机械设计课程设计说明书带式运输机传动装置设计

1、 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书目 录摘要1一、设计任务书2二、传动方案的拟定3三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算4四、传动零件的设计计算10五、轴的计算19六、键联接的选择和计算39七、滚动轴承的选择和计算41八、联轴器的选择43九、减速器的技术特性44十、技术要求44总结45 参考文献46 摘 要机械设计课程设计主要是培养理论联系实际的设计思。本次设计包括的主要内容有：决定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器及校验计算；机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书以

2、及进行设计答辩。设计的一般过程为：首先明确设计任务，制定设计任务书；其次，提供方案并进行评价；再次，按照选定的方案进行各零部件的总体布置，运动学和零件工作能力计算，结构设计和绘制总体设计图；然后，根据总体设计的结果，考虑结构工艺性等要求，绘出零件工作图；然后，审核图纸；最后，整理设计文件，编写说明书。一、 设计任务书1 总体布置简图 如右图所示 2工作条件：使用年限为15年，（每 年 工 作300天），两班 制，带式运输机工作平稳，转向不变。 3原始数据运输带曳引力f（n）：1900运输带速度v（m/s）：1.6滚筒直径d (mm)：350 4设计内容（1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动

3、装置的设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核（5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制（8）编写设计计算说明书 5设计任务（1）减速器总装配图一张（2）低速轴、闷盖零件图各一张（3）设计说明书一份 6设计进度（1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算（2）第二阶段：轴与轴系零件的设计（3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的47二、 传动方案的拟定机器一般由原动机，传动机，工作机组成。传动装置在原动机和工作机之间传递运动和动力，并藉以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、带

4、传动、链传动等）和支承件（轴、轴承、机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大比重，其性能和质量对机器的工作影响也很大。对于本机器，初步选择原动机为三相异步电动机，根据任务书的要求，要求本机器的承载能力速度范围大、传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。根据参考书1第7页常见机械传动的主要性能满足圆柱齿轮传动要求。电机转速一般很高，因此需要的传动比较大，根据初步计算, 传动比稍大于12、传递的功率略大于4kw远小于750kw、速度在要求的7级精度之内。对圆柱齿轮传动，为了使结构尺寸和重量较小，当减速比时，宜采用二级以上的传动形式。根据参考书1第7页常见机械传动的主要性能二级齿轮减速

5、器传动比范围为：，满足要求。因此采用二级圆柱齿轮传动减速器。在没有特殊要求的情况下，一般采用卧式减速器。对二级齿轮减速器由传递功率大小和轴线布置要求来决定采用展开式、分流式和同轴式布置。考虑到结构的简单性、传递功率不大、齿轮相对于轴承布置的不对称性等因素，根据参考书1第8页表2 减速器的主要类型和特点选择采用二级展开式圆柱齿轮减速器。减速器的输入输出端通过联轴器分别与电动机和滚筒主轴联接，由于本减速器传递的速度较大，所以初选弹性连轴器。轴由轴承支撑，一般采用滚动轴承，考虑到本机器用的直齿圆柱齿轮，无轴向力的作用，初选深沟球轴承。为了便于装配，齿轮减速器的机体采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。综上所

6、述，传动方案总体布局如图一所示：iii轴ii轴i轴 图一计 算 及 说 明结 果三、 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1、 电动机类型和结构形式的选择：由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的y系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也适用于某些要求起动转矩较高的机械，如压缩机等。由于y系列三相笼型异步电动机有如此多有优点，且符合此减速器设计要求，因此选择y系

7、列三相鼠笼式异步电动机。2、 选择电动机容量：电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。本次设计的运输机是不变载荷下长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，即，电动机不会过热，不必较验发热和起动力矩。（1） 工作机所需功率：工作机所需功率可由工作机的工作阻力，工作机卷筒的线速度求得，即根据公式(2)：则， 传动装置的总效率,应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积，即公式(5)：其中：表示：滚动轴承效率，取0.98；表示：齿轮传动副的效率，取0.97(查参考书1第7页表一常见机械传动的主要性能)；表示：弹性连轴器的传动效率，取0.99表示：卷筒的效

8、率，取0.96所以： （2） 如图一所示的带式运输机，其电动机所需的工作功率根据公式(1)有：则有：3、 确定电动机转速：卷筒工作转速可根据如下公式计算：即：根据参考书1第7页表一常见机械传动的主要性能，二级圆柱齿轮减速器传动比的范围为，故电动机转速的可选范围根据公式（6）有：根据容量和转速,查出有三种传动比方案，如表一：表一方案电动机型号额定功率电动机转速电动机重量参考价格元转动装置的传动比同步转速满载转速总传动比v带传动减速器1y112m-4415001440470230125.653.535.902y132m1-64100096073035083.772.529.923y160m1-84

9、750720118050062.832.825.13综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，可见第二方案比较合适，因此选择电动机型号为y136m1-6，其主要性能如表二：表二型号额定功率kw满载时转速r/min电流(380v时)a效率功率因素y132m1-649609.4840.776.52.02y132m1-6电动机的外形和安装尺寸如表三：表三中心高h外形尺寸l（ac/2+ad）hd底脚安装尺寸ab地肢螺栓孔直径k轴伸尺寸de装键部位尺寸fgd1325153453152161781228801041注：表中尺寸单位均为mm。4、 确定传动装置的总传动比和分配传动比传动装置的

10、总传动比为选定的电动机满载转速和工作机主轴转速之比即公式（7）：其中：选定的电动机y132m1-6满载转速960r/min；：卷筒工作主轴转速，即告78.09r/min；则有：因为本机器只有齿轮减速器，无其它的传动装置，所以减速器的传动比就等于总传动比即：展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸没润滑的要求，为使两极大齿轮的直径相近，按照经验一般取高速级传动比为低速级传动比的1.31.4倍，即：为使两极大齿轮的直径相近，本次设计取。根据总传动比为各级传动比的连乘积，即公式（8）：由公式(6)、（7）联立，带入数据：得： ；5、 计算传动装置的运动和动力参数按照由电动机轴到工作机运动传递路线推算

11、。得各轴的运动和动力参数。（1） 各轴转速i轴根据公式（9）： 式中：为电动机满载转速；为电动机至一轴的传动比，因为中间由联轴器连接，所以；代入数据则有：ii轴根据公式（10）：代入数据 iii轴根据公式（11）：代入数据 卷筒轴： 式中：为iii轴至卷筒轴的传动比，因为它们之间直接由联轴器连接，所以，代入数据则有：（2） 各轴输入功率i轴根据公式（12）： kw式中：为电动机至i轴的传递效率；则；代入数据则有：kwii轴根据公式（13）：kw式中：为i轴至ii轴的传递效率；则代入数据则有：kwiii轴根据公式（14）：kw式中：为ii轴至iii轴的传递效率；则代入数据则有：kw卷筒轴：kw式

12、中：为iii轴至卷筒轴的传递效率；则代入数据则有：kw（3） 各轴输出功率iiii轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率.98，则有：i轴：kw；ii轴：kw；iii轴：kw。（4） 各轴输入转矩电动机主轴输出转矩根据公式（17）：代入数据则有：iiii轴的输入转矩：i轴根据公式（18）：代入数据则有：ii轴根据公式（19）： 代入数据则有：iii轴根据公式（20）： 代入数据则有：卷筒轴的输入转矩：代入数据则有：（5） 各轴的输出转矩iiii轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.98，则有：i轴：；ii轴：；iii轴：。工作机的动力和运动参数整理如表四：表四轴名效率 转矩 转速 传动比效率输

13、入输出输入输出电机轴5.0450.149601.000.97i轴4.894.7948.6547.6779604.000.95ii轴4.654.56184.99181.292403.070.95iii轴4.424.33539.86529.0678.181.000.97卷筒轴4.294.2523.77513.2978.186、 工作机的阻力矩工作机的阻力矩可由工作机的工作效率公式和速度公式求得：根据工作机的效率公式(2)：又根据公式(4)： 再根据： 推出： 四、 传动零件的设计计算(一) 高速级传动零件的设计计算1. 选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数1) 按图一所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮

14、2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3) 材料选择，根据表101选：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250hbs；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220hbs；二者材料硬度差点30hbs。4) 选小齿轮齿数，小齿轮齿数2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式(109a)进行计算，即：1) 确定公式内的各计算量(1) 试选载荷系数(2) 计算小齿轮传递的转矩根据公式 代入数据则有 (3) 由表107选取齿宽系数 (4) 由表106查得材料的弹性影响系数 (5) 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限；则大齿轮的接触疲劳极限。(6) 齿轮的工作应力循环次数的计算公式(1

15、013)：式中：为齿轮的转数，； 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数； 为齿轮的工作寿命。根据高速级齿轮传动比，代入数据则有：(7) 由图1019查得接触疲劳寿命系数；。(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，接触疲劳安全系数，齿轮的接触疲劳许用应力按式（1012）计算式中：为接触疲劳寿命系数；为接触疲劳强度安全系数； 为齿轮的接触疲劳极限。则大小齿轮的接触疲劳极限分别为：2) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值（2） 计算圆周速度（3） 计算齿宽（4） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （5） 计算载荷系数根据,8级精度,由图108查得动载荷系数；直齿轮，假设。由表达103查

16、得由表102查得使用系数（有轻微振动）；由表104查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，将数据代入后得由，查图1013得；根据载荷系数公式：将数据代入后得（6） 按实际的载荷系数校正所得和分度圆直径，根据公式（1010a）：将数据代入后得（7） 计算模数3. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式（105）：1) 确定公式内的各计算数值(1) 由图1020c查得小齿轮的弯曲强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；(2) 由图1018查得弯曲疲劳寿命系数；(3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，齿轮的弯曲疲劳许用应力按式（1012）：式中：为弯曲疲劳寿命系数；为弯曲疲劳强度安全系数； 为齿轮的

17、弯曲疲劳极限。将数据代入公式，则大小齿轮的弯曲疲劳极限分别为：(4) 计算载荷系数，根据载荷系数公式：将数据代入后得(5) 查取齿形系数由表达105查得，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得(6) 查取应力校正系数由表达105查得，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得(7) 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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于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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度处出的模数1.73并就近圆整为标准值，（出处）按接

18、触疲劳强度得的分度圆直径处出小齿轮的齿数： 取；大齿轮齿数 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿面弯曲疲劳强度，并蒂莲做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算1） 计算分度圆直径2） 计算中心距3） 计算齿轮宽度取；5. 验算合适(二) 低速级传动零件的设计计算1 选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数1） 按图一所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3） 材料选择，根据表101选：小齿轮材料为40（调质），硬度为285hbs；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为255hbs；二者材料硬度差点30hbs。4） 选小齿轮齿数，小齿轮齿

19、数；取2 按齿面接触强度设计由设计公式（109a）进行计算，即：1） 确定公式内的各计算量(1) 试选载荷系数(2) 计算小齿轮传递的转矩根据公式 代入数据则有 (3) 由表107选取齿宽系数 (4) 由表106查得材料的弹性影响系数 (5) 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限；则大齿轮的接触疲劳极限。(6) 齿轮的工作应力循环次数的计算公式(1013)：式中：为齿轮的转数，； 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数； 为齿轮的工作寿命。根据高速级齿轮传动比，代入数据则有：(7) 由图1019查得接触疲劳寿命系数；。(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，接触疲劳安全系数，齿轮

20、的接触疲劳许用应力按式(1012)计算：式中：为接触疲劳寿命系数；为接触疲劳强度安全系数； 为齿轮的接触疲劳极限。则大小齿轮的接触疲劳极限分别为：2） 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值(2) 计算圆周速度(3) 计算齿宽 (4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 (5) 计算载荷系数根据,8级精度,由图108查得动载荷系数；直齿轮，假设。由表达103查得由表102查得使用系数（有轻微振动）；由表104查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，将数据代入后得由，查图1013得；根据载荷系数公式：将数据代入后得(6) 按实际的载荷系数校正所得和分度圆直径，根据公式（1010a）：将数据

21、代入后得(7) 计算模数3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式(105)：1） 确定公式内的各计算数值(1) 由图1020c查得小齿轮的弯曲强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；(2) 由图1018查得弯曲疲劳寿命系数；(3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，齿轮的弯曲疲劳许用应力按式（1012）计算式中：为弯曲疲劳寿命系数；为弯曲疲劳强度安全系数； 为齿轮的弯曲疲劳极限。将数据代入公式，则大小齿轮的弯曲疲劳极限分别为：(4) 计算载荷系数，根据载荷系数公式：将数据代入后得(5) 查取齿形系数由表达105查得，再根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得(6) 查取应力校正系数由表达105查得，再

22、根据大小齿轮的齿数进行线性插值，得(7) 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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于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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度处出的模数1.73并就近圆整为标准值，（出处）按接触疲劳强度得的分度圆直径处出小齿轮的齿数： 取；大齿轮齿数 ；取这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿面弯曲疲劳强度，并蒂莲做到结构紧凑，避免浪费。4 几何尺寸计算1） 计算分度圆直径2） 计算中心距3） 计算齿轮宽

23、度取；5 验算合适五、 轴的计算（一） 高速轴（i轴）的计算1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据轴的最小直径估算公式（152）：式中：为轴传递的功率，单位为（查表四）； 轴的转速，单位为（查表四）；根据表153，取；将数据代入公式，则有：输入轴的最小直径是安装联轴器的直径为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。根据后文可知，选用型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴孔径配合的长度。2 拟定轴上零件的装配方案1) 轴上零件的装配方案如下图： 图二2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向

24、定位要求，iii轴段右端需制出一轴肩，故取iiiii段的直径左端由轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故iii段的长度应比略短一些，现取。为了便于轴承的安装，故iiiiv段的长度应略小于轴承宽度，因此iiiii段的长度为：式中：为轴承端盖凸缘厚度，根据查参考书1 表3计算得， 根据参考书1 图30，有，式中各未知量可查参考书1 表3及表4计算得到，。所以有：（2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用滚动轴承。参照工作要求并根据，查参考书1 由轴承产品目录初步选取0组游隙、标准精度级的深沟球轴承6208

25、，其尺寸为，故；而（式中、可由参考书1 表3算出）。左滚动轴承由轴肩定位，由查参考书1 查得轴肩的定位高度为3.5，因此取。右轴承由挡油板定位，所以轴直径不变。（3）高速级小齿轮的齿根圆直径公式：标准齿形，；将数据代入公式则有：因为，所以将此轴做成齿轮轴，齿宽60。所以。参见参考书1 图30可看出ivv段的长度：，式中为低速级小齿轮的齿宽，其余各值可由参考书1 表3计算得到。至此已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的联接采用平键联接，按查参考书2 选项用普通平键a型：。半联轴器比轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4

26、) 确定轴上圆角和全角根据参考书2表152，取轴左端倒角为，轴右端倒角为各轴肩处的圆角见图二3 求作用在齿轮上的力根据直齿圆柱齿轮的受力分析，可求出齿轮上的圆周力与径向力根据公式（103）：式中：为小齿轮传递的转矩，单位为；为小齿轮的分度圆直径，单位为；为啮合角，因式中是标准齿轮，所以。将数据代入公式：得：；。4 求轴上的载荷首先根据轴的结构与装配图图二作出轴的计算简图图三。对于深沟球轴承，轴承的支承点位置在其中点。因此作为简支梁的轴的支承跨距为图三：1) 垂直面内受力分析计算轴承的支反力,如图三中b)图所示，可列出力的平衡方程如下：将数据代入公式有：计算得：；。从而得出轴在垂直面所受的弯矩如

27、图所示：将数据代入公式得：2) 水平面内受力分析计算轴承的支反力,如图三中c）图所示，可列出力的平衡方程如下：将数据代入公式有：计算得：；。从而得出轴在垂直面所受的弯矩如图所示：将数据代入公式得：3) 轴所受的总弯矩如图所示：将数据代入公式得：4) 轴所受的扭矩如图所示：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面a和截面c为危险截面。现将计算出的截面c处的受力和受弯扭的情况列入下表：表五载荷水平面h垂直面v支反力f；。，。弯矩m总弯矩扭矩t5 校核轴的强度1）对于截面c，此处的轴较小且受弯扭组合应力作用，应用弯扭合成应力校核危险截面c；根据轴的弯扭合成条件（155）为：式中：为轴的计算应力，单

28、位为； 为所受的弯矩，单位为； 为所受的扭矩，单位为； 为轴的抗弯截面系数，单位为；计算公式查表154得； 为对称循环应力时轴的许用应力，单位为，其值查表151得。根据上式取，取，代入数据，得轴的计算应力为：比较得；所以截面c安全。2）对于截面a，由于轴的截面面积较小，也是危险截面。此处只受扭矩作用，应按扭转强度计算，其条件（151）为： 式中：为扭转切应力，单位为； 为所受的扭矩，单位为； 为轴的抗扭截面系数，单位为；计算公式查表154得；根据所选的键尺寸为；代入公式计算提得 为许用扭转切应力，单位为，其值查表151得。根据上式取，代入数据，得轴的扭转切应力为：比较得；截面a安全。较验结果，

29、截面a、c均安全，所以轴安全，其各段尺寸满足要求。（二） 中速轴（ii轴）的计算1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据轴的最小直径估算公式(152)：式中：为轴传递的功率，单位为（查表四）； 轴的转速，单位为（查表四）；根据表153，取；将数据代入公式，则有：轴的最小直径是与轴承相联接，同时初步估计轴的受载较大，故取；2 拟定轴上零件的装配方案1） 轴上零件的装配方案如下图：图四：2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1） 安装齿轮处的轴段直径及长度的确定由前面的计算可知，高速级的大齿轮的齿宽为55，轮毂宽为60；低速级的小齿轮的齿宽为90。为了便于齿轮的拆卸和

30、安装，iiiii轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽，此处取短2，故；同理，ivv轴段的长度也取短2，则。为了便于齿轮的拆卸和安装，取iiiii轴段的直径略大于轴承处的直径，现取；同理得。高速级的大齿轮右端和低速级的小齿轮左端均由轴肩定位，此处取轴肩高度为4，因此有,（式中可由参考书1 表3算出）。（2） 初步选择滚动轴承，确定其所在段的直径和长度。因轴承只承受径向力的作用，故选用滚动轴承。参照工作要求并根据，查参考书2 由轴承产品目录初步选取0组游隙、标准精度级的深沟球轴承6208，其尺寸为，故；左滚动轴承右端至左齿轮左端、右齿轮右端至右滚动轴承左端均由挡油板定位，所以轴直径不变。为了便于齿轮的拆卸

31、和安装iii轴段的长度应略长，此处取2，则有： ；同理，vvi轴段的长度也应略长，也取2，（式中、可由参考书1 表3算出）。至此已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位两齿轮的周向定位均采用平键联接，按查参考书1 选项用普通平键a型：。按齿宽的大小，根据键长系列分别选择、；齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4) 确定轴上圆角和全角根据参考书2表152，取轴左端与左端的倒角均取，各轴肩处的圆角见图四所示。3 求作用在齿轮上的力高速级大齿轮上的圆周力、径向力与高速级小齿轮上的圆周力、径向力是作用力与反作用力的关系。其大小相等

32、，方向相反。所以有：；。根据直齿圆柱齿轮的受力分析，根据公式（103）：式中：为小齿轮传递的转矩，单位为；为小齿轮的分度圆直径，单位为；为啮合角，因式中是标准齿轮，所以。根据上述公式可得低速级小齿轮上的圆周力与径向力，将数据代入下列公式：得： ；。4 求轴上的载荷首先根据轴的结构与装配图图四，作出轴的计算简图图五。对于深沟球轴承，轴承的支承点位置在其中点。因此作为简支梁的轴的支承跨距为。图五：1） 垂直面内受力分析计算轴承的支反力,如图五b)图所示，可列出力的平衡方程如下：将数据代入公式有：计算得：；。从而得出轴在垂直面所受的弯矩如图所示：将数据代入公式得：2） 水平面内受力分析计算轴承的支反

33、力,如图五c）图所示，可列出力的平衡方程如下：将数据代入公式有：计算得：；。从而得出轴在垂直面所受的弯矩如图所示：将数据代入公式得：3） 轴所受的总弯矩如图所示：将数据代入公式得：4） 轴所受的扭矩如图所示：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c为危险截面。现将计算出的截面c处的受力和受弯扭的情况列入下表：表六载荷水平面h垂直面v支反力f；弯矩m总弯矩扭矩t5 校核轴的强度1）对于截面c，此处的轴较小且受较大的弯扭组合应力作用，应用弯扭合成应力校核危险截面c；根据轴的弯扭合成条件为：式中：为轴的计算应力，单位为； 为所受的弯矩，单位为； 为所受的扭矩，单位为； 为轴的抗弯截面系数，单位为

34、；计算公式查表154得；根据所选的键尺寸为；代入公式计算提得； 为对称循环应力时轴的许用应力，单位为，其值查表151得。根据上式取，取，代入数据，得轴的计算应力为：比较得；所以截面c安全。较验结果，危险截面c安全，所以轴安全，其各段尺寸满足要求。（三） 低速轴（iii轴）的计算1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据轴的最小直径估算公式（152）：式中：为轴传递的功率，单位为（查表四）； 轴的转速，单位为（查表四）；根据表153，取；将数据代入公式，则有：输入轴的最小直径是安装联轴器的直径为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。根据后文可知，选用型

35、弹性柱销联轴器；半联轴器的孔径取，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴孔径配合的长度。2 拟定轴上零件的装配方案1) 轴上零件的装配方案如下图：图六：2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，iii轴段右端需制出一轴肩，故取iiiii段的直径左端由轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故iii段的长度应比略短一些，现取。为了便于轴承的安装，故iiiiv段的长度应略小于轴承宽度，因此iiiii段的长度为：式中：为轴承端盖凸缘厚度，根据查参考书1 表3计算得， 根据参考书1 图30，

36、有，式中各未知量可查参考书1 表3及表4计算得到，。所以有：（2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用滚动轴承。参照工作要求并根据，查参考书1 由轴承产品目录初步选取0组游隙、标准精度级的深沟球轴承6012，其尺寸为，故；为了便于安装取iiiiv轴段的长略短于轴承宽,现取：。左滚动轴承右端由轴肩定位，由查参考书1 查得轴肩的定位高度为3.5，因此取。右轴承由挡油板定位，所以轴直径不变。（3）低速级大齿轮所在轴段的直径和长度的确定：根据低速级大齿轮齿宽85，其齿轮的轮毂长为90，为了便于工作于安装，轴vivii段的长度应略小于轮毂，现取、；而 （式中b为轴承宽度；、可由参考书1 表

37、3算出）。齿轮的左端用轴环定位，取、。参见参考书1 图30可看出ivv段的长度：，式中为低速级齿轮的齿宽，其余各值可由参考书2 表3计算得到。至此已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的联接采用平键联接，按查参考书1 选项用普通平键a型：。半联轴器比轴的配合为。齿轮与轴的联接同样采用平键联接，按查参考书1 选项用普通平键a型：。齿轮与轴的配合公差取为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4) 确定轴上圆角和全角根据参考书2表152，取轴左端倒角为，轴右端倒角为各轴肩处的圆角见图六。1） 求作用在齿轮上的力低速级大齿轮上的圆周力、径

38、向力与高速级小齿轮上的圆周力、径向力是作用力与反作用力的关系。其大小相等，方向相反。所以有：；。2） 求轴上的载荷首先根据轴的结构与装配图图六，作出轴的计算简图七。对于深沟球轴承，轴承的支承点位置在其中点。因此作为简支梁的轴的支承跨距为。图七：(1) 垂直面内受力分析计算轴承的支反力,如图中七b)图所示，可列出力的平衡方程如下：将数据代入公式有：计算得：；。从而得出轴在垂直面所受的弯矩如图所示：将数据代入公式得：（2） 水平面内受力分析计算轴承的支反力,如图七中c)图所示，可列出力的平衡方程如下：将数据代入公式有：计算得：；。从而得出轴在垂直面所受的弯矩如图所示：将数据代入公式得：（3） 轴所

39、受的总弯矩如图所示：将数据代入公式得：（4） 轴所受的扭矩如图所示：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面a和截面c为危险截面。现将计算出的截面c处的受力和受弯扭的情况列入下表：表八载荷水平面h垂直面v支反力f；弯矩m总弯矩扭矩t1） 校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件为：式中：为轴的计算应力，单位为； 为所受的弯矩，单位为； 为所受的扭矩，单位为； 为轴的抗弯截面系数，单位为； 为对称循环应力时轴的许用应力，单位为，其值查表151得。1） 对于截面c，此处的轴较小且受弯扭组合应力作用，应用弯扭合成应力校核危险截面c；的计算公式查表154得；根据所选的键尺寸为；将数据代入前述公式计算得到：；

40、根据上式取，取，代入数据，得轴的计算应力为：比较得；所以截面c安全。2） 对于截面e，此处的轴较小且受弯扭组合应力作用，应用弯扭合成应力校核危险截面e；的计算公式查表154得；将数据代入公式计算得：；根据前面的计算及轴的载荷分布图有：从而得截面e所受的总弯矩为：根据上式取，取，代入数据，得轴的计算应力为：比较得；所以截面e安全。3） 对于截面a，由于轴的截面面积较小，也是危险截面。此处只受扭矩作用，应按扭转强度计算，其条件为： 式中：为扭转切应力，单位为； 为所受的扭矩，单位为； 为轴的抗扭截面系数，单位为；计算公式查表154得；根据所选的键尺寸为；代入公式计算提得 为许用扭转切应力，单位为，

41、其值查表151得。根据上式取，代入数据，得轴的扭转切应力为：比较得；截面a安全。较验结果，截面a、c、e均安全，所以轴安全，其各段尺寸满足要求。六、 键联接的选择和计算本减速器全部使用圆头平键，其主要失效形式是工作面压溃，除非有严重过载，一般不会出现键断裂，因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核。假定载荷在键的工作面上均匀分布，则普通平键的强度条件根据公式（61）为：式中：为传递的转矩，单位为； 为键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，单位为； 为键的工作长度，单位为；圆头平键，这里为键的公称长度，单位为，为键的宽度，单位为； 为轴的直径，单位为； 为键、轴、轮毂中三者中最弱材料的许用

42、挤压应力，单位为，见表62。1) 高速轴(i轴)上的键的选择及强度校核对于i轴上的联轴器与轴的联接主要是周向定位，而不承受轴向力的作用，所以用平键联接，根据查参考书1 选项用普通平键a型：。根据普通平键强度条件公式，用所选择的键的尺寸计算所需量：；键、轴、联轴器轴毂三者材料均为钢，查表62取，将上面各量代入公式有：比较得，此键安全。2) 中速轴(ii轴)上的键的选择及强度校核对于ii轴，两齿轮的周向定位均采用平键联接，键也不承受轴向力的作用，根据查参考书2 选项用普通平键a型：。按齿宽的大小，根据键长系列分别选择、根据普通平键强度条件公式，用所选择的键的尺寸计算所需量：；对键1的联接，键、轴、

43、轮毂三者材料均为钢，查表62取，将上面各量代入公式有：比较得，此键安全。对键2的联接，键、轴、轮毂三者材料均为钢，查表62取，将上面各量代入公式有：比较得，此键安全。3) 低速轴(iii轴)上的键的选择及强度校核对于iii轴上的联轴器与轴的联接主要是周向定位，而不承受轴向力的作用，所以用平键联接，按查参考书1 选项用普通平键a型：。根据普通平键强度条件公式，用所选择的键的尺寸计算所需量：；键、轴、联轴器轴毂三者材料均为钢，查表62取，将上面各量代入公式有：比较得，此键安全。齿轮与轴的联接同样采用平键联接，按查参考书1 选项用普通平键a型：。根据普通平键强度条件公式，用所选择的键的尺寸计算所需量

44、：；键、轴、联轴器轴毂三者材料均为钢，查表62取，将上面各量代入公式有：比较得，此键安全。结论：三根轴上的键均安全。七、 滚动轴承的选择和计算对于轴承的校核主要是校核其寿命，根据任务书的要求，减速器的使用年限为5年，即有；轴承的寿命计算公式（135）：式中：为轴承的转速，单位为； 为轴承的基本额定动载荷，单位为； 为指数，对于球轴承； 为轴承的当量动载荷，单位为。深沟球轴承只承受径向力，所以（公式139a），查表136得，载荷系数。1） 高速轴（i轴）上滚动轴承的选择和计算因轴承只承受径向力的作用，故选用滚动轴承。参照工作要求并根据，为便于轴承的安装，取，查参考书2 由轴承产品目录初步选取0组游隙、标准精度级的深沟球轴承6208，其尺寸为；根据前面的计算，得右轴承所受的径向载荷更大，有：；根据所选的轴承6208，查参考书2 得；则有：比较得；所以此轴承满足要求。2） 中速轴（ii轴）上滚动轴承的选择和计算因轴承只承