1、 機械設計課程設計任務書專 業：姓 名：學 號：成 績： 指導教師：目錄(ml)一.設計(shj)課題 3二.設計(shj)課題分析 4三.確定(qudng)原動機 4四.傳動比的分配 5五.機械或部件中各軸的運動學和動力計算 5六.傳動零件的設計計算 71.高速機齒輪設計及 72.低速級齒輪設計及校核 13七.V帶及帶輪設計及校核 20八.軸的設計 22九.鍵的計算校核 34十.軸承和選定軸承校核 37高速級軸承 37 中速機軸承 38低速機軸承 39十一.減速器總體技術特性如下 40十二.設計小結 40十三.參考文獻資料 41一、設計(shj)課題(kt) 設計熱處理車間零件清洗用傳送設備

2、中的二級展開式圓柱齒輪減速器。該傳動設備的動力由電動機經減速裝置(zhungzh)后傳至傳送帶。兩班制工作，工作期限為8年。1電動機；2帶傳動；3減速器；4聯軸器；5卷筒；6輸送帶。原始數據題 號1-11-21-31-41-51-61-71-81-91-10輸送帶主軸扭矩T（Nm）7006706509501050900660900900950輸送帶運行速度V（m/s）0.630.750.850.80.80.70.830.750.850.9卷筒直徑D（mm）300330350350380300360320360380二、設計(shj)課題分析拿到設計(shj)課題首先我們(w men)設計的是設

3、計熱處理車間零件清洗用傳送設備中的二級展開式圓柱齒輪減速器。該傳動設備的動力由電動機經減速裝置后傳至傳送帶。兩班制工作，工作期限為8年。所以我們小組立即開展對減速器的了解。在課題要求下我們選擇了二級圓柱直齒輪減速器，因為它的工作環境是傳送車間，沒有要求要斜齒輪還是直齒輪，因此我們選用了更符合要求的直齒輪傳動。又因為沒有特別大的載荷變動，這樣可以確定后面選擇齒輪材料和皮帶的時候奠定基礎。電動機方面盡量選擇了要價格清廉，而且又能夠滿足清洗車間的技術要求。機箱基本選擇45號鋼。電動機的選擇至關重要，特別是轉速和功率的計算。然后分配傳動比，接著對機械或部件中各軸的運動學和動力學計算?；旧鲜沁@樣的設計

4、流程了。最后完成之后要寫好任務說明書就可以了。三、原動機的選擇電動機選擇（1）選擇電動機類型 按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。（2）選擇電動機容量 按式（2-2），電動機所需工作功率為Pd=Pw按式(2-3),工作機所需功率為F = 2TD = 295038010-3=5000N Pw=Fv1000 =50000.91000 =4.5kw傳動裝置的總功率為=1422345=0.960.9440.9720.990.96=0.825所需電動機功率為Pd=Fv1000 = 50000.910000.825 = 5.45kw因載荷平穩(pngwn),電動機額度功率P

5、ed略大于Pd即可 由第六章,Y系列電動機技術數據,選電動機的額度( d)功率Ped為5.5kw(3)確定(qudng)電動機轉數 滾筒軸工作轉速nw=601000vD =6010000.9380 =45.23rmin通常，V帶傳動的傳動比常用范圍為24，二級圓柱齒輪減速器為840，則總傳動比的范圍為ia，nw=(16160)45.23=7247240r/min符合這一范圍的同步轉速有3000、1500、1000、750.現以同步轉速3000、1500、及1000r/min三種方案進行比較。由相關資料查得的電動機數據及計算出的總傳動比例于下表1-1表1-1 額度功率為5.5kw時電動機選擇對總

6、體方案的影響方案電動機型號額度功率/kw同步轉速/滿載轉速nm/(r/min)傳動比ia1Y132S1-25.53000/29202Y132S-45.51500/14403Y132M2-65.51000/960表1-1中，方案一傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結構不緊湊，故不可取。方案二與方案三相比較，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、價格以及總傳動比，可以看出。如為使傳動裝置結構緊湊，選用方案3較好；綜合各方面考慮，則選用方案2，即電動機型號為Y132S-4。四、傳動比的分配（1）總傳動比ia= nmnw =144045.23 =31.84（2）分配傳動裝置各級傳動比 取V帶傳動比i

7、01，則減速器的傳動比i為i= iai01 =31.843 =10.61取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 i12=1.4i =1.410.61 =3.854低級(dj)速的傳動比i23=ii12 =10.613.854 =2.753五、機械或部件(bjin)中各軸的運動學和動力學計算0軸(電動機)P0=Pd=5.45kwn0=nm=1440r/minT0=9550 P0n0 =95505.451440 Nm=36.1 Nm1軸（高速(o s)軸）P1=P001=5.45kw0.96=5.23kwn1=n0i01=14403r/min=480 r/minT1=9550 P1n1 =95505.

8、23480 Nm=104 Nm2軸（中速軸）P2=P112= P123=5.23kw0.990.97=5.02kwn2=n1i12=4803.854r/min=124.5 r/minT2=9550 P2n2 =95505.02124.5 Nm=385 Nm3軸（低速軸）P3=P123= P123=5.02kw0.990.97=4.82kwn3=n2i23=124.52.753r/min=45.22 r/minT3=9550 P3n3 =95504.8245.22 Nm=1018 Nm4軸（滾筒軸）P4=P124= P124=4.82kw0.990.99=4.72kwn4=n3i34=45.22

9、1r/min=45.22 r/minT4=9550 P4n4 =95504.7245.22 Nm=997 Nm13軸的輸出(shch)功率或輸出轉矩分別為各軸的輸出功率或輸入轉矩乘軸承效率0.99.例如1軸的輸出功率P1=P10.99=5.230.99=5.18kw；輸出(shch)轉矩T1=T10.99=1040.99=103 Nm,其余(qy)類推。表1-2 各軸運動和動力參數軸名功率P/KW轉矩轉速n/(r/min)傳動比i功率輸入輸出輸入輸出電動機軸5.235.024.824.725.455.184.974.774.671043851018997361103.0381.21007.89

10、87.01440480124.545.2245.2233.8542.75310.960.960.960.981軸2軸3軸滾筒軸六、傳動零件的設計計算高速(o s)級圓柱直齒輪(chln)選定(xun dn)齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按機械設計第9版圖10-26所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20。（2）帶式輸送機為一般工作機器，參考機械設計第9版表10-6選7級精度（3）材料選擇。由機械設計第9版表10-1，選擇小齒輪材料40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS（4）選小齒輪齒數z1=18，大齒輪齒數z2=uz1=3.91

11、8=70.2,取z2=71.2、按齒面接觸疲勞強度設計（1）由機械設計第9版式（10-11）試計算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2確定公式中的個參數值a.試選KHt=1.3b.計算小齒輪傳遞的轉矩。T1=9.55106P/n1=9.551065.18/480 Nmm=1.031105 Nmmc由機械設計第9版表10-7選取齒寬系數d=1d.由機械設計第9版圖10-20查得區域系數ZH=2.37e.由機械設計第9版表10-5查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2f由機械設計第9版式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數Z。a1=arcosz1co

12、s/(z1+2ha*)= arcos18cos20/(18+21)=32.250a2=arcosz2cos/(z2+2ha*)= arcos71cos20/(71+21)=23.943=z1(tana1-tan)+z2(tana1-tan)/2 =18(tan32.250-tan20)+71(tan23.943-tan20) 2=1.669Z=4-3 =4-1.6693 =0.881g.計算接觸疲勞(plo)許用應力H由機械設計第9版的圖10-25d查得小齒輪(chln)和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1 =650MPa、Hlim2 =550MPa由機械設計第9版的式（10-15）計算(j

13、 sun)許用循環次數：N1=60n1jLh=604801(283008)=1.106109N2=N1/u=4.147109/(71/18)=2.804108由機械設計第9版的圖10-23查得取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90、KHN2=0.95.取失效概率為1、安全系數S=1，由機械設計第9版的式（10-14）得H1=Hlim1KHN1S =6500.901 =585MPaH2=Hlim2KHN2S =5500.951 =523 MPa取H1和H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H= H1=523MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZ)2 =3

14、21.31.03110517118+1(71/18)(2.37189.80.881523)2 mm =57.783mm(2)調整(tiozhng)小齒輪分度圓直徑1）計算(j sun)實際載荷系數前的數據準備。圓周(yunzhu)速度v0v0=d1tn1601000 =57.783480601000m/s=1.5m/s齒寬bb=dd1t=157.783mm=57.783mm2）計算實際載荷系數KH。a.由機械設計第9版的表10-2查得使用系數KA=1b.根據v=3.0m/s、7級精度，由機械設計第9版的圖10-8查得動載系數Kv=1.05c.齒輪的圓周力。Ft1=2T/d1t=21.03110

15、5/57.783N=3.569103N KAFt1/b=13.569103/57.783N/mm=61.7 N/mm100 N/mm由機械設計第9版表查得10-3得齒間載荷分配系數KH=1.2d.由機械設計第9版表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相當支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數KH=1.421.由此，得到實際載荷系數KH=KAKVKHKH=11.051.21.421=1.793)由機械設計第9版的公式（10-12），得按實際載荷系數算得的分度圓直徑 及相應(xingyng)的齒輪模數m=d1/z1=67.939/18mm=3.5713.按齒根彎曲(wnq)疲勞強度設計（1）由機械設

16、計第9版的公式(gngsh)（10-7）試算模數，即 1)確定公式中的各參數值a.試選KFt=1.3.b.由機械設計第9版的公式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數。Y=0.25+0.75 =0.25+0.751.669 =0.699c.計算YFaYsaF。由機械設計第9版的圖10-17查得齒形系數YFal=2.93、YFa2=2.25由機械設計第9版的圖10-18查得應力修正系數Ysal=2.93、Ysa2=2.25 由機械設計第9版的圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=530MPa、Flim2=380MPa。由機械設計第9版的圖10-22查得彎曲疲勞壽命

17、系數KFN1=0.90, KFN2=0.95.取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由機械設計第9版的式（10-14）得F1 =KFN1Flim1S =0.95301.4 MPa=340.71MPaF1 =KFN2Flim2S =0.953801.4 MPa=257.86MPaYFa1Ysa1F1 =2.931.53340.7 =0.0132YFa2Ysa2F2 =2.251.76257.86 =0.0154因為(yn wi)大齒輪的YFaYsaF大于大齒輪(chln)，所以取YFaYsaF =YFa2Ysa2F2 =0.01542)試算模數 (2)調整(tiozhng)齒輪模數1）計算實際載荷系數前

18、的數據準備a.圓周速度v。d1=mtz1=2.07318mm=37.314b.齒寬b。 c.寬高比b/h 2)計算實際載荷系數KF。a.根據v=0.94m/s，7級精度，由機械設計第9版的圖10-8查得動載系數Kv=1.04。b.由Ft1=2T1/d=21.031105/37.314N=5.526104N,KAFt1/b=15.526104 /37.314N/mm=148N/mm100N/mm,由機械設計第9版的表10-3查得齒間載荷分配(fnpi)系數KF=1.0c.由機械設計第9版的表10-4用插值法查得KH=1.417，結合(jih)b/h=8.00查機械設計第9版的圖10-13，得KF

19、=1.36.則載荷(zi h)系數為 KF=KAKvKFKF=11.081.01.36=1.41由機械設計第9版的式子（10-13），可得按實際載荷系數算得的齒數模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大學主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數2.130mm并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直接d1=64.284，算出小齒輪齒數z1=d1/m=64.284/2=32.142.取z1=33，則大齒輪齒數z2=uz1=3.133=10

20、2.3,取z2=102，z1與 z2互為質數。這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，由滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費，4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=332mm=66mmd2=z2m=1022mm=204mm(2)計算中心距a=( d1+d2)/2=(270)/2mm=135mm(3)計算齒輪(chln)寬度b=dd1=166mm=66mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證(bozhng)設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm，即b1=b+(510)mm=66+(510)mm=7176取b1=75mm，而使大齒輪的齒寬等于(dng

21、y)設計齒寬，即b2=b=66mm。低速級圓柱直齒輪選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按機械設計第9版圖10-26所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20（2）帶式輸送機為一般工作機器，參考機械設計第9版表10-6選7級精度（3）材料選擇。由機械設計第9版表10-1，選擇小齒輪材料40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS（4）選小齒輪齒數z1=18，大齒輪齒數z2=uz1=2.818=50.4,取z2=51。2、按齒面接觸疲勞強度設計（1）由機械設計第9版式（10-11）試計算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtT1du+1u(Z

22、HZEZH)21)確定公式中的個參數值 eq oac(,1)試選KHt=1.3 eq oac(,2)計算小齒輪傳遞的轉矩。T1=9.55106P/n1=9.551064.97/124.5Nmm=3.812105 Nmm eq oac(,3)由機械設計第9版表10-7選取齒寬系數d=1 eq oac(,4)由機械設計第9版圖10-20查得區域系數ZH=2.37 eq oac(,5)由機械設計第9版表10-5查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2 eq oac(,6)由機械設計第9版式(bnsh)（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數Z。a1=arcosz1cos/(z1+2Ha*)

23、= arcos18cos20/(18+21)=32.250a2=arcosz2cos/(z2+2Ha*)= arcos51cos20/(51+21)=25.280=z1(tana1-tan)+z2(tana1-tan)/2 =18(tan32.250-tan20)+51(tan25.280-tan20) 2=1.644Z=4-3 =4-1.6443 =0.886 eq oac(,7)計算(j sun)接觸疲勞許用應力H由機械設計第9版的圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸(jich)疲勞極限分別為Hlim1 =650MPa、Hlim2 =550MPa由機械設計第9版的式（10-15）計算許用

24、循環次數：N1=60n1jLh=60124.1(283008)=2.868108N2=N1/u=4.147109/(51/18)=1.012108由機械設計第9版的圖10-23查得取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95、KHN1=0.97.取失效概率為1、安全系數S=1，由機械設計第9版的式（10-14）得H1=Hlim1KHN1S =6500.951 =618MPaH2=Hlim2KHN2S =5500.971 =554 MPa取H1和H2中的較小者作為(zuwi)該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H= H1=554MPa2）試算小齒輪分度圓直徑(zhjng)d1t32KHtT1du+1u(ZHZ

25、EZ)2 =321.33.81210515118+1(51/18)(2.37189.80.886554)2 mm =88.535mm(2)調整(tiozhng)小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備。 eq oac(,1)圓周速度v0v0=d1tn1601000 =88.535124.5601000m/s=0.58m/s eq oac(,2)齒寬bb=dd1t=188.535mm=88.535mm2）計算實際載荷系數KH。 eq oac(,1)由機械設計第9版的表10-2查得使用系數KA=1 eq oac(,2)根據v=3.0m/s、7級精度，由機械設計第9版的圖10-8查得動載系數

26、Kv=1.03 eq oac(,3)齒輪的圓周力。Ft1=2T/d1t=23.812105/88.535N=8.611103NKAFt1/b=18.611103/88.535N/mm=97.3 N/mm100 N/mm由機械設計第9版表查得10-3得齒間載荷(zi h)分配系數KH=1.2. eq oac(,4)由機械設計第9版表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相當支承非對稱布置時，得齒向載荷(zi h)分布系數KH=1.428.由此，得到(d do)實際載荷系數KH=KAKVKHKH=11.031.21.428=1.77由機械設計第9版的公式（10-12），得按實際載荷系數算得的分度圓直

27、徑 及相應的齒輪模數m=d1/z1=97.128/18mm=5.453.按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由機械設計第9版的公式（10-7）試算模數，即確定公式中的各參數值 eq oac(,1)試選KFt=1.3. eq oac(,2)由機械設計第9版的公式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數。Y=0.25+0.75 =0.25+0.751.644 =0.706 eq oac(,3)計算YFaYsaF。由機械設計第9版的圖10-17查得齒形系數YFal=2.93、YFa2=2.33由機械設計第9版的圖10-18查得應力(yngl)修正系數Ysal=1.53、Ysa2=1.71由機械設計第9版的圖

28、10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根(ch n)彎曲疲勞極限分別為Flim1=530MPa、Flim2=380MPa。由機械設計第9版的圖10-22查得彎曲(wnq)疲勞壽命系數KFN1=0.90, KFN2=0.95.取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由機械設計第9版的式（10-14）得F1 =KFN1Flim1S =0.95301.4 MPa=340.71MPaF1 =KFN2Flim2S =0.953801.4 MPa=257.86MPaYFa1Ysa1F1 =2.931.53340.7 =0.0132YFa2Ysa2F2 =2.251.71257.86 =0.0155因為大齒輪的YFaYs

29、aF大于大齒輪，所以取YFaYsaF =YFa2Ysa2F2 =0.0155試算模數 (2)調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前的數據準備 eq oac(,1)圓周速度v。d1=mtz1=3.22318mm=58.014 eq oac(,2)齒寬b。b=dd1=158.014mm=58.014mm eq oac(,3)寬高比b/hh/b=58.014/7.252=8.00計算(j sun)實際載荷系數KF。 eq oac(,1)根據(gnj)v=0.38m/s，7級精度，由機械設計第9版的圖10-8查得動載系數Kv=1.01。 eq oac(,2)由Ft1=2T1/d=23.812105/58.

30、014N=1.314104N, KAFt1/b =11.314104/58.014N/mm=226N100N,由機械設計第9版的表10-3查得齒間載荷(zi h)分配系數KF=1.0 eq oac(,3)由機械設計第9版的表10-4用插值法查得KH=1.421，結合b/h=8.00查機械設計第9版的圖10-13，得KF=1.32.則載荷系數為 KF=KAKvKFKF=11.011.01.32=1.33由機械設計第9版的式子（10-13），可得按實際載荷系數算得的齒數模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大學主要取決于彎曲疲勞強度所決

31、定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數3.248并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直接d1=98.128，算出小齒輪齒數z1=d1/m=98.128/3=32.71.取z1=33，則大齒輪(chln)齒數z2=uz1=2.833=92.4,取z2=92，z1與 z2互為質數(zhsh)。這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，由滿足了齒根(ch n)彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費，4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=333mm=99mmd2=z2m=923mm=276mm(2)計算中

32、心距a=( d1+d2)/3=(99+276)/3mm=125mm(3)計算齒輪寬度b=dd1=199mm=99mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm，即b1=b+(510)mm=99+(510)mm=104109取b1=105mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2=b=99mm。 V帶傳動1.確定計算功率Pca由機械設計第9版的表8-8查得工作情況系數KA=1.2，故Pca=KAP=1.25.5kW=6.6 kW2.選擇V帶的帶型根據(gnj)Pca、n0由機械設計第9版的圖8-11選用(xunyng)A型。3.確定(qudng)帶輪

33、的基準直徑dd并驗算帶速v初選小帶輪的基準直徑dd1。由機械設計第9版的表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。驗算帶速v。按機械設計第9版的式（8-13）驗算帶的速度V=dd1n1601000 =901440601000 m/s=6.78m/s因為5m/sv30m/s,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據機械設計第9版的式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑 根據機械設計第9版的表8-9，取標準值為dd2=280mm4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld根據機械設計第9版的式（8-20），初定中心距a0=500mm。由機械設計第9版的式（8-22）計算所需的基準長度由機械設計

34、第9版的表8-2選帶的基準長度Ld=1640mm。由機械設計第9版的式（8-23）計算實際中心距a。由機械設計第9版的式（8-24）,中心距的變化范圍為465539mm5.驗算(yn sun)小帶輪上的包角11180-（dd2-dd1）57.3490 1541206.計算(j sun)帶的根數z1）計算(j sun)單根V帶的額定功率Pr。由dd1=90mm和n1=1440r/min，查機械設計第9版的的表8-4得P0=1.064KW。根據n1=1440r/min，i=3.1和A型帶，查機械設計第9版的的表8-5得P0=0.17Kw查機械設計第9版的的表8-6得K=0.95，表8-2得KL=0

35、.99，于是Pr=（P0+P0）KKL=（1.064+0.17）0.950.99=1.16kW2）計算V帶的根數z。Z=PcaPr =6.61.16 =5.69取6根V帶。7.計算單根V帶的初拉力F0由機械設計第9版的的表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m,所以F0=500（2.5-K）PcaKzv +qv2=500(2.5-0.95)6.60.9566.78 +0.1056.782N=137N8.計算壓軸力FPFP=2zF0sin12=26137sin1592 N =1616N9.主要設計結論選用A型普通V帶6根，帶基準(jzhn)長度1599mm。帶輪基準直徑dd1=90m

36、m，dd2=280mm，中心距控制(kngzh)在a=496570mm。單根帶初拉力F0=137N八、軸的設計(shj)一軸（高速軸）1.求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3若取每級齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內）=0.97，則P3=5.23kWn3=n1=480r/min于是 T3=9550000 P3n3 =95500005.23480 Nmm104055 Nmm2.求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d1=75mmFt=2T3d2 =210405575 N=2775NFr= Fttan=2775tan20N=1010N圓周力Ft，徑向力Fr的方向如圖所示3.初步確定軸

37、的最小直徑先估算軸的最小直徑。選取(xunq)軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第9版的表15-3，取A.0=110，于是(ysh)得dmin= A.03P3n3 =11035.23480 mm=24.4mm4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配(zhungpi)方案從左到右的軸段的長度分別為LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直徑為dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）(L

38、/mm)L VIII-X74LVII-VII40LVI-VII55LV-VI123LIV-V12LIII-IV71LII-III20LI-II552)（d/mm）dVIII-X25dVII-VIII27dVI-VII30dV-VI37dIV-V52dIII-IV40dII-III37dI-II30（3）軸上零件(ln jin)的周向定位按機械設計第9版的表6-1采用(ciyng)平鍵查得bhL=12870，同時(tngsh)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，皮帶輪與軸的連接，選用平鍵為8mm7mm45mm皮帶輪與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸的周向

39、定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6（4）求軸上的載荷從軸的結構以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表（參考機械設計第9版的圖15-24）載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3965N, FNH2=-4571NFNV1=2002N, FNV2=773N彎矩MMH1=194285N,MH2=180992N MV=98098Nmm總彎矩M1=980982+1942852 =217646 NmmM2=980982+1809922 =205867 Nmm扭矩TT1=104055 Nmm(5).按彎扭合成應力校核軸的強度 進行

40、校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據機械設計第9版的式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力為ca =M12+(T1)2W =2176462+(0.6104055)20.1403 MPa=35.4 MPa前已選定軸的材料(cilio)為45鋼，調質處理，由機械設計第9版的表15-1查得-1=60MPa，故安全(nqun)。二軸（中速軸）1.求輸出(shch)軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3若取每級齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內）=0.97，則P2=P=5.020.97kW=4.87kWn2=n1 1i =480

41、33/102=155.29r/min于是 T3=9550000 P2n2 =95500004.87155.29 Nmm299494Nmm2.求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=204mmFt=2T3d2 =2299494204 N=2936NFr= Fttan=2936tan20N=1069N圓周力Ft，徑向力Fr的方向如圖所示3.初步確定軸的最小直徑先估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第9版的表15-3，取A.0=110，于是得dmin= A.03P2n2 =11034.87155.29 mm=34.7mm4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件(l

42、n jin)的裝配方案從左到右的軸段的長度(chngd)分別為LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直徑(zhjng)為dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）(L/mm)LVII-VII62LVI-VII28LV-VI102LIV-V12LIII-IV62LII-III28LI-II622)（d/mm）dVII-VIII35dVI-VII37dV-VI40dIV-V52dIII-IV4

43、0dII-III37dI-II35（3）軸上零件的周向定位按機械設計第9版的表6-1采用(ciyng)平鍵查得bhL=14990，同時為了保證(bozhng)齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣(tngyng)，皮帶輪與軸的連接，選用平鍵為12mm8mm56mm皮帶輪與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6（4）求軸上的載荷從軸的結構以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表（參考機械設計第9版的圖15-24）載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=22N,

44、 FNH2=1247NFNV1=62N, FNV2=3425N彎矩MMH=108392NmmMV1=10230N、MV2=297975N總彎矩M1=1083922+102302 =108874 NmmM2=1083922+2979752 =317077 Nmm扭矩TT2=886418 Nmm(5).按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據機械設計第9版的式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力ca =M12+(T2)2W =1088742+(0.6886418)20.1453 MPa=5

45、9.6 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計第9版的表15-1查得-1=60MPa。故安全。三軸（低速軸）1.求輸出(shch)軸上的功率P3、轉速(zhun s)n3和轉矩T3若取每級齒輪(chln)傳動的效率（包括軸承效率在內）=0.97，則P2=P2=5.020.972kW=4.72kWn2=n1 1i =480339233102=55.7r/min于是 T3=9550000 P2n2 =95500004.7255.7 Nmm809264Nmm2.求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=m1z2=392m=276mFt=2T3d2 =2809264276

46、N=5864NFr= Fttan=5864tan20N=2134N圓周力Ft，徑向力Fr的方向如圖所示3.初步確定軸的最小直徑先估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第9版的表15-3，取A.0=115，于是得dmin= A.03P2n2 =11534.7255.7 mm=50.5mm4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案從左到右的軸段的長度分別為LI-II、LII-III、LIII-IV、LIV-V、LV-VI、LVI-VII、LVII-VIII、L VIII-X直徑為dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-

47、VIII、dVIII-X（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑(zhjng)和長度1）(L/mm)LVII-VII100LVI-VII113LV-VI12LIV-V96LIII-IV124LII-III50LI-II822)（d/mm）dVII-VIII65dVI-VII70dV-VI82dIV-V70dIII-IV65dII-III62dI-II55（3）軸上零件(ln jin)的周向定位按機械設計第9版的表6-1采用(ciyng)平鍵查得bhL=201290，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6；同樣，皮帶輪與軸的連接，選用平鍵為16mm10mm70

48、mm皮帶輪與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6（4）求軸上的載荷從軸的結構以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表（參考機械設計第9版的圖15-24）載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1949N, FNH2=4474NFNV1=1629N, FNV2=709N彎矩MMH=362514NmmMV1=302994N、MV2=57429N總彎矩M1=3625142+3029942 =472464 NmmM2=3625142+574292 =367035 Nmm扭矩TT3=997000

49、 Nmm(5).按彎扭合成應力(yngl)校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據機械設計第9版的式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉(nizhun)切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算(j sun)應力ca =M12+(T3)2W =4724642+(0.6997000)20.1703 MPa=22.7 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計第9版的表15-1查得-1=60MPa，故安全。九、鍵的校核計算高速軸齒輪與軸配合鍵的設計校核1.選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪

50、不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）參考軸的直徑d=40mm，從機械設計第9版的表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=70mm（比輪轂寬度小些）。2.校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂(lng)的材料都是鋼，由機械設計第9版的表6-2查得許用擠壓(j y)應力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。鍵的工作(gngzu)長度l=L-b=70mm-12mm=58mm。由機械設計第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 400010485840 MPa=22.4MPap=110 MPa（合適）軸與帶輪配合鍵的設計校

51、核1.選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）參考軸的直徑d=25mm，從機械設計第9版的表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=8mm，高度h=7mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=45mm（比輪轂寬度小些）。2.校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由機械設計第9版的表6-2查得許用擠壓應力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。鍵的工作長度l=L-b=45mm-7mm=38mm。由機械設計第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 400010473825 MPa=62.6M

52、Pap=110 MPa（合適）中速軸大齒輪與軸配合鍵的設計校核1.選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）參考軸的直徑d=40mm，從機械設計第9版的表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=56mm（比輪轂寬度小些）。2.校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料(cilio)都是鋼，由機械設計第9版的表6-2查得許用擠壓應力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。鍵的工作(gngzu)長度l=L-b=56mm-12mm=44mm。由機械設計第

53、9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 400029984440 MPa=84.9MPap=110 MPa（合適(hsh)）中速軸小齒輪與軸配合鍵的設計校核1.選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）參考軸的直徑d=40mm，從機械設計第9版的表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=90mm（比輪轂寬度小些）。2.校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由機械設計第9版的表6-2查得許用擠壓應力p=100120MPa，取其平均值，p=110

54、MPa。鍵的工作長度l=L-b=90mm-14mm=76mm。由機械設計第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 400088697640 MPa=129.5MPap=110 MPa可見連接的擠壓強度不夠?？紤]相差較大，因此改用雙鍵，相隔180布置。雙鍵的工作長度l=1.576mm=114. 由機械設計第9版的式（6-1）可得p =4000Thld =4000886911440 =86.4 MPap=110 MPa（合適）低速軸齒輪與軸配合鍵的設計校核1.選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接(linji)。由于齒輪不在軸端，故選用(xunyng)圓

55、頭普通平鍵（A型）參考(cnko)軸的直徑d=70mm，從機械設計第9版的表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=20mm，高度h=12mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=90mm（比輪轂寬度小些）。2.校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由機械設計第9版的表6-2查得許用擠壓應力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。鍵的工作長度l=L-b=90mm-20mm=70mm。由機械設計第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 4000997127070 MPa=67.8MPap=110 MPa（合適）聯軸器與軸配合鍵的設計校核1.選擇鍵連接的類型和尺寸一般8

56、級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）參考軸的直徑d=55mm，從機械設計第9版的表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由半聯軸器長度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=70mm（比半聯軸器長度小些）。2.校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由機械設計第9版的表6-2查得許用擠壓應力p=100120MPa，取其平均值，p=110 MPa。鍵的工作長度l=L-b=70mm-16mm=54mm。由機械設計第9版的式（6-1）可得p=4000Thld = 4000997105455 MPa=134.3MPap=110

57、MPa（合適）可見連接的擠壓強度不夠?？紤]相差較大，因此改用雙鍵，相隔180布置。雙鍵的工作長度l=1.554mm=81mm. 由機械設計第9版的式（6-1）可得p =4000Thld =4000997108155 =89.5 MPap=110 MPa（合適(hsh)）十、軸承(zhuchng)選用(xunyng)及校核高速級軸承求比值Fa =Frtan60=4571/tan60=2639N根據機械設計第9版的表13-5，深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時FaFr =0.58e初步計算當量動載荷P，根據機械設計第9版的式（13-8a）P=fd（XFr+YFa）按照機械設計第9版的表13-6

58、，fd=1.01.2，取fd=1.2。按照機械設計第9版的表13-5，X=0.56，Y值需在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出?，F暫選一近似中間值，取Y=1.5，則P=1.2（0.564571+1.52639）=7822N按照軸承樣本或設計手冊選擇C=13.2kN的6006軸承次軸承的基本額定靜載荷C0=8.3KN。驗算如下：（1）求相對軸向載荷對應的e值和Y值，相對軸向載荷FaC0=26398300 =0.3170，按照機械設計第9版的表13-5中介于0.250.500之間，對應的e值為0.370.44，Y值為1.21.0.（2）用線性插值法求Y值。Y=1.0+（1.2-1.0）（0.5

59、-0.3170）0.5-0.25 =1.146故 X=0.56 Y=1.15(3)求當量(dngling)動載荷P0 P=1.2(0.564571+1.152639)=6714N(4)驗算(yn sun)6006軸承的壽命，根據機械設計第9版的 式（13-5）Lh= 1.10610960n(CP) = 1.10610960480(132006714)3h=291837h38400h即高于預期(yq)計算壽命。故可用6006軸承。 中速級軸承求比值Fa =Frtan60=3425/tan60=1977N根據機械設計第9版的表13-5，深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時FaFr =0.58e初

60、步計算當量動載荷P，根據機械設計第9版的式（13-8a）P=fd（XFr+YFa）按照機械設計第9版的表13-6，fd=1.01.2，取fd=1.2。按照機械設計第9版的表13-5，X=0.56，Y值需在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出?，F暫選一近似中間值，取Y=1.5，則P=1.2（0.563425+1.51977）=5860N按照軸承樣本或設計手冊選擇C=16.2kN的6007軸承次軸承的基本額定靜載荷C0=10.5KN。驗算如下：（1）求相對軸向載荷對應的e值和Y值，相對軸向載荷FaC0=197710500 =0.1883，按照機械設計第9版的表13-5中介于0.1300.250之