燕山大学课程设计报告 设计计算过程 取失效概率为1%，安全系数SH?1，则 [?H]? 结果 ?Hlim?KHNSH??Hlim?KHN 得， [?H1]?1?550?550(MPa)[?H2]?1?450?450(MPa) （2）各项参数已求得，初算小齿轮直径 d1?32?1.57?56.54?1361.272??()?52.28(mm) 1.04450SH?1 （3）计算圆周速度 ?d1n1??52.28?960 v???1.02(m/s)?4m/s 60?100060?1000（3）修正载荷系数 vZ1.02?21' 按 1??0.214 ，查得动载系数KV?1.07 100100 (4) 校正计算的分度圆直径d1 ??d13 d1KV1.01?52.28?3?51.28(mm) KV1.07' 至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮直径最小值是51.28mm (5) 确定各尺寸参数 ⅰ.选定法向模数mn mn? KV?1.07 ??51.28d1(mm)'d1cosβ?51.28?cos10?2.40(mm) z121 通过查阅机械设计P76,表6-1，取标准值mn?2.5mm ⅱ.确定中心距 a?mn（Z1?Z2)2.5?(21?84)??133.78(mm) 圆整取a=135mm 2cosβ2cosβmn(Z1?Z2)2.5?105?arccos?13?35?24? 2a2?135ⅲ. 按圆整后的中心距修整螺旋角 ?'?arccos mn?2.5mmⅳ. 计算分度圆直径 mZ2.5?21d1?n1'??54.01(mm)cos?cos(13?35?24?) mZ2.5?84d2?n2'??216.05(mm)cos?cos(13?35?24?) a=135mm β=13°ⅴ. 计算齿轮宽度
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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 b??d?d1?1.0?54.01?54.01(mm) 结果 35′24″ 圆整取 b1?b?55mm， b2?b1-(5~10)?50~45(mm) 取b2=50mm d1=54.01mm 4.4.2 第二级齿轮传动强度校核 ‘2KT1d2=216.0?F1??YFa1?YSa1?Y??Y??[?F1]bd1mn5mm YFa2?YSa2 2K’T1?F2??YFa2?YSa2?Y??Y???F1??[?F2]b1=55mm bd1mnYFa1?YSa1b2=50mm （1）各项参数计算 ⅰ.重合度系数Y? 0.750.75 Y??0.25? ?0.25??0.696'1.68 ?? ⅱ.螺旋角系数Y? ' 13?35'24??'? Y??1???β =1.18>1，按β=1计算) ?1-1??0.888 (由于 120?120?εεⅲ.计算当量齿数 ZV1?ZV2Z121??22.873'3cod?cod(13?35?24?) Z284???91.473'3cod?cod(13?35?24?)Y??0.696 Y??0.888ⅳ.查取齿形系数 由《机械设计》P89 表6-21查得齿形系数 YFa1?2.67 YFa2?2.15 ⅴ.查取应力修正系数 由《机械设计》P89 表6-22查得应力修正系数 Ysa1?1.56 Ysa2?1.76 v. 弯曲疲劳强度极限 由《机械设计》P96图6-28c查得， 小齿轮的弯曲疲劳强度极限应力?Flim1?420Mpa， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限应力?Flim?390Mpa 2 ZV1?22.87ZV2?91.47 YFa1?2.67 YFa2?2.15Ysa1?1.56 Ysa2?1.76 vi. 疲劳寿命系数 由《机械设计》图6-26按N1?2.16?108,N2?6.5?107 ，分别查得弯曲
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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 疲劳寿命系数： KFN1?1.0KFN2?1.0结果 SF?1 vii.计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数SF?1，得 [?F]?F1?Flim1?KFNSF??Flim1?KFN ????450?1.0?450(MPa)故,????390?1.0?390(MPa) F2校核弯曲强度 ?F?1?F22?1.48?56.5?2.67?1.56?0.888?0.7?59.37(MPa)??F154.01?54.01?2.5 ?53.94(MPa)??F2????满足弯曲强度，故所选参数合适。 4.5 轴径初估 输入轴轴设计 1.输入轴上的转速、功率、和转矩： n1?960r/minP1?2.33kwT1?23.67N?m 2.切应力法初定最小轴径dmin 选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手 适合 d1≥18.54mm 册》公式d?C3Pn初步计算轴径。根据《机械设计》P143表10-2得C=118 且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： d1?1.03?118?32.33?18.54(mm) 960 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查《机械设计课程设计指导手册》P126页表15-1，选GYH2 J1型 II轴设计 1.输入轴上的转速、功率、和转矩：
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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 n2?373.54r/minP2?2.21kwT2?56.50N?m 2.切应力法初定最小轴径dmin 选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手结果 d2≥21.35mm d3≥32.77mm 册》公式d?C3Pn初步计算轴径。根据《机械设计》P143表10-2得C=118 2.21?21.35(mm) 373.54 d2?118?3 III轴设计 1.输入轴上的转速、功率、和转矩： n3?93.39r/minP3?2.10kwT3?214.74N?m 2.切应力法初定最小轴径dmin 选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手册》公式d?C3Pn初步计算轴径。根据《机械设计》P143表10-2得C=118 且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： d3?1.03?118?32.10?32.77(mm) 93.39 最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径d3与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查《机械设计课程设计指导手册》P126页表15-1，选GYH4型 4.6 键的选择及键联接的强度计算 4.6.1 键联接方案选择 键是标准件，一般分为两大类：平键和半圆键，构成松联接；斜键，构成紧联接。 普通平键用于静联接，按结构分为圆头、方头、一端圆头一端方头。圆头键牢固的卧于指状铣刀铣出的键槽中；方头键卧于用盘状铣刀铣出的键槽中，常用螺钉紧固。一端圆头一端方头的键用于轴伸处。
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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 导键和滑键都用于动联接，导键固定在轴上，而毂可以沿着键作轴向移动。 滑键固定在毂上而随毂一同沿着轴上的键槽移动。 半圆键用于静联接，优点是工艺性好；缺点是轴上的键槽较深，对轴的削 弱较大。它主要用于载荷较小的联接，也常用作锥形轴联结的辅助装置。 平键和半圆键联接制造容易，装拆方便，在一般情况下不影响被联接件的 定心，因而应用相当广泛。平键和半圆键联接不能实现轴上零件的轴向定位， 所以也不能传递轴向力。 斜键能传递单向轴向力，扭矩。主要缺点是引起轴上的零件于轴的配合偏 心，在冲击、震动或变载下也容易松动，因此，不宜用于要求准确定心、高速 和冲击、震动或变载的联接。 结论：由使用条件为平稳，不需要传递轴向力和扭矩的动连接，且应保持 轴的强度，齿轮等精度等级为8级键应该具有一定的定心性，根据键使用地方 不为轴伸处且不应用螺钉紧固，最终选择，普通圆头平键联结。 尺寸选择依据：普通平键的剖面尺寸,一般应根据( 轴径尺寸 )按标准选择。 普通平键的长度主要是根据( 轮毂宽度及长度系列 )来选择的。键距轴端为 1~3mm距轴肩为3~5mm。 选用普通圆通平键 4.6.2 键联接的强度计算 联接 III轴受到的转矩最大，III轴与大齿轮联接的普通圆头平键，对键联接进行 强度计算。装齿轮处的轴径为50mm，轴长为47mm。联接传递的转矩为 214.74N.m，载荷平稳。 由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得当d=（44~50） mm时，键的剖面尺寸为宽：b=14mm，高h=9mm。键长l=47-2-5=40mm 由《机械设计》P39页表3-1取联接的许用挤压应力为80Mpa。由公式的联 接所能传递的转矩为： 11 T?hl，d??p???9?26?50?80?234N?m＞214.74N?m 44 因此，强度通过。 b=14mm III轴输出端，对键联接进行强度计算。轴径为35mm，轴长为60 mm。联 h=9mm 接传递的转矩为214.74N.m，载荷平稳。 由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键的剖面尺寸l=40mm 为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=55mm
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