机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器计算说明书.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级圆柱齿轮减速器专业、班级：学号：学生姓名：指导教师：成绩：2015年7月18日浙江科技学院机械与汽车工程学院目录1 .设计任务书22 .前言33 .电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算箱体设计及说明44 ,带传动设计85 ,齿轮设计116 .轴类零件设计267 ,轴承的寿命计算388,键连接的校核409润滑及密封类型选择4110.箱体设计及说明42H.设计小结4412.参考文献441.设计任务书1.1 课程设计的目的课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节。课程设计时要综合运用本课程所学知识，以及如制图、工程力学、机械制造、材料及热处理、极限与配合等课程的知识，独立地进行设计。本课程设计是学生学习过程中的第一个比拟全面的独立进行的设计训练,是一个很重要的教学环节。学习机械设计的一般方法，了解简单机械装置、通用零件的设计过程和一般步骤。进行根本的工程训练。例如，设计计算、验算、估算及数据处理，绘图表达，使用参考资料、设计手册、标准和标准，编制设计计算书等技术文件。树立正确的科学的设计思想，培养独立进行工程设计的能力，为今后进行专业课程设计和毕业设计，以及从事其他设计打下良好的根底。稳固和加深各先修课的根本理论和知识，融会贯穿各门课程的知识于设计中。1.2 课程设计的内容1、减速器内部传动零件（齿轮和轴）的设计计算。2、联轴器、轴承和键的选择和校核验算。3、减速器附件的选择及说明。4、箱体结构的设计。5、润滑和密封的选择和验算。6、装配图和零件图的设计和绘制。7、设计计算说明书的整理和编写。1.3 课程设计的任务和要求1）装配图1张（1号或O号图纸）；2）零件图3张（齿轮或蜗轮、轴或蜗杆、箱体或箱盖）；3）设计计算说明书1份（不少于6000字）。2 .前言2.1 传动方案的拟定采用普通V带传动加二级斜齿轮传动，如图2.1图2.12.2 原始数据输送带工作拉力F=2.8KN,输送带速度V=0.8ms,卷筒直径D=550mmo3 .电机选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为38OV。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率PM=篙,根据题目所给数据F=2.8KN,V=0.8ms°那么有：P.=-=Ox(=2.24KW100O100O从电动机到工作机输送带之间的总效率为7=77×z72×7s×74×75式中办，,%,小,%分别为V带传动效率,滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计课程指导书表1可知”=0.96,%=0.98,%=0.97,%=0.99,%=0.96,那么有：枢=0.96×0.984×0.972×0.99×0.96=0.79所以电动机所需的工作功率为:pr)74Pd=E=2.84KW0.793.3 确定电动机的转速按机械设计课程指导书表1推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=840和带的传动比I带=24,那么系统的传动比范围应为：I=U×U=(8-40)×(24)=16-160工作机卷筒的转速为= 27.78rmin60×100Ov60×1000×0.8n-D-3.14×550所以电动机转速的可选范围为n<=L×n=(16160)×27.78rmin=(444.54444.8)r/min符合这一范围的同步转速有750rmin,1000rmin,1500rmin和3000rmin四种。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表。型号额定功率额定电流转速效率功率因数堵转转矩堵转电流最大转矩噪声振动速度重量额定转矩额定电流额定转矩1级2级kWAr/min%COS倍倍倍dB（八）mm/skgY100L-236.4288082.00.872.27.02.374791.834Y100L2-436.8143082.50.812.27.02.365701.835Y132S-637.296083.00.82.06.52.266711.866Y132M-837.771082.00.72.05.52.061661.876综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比拟适宜。因此选定电动机型号为Y132S-63.4 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比L=%=""=34.6n27.782）分配到各级传动比I=foiio的合理范围为24。初步取V带的传动比诂二2.5那么i=13.84ZO3）分配减速器传动比参考机械设计课程指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比Z1=4.4,低速级传动比为=上=3.151I3.5 传动装置的运动和动力参数计算各轴转速各轴输入功率（式中：n°=%；1112=114223=21）各轴转矩Tl=Tdio11o=28.25X2.5X0.96=67.8NmT11=Ti12=67.8×4.4×0.98×0.97=283.58NmT11=Ti223=283.58×3.15×0.98×0.97=849.15NmTiflLa=T）42=849.15×0.98×0.99=823.85NmT输出=Ta×0.98（式中：110=Hp=HE=n3rl2H34=）运动和动力参数表轴名效率PKw转矩TNm转速nr/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴2.8428.259602.50.96I轴2.732.6867.866.443844.40.95II轴2.602.55283.58277.9187.33.150.95III轴2.472.42849.15832.1727.71.000.97卷筒轴2.402.35823.85807.3727.74 .带传动设计4.1 确定计算功率据机械设计表8-8查得工作情况系数K=I.1。故有：PCa=KA×P=1.3×3KW=3.9W4.2 选择V带带型据P“和n111查机械设计图8-11选用A带。4.3 确定带轮的基准直径d，“并验算带速(1)初选小带轮的基准直径d，”由机械设计表8-7和8-9,取小带轮直径d=100mm。(2)验算带速v,有：=5.03%因为5.03ms在5ms-30ms之间，故带速适宜。(3)计算大带轮基准直径cl”dd2=z0×ddl=2.5×100=250mm取d<2=250mm4.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld(1)根据机械设计式8-20初定中心距ao=500mm(2)计算带所需的基准长度=1561mm由机械设计表82选带的基准长度Ld=I55Omm(3)计算实际中心距中心局变动范围：cm-m=4-0.015"=471.75丽4.5 验算小带轮上的包角573°573°a=180v-1)×=180o-(250-100)×=162.6°1204.6 计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率P，由ddx=100w/?和nm=960r/min查机械设计表8-4得Po=0.95KW据nn=960编,i=Z5和A型带,查机械设计85得Po=O.HKW查机械设计表8-6得Ka=O.96,KL=O.98,于是:P二(Po+APo)XKLXKa=(0.95+0.1d×0.96×0.98=0.9972KW计算V带根数Z故取4根。4.7 计算单根V带的初拉力最小值(Fo)min由机械设计表83得A型带的单位长质量q=0.105%°所以=158.1N4.8 计算压轴力FPFp=2×2×F×sin(2)=2×4×158.1×sin(162.6°/2)=1250N设计结论选用A型普通V带4根，基准带长Lo=164O,基准直径ddi=100mm,dd2=250mm,中心距a=471.75541.5mm,Fo=158.1N5 .齿轮设计高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数(1)按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取20。；(2)运输机为一般工作机器，速度不高，参考机械设计表10-6,故用8级精度；(3)材料的选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢(正火)硬度为200HBS,两者硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2可由Z2=1×Z1得Z2=105.6,取107；(5)初选螺旋角B=14°2 .按齿面接触疲劳强度设计(1)按公式：2 KHtTI ”+1u+1 (ZhZeZsZpX1)确定公式中各数值试选KHt=I .3。由机械设计表10-7选取齿宽系数0d=l°计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知:T=6.78× IO4N7/o由机械设计表10-5查的材料的弹性影响系数Ze=189.8MP?由机械设计表10-20查取区域系数Zh=2.433由机械设计式(1021)计算接触疲劳强度的重合度系数Zgz tan an ×(tan 20° >, CCL ,日。at =arctan I-J =arctan IU =20.562cos cos 14/ZICOSat、z 24×cos 20.562aatl = arcos I ； J = arcos (ttcz1+2 han cos 24+2×l×cos 14=29.974°aat2 = arcosZ2+ 2 han cos P、(107×cos 20.562 CCYCJ =arcos = 23.13107+2×1×COS14/z1 ( tantl - tana )+2 z2 (tanaa±2-tana )24 × ( tan 29.974 tan 20.562 )+ 107 × (tan 23.13 tan 20.562 )=2r=1.660dz1 tan l×24×tan 14o1 r.r. _8 = = =l.905Z”JK1-1-19。5)+鬻=0.66由机械设计式(10-23)可得螺旋角系数Zp=JCoS=Vcos14°=0.985计算接触疲劳许用应力。由机械设计图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限miml=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限CrHIhn2=560MPO由机械设计式(10-15)计算应力循环次数N1=60n1Lfl=60×384×l×365×16×10=L34×109N2="=134xl°9=3.06XlO8乙U4.4由机械设计图10-23取接触疲劳寿命系数KNHl=0.91,Knh2=0.97取失效概率为1%,平安系数S=I,有1二迎嘤皿三091x58QMPa=528MPali2=KWH=22LMPa=543.2MPa取。田1和。川2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力aHz1=528MPa2)试算小齿轮分度圆直径dKHtTl"+1(ZHZEZrZ6)232×1.3×6.78×1O45.4XX4.42.433×189.8×0.66×0.985、2)mm528=41.18mm（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计算圆周速度。血3.14×41.18×384,CO。，V=j-j-=m/s=0.82ms60×100060×1000计算齿宽bb=×Jk=I×41.18mm=41.18mm2）计算实际载荷系数Kh。由机械设计表10-2查得使用系数勺二1根据v=0.82ms，8级精度，查机械设计图10-8得动载系数K17=1.05齿轮的圆周力Ft=2Tdh=2X6.78X10441.18N=3293NKARJb=IX3293/41.18Nmm=79.97Nmm<lOONZmm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KHa=L4由机械设计表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHB=I.45那么载荷系数为K=KAKVKHaKHB=IX1.05×1.4×1.45=2.133）实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:di =Mt=41.18×3 mm=48.55 mm及相应的齿轮模数d1cos48.55×cosl4o”24Zimm=1.963 .按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式(10-20)试算齿轮模数，即mnt32 21lygYcos20dVsp1)确定计算参数试选载荷系数Kf.3由机械设计式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Bb = arctan(tancost) = arctan(tanl4ocos20.562) = 13.14°1.660 755 + -°cv Cos2Pb cos213.140o0 75=0.25 + = 0.681.75=1.75由机械设计式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y = l-14°-=1-1.905×=0.778»120°120°计算管由当量齿数Zl24Z2107ZVI=旃=阳讦=26.27,Zv2=薪=赤赤=1"查机械设计图10-17,得齿形系数YFa尸2.62,YFa2=2.18o由机械设计图10-18查得应力修正系数YSal=I.6、Ysa2=1.80由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFNl=09,Kfn2=0.95由机械设计图1024c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为OFLim1=330MPaoFHm2=310MPa取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由机械设计式(10-14)得aF1=""Flim1J9X330=212.14MPaS1.4=K=2*2=o95X31。=210.36MPa1.;S1.42.62 × 1.6212.142%q2 ”2=0.01982.18 X 1.8210.36=0.0187因为小齿轮的鬻大于大齿轮，所以取=TT=0,01982)计算齿轮模数Hlnt 22 KptT1YYCOS2斤JsaCf_3 2xl.3x6.78xl4o 68X0.778XCOS214。1×242X 0.0198 = 1.64(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度Vd=mtZjcos B =1.64×24cosl4o mm=40.56mmv 60x10003.14×40.56×38460x1000m/s =0.82ms齿宽bb=×Jk=I×40.56mm=40.56mm齿高h及宽高比b/hh=(2hgn+c11)mnt=(2×1+0.25)X1.64mm=3.69mmbh=40.563.69=10.992)计算实际载荷系数Kf。根据v=0.82ms,8级精度，查机械设计图108得动载系数K17=1.04齿轮的圆周力Ft=2Tdit=2×6.78×10440.56N=3343NKAFJb=IX334340.56Nmm=82.40Nmm<100Nmm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KHa=L4由机械设计表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHB=I.45,结合bh=10.99,查图1。43,得KFB=L35那么载荷系数为K=KAKUKHaKHB=IX1.04×1.4×1.35=1.973)由机械设计式(10-13),可得实际的载荷系数算得的齿轮模数:m =mnt=1.64×mm=1.88 mm4 .几何尺寸计算(1)计算中心距(Zl +Z2)mn2cos_ (24+107)x22 ×c osl 4°=135mm考虑模数从1.64增大到2,取中心距为134.5(2)按调整后中心距修正螺旋角 = arccos(Z1+Z2)mr2a(24+107)×21I。arccos=13.12×134.5(3)计算分度圆直径Z1mn24×2d1=-=mm=49.28mmcoscosl3.1Z2mn107×2d2=-=mm=219.7mmcoscosl3.1(4)计算齿轮宽度b=dd=1×49.28=49.28VW取b=55mm,b2=50mm5 .大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm)表5-1名称符号数值模数mn2压力角a20°螺旋角B13.1°齿顶高ha2齿根高hf2.5全齿高h4.5分度圆直径449.28d2219.7齿顶圆直径公53.282223.7齿根圆直径dj44.28dn214.7基圆直径4八46.342206.5中心距a134.56 .2低速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数(1)按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取20°；(2运输机为一般工作机器，速度不高，参考机械设计表10-6,故用8级精度；(3材料的选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢(正火)硬度为200HBS,两者硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z=24,大齿轮齿数Z2可由Z2=1×Z得Z2=75.6,取77；初选螺旋角B=14°2 .按齿面接触疲劳强度设计(1)按公式：1）确定公式中各数值试选Khi=1.3o由机械设计表10-7选取齿宽系数0d=l。计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T=2.83×105N三o由机械设计表10-5查的材料的弹性影响系数Ze=189.8MP由机械设计表10-20查取区域系数Zh=2.433由机械设计式U0-21）计算接触疲劳强度的重合度系数，/tanan×(tan20、八r-cat=arctanI-J=arctanIU=20.562COSCOS14aatl = arcosz1 cos atZ1+2 han cos / 24×COS 20.562 、J = arcos ()24+2×l×cos14=29.974°aat2 = arcosZ2cosat、(77×cos20.562CCc。£=arcos=24.038Z2+2hanCOS77+2×l×COS14/z1(tanaat-tana)+z2(tanaat2-tana)224×(tan29.974tan20.562)+77×(tan24.038tan20.562)=2r=1.639二0tan61x24Xtanl40=1.9051.9051.66J；.639(L905)+=0.671由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数为Zp=JCOSB=Vcos14。=0.985计算接触疲劳许用应力。由机械设计图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限¾ml=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限Cr川im2=560MPO由机械设计式(I(M5)计算应力循环次数Nl=60n1Lh=60×87.3×1×365×16×1O=3.06×108N2二"=306Xi。®=9,7×io7NU3.15由机械设计图10-23取接触疲劳寿命系数KNHl=0.95,KNH2=0.98取失效概率为1%,平安系数S=I,有1=KNHlyiml095×580MPa=551MPaaH2=KNH2苦而a8×560MPa=548.8MPa取*1和喇2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力2）试算小齿轮分度圆直径3 2×1.3×2.83×10514.15 zXX ( 3.15aH=548.8MPa2.433×189.8×0.671×0.985、2548.8)mm=66.77mm(2)调整小齿轮分度圆直径D计算实际载荷系数前的数据准备计算圆周速度。m/s =0.31ms_血Hnl_3.14×66.77×87.360×100060x1000计算齿宽bb=t,×du=l×66.77mm=66.77mm2)计算实际载荷系数Kh。由机械设计表10-2查得使用系数二1根据v=0.31m/s,8级精度，查机械设计图10-8得动载系齿轮的圆周力Ft=2Tdit=2X2.83X10566.77N=8494NKaFdb=l×849466.77Nmm=l27Nmm>100Nmm查机械设计表103得齿间载荷分配系数KHa=L4由机械设计表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHB=I.455那么载荷系数为K=KAKUKHaKHB=1X1.02×1.4X1.455=2.083)实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：=66.77 × mrn= 78.1mm及相应的齿轮模数mn =mm = 3.16d1cos-66.77×cosl4°Z1243 .按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式(10-20)试算齿轮模数，即mnt32 KFtTIygYcos200dp1)确定计算参数试选载荷系数KFFI.3由机械设计式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Bb=arctan(tancost)=arctan(tanl4ocos20.562)=13.14°1.639°tvCos2Pbcos213.140oL728075075Y=0.25+=0.25+±L=0.684EaV1.728由机械设计式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YB14°YB=I-1-1.905X=0.778120°120°计算由当量齿数Z124Z277ZVl=26.27,Zv2=84.29cos3cos314cos3cos314°查机械设计图10-17,得齿形系数Yf*2.62,YFa2=2.22o由机械设计图10-18查得应力修正系数YSal=L6、Ysa2=1.78由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFNl=0.95,Kfn2=0.97由机械设计图1024c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为om1=330MPaaFlim2=310MPa取弯曲疲劳平安系数S=L4,由机械设计式(10-14)得瓦1=生二”等2二224MPaaF2=KFN2了2=o97jio=214.79MPa2.62 × 1.6-224-=0.01872.22 X 1.78214.79=0.0183因为小齿轮的鬻大于大齿轮，所以取YF(JsaFaIqal=0.01872)计算齿轮模数mru232KFt7ygYpC0s2B(与ysj0汨VCf/X 0.0187 = 2.38432xl.3x2.83xl5o684X0.778XCOS214。I1×242(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度Vd=mnlzjcosB=2.38×24cosl4omm=56.4mm60x10003.14×56.4×87.360x1000m/s =0.26ms齿宽bb=×Jk=I×56.4mm=56.4mm齿高h及宽高比b/hh=(2hgn+c11)mnt=(2×1+0.25)×2.384mm=5.13mmbh=56.45.13=10.992)计算实际载荷系数Kf。根据v=0.26ms,8级精度，查机械设计图108得动载系数尤=1.02齿轮的圆周力Ft=2Tdit=2×2.83×10556.4N=10035NKaFdb=1X1003556.4Nmm=178Nmm>100Nmm查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KFa=I4由机械设计表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHB=L45,结合bh=10.99,查图10-13,得KFB=L455那么载荷系数为K=KAKUKFaKFB=1X1.02X1.4X1.35=1.923)由机械设计式(10-13),可得实际的载荷系数算得的齿轮模数：mmm= 2.65 mm4 .几何尺寸计算(1)计算中心距(Z+Z2)/(26+83)x22cos2×cosl40=168.5mm考虑模数从2.65增大到3,取中心距为168(2)按调整后中心距修正螺旋角 = arccos(Z1+Z2)m112a(26+83)×310oarccos=13.292×168(3)计算分度圆直径Z1mn26×3一d1=-=VCmm=80.15mm1 cosCOS13.29Z2mn83×3一d2=-=mm=255.85mm2 cosCOS13.29(4)计算齿轮宽度b=ddi=l×80.15=80.15wn取b=86mm,b2=8lmm5.大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数(单位mm)表5-2名称符号数值模数mn3压力角a20°螺旋角B13.29°齿顶高3齿根高h/3.75全齿高h6.75分度圆直径480.154255.85齿顶圆直径186.15d(i2261.85齿根圆直径d八72.65d二248.35基圆直径4,75.3240.4中心距1686轴类零件设计6.1高速轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P；=5.68KW,m=384rmin,T;=6.64×104Nz三2 .求作用在齿轮上的力高速级小齿轮的分度圆直径为d=49.28mm,C2邛2×66400,cnt而Ei=l=2695Ndl49.28FrI=Ftanncos2695 X 上空= 1007cosl3.1压轴力F=1250N3 .初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40CrNi钢，调质处理据d min =A U机械设计表15-3,(Ao=IlO,于是得:3=1IOj=21.02mmYnlV384因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%故d>23.12mm,又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmi=25mm,查机械设计表8-11知带轮宽B=3e+2f=3×15+2×9=63mm故此段轴长取60mmO4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比拟，装配示意图61图61(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) I11段是与带轮连接的其d"=25mm,l-l1=60mmo2) 1111I段用于安装轴承端盖，轴承端盖的宽度为40mm(由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖与I-II段左端的距离为30mm。故取1-Omm,因其右端面需制出一轴肩故取d-=27mm03)初选轴承，选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d-/=27mm,由轴承目录里初选3306号其尺寸为d=30mm,b=20mm故d“v=30mm。又左边采用轴肩定位取d-v=35mm所以IlV-V=Io5.5mm,dv-v=38mm,IV-Vl=IOmm4)取安装齿轮段轴径为dVi-Vii=34mm,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，齿轮宽度为55mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l-'m=52mm。齿轮左边V11VID段为轴套定位，且继续选用3306轴承，那么此处dw5=30mm0取l'E=42.5mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按山-由机械设计表61查得平键截面bXh=8X7,键槽用键槽铳刀加工长为50mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，应选择带轮与轴之间的配合为以，同样按dvz由机械设计表61查得齿轮与轴的连r6接用平键10×8×45,齿轮与轴之间的配合为生，轴承与轴之间的r6周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2取轴端倒角为2x45°.其他轴肩处圆觉角见图6-2。5 .求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图6-3图63现将计算出的各个截面的M”,Mv和M的值如下：Fa二1622NFv112=i379NF也=757NF屹=i938NMm=81352N的MH2=137500NmmMV=II4332N制M'=813522+1143322=140321N三wM2=Mh2=137500N"叼T1,=6.64×104N三w6 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。那么根据机械设计式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:71403212+(0.6×66400)2.p0.1×343前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计表15/查得=60Mp,Cab-L故平安。6.2中速轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得苗=2.55kw,n2=87.3rmin,=2.78×IO5N2 .求作用在齿轮上的力中间轴大小齿轮的分度圆直径为d2=219.7mmd=80.15mm而Ft2=Fti=2695,Fr2=Fri=I007= 6937N,r7271'2×2.78×105Ft3=-J=d、80.15FiX焉=6937x=2592N3 .初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据机械设计表153,取Ao=Il0,于是得:H min Z=&x 滤l=33.87mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%故dmi=37.26mm,又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，应选用圆锥滚子轴承，参照工作条件可选32008,其尺寸为：d×b=40×19故d"=40mm,右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取22mm,所以1/-=44mm4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比拟，装配示意图64图6-4(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) HHI段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为50mm,为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取111-in=47mm,d-/=43mm。2) III-IV段为高速级大齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得=12mm,d，-"=48mm03) IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为86mm可取1v-v=83mm,dv-v=43mm4) V-VI段为轴承同样选用圆锥滚子轴承32008,左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为20mm,那么If=42mm,dv-w=40mm(3)轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按即的由表61查得平bXh×l=12×8×40,按d得平键截面bXhXl=12X8X76,其与轴的配合均为以。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处r6选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152取轴端倒角为2x45。.轴肩处圆角见图6-5。图655 .求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图6-6o图7-4现将计算出的各个截面的M”,Mv和M的值如下：F三=165N,F而2=142ONFmzi=4285N,F