机械设计基础课程设计(doc 43页)

《机械设计基础课程设计(doc 43页)》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计基础课程设计(doc 43页)（42页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、 目录 第一章 设计任务书 3 1.1设计题目 3 1.2设计步骤 3 第二章 传动装置总体设计方案 3 2.1传动方案 3 2.2该方案的优缺点 3 第三章 电动机的选择 4 3.1选择电动机类型 4 3.2确定传动装置的效率 4 3.3选择电动机的容量 4 3.4确定电动机参数 4 3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 6 4.1电动机输出参数 6 4.2高速轴Ⅰ的参数 6 4.3低速轴Ⅱ的参数 6 4.4工作机轴的参数 7 第五章

2、普通V带设计计算 8 第六章 开式圆柱齿轮传动设计计算 11 6.1选精度等级、材料及齿数 11 6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 12 6.3确定传动尺寸 13 6.4校核齿面接触疲劳强度 14 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 15 6.6齿轮参数和几何尺寸总结 15 第七章 减速器齿轮传动设计计算 15 7.1选精度等级、材料及齿数 15 7.2按齿面接触疲劳强度设计 16 7.3确定传动尺寸 18 7.4校核齿根弯曲疲劳强度 18 7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 19 7.6齿轮参数和几何尺寸总结 20 第八章 轴的设计 20 8.1高速轴设计计算 20 8

3、.2低速轴设计计算 27 第九章 滚动轴承寿命校核 33 9.1高速轴上的轴承校核 33 9.2低速轴上的轴承校核 34 第十章 键联接设计计算 35 10.1高速轴与联轴器键连接校核 35 10.2低速轴与大齿轮键连接校核 35 10.3低速轴与联轴器键连接校核 36 第十一章 联轴器的选择 36 11.1高速轴上联轴器 36 11.2低速轴上联轴器 36 第十二章 减速器的密封与润滑 37 12.1减速器的密封 37 12.2齿轮的润滑 37 12.3轴承的润滑 37 第十三章 减速器附件设计 38 13.1油面指示器 38 13.2通气器 38 13.

4、3放油孔及放油螺塞 38 13.4窥视孔和视孔盖 39 13.5定位销 39 13.6启盖螺钉 39 13.7螺栓及螺钉 39 第十四章 减速器箱体主要结构尺寸 40 第十五章 设计小结 41 第十六章 参考文献 41  第一章 设计任务书 1.1设计题目 一级斜齿圆柱减速器，拉力F=2300N，速度v=1m/s，直径D=320mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。 1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的

5、总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计 第二章 传动装置总体设计方案 2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。 2.2该方案的优缺点 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，

6、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。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机 开式齿轮传动优点：1.圆周速度和功率范围广;2.效率较高；3.传动比稳定；4.寿命长；5.工作可靠性高；缺点：1.要求较高的制造和安装精度，成本较高；2.不适宜远距离两轴之间传动。 第三章 电动机的选择 3.1选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。 3.2确定传动装置的效率

7、查表得： 联轴器的效率：η1=0.99 一对滚动轴承的效率：η2=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98 普通V带的传动效率：η4=0.96 开式圆柱齿轮传动效率：η5=0.96 工作机效率：ηw=0.97 故传动装置的总效率 ηa=η12η23η3η4η5ηw=0.832 3.3选择电动机的容量 工作机所需功率为 Pw=F×V1000=2300×11000=2.3kW 3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率: Pd=Pwηa=2.30.832=2.76kW 工作转速：

8、nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×13.14×320=59.71rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2--4一级圆柱齿轮减速器传动比范围为：3--5开式圆柱齿轮传动比范围：2--5因此理论传动比范围为：12--100。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(12--100)×59.71=717--5971r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min。 方案 电动机型号 额定功率（kW） 同步

9、转速（r/min） 满载转速（r/min） 1 Y132M-8 3 750 710 2 Y132S-6 3 1000 960 3 Y100L2-4 3 1500 1430 4 Y100L-2 3 3000 2880 电机主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 键部位尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 100 380×245 160×140 12 28×60 8×24 3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定

10、的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为： ia=nmnw=143059.71=23.949 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.5 取开式圆柱齿轮传动比：ic=3 减速器传动比为 i1=iaivic=3.19 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 4.1电动机输出参数 功率：P0=Pd=2.76kW 转速：n0=nm=1430rpm 扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55×106×2.761430=18432.17N•mm 4.2高速轴Ⅰ的参数 功率：P1=P0×η1×η4=2.

11、76×0.99×0.96=2.62kW 转速：n1=n0iv=14302.5=572rpm 扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×2.62572=43743.01N•mm 4.3低速轴Ⅱ的参数 功率：P2=P1×η2×η3=2.62×0.99×0.98=2.54kW 转速：n2=n1i1=5723.19=179.31rpm 扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.55×106×2.54179.31=135279.68N•mm 4.4工作机轴的参数 功率：Pw=P2×ηw×η1×η22×η4=2.54×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96=2.

12、29kW 转速：nw=n2ic=179.313=59.77rpm 扭矩：Tw=9.55×106×Pwnw=2.2959.77=365894.26N•mm 运动和动力参数计算结果整理于下表:  轴名 功率P(kW) 转矩T(N•mm) 转速(r/min) 传动比i 效率η 输入 输出 输入 输出 电动机轴 2.76 18432.17 1430 2.5 0.95 Ⅰ轴 2.62 2.59 43743.01 43305.5799 572 3.19 0.97 Ⅱ轴 2.54 2.51 135279.68 13392

13、6.8832 179.31 3 0.92 工作机轴 2.29 2.27 365894.26 362698.68 59.77 第五章 普通V带设计计算 1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=2.76kW；小带轮转速n1=1430r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。 2.设计计算步骤 （1）确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA=1.2，故 Pca=KA×P=1.2×2.76=3.31

14、2kW （2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=75mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度 v=π×dd1×n60×1000=π×75×143060×1000=5.61ms 因为5m/s＜v＜30m/s，故带速合适。 取带的滑动率ε=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=i×dd1×1-ε=2.5×75×1-0.02=183.75mm 根据表，取标准值为dd2=180mm。 （4）确定V带的

15、中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=200mm。 由式计算带所需的基准长度 Ld0=2×a0+π2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×200+π2×75+180+180-7524×200≈814mm 由表选带的基准长度Ld=790mm。 按式计算实际中心距a。 a≈a0+Ld-Ld02=200+790-8142≈188mm 按式,中心距的变化范围为176--212mm。 （5）验算小带轮的包角αa α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a≈180°-180-75×57.3°188=148°>120° （6）计算带的根数z

16、 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=1430r/min,查表得P0=1.06kW。 根据n1=1430r/min，i=2.5和A型带，查表得△P0=0.168kW。 查表的Kα=0.916，表得KL=0.85，于是 Pr=P0+△P0×Kα×KL=1.06+0.168×0.916×0.85=0.956kW 2）计算带的根数z z=PcaPr=3.3120.956≈3.46 取4根。 （6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以 F0=500×2.5-Kα×PcaKα×z×v+q×v

17、2=500×2.5-0.916×3.3120.916×4×5.61+0.105×5.612=130.92N （7）计算压轴力Fp Fp=2×z×F0×sinα12=2×4×130.92×sin148°2=1006.79N 带型 A 中心距 188mm 小带轮基准直径 75mm 包角 148° 大带轮基准直径 180mm 带长 790mm 带的根数 4 初拉力 130.92N 带速 5.61m/s 压轴力 1006.79N 4.带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=28mm 因为小带轮dd1=75<300mm 因此小带

18、轮结构选择为腹板式。 因此小带轮尺寸如下： d1=2.0×d=2.0×28=56mm da=dd1+2×ha=75+2×2.75=80mm B=z-1×e+2×f=62mm C=0.25×B=0.25×62=15.5mm L=2.0×d=2.0×28=56mm （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=20mm 因为大带轮dd2=180mm 因此大带轮结构选择为腹板式。 因此大带轮尺寸如下： d1=2.0×d=2.0×20=40mm da=dd1+2×ha=180+2×2.75=186mm B=z-1×e+2×f=62mm C=0.25×B=0.25×6

19、2=15.5mm L=2.0×d=2.0×20=40mm 第六章 开式圆柱齿轮传动设计计算 6.1选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （2）选小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=20×3=61。 实际传动比i=3.05 （3）压力角α=20°。 6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-7）试算齿轮模数，即 mt≥32×KFt×T×Yεφd×z12×YFa×YSaσF 1）确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KFt=1.3 ②计算弯曲疲劳强度的重合度系

20、数Yε Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.67=0.699 ④计算YFa×YSa/[σF] YFa1=2.8，YFa2=2.272 YSa1=1.55，YSa2=1.736 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由图查取弯曲疲劳系数： KFN1=0.89，KFN2=0.984 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 σF1=KFN1×σFlim1S=0.89×5001.4=317.857MPa σF2=KFN2×σFlim2S=0.984×3801.4=267.086MPa YFa1×YSa1σ

21、F1=0.01365 YFa2×YSa2σF2=0.01477 两者取较大值，所以 YFa×YSaσF=0.01477 2）试算齿轮模数 mt≥32×KFt×T×Yεφd×z12×YFa×YSaσF=32×1.3×135279.68×0.6990.8×202×0.01477=2.247mm （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度ν d1=mt×z1=2.247×20=44.94mm v=π×d1t×n60×1000=π×44.94×179.3160×1000=0.422 ②齿宽b b=φd×d1=0.8×44.94=35.952mm ③齿高h

22、及齿宽比b/h h=2×han*+cn*×mt=5.056mm bh=35.9525.056=7.111 2）计算实际载荷系数KF 查图得动载系数Kv=1.058 查表得齿间载荷分配系数：KFα=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.379 查表得齿向载荷分布系数：KFβ=1.074 实际载荷系数为 KF=KA×KV×KFα×KFβ=1.25×1.058×1.4×1.074=1.989 3）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=mt×3KFKFt=2.247×31.9891.3=2.589mm，取m=4mm。 4）计算分度圆直径 d1=m×z1=4×20

23、=80mm 6.3确定传动尺寸 （1）计算中心距 a=z1+z2×m2=162mm，圆整为162mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径 d1=z1×m=20×4=80mm d2=z2×m=61×4=244mm （3）计算齿宽 b=φd×d1=64mm 取B1=70mm B2=65mm 6.4校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为 端面重合度为： εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2120+161cos0°=1.67 轴向重合度为： εβ=0.318×φd×z1×tanβ=0 查得重合度系数Zε=0.881 ⑦

24、计算接触疲劳许用应力[σH] 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 计算应力循环次数 NL1=60×n×j×Lh=60×179.31×1×16×300×5=2.582×108 NL2=NL1u=2.582×1083=8.607×107 由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.995，KHN2=0.998 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力 σH1=KHN1×σHlim1S=0.995×6001=597MPa σH2=KHN2×σHlim2S=0.998×5501=549MPa σH=2×KH×

25、Tφd×d13×u+1u×ZH×ZE×Zε=468.77MPa<σH=549MPa 故接触强度足够。 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=m×han*=4mm hf=m×han*+cn*=5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=9mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=88mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=252mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1

26、-2han*-2cn*=70mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=234mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 6.6齿轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 mn 4 4 法面压力角 αn 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 齿数 z 20 61 齿顶高 ha 4 4 齿根高 hf 5 5 分度圆直径 d 80 244 齿顶圆直径 da 88 252 齿根圆直径 d

27、f 70 234 齿宽 B 70 65 中心距 a 162 162 第七章 减速器齿轮传动设计计算 7.1选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （2）选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=23×3.19=73。 实际传动比i=3.174 （3）初选螺旋角β=13°。 （4）压力角α=20°。 7.2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 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2 1）确定公式中的各参数值

28、 ①试选载荷系数KHt=1.3 ②小齿轮传递的扭矩: T=9.55×106×Pn=9.55×106×2.62572=43743.01N•mm ③查表选取齿宽系数φd=1 ④由图查取区域系数ZH=2.46 ⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度为： εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2123+173cos13°=1.65 轴向重合度为： εβ=0.318×φd×z1×tanβ=0.318×1×23×tan13°=1.69 查得重合度系数Zε=0.696 查得螺旋角系数Zβ=0.987 ⑧计算接触疲劳许用应力[σ

29、H] 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 计算应力循环次数 NL1=60×n×j×Lh=60×572×1×16×300×5=8.237×108 NL2=NL1u=8.237×1083.19=2.582×108 由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.984，KHN2=0.995 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 σH1=KHN1×σHlim1S=0.984×6001=590MPa σH2=KHN2×σHlim2S=0.995×5501=547MPa 取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许

30、用应力，即 σH=547MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×43743.011×3.19+13.19×2.46×189.8×0.696×0.9875472=37.172mm （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ν v=π×d1t×n60×1000=π×37.172×57260×1000=1.113 齿宽b b=φd×d1t=1×37.172=37.172mm 2）计算实际载荷系数KH ①查表得使用系数KA=1.25 ②查图得动载系数Kv=1.072

31、③齿轮的圆周力。 Ft=2×Td1=2×43743.0137.172=2354N KA×Ftb=1.25×235437.172=79Nmm<100Nmm 查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.433 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KHα×KHβ=1.25×1.072×1.4×1.433=2.688 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t×3KHKHt=37.172×32.6881.3=47.356mm 4）确定模数 mn=d1×cosβz1=47.356×cos13°23=2.006mm，取mn=2.5mm。 7

32、.3确定传动尺寸 （1）计算中心距 a=z1+z2×mn2×cosβ=123.16mm，圆整为123mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=acosz1+z2×mn2×a=12.6868° β=12°41'12" （3）计算小、大齿轮的分度圆直径 d1=z1×mncosβ=58.939mm d2=z2×mncosβ=187.067mm （4）计算齿宽 b=φd×d1=58.94mm 取B1=65mm B2=60mm 7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 σF=2×K×Tb×mn×d1×YFa

33、×YSa×Yε×Yβ×cos2β≤σF 1） K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=60 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数： Zv1=z1cos3β=23cos312.6868°=24.77 大齿轮当量齿数： Zv2=z2cos3β=73cos312.6868°=78.619 查表得： YFa1=2.6，YFa2=2.22 YSa1=1.59，YSa2=1.771 查图得重合度系数Yε=0.684 查图得螺旋角系数Yβ=0.817 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa

34、由图查取弯曲疲劳系数： KFN1=0.807，KFN2=0.89 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力 σF1=KFN1×σFlim1S=0.807×5001.4=288.214MPa σF2=KFN2×σFlim2S=0.89×3801.4=241.571MPa σF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2β=40.092MPa<σF1=288.214MPa σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=38.13MPa<σF2=241.571MPa 故弯曲强度足够。 7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和

35、全齿高 ha=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.625mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=63.939mm da2=d2+2×ha=192.067mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=52.689mm df2=d2-2×hf=180.817mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 7.6齿轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号

36、 小齿轮 大齿轮 法面模数 mn 2.5 2.5 法面压力角 αn 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左12°41'12" 右12°41'12" 齿数 z 23 73 齿顶高 ha 2.5 2.5 齿根高 hf 3.125 3.125 分度圆直径 d 58.939 187.067 齿顶圆直径 da 63.939 192.067 齿根圆直径 df 52.689 180.817 齿宽 B 65 60 中心距 a 123 1

37、23 第八章 轴的设计 8.1高速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=572r/min；功率P=2.62kW；轴所传递的转矩T=43743.01N•mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 d≥A0×3Pn=112×32.62572=18.6mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% dmin=1+0.05×18.6=19

38、.53mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=6×6mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为25mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度。 外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm 轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度△t=2mm 箱体内壁到轴承

39、端面距离△=10mm 各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=20mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=25mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206AC d4：轴肩段，选择d4=35mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=35mm。 d7：滚动轴承轴

40、段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=30mm。 各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=54mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。 L3：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L3=28mm。 L4：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L4=8mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=65mm。 L6：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L6=8mm。 L7：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L7=28mm。 轴段 1 2 3 4

41、 5 6 7 直径(mm) 20 25 30 35 63.939 35 30 长度(mm) 54 63 28 8 65 8 28 （5）轴的受力分析 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径） Ft1=2×T1d1=2×43743.0158.939=1484N 齿轮1所受的径向力 Fr1=Ft1×tanαcosβ=1484×tan20°cos12.6868°=553N 齿轮1所受的轴向力 Fa1=Ft1×t

42、anβ=1484×tan12.6868°=334N 第一段轴中点到轴承中点距离La=98mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=60.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=60.5mm c.计算作用在轴上的支座反力 水平面内 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 在水平面内 轴承A处水平支承力： RAH=Fr1×Lb-Fa1×d12Lb+Lc=553×60.5-334×58.939260.5+6

43、0.5= 195N 轴承B处水平支承力： RBH=Fr1-RAH=553-195=358N 在垂直面内 轴承A处垂直支承力： RAV=Ft1×LbLb+Lc=1484×60.560.5+60.5= 742N 轴承B处垂直支承力： RBV=Ft1×LcLb+Lc=1484×60.560.5+60.5= 742N 轴承A的总支承反力为： RA=RAH2+RAV2=1952+7422=767.2N 轴承B的总支承反力为： RB=RBH2+RBV2=3582+7422=823.85N d.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩： MAH=0N•mm 截面B在水平面上弯矩：

44、 MBH=0N•mm 截面C左侧在水平面上弯矩： MCH左=RBH×Lb-Fa1×d12=358×60.5-334×58.9392=11816N•mm 截面C右侧在水平面上弯矩： MCH右=RAH×Lc=195×60.5=11798N•mm 截面D在水平面上的弯矩： MDH=0N•mm e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩： MAV=0N•mm 截面B在垂直面上弯矩： MBV=0N•mm 截面C在垂直面上弯矩： MCV=RAV×Lc=742×60.5=44891N•mm 截面D在垂直面上弯矩： MDV=0N•mm f.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：

45、 MA=0N•mm 截面B处合成弯矩： MB=0N•mm 截面C左侧合成弯矩： MC左=MCH左2+MCV2=118162+448912=46420N•mm 截面C右侧合成弯矩： MC右=MCH右2+MCV2=117982+448912=46415N•mm 截面D处合成弯矩： MD=0N•mm g.转矩和扭矩图 T1=43305.58N•mm h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩： MVA=0N•mm 截面B处当量弯矩： MVB=MB2+αT2=02+0.6×43305.582=25983N•mm 截面C左侧当量弯矩： MVC左=MC左2+αT2=46420

46、2+0.6×43305.582=53197N•mm 截面C右侧当量弯矩： MVC右=MC右46415N•mm 截面D处当量弯矩： MVD=MD2+αT2=02+0.6×43305.582=25983N•mm f.按弯扭合成强度校核轴的强度 其抗弯截面系数为 W=π×d332=4207.11mm3 抗扭截面系数为 WT=π×d316=8414.22mm3 最大弯曲应力为 σ=MW=12.64MPa 剪切应力为 τ=TWT=5.2MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为 σca=σ2+4×

47、α×τ2=14.1MPa 查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。 8.2低速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=179.31r/min；功率P=2.54kW；轴所传递的转矩T=135279.68N•mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。 d≥A0×3Pn=112×32.54179

48、.31=27.1mm 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% dmin=1+0.07×27.1=29mm 查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=14×9mm(GB/T 1096-2003)，长L=45mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。 各轴段直径的确定

49、 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=30mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=35mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=40mm，选取轴承型号为角接触轴承7208AC d4：齿轮处轴段，选取直径d4=45mm。 d5：轴肩，故选取d5=55mm。 d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=40mm。 各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm

50、。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=61mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=42.5mm。 L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=58mm。 L5：过渡轴段，选取L5=8mm。 L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=32.5mm。 轴段 1 2 3 4 5 6 直径(mm) 30 35 40 45 55 40 长度(mm) 80 61 42.5 58 8 32.5 （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画低速轴的受力

51、图 如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径） Ft2=2×T2d2=2×135279.68187.067=1446N 齿轮2所受的径向力 Fr2=Ft2×tanαcosβ=1446×tan20°cos12.6868°=539N 齿轮2所受的轴向力 Fa2=Ft2×tanβ=1446×tan12.6868°=326N c.计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到齿轮中点距离La=60.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=62.5mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=62.5mm d.支反力 轴承

52、A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH RAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=539×60.5+326×187.067260.5+62.5= 513N RBH=Fr-RAH=-539-513=26N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=Ft×LaLa+Lb=1446×60.560.5+62.5= 711N RBV=Ft×LbLa+Lb=1446×62.560.5+62.5= 735N 轴承A的总支承反力为： RA=RAH2+RAV2=5132+7112=876.75N 轴承B的总支承反力为： RB=RBH2+RBV2=262+7352=735.46

53、N e.画弯矩图 弯矩图如图所示： 在水平面上，轴截面A处所受弯矩： MAH=0N•mm 在水平面上，轴截面B处所受弯矩： MBH=0N•mm 在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩： MCH=RBH×La=26×60.5=1573N•mm 在水平面上，轴截面D处所受弯矩： MDH=0N•mm 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩： MAV=0N•mm 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩： MBV=0N•mm 在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩： MCV右=RAV×La=711×60.5=43016N•mm 在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩： MCV左=RBV×La-

54、Fa×d2=735×60.5-326×187.0672=13976N•mm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩： MDV=0N•mm f.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩： MA=MAH2+MAV2=02+02=0N•mm 截面B处合成弯矩： MB=0N•mm 截面C左侧合成弯矩： MC左=MCH2+MCV左2=15732+139762=14064N•mm 截面C右侧合成弯矩： MC右=MCH2+MCV右2=15732+430162=43045N•mm 截面D处合成弯矩： MD=0N•mm g.绘制扭矩图 T=133926.88N•mm h.绘制当量弯矩图 截

55、面A处当量弯矩： MVA=MA+αT2=0+0.6×133926.882=80356N•mm 截面B处当量弯矩： MVB=MB=0N•mm 截面C左侧当量弯矩： MVC左=MC左=14064N•mm 截面C右侧当量弯矩： MVC右=MC右2+αT2=430452+0.6×133926.882=91159N•mm 截面D处当量弯矩： MVD=MD+αT2=0+0.6×133926.882=80356N•mm h.校核轴的强度 因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 W=π×d332=8941.64mm3 抗扭截

56、面系数为 WT=π×d316=17883.28mm3 最大弯曲应力为 σ=MW=10.19MPa 剪切应力为 τ=TWT=7.56MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为 σca=σ2+4×α×τ2=13.64MPa 查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。 第九章 滚动轴承寿命校核 9.1高速轴上的轴承校核 轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载荷(kN) 7206AC 3

57、0 62 16 22 根据前面的计算，选用7206AC角接触球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm 当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=22kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=24000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=1952+7422=767.2N Fr2=RBH2+RBV2=3582+7422=823.85N Fd1=0.68×Fr1=0.68×767.2=521.7N Fd2=0.68

58、×Fr2=0.68×823.85=560.22N 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 Fa1=Fae+Fd2=894.22N Fa2=Fd2=560.22N Fa1Fr1=1.166 Fa2Fr2=0.68 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知ft=1，fp=1.2 Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×767.2+0.87×894.22=1092.52N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=0.41×823.85+0.87×560.22=825.17N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 Lh=1

59、0660n×ft×Crfp×Pr3=137686h>24000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 9.2低速轴上的轴承校核 轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载荷(kN) 7208AC 40 80 18 35.2 根据前面的计算，选用7208AC角接触球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm 当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=35.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=24000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力

60、，则可以计算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=5132+7112=876.75N Fr2=RBH2+RBV2=262+7352=735.46N Fd1=0.68×Fr1=0.68×876.75=596.19N Fd2=0.68×Fr2=0.68×735.46=500.11N 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 Fa1=Fae+Fd2=826.11N Fa2=Fd2=500.11N Fa1Fr1=0.942 Fa2Fr2=0.68 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 Pr1=X1×Fr1+Y1

61、×Fa1=0.41×876.75+0.87×826.11=1078.18N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×735.46+0×500.11=735.46N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=1871779h>24000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 第十章 键联接设计计算 10.1高速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。 键的工作长度 l=L-b=34mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa

62、。 键连接工作面的挤压应力 σp=4×Th×l×d=43MPa<σp=120MPa 10.2低速轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。 键的工作长度 l=L-b=31mm 大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 σp=4×Th×l×d=43MPa<σp=120MPa 10.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。 键的工作长度 l=L-b=55mm

63、 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 σp=4×Th×l×d=47MPa<σp=120MPa 第十一章 联轴器的选择 11.1高速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.5 计算转矩Tc=K×T=65.61N•mm 选择联轴器的型号 （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX2弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=560N•m，许用转速[n]=6300r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=28mm，轴孔长度L1=62mm。从动端孔直径d=25mm，轴

64、孔长度L1=62mm。 Tc=65.61N•m

65、02.92N•m

66、羊毛毡封油圈。 12.2齿轮的润滑 闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。 12.3轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。 第十三章 减速器附件设计 13.1油面指