机械课程设计带式运输机传动装置设计.doc

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1、Zhejiang Ocean University机械课程设计说明书带式运输机传动装置设计班级： A04机械（1）班学号： 姓名： 指导老师： 目 录第一节 设计任务-(3)第二节 电动机的选择和计算-(4)第三节 涡杆齿轮的设计和计算-(8)第四节 轴的设计和校核-(12)第五节 轴承的选择及寿命计算-(24)第六节 键的校核-(28)第七节 箱体的设计计算- (30)第八节设计结果附录-(32)第九节 小结 -(34)第一节 设计任务 推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下：1、 原始数据执行机构的推力为8

2、kN，推头速度为1.56m/min.传动装置参考方案： 推力机传动装置设计1.原始数据和条件1)钢绳拉力F=30kN；2)钢绳速度V=10m/min；3)工作情况： 三班制，间歇工作，单向负载，载荷平稳；4)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度为35C左右；5)使用折旧期15年，3年大修一次；6)制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。2.参考传动方案第二节电动机的选择一 滑动螺旋传动的计算1. 螺杆的耐磨性计算 螺杆材料选择 钢-青铜滑动螺旋的耐磨性计算主要是限制螺纹工作面上的压力P，使其小于材料的许用压力。螺纹工作面上的耐磨性条件为p=校核用。为了导出设计计算式，令，则H=代入上

3、式得螺纹中径 d选用梯形螺纹，h=0.5p （1.22.5）取1.2 材料的许用压力范围（11-18）取p=11mp 则 d =0.8 =19.40mm 取d=20.00mm查机械设计手册表 螺距P=8 mm 公称直径d=24 mm 大径D=25mm 小径d=16mm螺母高度 H=1.220.0 =24 mm 螺纹角 =30 为侧角 为螺纹升角 取 2.螺杆的强度计算危险截面的计算应力，其强度条件 注：F螺杆所受的轴向压力，单位为N A螺杆螺纹段的危险截面积A= 螺杆螺纹段的抗扭截面系数 d 螺杆螺纹小径 单位mm T螺杆所受的扭距 T=Ftan() =8=8.290 N 螺杆许用应力=11/

4、3=3.7 3.螺母螺纹牙的强度计算 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。如图 如果将一圈螺纹沿螺纹大径D（单位mm）处展开，则可看作宽度为的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为，并作用在以螺纹中径D（单位为mm）为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件为螺纹牙危险截面a-a的弯曲条件式中螺纹牙根部的厚度，单位为mm.b=0.65p,p为螺纹螺距。 L弯曲力臂，单位为mm螺母材料的许用切应力 mp螺母材料的许用弯曲应力，单位为mp 故mp = 因为螺杆和螺母的材料相同，螺杆的小径d小于螺母螺纹的大径D。故应校核螺杆螺纹牙的强度。

5、4.螺母外径与凸缘的强度计算 螺母悬置部分危险截面b-b内的最大拉伸应力 凸缘与底座接触表面的挤压强度计算 =(1.51.7) 凸缘根部的弯曲强度计算 a凸缘根部很少发生剪断，强度计算（略）二.初步确定传动系统总体方案如图26所示。根据螺杆的计算确定螺距P=8 mm则工作机的转速V= 二级齿轮传动比范围（840），故电动机的转速V=194（840）=15527760r/minP执行机构的输出功率=传动装置的总效率0.40.980.970.980.34；按工作要求，选用三向异步电动机，封闭式结构，型。所须工作效率可按如下公式电动机为螺纹螺杆的传动效率，为轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮

6、为6级精度，稀油润滑），联轴器的传动效率。电动机所需工作功率为： PP/0.61176 kW执行机构的曲柄转速为n194r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i840，电动机转速的可选范围为nin（840）19415527760r/min。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，选定型号为Y802-2的三相异步电动机，额定功率为1.1kW，额定电流7A，满载转速n2830 r/min，同步转速3000r/min。6. 电动机的外形如图: 三.传动装置的总传动比和传动比分配（1） 总传动比由选定的电动机满载转

7、速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in/n14.588（2） 传动装置传动比分配iii式中i，i分别为减速器的高速级齿轮和低速级齿轮的传动比。高速级齿轮的传动比取i4.7，则低速级齿轮的传动比为ii/ i14.588/4.73.104。四.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 n720r/min n n/i 720/20.335.47 r/min nn/ 35.47/5=7.09r/min（2）各轴输入功率PP0.6120.980.588kW PP0.5880.970.980.559 kWPP0.5590.970.980.531kW（3）各轴输入转矩轴 T9550 P/ n

8、=95500.588/2830=1.984 kNm 轴 T9550 P/ n=95500.559/602.13=8.866 kNm 轴 T9550 P/ n=95500.531/194=26.139 kNm运动和动力参数计算结果整理与下表0.531轴名效率P（KW）转距T (NM)转速n传动比输入输出输入输出电动机0.61120.61122830轴0.61120.60101.9841.98028304.7轴0.5580.5528.8668.862602.133.104轴0.5310.52726.13926.134194 第三节.齿轮的设计计算 （一）高速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型，精度等

9、级，材料及齿数1）按照推力机机构的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）推力机为一般工作机器，故选用8级精度（GB10095-88）。3）材料的选择： 查机械手册表选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度250HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。二者材料硬度差10HBS。4）选小齿轮齿数Z=17，大齿轮Z=4.7取80 。 按齿面接触强度计算：由计算公式d进行计算确定公式内的各计算值：试选定载荷系数1.3计算小齿轮的转距：齿宽系数由查表得，材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa小齿轮的大齿轮的由公式计算压力循环次数，N=60=60N=Ni查得接触疲劳寿命

10、系数 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1，安全叙述为S=1，得可得，= =2） 计算：计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，d=18.46mm 取35.0mm计算圆周速度v：假设K，可查表得，计算齿宽b: b= d1计算齿宽与齿高之比b/h 模数：m= d齿高：h=2.25m=2.25则b/h=35.0/4.632=7.556计算载荷系数：根据v=5.184m/s ，8级精度，查得动载系数K=1.2查得使用系数：K查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K 代入数据得：K=1.448有由b/h=7.556查表得，K=1.36 故载荷系数 K=KKK K=1.20按实际的载荷系数校正所得的分

11、度圆直径， d=计算模数：m=40.92/17=2.4 取2.53）按齿根弯曲强度设计：得弯曲强度的设计公式为m确定各项计算值； 查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 查得弯曲疲劳寿命系数KK计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，则可得 =计算载荷系数K：K=KKKK=1查取齿型系数Y，Y，查取应力校正系数得：Y, Y计算大小齿轮的，并加以比较： 设计计算：m=,取整为2.5按接触强度算得的分度圆直径d 则小齿轮齿数Z，Z几何尺寸计算：d, d计算中心距：a=计算齿轮宽度：b= 取B验算：F= 100N所以设计符合条件。（一）低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热

12、处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢（调质）。齿面渗碳淬火，硬度为250HRC。（2） 齿轮精度：按GB/T100951998，选择8级，齿根喷丸强化。试选小齿轮的齿数为=17，=i=173.104=52.76 取53按齿面接触强度计算：由计算公式d进行计算确定公式内的各计算值：试选定载荷系数1.3计算小齿轮的转距：齿宽系数由查表得，材料的弹性影响系数取 MPa 600MPa，500Mpa。380Mpa。按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa大齿轮的 由公式计算压力循环次数，N=60=60N=6

13、0=5.20410=1.677查得接触疲劳寿命系数KK 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1，安全叙述为S=1，得可得，= =2） 计算：计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，d=28.030mm 取50.0mm计算圆周速度v：计算齿宽b: b= d1计算齿宽与齿高之比b/h模数：m= d齿高：h=2.25m=2.25则b/h=50.0/19.448=2.571计算载荷系数：根据v=9.45m/s ，8级精度，查得动载系数K=1.27假设K，可查表得，查得使用系数：K查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K 代入数据得：K=1.454有由b/h=2.571查表得，K=1.26故载荷系数 K

14、=KKK K=1按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d=计算模数：m=59.728/17=3.513）按齿根弯曲强度设计：得弯曲强度的设计公式为m确定各项计算值； 查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 查得弯曲疲劳寿命系数KK计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，S=1.0，则可得 =MPa=MPa计算载荷系数K：K=KKKK=1查取齿型系数Y，Y，查取应力校正系数得：Y, Y计算大小齿轮的，并加以比较： 设计计算：m=, 取整为2.5,按接触强度算得的分度圆直径d则小齿轮齿数:Z，Z,几何尺寸计算：d, d计算中心距：a=计算齿轮宽度：b= 取B验算：F=N 100N

15、所以设计符合条件。第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计第一根轴的设计1 确定输出轴上的功率P，转速n和转距T。由前面可知P=9.01KW，n=730r/min, T=117.91NM。2 求作用在轴上的力：已知高速级大齿轮的分度圆直径为d=75mm,F=N, F= F1. 初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取K TN。查机械零件设计手册,按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件,采用弹性块联轴器HTL 1A型半联轴器的孔径d长度27mm，联轴器与轴的

16、配合长度为L，取d=12mm。2. 轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取d右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径38mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比L稍短些，现取L（2）初选轴承为深沟球轴承，根据d在轴承中选取0基本游隙组，基本尺寸为d故取dL而dL其右端采用轴肩进行定位，取h=3mm,故d轴的最大直径取 d=37mm. (3)由于轮觳宽度为50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取L左端采用轴肩定位，轴肩高度h所以d(4)轴承盖的总宽度取为30mm,轴承距

17、离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm.(5)齿轮距左端箱体的距离为35mm, 距右端箱体的距离为38mm。则可算得L至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为50mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为8mmmm,长度20mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6

18、.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.0mm.5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查无a值。对于32017型深沟球轴承由手册查得a=23mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为70+106=176mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的，M，M值列于下表：载荷水平面垂直面支反力F,FF,F弯矩MM= 2645.1 N mm 总弯矩M=扭矩T6）按弯扭合成应力校核轴的强

19、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C的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60MPa,因此。故安全。7）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故

20、截面C也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左端：抗弯截面系数：W=0.1抗扭截面系数：W截面左侧的弯矩M：M=截面上的扭矩T：T=1984N截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。查得=640MPa,.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于，经插值 后可查得=2.0，=1.31。则可查得材料敏性系数为q,故有效集中系数按下公式可得kq0.82(2.0-1)=1.82, kq0.85(1.31-1)=1.26.得材料尺寸系数又可查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，得表面质量系数

21、为轴未经表面强化处理，即则可公式可得综合系数值为K，由此得到碳钢的特性系数：，取， 于是，计算安全系数S值，可按以下公式获得：S S S 故可知其安全。（3）截面的右侧：抗弯截面系数：W=0.1抗扭截面系数：W截面右侧的弯矩：M=截面上的弯曲应力：截面上的扭矩：T=1984N截面上的扭转切应力：。过盈配合处的值，用插入法取出，并取k/=08,于是得： 轴按磨削加工，得表面质量系数为,则可公式可得综合系数值为, K所以轴在截面右侧的安全系数为：S S S 故可知其安全第二根轴的设计1. 确定输出轴上的功率P，转速n和转距T。由前面可知P=0.559，n=602.13r/min, T=8.866N

22、 2. 求作用在轴上的力：已知小齿轮的分度圆直径为d=60mm, 大齿轮的分度圆直径为d=200.0mm,F=N, F=N,F= FF= F3. 初步确定轴的最小直径：轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d。取为25mm.显然，此处为轴的最小直径，即此处轴与轴承的内径相同。 3. 轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处右边设一轴肩，取d左右两端用轴承端盖封闭。 （2）初选轴承为深沟球轴承，根据d选取型号为6008，基本尺寸为d取d齿轮和轴承之间用轴环确定距离，取其宽度为34mm,而L,轴的-左

23、端采用轴肩结构，取h=6mm,故dmm,轴的最大直径取70mm.取d ,由前面可知d ,取L 。 (3)由于右边的轮觳宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取L.同理，取L (4)轴承盖的总宽度取为30mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm.(5)左齿轮距左端箱体的距离为36mm, 右齿轮距右端箱体的距离为14.6mm。至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面，b键槽采用键槽铣刀加工，长度为28mm,同时

24、为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6;同样，按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为56mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.2mm，2.0mm，2.0mm，2.5mm.5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承由手册查得宽度为15mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为79+64+84=227mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出

25、的截面C处的，M，M值列于下表：载荷水平面垂直面支反力F,FFF弯矩MMM总弯矩M=扭矩T6）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C的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60MPa,因此。故安全。7）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相

26、近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面C也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左端：抗弯截面系数：W=0.1抗扭截面系数：W截面左侧的弯矩M：M=截面上的扭矩T：T=8866N截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。查得=640MPa,.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于，经插值 后可查得=2.0，=1.31。则可查得材料敏性系数为q,故有效集中系数按下公式可得kq0.82(2.0-1)

27、=1.82, kq0.85(1.31-1)=1.26.得材料尺寸系数又可查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则可公式可得综合系数值为K，由此得到碳钢的特性系数：，取， 于是，计算安全系数S值，可按以下公式获得：S S S 故可知其安全。（3）截面的右侧：抗弯截面系数：W=0.1抗扭截面系数：W截面右侧的弯矩：M=截面上的弯曲应力：截面上的扭矩：T=8866N截面上的扭转切应力：。过盈配合处的值，用插入法取出，并取k/=08,于是得： 轴按磨削加工，得表面质量系数为,则可公式可得综合系数值为, K所以轴在截面右侧的安全系数为：S S S 故可知其安全第三根轴的设

28、计3 确定输出轴上的功率P，转速n和转距T。由前面可知P=0.531KW，n=194r/min, T=26.139NM。4 求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为d=187.5mm,F=N, F= F4. 初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取K TN。采用弹性块联轴器HL 4型，半联轴器的孔径d长度52mm，联轴器与轴的配合长度为L，取d=20mm。5. 轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为

29、了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取d右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径30mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比L稍短些，现取L（2）初选轴承为深沟球轴承，根据d在轴承中选取0基本游隙组，基本尺寸为d故取d而L其右端采用轴肩进行定位，取h=7mm,故d轴的最大直径取46mm. (3)由于轮觳宽度为72mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取L左端采用轴肩定位，轴肩高度h所以d(4)轴承盖的总宽度取为30mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm.(5)齿轮距左端箱体

30、的距离为35mm, 距右端箱体的距离为38mm。则可算得L至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为50mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为8mmmm,长度20mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为2.5mm，2.5mm，2.5mm，

31、2.5mm，2.0mm.5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查无a值。对于32017型深沟球轴承由手册查得a=23mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为90+170=260mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的，M，M值列于下表：载荷水平面垂直面支反力F,FF,F弯矩MM= 1588.8 N mm 总弯矩M=扭矩T6）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C的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60MPa,因此。故安全。

32、7）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面C也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左端：抗弯截

33、面系数：W=0.1抗扭截面系数：W截面左侧的弯矩M：M=截面上的扭矩T：T=3261.2N截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。查得=640MPa,.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于，经插值 后可查得=2.0，=1.31。则可查得材料敏性系数为q,故有效集中系数按下公式可得kq0.82(2.0-1)=1.82, kq0.85(1.31-1)=1.26.得材料尺寸系数又可查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则可公式可得综合系数值为K，由此得到碳钢的特性系数：，取， 于是，计算安全系数S值，可按以下公式获得：S S

34、 S 故可知其安全。（3）截面的右侧：抗弯截面系数：W=0.1抗扭截面系数：W截面右侧的弯矩：M=截面上的弯曲应力：截面上的扭矩：T=3261.2N截面上的扭转切应力：。过盈配合处的值，用插入法取出，并取k/=08,于是得： 轴按磨削加工，得表面质量系数为,则可公式可得综合系数值为, K所以轴在截面右侧的安全系数为：S S S 故可知其安全第五节 轴承的校核（一） 高速级轴的轴承的校核 初步选滚动轴承：因轴承受有径向力和轴向力作用，选用深沟球轴承d=25mm.选取0组游隙，标准的深沟球轴承6005，基本尺寸 d*D*T=25*47*12mm.1、轴承的受力分析 Fr Ft FH1 F H2 F

35、V1 F v2 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩：T 轴承的垂直面的支座反力分别为：F4.59N；F29.39N；所处轴承的水平面的支座反力分别为F=57.60N；F=35.75N； 根据受力分析及实际情况，选择深沟球轴承。轴承型号为：60052、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击，查表13-6得冲击载荷系数：轴承A受的径向力F=57.81N；轴承B受的径向力：F=57.81N；3、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承B来计算轴承寿命。L3.0510H实际工作需要的时间为L=24*300*20=144000h，故所选轴承满足寿命要求。（二）中间级轴承的设计与校核1、

36、中间级受力分析 作用在中间级大齿轮（从动轮）上的力为：圆周力： F=N,径向力： F= F 其所受力的方向与高速级小齿轮的方向相反，大小相同。作用在中间级小齿轮（主动轮）上的力为： 圆周力：F=N, 径向力:F= F2、计算轴上的支反力垂直面的支座反力分别为： FF水平面的支座反力分别为：F,F3、轴承的选择与计算根据受力分析及实际情况，选择深沟球轴承，型号为6008。轴承A受的径向力：F=59.98N；轴承B受的径向力：F=233.73N；4、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承B来计算轴承寿命。L1.07h实际需要的工作时间是L=24*300*20=144000h，故所选轴承满足寿命要求。（三

37、）低速级轴承的设计与计算1、 低速级轴和轴承所受的力圆周力：F=N,径向力F= F作用在低速级齿轮上的力为：轴承的垂直面的支座反力分别为：F,F轴承的水平面的支座反力分别为：F,F；2、 初选轴承型号根据受力分析及实际情况，初选深沟球轴承(6006型) ,轴承代号:6006.内径为30mm、0级公差、0组游隙的深沟球轴承。3、 计算轴承受的径向力轴承A：F=173.73N；轴承B：F=224.23N；5轴承寿命计算与校核因：，则按轴承B来计算轴承寿命。L7.6h实际工作需要的时间L=24*300*20=144000h，故所选轴承满足寿命要求。 第六章 键的选择与校核设定输入轴与联轴器之间的键为

38、1 ，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与联轴器之间的键为键5。 键的类型 图 1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（A型） b= 10 mm h=8mm L=50mm 键2：圆头普通平键（A型） b=8mm h=7mm L=20mm键3：圆头普通平键（A型） b=12mm h=8mm L=28mm 键4：圆头普通平键（A型） b=16mm h=10mm L=56mm 键5：圆头普通平键（A型） b=18mm h=11mm L=50mm 键6：圆头普通平键（A型） b=8mm h=7mm

39、 L=20mm 2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距T1=20.89Nm键2受到的转距T2=78.61Nm键3受到的转距T2=78.61Nm键4受到的转距T4=489.24Nm键5受到的转距T5=489.24Nm键的材料为钢，轻微冲击，为100120Mp，取=110 Mp键的校核公式：（k=0.5h l=L-b d为轴的直径）所以：校核第一个键：校核第二个键：校核第三个键：校核第四个键：校核第五个键：第七节 轴承的润滑及密封 根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油狗流到轴承进行润滑，这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。并且在输入轴和输出轴的外伸处，都必须密封。以防止润滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内。密封形式很多，密封效果和密封形式有关，通常用橡胶密封效果较好，一般圆周速度在5m/s以下选用半粗羊毛毡封油圈。第八节. 箱体结构的设计计算已知：中心距 a=244mm1、机座壁厚 取=10mm2、机盖