齿轮与轴的三种连接方式.docx

齿轮与轴的连接方式
齿轮传动设计
1、 选择材料及确定许用应力
考虑到传动功率不大（=2.85kw）,所以齿轮选择软齿面。由已知条件（单向传动、载荷较平稳）通过查《机械设计基础》表11-1，小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度217~286HBS，=730Mpa，=580Mpa；大齿轮选用45钢调质，齿面硬度197~286HBS，=600Mpa，=450Mpa。由表11-5，取=1.1,=1.25。所以，
===664Mpa
==545Mpa
===464Mpa
==360Mpa
2、 按齿面接触强度设计
根据表11-2，设齿轮按8级精度设计。由表11-3取载荷系数K=1.2,由表11-6取齿宽系数=0.8,小齿轮转矩=0.48×N·mm,由表11-4取=188,又,所以=≈49.99mm
取=20，==6×20=120（《机械设计指导》表16-2）
模数m==㎜=2.5
齿宽b==0.8×49.99mm=39.99mm
大齿轮的齿宽b=40mm
小齿轮的齿宽b=45mm
取=45mm,=50mm,按表4-1取m=2.5mm,实际的=m=20×2.5mm=50mm,=120×2.5mm=300mm
中心距==175mm
验算轮齿弯曲强度
齿形系数=2.94（图11-8）,=1.56（图11-9）
=2.13,=1.81
===105.7Mpa=464Mpa
==Mpa=88.85Mpa=360Mpa,安全。
3、 齿轮的圆周速度
=m/s=1.47m/s6m/s
（对照课本表11-2），选择8级精度是合适的。
七、输入轴的设计
1、按扭转强度初步计算轴径
根据课本表14-1，材料选用45号钢调质，硬度217~255HBS，由表14-2取c=115
=115mm=19.8mm
考虑有键槽加大5%,=19.8（1+5%）=19.86mm
取=20mm
2、 轴的结构设计
将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮、套筒、左轴承、轴承盖和皮带轮依次从左面装入，轴端挡圈固定皮带轮。
3、 确定轴的各段直径和长度
根据《机械设计指导》表10-1初选用6005深沟球轴承,其内径为25mm,宽度为12mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则该段长32mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则此段长度=（2+12+20+47）mm=81mm。轴承盖安装安装直径=66mm,高度31mm；齿轮安装直径=28mm；轴肩直径=（28+2×6）mm=40mm，宽度为8mm。=（31+12+0.6）mm=43.6mm,带轮安装轴径L=（1.5~2）=（15~20）mm取L=20mm。（机械设计手册6.1-21） V带轮缘宽B=（Z－1）e+2f=（（4－1）×（150.3）+2×9）)mm=（630.9）mm,取B=63mm。=（63+22+8－2）mm=91mm
4、 按弯矩复合强度计算
由上已知:分度圆直径=50mm,转矩=290.8N.m
① 圆周力==2×48.48N.m/50mm=1939.2N
② 向力=tan=1939.2N×tan=705.81N
③ 轴进行受力分析
齿轮位于两轴承中央,所以==48.5mm

C

④绘制垂直面弯矩图
轴承支反力：
==/2=352.91N
==/2=969.6N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为==17.12N.m，
水平面弯矩==47.025N.m,
合弯矩==50.04N.m。
画出弯矩图
C

T

④ 求轴传递的转矩
T=×d/2 = 11635.2×300/2 =290.88 N.M
⑥如图可知C是危险截面,绘制其当量弯矩图
=,
可认为轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数а=0.6所以
==181.56N.M

C

⑦校验危险截面
==Mpa=3.961Mpa=55Mpa
所以该轴的强度足够

八、 输出轴的设计
1、 按扭矩初算轴径
根据课本表14-1选用45#调质钢，硬度（217~255HBS），取c=115，已知=2.85kw,=93.57,根据公式
c=115×mm=35.9mm,考虑有键槽应加大5%,=35.9（1+5%）=37.7mm取=38mm
2、 轴的结构设计
将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和皮带轮依次从右面装入,轴承挡圈固定带轮。
3、 确定各段直径和长度
根据《机械设计指导》表10-1初步选用6010深沟球轴承,内径50mm,宽度16mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。'=（50+20+16+2）mm=88mm，'=（16+1+15）mm=32mm。轴承盖高度取31mm，安装直径=110mm；轴肩宽度为3mm，直径为=78mm。
齿轮安装直径为==68mm，==38mm。
3、 按弯扭复合强度计算
已知：分度圆直径=300mm，转矩=290.88N.m
① 圆周力:
==2×290.88N.m/320mm=1939.2N
② 径向力:
==1939.2N×=705.81N
⑤ 支承反力
因为齿轮安装在两轴承中央,所以'='=63mm
'='=/2=352.90N
'='=/2=969.60N
⑥ 定危险截面,并计算弯矩
由设计以及输入轴的计算可确定同样截面C为危险截面。
所以在C截面垂直面弯矩
'='=22.23N.m,
水平面弯矩
'==61.08N.m
合弯矩为
'==65.00N.m
当量弯矩:取=0.6,所以
==186.24N.m
⑦ 验危险截面
=Mpa=7.82Mpa=40Mpa
所以此轴的强度足够
九、滚动轴承寿命的校核计算
根据已知条件,计算要求寿命为16×8×360=46080h
1、 计算输入轴轴承
已知条件:初选6005深沟球轴承,两轴承径向反力==352.91N,转速=561.4,寿命计算公式

①当量动载荷p的计算
因为只受径向力,所以根据课本机械设计基础表16-11,取径向动载荷系数X=1,轴向动载荷系数Y=0,故P==352.91N
②寿命计算
根据《机械设计指导》表10-1得基本额定动载荷=10.0KN。取=3，所以寿命==69092h>46080h
预期寿命足够
2、计算输出轴轴承
已知条件:初选6010深沟球轴承,两轴承径向反力==352.90N,转速=93.57,寿命计算公式
①当量动载荷p的计算
同理P==352.90N
②寿命计算
根据《机械设计指导》表10-1得基本额定动载荷=30.2KN。同样取=3，所以寿命==111637979h>46080h
预期寿命足够
十、键连接的选择和强度校核计算
1、 带轮与输入轴连接
已知轴径=20mm,转矩=48.48N.m。材料选用45#钢，根据《机械设计基础》表10-10，取=110Mpa。根据《机械设计指导》表9-25选用A型平键,标记为6×40 GB/T 1096-1979,h=6mm。则平键挤压强度==4×48.48N.m/（20mm×6mm×40mm）=40.4Mpa=110Mpa 强度足够
2、 输入轴与齿轮连接
已知轴径=28mm，转矩=48.48N.m。材料选用45#钢，根据《机械设计基础》表10-10，取=110Mpa。根据《机械设计指导》表9-25选用A型平键,标记为8×40 GB/T 1096-1979,h=7mm。则平键挤压强度==4×48.48N.m/（28mm×7mm×40mm）=24.73Mpa=110Mpa 强度足够
3、 输出轴与齿轮连接
已知轴径=68mm,转矩=290.88N.m。材料选用45#钢，根据《机械设计基础》表10-10，取=110Mpa。根据《机械设计指导》表9-25选用A型平键,标记为20×50 GB/T 1096-1979,h=12mm。则平键挤压强度==4×290.88N.m/（62mm×11mm×50mm）=34.12Mpa=110Mpa 强度足够
十一、 输入轴与传送机连接联轴器选择
1、 选择类型
选用弹性套柱销联轴器
2、 求计算转矩
已知输入轴转矩=48.48N.m。由《机械设计基础》表17-1选择机器工作情况系数=1.5,故计算转矩==1.5×48.48N.m=72.72N.m
3、 确定型号
由《机械设计课程设计》表8-164选取HL1弹性柱销联轴器。其公称转矩为160N·m，钢性材料许用转速为7100r/min，允许的轴孔直径中有20mm。以上数据均满足要求，故适用。
十二、 减速器的润滑油及润滑方式的选择
1、齿轮润滑
此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为一级圆柱展开式，其齿轮的最大线速度：=m/s=1.47m/s <12m/s。故选用机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为h=4mm，一级圆柱齿轮减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑，详见装配图。

2、轴承润滑
滚动轴承在本设计中均采用深沟球轴承。因为最大齿轮的速度=m/s=1.47m/s ,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且不易流失，查《机械课程设计》选用1号通用锂基润滑脂（GB 7324-87）。