设计带式运输机的传动装置机械设计课程设计精品

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1、西南大学育才学院 机械设计课程设计阐明书题 目： 设计带式运送机的传动装置 专 业：级机械设计制造及其自动化 姓 名： 岑宜康 学 号： 131007 指引教师： 苏秀芝 范盈圻 成 绩： 优秀 理工学院工程技术系06月目录前言3设计任务书4设计内容51.传动方案的分析和拟定51.1设计数据51.2传动方案比较与分析51.3传动方案拟定61.4传动方案简图62.各重要部件的比较与选择72.1原动机类型比较72.2传动装置的比较72.3各重要部件的选择83.电动机的选择93.1电动机功率的选择93.2电动机的转速选择103.3电动机的拟定104. 总传动比计算和分派各级传动比114.1传动装置的

2、总传动比114.2分派各级传动比115. 传动装置的运动和动力参数计算125.1各轴转速的计算（r/min）125.2各轴功率的计算（KW）125.3各轴扭矩的计算（Nmm）126 齿轮传动的设计计算136.1高档齿轮传动的设计计算136.2低速级齿轮传动的设计计算186.3齿轮构造设计和零件图227、验算传动系统速度误差228.轴的设计计算238.1高速轴的设计计算238.2低速轴的设计计算278.3中间轴的设计计算349.轴承的选择和校核429.1滚动轴承的选择429.2高速轴上轴承的校核429.3中间轴上轴承校核439.4输出轴上轴承校核4410.联轴器的选择4510.1高速轴与电动机之

3、间的联轴器4510.2输出轴与工作机之间的联轴器4511.键联接的选择和校核4611.1键的选择4611.2键的校核4612.箱体构造的设计4712.1箱体构造的重要数据4713.紧固件的选择4813.1紧固件的选择4813.2紧固件的零件图4814.其她附件的设计4914.1.窥视孔及窥视孔盖4914.2.通气器4914.3.放油孔及放油螺塞4914.4.油面批示器4914.5.吊耳和吊钩4914.6 定位销4914.7起盖螺钉4915.润滑及密封装置的选择5015.1箱体内齿轮的润滑5015.2滚动轴承的润滑5115.3箱座与箱盖凸缘接合面的密封5115.4观测孔与油孔等结合面的密封511

4、6.减速器的装配5116.1绘制减速器的装配图和零件图5116.2减速器的实物图5117.其她有关技术阐明52设计总结53道谢词54参照文献55附图56前言机械设计课程设计是在完毕机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。据具体任务，完毕了输送系统的减速器设计。设计内容涉及传动系统总体方案的拟定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，以及箱体的

5、构造设计和某些辅助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的结识。初步掌握了机械设计的一般过程，训练了绘图能力以及应用AutoCAD的能力机械设计综合课程设计是对我们一种年内学习状况的考察，也是锻炼同窗自主创新、设计及思考的一项课题。本次机械设计课程设计的主题为“二级齿轮减速器”，在设计过程中波及到了诸多在过去的一年中我们所学到的知识，例如齿轮、轴和与它们有关的知识。这次是我们第一次接触实际进行设计，相信无论对于我们知识的强化还是创新能力、思考能力都是一次锻炼和挑战。综合运用机械设计基本、机械制造基本的知识和绘图技能，完毕传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面理解一种机械产品所波及的构造

6、、强度、制造、装配以及体现等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。设计任务书姓名 岑宜康专业班级 级机械设计制造及其自动化一班 设计题目：设计带式运送机的传动装置 原始数据：数据编号12345运送带工作拉力F/N11001150120012501300运送带工作速度v/(m/s)1.51.601.701.501.55卷筒直径D/mm250260270240250 工作条件：1. 持续单向运转。2. 载荷平稳。3. 空载起动。4. 试用期8年。5. 小批量生产。6. 两班制工作。7. 运送带速度容许误差为5%。 设计工作量：1. 减速器装配图一张。（1号或0号图纸）。2. 零件工作图

7、2张（按1:1比例绘制）。3. 设计阐明书一份。指引教师签名： 年 月 日设计内容1.传动方案的分析和拟定1.1设计数据第1组数据：运送带工作拉力F/N 1100 。运送带工作速度v/(m/s) 1.50 。 卷筒直径D/mm 250 。1.2传动方案比较与分析名称运动简图推荐传动比缺陷及其应用转开式i=840应用广泛、构造简朴，高速级常用斜齿。齿轮相对轴承不对称，齿向载荷分布不均，故规定高速级小齿轮远离输入端，轴应有较大刚性分流式i=840高速级常用斜齿，一侧左旋，一侧右旋。齿轮对称布置，齿向载荷分布均匀，两轴承受载均匀。构造复杂，常用于大功率变载荷场合同轴式i=840箱体长度较小，但轴向尺

8、寸较大。输入输出轴同轴线，布置较合理。中间轴较长，刚性差，齿向载荷分布不均，且高速级齿轮承载能力难于充足运用圆锥齿轮i=840应用场合与单级圆锥齿轮减速器相似。锥齿轮在高速级，可减小锥齿轮尺寸，避免加工困难；小锥齿轮轴常悬臂布置，在高速级可减小其受力1.3传动方案拟定题目规定设计带式输送机传动装置，根据给出的数据和工作条件，采用二级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿，低速级为直齿为了提高高速轴的刚度，应是齿轮远离输入端，为了便于浸油润滑，轴需水平排放。该方案的优缺陷：长处：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动精确可靠，径向尺寸小，构造紧凑，重量轻，节省材料。轴向尺寸大，规定两级传动中心距相似。减速器

9、横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大体相似。缺陷：减速器轴向尺寸及重量较大；高档齿轮的承载能力不能充足运用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一种输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能规定，适应工作条件、工作可靠，此外还构造简朴、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.4传动方案简图第一组数据二级直圆柱齿轮减速器。高速级为斜齿，低速级为直齿。2.各重要部件的比较与选择2.1原动机类型比较类型功率驱动效率调速性能构造尺寸对环境影响其她电动机较大高好较大小与被驱动的工作机机械连接简朴，其种类型号较多，并有各自运营特点。可以满足不同类型的机械工作规定。但是必须具

10、有相应的电源。液压马达大较高好小较大必须有高压油的供应系统，液压系统的装配和制造精度较高，否则影响机械工作。气动马达小较低好较小小空气作为工作介质，容易获得。气动马达动作迅速，反映敏捷，维护简朴，成本低。但是其稳定性较差，气动系统噪音大，只适合小型或轻型工作机械。内燃机很大低差大大功率范畴宽，操作简朴，启动迅速，便于移动。多用于大型机械，重要缺陷是于汽油或柴油为燃料，构造复杂，对环境一定影响。2.2传动装置的比较带传动大小不同的两个带轮，轮轴线在同始终线上，皮带连接两轮，积极带轮带动从动带轮运动。摩擦传动：当积极轮转动时，由于带和带轮间的摩擦力，便拖动从动轮一起转动，并传递动力（平带和带传动）

11、。啮合传动：当积极轮转动时，由于带和带轮间的啮合，便拖动从动轮一起转动，并传递动力（同步带传动）。 长处：运转平稳、噪声小并有吸振、缓冲作用；具有过载保护作用；构造简朴，制造，安装及维护均较以便。缺陷：效率低（一般平带传动0.96；V带传动0.95）；外形尺寸大，带的寿命较短；不适宜用于易燃易爆场合；不能保证精确的传动比。 链传动链传动由积极链轮、从动链轮和绕在两轮上的一条闭合链条所构成靠链条与链轮齿之间的啮合来传递运动和动力。长处：链传动构造紧凑；作用在轴上的载荷小；承载能力较大；效率较高（一般可达9697）；能保持精确的平均传动比等长处；缺陷：链传动对安装精度规定较高；工作时有振动和冲击；

12、瞬时速度不均匀等现象。齿轮传动两个相啮合的齿轮。运用轮齿间的互相啮合传递运动和动力。长处：齿轮传动具有传递速度和功率的范畴广；传动比稳定，传动效率高；工作可靠，使用寿命长；构造紧凑等长处。合用于平行轴、相交轴和交错轴之间的传动。缺陷：有些齿轮制作复杂，成本高；但同步也受到环境因素的限制，不适合远距离的传动。液压传动由油或者其她液体，和不同大小容器，及其她部分连接构成。运用也在不同容积的容器中流动，而变化其运动速度。长处：减速效果好，噪音低，安全无污染。构造相对简朴，制作以便。缺陷：不适合运动速度较大的场合，同步受到应用范畴的限制。并且不能精确的变化速度的相应值。2.3各重要部件的选择部件因素选

13、择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳 高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器构造简朴，耐久性好弹性联轴器紧固件安全可靠，拆装以便螺纹连接原动机的类型：电动机斜、直齿轮球轴承弹性联轴器螺纹连接3.电动机的选择3.1电动机功率的选择3.1.1根据机械设备的负载性质选择电功类型一般调速规定不高的生产机械应优先选用交流电动机，长期稳定工作的设备，一般选用笼型三相异步电动机。起动，制动较频繁及起动转矩规定较大的生产机械设备选用绕线转子异步电动机。规定调速范畴大，调速平滑位置控制精确，功率较大的机械设备多选用她励直流电动机。3.1.2根据电动机的工作环境选择电动机类型电动机的工

14、作环境不同，应选择不同的防护型式。启动电动机在定子两侧与端盖上有较大通风口，散热条件好，价格便宜，但水气、尘埃等杂物容易进入，因此只在清洁、干燥的环境下使用。由于本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。因此选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。3.1.3计算电机的功率选择电动机功率Ped设：工作机（卷筒）所需功率PW ，卷筒效率w，电机至卷筒轴的传动总效率a（减速器效率），电机需要的功率Pd。工作机所需Pw电机需要的功率Pd 其中：联轴器的效率=0.99轴承的效率=0.99齿轮传动的效率=0.98卷筒轴的效率=0.96 查表，取电动机得额定功率Ped=2.2 KW3.2电动机的转速选择滚

15、筒的转速为： =r/min查表二级齿轮机构传动比范畴为840，带传动比范畴为2.04.0，因此电动机的转速可选择范畴相应为： n=114.65(840) =(917.24586) r/min 电动机同步转速符合这一范畴的有：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)质量/Kg Y112M-62.29402.02.045Y100L1-42.214302.22.334Y90L-22.228402.22.325为了减少电动机重量和价格，查表可选用同步转速为1500r/min的Y系列电动机。型号为Y100L1-4；其满载转速为=1430r/min.3.3电动机的拟定根据电动机类型、功率和转速，由

16、机械设计课程设计手册表12-1选定电动机型号为Y100L1-4。其重要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)质量/KgY100L1-42.214302.22.334所选电动机的重要处型和安装尺寸如下所示：中心高H外型尺寸L(Al/2+AD)HD底角安装栓孔直径ABk轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD100380280.52451601401224608604. 总传动比计算和分派各级传动比4.1传动装置的总传动比由电动机的转速=1430 r/min ，滚筒的转速=114.65 r/min.因此：总传动比：= =12.484.2分派各级传动比初步拟定传动比，各级传动比与总传动比

17、的关系为： (分别为高速级齿轮传动比，低速级齿轮传动比)由公式，因此得到=4.18而=12.48/4.18=2.99至此，初步拟定i=12.48 =4.18 =2.99封闭式Y（IP44）系列的电动机电动机的额定功率：Ped=2.2 KW电动机的型号：Y90L-2满载转速为=1430r/min总传动比:i=12.48各级传动比：=4.18=2.995. 传动装置的运动和动力参数计算5.1各轴转速的计算（r/min）轴1 ： 轴2 ： 轴3 ： 卷筒轴 5.2各轴功率的计算（KW）轴1 轴2 轴3 卷筒轴 5.3各轴扭矩的计算（Nmm）电动机轴轴1 轴2 轴3 卷筒轴 绘制表格如下： 轴名参数轴

18、1轴2轴3卷筒轴转速r/min1430342.11114.65114.65输入功率P/kw1.881.821.771.67输入转矩T/Nm1255550805147435139105传动比i3.732.6616 齿轮传动的设计计算6.1高档齿轮传动的设计计算1.选择精度级别、材料及齿数。1) 按照拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2) 速度不高，故选用7级精度（GB/10095-）3) 材料选择:小齿轮 40 Gr 调质解决 HBS=280大齿轮 45钢 调质解决 HBS=2404) 选择小齿轮齿数=24,大齿轮齿数=244.18=100.32.取=1015) 选用螺旋角。初选螺旋角=14

19、2.按齿面接触强度设计按式（10-24）试算：即.拟定公式内的各计算数值1) 试选=1.62) 计算小齿轮传递的转矩3) 由表10-7选用齿宽系数=14) 查表10-6差得材料的弹性影响系数=189.85) 由图10-30选用区域系数=2.4336) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限MPa7) 由式10-13计算应力循环次数=6014301（283008）=3.2947 8) 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.959) 由图10-26查得=0.78；=0.87，则=1.6510) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系

20、数S=1。由式（10-12）得=0.9600=540MPa=0.95550=522.5 MPa = MPa .计算1) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 =28.356mm2) 计算圆周速度。3) 计算齿宽b及模数。b=128.356mm=28.356mm=h=2.25=2.251.15=2.588mmb/h=28.356/2.588=10.964) 计算纵向重叠度5) 计算载荷系数K。已知使用系数=1，根据v=2.12m/s，7级精度，由图查得动载系数=1.10;由表10-4查得的值与直齿齿轮相等，故=1.309由图10-13查得=1.220由表10-3查得= 1.2。故载荷系数=11.1

21、01.21.220=1.616) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得28.356mm=28.420mm7) 计算模数mm3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）.拟定计算参数1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa;大齿轮的弯曲强度极限 MPa.2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85 =0.883) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得4) 计算载荷系数=11.101.41.220=1.8795) 根据纵向重叠度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886) 计算当量齿数。7) 查取齿形系数由

22、表10-5查得=2.594 =2.1788) 查应力校正系数。由表10-5查得=1.596 =1.7989) 计算大小齿轮的并加于比较。大齿轮的数值大。.设计计算=0.178mm对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数不小于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.0，已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=28.420来计算应有的齿数。于是由27.567取=28，则=.i=4.1828=117.04 取=1184.几何尺寸计算1) 计算中心矩 mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角1417因值变化不多，故参数，,等不必修正。3) 计算大、小齿轮的分度

23、圆直径=28.866mm121.650mm4) 计算齿轮宽度=128.866=28.866mm圆整后获得=30mm; =35mm5) 计算齿顶高 =11=1mm6) 计算齿根高 =1+0.25=1.25mm7) 计算全齿高 =2.25mm8) 计算齿顶圆直径=28+21=30mm=118+21=120mm9) 计算齿根圆直径=28-2-0.5=25.5mm =118-2-0.5=115.5mm10) 计算齿厚和齿槽宽s、e=1.57mm11) 计算齿距=3.14mm12) 计算顶隙 =0.25mm6.2低速级齿轮传动的设计计算1.选择精度级别、材及齿数。a) 按照拟定的传动方案，选用直齿圆柱齿

24、轮传动。b) 速度不高，故选用7级精度（GB/10095-）c) 材料选择:小齿轮 45钢 调质解决 HBS=280大齿轮 45钢 调质解决 HBS=240d) 选择小齿轮齿数=24,大齿轮齿数=242.99=71.76.取=722.按齿面接触强度设计按式（10-24）试算：即.拟定公式内的各计算数值1) 试选=1.32) 计算小齿轮传递的转矩3) 由表10-7选用齿宽系数=14) 查表10-6差得材料的弹性影响系数=189.85) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限MPa6) 由式10-13计算应力循环次数=6014301（283008）

25、=3.2947 7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.958) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1。由式（10-12）得=0.9600=540MPa=0.95550=522.5 MPa .计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。由计算公式得 =52.564mm 2) 计算圆周速度。m/s3) 计算齿宽b及模数。b=152.564=52.564mm=mmh=2.25=2.252.19=4.928mmb/h=52.564/40928=10.674) 计算载荷系数K。根据v=3.934m/s，7级精度，由图查得动载系数=1.16.直齿轮，=1由表10-2查得

26、=1由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置=1.418。由b/h=10.67，=1.418查图10-13得=1.30故载荷系数=11.1611.418=1.6455) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得52.564=56.769mm6) 计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）.拟定计算参数1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa;大齿轮的弯曲强度极限 MPa.2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85 =0.883) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得4) 计算载荷系数=11.16

27、11.3=1.5085) 查取齿形系数由表10-5查得= 2.65 =2.1826) 查应力校正系数。由表10-5查得=1.58 =1.7897) 计算大小齿轮的并加于比较。大齿轮的数值大。.设计计算=mm对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数不小于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2，已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=56.769mm来计算应有的齿数。于是由取=29，则=292.99=86.71 取=874.几何尺寸计算1) 计算中心矩 mm2) 计算大、小齿轮的分度圆直径mmmm3) 计算齿轮宽度=158=58mm圆整后获得=60mm

28、 =65mm4) 计算齿顶高 =12=2mm5) 计算齿根高 =1.252=2.5mm6) 计算全齿高 =2.252=5mm7) 计算齿顶圆直径=(29+2)2=62mm=(87+2)2=178mm8) 计算齿根圆直径 =(29-2-0.5)2=53mm=(87-2-0.5)2=169mm9) 计算齿厚和齿槽宽s、e=3.14mm10) 计算齿距=6.28mm11) 计算顶隙 =0.5mm6.3齿轮构造设计和零件图6.3.1高速齿轮构造的设计及其零件图小齿轮：由于齿轮的顶圆直径为30mm.故做成齿轮轴。 见图纸。大齿轮：由于出论的顶圆直径为120mm,故做成实心构造。见附图。6.3.2低速齿轮

29、构造的设计及其零件图小齿轮：由于齿轮的顶圆直径为62mm.故做成实心构造。见附图。大齿轮：由于出论的顶圆直径为178mm,故做成腹板式构造。 见附图。7、验算传动系统速度误差由于输送带速实际VW在求解过程中与理论V发生了变化，故应验算系统误差。来判断传动系统的速度与否符合规定。由前面计算出的实际带速 理论带速根据公式可知：由已知条件（运送带速度容许误差为5%）得到： 5% 因此传动系统的速度满足条件。斜齿圆柱齿轮、7级精度。40Cr45钢调质解决HBS=280/240=1.6K=1.879=28=118=75.258141728.866mm121.65mm=30mm;=35mm1mm1.25m

30、m2.25mm30mm120mm=25.5mm 115.5mm=1.57mm=3.14mm直齿圆柱齿轮、7级精度。45钢调质解决BHS=280/240=1.3 m/s1.645=29=87mm58mm174mm=60mm;=65mm2mm2.5mm5mm62mm178mm=25.5mm 115.5mm=3.14mm=6.28mm齿轮轴实心式实心式腹板式实际带速 理论带速满足条件8.轴的设计计算8.1高速轴的设计计算1. 选择轴的材料一般用途，中小功率减速器定用45钢，调质解决2. 求轴上的功率、转速、转矩。 转速： 功率： 转矩： 3. 求作用在齿轮的力 原则斜齿轮。因已知齿轮的分度圆直径 =

31、28.866mm4. 初步拟定轴的最小轴径由表11-2查得=112，按式（11-2）得d=110=12.32mm轴上开一键槽将轴径增大5%。d1.05=12.321.05=12.94mm，故取键5525 GB1096-。滚动轴承：7003C GB/T292-1994输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1.为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应,故需同步选用联轴器型号：联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，Nmm查机械设计手册，选用GY1型凸缘联轴器，其公称转矩为25000N,联轴器的孔径d=14mm，故取半联轴器长度L132，半

32、联轴器与轴配合的毂孔长L=32mm。5. 轴初步设计 根据轴上零件的位置，齿轮、套筒、右轴承、轴承差和联轴器由右端装配，左轴承从左端装配，轴上零件要做到定位精确，固定可端。由于是斜齿轮，采用角接触球轴承。轴承盖使用嵌入式。齿轮一般采用油浴润滑。轴承采用飞溅润滑。6. 轴的构造设计1) 拟定轴的构造2) 轴径拟定 d1 =14mm d2=17 mm（符合轴承内径，便于轴承装拆）轴承型号7003C型角接触球轴承。D3=23mm d4=35mm（因与小齿轮一体)。 D5=23mm(根据轴承内圈高度h1拟定)。 d6=d2=17mm（两轴承型号相似）。3) 轴段长度拟定 L1=55mm(由于轴外端连接

33、联轴器B=27mm L比B短2-3mm) L2=25mm L3=70mm L4=35mm(由于齿轮和轴为一体)L5=18mm L6=10mm 4) 两轴承间的跨距（觉得支点在轴承宽度的中点） L=L4+L5+L6+2L3/2=154mm5) 拟定轴上的圆角和倒角轴端倒角1450 各轴肩处的圆角半径如上图.7. 轴上的载荷计算一方面根据轴的构造图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L=L4+L5+L6+2L3/2=154mm根据轴的计算，简朴作出轴的弯矩图和扭矩图。1） 计算支承反力： 在水平面上： 在垂直面上：由； 故总支承反力：2)计算弯矩在水平面上： 27628.575Nmm在垂直面

34、上： 合成弯矩图： 3)计算转矩并作转矩图绘制表格如下：载荷A端B端总支反力总弯矩最大弯矩扭矩轴的载荷分布图：8. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即齿轮轴的齿轮中心）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质解决，由机械设计表11.2查得因此，故安全。由于齿轮轴弯扭应力校核安全，故不必进行精确疲劳校核。8.2低速轴的设计计算1. 选择轴的材料一般用途，中小功率减速器定用45钢，调质解决2. 求轴上的功率、转速、转矩。 转速：功率：转矩：3. 求作用在齿轮的力 原则直齿轮因已知

35、齿轮的分度圆直径因此求的齿轮上的力如下： =174mm4. 初步拟定轴的最小轴径由表11-2查得=112，按式（11-2）得d=120=29.76mm轴上开一键槽将轴径增大5%。d1.05=29.761.05=31.25mm，故取键1：12863 GB1096- 键2：161045 GB1096- 滚动轴承：6009 GB/T276-1994输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1.为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应,故需同步选用联轴器型号：联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，Nmm查机械设计手册，选用GY4型弹凸缘联轴器，

36、其公称转矩为224000N,联轴器的孔径d=35mm，故取半联轴器长度L182，半联轴器与轴配合的毂孔长L=82mm。5. 轴初步设计。 根据轴上零件的位置，大齿轮、套筒、右轴承、轴承差由右端装配；小齿轮，左轴承从左端装配，轴上零件要做到定位精确，固定可端。由于是直齿轮，采用角深沟球轴承。轴承盖使用嵌入式。齿轮一般采用油浴润滑。轴承采用飞溅润滑。6. 轴的构造设计1) 拟定轴的构造 如下图：2) 轴径拟定 d1 =40mm d2 =45mm d3=54mm（符合轴承内径，便于轴承装拆）轴承型号6009型深沟球轴承。d4=68mm d5=58mm（装置大齿轮)。 d6=54mm(根据轴承内圈高度

37、h1拟定)。 d7=d2 =45mm（两轴承型号相似）。3) 轴段长度拟定 L1=110mm(由于轴外端连接联轴器B=82mm L比B短2-3mm) L2=20mm（滚动轴承的原则长度） L3=47mm L4=12mm L5=58mm(安装大直齿齿轮)L6=36mm4) 两轴承间的跨距（觉得支点在轴承宽度的中点） L=L2+L3+L4+L5+2L1/2=160mm5) 拟定轴上的圆角和倒角轴端倒角2450 各轴肩处的圆角半径如上图.7. 轴上的载荷计算一方面根据轴的构造图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1）计算支承反力：在水平面上： =0在水平

38、面上：由； 故总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在Z平面上： 合成弯矩： 3)计算转矩并作转矩图载荷A端B端总支反力总弯矩最大总弯矩扭矩轴的载荷分布图如下：8. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质解决，由机械设计表11.2查得因此，故安全。9. 精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所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为宽裕拟定的，因此截

39、面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的状况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同步轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），并且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 (2).截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 平均应力 ，应力幅 ，轴

40、的材料为45钢，调质解决，由机械设计表11.2得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表1.6查取。因，经差值后可查得 ， 又由机械设计图2.7可得轴的材料的敏性系数为 ，故有效应力集中系数为 由机械设计图2.9 的尺寸系数；由图2.9的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计图2.12得表面质量系数为 轴未经表面强化解决，即，则综合系数为 查机械设计手册得碳钢的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，则 故可知其安全。 (3).截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 平均应力 ，应力幅 ，过盈配合处的，由

41、附表1.4用插值法求出，并取，于是得 ，轴按磨削加工，由机械设计图2.12得表面质量系数为 故得综合系数为 因此轴在截面右侧的安全系数为 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。8.3中间轴的设计计算1. 选择轴的材料一般用途，中小功率减速器定用45钢，调质解决2. 求轴上的功率、转速、转矩。 转速：功率：转矩：3. 求作用在齿轮的力高速大齿轮（斜齿）： 因已知齿轮的分度圆直径 =121.65mm低速小齿轮（直齿）： 因已知齿轮的分度圆直径=58mm4. 初步拟定轴的最小轴径由表11-2查得=112，按式（11-2）得d=120=20.95mm轴上开键槽将轴径增大5%。d1.05=20.951.05

42、=22.0mm，故取键1：8722 GB1096- 键2：8745 GB1096-滚动轴承： 7005C GB/T292-19945. 轴初步设计。 根据轴上零件的位置，斜齿轮、套筒、右轴承从右端装配；直齿轮，左轴承从左端装配，轴上零件要做到定位精确，固定可端。由于有斜齿轮，采用角接触球轴承。轴承盖使用嵌入式。齿轮一般采用油浴润滑。轴承采用脂润滑。6. 轴的构造设计 拟定轴的构造 轴径拟定 d1 =25mm d2 =30mm （符合轴承内径，便于轴承装拆）轴承型号7005C型角接触球轴承。d3=36mm（直齿轮安装部位）d4=45mm d5=36mm（斜齿轮安装部位) d6=30mm(根据轴承

43、内圈高度h1拟定)。 d7=d1 =25mm（两轴承型号相似）。 轴段长度拟定 L1=12mm （轴承的原则长度） L2=18mm L3=63mm （安装直齿小齿轮，比B小2mm） L4=20mm L5=28mm (安装斜齿大齿轮，比B小2mm)L6=18mm L7=12mm （轴承的原则长度） 两轴承间的跨距（觉得支点在轴承宽度的中点） 拟定轴上的圆角和倒角轴端倒角2450 各轴肩处的圆角半径如上图7. 轴上的载荷计算一方面根据轴的构造图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1）计算支承反力：在水平面上： 在垂直面上：由； 故总支承反力：2)计算弯

44、矩在水平面上：在垂直面上： 合成弯矩图： 3)计算转矩绘制表格如下：载荷12总支反力弯矩最大弯矩扭矩4）拟定危险截面根据弯矩图可知，中间轴的危险截面为大齿轮中心处，有关数据如下：载荷 水平面H 垂直面V弯矩扭矩截面直径 36mm最大弯矩5）根据数据，绘制转矩图转矩图如下：8. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质解决，由机械设计表11.2查得因此，故安全。9. 精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所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为宽裕拟定的，因此截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的状况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近， (2).截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 平均应力 ，应力幅 ，轴的材料为45钢，调质解决，由机械设计表11.2得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表1.6查取。因，经差值后可查得