机械设计电子稿

湖南工业大学 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2008 ~ 2009 学年第 一 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导教师 刘扬 职称 副教授 学生姓名 蔡振宇 专业班级 机械工程及自动化 学号 06405600230 题 目 链式运输机传动装置设计 成 绩 起止日期 2008 年 10 月 14 日～ 2008 年 10 月 27 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 1 2 课程设计说明书 33 3 课程设计图纸 5 张 湖南工业大学 课程设计任务书 2008 —2009 学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 06-2 班级 课程名称： 机械设计课程设计 设计题目： 链式运输机传动装置设计 完成期限：自 2008 年 10 月 14 日至 2008 年 10 月 27 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数 运输链牵引力（F/KN）：2.5 输送速度 V/(m/s)：0.7 链轮节圆直径D/(mm)：170 工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差±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。 三、设计工作量 （1） 减速机装配图1张； （2） 零件工作图2~3张； （3） 设计说明书1份（6000~8000字）。 进 度 安 排 起止日期 工作内容 12.24-12.25 传动系统总体设计 12.25-12.27 传动零件的设计计算； 12.28-1.6 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 1.7 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 ［1］濮良贵，纪名刚.机械设计［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［2］金清肃.机械设计课程设计［Ｍ］.武汉：华中科技大学出版社，2007. 指导教师（签字）： 年 月 日 系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 （机械设计课程设计） 设计说明书 （链式运输机传动装置设计） 起止日期： 2008 年 10 月 14 日 至 2008 年 10 月 27 日 学生姓名 蔡振宇 班级 机工06-2 学号 06405600230 成绩 指导教师(签字) 机械工程学院（部） 2008年10月27 日 目 录 一、传动方案图-----------------------------------------（2） 二、 设计方案 关于薪酬设计方案通用技术作品设计方案停车场设计方案多媒体教室设计方案农贸市场设计方案 分析--------------------------------------（3） 三、各轴的转速，功率和转速-----------------------（4） 四、传动零件设计计算--------------------------------（5） 1、V带轮设计计算-------------------------------------（5） 2、高速级直齿圆柱齿轮设计计算-------------------（7） 3、低速级直齿圆柱齿轮设计计算------------------（11） 五、轴系零件设计计算--------------------------------（15） 1、中间轴设计计算------------------------------------（15） 2、高速轴结构设计------------------------------------（24） 3、低速轴结构设计------------------------------------（26） 六、轴承的校核----------------------------------------（28） 1、高速圆柱齿轮轴轴承的校核---------------------（28） 2、中间轴轴承的校核---------------------------------（28） 3、低速轴轴承的校核---------------------------------（29） 七、键的选择及计算-----------------------------------（30） 1、高速轴系键连接的选择及计算------------------（30） 2、中间轴系键连接的选择及计算------------------（30） 3、低速轴系键连接的选择及计算------------------（31） 八、减速器附件选择-----------------------------------（32） 九、 心得体会 决胜全面小康心得体会学党史心得下载党史学习心得下载军训心得免费下载党史学习心得下载 --------------------------------------------（33） 十、参考文献--------------------------------------------（34） 十一、附图-----------------------------------------------（34） 计算与说明 主要结果 1、 传动方案图 设计链式运输机的传动装置 传动方案可参考图 计算与说明 主要结果 二、设计方案分析 1、选择电动机的类型和结构 按工作要求选用笼型三相异步电动机，电压380V 2、电动机所需工作功率： 传动装置的总效率： 电机所需的功率为: 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由第十九章表19—1所示三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为2.2KW 3、传动比的计算与分配 卷筒轴工作转速为 由表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比为8-40，则符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min.由于750r/min无特殊要求，不常用，故仅用1000r/min和1500r/min两种方案进行比较。选用方案一比较好。即选定Y112M-6. 电动机型号 额定功率（KW） 同步转速（r/min） 满载转速（r/min） 额定转矩（KN/m） Y112M-6 2.2 1000 940 2.0 Y100L1-4 2.2 1500 1430 2.3 总传动比: Pw=1.75kw Pd=2.17kw i总=11.95 计算与说明 主要结果 考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度，查资料得i2=（1.2~1.3）i3，取i2=1.28i3，v带传动比i1=2.5，总的传动比i总=i1 i2 i3=11.95， i1—v带传动比； i2—高速直齿齿轮传动比； i3—低速直齿齿轮传动比。 计算出： i2=2.67，i3=2.09 所以传动比分配为 i1=2.5，i2=2.67，i3=2.09。 三、各轴的转速，功率和转速 1、各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。 Ⅰ轴：n1=940 Ⅱ轴：n2= Ⅲ轴：n3= Ⅳ轴 ：n4= 2，各轴的输入功率（kw） 3，各轴输入扭矩的计算 i1=2.5 i2=2.67 i3=2.09 n1=940 r/min n2=376 r/min n3=140.8 r/min n4=67.4 r/min P1=2.17 kw P2=2.00 kw P3=1.90 kw P4=1.80 kw 计算与说明 主要结果 将以上算得的运动和动力参数列表如下： 轴号 输入功率P/KW 转矩T/n.mm 转速n/r/min 传动比i Ⅰ 2.17 2.204 104 940 1 Ⅱ 2.00 5.080 104 376 2.5 Ⅲ 1.90 1.289 105 140.8 2.67 Ⅳ 1.80 2.0193 105 67.4 2.09 四、传动零件设计计算 1、V带轮设计计算 带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏。要求分析：已知电动机功率p=2.17kw,传动比i1=3，每天工作24小时。 （1）、确定计算功率Pca 由表8-7查得工作情况系数KA=1.3，所以 2.17 1.3=2.821KW （2）、选择v带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A型。 （３）、确定带轮的基准直径dd1并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1＝106mm 2） 验算带速v。按式（8-13）验算得 　 因为5m/s〈v〈30m/s，故带速合适。 3） 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d 　　　d ＝i1.d ＝2.5 106mm＝265mm 根据表8-8。圆整为dd2＝280mm 4） 确定v带的中心距a和基准长度Ld a、 根据式（8-20），初定中心距a ＝500mm。 b、 由式（8-22）计算带所需的基准长度 Pca=2.821kw dd1=106mm v=5.21mm dd2=265mm a0=500mm 计算与说明 主要结果 由表8-2选带的基准长度Ld=1600mm c、 按式（8-23）计算实际中心距a1。 中心距的变化范围为 5）.验算小带轮上的包角a 6）.计算带的根数z 1）计算单根v带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=940r/min，查表8-4a得P0=1.15kW 根据n1=940r/min，i1=2.5和A型带，查表8-4b得△po=0.11kw。 查表8-5得ka=0.96，表8-2得kl=0.89，于是 Pr=(p0+△po) ka kl =(1.15+0.11) 0.96 0.89kw =1.077kw 2)计算v带的根数z。 所以取3根。 7）．计算单根v带的初拉力的最小值（f0）min 由表8-3的A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 应使带的实际初拉力Fo>(Fo)min Ld=1600mm a=490mm Pr=1.077kw Z=3 F0=86.02N 计算与说明 主要结果 8）.计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 (Fp)min=2Z(F0)minsin( ) =2 3 86.02 sin( ) =494.09N 带型 小带轮直径（mm） 中心距（mm） 根数 小带轮包角（ ） A 106 490 3 161.4 2、高速级直齿圆柱齿轮设计计算 因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效主要是点蚀。考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表10-1选择： 小齿轮材料为4Cr，调质处理，齿面硬度为241～286HBS 大齿轮材料为45号钢，调质处理，齿面硬度为217～255 HBS （1）确定许应力 A、确定极小应力 Hlim和 Flim齿面硬度：小齿轮按280 HBS，大齿轮按240 HBS，二者材料硬度差为40HBS。 由图10-21d按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa， Hlim2=550MPa。 由图10-20c按齿轮的弯曲疲劳强度极限 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa。 B.计算应力循环数N， 由式10-13计算N N =60n1jLh=60 376 1 (3 8 300 10) =1.624 109 C.计算许应力 1）计算接触疲劳许应力 (Fp)min=494.09N Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa Flim1=500Mpa Flim2=380MPa N1=1.624 109 N2=6.08 108 计算与说明 主要结果 取失效概率为0.01，安全系数S=1，由式（10-12）得由图10-19取接触疲劳寿命系数 Khn1=0.90,Khn2=0.95 MPa=540MPa MPa=522.5MPa 2)计算弯曲疲劳许应力。 由图10-20c查得弯曲疲劳强度强度极限 , . 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85, KFN2=0.88 取弯曲疲劳安全数系数S=1.4,由式(10-12)得 =303.57MPa =238.86MPa 3)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 1)选择齿轮的类型 根据齿轮的工作条件和性能要求,选择直齿圆柱齿轮. 2)选择齿轮精度等级 运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度 (GB 10095-88). 3)初选参数 Z1=19,Z2=19 2.67=50.73,取Z2=51 4)初步确定齿轮的主要尺寸 因为电动驱动,有轻微震动,根据V,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.12; 直齿轮,Kha=Kfa=1; 由表10-2查得使用系数KA=1; 由表10-4用插值法查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,KHB=1.423. 故载荷系数 K=KA KV Kha KHB=1 1.12 1 1.423=1.594 初步计算出齿轮的分度圆直径d1,m等主要参数和几何尺寸. 1试算出小齿轮分度圆直径d1t,代入[ H]中较小的值. =540Mpa =522.5MPa KFN1=0.85, KFN2=0.88 303.57Mpa 238.86MPa Z1=19 Z2=51 Kv=1.12 Kha=Kfa=1 KA=1 KHB=1.423 K=1.594 计算与说明 主要结果 2计算圆周速度v 3计算齿宽b b= EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 d1t =1 53.08=53.08mm 4计算齿宽与齿高之比 模数 齿高h=2.25 mt=2.25 2.79=6.28mm = 5按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得 6计算模数m (5)按齿根弯曲强度设计 由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为 d1t=53.08mm v=1.04m/s b=53.08mm mt=2.79 =8.45 d1=56.81mm m=2.99mm 计算与说明 主要结果 1） 计算载荷系数K，由 =8.45，KHB=1.423， 查图10-13得KFB=1.35。故 K=KA KV KFa KFb=1 1.12 1 1.35=1.512 2） 查取齿型系数，由表10-5得 Yfa1=2.65， Yfa2=2.226 3） 查取应力校正系数，由表10-5查得 Ysa1=1.58， Ysa2=1.764。 4） 计算大、小齿轮的 并加以比较 =0.01379 =0.01734 大齿轮的数值大 5） 设计计算： 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的大小主要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，仅与齿轮直径（既模数与齿数的乘积）有关。可取由弯曲强度算得的模数 1.95 并就近圆整为标准值m= 2 mm，按接触强度算得的分度圆直径 d = 56.81 mm，算出小齿轮齿数Z1= =28.4，取Z1=29 大齿轮齿数 Z2=29 2.67=77.43，取Z2=78 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 KFB=1.35 K=1.512 Yfa1=2.65 Yfa2=2.226 Ysa1=1.58 Ysa2=1.764 m=1.95mm Z1=29 Z2=78 计算与说明 主要结果 （6）几何尺寸计算。 1）计算分度圆直径 d =Z1 m=29 2=58mm d2=Z2 m=78 2=156mm 2）计算中心距： a= =107mm 3） 计算齿轮宽度b= EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 d =1 58=58mm 取B2=58mm，B1=63mm 小齿轮 大齿轮 齿数 29 78 直径d（mm） 58 156 齿宽b（mm） 63 58 模数（mm） 2 中心距a（mm） 107 3、高速级直齿圆柱齿轮设计计算 因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效主要是点蚀。考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表10-1选择： 小齿轮材料为4Cr，调质处理，齿面硬度为241～286HBS大齿轮材料为45号钢，调质处理，齿面硬度为217～255 HBS （1） 确定许应力 A.确定极小应力 Hlim和 Flim 齿面硬度：小齿轮按280 HBS，大齿轮按240 HBS，二者材料硬度差为40HBS。 由图10-21d按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa， Hlim2=550MPa。 d1=58mm d2=156mm a=107mm b=58mm B1=63mm B2=58mm Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa 计算与说明 主要结果 由图10-20c按齿轮的弯曲疲劳强度极限 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa。 B.计算应力循环数N， 由式10-13计算N N =60n1jLh=60 140.8 1 (3 8 300 10) =6.082 108 N = =2.910 108 C.计算许应力 1）计算接触疲劳许应力 取失效概率为0.01，安全系数S=1，由式（10-12）得，由图10-19取接触疲劳寿命系数 Khn1=0.90,Khn2=0.95 MPa=540MPa MPa=522.5MPa 2)计算弯曲疲劳许应力。 由图10-20c查得弯曲疲劳强度强度极限 FE1=500MPa, FE2=380MPa. 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85, KFN2=0.88 取弯曲疲劳安全数系数S=1.4,由式(10-12)得 =303.57MPa =238.86MPa 3)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 1)选择齿轮的类型 根据齿轮的工作条件和性能要求,选择直齿圆柱齿轮. 2)选择齿轮精度等级运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB 10095-88). 3)初选参数 Z1=24,Z2=24 2.09=50.16,取Z2=51 4)初步确定齿轮的主要尺寸 因为电动驱动,有轻微震动,根据V,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.11; Flim1=500Mpa Flim2=380MPa N1=6.082 108 N2=2.910 108 Khn1=0.90 Khn2=0.95 540MPa 522.5MPa FE1=500MPa FE2=380Mpa KFN1=0.85 KFN2=0.88 303.57MPa 238.86MPa Z2=51 Kv=1.11 计算与说明 主要结果 直齿轮,Kha=Kfa=1; 由表10-2查得使用系数KA=1; 由表10-4用插值法查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,KHB=1.422. 故载荷系数 K=KA KV Kha KHB=1 1.11 1 1.422=1.5642 初步计算出齿轮的分度圆直径d1,m等主要参数和几何尺寸。 1.试算出小齿轮分度圆直径d1t,代入[ H]中较小的值. 2计算圆周速度v =0.547m/s 3.计算齿宽b b= EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 d1t =1 74.18=74.18mm 4.计算齿宽与齿高之比 模数mt= =3.09 齿高h=2.25 mt=2.25 3.09=6.96mm =10.66 5.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得 Kha=Kfa=1 KHB=1.422 K=1.5642 d1t=74.18mm v=0.547mm b=74.18mm mt=3.09 h=6.96mm d1=78.9mm 计算与说明 主要结果 计算模数m =3.29mm (5) 按齿根弯曲强度设计 由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为 1)计算载荷系数K，由 =10.66，KHB=1.423， 查图10-13得KFB=1.35。故 K=KA KV KFa KFb=1 1.11 1 1.35=1.499 2)查取齿型系数，由表10-5得 Yfa1=2.65 Yfa2=2.226 3)查取应力校正系数，由表10-5查得 Ysa1=1.58， Ysa2=1.764。 4)计算大、小齿轮的 并加以比较 =0.01349 =0.01543 大齿轮的数值大 5)设计计算： =2.18mm 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的大小主要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，仅与齿轮直径（既模数与齿数的乘积） m=3.29mm K=1.499 Yfa1=2.65 Yfa2=2.226 Ysa1=1.58 Ysa2=1.764 m=2.18mm 计算与说明 主要结果 有关。可取由弯曲强度算得的模数 2.18 并就近圆整为标准值m= 2.5 mm，按接触强度算得算出小齿轮齿数Z1= =31.56，取Z1=32 大齿轮齿数 Z2=2.09 32=66.9，取Z2=67 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 （6）几何尺寸计算。 1）计算分度圆直径 d =Z1 m=32 2.5=80mm d2=Z2 m=67 2.5=167.5mm 2）计算中心距： a= =123.25mm 3）计算齿轮宽度b= EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 d =1 80=80mm 取B2=80mm，B1=85mm 小齿轮 大齿轮 齿数 32 67 直径d（mm） 80 167.5 齿宽b（mm） 85 80 模数（mm） 2.5 中心距a（mm） 123.25 五、轴系零件设计计算 1、中间轴设计计算 对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。 已知：电动机功率Pd=2.17KW，转速n1=940r/min，齿轮机构的参数列于下表： 级别 Z1 Z2 m/mm an H*a 齿宽/mm 高速级 29 78 2 20 1 B1=63,B2=58 低速级 32 67 2.5 20 1 B1=85,B2=80 1.求输出轴上的功率P3，转速n3和转矩 由前一部分可知： P3=1.90KW； Z1=32 Z2=67 d1=80mm d2=167.5mm a=123.25mm b=80mm B1=80mm B2=85mm P3=1.90KW； 计算与说明 主要结果 N3=140.8r/min； T3=128900n/mm 2.求作用在齿轮上的力 低速级小齿轮的分度圆的分度圆直径为 圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如图所示 高速级大齿轮的分度圆的分度圆直径为 圆周力Ft2，径向力Fr2的方向如“轴的受力分析简图”受力分析图（a）所示 3初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得 输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处的直径。为了使所选取滚动轴承的孔相适应，故需同时选取滚动轴承型号。 普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。由于小齿轮直径d1=80mm，由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为 4、轴的结构设计 （ 1）拟订轴上零件的装配方案如下图 N3=140.8r/min； T3=128900n/mm d1=80mm Ft1=3222.5N Fr1=1172.9 Fn1=3429.3N d2=156mm Ft2=1652.6N Fr2=601.5N Fn2=640.1N dmin=26.7mm 计算与说明 主要结果 （图1） 零件 装配方案 轴向固定 周向固定 左 右 大齿轮 从右装入 轴肩 轴套 键 右轴承 从右装入 轴套 轴承盖 过盈 小齿轮 从左装入 轴套 轴肩 键 左轴承 从左装入 轴承盖 轴套 过盈 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）、初步选择滚动轴承。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。轴的结构应便于轴的制造和轴系零件的装拆，并有利于提高其疲劳强度。参照小齿轮直径d1=80mm，由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为 故，dAB=dFG=40mm,而lAB=lFG=46mm. 右端滚动轴承采用轴套进行轴向定位。由手册上查得6008型轴承的定位轴肩高度h=3.5，因此取轴套直径47mm. 2)取安装小齿轮处的轴段B-C的直径db-c=50mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取lbc=80mm。齿 dAB=dFG=40mm lAB=lFG=46mm. 计算与说明 主要结果 轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h=6则轴环处的直径dcd=62mm,轴环宽度b 1.4h，取lcd=12mm。 3）取安装大齿轮处的轴段E-F的直径dE-F=60mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为58mm，为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取lEF=54mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h=11mm，则轴环处的直径dDE=70mm,轴环宽度b 1.4h，取lDE=16mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位。 大、小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按dBC=50mm由书12-11平键（GB1095-2003，1996-2003）查得平键截面b h=14mm 9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同样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： 大齿轮与轴的连接，选用平键为18mm 11mm 50mm，大齿轮与轴的配合为 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸过公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径轴零件工作图。 5．求轴上的载荷 首先，根据轴的结构图做出轴的计算简图（见图1）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a的值，对于6008深沟球轴承，由手册中查得a=17mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距应为轴的全长，即254mm。 根据轴的计算简图，作出轴的弯距和扭距图（见轴的受力分析图）。 从轴的结构图以及弯距图中可以看出截面b、c是轴的危险截面，现计算截面b、c处的MH，MV及M的值列于下表： eq \o\ac(○,1)垂直支反力 　 N 弯矩： dcd=62mm lcd=12mm dDE=70mm lDE=16mm a=17mm FNV1=602.9N FNV2=-31.5N M1aV=51.85N.m M2aV=-2.30N.m 计算与说明 主要结果 据此作出竖直垂直面内的弯矩图见图 eq \o\ac(○,2)水平面支反力 弯矩： 据此作出竖直垂直面内的弯矩图见图 eq \o\ac(○,3)合成弯矩 小齿轮截面 大齿轮截面 eq \o\ac(○,4)做扭矩图 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=2606.4N，FNH2=2268.1N FNV1=602.9N，FNV2=-31.5N 弯矩M M1aH=224.15N.mM2aH=165.57N.m M1aV=51.85N.m，M2aV=-2.30N.m 总弯矩 Ma小=230.07N.m Ma大=165.59N.m 扭矩T T3=128900N.mm FNH1=2606.4N FNH2=2268.1N M1aH=224.15N.m M2aH=165.57N.m Ma小=230.07N.m Ma大=165.59N.m 计算与说明 主要结果 轴的受力分析简图 6.按弯矩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（即危险截面大齿轮 面）的强度。根据式（15-5）以及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力 前已经选定轴的材质为45钢，调质处理，由表15-1查得[ ]=60MPa，因此 ，故安全。 7.精度校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面(见图1) 截面AB、CD、DE、FG，只受扭矩作用，虽然键槽、轴间及过渡配合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宽裕确定的，所以这些截面均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面b和c处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大，截面b的应力集中的影响和截面c的相近，但截面c应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面c也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需要校核b左右两侧即可。 =2.27MPa [ ]=60MPa 计算与说明 主要结果 （2）截面b左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面b左侧的弯矩M为 截面b上的钮矩T3为T3=128900N.mm 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ， ， ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表3-2查取，因 ， ，经插值后可查得， =2.0， =1.30 又由附图3-1可得轴材料敏性系数为 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为 由附图3-2的尺寸系数 ， 由附图3-3的扭转尺寸系数 ， 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质系数为 轴未经表面强化处理，即 ，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数为 W1=12500 WT1=25000 M1=54121.7N.mm b1=4.32MPa =5.17MPa =2.0 =1.30 EMBED Equation.DSMT4 =1.81 =1.25 计算与说明 主要结果 又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数 0.1～0.2，取 0.05～0.1，取 0.05 于是计算安全系数Sca值，按式（15-6）～（15-8）则得： 故可知其安全。 截面b右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面b右侧的弯矩M为 截面b上的钮矩T3为T3=128900N 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ， ， ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表3-2 =2.85 =1.63 0.05 =22.34 =35.70 =18.93 W2=23832.8 WT2=47665.6 M2=70358.3N.m =2.95MPa =2.7MPa 计算与说明 主要结果 查取，因 ， ，经插值后可查得， =2.0， =1.28 又由附图3-1可得轴材料敏性系数为 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为 由附图3-2的尺寸系数 ， 由附图3-3的扭转尺寸系数 ， 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质系数为 轴未经表面强化处理，即 ，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数为 又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数 0.1～0.2，取 0.05～0.1，取 0.06 于是计算安全系数Sca值，按式（15-6）～（15-8）则得： =2.0 =1.28 =1.79 =1.249 =2.88 =1.61 0.06 =32.37 计算与说明 主要结果 故该轴在截面b右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即告结束（当然，如有更高的要求时，还可以做进一步的研究）。 8.零件工作图见附图二。 2、中间轴设计计算 对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。 已知：电动机功率Pd=2.17KW，转速n1=940r/min，齿轮机构的参数列于下表： 级别 Z1 Z2 m/mm an H*a 齿宽/mm 高速级 29 78 2 20 1 B1=63,B2=58 低速级 32 67 2.5 20 1 B1=85,B2=80 1.求输出轴上的功率P3，转速n3和转矩 由前一部分可知： P3=2.00KW； N3=376r/min； T3=128900n/mm 3初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得 输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处的直径。为了使所选取滚动轴承的孔相适应，故需同时选取滚动轴承型号。 普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。由于齿轮直径d=58mm，由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为 4、轴的结构设计 =68.75 =29.27 P3=2.00KW； N3=376r/min； T3=128900n/mm dmin=19.6mm 计算与说明 主要结果 （ 1）拟订轴上零件的装配方案如下图 （图1） 零件 装配方案 轴向固定 周向固定 左 右 右轴承 从右装入 轴肩 轴承盖 过盈 左轴承 从左装入 轴承盖 轴间 过盈 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）、初步选择滚动轴承。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。轴的结构应便于轴的制造和轴系零件的装拆，并有利于提高其疲劳强度。参照小齿轮直径d1=80mm，由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为 故，dAB=dEF=40mm,而lAB=lEF=46mm. 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6008型轴承的定位轴肩高度h=3.5，因此取轴肩直径47mm. 2)取齿轮处的轴段C-D的直径dC-D=53mm。已知齿轮轮毂的宽度为63mm，故取lC-D=63mm。 3）根据中间轴以及装配的要求，取lBC=136.5mm，根据左端的轴承的要求，dBC=47mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位。 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过公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径轴零件工作图。 （5）轴零件工作图见附图三。 dAB=dEF=40mm lAB=lEF=46mm dC-D=53mm lC-D=63mm lBC=136.5mm dBC=47mm 计算与说明 主要结果 3、 低速轴结构设计 对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。 已知：电动机功率Pd=2.17KW，转速n1=940r/min，齿轮机构的参数列于下表： 级别 Z1 Z2 m/mm an H*a 齿宽/mm 高速级 29 78 2 20 1 B1=63,B2=58 低速级 32 67 2.5 20 1 B1=85,B2=80 1.求输出轴上的功率P3，转速n3和转矩 由前一部分可知： P3=1.80KW； n3=67.4r/min； T3=128900n/mm 2\初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得 EMBED Equation.DSMT4 输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处的直径。为了使所选取滚动轴承的孔相适应，故需同时选取滚动轴承型号。 普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。由于齿轮直径d1=167.5mm，由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为 4、轴的结构设计 （ 1）拟订轴上零件的装配方案如下图 （图1） P3=1.80KW； N3=67.4r/min； T3=128900n/mm dmin=33.5mm 计算与说明 主要结果 零件 装配方案 轴向固定 周向固定 左 右 齿轮 从左装入 轴套 轴肩 键 右轴承 从右装入 轴肩 轴承盖 过盈 左轴承 从左装入 轴承盖 轴套 过盈 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）、初步选择滚动轴承。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。轴的结构应便于轴的制造和轴系零件的装拆，并有利于提高其疲劳强度。参照小齿轮直径d1=167.5mm，由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为 故，dFG=40mm,而lFG=15mm. 右端滚动轴承采用轴套进行轴向定位。由手册上查得6008型轴承的定位轴肩高度h=3.5，因此取轴套直径47mm. 2)取安装齿轮处的轴段C-D的直径dc-d=60mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取lbc=80mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h=5则轴环处的直径dcd=70mm,轴环宽度b 1.4h，取lcd=16mm。 3）取安装大齿轮处的轴段C-D的直径dC-D=60mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取lCD=75mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h=10mm，则轴环处的直径dDE=70mm,轴环宽度b 1.4h，取lCD=16mm。 4）根据中间轴的长度，以及装配的要求取lBC=88.5mm，因为此段要装轴承，所以dB-C=40mm。 5）根据左端要连接连轴器，取lAB=60mm，dA-B=32mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位。 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按dCD=60mm由书12-11平键（GB1095-2003，1996-2003）查得平键截面b h=18mm 11mm，键槽用 dFG=40mm lFG=15mm dc-d=60mm lbc=80mm dcd=70mm lcd=16mm dC-D=60mm lCD=75mm dDE=70mm lCD=16mm lBC=88.5mm dB-C=40mm lAB=60mm dA-B=32mm 计算与说明 主要结果 键槽铣刀加工，长为70mm，同样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 ； 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过公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径轴零件工作图。 （5）零件工作图见附图四 六、轴承的校核 1、高速圆柱齿轮轴轴承的校核 已知：轴承直径 ，转速为 。轴承所承受径向载荷 ，要求使用寿命 ，工作温度 以下，根据工作条件决定选用一对6008深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。 解： 对深沟球轴承，由式（13-6a）知径向基本额定载荷。 由《课程设计》书第130页查得6008深沟球轴承基本动载荷 ，查书表13-4温度系数 ，查表13-6载荷系数 ，对球轴承， ，将以上有关数据带入上式，得： 所以 N。 故在规定条件下，6008轴承可承受的最大载荷为1439.5N， 远大于轴承实际承受径向载荷637.6N，所以轴承合格。 2、中间轴轴承的校核 已知：轴承直径 ，转速为 。轴承所承受径向载荷 ，要求使用寿命 N 计算与说明 主要结果 ，工作温度 以下，根据工作条件决定选用一对6008深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。 解： 对深沟球轴承，由式（13-6a）知径向基本额定载荷。 由《课程设计》书第130页查得6008深沟球轴承基本动载荷 ，查书表13-4温度系数 ，查表13-6载荷系数 ，对球轴承， ，将以上有关数据带入上式，得： 所以 N。 故在规定条件下，6008轴承可承受的最大载荷为1888.9N， 远大于轴承实际承受径向载荷517.4N，所以轴承合格。 3、低速轴轴承的校核 已知：轴承直径 ，转速为 。轴承所承受径向载荷 ，要求使用寿命 ，工作温度 以下，根据工作条件决定选用一对6008深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。 解： 对深沟球轴承，由式（13-6a）知径向基本额定载荷。 由《课程设计》书第130页查得6008深沟球轴承基本动载荷 ，查书表13-4温度系数 ，查表13-6载荷系数 ，对球轴承， ，将以上有关数据带入 N 计算与说明 主要结果 上式，得： 所以 N。 故在规定条件下，6008轴承可承受的最大载荷为2428.5N， 远大于轴承实际承受径向载荷1108N，所以轴承合格。 七、键的选择及计算 1、高速轴系键连接的选择及计算 （1）键连接的选择。 根据连接的结构特点，使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径 ，连带轮轴段为60mm，选用键 ，其中 。 （2）键连接的强度校核。 由工作件查《1》第106页，表6-2尖连接的许用挤压应力、许用压力，静连接时许用挤压应力 。对于键 。 由书中公式（6-1）得： 所以安全。 2、中间轴系键连接的选择及计算 A、小齿轮连接键 （1）键连接的选择。 根据连接的结构特点，使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径 ，齿轮轮毂长 ，，选用键 ，其中 。 （2）键连接的强度校核。 由工作件查《1》第106页，表6-2尖连接的许用挤压应力、许用压力，静连接时许用挤压应力 。 N 计算与说明 主要结果 对于键 。 由书中公式（6-1）得： 所以安全。 B、大齿轮连接键 （1）键连接的选择。 根据连接的结构特点，使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径 ，齿轮轮毂长 ，，选用键 ，其中 。 （2）键连接的强度校核。 由工作件查《1》第106页，表6-2尖连接的许用挤压应力、许用压力，静连接时许用挤压应力 。对于键 。 由书中公式（6-1）得： 所以安全。 3、低速轴系键连接的选择及计算 （1）键连接的选择。 根据连接的结构特点，使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径 ，齿轮轮