机械设计课程设计任务书

机械设计课程设计任务书专业：姓名：学号：成绩：指导教师：目录一.设计课题……………………………………………3二.设计课题………………………………………4三.确定原动机…………………………………………4四.传动比的分配………………………………………5五.机械或部件中各轴的运动学和动力计算…………5六.传动零件的设计计算………………………………71.高速机齿轮设计及………………………………………72.低速级齿轮设计及校核…………………………………13七.V带及带轮设计及校核……………………………20八.轴的设计……………………………………………22九.键的计算校核………………………………………34十.轴承和选定轴承校核………………………………37高速级轴承………………………………………37中速机轴承………………………………………38低速机轴承………………………………………39十一.减速器总体技术特性如下………………………40十二.设计小结…………………………………………40十三.参考文献资料……………………………………41一、设计课题设计热处理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。原始数据题号1-11-21-31-41-51-61-71-81-91-10输送带主轴扭矩T（N·m）7006706509501050900660900900950输送带运行速度V（m/s）0.630.750.850.80.80.70.830.750.850.9卷筒直径D（mm）300330350350380300360320360380二、设计课题分析拿到设计课题首先我们设计的是设计热处理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。在课题要求下我们选择了二级圆柱直齿轮减速器，因为它的工作环境是传送车间，没有要求要斜齿轮还是直齿轮，因此我们选用了更符合要求的直齿轮传动。又因为没有特别大的载荷变动，这样可以确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，而且又能够满足清洗车间的技术要求。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。然后分配传动比，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。最后完成之后要写好任务书就可以了。三、原动机的选择电动机选择（1）选择电动机类型按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（2）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η=η1η42η23η4η5=0.96×0.944×0.972×0.99×0.96=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)确定电动机转数滚筒轴工作转速nw===45.23r／min通常，V带传动的传动比常用范围为2～4，二级圆柱齿轮减速器为8～40，则总传动比的范围为ia，nw=(16～160)×45.23=724～7240r/min符合这一范围的同步转速有3000、1500、1000、750.现以同步转速3000、1500、及1000r/min三种进行比较。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1-1额度功率为5.5kw时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额度功率/kw同步转速/满载转速nm/(r/min)传动比ia1Y132S1-25.53000/29202Y132S-45.51500/14403Y132M2-65.51000/960表1-1中，方案一传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。方案二与方案三相比较，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、传动比的分配（1）总传动比ia===31.84（2）分配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===3.854低级速的传动比i23===2.753五、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=9550×N·m=36.1N·m1轴（高速轴）P1=P0η01=5.45kw×0.96=5.23kwn1==r/min=480r/minT1=9550=9550×N·m=104N·m2轴（中速轴）P2=P1η12=P1η2η3=5.23kw×0.99×0.97=5.02kwn2==r/min=124.5r/minT2=9550=9550×N·m=385N·m3轴（低速轴）P3=P1η23=P1η2η3=5.02kw×0.99×0.97=4.82kwn3==r/min=45.22r/minT3=9550=9550×N·m=1018N·m4轴（滚筒轴）P4=P1η24=P1η2η4=4.82kw×0.99×0.99=4.72kwn4==r/min=45.22r/minT4=9550=9550×N·m=997N·m1～3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′=P1×0.99=5.23×0.99=5.18kw；输出转矩T1′=T1×0.99=104×0.99=103N·m,其余类推。表1-2各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩转速n/(r/min)传动比i功率η输入输出输入输出电动机轴5.235.024.824.725.455.184.974.774.671043851018997361103.0381.21007.8987.01440480124.545.2245.2233.8542.75310.960.960.960.981轴2轴3轴滚筒轴六、传动零件的设计计算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=3.9×18=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d1t确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=9.55×106P/n1=9.55×106×5.18/480N·mm=1.031×105N·mmc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=189.8MPa1/2f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=arcos[z1cosα/(z1+2)]=arcos[18×cos20°/(18+2×1)]=32.250°a2=arcos[z2cosα/(z2+2)]=arcos[71×cos20°/(71+2×1)]=23.943°=[z1(tan-tan)+z2(tan-tan)]/2=[18×(tan32.250°-tan20°)+71×(tan23.943°-tan20°)]2=1.669Zε===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=60×480×1×(2×8×300×8)=1.106×109N2=N1/u=4.147×109/(71/18)=2.804×108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、KHN2=0.95.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[]2===523MPa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=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==m/s=1.5m/s齿宽bb=d1t=1×57.783mm=57.783mm2）计算实际载荷系数KH。a.由机械设计第9版的表10-2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=2×1.031×105/57.783N=3.569×103NKAFt1/b=1×3.569×103/57.783N/mm=61.7N/mm﹤100N/mm由机械设计第9版表查得10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2d.由机械设计第9版表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相当支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.421.由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1.2×1.421=1.793)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=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)确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。Yε=0.25+=0.25+=0.699c.计算。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10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=530MPa、σFlim2=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==MPa=340.71MPa==MPa=257.86MPa==0.0132==0.0154因为大齿轮的大于大齿轮，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=2.073×18mm=37.314b.齿宽b。c.宽高比b/h2)计算实际载荷系数KF。a.根据v=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=2×1.031×105/37.314N=5.526×104N,KAFt1/b=1×5.526×104/37.314N/mm=148N/mm＞100N/mm,由机械设计第9版的表10-3查得齿间载荷分配系数KFα=1.0c.由机械设计第9版的表10-4用插值法查得KHβ=1.417，结合b/h=8.00查机械设计第9版的图10-13，得KFβ=1.36.则载荷系数为KF=KAKvKFαKFβ=1×1.08×1.0×1.36=1.41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的大学主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=3.1×33=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=33×2mm=66mmd2=z2m=102×2mm=204mm(2)计算中心距a=(d1+d2)/2=(270)/2mm=135mm(3)计算齿轮宽度b=d1=1×66mm=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（5～10）mm，即b1=b+(5～10)mm=66+(5～10)mm=71～76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=2.8×18=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)确定公式中的个参数值试选KHt=1.3计算小齿轮传递的转矩。T1=9.55×106P/n1=9.55×106×4.97/124.5N·mm=3.812×105N·mm由机械设计第9版表10-7选取齿宽系数=1由机械设计第9版图10-20查得区域系数ZH=2.37由机械设计第9版表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2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=arcos[z1cosα/(z1+2)]=arcos[18×cos20°/(18+2×1)]=32.250°a2=arcos[z2cosα/(z2+2)]=arcos[51×cos20°/(51+2×1)]=25.280°=[z1(tan-tan)+z2(tan-tan)]/2=[18×(tan32.250°-tan20°)+51×(tan25.280°-tan20°)]2=1.644Zε===0.886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=60×124.×1×(2×8×300×8)=2.868×108N2=N1/u=4.147×109/(51/18)=1.012×108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、KHN1=0.97.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===618MPa[]2===554MPa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。圆周速度v0v0==m/s=0.58m/s齿宽bb=d1t=1×88.535mm=88.535mm2）计算实际载荷系数KH。由机械设计第9版的表10-2查得使用系数KA=1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=1.03齿轮的圆周力。Ft1=2T/d1t=2×3.812×105/88.535N=8.611×103NKAFt1/b=1×8.611×103/88.535N/mm=97.3N/mm﹤100N/mm由机械设计第9版表查得10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2.由机械设计第9版表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相当支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.428.由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.2×1.428=1.77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，即确定公式中的各参数值试选KFt=1.3.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。Yε=0.25+=0.25+=0.706计算。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σFlim1=530MPa、σFlim2=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==MPa=340.71MPa==MPa=257.86MPa==0.0132==0.0155因为大齿轮的大于大齿轮，所以取==0.0155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圆周速度v。d1=mtz1=3.223×18mm=58.014齿宽b。b=d1=1×58.014mm=58.014mm宽高比b/hh/b=58.014/7.252=8.00计算实际载荷系数KF。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。由Ft1=2T1/d=2×3.812×105/58.014N=1.314×104N,KAFt1/b=1×1.314×104/58.014N/mm=226N＞100N,由机械设计第9版的表10-3查得齿间载荷分配系数KFα=1.0由机械设计第9版的表10-4用插值法查得KHβ=1.421，结合b/h=8.00查机械设计第9版的图10-13，得KFβ=1.32.则载荷系数为KF=KAKvKFαKFβ=1×1.01×1.0×1.32=1.33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的大学主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=2.8×33=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=33×3mm=99mmd2=z2m=92×3mm=276mm(2)计算中心距a=(d1+d2)/3=(99+276)/3mm=125mm(3)计算齿轮宽度b=d1=1×99mm=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（5～10）mm，即b1=b+(5～10)mm=99+(5～10)mm=104～109取b1=105mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=99mm。V带传动1.确定计算功率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=1.2×5.5kW=6.6kW2.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.确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径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。验算带速v。按机械设计第9版的式（8-13）验算带的速度V==m/s=6.78m/s因为5m/s＜v＜30m/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.确定V带的中心距a和基准长度Ld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选带的基准长度Ld=1640mm。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465～539mm5.验算小带轮上的包角α1α1≈180°-（）≈154°＞120°6.计算带的根数z1）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=3.1和A型带，查机械设计第9版的的表8-5得△P0=0.17Kw查机械设计第9版的的表8-6得Kα=0.95，表8-2得KL=0.99，于是Pr=（P0+△P0）×KαKL=（1.064+0.17）×0.95×0.99=1.16kW2）计算V带的根数z。Z===5.69取6根V带。7.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=500+qv2=[500×+0.105×6.782]N=137N8.计算压轴力FPFP=2zF0sin=2×6×137×sinN=1616N9.主要设计结论选用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=496～570mm。单根带初拉力F0=137N八、轴的设计一轴（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（包括轴承效率在内）η=0.97，则P3=5.23kWn3=n1=480r/min于是T3=9550000=9550000×N·mm≈104055N·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d1=75mmFt==N=2775NFr=Fttanα=2775×tan20°N=1010N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步确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，调质处理。根据机械设计第9版的表15-3，取A.0=110，于是得dmin=A.0=110×mm=24.4mm4.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、LVIII-X直径为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）(L/mm)LVIII-X74LVII-VII40LVI-VII55LV-VI123LIV-V12LIII-IV71LII-III20LI-II552)（d/mm）dVIII-X25dVII-VIII27dVI-VII30dV-VI37dIV-V52dIII-IV40dII-III37dI-II30（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b×h×L=12×8×70，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8mm×7mm×45mm皮带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，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）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3965N,FNH2=-4571NFNV1=2002N,FNV2=773N弯矩MMH1=194285N,MH2=180992NMV=98098N·mm总弯矩M1==217646N·mmM2==205867N·mm扭矩TT1=104055N·mm(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α=0.6，轴的计算应力为==MPa=35.4MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得[]=60MPa，故安全。二轴（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（包括轴承效率在内）η=0.97，则P2=Pη=5.02×0.97kW=4.87kWn2=n1=480×33/102=155.29r/min于是T3=9550000=9550000×N·mm≈299494N·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=204mmFt==N=2936NFr=Fttanα=2936×tan20°N=1069N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步确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，调质处理。根据机械设计第9版的表15-3，取A.0=110，于是得dmin=A.0=110×mm=34.7mm4.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、LVIII-X直径为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）(L/mm)LVII-VII62LVI-VII28LV-VI102LIV-V12LIII-IV62LII-III28LI-II622)（d/mm）dVII-VIII35dVI-VII37dV-VI40dIV-V52dIII-IV40dII-III37dI-II35（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b×h×L=14×9×90，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12mm×8mm×56mm皮带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，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）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=22N,FNH2=1247NFNV1=62N,FNV2=3425N弯矩MMH=108392N·mmMV1=10230N、MV2=297975N总弯矩M1==108874N·mmM2==317077N·mm扭矩TT2=886418N·mm(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α=0.6，轴的计算应力==MPa=59.6MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得[]=60MPa。故安全。三轴（低速轴）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（包括轴承效率在内）η=0.97，则P2=Pη2=5.02×0.972kW=4.72kWn2=n1=480×=55.7r/min于是T3=9550000=9550000×N·mm≈809264N·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=3×92m=276mFt==N=5864NFr=Fttanα=5864×tan20°N=2134N圆周力Ft，径向力Fr的方向如图所示3.初步确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，调质处理。根据机械设计第9版的表15-3，取A.0=115，于是得dmin=A.0=115×mm=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、LVIII-X直径为dI-II、dII-III、dIII-IV、dIV-V、dV-VI、dVI-VII、dVII-VIII、dVIII-X（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）(L/mm)LVII-VII100LVI-VII113LV-VI12LIV-V96LIII-IV124LII-III50LI-II822)（d/mm）dVII-VIII65dVI-VII70dV-VI82dIV-V70dIII-IV65dII-III62dI-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b×h×L=20×12×90，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16mm×10mm×70mm皮带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，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）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1949N,FNH2=4474NFNV1=1629N,FNV2=709N弯矩MMH=362514N·mmMV1=302994N、MV2=57429N总弯矩M1==472464N·mmM2==367035N·mm扭矩TT3=997000N·mm(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α=0.6，轴的计算应力==MPa=22.7MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第9版的表15-1查得[]=60MPa，故安全。九、键的校核计算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要求，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，[]=110MPa。键的工作长度l=L-b=70mm-12mm=58mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得[]==MPa=22.4MPa﹤[]=110MPa（合适）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要求，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[]=100～120MPa，取其平均值，[]=110MPa。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﹤[]=110MPa（合适）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要求，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，[]=110MPa。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﹤[]=110MPa（合适）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要求，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=9mm。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，[]=110MPa。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﹥[]=110MPa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=1.5×76mm=114.由机械设计第9版的式（6-1）可得===86.4MPa﹤[]=110MPa（合适）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要求，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，[]=110MPa。键的工作长度l=L-b=90mm-20mm=70mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得[]==MPa=67.8MPa﹤[]=110MPa（合适）联轴器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要求，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=55mm，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=16mm，高度h=10mm。由半联轴器长度并参考键的长度系列，取键长L=70mm（比半联轴器长度小些）。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，[]=110MPa。键的工作长度l=L-b=70mm-16mm=54mm。由机械设计第9版的式（6-1）可得[]==MPa=134.3MPa﹥[]=110MPa（合适）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=1.5×54mm=81mm.由机械设计第9版的式（6-1）可得===89.5MPa﹤[]=110MPa（合适）十、轴承选用及校核高速级轴承求比值Fa==4571/tan60°=2639N根据机械设计第9版的表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时=0.58﹥e初步计算当量动载荷P，根据机械设计第9版的式（13-8a）P=（XFr+YFa）按照机械设计第9版的表13-6，=1.0～1.2，取=1.2。按照机械设计第9版的表13-5，X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则P=1.2×（0.56×4571+1.5×2639）=7822N按照轴承样本或设计手册选择C=13.2kN的6006轴承次轴承的基本额定静载荷C0=8.3KN。验算如下：（1）求相对轴向载荷对应的e值和Y值，相对轴向载荷==0.3170，按照机械设计第9版的表13-5中介于0.25～0.500之间，对应的e值为0.37～0.44，Y值为1.2～1.0.（2）用线性插值法求Y值。Y=1.0+=1.146故X=0.56Y=1.15(3)求当量动载荷P0P=1.2×(0.56×4571+1.15×2639)=6714N(4)验算6006轴承的寿命，根据机械设计第9版的式（13-5）Lh==h=291837h﹥38400h即高于预期计算寿命。故可用6006轴承。中速级轴承求比值Fa==3425/tan60°=1977N根据机械设计第9版的表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时=0.58﹥e初步计算当量动载荷P，根据机械设计第9版的式（13-8a）P=（XFr+YFa）按照机械设计第9版的表13-6，=1.0～1.2，取=1.2。按照机械设计第9版的表13-5，X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则P=1.2×（0.56×3425+1.5×1977）=5860N按照轴承样本或设计手册选择C=16.2kN的6007轴承次轴承的基本额定静载荷C0=10.5KN。验算如下：（1）求相对轴向载荷对应的e值和Y值，相对轴向载荷==0.1883，按照机械设计第9版的表13-5中介于0.130～0.250之间，对应的e值为0.31～0.37，Y值为1.4～1.2.（2）用线性插值法求Y值。Y=1.2+=1.41故X=0.56Y=1.41(3)求当量动载荷P0P=1.2×(0.56×3425+1.41×1977)=5647N(4)验算6007轴承的寿命，根据机械设计第9版的式（13-5）Lh==h=709504h﹥38400h即高于预期计算寿命。故可用6007轴承。低速级轴承求比值Fa==4474/tan60°=2583N根据机械设计第9版的表13-5，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时=0.58﹥e初步计算当量动载荷P，根据机械设计第9版的式（13-8a）P=（XFr+YFa）按照机械设计第9版的表13-6，=1.0～1.2，取=1.2。按照机械设计第9版的表13-5，X=0.56，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则P=1.2×（0.56×4474+1.5×2583）=7656N按照轴承样本或设计手册选择C=32.0kN的6007轴承次轴承的基本额定静载荷C0=24.8KN。验算如下：（1）求相对轴向载荷对应的e值和Y值，相对轴向载荷==0.1042，按照机械设计第9版的表13-5中介于0.07～0.130之间，对应的e值为0.27～0.31，Y值为1.6～1.4.（2）用线性插值法求Y值。Y=1.4+=1.49故X=0.56Y=1.49(3)求当量动载荷P0P=1.2×(0.56×4474+1.49×2583)=7625N(4)验算6007轴承的寿命，根据机械设计第9版的式（13-5）Lh==h=40042h﹥38400h即高于预期计算寿命。故可用6007轴承。十一、减速器总体技术特性表1-1技术特性输入功率KW输入转速r/min效率η总传动比i第一级第二级mni1β精度等级mni2β精度等级5.234800.810.623.90o732.80o7十二、设计小结这次机械设计总的来说还算顺利，从任课教师下达设计任务到完成任务设计经历了一段比较漫长的一个多月，图中不乏遇到许多不能够预知的困难。下面就对我们小组的设计做一下总结：首先这次学习任务完成很顺利，组员都很积极。遇到困难就会互相讨论，不能够解决的就向老师请教。课程设计优缺点颇多。优点：对设计任务进行了解之后我们小组就立即进行计算设计。1、基本都是从教材和课外辅导资料中寻找来独立设计的，不会在网络上复制或者在其他小组的基础上进行数据修改。2、遇到的最大的问题还是轴承的寿命计算，其中预期寿命数据比较大，但经过对材料的调整和调质等处理之后更能够适合。3、在计算的时候书中的公式数据的意义不一定能适合我们的情况，因此我们进行了修改，使之更适合我们的情况。4、每个小组都有自己的特色，是不是自己的特色老师进行比较就知道，所以坚持自己的特色也是我们的优点。5、画图也是我们遇到的比较困难的地方，画装配图的时候经常遇到电脑死机或者是经常停电，原来没有保存的东西就会消失。这种情况遇到了很多次，因此没能提前完成任务，这是我们的失误。但我们还是圆满完成任务。缺点：1、也许有些数据不能够一分一毫的计算出来，但是经过总体规划和对各方面的考虑还是顺利完成了。2、在课程没有上完之前我们已经计算了许多数据，也许能够考虑得周全，但经过询问老师之后，还是补回来了。参考文献[1]《机械设计课程设计》.任金泉等编著.西安：西安交通大学出版社2002.12[2]《机械设计第九版》.西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著.北京：高等教育出版社2013.5[3]《新编机械设计课程设计图册》陈铁鸣主编.—2版.北京：高等教育出版社，2009.4[4]《机械原理》孙恒，陈作模，葛文杰主编；西北工业大学机械原理及机械零件教研室编.—7版-北京：高等教育出版社，2006.5[5]《材料力学（I）》第三版；单祖辉编著.高等教育出版社2009.2[6]《理论力学（I）》第七版；哈尔滨工业大学理论力学教研室编著，高等教育出版社2009.3[7]《工程制图》赵大兴主编，第二版，高等教育出版社，2009.7[8]《机械设计综合课程设计》王之栎，王大康主编.2版.-北京：机械工业出版社，2007.8（2009.7重印）2