机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

目 录序 言1第一张 传动方案拟定21.1传动方案拟定21.2传动系统的作用及传动方案的特点：21.3方案分析3第二章 电动机的选择计算42.1选择电动机类型和结构形式42.2电动机容量的选择5第三章 运动参数及动力参数计算73.1计算总传动比及分配各级的传动比73.2计算传动装置的运动参数及动力参数7第四章 带轮的设计计算94.1 V带的设计9第五章 斜齿轮的计算115.1 齿轮参数计算11第六章 轴的设计166.1 轴的概述166.2 轴的结构设计176.3 轴的设计计算196.4 低速轴的设计216.5 高速轴的校核32第七章 轴承的设计及校核397.1主动轴轴承的设计与校核397.2从动轴轴承的设计与校核41第八章 键连接的选择和校核45第九章 联轴器的选用479.1 联轴器的功用479.2 联轴器的类型特点479.3 联轴器的选用489.4 联轴器材料48第十章 箱体设计5010.1箱体的结构设计5010.2减速箱附件的选择52第十一章 减速器润滑密封57第十二章 PRO/E展示58第十三章 结论63参考文献64致 谢6565序 言减速器作为一种传动装置广泛用于各种机械产品和装备中，因此，提高其承载能力，延长使用寿命，减小其体积和质量等，都是很有意义的，而目前在单级传动齿轮减速器的设计方面，许多企业和研究所都是应用手工设计计算的方法，设计过程琐碎而且在好多方面都是通过先估计出参数然后再校核计算的过程。这对于设计者来说是枯燥无味的，进行的是重复性工作，基本没有创造性；对于企业来说增加了产品的成本且不易控制产品质量。这些对提高生产力，提高经济效益都是不利的。本次课程设计就是针对单级圆柱齿轮减速器的体积进行设计，其意义在于利用已学的基础理论和专业知识，熟悉工程设计的一般过程，同时把先进的设计方法、理念应用于设计中，为新技术时代的到来打下基础。第一张 传动方案拟定1.1传动方案拟定第35组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动。总体布置简图如下：图 1-1 传动方案设计简图工作条件：带式输送机连续单向运转，工作平稳无过载，空载起动，输送带速度允许误差5% ；三班制工作（每班按8小时计算），使用期限10年，小批量生产。 原始数据：带送带拉力F=220N；传送带带速V=1.80m/s；滚筒直径D=450mm；每日工作时数H=24；工作年限：10年。1.2传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。1.3方案分析 传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。 设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。 第二章 电动机的选择计算合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。2.1选择电动机类型和结构形式电动机的型号很多，如无特殊要求通常选用Y系列异步电动机。与单相异步电动机相比，三相异步电动机运行性能好，并可节省各种材料。按转子结构的不同，三相异步电动机可分为笼式和绕线式两种。笼式转子的异步电动机结构简单、运行可靠、重量轻、价格便宜，得到了广泛的应用。Y系列电动机是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，是全国统一设计的基本系列，它同时是符合JB/T9616-1999和IEC34-1标准的有关规定，具有国际互换的特点。Y系列电动机具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高、使用维护方便等特点。 Y系列电动机广泛应用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和特殊要求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌机食品机械等。 图2-1 Y系列三相异步电动机使用条件：环境温度：-1540 额定电压：380V，可选220-760V之间任何电压值 连接方式：3KW及以下Y接法、4KW及以上为接法2.2电动机容量的选择电动机功率的选择 电动机功率的选择对电动机的工作和经济性都有影响。电动机的功率不能选择过小，否则难于启动或者勉强启动，使运转电流超过电动机的额定电流，导致电动机过热以致烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资，而且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。 （1） 传动装置的总功率：由机械设计课程设计书表10-2选取：带轮的传动效率 =0.96：角接触轴承传动效率 （一对） =0.99：齿轮传动效率 =0.97：联轴器效率 =0.99：传动卷筒效率 =0.96总（2）电机所需的工作功率： 根据带式运输机的工作机的类型，可取工作机的效率 w=0.96，则： =FV/(1000w)=4.125KW电动机的输出功率：因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选取的大局的额定功率为5.5 （3）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.8/450=73.38r/min 按书表22推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。则电动机转速的可选范围为：n筒=（624）73.38=440.251761r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 同步电动机转速为1500r/min、1000r/min和750r/min电动机对应额定功率=5.5kw的电动机型号分别为Y132S-4型,Y132M2-6和Y160M2-8型电动机有关技术数据及相应算得方案比较表 11方案电动机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min1Y132s-45.5150014402Y132M2-65.510009603Y160M2-85.5750715 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第1方案比较适合，则选n=1500r/min，即选Y132s-4三相异步电动机，图2-2 电动机的有关参数Y132S-4型的技术参数见表1-2。表1-2 Y132S-4型电动机的技术参数电机型号功率P/kW满载转速n/（r/min）堵转转矩Nm最大转矩NmY132S-65.514402.22.3第三章 运动参数及动力参数计算3.1计算总传动比及分配各级的传动比 (1)总传动比： 根据电动机满载转速n电动及工作机转速n筒，可得传动装置所要求的总传动比为： i总=n电动/n筒=1440/73.38=19.62(2) 分配各级传动比 据指导书表2-1，斜齿轮i齿轮=5.5（单级减速器斜齿轮i=36合理） i总=i齿轮i带 i带=i总/i齿轮=19.624/5.5=3.6 3.2计算传动装置的运动参数及动力参数（1）各轴转速轴1：=n=1440 r/min轴2：=/=1440/3.6=400 r/min轴3：=/=400/5.5 =72.73 r/min卷筒轴: =72.73 r/min(2)各轴功率轴1： =4.7578 kW轴2：=. =4.75780.96=4.5675 kW轴3：=4.56750.990.97=4.3862 kW（3）计算各轴转矩（N;m） T1=9550/=95504.7578/1440= 31554 Nmm T2=9550/=95504.5675/400= 109049 NmmT3=9550/=95504.3862/72.73= 575941 Nmm将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：表3.1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率P/KW转矩T/N.mm转速n/（r/min）传动比效率电机轴4.757831554144011轴4.75783155414405.50.96轴4.56751090494003.60.97轴4.386257594172.73第四章 带轮的设计计算4.1 V带的设计1、确定计算功率 由表8-7查的工作情况系数=1.3，故2、选择V带的带型 根据、nI由课本图8-10选用A型3、确定带轮的基准直径并验算带速V （1）初选小带轮的基准直径由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径=85 mm。 （2）验算带V。按式（8-13）验算带的速度m/s因为5 m/sV30m/s,故带速合适。 （3）计算大带轮的基准直径=I带=3.685=306 mm查表8-8，圆整为=315 mm。4、确定V带的中心距a和基准长度（1） 确定带长和中心矩 根据课本得 即 0.7(85+315)a02(85+315) 所以有：280mma0800mm初定中心距a0=500（2） 由课本式（8-22）得计算带所需的基准长度 L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+1.57(85+315)+(315-85)2/4500 =1650.45 mm由表8-2选带的基准长度L0=1600 mm（3） 根据课本式（8-23）计算实际中心距a。=500+（1600-1650.45）/2=474.78 mm中心距的变化范围为443至515mm。5、 验算小带轮包角 所以包角合适。6、确定带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率。 由= 90 mm 和= 1440(r/min)，根据课本表（8-4a）得=0.94KW再由= 1440(r/min)和i=3.6和A带型，根据课本表8-4b得 =0.17KW根据课本表8-5得 =0.84 ，查表8-2得 =0.99 。由课本式 Pr=(+) 得Pr=(+) =（0.94+0.17）0.840.99=0.923KW（2）计算V带的根数ZZ= =3.9/0.923=7.7465圆整去8根7、计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kq/m，所以=176.72 N应使带的设计初拉力。8、计算压轴力压力轴的最小值为=2508.04 N第五章 斜齿轮的计算 齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达150ms(最高300ms)，直径能做到10m以上，单级传动比可达8或更大，因此在机器中应用很广。 5.1 齿轮参数计算 1、选精度等级、材料及齿数 1 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用6级和7级精度（GB10095-88）。2 材料选择。由表10-1选择小齿轮40C r（调质）硬度280HBs ，大齿轮45#钢（调质）硬度240HBs；（硬度差40HBs）。3 选择初选螺旋角=14度，取Z1=20，Z2=20*5.5=110。2、按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即d1t（1）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数kt=1.6。2) 查阅图10-30查得，选取区域系数zH=2.433。3) 查阅图10-26查得，=0.74, =0.9,则：=+=0.74+0.9=1.644) 查阅图10-21d可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa5) 查阅表10-7可得，选取持宽系数=16) 查阅表10-6可得，材料的弹性影响系数zE=189.87) 查阅式10-13可得，计算应力循环次数 8) 查阅图10-19可得，接触疲劳强度系数kHN1=0.9，kHN2=0.959) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数s=1（简明机械零件设计手册）=0.9600540 Mpa=0.95550522.5 Mpa（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式d1t得d1t=59.48mm2) 计算圆周速度v=1.245m/s3) 计算齿宽b及模数mnt.b=dd1t=159.48=59.48mm mnt=2.886h=2.25mnt=2.252.886=6.4927mm=59.48/6.4927=9.1614) 计算纵向重合度=0.318120=1.58575) 计算载荷系数k查阅资料可得使用系数kA=1，根据v=1.245 m/s，7级精度，查阅图10-8可得动载荷系数kv=1.11，查阅表10-4可得， =1.42，查阅图10-13可得，查阅表10-3可得，6) 计算动载荷系数7) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由试（10-10a）得，d1=d1t=59.48=66.24 mm8) 计算模数mnmn=3、 按齿根弯曲强度设计由式（10-17） mn（1） 确定计算参数1) 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度=560Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限=531Mpa2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，KFN1=0.85，KFN2=0.883) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.4，由式10-12得：=303.57 Mpa=238.86Mpa4) 计算载荷系数k。5) 根据纵向重合度1.5857，查阅图10-38可得，螺旋角影响系数Y=0.88。6) 计算当量齿数。 =21.8938=120.4167) 查取齿形系数。由表10-5可得：YFa1=2.72，YFa2=2.168) 查取应力校正系数。由表10-5可得：Ysa1=1.55，Ysa2=1.819) 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）设计计算 mn=2.147mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，mn2.5，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=66.24 mm来计算应有的齿数。于是由z1=25.71mm取z1=25，则z2=uz1=5.525=137.5，圆整取z2=137。5.几何尺寸计算 计算中心矩a=209.4mm圆整中心矩 a=210mm 按圆整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=14.70因值改变不多，故参数、zH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=64.615mmd2=355.385mm 计算齿轮宽度b=164.615=64.615mm圆整后取 B2=65mm，B1=70mm 验算齿根弯曲疲劳强度 结构设计及绘制齿轮零件图 斜齿轮传动各参数见表5-1。名称符号计算公式高速齿轮数值低速齿轮数值螺旋角14.7法面模数2.5端面模数2.585法面压力角20端面压力角20.626法面压力角=7.854端面齿距=8.1169法面基圆齿距7.38法面顶高系数1法面顶系数0.25分度圆直径d64.615354.09基圆直径60.4732332.73591齿顶高=2.52.5齿跟高=（+）3.1253.125齿顶圆直径69.615359.09齿根圆直径58.365347.84标准中心距a=210表5-1 斜齿轮参数表第六章 轴的设计 机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用轴来支承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论轴的类型、轴的材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计和强度计算。结构设计是合理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚度外，还要考虑使用、加工和装配等方面的许多因素。6.1 轴的概述1、 轴的分类按轴受的载荷和功用可分为： 1.心轴：只承受弯矩不承受扭矩的轴，主要用于支承回转零件。如.车辆轴和滑轮轴。 2.传动轴：只承受扭矩不承受弯矩或承受很小的弯矩的轴,主要用于传递转矩。如汽车的传动轴。 3.转轴：同时承受弯矩和扭矩的轴，既支承零件又传递转矩。如减速器轴。图6.1 轴2、 轴的材料 主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧性和耐磨性。轴的材料从以下中选取：1. 碳素钢优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应用广泛。例如：35、45、50等优质碳素钢。一般轴采用45钢，经过调质或正火处理；有耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及低温回火处理 。轻载或不重要的轴，使用普通碳素钢Q235、Q275等。2. 合金钢 合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例如：汽轮发电机轴要求，在高速、高温重载下工作，采用27Cr2Mo1V、38CrMoAlA等。滑动轴承的高速轴，采用20Cr、20CrMnTi等。3. 球墨铸铁 球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉，使用铸造制成外形复杂的轴。例如：内燃机中的曲轴。6.2 轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴结构设计的前提，它决定着轴的基本形式，例如图7-2。图 6-2 如图7-2所示为一齿轮减速器中的的高速轴。轴上与轴承配合的部份称为轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。 轴结构设计的基本要求有：1. 便于轴上零件的装配 轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。2. 保证轴上零件的准确定位和可靠固定轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。1） 轴向定位的固定图 6-3 轴肩或轴环：轴肩定位是最方便可靠的定位方法，但采用轴肩定位会使轴的直径加大，而且轴肩处由于轴径的突变而产生应力集中。因此，多用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度h=(0.070.1)d，d为与零件相配处的轴径尺寸。要求r轴R孔或r轴0.07d，故取h=4mm，则轴环的直径取d5-6=70mm，轴环的宽度b1.4h 取L5-6=15mm。2）零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。齿轮按安装大齿轮处轴的直径为62mm，由机械零件手册查得平键bh=18mm1150mm（ GB/T 1095-1979），健槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为H7/n6；同样半联轴器与轴的连接，选用平键bh=14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。角接触轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2.，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见轴的结构与装配图。5、确定轴上的载荷 计算该轴的支反力（），弯矩（M），扭矩（T）受力图如图7-7所示。水平面支反力：=垂直平面支反力：=1910.2N=690.54N1) 确定轴上的弯矩1 做弯矩图水平弯矩图，如图6-7 c所示。38.1=94157.6153垂直面弯矩图，如图6-7 e所示。C点左边：110982.62C点右边：40120.374求合成弯矩M,作出合成弯矩图，如图6-7 f所示。C点左边：145543.115C点右边：102348.922 作扭矩T图，如图6-7 g所示。T2=575941 作合成弯矩如图7-7 k所示，该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取。C点左边：C点右边：根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6-7）。图6-7 轴的载荷分析图6、按弯矩合成应力校核轴的强度： 轴的材料40Cr，查表得：，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面： 轴1的危险截面为上图所示的截面C和截面B，其中截面C为高危截面。所以校核截面C两侧即可。2) 截面C右侧：抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面C右侧的弯矩： 截面C上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为40Cr，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按附表3-2查取。由， ，经插值后可查得：，由由附表3-1可得轴的材料的敏性系数为：，故可得有效应力集中系数：由附表3-2的尺寸系数，由附表3-3的扭转尺寸系数：。轴按磨削加工，表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，得综合系数值为：合金钢的特性系数： 于是，可计算安全系数Sca值如下：故安全。3) 截面C左侧抗弯截面系数w按表15-4中的公式计算。抗扭截面系数弯矩及弯曲应力为 截面C上的扭矩T截面上的弯曲应力 扭矩及扭转切应力 过盈配合处的,由附表3-8用插值法求出，并取 轴按磨削加工，得表面质量为：截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，由， ，可查得：，轴的材料的敏性系数为：，故可得有效应力集中系数：尺寸系数，扭转尺寸系数：。轴按磨削加工，表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，得综合系数值为：轴未经表面强化处理，即，得综合系数值为：材料特性系数：所以轴在截面B右侧的安全系数为：计算安全系数Sca值如下：故安全。8、 绘制轴的工作图，如图6-8所示图6-8 轴的工作图6.5 高速轴的校核图6-9 高速轴的结构与装配1、 求轴上的功率、转速和转矩由前面的数据可知：2、求齿轮上的作用力1 小齿轮分度圆直径：d1=64.615mm2 作用在齿轮上的转矩为：=109049Nmm3 求圆周力：Ft4 求径向力Fr Fr=Fttan=3375.346tan200=1270.065N5 求横向力Fa=885.5NFt，Fr、Fa的方向如图6-11所示3、 确定轴各段直径和长度图6-10 轴的结构与装配1）根据轴向定位的要求确定轴的各段自己与长度从大带轮开始右起第一段。由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取，故取D1-1=27mm。由于在L1-1这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故。此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定又带轮的宽度 B=（Z-1）e+2f =（8-1）15+29=123 mm 。为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度可小于其轮毂值，取根据公式L=（1.5-2.0）d 则取L1-1=54mm。右起第二段。直径取D2-3=32mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为62mm，则取第二段的长度L2-3=82mm右起第三段。初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7007C型轴承。查机械设计课程设计表13.3得，7007C的基本尺寸：d=35mm、D=62mm、b=14。安装尺寸为：=41mm、=56mm，则D3-4=35mm。故，要求在这此处的定位套筒的长度为10，因此取L3-4=26mm。右起第四段。为套筒的定位轴肩，取D4-5=40mm，由于齿轮距箱体的内壁有一段距离，长度取L4-5= 16.5mm。右起第五段。该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为69.615mm，分度圆直径为64.615mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=69.615mm，长度为L5-6=70mm。右起第六段。为滚筒的定位轴肩，与第四段一样，取D6=40mm，长度取L6-7= 16.5mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=35mm，长度L7-8=26mm2）零件的周向定位带与轴的周向定位采用平键联接。齿轮按安装大齿轮处轴的直径为27mm，由机械零件手册查得平键bh=8mm7mm（ GB/T 1095-1979），健槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证带与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为H7/n6；4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2.，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见轴的结构与装配图。4、计算各点支反力 (6)计算极点弯矩：总的弯矩：高速轴的受力图与弯矩图如图6-11图6-11 轴的载荷分析图5、 按弯矩合成应力校核轴的强度：由轴做单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 由轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查的。因此，故安全。6、 精确校核轴的疲劳强度a. 判断危险截面： 轴1的危险截面为图所示的截面C和截面B，其中截面C为高危截面。而这里C面为齿轮轴，在齿轮上的直径比轴左侧的直径要大很多，因此校核截面C右侧即可。b. 精确校核截面C右侧：抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面C左侧的弯矩： 截面C上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力：轴的材料为40Cr，调质处理。查得：截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，由与 ，可查得：，轴的材料的敏性系数为：，故可得有效应力集中系数： 尺寸系数，扭转尺寸系数：。轴按磨削加工，表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，得综合系数值为：合金钢的特性系数： 于是，可计算安全系数值如下： 故安全。7、绘制轴的工作图，见图6.12。图6.12 圆柱齿轮轴第七章 轴承的设计及校核7.1主动轴轴承的设计与校核 由前面的数据选取从动轴轴承选择70007C。由机械设计课程设计表13-3可知角接触球轴承70007C的基本额定动载荷，基本额定静载荷，B=14mm，D=62mm，d=35mm。根据设计条件，轴承的预期寿命为：1、求两轴承受到的径向载荷前面已算得径向负荷=1219.64N ，=850.32N，=72.23r/min，将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图7-1。图7-1 轴承的受力分析图由轴设计哪里可知:1) 水平面支反力：=2) 垂直平面支反力： 3) 径向载荷2、求两轴承的计算轴向力对于70000C型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力，其中，e为表13-5中的判断系数，其值由 /的大小来确定，由于轴承的轴向力未知，先初取e=0.4，因此可估算=由表13-5进行插值计算，得，。在计算=两次计算的值相差不大，因此确定，3、 计算当量动载荷和因为由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向系数为X=0.44,因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，=1.2 1.8，取。则4、计算轴承寿命对于角接触球轴承，取=3，因，所以按轴承A的受力大小验算而轴承的预期寿命为：，。故所选轴承每隔1.5年的样子就要换轴承。7.2从动轴轴承的设计与校核 由前面的数据选取从动轴轴承选择72011C。由机械设计课程设计表13-3可知角接触球轴承7011C的基本额定动载荷、基本额定静载荷，B=18mm, D=90mm,d=65mm。根据设计条件，轴承的预期寿命为：1、求两轴承受到的径向载荷前面已算得径向负荷=1219.64N ，=850.32N，=72.23r/min，将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图7-2。图7-2 低速轴的受力分析由轴设计哪里可知:4) 水平面支反力：=5) 垂直平面支反力：=1910.2N=690.54N6) 径向载荷2、求两轴承的计算轴向力对于70000C型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力，其中，e为表13-5中的判断系数，其值由 /的大小来确定，由于轴承的轴向力未知，先初取e=0.4，因此可估算=由表13-5进行插值计算，得，。在计算=两次计算的值相差不大，因此确定，4、 计算当量动载荷和因为由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向系数为X=0.44,因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，=1.2 1.8，取。则4、计算轴承寿命对于角接触球轴承，取=3，因，所以按轴承A的受力大小验算而轴承的预期寿命为：，。故所选轴承满足寿命要求。第八章 键连接的选择和校核1、 输入轴连接带轮处键的设计与校核输入轴外伸端直径d=27mm，考虑到键在轴中部安装，根据书表6-1中，选圆头普通A型平键，键GB/T 10952003，宽度，深度，键长L36mm。选择45钢，则其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为由表6-2查得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。2、 输出轴外伸端键的设计与校核 直径d=45mm,考虑到键在轴中部安装，根据书表6-1，选圆头普通A型平键，键GB/T 10952003，宽度，深度，键长L=70mm。选择45钢，则其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为由参表6-2查得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。3、 安装低速齿轮处的键的设计与校核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的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选圆头普通A型平键。 根据安装齿轮处轴的直径为d=62mm，根据参考表6-1，查得键的截面尺寸为键，即宽度，深度（GB/T 10952003），由轮毂宽为60，键长取标准L=50mm。2、 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是刚，由表6-2查得其许用应力，取其平均值，=135Mpa。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由6-1 公式可得 由于键采用静联接，冲击轻微，所以连接能满足挤压强度要求。第九章 联轴器的选用9.1 联轴器的功用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。9.2 联轴器的类型特点刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。图9-1 凸缘联轴器挠性联轴器：具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不同而异。无弹性元件的挠性联轴器：承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。非金属弹性元件的挠性联轴器：在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合金属弹性元件的挠性联轴器： 除了具有较好的缓冲减震性能外，承载能力较大，适用于速度和载荷变化较大及高温或低温场合。安全联轴器：在结构上的特点是，存在一个保险环节（如销钉可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损坏，即起安全保护作用。 起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。9.3 联轴器的选用联轴器选择原则：转矩T： T，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；转速n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；9.4 联轴器材料 半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。用单排链时，滚子和套筒受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时，销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴与外链板之间的过盈配合容易松动。在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，离心力小；在低速重载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大承载面积。链轮齿数一般为1222。为避免过渡链节，宜取偶数。联轴器选择原则：1 转矩T： T，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；2 转速n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；3 对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；4 装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；5 环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；6 成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；联轴器的选择： 凸缘联轴器由于结构简略、老本低、可传递较大转矩。两个半联轴器分袂用键与两轴联接，以实现两轴联接，传递转矩和运动。凸缘联轴器结构简单，建造便利，老本较低，使命靠得住，装拆、庇护均较简便，传递转矩较大，能保证两轴具有较高的对中精度，个体少用于载荷平稳，高速或传动精度要求较高的轴系传动。故选用凸缘联轴器。 转速低、无冲击、轴的刚性大、对中性较好时常采用凸缘联轴器。凸缘联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器用普通平键分别与两轴连接，然后用螺栓把两个半联轴器连成一体，以传递运动和转矩。这种联轴器有两种主要的结构形式： 靠铰制孔用螺栓来实现两轴对中和靠螺栓杆承受挤压与剪切来传递转矩； 靠一个半联轴器上的凸肩与另一个半联轴器