机械设计课程设计概述

机械设计课程设计机械设计课程设计2023/2023学年第二学期指导老师：王峥2023/2023学年第二学期指导老师：王峥2023级机械设计制造及自动化学号：顶姓名：张恒顶2023-05目录TOC\o"1-2"\n"2-2"\h\z\u1课程设计题目1.1内容1.2目的1.3任务陈述1.4设计的关键2传动装置的总体设计2.1传动方案的拟定2.2电动机的选择2.3传动比的计算及分派2.4传动装置的运动、动力参数计算3传动件的设计计算3.1减速器外传动件的设计计算3.1.1v带设计3.2减速器内传动件的设计计算3.2.1齿轮传动设计（1、2轮的设计）3.2.2齿轮传动设计（3、4轮的设计）4键连接的选择及校核计算4.1输入轴键选择及校核4.2中间轴键选择及校核4.3输出轴键选择及校核5轴承选择及校核计算5.1输入轴的轴承计算及校核5.2中间轴的轴承计算及校核5.3输出轴的轴承计算及校核6联轴器选择7减速器的润滑及密封7.1减速器的润滑7.2减速器的密封8减速器附件及箱体重要结构尺寸课程设计题目：设计铸工车间的砂型运送设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。每日两班制工作，工作期限为2023。已知条件：输送带带轮直径d=300mm，输送带运营速度v=0.69m/s，输送带轴所需拉力F=6000N。1.1内容1.设计二级圆柱齿轮减速器，计算带传动的重要性能参数。2.绘制齿轮减速器的装配图一张；绘制低速轴上的齿轮的传动件的工作图一张；绘制从动轴的零件工作图；绘制减速器箱体的零件工作图一张。3.写出设计计算说明书一份。1.2目的通过课程设计实践，树立对的的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。

学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。

（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，拟定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护规定，之后进行结构设计，达成了解和掌握机械零件，机械传动装置或简朴机械的设计过程和方法。

（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。1.3任务陈述1、绘制传动装置装配图一张（A0/A1）；2、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)；

3、编制设计说明书一份。（字数在8000字左右）1.4设计的关键设计的重中之重在于二级展开式圆柱斜齿轮减速器的设计，需要通过计算减速器内部各种零件的性能参数使其达成规定的强度、刚度规定进而对减速器进行设计。其重要环节如下：第一步选择原动机

第二步分派传动比计算各轴的转速，力矩

第三步齿轮传动设计与计算

第四步轴的设计与计算

第五步联轴器的选择与设计

第六步轴承的选择与校核

第七步润滑方式选择

第八步其它附件如端盖油标等各种附件的选择

第九步减速器箱体的设计2传动装置的总体设计2.1传动方案的拟定（1）根据工作规定和工作环境，选择展开式二级圆柱直齿轮减速器传动方案。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境合用性好。（2）为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以打滑，保证电动机的安全。（3）由于带传动的承载能力较低，传递相同转矩时结构尺寸较大，但传动平稳，能缓冲吸震，因此，应将其布置在高速的一端。（4）直齿圆柱齿轮相对于带传动有一定的冲击，所以放在传动装置的速度低的一端。故该机器涉及原传动机、传动装置、工作机三部分组成，并且结构紧凑，匀称、强度和刚性号，便于操作和维修。2.2电动机的选择2.2.1电动机的类型按工作规定和工作条件选用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。2.2.2电动机的功率式中：为工作机的阻力，；为工作机的线速度，m/s；为工作机的效率，带式传动机可取=0.96其中：=6000N，=0.69m/s，=0.96得2、电动机的输出功率为——电动机至滚筒轴的传动装置总效率。——工作机实际需要的电动机的输出功率。——工作机所需的输入功率且传动装置的总效率公式为：式中，为传动系统中各级传动机构、轴承以及联轴器的效率。查《机械设计课程设计》第三章表3-1可知——带传动效率：0.96——每对轴承的传动效率：0.99——圆柱齿轮的传动效率：0.98——联轴器的传动效率：0.99——卷筒的传动效率：0.96由简图可知共有三对轴承，两对齿轮，一个联轴器，两种传送带。所以传动装置的总效率为：=0.853、电动机所需功率为：因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，，查《机械设计课程设计》表17-7选取电动机额定功率=。2.2.3电动机转速的拟定滚筒轴工作转速：由《机械设计课程设计》表3-2得展开式减速器的传动比为：=9~25V带的传动比为：=2~4得总推荐传动比为：18~100所以电动机实际转速的范围为：791.08~4395r/min查《机械设计课程设计常用标准和规范》表17-7可知符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。但是电动机的转速范围为791.08~4395r/min，且3000r/min的电动机的转速过高。故选用同步转速1500r/min的电机。型号为Y132S-4，满载转速。2.3传动比的计算及分派1、总传动比为:其中是电动机的满载转速，是电动机的工作转速。2、分派传动比为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：；则减速器的传动比为：；考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应当有相近的浸油深度。应使两级的大齿轮具有相似的直径（低速级大齿轮的直径应略大一些，使高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙）。设高速级的传动比，低速级的传动比为，对于二级展开式圆柱齿轮减速器：取=3.75，则低档传动比为：；2.4传动装置的运动、动力参数计算2.4.1各轴的转速：电机轴：==1440r/min1轴:；2轴:；3轴:；滚筒轴:2.4.2各轴的输入功率：电机轴：=1轴:；2轴:；3轴:；卷筒轴:2.4.3各轴的输入转矩：电机轴:；1轴:；2轴:；3轴:；滚筒轴:2.4.4整理列表轴名功率转矩转速电机轴5.536.48144015.28105.0548025.1238212834.971079.743.96滚筒轴4.87105843.963传动件的设计计算3.1减速器外传动件的设计计算3.1.1V带设计3.1.1.1原始数据电动机功率——kw电动机转速——r/minV带理论传动比——3.1.1.2设计计算拟定计算功率根据两班制工作，空载启动，连续，单向运转，载荷稳定，工作期限2023。表8-8查得工作系数KA=1.23.1.1.3选择V带的带型根据、由图8-11选用A型。3.1.1.4拟定带轮的基准直径并验算带速v初选小带轮的基准直径。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径=80mm验算带速按式（8-13）验算带的速度由于，故带速合适3.1.1.5计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径根据表8-9，取标准值为mm3.1.1.6拟定V带的中心距a和基准长度根据式（8-20），初定中心距由式（8-22）计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度。按式（8-23）计算实际中心距由式（8-24）可得中心距的变化范围为338.25mm~394.5mm。3.1.1.7验算小带轮上的包角3.1.18计算带的根数z计算单根V带的额定功率。由，查表8-4得根据，i=3和A型带，查表8-5得查表8-6得，查表8-2得，于是计算V带的根数z。取10根。3.1.1.9计算单根V带的初拉力由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以==97.82N3.1.1.10计算压轴力3.1.1.11重要设计结论带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A31250中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)6631097.821901.183.1.1.12带轮的结构设计1、带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料HT200）2、带轮的结构形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮。3.2减速器内传动件的设计计算3.2.1齿轮传动设计（1、2轮的设计）选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=22×3.75=82.5，取z2=83。（4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）拟定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.6。②计算小齿轮传递的转矩T1=105.05N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.5。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*)]=arccos[22×cos20°/(22+2×1)]=30.537°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*)]=arccos[87×cos20°/(87+2×1)]=23.284°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[22×(tan30.537°-tan20°)+83×(tan23.284°-tan20°)]/2π=1.71重合度系数：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.71,3))⑦计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×480×1×10×300×2×8=1.38×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=1.38×109/3.75=3.69×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.88、KHN2=0.91。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.88×600,1)=528MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.91×550,1)=500.5MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=500.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))==66.44mm（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①圆周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)==1.667m/s②齿宽bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=1*66.44=66.44mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1。②根据v=1.67m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02。③齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×105.05/66.44=3162.252NKAFt1/b=1×3162.252/66.44=47.60N/mm<100N/mm查表10-3得齿间载荷分派系数KH=1.2。④由表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=1.457。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.457=1.7833）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=66.44×=68.89mm及相应的齿轮模数mn=d1/z1=68.89/22=3.13mm模数取为标准值m=3mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=22×3=66mmd2=z2m=83×3=249mm（2）计算中心距a=(d1+d2)/2=(66+249)/2=157.5mm（3）计算齿轮宽度b=φdd1=1×66=66mm4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）拟定公式中各参数值①计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.689②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.69YFa2=2.23YSa1=1.58YSa2=1.79③计算实际载荷系数KF由表10-3查得齿间载荷分派系数KF=1.2根据表10-4用插值法查得KH=1.426，结合b/h=9.78查图10-13得KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1×1.12×1.2×1.427=1.918④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.87取安全系数S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.85×500,1.4)=303.57MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.87×380,1.4)=236.14MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×1.918×87.09×2.69×1.58×0.689,1×3\s(\s(3))×22\s(\s(2)))=74.863MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×1.918×87.09×2.23×1.79×0.689,1×3\s(\s(3))×22\s(\s(2)))=70.31MPa≤[F]2齿根弯曲疲劳强度满足规定。5.重要设计结论齿数z1=22、z2=87，模数m=3mm，压力角=20°，中心距a=163.5mm，齿宽b1=71mm、b2=66mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2283齿宽b71mm66mm分度圆直径d66mm249mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha3mm3mm齿根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2×ha72mm251mm齿根圆直径dfd-2×hf58.5mm241.5mm3.2.2齿轮传动设计（3、4轮的设计）1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z3=23，大齿轮齿数z4=23×2.912=66.976，取z4=67。（4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）拟定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.6。②计算小齿轮传递的转矩T2=382N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.5。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：a1=arccos[z3cos/(z3+2ha*)]=arccos[23×cos20°/(23+2×1)]=30.181°a2=arccos[z4cos/(z4+2ha*)]=arccos[67×cos20°/(67+2×1)]=23.998°端面重合度：=[z3(tana1-tan)+z4(tana2-tan)]/2π=[23×(tan30.181°-tan20°)+70×(tan23.998°-tan20°)]/2π=1.701重合度系数：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.701,3))⑦计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3=60nkth=60×128×2×10×300×1×8=3.69*108大齿轮应力循环次数：N4=60nkth=N1/u=3.69×108/2.912=1.266*108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.91、KHN2=0.93。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.91×600,1)=546MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.93×550,1)=511.5MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=511.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))==102.676mm（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①圆周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,2),60×1000)==0.688m/s②齿宽bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=1×102.676=102.676mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1。②根据v=0.688m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=0.78。③齿轮的圆周力Ft3=2T2/d1t=2×1000×382/102.676=7440.88NKAFt3/b=1×7440.88/102.676=72.47N/mm<100N/mm查表得齿间载荷分派系数KH=1.2。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.469。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×0.78×1.2×1.469=1.3753）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=102.676×=97.618mm及相应的齿轮模数mn=d3/z3=97.618/23=4.244mm模数取为标准值m=4mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3=z3m=23×4=92mmd4=z4m=67×4=268mm（2）计算中心距a=(d3+d4)/2=(92+268)/2=180mm（3）计算齿轮宽度b=φdd3=1×92=92mm取b4=92、b3=97。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[σF]1）拟定公式中各参数值①计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.701=0.691②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.66YFa2=2.25YSa1=1.59YSa2=1.76③计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分派系数KF=1.2根据KH=1.469，结合b/h=10.22查图得KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1×1.05×1.2×1.439=1.813④计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=620MPa、Flim2=620MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87、KFN2=0.89取安全系数S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.87×620,1.4)=385.29MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.89×620,1.4)=394.14MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×1.813×330.35×2.66×1.59×0.691,1×4\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=103.401MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×1.813×330.35×2.25×1.76×0.691,1×4\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=96.814MPa≤[F]2齿根弯曲疲劳强度满足规定。5.重要设计结论齿数z1=23、z2=67，模数m=4mm，压力角=20°，中心距a=180mm，齿宽b1=97mm、b2=92mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m4mm4mm齿数z2367齿宽b97mm92mm分度圆直径d92mm268mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha4mm4mm齿根高hfm×(ha+c)5mm5mm全齿高hha+hf9mm9mm齿顶圆直径dad+2×ha100mm276mm齿根圆直径dfd-2×hf82mm258mm3.3输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=5.28KWn1=480r/minT1=105.05Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1=66mm则:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))==3183.33NFr=Ft×tan=3183.33×tan20°=1158.64N3.初步拟定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决，根据表，取A0=112，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×=24.91mm输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12=26mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位规定，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm。大带轮宽度B=78mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12=76mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据d23=30mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，取挡油环的宽度为15，则l34=l78=17+15=32mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=42mm。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=B=71mm，d56=d1=66mm4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知低速小齿轮的宽度b3=97mm，则l45=b3+c+Δ+s-15=97+12+16+8-15=118mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步拟定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6207深沟球轴承查手册得T=17mm带轮中点距左支点距离L1=(78/2+50+17/2)mm=97.5mm齿宽中点距左支点距离L2=(71/2+32+118-17/2)mm=177mm齿宽中点距右支点距离L3=(71/2+9+32-17/2)mm=68mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2639.1×68,177+68)=732.5NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2639.1×177,177+68)=1906.6N垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(FrL3-Fp(L1+L2+L3),L2+L3)=eq\f(960×68-1345.58×(97.5+177+68),177+68)=-1614.6NFNV2=eq\f(FrL2+FpL1,L2+L3)=eq\f(960×177+1345.58×97.5,177+68)=1229N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=732.5×177Nmm=129652Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0=FpL1=1345.58×97.5Nmm=131194Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=-1614.6×177Nmm=-285784NmmMV2=FNV2L3=1229×68Nmm=83572Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=313819NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=154253Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(313819\s(2)+\b(0.6×87.09×1000)\s(2)),0.1×66\s(3))MPa=11.1MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：3.4中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=6.31KWn2=182.28r/minT2=330.35Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2=261mm则:Ft1=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×330.35×1000,261)=2531.4NFr1=Ft1×tan=2531.4×tan20°=920.8N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=92mm则:Ft2=eq\f(2T\s(,2),d\s(,3))=eq\f(2×330.35×1000,92)=7181.5NFr2=Ft2×tan=7181.5×tan20°=2612.4N3.初步拟定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决，根据表，取：A0=107，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=107×eq\r(3,\f(6.31,182.28))=34.9mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据dmin=34.9mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45=40mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B=66mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=64mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=40mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴环处的直径d34=48mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=14.5mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d23=40mm。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B=97mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=95mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=17mm，则l12=T+Δ+s+2=17+16+8+2=43mml56=T2T+s+Δ+2.5+2=17+8+16+2.5+2=45.5mm至此，已初步拟定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6207深沟球轴承查手册得T=17mm高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L1=(66-2)/2+45.5-17/2mm=69mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(66/2+14.5+97/2)mm=96mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3=(97-2)/2+43-17/2)mm=82mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=eq\f(Ft1(L2+L3)+Ft2L3,L1+L2+L3)=eq\f(2531.4×(96+82)+7181.5×82,69+96+82)=4208.4NFNH2=eq\f(Ft1L1+Ft2(L1+L2),L1+L2+L3)=eq\f(2531.4×69+7181.5×(69+96),69+96+82)=5504.5N垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(Fr1(L2+L3)-Fr2L3,L1+L2+L3)=eq\f(920.8×(96+82)-2612.4×82,69+96+82)=-203.7NFNV2=eq\f(Fr1L1-Fr2(L1+L2),L1+L2+L3)=eq\f(920.8×69-2612.4×(69+96),69+96+82)=-1487.9N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1=FNH1L1=4208.4×69Nmm=290380NmmMH2=FNH2L3=5504.5×82Nmm=451369Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L1=-203.7×69Nmm=-14055NmmMV2=FNV2L3=-1487.9×82Nmm=-122023Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1=eq\r(M\s(2,H1)+M\s(2,V1))=290720NmmM2=eq\r(M\s(2,H2)+M\s(2,V2))=467568Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT2)\s(2)),W)=eq\f(\r(290720\s(2)+\b(0.6×330.35×1000)\s(2)),0.1×40\s(3))MPa=55MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：3.5输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=6.06KWn3=59.96r/minT3=964.39Nm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=280mm则:Ft=eq\f(2T\s(,3),d\s(,4))=eq\f(2×964.39×1000,280)=6888.5NFr=Ft×tan×°3.初步拟定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质解决，根据表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,3),n\s(,3)))=112×eq\r(3,\f(6.06,59.96))=52.2mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表，考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则:Tca=KAT3=1.3×964.39=1253.7Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2023或手册，选用LT10型联轴器。半联轴器的孔径为63mm故取d12=63mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位规定，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=68mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=73mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=105mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据d23=68mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214，其尺寸为d×D×T=70mm×125mm×24mm，故d34=d78=70mm，取挡油环的宽度为15，则l34=24+15=39mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=79mm。3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67=75mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B=92mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=90mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=75mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d56=87mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=12mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=24mm高速大齿轮轮毂宽度B2=66mm，则l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=66+12+5+2.5+16+8-12-15=82.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=24+8+16+2.5+2=52.5mm至此，已初步拟定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6214深沟球轴承查手册得T=24mm齿宽中点距左支点距离L2=(92/2+12+82.5+39-24/2)mm=167.5mm齿宽中点距右支点距离L3=(92/2-2+52.5-24/2)mm=84.5mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(6888.5×84.5,167.5+84.5)=2309.8NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(6888.5×167.5,167.5+84.5)=4578.7N垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(FrL3,L2+L3)=eq\f(2505.8×84.5,167.5+84.5)=840.2NFNV2=eq\f(FrL2,L2+L3)=eq\f(2505.8×167.5,167.5+84.5)=1665.6N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=2309.8×167.5Nmm=386892Nmm截面C处的垂直弯矩：MV=FNV1L2=840.2×167.5Nmm=140734Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V))=411693Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(\s(2)+\b(0.6×964.39×1000)\s(2)),0.1×79\s(3))MPa=11.7MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：4键联接的选择及校核计算4.1输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=8mm×7mm×70mm，接触长度:l'=70-8=62mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×7×62×25×120/1000=325.5NmT≥T1，故键满足强度规定。4.2中间轴键选择与校核1）中间轴与高速大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=12mm×8mm×50mm，接触长度:l'=50-12=38mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×38×40×120/1000=364.8NmT≥T2，故键满足强度规定。2）中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=12mm×8mm×90mm，接触长度:l'=90-12=78mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×78×40×120/1000=748.8NmT≥T2，故键满足强度规定。4.3输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=20mm×12mm×80mm，接触长度:l'=80-20=60mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×12×60×75×120/1000=1620NmT≥T3，故键满足强度规定。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=18mm×11mm×100mm，接触长度:l'=100-18=82mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×11×82×63×120/1000=1704.8NmT≥T3，故键满足强度规定。5轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=10×1×8×300=24000h5.1输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×960+0×=960N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=960×eq\r(3,\f(60×720,10\s(\s(6)))×24000)=9716N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr=25.5KN，由课本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×720)\b(\f(25.5×1000,960))\s(\s(3))=4.34×105≥Lh所以轴承预期寿命足够。5.2中间轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×2612.4+0×=2612.4N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=2612.4×eq\r(3,\f(60×182.28,10\s(\s(6)))×24000)=16727N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr=25.5KN，由课本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×182.28)\b(\f(25.5×1000,2612.4))\s(\s(3))=8.5×104≥Lh所以轴承预期寿命足够。5.3输出轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×2505.8+0×=2505.8N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=2505.8×eq\r(3,\f(60×59.96,10\s(\s(6)))×24000)=11075N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6214轴承，Cr=60.8KN，由课本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3)))=eq\f(10\s(\s(6)),60×59.96)\b(\f(60.8×1000,2505.8))\s(\s(3))=3.97×106≥Lh所以轴承预期寿命足够。6联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：T=T3=964.39Nm由表查得KA=