机械设计课程设计任务书.pdf

《机械设计课程设计任务书.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计任务书.pdf（46页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书专专业：业：姓姓名：名：学学号：号：成成绩：绩：指导教师：指导教师：目录目录一一.设计课题设计课题3 3二二.设计课题分析设计课题分析4 4三三.拟定原动机拟定原动机4 4四四.传动比的分派传动比的分派5 5五五.机械或部件中各轴的运动学和动力计算机械或部件中各轴的运动学和动力计算5 5六六.传动零件的设计计算传动零件的设计计算7 71.1.高速机齿轮设计及高速机齿轮设计及2.2.低速级齿轮设计及校核低速级齿轮设计及校核7 71313七七.V.V 带及带轮设计及校核带及带轮设计及校核 2020八八.轴的设计轴的设计 2222九九.键的计算校核键的计算

2、校核 3434十十.轴承和选定轴承校核轴承和选定轴承校核 3737高速级轴承高速级轴承373738383939中速机轴承中速机轴承低速机轴承低速机轴承十一十一.减速器总体技术特性如下减速器总体技术特性如下 4040十二十二.设计小结设计小结 4040十三十三.参考文献资料参考文献资料 4141一、设计课题一、设计课题设计热解决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。1-电动机；2-带传动；3-减速器；4-联轴器；5-卷筒；6-输送带。题题号号原始数据原始数据1-11-1输送带主轴扭矩T（Nm）输送带运营速度

3、V（m/s）卷筒直径D（mm）0.630.750.850.80.80.70.830.750.850.97001-21-26701-31-36501-41-49501-51-510501-61-69001-71-76601-81-89001-91-99001-101-10950300330350350380300360320360380二、设计课题分析二、设计课题分析拿到设计课题一方面我们设计的是设计热解决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。在课题规定下我们选择了二

4、级圆柱直齿轮减速器，由于它的工作环境是传送车间，没有规定要斜齿轮还是直齿轮，因此我们选用了更符合规定的直齿轮传动。又由于没有特别大的载荷变动，这样可以拟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，并且又可以满足清洗车间的技术规定。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。然后分派传动比，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流程了。最后完毕之后要写好任务说明书就可以了。三、原动机的选择三、原动机的选择1、电动机选择（1）选择电动机类型 按工作规定选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。（2

5、）选择电动机容量 按式（2-2），电动机所需工作功率为Pd=按式(2-3),工作机所需功率为F=5000NPw=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=5.45kw因载荷平稳,电动机额度功率Ped略大于Pd即可 由第六章,Y系列电动机技术数据,选电动机的额度功率Ped为5.5kw(3)拟定电动机转数滚筒轴工作转速nw=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

6、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表表 1-11-1 额度功率为额度功率为 5.5kw5.5kw 时电动机选择对总体方案的影响时电动机选择对总体方案的影响方案123电动机型号Y132S1-2Y132S-4Y132M2-6额度功率/kw同步转速/满载转速nm/(r/min)5.53000/29205.51500/14405.51000/960传动比 ia表 1-1 中，方案一传动比大，传动装置外廓尺寸大，制导致本高，结构不紧凑，故不可取。方案二与方案三相比较

7、，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、传动比的分派四、传动比的分派（1）总传动比ia=31.84（2）分派传动装置各级传动比 取 V 带传动比 i01，则减速器的传动比 i 为i=10.61取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12=低档速的传动比=3.854i23=2.753五、机械或部件中各轴的运动学和动力学计算五、机械或部件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=95501 轴（高速轴）

8、Nm=36.1 NmP1=P001=5.45kw0.96=5.23kwn1=r/min=480 r/min Nm=104 NmT1=9550=95502 轴（中速轴）P2=P112=P123=5.23kw0.990.97=5.02kwn2=r/min=124.5 r/min Nm=385 NmT2=9550=95503 轴（低速轴）P3=P123=P123=5.02kw0.990.97=4.82kwn3=r/min=45.22 r/min Nm=1018 NmT3=9550=95504 轴（滚筒轴）P4=P124=P124=4.82kw0.990.99=4.72kwn4=r/min=45.22

9、 r/min Nm=997 NmT4=9550=955013 轴的输出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；输出转矩 T1=T10.99=1040.99=103 Nm,其余类推。表表 1-21-2 各轴运动和动力参数各轴运动和动力参数轴名功率 P/KW转矩转速传动功率输入输出输入输出n/(r/min)比 i5.453611440480124.5电动机轴1 轴5.235.18104103.02 轴5.024.97385381.230.963.8540.963 轴4.824.7710181007.

10、8滚筒轴45.2245.224.724.67997987.02.7530.9610.98六、传动零件的设计计算六、传动零件的设计计算高速级圆柱直齿轮高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=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d1t1)拟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=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=189.8MPaf 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a11/2。=arcosz1cos/(

12、z1+2)=arcos18cos20/(18+21)=32.250a2=arcosz2cos/(z2+2)=arcos71cos20/(71+21)=23.943=z1(tan-tan)+z2(tan-tan)/2=18(tan32.250-tan20)+71(tan23.943-tan20)2=1.669Z=0.881g.计算接触疲劳许用应力由机械设计第 9 版的图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=650MPa、=550MPa由机械设计第 9 版的式（10-15）计算许用循环次数：N1=60n1jLh=604801(283008)=1.106109N2=N1/u=4.1

13、47109/(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、KHN=0.95.2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1=585MPa取1和2=523 MPa2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=1=523MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t=mm =57.783mm(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。圆周速度 v0v0=齿宽 b=m/s=1.5m/sb=d1t=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-

14、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=21.031105/57.783N=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 得齿间载荷分派系数KH=1.2d.由机械设计第 9 版表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相称支承非对称布置时，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

15、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的齿轮模数m=d1/z1=67.939/18mm=3.5713.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1)拟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+c.计算。=0.25+=0.699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 10-2

16、4c 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=由于大齿轮的=MPa=340.71MPa MPa=257.86MPa=0.0132=0.0154大于大齿轮，所以取=0.01542)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a.圆周速度 v。d1=mtz1=2.07318mm=37.314b.齿宽 b。c.宽高比 b/h2)计算实际载荷系数KF。a.根据 v=

17、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 查得齿间载荷分派系数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b/h=8.00 查机械设计第 9 版的图 10-13，得KF=1.36.则载荷系数为KF=KAKvKFKF=11.081.01.36=1.411)由机械设计第 9 版的式子（10-13），可得

18、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 的大学重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=102.3,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

19、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)计算齿轮宽度b=d1=166mm=66mm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=66+(510)mm=7176取 b1=75mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 b2=b=66mm。低速级圆柱直齿轮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，

20、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d1t1)拟定公式中的个参数值1 试选KHt=1.32 计算小齿轮传递的转矩。T1=9.55106P/n1=9.551064.97/12

21、4.5Nmm=3.812105 Nmm3 由机械设计第 9 版表 10-7 选取齿宽系数=1H4 由机械设计第 9 版图 10-20 查得区域系数 Z=2.375 由 机 械 设 计 第9 版 表 10-5 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数ZE=189.8MPa1/26 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a1。=arcosz1cos/(z1+2)=arcos18cos20/(18+21)=32.250a2=arcosz2cos/(z2+2)=arcos51cos20/(51+21)=25.280=z1(tan-tan)+z2(tan-tan)/2 =18(

22、tan32.250-tan20)+51(tan25.280-tan20)2=1.644Z=0.8867计算接触疲劳许用应力由机械设计第 9 版的图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=650MPa、=550MPa由机械设计第 9 版的式（10-15）计算许用循环次数：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、KHN=0.97.1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1

23、=618MPa2=554 MPa取1和2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=1=554MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t=mm =88.535mm(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 v0v0=2 齿宽 bb=m/s=0.58m/sd1t=188.535mm=88.535mm2）计算实际载荷系数 KH。1由机械设计第 9 版的表 10-2 查得使用系数K=1A2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=1.033齿轮的圆周力。Ft1=2T/d1t=23.812105/88.535N=8.611103

24、NKAFt1/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 得齿间载荷分派系数KH=1.2.4由机械设计第 9 版表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相称支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.428.由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=11.031.21.428=1.772)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2)

25、拟定公式中的各参数值1试选K=1.3.2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Ft数。Y=0.25+3计算。=0.25+=0.706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 查得应力修正系数Ysal=1.53、Ysa2=1.71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 查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.95.取弯曲疲劳安全系数 S=1.4

26、，由机械设计第 9 版的式（10-14）得=MPa=340.71MPa=由于大齿轮的=MPa=257.86MPa=0.0132=0.0155大于大齿轮，所以取=3)试算模数=0.0155(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v。d1=mtz1=3.22318mm=58.0142齿宽 b。b=3宽高比 b/hh/b=58.014/7.252=8.004)计算实际载荷系数KF。d1=158.014mm=58.014mm1根据 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。542由F=2T/d=23.81210/58.014N=1

27、.31410 N,t11KAFt1/b=11.314104/58.014N/mm=226N100N,由机械设计第 9 版的表 10-3 查得齿间载荷分派系数KF=1.03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=1.335)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 的大学重要取决于弯曲疲劳强度所决定的承

28、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，则大齿轮齿数z2=uz1=2.833=92.4,取z2=92，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=333mm=99mmd2=z2m=923mm=276mm(2)计算中心距a=(d1+d2)/3=(99+2

29、76)/3mm=125mm(3)计算齿轮宽度b=d1=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 V 带传动带传动1.拟定计算功率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Pca、n0由机械设计第 9 版的图 8-11 选用 A 型。3.拟定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基

30、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。2）验算带速 v。按机械设计第 9 版的式（8-13）验算带的速度V=3）=m/s=6.78m/s由于 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.拟定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld1）2）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第 9 版的表 8-2 选带的

31、基准长度Ld=1640mm。3）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.验算小带轮上的包角11180-（6.计算带的根数 z）1541201）计算单根 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=3.18-5 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=0.99，于是和 A型带，查机械设计第 9 版的的表Pr=（P0+P0）KKL=（

32、1.064+0.17）0.950.99=1.16kW2）计算 V 带的根数 z。Z=取 6 根 V 带。=5.697.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=5006.782N=137N8.计算压轴力 FP+qv2=500+0.105FP=2zF0sin=26137sin9.重要设计结论 N=1616N选用 A 型普通 V 带 6 根，带基准长度 1599mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=280mm，中心距控制在 a=496570mm。单根带初拉力F0=137N八、轴的设计八、轴的设计一轴（高速轴

33、）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（涉及轴承效率在内）=0.97，则P3=5.23kWn3=n1=480r/min于是 T3=9550000=9550000 Nmm104055Nmm2.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=N=2775NFr=Fttan=2775tan20N=1010N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步拟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，调质解决。根据机械设计第 9 版的表 15-3，取 A.0=110，于是得dmin=A.04.轴的结构设计=110mm=

34、24.4mm（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-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1）(L/mm)L VIII-XLVII-VIILVI-VIILV-VI744055123LIV-VLIII-IVLII-IIILI-II2)（d/mm）12712055dVIII-XdVII-VIIIdVI-VIIdV-VIdIV-VdIII

35、-IVdII-IIIdI-II（3）轴上零件的周向定位2527303752403730按机械设计第 9 版的表 6-1 采用平键查得 bhL=12870，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；同样，皮带轮与轴的连接，选用平键为 8mm7mm45mm 皮带轮。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，与轴的配合为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）载荷支反力 F弯矩 M总弯矩水平面 H垂直面 VFNH

36、1=3965N,FNH2=-4571NMH1=194285N,MH2=180992NM1=M2=FNV1=2023N,FNV2=773NMV=98098Nmm=217646 Nmm=205867 Nmm扭矩 TT1=104055 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，轴的计算应力为=MPa=35.4 MPa前已选定轴的材料为 45 钢，调质解决，由机械设计第 9 版的表 15-1 查得=60MPa，故安全。二轴（中速轴）二轴（

37、中速轴）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（涉及轴承效率在内）=0.97，则P2=P=5.020.97kW=4.87kWn2=n1=48033/102=155.29r/min于是 T3=9550000=9550000 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=N=2936NFr=Fttan=2936tan20N=1069N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步拟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，调质解决。根据机械设计第 9 版的表 15-3，取 A.0=110，于是得

38、dmin=A.04.轴的结构设计=110mm=34.7mm（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-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1）(L/mm)LVII-VIILVI-VIILV-VILIV-VLIII-IVLII-IIILI-II2)（d/mm）622810212622862dVII-VIIIdVI-VIIdV-VIdIV

39、-VdIII-IVdII-IIIdI-II35374052403735（3）轴上零件的周向定位按机械设计第 9 版的表 6-1 采用平键查得 bhL=14990，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；同样，皮带轮与轴的连接，选用平键为 12mm8mm56mm 皮带。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，轮与轴的配合为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）载荷支反力F弯矩 M总弯矩水平面 H垂直面

40、VFNH1=22N,FNH2=1247NMH=108392NmmFNV1=62N,FNV2=3425NMV1=10230N、MV2=297975N=108874 Nmm=317077 NmmM1=M2=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=MPa=59.6 MPa前已选定轴的材料为 45 钢，调质解决，由机械设计第 9 版的表 15-1 查得=60MPa。故安全。三轴（低速轴）三轴（低

41、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（涉及轴承效率在内）=0.97，则P2=P2=5.020.97 kW=4.72kW2n2=n1=480=55.7r/min于是 T3=9550000=9550000 N mm809264N mm2.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=N=5864NFr=Fttan=5864tan20N=2134N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步拟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，调质解决。根据机械设计第 9 版的表 15-3，取 A.0=11

42、5，于是得dmin=A.0=115mm=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-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1）(L/mm)LVII-VIILVI-VIILV-VILIV-VLIII-IVLII-IIILI-II2)（d/mm）10011312961245082dVII-VIIIdVI-VIId

43、V-VIdIV-VdIII-IVdII-III657082706562dI-II55（3）轴上零件的周向定位按机械设计第 9 版的表 6-1 采用平键查得 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；同样，皮带轮与轴的连接，选用平键为 16mm10mm70mm 皮带。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，轮与轴的配合为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）载荷支反力F弯矩 M总弯矩

44、水平面 HFNH1=1949N,FNH2=4474NMH=362514Nmm垂直面 VFNV1=1629N,FNV2=709NMV1=302994N、MV2=57429N=472464 Nmm=367035 NmmM1=M2=扭矩 TT3=997000 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=MPa=22.7 MPa前已选定轴的材料为 45 钢，调质解决，由机械设计第 9 版的表 15-1 查得=60MPa，故安全

45、。九、键的校核计算九、键的校核计算高速轴齿轮与轴配合键的设计校核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规定，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=70mm（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=100 120MPa，取 其 平 均 值，=110 MPa。键 的 工 作 长 度l=

46、L-b=70mm-12mm=58mm。由机械设计第 9 版的式（6-1）可得=MPa=22.4MPa=110 MPa（合适）轴与带轮配合键的设计校核轴与带轮配合键的设计校核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规定，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=100 12

47、0MPa，取 其 平 均 值，=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=MPa=62.6MPa=110 MPa（合适）中速轴大齿轮与轴配合键的设计校核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规定，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

48、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=100 120MPa，取 其 平 均 值，=110 MPa。键 的 工 作 长 度l=L-b=56mm-12mm=44mm。由机械设计第 9 版的式（6-1）可得=MPa=84.9MPa=110 MPa（合适）中速轴小齿轮与轴配合键的设计校核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规定，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=9

49、mm。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=100 120MPa，取 其 平 均 值，=110 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=MPa=129.5MPa=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=86.4 MPa=110 MPa（合适）低速轴齿轮与轴配合键的设计校核

50、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规定，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=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=100 120MPa，取 其 平 均 值，=110 MPa。键 的 工 作 长 度l=L-b=90mm-20mm=70mm。由机械设计第 9 版的式（