机械毕业设计（论文）二级展开式圆柱齿轮减速器【全套图纸三维】

1、设计带式运输机的减速器目录一、设计任务1二、前言12.1：题目分析12.2：传动方案的拟定2三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算23.1：电动机的选择23.1.1：选择电动机的类型23.1.2：选择电动机的额定功率23.1.3：确定电动机的转速33.1.4：确定发动机的的型号43.2：传动装置的运动和动力参数计算43.2.1：合理分配传动比43.2.2：计算各轴的转速53.2.3：计算各轴的输入功率53.2.4：计算各轴的输入转矩5四、传动零件的设计计算64.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计64.1.1：选择材料64.1.2：按齿面接触疲劳强度初步设计74.1.3：验算齿面接触疲劳强度

2、84.1.4：验算齿根弯曲疲劳强度124.1.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸144.1.6：确定齿轮制造精度154.2：低速级直齿圆柱齿轮传动设计164.2.1：选择材料164.2.2：按齿面接触疲劳强度初步设计164.2.3：验算齿面接触疲劳强度174.2.4：验算齿根弯曲疲劳强度204.2.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸224.2.6：确定齿轮制造精度23五、轴的设计及校核计算235.1：高速轴的设计345.1.1：选择轴的材料355.1.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径355.1.3：联轴器的型号的选取355.1.4：轴的结构设计365.2：中间轴的设计235.2.1：选择轴的材

3、料245.2.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径245.2.3：轴的结构设计255.2.4：轴的受力分析265.2.5：轴的疲劳强度安全系数校核计算295.3：低速轴的设计385.3.1：选择轴的材料385.3.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径395.3.3：联轴器的型号的选取395.3.4：轴的结构设计395.3.5：轴的受力分析415.3.6：轴的疲劳强度安全系数校核计算43六、轴承的选择与寿命计算486.1：低速轴的轴承寿命486.2：中间轴的轴承寿命49七、键连接的选择与校核计算537.1：高速轴上的键的选择537.2：中间轴上的键的选择547.3：低速轴上的键的选择与校核计算5

4、57.3.1：齿轮处普通平键选择与强度校核557.3.2：联轴器处普通平键强度校核56八、联轴器的选择578.1：高速轴端联轴器的选择578.2：低速轴端联轴器的选择57九、润滑与密封方式选择58十、箱体及其附件的结构设计5810.1：减速器箱体的结构设计5810.2：减速器附件的结构设计59十一、参考资料59全套图纸三维加153893706一、设计任务设计一带式输送机的算计圆柱齿轮减速器。带式运输机示意图如下：使用年限为10年，每年250天，三班制工作。为一般用途。我选的题目号为5，相关数据如下：题号运输带拉力运输带速度卷筒直径830001.05400二、前言2.1：题目分析2.2：传动方案

5、的拟定二级展开式圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动选用斜齿圆柱齿轮，低速级选用直齿斜齿圆柱齿轮。优点：结构紧凑、简单，传动效率高，工作可靠，应用较广泛。缺点：齿轮相对于轴承不对称布置，沿齿向载荷分布不均匀。三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算3.1：电动机的选择3.1.1：选择电动机的类型按照工作要求的条件，选用y系列三相异步电动机。y系列三相异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，它具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高以及使用维护方便等优点。【1】最常用的交流电动机三相鼠笼性异步电动机3.1.2：选择电动机的额定功率选取（为圆柱齿轮传动啮合效率；为轴承传动

6、效率；为联轴器传动效率；为卷筒传动效率）由电动机轴至卷筒轴的传动效率为：(三对轴承，两对齿轮，两对联轴器)工作机构的效率为：（轴承加卷筒）工作机构所需功率为：电动机所需功率为：由，故选择电动机的额定功率为：3.1.3：确定电动机的转速工作机构主轴即卷筒轴的转速为：二级圆柱齿轮减速器的传动比通常单级齿轮传动比（机械原理p90）所以符合这一范围的同步转速有750和1000两种。为了既不使电动机尺寸过大，也不使传动装置因传动比过大而导致其外廓尺寸过大，价格增加，选用同步转速为1000的电动机。3.1.4：确定发动机的的型号根据电动机的额定功率和电动机同步转速1000 ，查机械设计手册第四册查y系列三

7、相异步电动机，确定所需电动机的型号为y132m1-6，其主要性能列于下表：电动机型号额定功率满载转速y132m1-649602.02.23.2：传动装置的运动和动力参数计算3.2.1：合理分配传动比由机械设计手册第四册表17-1-35可知满载时电动机的转速为960，则系统总的传动比为：按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速级别传动比应该比低速级传动比大，其。（出自机械原理p93）取，则故：3.2.2：计算各轴的转速电动机轴 （从电动机轴往左依次为轴、轴、轴）轴 轴 轴、卷筒轴 3.2.3：计算各轴的输入功率电动机轴 轴 轴 轴 卷筒轴 3.2.4：计算各轴的输入转矩电动机轴 轴

8、轴 轴 卷筒轴 结果整理：轴名功率（）转矩（）转速（）电动机轴439.79960轴3.8838.60960轴3.73184.96192.41轴3.58681.7550.13卷筒轴3.33634.9850.13四、传动零件的设计计算4.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计我们设计的为一般用途的减速器，故选用软齿面齿轮传动。由前面的计算我们可得到相关数据有：，,，单向运转，三班制工作，使用年限10年，每年250天，,4.1.1：选择材料根据机械设计查表4-1，齿轮常用材料及其力学性能,小齿轮初步选用40cr调质处理，hbs1=241286,大齿轮选用45钢调质处理，hbs2=217255.计算时取hbs

9、1=270，hbs2=230，hbs1- hbs2=40, 合适。4.1.2：按齿面接触疲劳强度初步设计由机械设计表4-10中公式计算：1）小齿轮传递的转矩：2）齿宽系数由表4-9可知，小齿轮软齿面、非对称布置取3）齿数比：对减速运动，4）载荷系数：因速度高，非对称布置，初选5）确定初步计算时许用接触应力，由图4-7c查得，, （按图中mq查值），则6）计算小齿轮分度圆直径7）初步确定主要参数a.选取齿数：取，取，则新的 b.初选螺旋角c.计算法向模数：，选取标准模数d.计算中心距：为了便于箱体的加工及测量，将圆整，取e.计算实际螺旋角： f.计算分度圆直径： 验证：g.计算齿宽：圆整取 4.

10、1.3：验算齿面接触疲劳强度由式4-19：1）弹性系数：由表:4-7查得，2）节点区域系数：由图4-19查得，3）重合度系数：先由知则：4）螺旋角系数：5）圆周力：6）载荷系数：a.使用系数：由表4-4查得b.动载系数：由查图4-13得（初取8级精度）c.齿向载荷分布系数：由表4-5，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得d. 齿间载荷分配系数：先求 查表4-6，式中由式4-24 则 故 7）确定许用接触应力，由式4-16：a.安全系数由表4-8查得，取(一般可靠度)b.寿命系数由式4-17计算应力循环次数式中，查图4-20得，（均按曲线1查得），故8）验算齿面接触疲劳强度

11、（安全）4.1.4：验算齿根弯曲疲劳强度由式（4-33）1)由前面计算可知，2)载荷系数：a.使用系数同前，b.动载系数同前，c. 齿向载荷分布系数：由图4-16，查出d. 齿间载荷分配系数：由前面计算可知，则由式（4-21）则前面已经求得，故故：3)齿形系数：由，查图4-25，得，4)齿根应力修正系数:由，查图4-25。得，5)重合度系数：同前6)螺旋系数：由式4-34，由前计算可知，计算时取7)许用弯曲应力:由式4-22，a.弯曲疲劳强度极限应力：由图4-8c，查得：（按图中me查值），（按图中mq查值）b.安全系数：由表4-8，取1.25（一般可靠度）c.寿命系数：由,查图4-26得：，

12、则8)验算齿根弯曲疲劳强度故弯曲强度足够4.1.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸， ，分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 取 ，中心距 4.1.6：确定齿轮制造精度由前面计算知，查表4-15，确定齿轮第公差组为8级精度，第、公差组与第公差组同为8级。按机械手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为gj，在其零件工作图上标记为8gjgb/t100951988，大齿轮齿厚偏差为hk,在其零件工作图上标记为：8hkgb/t100951988。4.2：低速级直齿圆柱齿轮传动设计我们设计的为一般用途的减速器，故选用软齿面齿轮传动。由前面的计算我们可得到相关数据有：，,，单向运转，三班制工作，使用年限10年，每

13、年250天，,4.2.1：选择材料根据机械设计查表4-1，齿轮常用材料及其力学性能,小齿轮初步选用40cr调质处理，hbs3=241286,大齿轮选用45钢调质处理，hbs4=217255.计算时取hbs3=270，hbs4=230.（hbs3- hbs4=40, 合适）4.2.2：按齿面接触疲劳强度初步设计由式4-101）小齿轮传递的转矩：2）齿宽系数由表4-9可知，软齿面、非对称布置取3）齿数比：对减速运动，4）载荷系数：初选（直齿轮、非对称布置）5）确定初步计算时许用接触应力，由图4-7c查得，, （按图中mq查值），则6）计算小齿轮分度圆直径7）初步确定主要参数a.选取齿数：取取 b.

14、计算模数：，取c.计算分度圆直径：d.计算中心距e.计算齿宽：取 4.2.3：验算齿面接触疲劳强度由式（9-21）1）弹性系数：由表:4-7查得，2）节点区域系数：由图4-19查得，3）重合度系数：由则：4）载荷系数：a.使用系数：由表4-4查得b.动载系数：由查图4-13得（初取8级精度）c.齿向载荷分布系数：由表4-5，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得d. 齿间载荷分配系数：由公式4-1先求 由前面可知 则 故 5）校验许用接触应力，由式4-16，a.安全系数由表4-8差得，取(一般可靠度)b.寿命系数由式4-17计算应力循环次数式中，查图4-20得，（均按曲线1

15、查得），故6）验算齿面接触疲劳强度4.2.4：验算齿根弯曲疲劳强度由式（9-26）1)由前面计算可知，2)载荷系数：a.使用系数同前，b.动载系数同前，c. 齿向载荷分布系数：由图4-16，查出d. 齿间载荷分配系数：由，查表4-6，知，又由，得故：3)齿形系数：由，查图4-25，得，4)齿根应力修正系数:由，查图9-33【2】。得，5)重合度系数：同前6)许用弯曲应力:由式4-22，a.弯曲疲劳强度极限应力：由图4-8c，查得：（按图中me查值），（按图中mq查值）b.安全系数：由表4-8，取（一般可靠度）c.寿命系数：由，查图4-26得：，d.尺寸系数：由，查图4-26得，则7)验算齿根弯

16、曲疲劳强度故弯曲强度足够4.2.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸， 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径齿宽 取 ，中心距 4.2.6：确定齿轮制造精度由前面计算知，查表4-15，确定齿轮第公差组为8级精度，第、公差组与第公差组同为8级。按机械手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为gj，在其零件工作图上标记为8gjgb/t100951988，大齿轮齿厚偏差为hk,在其零件工作图上标记为：8hkgb/t100951988。五、轴的设计及校核计算5.1：中间轴的设计总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据传递功率：；转速：；齿轮2（大斜齿轮）：分度圆直径；齿轮宽度，；（左旋）；齿轮3（小直齿轮）：分度圆直径；

17、齿轮宽度；5.1.1：选择轴的材料选用最常用45钢，正火处理，估计轴的直径小于100mm，由表10-1查得：5.1.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式(10-2)，查表10-2，取（此轴为转轴，又是减速器的中间轴），则又因为最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大，即取标准值5.1.3：轴的结构设计1）确定各段轴的直径由前面计算可知轴头直径为35mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为2mm；轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴环直径为45mm。两端装轴承处的轴径直径应小于34mm，同时考虑到轴承内径的标准值，所以轴径直径取30mm。2）初

18、选轴承类型及及代号因轴承径向和轴向均受载荷的作用，所以选用角接触轴承。根据轴径为30mm，初选7206c轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。3）确定各轴段的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂的宽度，所以装大齿轮和小齿轮出的轴头长度分别取68mm和115mm。取轴环宽度为。因为大齿轮齿轮2比小齿轮1齿宽窄7mm，考虑到中间轴ii比轴i齿轮离减速器壁距离要大一些，大齿轮2和小齿轮1端面到减速器壁的距离取18mm，轴承端面到减速器内壁面的距离取5mm，故左端套筒的长度为23mm。由手册【1】查得7206c轴承的宽度为16m

19、m，轴端倒角尺寸取2mm，所以装大齿轮轴承段的长度为44mm（2+23+16+3）。同理小齿轮段长度也为44mm。中间轴总长度为267（42+60+8+115+42）mm4）轴上零件的周向定位大齿轮及小齿轮均采用a型普通平键链接，由手册【1】查得截面尺寸为，长度取为50mm和100mm。5）确定轴上倒角半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度。5.1.4：轴的受力分析1）求轴上的扭矩2）求齿轮上的作用力3）确定跨距由手册查得7206c轴承的支座反力的作用点位置尺寸为a=14.2mm，所以：右端支反力作用点至大齿轮上力的作用点间距离为左端支反力作用

20、点至小齿轮上力的作用点间距离为两齿轮上作用点间的距离为4）作出计算简图（见草稿纸）5）求出水平面内支反力及,并作出水平弯矩图截面3的弯矩截面2的弯矩（图见草稿纸）6）求垂直面内支反力和，并作出垂直弯矩图截面3的弯矩截面2的弯矩7)作出合力弯矩图截面3的合成弯矩截面2的合成弯矩（图见草稿纸）8）作出扭矩图（图见草稿纸）5.1.5：轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图中不难看出，轴上多处截面存在应力集中，但截面和截面所受载荷较小，可以不考虑。截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，故可排除。截面和直径相同，应力集中群殴那个框相同，但截面所受载荷较截面小，也可排除。所以只

21、需对截面和进行安全系数校核。1）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:查表10-8（a型普通平键），b.绝对尺寸系数：查表10-11（轴径d=35mm），c.表面状态系数：查表10-12，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表10-14，(2)截面的抗弯、抗扭截面模量（）轴的直径键槽宽键槽深(3)截面上的应力弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅,平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力扭转应力幅与平均切应力相等，（4）安全系数弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取,合适2）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:轴直径变化过

22、度圆角的应力集中，由，按查表10-9，过盈配合处的应力集中，由查表10-8得由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数b.绝对尺寸系数：查表10-11，c.表面状态系数：查表10-12，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表10-14，(2) 截面上的应力截面的弯矩故弯曲应力幅,平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力扭转应力幅与平均切应力相等，（3）安全系数弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取,合适5.2：高速轴的设计总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据传递功率：；转速：；齿轮1（小斜齿轮）：分度圆直径；齿轮宽度，；（左旋）；5.2.1：选择轴的材料选用

23、最常用45钢，正火处理，估计轴的直径小于100mm，由表10-1查得：5.2.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式(10-2)，查表10-2，取（此轴为转轴，又是减速器的中间轴），则又因为最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大，即经过计算选择了y132m-6中可查到电动机的安装尺寸，其中电动机输出轴直径d=38mm5.2.3：联轴器的型号的选取由前面计算可知，为了保证联轴器的可靠性，我们增加50%的需用转矩，即。假如选用弹性柱销联轴器，此时公称扭矩，可选用hl1、 hl2、 hl3等等。按扭转强度条件估算出轴的最小直径。通过这三条信息，可以得到：高速轴最小直径d=30mm，联轴器选

24、用hl3型弹性柱销联轴器,材质为铁、 d1=38mm、d2=30mm。，故装联轴器段轴头长度应略小于60mm，取58mm，轴头直径为50mm。5.2.4：轴的结构设计1）初步设计轴的结构（如草稿）2）确定各段轴的直径由前面计算可知装齿轮轴头6直径为50mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为2.5mm；轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴环5直径为60mm。两端装轴承处的轴径直径应小于50mm，同时考虑到轴承内径的标准值，所以轴径直径取40mm。根据半联轴器的外孔径，确定装联轴器段轴头直径为30mm。考虑到毡封圈的直径有标准系列，右端轴颈与轴头间轴身的

25、直径取为35mm。3）初选轴承类型及及代号因轴承径向和轴向均受载荷的作用，所以选用角接触轴承。根据轴径为40mm，查表6-6【1】初选7208c轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。轴颈根据轴承取47mm。4）确定各轴段的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂的宽度，所以装齿轮的轴头长度分别取68mm。由手册【1】查得7208c轴承的宽度为18mm，则根据前面中轴的设计，使轴承对在同一直线上，左右端套筒调整尺寸为19.5mm，齿轮端面到减速器壁的距离为14mm，轴承端面到减速器内壁面的距离取5mm，故。轴端倒角尺寸取2mm

26、，所以装左轴承段的长度为41.5mm（2+19.5+18+2=41.5mm）。轴身右端面应与左轴承内端面重合。由手册【1】查得7208c轴承的宽度为18mm，轴身的长度取137.5mm，轴承端面到减速器内壁面的距离取5mm。轴端倒角尺寸取2mm。右端装轴承段轴颈长度为18mm。轴身的长度初选为50mm。轴环5的长度8mm。根据半联轴器的轴孔长度，装联轴器段轴头长度应略小于60mm，取58mm。低速轴总长度为381mm4）轴上零件的周向定位齿轮采用a型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为56mm。联轴器采用a型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为50m

27、m。5）确定轴上倒角半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度。5.3：低速轴的设计总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据传递功率：；转速：；转矩齿轮4（大直齿轮）：分度圆直径；齿轮宽度；5.3.1：选择轴的材料选用最常用45钢，正火处理，估计轴的直径小于100mm，由表10-1查得：5.3.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式(10-2)，查表10-2，取则又因为最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大，即圆整取标准值为5.3.3：联轴器的型号的选取由前面计算可知，为了保证联轴器的可靠性，我们增加50%的需用转矩，即。还要考虑低速轴的最

28、小直径。综合以上因素，查标准jb/t7006-2006(见表3-6【3】)，选用plh3型滑动轴承平行轴联轴器。半联轴器的外孔径，轴孔长度，故装联轴器段轴头长度应略小于112mm，取110mm，轴头直径为55mm。5.3.4：轴的结构设计1）初步设计轴的结构（如草稿）2）确定各段轴的直径由前面计算可知装齿轮轴头1直径为55mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取1mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为1.5mm；轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴身2直径为60mm。两端装轴承处的轴径直径应大于60mm，同时考虑到轴承内径的标准值，所以轴颈3直径取65mm。根据轴承直径。确定轴身4直径为74

29、mm。装齿轮段轴头6取标准值80mm，方便拆装。所以轴环5比轴头6大5-10mm，直径取90mm。右端轴颈7与轴颈3直径相同，取为65mm。3）初选轴承类型及及代号因轴承径向和轴向均受载荷的作用，所以选用角接触轴承。根据轴径为65mm，查表6-6【1】初选6213c轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。4）确定各轴段的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂的宽度，所以装齿轮的轴头6长度分别取108mm。根据前面中轴的设计，齿轮端面到减速器壁的距离为22mm，轴承端面到减速器内壁面的距离取5mm，故左端套筒的长度为27mm。

30、由手册【1】查得6213c轴承的宽度为23mm，轴端倒角尺寸取2mm，所以装右轴承段轴颈7的长度为54mm（2+23+27+2=54mm）。轴身4左端面应与右轴承内端面重合。轴承端面到减速器内壁面的距离取5mm，则根据前面中轴的计算，轴身4的长度取90mm。由手册【1】查得6213c轴承的宽度为23mm，轴端倒角尺寸取2mm。装轴承段轴颈3长度为23mm。轴身的长度初选为50mm。根据半联轴器的轴孔长度，装联轴器段轴头长度应略小于112mm，取110mm。轴环5长度取8mm。低速轴总长度为443mm4）轴上零件的周向定位齿轮采用a型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为90

31、mm。联轴器采用c型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为80mm。5）确定轴上倒角半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度。5.3.5：轴的受力分析1）轴上的扭矩2）求齿轮上的作用力3）确定跨距右端支反力作用点至联轴器上力的作用点间距离为左端支反力作用点至齿轮上力的作用点间距离为4）作出计算简图（见草稿纸）5）求出水平面内支反力及,并作出水平弯矩图截面6的弯矩6）求垂直面内支反力和，并作出垂直弯矩图截面4的弯矩7)作出合力弯矩图截面4的合成弯矩（图见草稿纸）8）作出扭矩图（图见草稿纸）5.3.6：轴的疲劳强度安全系数校核计算

32、确定危险截面：由图中不难看出，轴上多处截面存在应力集中，而且截面所受载荷差不太多，但轴径小。所以为危险截面，截面三处受载较大应力集中，但载荷更大，所以需对截面进行安全系数校核。1）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:轴直径变化过度圆角的应力集中，由，按查表10-9，过盈配合处的应力集中，由查表10-8得由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数b.绝对尺寸系数：查表10-11，c.表面状态系数：查表10-12，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表10-14，(2) 截面上的应力截面的弯矩故弯曲应力幅,平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，

33、扭转切应力扭转应力幅与平均切应力相等，（3）安全系数弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取,合适2）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数: 轴直径变化过度圆角的应力集中，由，按查表10-9，过盈配合处的应力集中，由查表10-8得由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数b.绝对尺寸系数：查表10-11，c.表面状态系数：查表10-12，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表10-14，(2)截面的抗弯、抗扭截面模量（）轴的直径键槽宽键槽深(3)截面上的应力弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅,平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力扭转

34、应力幅与平均切应力相等，（4）安全系数弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取,合适六、轴承的选择与寿命计算6.1：低速轴的轴承寿命1）查有关数据由手册【1】查得6213轴承的有关数据：2）计算两支承德径向载荷4）计算两轴承的当量动载荷因为，所以对于轴承i5）计算轴承的基本额定寿命取，中的最大值计算，将带入下式查表12-8，因轴承在正常温度下工作，查表12-10，取减速器载荷系数，球轴承则折合算寿命有50年。寿命达到要求6.2：中间轴的轴承寿命1）查有关数据由手册【1】查得7206c轴承的有关数据：2）计算两支承德径向载荷3）计算两支承的轴向载荷对于7000c型轴承，轴承内部轴向力,其中为表12

35、-12中的判断系数，其值由的大小确定，但先轴承轴向载荷未知，故先取进行试算。对于轴承i 所以轴承ii压紧，轴承i放松对于轴承ii查表12-12得，查表12-12得，查表12-12得，查表12-12得，相差较大查表12-12得，查表12-12得，两次计算相等，因此确定，4）计算两轴承的当量动载荷对于轴承i 因 ，查表12-12得 对于轴承ii 因 ，查表12-12得5）计算轴承的基本额定寿命取，中的最大值计算，将带入下式查表12-8，因轴承在正常温度下工作，查表12-10，取减速器载荷系数，球轴承则折合约9.3年，运气好不用换轴承啦。寿命达到要求，使用中期需要更换一次中间轴承。七、键连接的选择与

36、校核计算7.1：高速轴上的键的选择由前面轴的设计可知:1）齿轮采用a型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为56mm。平键强度校核高速轴上的转矩：高速轴的直径：根据轴的型号可知： 查表11-1得需用应力 齿轮上键满足需求。2）联轴器采用a型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为50mm。平键强度校核高速轴上的转矩：高速轴的轴头直径：根据轴的型号可知： 查表11-1得需用应力 联轴器上键满足需求。7.2：中间轴上的键的选择由前面轴的设计可知，大齿轮及小齿轮均采用a型普通平键链接，由手册【3】查得截面尺寸为，长度取为50mm和100mm。校核长度为50mm的键：平键强度校核轴上的转矩：轴的直径