机械设计课程设计展开式

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 设计带式输送机传动装置 班级 : 机械设计制造及其自动化机制本（3）班 设计者 ： 学号 ： 指导老师： 2012年12月7日目录 课程设计任务书1设计要求1设计步骤2一 传动装置总体设计方案2二 电动机的选择21选择电动机的类型22选择电动机的功率33电动机转速的选择34电动机型号的确定4三 传动装置的运动学和动力学参数计算41总传动比及其分配42 传动装置中各轴的转速计算53传动装置中各轴的功率计算54 传动装置中各轴的输入转矩计算6四 带传动设计6五 减速齿轮传动设计85.1 高速轴齿轮传动的设计85.1.1选择齿轮类型，齿数，材料及精度等级85.1.

2、2按齿面接触强度设计95.1.3计算95.1.4按齿根弯曲强度设计105.1.5设计计算115.1.6几何尺寸计算115.2低速轴齿轮的选材与相关计算125.2.1选择齿轮材料及精度等级125.2.2 按齿面接触强度设计125.2.3计算135.2.4按齿根弯曲强度设计145.2.5设计计算155.2.6几何尺寸计算15六 轴和轴承选择计算166.1高速轴的设计166.2中间轴设计196-3低速轴设计226.4 轴承的选择计算25七 减速器机体结构尺寸25八 减速器各部位附属零件的设计271 窥视孔盖与窥视孔272 放油螺塞273 通气器284 启盖螺钉285 定位销286 环首螺钉、吊环和吊

3、钩287 调整垫片288 密封装置289 油标2910 润滑方式的确定29九 参考文献30 课程设计任务书课程设计题目：1.带式运输机传动装置设计原始数据：题号6-A6-B6-C6-D6-E输送带的牵引力F/kN5.45.85.25.75.6输送带的速度v/(m/s)0.80.750.850.750.8输送带的滚筒的直径D/mm420410400430450已知条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5%。带式输送机的传动效率为0.96。设计要求1.编写设计计算说明书一份。2.完成减速器装配图一张（A0图纸）。

4、3.减速器主要零件的工作图2-3张。 设计步骤一 传动装置总体设计方案本组设计数据：题号6-E数据: 输送带的牵引力F=5.6kN； 输送带的速度 v=0.8m/s； 输送带的滚筒的直径D=450mm。1）传动方案拟定简图如下图二 电动机的选择1选择电动机的类型三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中，因此在工业上应用最为广泛，设计时应优先选用。 按工作要求和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。2选择电动机的功率工作机所需要的有效功率为： 其中，为工作机的传动效率。 传动装置的总效率为： 其中，各传动比机构的效率，根据机械设计课程设计书表3-1可查出。=0.9

5、6为带传动的效率；=0.98为7级精度圆柱齿轮传动的效率；=0.99为一对球轴承传动的效率；=0.99为刚性联轴器的效率；=0.96为滚筒的效率。所以电动机所需工作功率为 由表17-7可选电动机的额定功率为5.5kW。3电动机转速的选择电动机常采用的同步转速有1000r/min和1500r/min两种，现对两种转速作对比：由表17-7可知，同步转速是1000r/min的电动机，其满载转速是是960r/min;同步转速是1500r/min的电动机,其满载转速为是1440r/min。工作机的转速为：总传动比 ，其中为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据列于表中作比较。方案电动机型号额定功率/

6、kw同步转速/r/min满载转速/r/min总传动比i1Y132M2-65.5100096028.2602Y132S-45.51500144042.390由表可知，方案2传动比大于方案1，且考虑结构尺寸以及制造成本、重量，所以优先考虑方案2.4电动机型号的确定根据电动机功率和同步转速，选定电动机型号为Y132S-4，查表17-7和17-9可知电动机有关参数如下：电动机的额定功率P=5.5kW；电动机的满载转速为=1440r/min；电动机的外伸轴直径为D=38mm；电动机的外伸轴长度为E=80mm；电动机的质量m=68kg。 三 传动装置的运动学和动力学参数计算1总传动比及其分配i=nm/nw

7、=1440/33.970=42.390；根据表3-2，选V带传动的传动比为=2.5；则减速器的传动比为：i减=i/=42.390/2.5=16.956 考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。设两级齿轮的高速级的传动比为i1，低速级的传动比为i2，则：i1=4.696i2=i减/i1=16.956/4.695=3.6112 传动装置中各轴的转速计算 机械传动系统的传动参数主要是指各轴的转速、功率和转矩，它是进行传动零件设计计算的重要依据。 各轴的转速高速轴的转速： n1=nm/i带=1440/2.5=576r/min中间轴的转速： n2=n1/i1=576/4.695=122.6

8、84r/min低速轴的转速： n3=n2/i2=122.684/3.611=33.970r/min滚筒轴的转速： n4=n3=nw=34.970 r/min 式中：nm为电动机的满载转速；i1为高速级传动比；i2为低速级传动比。3传动装置中各轴的功率计算 各轴的输入功率P（kW）高速轴的输入功率： P1=Pm=5.50.96=5.280kW中间轴的输入功率： P2=P1=5.2800.990.98=5.123kW低速轴的输入功率： P3=P2=5.1230.990.98=4.970kW滚筒轴的输入功率： P4=P3=4.970.990.99=4.871kW 式中：Pm为电动机的额定功率.4 传

9、动装置中各轴的输入转矩计算电机轴： T0=9550Pm/nm=（95505.5）/1440=36.476 Nm高速轴的输入转矩： T1=9550P1/n1=（95505.280）/576=87.542 Nm中间轴的输入转矩： T2=9550P2/n2=（95505.123）/122.684=398.786 Nm低速轴的输入转矩： T3=9550P3/n3=（95504.970）/33.970=1397.218Nm滚筒轴的输入转矩： T4=9550P4/n4=（95504.871）/33.970=1369.386 Nm根据以上计算数据列出下表，供以后设计计算使用。传动参数的数据表电机轴高速轴中间

10、轴低速轴滚筒轴功率P/kW5.55.2805.1234.9704.871转矩T/ Nm36.47687.542398.7861397.2181369.386转速n/(r/min)1440576122.68433.97033.970传动比2.54.6963.6111效率0.960.97020.97020.9801四 带传动设计1确定带传动的计算功率已知P=5.5kw，根据带式输送机的工作条件，查机械设计第八版表8-7，得工作情况系数KA=1.2，则：Pca=KAPm =1.25.5=6.60kW2选择V带的带型根据计算功率Pca和小带轮转速nm，查机械设计第八版图8-11，选用A型V带。3确定带

11、轮的基准直径dd并验算带速3.1初选小带轮的基准直径dd1根据V带的带型，查机械设计第八版表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm 。3.2验算带速v=dd1nm/( 601000)=3.141251440/（601000）=9.42m/s因为5m/sv900所以适合使用。6确定带的根数z查机械设计第八版表8-4a，得单根普通V带的基本额定功率P0=1.91kW查机械设计第八版表8-4b，得单根普通V带额定功率的增量P0=0.16kW查机械设计第八版表8-5，得包角修正系数K=0.95查机械设计第八版表8-2，得V带的长度系数KL=1.01则：z= PCa/(P0+P0)KKL6

12、.6/（1.91+0.16）0.951.01=3.32取z=4 。7确定带的初拉力F0查机械设计第八版表8-3，得V带单位长度的质量q=0.1kg/m则： (F0)min=500 (2.5-0.95) 6.6/（0.9549.42）+0.19.422=151.7N取F0=1.5（F0）min=1.5151.77=227.55N 8计算带传动的压轴力Fp 为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp:Fp=2zF0=24227.65sin80=1792.74N 9确定带轮的结构形式 小带轮dd1=125mm 采用实心式结构；大带轮dd2=315mm 采用孔板式结构。五 减速齿轮传动

13、设计5.1 高速轴齿轮传动的设计5.1.1选择齿轮类型，齿数，材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588），材料选择。查机械设计第八版表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=4.69624=112.704，取z2=1125.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即：d1t2.32KT1(u1) (ZEH)2/du1/3（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系

14、数Kt=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5105P1/n1=95.51055.280/576=87.542Nm3）查机械设计第八版表10-7，选取齿宽系数d=1。4）查机械设计第八版表10-6，得材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa1/25）由机械设计第八版图10-21d，按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa。6）由机械设计第八版式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLn=605761（2830010）=1.659109N2=N1/4.696=0.3531097）由机械设计第八版图10-19，

15、取接触疲劳寿命系数：KHN1=0.90 KHN2=0.958）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由机械设计第八版式(10-12)，得：H1=Hlim1KHN1/S=6000.90/1=540MpaH2=Hlim2KHN2/S=5500.95/1=522.5Mpa5.1.3计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。d1t2.32KtT1(u1)(ZEH)2/du1/3=2.321.387540(4.696+1)（189.8/522.5）2/4.6961/3=mm=61.041mm2）计算圆周速率。v=d1tn1/（601000）=3.1461.041576/

16、（601000）=1.840m/s3）计算齿宽b。b=dd1t=161.041mm=61.041mm4）计算齿宽与齿高之比b/h。模数 mt=d1t/z1=61.041/24=2.543mm齿高 h=2.25mt=2.252.543=5.722mm则 b/h=61.041/5.722=10.6685）计算载荷系数。根据v=1.84m/s，7级精度：由机械设计第八版图10-8，得动载系数Kv=1.07；直齿轮，=1；由机械设计第八版表10-2，得使用系数KA=1（因为有轻微振动）；由机械设计第八版表10-4，用插值法查得=1.314 。根据b/h=10.668，=1.314，由机械设计第八版图1

17、0-13，得 =1.39所以载荷系数K=KAKv=11.0711.314=1.406。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。由机械设计第八版式10-10a，得：d1=d1t(K/Kt)1/3=61.041(1.406/1.3)1/3=62.657mm7）计算模数m。m=d1z1=62.657/24=2.611mm5.1.4按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为：m(2KT1YFaYSa/dz12F)1/3确定公式内的各计算数值1）由机械设计第八版图10-20c，可以查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa；2）由机械设计第八版图10-

18、18，取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN2=0.883）计算弯曲疲劳许用力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计第八版式10-12得：F1=FE1KFN1/s=0.85500/1.4=303.57Mpa F2=FE2KFN2/s=0.88380/1.4=238.86Mpa4）计算载荷系数K。K=KAKvKFaKFB=11.0711.39=1.48735）查齿形系数和应力校正系数。查机械设计第八版表10-5，得：YFa1=2.65；YSa1=1.58 YFa2=2.173；YSa2=1.7836）计算大、小齿轮的YFaYSa/F并加以比较。YFa1YSa1/F1=2.651.58

19、/303.57=0.01379 YFa2YSa2/F2=2.1731.783/238.86=0.01622大齿轮的数值大。5.1.5设计计算m21.4873875420.01622/（2421） 1/3=1.943对比计算结果，由齿轮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，由于齿轮模数的大小主要取决与弯曲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，可取由弯曲强度算得的模数1.94并就近圆整为标准值m=2mm,算出小齿轮齿数：z1=d1/m=62.657/2=31.33,取=31大齿轮的齿数 z2=4.69631=145.576，取z2=1465

20、.1.6几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=322=64mm d2=z2m=1462=292mm（2）计算中心距a=(d1+d2)/2=(64+292)/2=178mm （3）计算齿轮宽度 b=dd1=164=64mm取b2=64mm，b1=69mm。5.2低速轴齿轮的选材与相关计算5.2.1选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588），材料选择。查机械设计第八版表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为

21、40HBS。选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z13.611=86.664，取z2=86。5.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即：d1t2.32KT1(u+1)(ZEH)2/du1/3确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩。T2=95.5105P2/n2=95.51055.123/122.684=398.786Nm3）查机械设计第八版表10-7，选取齿宽系数d=1。4）查机械设计第八版表10-6，得材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa1/25）由机械设计第八版图10-21d，按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=60

22、0Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa。6）由机械设计第八版式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLn=60122.684（2830010）=0.353109N2=N1/3.611=0.0981097）由机械设计第八版图10-19，取接触疲劳寿命系数：KHN1=0.90 KHN2=0.958）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由机械设计第八版式10-12，得：H1=Hlim1KHN1/S=6000.90/1=540MpaH2=Hlim2KHN2/S=5500.95/1=522.5Mpa5.2.3计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较

23、小的值。2.32Kt(u+1)(ZEH)2/du1/3=2.321.3398786(3.611+1)（189.8/522.5）2/3.6111/3mm=102.94mm2）计算圆周速率。v=/（601000）=3.14102.94122.684/（601000）=0.661m/s3）计算齿宽b。b=d=1102.94mm=102.94mm4）计算齿宽与齿高之比b/h。模数 mt=/z1=102.94/24=4.289mm齿高 h=2.25mt=2.254.289=9.650mm则 b/h=102.94/9.650=10.6675）计算载荷系数。根据=0.661m/s，7级精度： 由机械设计第八

24、版图10-8，得动载系数Kv=1.04；直齿轮，=1；由机械设计第八版表10-2，得使用系数KA=1（因为有轻微振动）；由机械设计第八版表10-4，用插值法查得=1.324 。根据b/h=10.667，=1.324，由机械设计第八版图10-13，得 =1.4所以载荷系数K=KAKv=11.0411.324=1.377。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。由机械设计第八版式10-10a，得：=(K/Kt)1/3=102.94(1.377/1.3)1/3=104.934mm7）计算模数m。m=z1=104.934/24=4.372mm5.2.4按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为：m(2

25、KYFaYSa/dz12F)1/3确定公式内的各计算数值1）由机械设计第八版图10-20c，可以查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa；2）由机械设计第八版图10-18，取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN2=0.883）计算弯曲疲劳许用力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计第八版式10-12得：F1=FE1KFN1/s=0.85500/1.4=303.571Mpa F2=FE2KFN2/s=0.88380/1.4=238.857Mpa4）计算载荷系数K。K=KAKv=11.0411.4=1.4565）查齿形系数和应力校正

26、系数。查机械设计第八版表10-5，得：YFa1=2.65；YSa1=1.58 YFa2=2.21；YSa2=1.7756）计算大、小齿轮的YFaYSa/F并加以比较。YFa1YSa1/F1=2.651.58/303.57=0.01379 YFa2YSa2/F2=2.211.775/238.86=0.01642大齿轮的数值大。5.2.5设计计算m(2KYFaYSa/dz12F)1/321.4563987860.01642/（2421） 1/3=3.211mm对比计算结果，由齿轮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，由于齿轮模数的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接

27、触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数3.195并就近圆整为标准值m=3mm,算出小齿轮齿数：=/m=102.94/3.211=32.06取=32大齿轮的齿数 =3.61132=115.55，取z2=1165.2.6几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=m=323=96mm =m=1163=348mm（2）计算中心距a=(+)/2=(96+348)/2=222mm （3）计算齿轮宽度 b=dd1=196=96mm取=96mm，=101mm。 齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm178222传动比i4.6963.611模数mmm2

28、3压力角2020齿数z 3114632116分度圆直径dmm6429296348齿宽bmm696410196材料 45454545热处理状态 调质调质调质调质六 轴和轴承选择计算6.1高速轴的设计1.材料的选择及热处理选用45钢，调质处理，查机械设计第八版表15-3，取A0=110。2高速轴的运动参数功率：P1=5.280kW转速：n1=576r/min转矩：T1=87.542Nm3求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d1=64mm则圆周力： Ft=2T1/d1=287542/64=2735.688N径向力： Fr=Fttan=2735.688tan20=995.709N绘制轴

29、受力简图（a）4初步确定轴的最小直径先按机械设计第八版式15-2初步估算轴的最小直径：dmin=A0（P1/n1）1/3=110（5.280/576）1/3=23.02mm5 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直径和长度由 dmin =23.02mm，根据轴的键槽数可将直径增大10%，则：dmin25.32。-段：取d1=30mm，取L1=90mm，其上的键槽，查机械设计第八版表6-1，取键的型号为bhL=8770。-段：端盖的总宽为20，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，端盖外端与带轮间距离为L=30mm，取d2=36mm，L2=50mm。-段

30、：因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6208深沟球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=18mm，所以取轴直径为d3=40mm。齿轮距箱体内壁距离为16mm，由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离8mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故-段长L3=（18+8+16+2）=44mm。-段：此段与齿轮1配合，直径d4=44mm，L4=b1-2=69-2=67mm，其上的键槽，查机械设计第八版表6-1，取键的型号为bhL=12850，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段：取d5=50mm,L5=10mm。-段：此段与6208深沟球轴承配合，故取d6=40mm,L6=

31、18mm。综上所述：该轴的长度L=279mm，轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1.6mm。（3）求轴上的载荷(1)垂直面的支承反力：L1 =104mm ，L2 =68.5mm，L3=52.5mmFNV1=432.022N FNV2=563.687N(2)水平面的支承反力：FNH1=1186.972N FNH2=1548.716N(3)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV=FNV1L2=432.02268.5=29593.507 Nmm(4)绘制水平面弯矩图（如图c）MH=FNH1L2=1186.97268.5=81307.582 Nmm(5)绘制合弯矩图（如图d）M=(MH2+MV2)

32、1/2=(29593.5072+81307.5822)1/2=86525.710 Nmm(6)绘制扭矩图（如图e）T1=87.542 Nm(7)危险截面的计算应力ca从图可见，截面B最危险，（取折合系数=0.6）,由机械设计第八版式15-5，得：ca = M2+(T1)21/2/W= 86525.710 2+(0.687.542)21/2/（0.1443）=10.158Mpa ，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计第八版表15-1，得-1=60Mpa。因此ca-1，故安全。以下为图：6.2中间轴设计1.材料的选择及热处理选用45钢，调质处理，查机械设计第八版表15-3，取A0=110

33、。2中间轴的运动参数功率：P2=5.123kW转速：n2=122.684r/min转矩：T2=398.786Nm3求作用在齿轮上的力1）因已知低速级小齿轮的分度圆直径为：=96mm则圆周力： =2T2/=2398786/96=8308.042N径向力： =Fttan20=8308.042tan20=3023.880N2）因已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2=292mm则圆周力： =2T2/d2=2398786/292=2731.411N径向力： =Fttan20=2731.411tan20=994.152N4初步确定轴的最小直径先按机械设计第八版式15-2初步估算轴的最小直径：dmin=A0

34、（P2/n2）1/3=110（5.123/122.684）1/3=38.163mm5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直径和长度由dmin =38.163mm，根据轴的键槽数可将直径增大10%，则：dmin41.979mm。-段：此段与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6209深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=19mm，所以取轴直径为d1=45mm。齿轮距箱体内壁距离为16mm，由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离8mm，装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，取L1=19+16+8+2=45mm。-段：此

35、段与齿轮2相配合取d2=50mm，取L2=b2-2=62mm，其上的键槽，查机械设计第八版表6-1，取键的型号为bhL= 14950，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。-段：此段主要是定位两边的齿轮，取d3=58mm ，L3=80mm。-段：此段与齿轮3相配合，取直径d4=50mm，L4=b3-2=99mm，其上的键槽，查机械设计第八版表6-1，取键的型号为bhL= 14990，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。-段：此段与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6209深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=19mm，所以取轴直径为d5=45mm L5=45mm。综上所述：该轴

36、的长度L=331mm，轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1.6mm。6求轴上的载荷（1)求垂直面的支承反力：L1 =66.5mm , L2 =160.5mm，L3=85mmFNV1=103.507N FNV2=1554.043N（2)求水平面的支承反力：FNH1=5886.565N FNH2=4912.747N（3)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV1=FNV1L1=9.315Nm MV2=FNV2L3=-178.714N.m（4)绘制水平面弯矩图（如图c）MH1=FNH1L1=529.790 NmMH2=FNH2L3=564.966 Nm（5)求合弯矩M1=(MH12+MV12)1/

37、2=(9.3152+529.7902)1/2=529.872 NmM2=(MH22+MV22)1/2=(178.7142+564.9962)1/2=592.587 Nm取M=M2=592.587Nm。（6)绘制扭矩图（如图d）T2=398.786Nm （7)求危险截面的计算应力ca从图可见，装齿轮3的截面最危险，（取折合系数=0.6）,由机械设计第八版式15-5，得：ca = M2+(T2)21/2/W= 592.5872+(0.6398.786)21/2/10.854=61.568Mpa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计第八版表15-1，得-1=70Mpa。因此ca-1，故安全。

38、以下是图：6-3低速轴设计1材料的选择及热处理选用45钢，调质处理，查机械设计第八版表15-3，取A0=110。2低速轴的运动参数功率：P3=4.970kW转速：n3=34.970r/min转矩：T3=1397.218 Nm3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=348mm则圆周力： Ft=2T3/d2=21397218/348=8029.988N径向力： Fr=Fttan20=8029.9881tan20=2922.677N4初步确定轴的最小直径先按机械设计第八版式15-2初步估算轴的最小直径：dmin=A0（P3/n3）1/3=110（4.970/34.970）1/3=

39、57.41mm5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直径和长度由dmin =57.410mm，根据轴的键槽数可将直径增大10%，则：dmin63.150mm。-段：该段是与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6213深沟球轴承，其内径为d=65mm,宽度为B=23mm，所以取轴的直径为d1=65mm，L1=23mm。-段：此段为轴环，取d2=78mm，轴肩宽度b1.4h 取L2=10mm。-段：该段是与齿轮4相配合，取d3=70mm，长度L3=b4-2=94mm,故段长L3=94mm。其上的键槽，查机械设计第八版表6-1，取键的型号为

40、bhL= 201280，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。-段：该段是与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6213深沟球轴承，其内径为d=65mm,宽度为B=23mm，所以取轴直径d4=65mm，取L4=40mm。-段：此段主要是起定位的作用，取d5=62mm，L5=50mm。-段：该段是与联轴器相配合，计算转矩：Tca=KAT3=1.31397.218=1816.383Nm 查标准GB/T5014-2003,选用HL5型联轴器，其公称转矩2000 Nm，半联轴器的孔径为60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107mm，取d5=60mm, L6=105mm，其上的键槽.查机械

41、设计第八版表6-1,取键的型号为bhL= 181190，半联轴器与轴的配合为H7/k6。综上所述：该轴的长度L=322mm，轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1.6mm。6求轴上的载荷（1)求垂直面的支承反力：L1 =，L2=75.5mm，L3=111mmFNV1=1532.376N FNV2=1390.301N（6)求水平面的支承反力：FNH1=4210.167N FNH2=3819.821N（7)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV=FNV1L1=1532.37668.5=104.968 Nm（8)绘制水平面弯矩图（如图c）MH=FNH1L1=4210.167 68.5=288.39

42、6 Nm（9）求合弯矩M=(MH2+MV2)1/2=(104.9682+288.3962)1/2=306.905 Nm（10)绘制扭矩图（如图d） T3=1397.218Nm (11)求危险截面的计算应力ca从图可见，截面B最危险（取折合系数=0.6），由机械设计第八版式15-5，得：ca= M2+(T)21/2/W=306.9052+(0.61397.218)21/2/34300=21.183Mpa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计第八版表15-1，得-1=60Mpa。因此ca-1，故安全。以下为图：6.4 轴承的选择计算由轴和齿轮的设计知，要求使用的轴承只受径向力，不受轴向力，所以以上所选的深沟球轴承设计符合要求。七 减速器机体结构尺寸 箱体选用球墨铸铁QT400-