F0=137N八、轴的设计(shj)一轴（高速轴）1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则P3=5.23kWn3=n1=480r/min于是 T3=9550000 P3n3 =95500005.23480 Nmm104055 Nmm2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d1=75mmFt=2T3d2 =210405575 N=2775NFr= Fttan=2775tan20N=1010N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步确定轴

37、的最小直径先估算轴的最小直径。选取(xunq)轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第9版的表15-3，取A.0=110，于是(ysh)得dmin= A.03P3n3 =11035.23480 mm=24.4mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配(zhungpi)方案从左到右的轴段的长度分别为LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直径为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）(L

38、/mm)L VIII-X74LVII-VII40LVI-VII55LV-VI123LIV-V12LIII-IV71LII-III20LI-II552)（d/mm）dVIII-X25dVII-VIII27dVI-VII30dV-VI37dIV-V52dIII-IV40dII-III37dI-II30（3）轴上零件(ln jin)的周向定位按机械设计第9版的表6-1采用(ciyng)平键查得bhL=12870，同时(tngsh)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H7n6；同样，皮带轮与轴的连接，选用平键为8mm7mm45mm皮带轮与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴的周向

39、定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6（4）求轴上的载荷从轴的结构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及M的值列于下表（参考机械设计第9版的图15-24）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3965N, FNH2=-4571NFNV1=2002N, FNV2=773N弯矩MMH1=194285N,MH2=180992N MV=98098Nmm总弯矩M1=980982+1942852 =217646 NmmM2=980982+1809922 =205867 Nmm扭矩TT1=104055 Nmm(5).按弯扭合成应力校核轴的强度 进行

40、校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计第9版的式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为ca =M12+(T1)2W =2176462+(0.6104055)20.1403 MPa=35.4 MPa前已选定轴的材料(cilio)为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得-1=60MPa，故安全(nqun)。二轴（中速轴）1.求输出(shch)轴上的功率P3、转速n3和转矩T3若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则P2=P=5.020.97kW=4.87kWn2=n1 1i =480

41、33/102=155.29r/min于是 T3=9550000 P2n2 =95500004.87155.29 Nmm299494Nmm2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=204mmFt=2T3d2 =2299494204 N=2936NFr= Fttan=2936tan20N=1069N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第9版的表15-3，取A.0=110，于是得dmin= A.03P2n2 =11034.87155.29 mm=34.7mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件(l

42、n jin)的装配方案从左到右的轴段的长度(chngd)分别为LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直径(zhjng)为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）(L/mm)LVII-VII62LVI-VII28LV-VI102LIV-V12LIII-IV62LII-III28LI-II622)（d/mm）dVII-VIII35dVI-VII37dV-VI40dIV-V52dIII-IV4

43、0dII-III37dI-II35（3）轴上零件的周向定位按机械设计第9版的表6-1采用(ciyng)平键查得bhL=14990，同时为了保证(bozhng)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H7n6；同样(tngyng)，皮带轮与轴的连接，选用平键为12mm8mm56mm皮带轮与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6（4）求轴上的载荷从轴的结构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及M的值列于下表（参考机械设计第9版的图15-24）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=22N,

44、 FNH2=1247NFNV1=62N, FNV2=3425N弯矩MMH=108392NmmMV1=10230N、MV2=297975N总弯矩M1=1083922+102302 =108874 NmmM2=1083922+2979752 =317077 Nmm扭矩TT2=886418 Nmm(5).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的强度。根据机械设计第9版的式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca =M12+(T2)2W =1088742+(0.6886418)20.1453 MPa=5

45、9.6 MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得-1=60MPa。故安全。三轴（低速轴）1.求输出(shch)轴上的功率P3、转速(zhun s)n3和转矩T3若取每级齿轮(chln)传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则P2=P2=5.020.972kW=4.72kWn2=n1 1i =480339233102=55.7r/min于是 T3=9550000 P2n2 =95500004.7255.7 Nmm809264Nmm2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=m1z2=392m=276mFt=2T3d2 =2809264276

46、N=5864NFr= Fttan=5864tan20N=2134N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第9版的表15-3，取A.0=115，于是得dmin= A.03P2n2 =11534.7255.7 mm=50.5mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案从左到右的轴段的长度分别为LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直径为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-

47、VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径(zhjng)和长度1）(L/mm)LVII-VII100LVI-VII113LV-VI12LIV-V96LIII-IV124LII-III50LI-II822)（d/mm）dVII-VIII65dVI-VII70dV-VI82dIV-V70dIII-IV65dII-III62dI-II55（3）轴上零件(ln jin)的周向定位按机械设计第9版的表6-1采用(ciyng)平键查得bhL=201290，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H7n6；同样，皮带轮与轴的连接，选用平键为16mm10mm70

48、mm皮带轮与轴的配合为H7n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6（4）求轴上的载荷从轴的结构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及M的值列于下表（参考机械设计第9版的图15-24）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1949N, FNH2=4474NFNV1=1629N, FNV2=709N弯矩MMH=362514NmmMV1=302994N、MV2=57429N总弯矩M1=3625142+3029942 =472464 NmmM2=3625142+574292 =367035 Nmm扭矩TT3=997000

49、 Nmm(5).按弯扭合成应力(yngl)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的强度。根据机械设计第9版的式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转(nizhun)切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算(j sun)应力ca =M12+(T3)2W =4724642+(0.6997000)20.1703 MPa=22.7 MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得-1=60MPa，故安全。九、键的校核计算高速轴齿轮与轴配合键的设计校核1.选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮

50、不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）参考轴的直径d=40mm，从机械设计第9版的表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=70mm（比轮毂宽度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂(lng)的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压(j y)应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作(gngzu)长度l=L-b=70mm-12mm=58mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 400010485840 MPa=22.4MPap=110 MPa（合适）轴与带轮配合键的设计校

51、核1.选择键连接的类型和尺寸一般8级以上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）参考轴的直径d=25mm，从机械设计第9版的表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm。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）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作长度l=L-b=45mm-7mm=38mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 400010473825 MPa=62.6M

52、Pap=110 MPa（合适）中速轴大齿轮与轴配合键的设计校核1.选择键连接的类型和尺寸一般8级以上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）参考轴的直径d=40mm，从机械设计第9版的表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56mm（比轮毂宽度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料(cilio)都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作(gngzu)长度l=L-b=56mm-12mm=44mm。由机械设计第

53、9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 400029984440 MPa=84.9MPap=110 MPa（合适(hsh)）中速轴小齿轮与轴配合键的设计校核1.选择键连接的类型和尺寸一般8级以上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）参考轴的直径d=40mm，从机械设计第9版的表6-1中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=90mm（比轮毂宽度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110

54、MPa。键的工作长度l=L-b=90mm-14mm=76mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 400088697640 MPa=129.5MPap=110 MPa可见连接的挤压强度不够。考虑相差较大，因此改用双键，相隔180布置。双键的工作长度l=1.576mm=114. 由机械设计第9版的式（6-1）可得p =4000Thld =4000886911440 =86.4 MPap=110 MPa（合适）低速轴齿轮与轴配合键的设计校核1.选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接(linji)。由于齿轮不在轴端，故选用(xunyng)圆

55、头普通平键（A型）参考(cnko)轴的直径d=70mm，从机械设计第9版的表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=90mm（比轮毂宽度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作长度l=L-b=90mm-20mm=70mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 4000997127070 MPa=67.8MPap=110 MPa（合适）联轴器与轴配合键的设计校核1.选择键连接的类型和尺寸一般8

56、级以上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）参考轴的直径d=55mm，从机械设计第9版的表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由半联轴器长度并参考键的长度系列，取键长L=70mm（比半联轴器长度小些）。2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第9版的表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。键的工作长度l=L-b=70mm-16mm=54mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 4000997105455 MPa=134.3MPap=110

57、MPa（合适）可见连接的挤压强度不够。考虑相差较大，因此改用双键，相隔180布置。双键的工作长度l=1.554mm=81mm. 由机械设计第9版的式（6-1）可得p =4000Thld =4000997108155 =89.5 MPap=110 MPa（合适(hsh)）十、轴承(zhuchng)选用(xunyng)及校核高速级轴承求比值Fa =Frtan60=4571/tan60=2639N根据机械设计第9版的表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时FaFr =0.58e初步计算当量动载荷P，根据机械设计第9版的式（13-8a）P=fd（XFr+YFa）按照机械设计第9版的表13-6

58、，fd=1.01.2，取fd=1.2。按照机械设计第9版的表13-5，X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则P=1.2（0.564571+1.52639）=7822N按照轴承样本或设计手册选择C=13.2kN的6006轴承次轴承的基本额定静载荷C0=8.3KN。验算如下：（1）求相对轴向载荷对应的e值和Y值，相对轴向载荷FaC0=26398300 =0.3170，按照机械设计第9版的表13-5中介于0.250.500之间，对应的e值为0.370.44，Y值为1.21.0.（2）用线性插值法求Y值。Y=1.0+（1.2-1.0）（0.5

59、-0.3170）0.5-0.25 =1.146故 X=0.56 Y=1.15(3)求当量(dngling)动载荷P0 P=1.2(0.564571+1.152639)=6714N(4)验算(yn sun)6006轴承的寿命，根据机械设计第9版的 式（13-5）Lh= 1.10610960n(CP) = 1.10610960480(132006714)3h=291837h38400h即高于预期(yq)计算寿命。故可用6006轴承。 中速级轴承求比值Fa =Frtan60=3425/tan60=1977N根据机械设计第9版的表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时FaFr =0.58e初

60、步计算当量动载荷P，根据机械设计第9版的式（13-8a）P=fd（XFr+YFa）按照机械设计第9版的表13-6，fd=1.01.2，取fd=1.2。按照机械设计第9版的表13-5，X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则P=1.2（0.563425+1.51977）=5860N按照轴承样本或设计手册选择C=16.2kN的6007轴承次轴承的基本额定静载荷C0=10.5KN。验算如下：（1）求相对轴向载荷对应的e值和Y值，相对轴向载荷FaC0=197710500 =0.1883，按照机械设计第9版的表13-5中介于0.1300.250之