带式运输机上 同轴式二级圆柱齿轮 减速器 之课程设计

1、 机械设计课程设计说明书题目：用于带式运输机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器 学院： 姓名： 班级： 学号： 年 月 1、机械设计的目的12、课程设计任务12.1、题目12.2、工作要求12.3、运动简图12.4、原始数据13、 各主要部件选择14、电动机选择24.1、选择电动机类型24.2、电动机功率的转速24.3、选择电动机的功率24.4、电动机的型号25、计算总传动比和分配比46、计算传动装置的运动和动力参数46.1、各轴转速46.2、各轴功率46.3、各轴转矩5将计算结果汇总列表备用。如下表57、V带传动的设计57.1、确定计算功率57.2、确定V带的类型57.3、确定带轮的基准直径并验算

2、带速67.4、确定中心距，并选择V带的基准长度67.5、验算小带轮上的包角77.6、确定带的根数77.7、确定带的初拉力77.8、计算带传动的压轴力77.9、V带轮的结构设计88、齿轮的设计98.1、低速级齿轮传动的设计计算98.2、高速级齿轮传动的设计计算158.3、齿轮的结构设计229、轴的设计计算229.1、原始参数229.2、高速轴以及传动轴承的设计229.3、低速轴、传动轴承以及联轴器的设计269.4、中间轴以及传动轴承的设计3010、轴承的选择和校核计算3410.1、30309型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算3410.2、30210型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算3410.3、3031

3、4型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算3511、 键连接的选择与校核计算3512、联轴器的选择3612.1、联轴器类型的选择3612.2、联轴器的型号选择3613、减速器的箱体设计3613.2、其他结构的设计3713.2.5、定位销3813.2.6、油标3814、设计小结391、机械设计的目的1）、了解机械设计的基本方法，熟悉并初步掌握简单机械的设计方法，设计步骤2）、综合运用已经学过的课程的有关理论和知识进行工程设计，培养设计能力，培养理论联系实际的能力，为今后进行设计工作奠定基础3）、通过课程实际培养独立工作能力4）、熟悉与机械有关的标准、规范、资料、手册，并培养运用它们解决实际问题的能力。培养

4、使用资料那个计算、绘图和数据处理的能力。2、课程设计任务2.1、题目设计一用于带式运输机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。2.2、工作要求工作平稳，单向运转，双班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器成批生产，使用期限10年(每年300个工作日）。2.3、运动简图2.4、原始数据运输机工作轴扭矩(N.m)1600运输带速度V (m/s)0.8卷筒直径D (mm)3503、 各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿低速级做成直齿轴承轴承既受径向力又受轴向力单列圆锥滚子轴承联轴器弹性联轴器4、电动机选择4.1、选择电动机类型常用：Y系列三相异步电动机4.2、电动机功率

5、的转速4.3、选择电动机的功率由电动机至工作机之间的总功率为：因载荷平稳，电动机额定功率只需要稍大于即可，按Y系列电动机的技术数据表，选电动机的额定功率11kW。4.4、电动机的型号按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比,二级圆柱齿轮减速器的传动比为，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为:方案电动机型号额定功率电动机转速同步转速满载转速1Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-411150014604Y160M1-21130002930根据上表可知电动机同步转速可选和三种。方案电动机型号额定功率Ped/kW电动机转速/rmi

6、n-1电动机重量/Kg传动装置的传动比同步转速 满载转速 总传动比V带 减速器1Y160M1-21130002930 11733.33 2.0816 2Y160M-41115001460 123 31.742.0883Y160L-611100097014721.092.39.18综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1、2电动机的转速高，重量和价格较低，但总传动比大，传动装置尺寸较大。方案3适中，比较合适。因此选定电动机型号Y160L-6。查手册可知：机座带底角、端盖无凸缘（B3、B6、B7、B8、V5、V6)电动机的安装、外形尺寸。 （单位：m

7、m）机座号级数ABCDEFGHKABACADHDL160L625425410842110123716014.5330335265385650机座带底脚、端盖有凸缘（V35、V15、V36)电动机的安装、外形尺寸机座号级数ABC1DEFGHKMN160L625425410842+0.018+0.002110123716014.53303355、计算总传动比和分配比电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中间轴承为II轴，低速轴为III轴。加V带后则传动装置总传动比为：分配各级传动比取V带传动的传动比iV为2.5，则二级减速器中两级齿轮传动比相等，6、计算传动装置的运动和动力参数6.1、各轴转速6.2、

8、各轴功率6.3、各轴转矩将计算结果汇总列表备用。如下表传动和动力参数结果电动机轴轴轴轴轴功率P/kW9.008.648.307.977.57转矩T/(Nm)88.61212.66612.891765.561676.95转速n/(r/min)970388129.3343.1143.11两轴联接V带齿轮齿轮联轴器传动比i2.5331效率0.960.96060.96020.94987、V带传动的设计已知带传动的工作条件为：工作平稳，单向运转，双班制工作。所需传递的额定功率p=9.0kW，小带轮转速，大带轮转速，传动比7.1、确定计算功率查课本表8-8得，则7.2、确定V带的类型 普通V带选型图查上图

9、选用普通B型带7.3、确定带轮的基准直径并验算带速7.3.1确定初选小带轮的基准直径，取小带轮基准直径7.3.2、验算带速因为，带轮符合推荐范围7.3.3、计算大带轮的基准直径初定7.4、确定中心距，并选择V带的基准长度7.4.1、取初定中心距7.4.2、由课本表8-2选基准长度7.4.3、计算中心距及其变动范围中心距的变动范围7.5、验算小带轮上的包角7.6、确定带的根数7.7、确定带的初拉力7.8、计算带传动的压轴力V带的设计参数总汇带型基准直径/mm带速V/ms-1中心距控制范围/mm基准长度Ld/mm包角V带根数Z最小压轴力（Fp)min/N单根带初拉力F0/Ndd1dd2B14035

10、57.11660.22725.622180162.2252533.49256.437.9、V带轮的结构设计a、 V带轮的材料：由于减速器的转速不是很高，故选HT150型。b、 V带轮的结构形式：V带由轮缘、轮辐和轮毂组成。根据V带根数z=5，小带轮基准直径，大带轮基准直径，故由机械设计课本图8-14小带轮选择腹板式，大带轮选择孔板式。c、 V带轮的轮槽V带的轮槽与选用的V带的型号相相应。见于课本表8-11。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40。V带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圈，不应与轮槽底部接触。具体参数见下表。槽型bdhminhfmi

11、nefminB14.03.510.8190.411.538轮槽工作表面的粗糙度为Ra1.6或Ra3.2。d、 V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；由于带轮的转速低于极限转速，故要做动平衡。e、结构图 腹板式 孔板式8、齿轮的设计8.1、低速级齿轮传动的设计计算8.1.1、选取精度等级、材料、齿数及螺旋角（1） 选用直齿圆柱齿轮传动，带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB 10095-88)。（2） 材料选择。由课本表10-1选择小齿轮材料

12、为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（3） 选小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数。（4） 取压力角为20。8.1.2、按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-11）进行计算，即1） 确定公式内的各参数值试选。小齿轮传递的转矩为。查课本表10-7选取齿宽系数。由课本图10-20查得区域系数。由课本表10-5查得材料的弹性影响系数。由课本式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。计算接触疲劳许用应力。由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。由课本式（10-15）计算应力循环次数：取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲

13、劳许用应力，即2） 试算小齿轮分度圆直径（2） 调整小齿轮分度圆直径1） 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度。齿宽。2） 计算实际载荷系数。由课本表10-2查得使用系数。根据，7级精度，由课本图10-8查得动载系数。齿轮的圆周力。查课本表10-3得齿间载荷分配系数。由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数3） 由课表式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数8.1.3、按齿面弯曲疲劳强度设计（1） 由课本式（10-7）试算模数，即1） 确定公式中的各参数值试选。由课本式（10-5）计算弯曲疲劳强度

14、用重合系数计算。由课本图10-17查得齿形系数由课本图10-18查得应力修正系数。由课本图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。由课本10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数，由课本式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2） 试算模数（2） 调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度。齿宽。宽高比。2） 计算实际载荷系数。根据，7级精度，由课本图10-8查得动载荷。由，查表10-3得齿面载荷系数。由表10-4用插值法查得，结合查课本图10-13，得。则载荷系数为3） 由课本式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面

15、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m的大小主要取决于弯曲疲劳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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数4.489，并就近圆整为标准值m=4.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数。8.1.4、几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径（2） 计算中心距（3） 计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。8.1.5、圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和

16、制造。为此，可以通过变位法进行圆整。这里采用变位法将中心距就近圆整a=290mm。圆整时，以变位系数和不超出课本中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如等保持不变。（1） 计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿数高降低系数。从课本图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。分配变位系数。由课本图10-21b可知，坐标点位于和之间。按这两条线做射线，再从横坐标的处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是（2） 齿面接触疲劳强度校核先计算课本式（10-10）中的各参数：、u=3、。将它们带入式（10-10)，得到齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触

17、应力比标准齿轮有所下降。 (3） 齿根弯曲疲劳强度校核先计算课本式（10-6）中的各参数：、m=4.5、。将它们代入式（10-6），得到齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。8.2、高速级齿轮传动的设计计算8.2.1、选取精度等级、材料、齿数及螺旋角（1）选用斜齿圆柱齿轮传动，带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB 10095-88)。（2）材料选择。由课本表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。（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数。（4）取压力角为20。（5）初选螺旋角。8

18、.2.2、按齿面接触强度设计（1）、由机械设计课本设计计算公式（10-24）进行计算，即1）确定公式内的各参数值试选。小齿轮传递的转矩为。查课本表10-7选取齿宽系数。由课本图10-20查得区域系数。由课本表10-5查得材料的弹性影响系数。由课本式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。计算接触疲劳许用应力。由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。由课本式（10-15）计算应力循环次数：取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即由课本式（10-23）可得螺旋角系数。2）、试算小齿轮分度圆直径（2）、调整小齿轮分度圆直径1）、计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度。

19、齿宽。2）、计算实际载荷系数。由课本表10-2查得使用系数。根据，7级精度，由课本图10-8查得动载系数。齿轮的圆周力。查课本表10-3得齿间载荷分配系数。由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数3）由课表式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数8.2.3、按齿面弯曲疲劳强度设计（1）、由课本式（10-20）试算模数，即1）、确定公式中的各参数值试选。由课本式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数计算。由当量齿数，查课本图10-17查得齿形系数。由课本图10-18查得应力修正系数。由课本图10-24

20、c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。由课本10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数，由课本式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取由课本式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。2）、试算模数（2）、调整齿轮模数1）、计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度。齿宽。宽高比。2）、计算实际载荷系数。根据，7级精度，由课本图10-8查得动载荷。由，查表10-3得齿面载荷系数。由表10-4用插值法查得，结合查课本图10-13，得。则载荷系数为3）、由课本式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲

21、疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取；为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即：。取，则大齿轮齿数。8.2.4、几何尺寸计算计算分度圆直径（1）计算中心距将中心距圆整至135mm。为满足同轴式圆柱齿轮的中心距相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故应按低速级圆柱齿轮的中心距计算，即a=290mm，并调整小齿轮齿数，则。（2） 按要求设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角（3） 计算小、大齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度取（5） 修正齿轮的圆周速度参数齿轮高速级齿轮1小齿轮中间轴齿轮2大齿轮中间轴齿轮3小齿轮低速级齿轮4大齿轮材料

22、40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS齿数561683296模数/mm2.54.5压力角20传动比3中心距/mm290290齿宽/mm直径/mm分度圆145435144432基圆135.680407.039 135.316405.947齿顶圆150440156.015442.215齿根圆138.750428.750135.765421.965旋向右旋左旋左旋右旋8.3、齿轮的结构设计高速轴齿轮1和中间轴齿轮3做成实心式，中间轴齿轮2和低速轴齿轮4两个大齿轮使用腹板式结构如下图所示。9、轴的设计计算

23、9.1、原始参数P=8.64kWT=212.66Nmn=388r/minP=8.30kWT=612.89Nmn=129.33r/minP=7.97kWT=1765.56Nmn=43.11r/min9.2、高速轴以及传动轴承的设计图9.1高速轴的结构示意图9.2.1、输入轴上的功率P，转速n，转矩T。P=8.64kW，T=212.66103Nmm，n=388r/min9.2.2、作用在齿轮上的力因为已知高速级小齿轮的分度圆直径为9.2.3、初步确定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚，调质处理。根据课本表15-3，取，于是得故圆整取，输入轴的最小直径显然是

24、V带轮处的直径。V带轮与轴配合的毂孔长度L1=108mm。9.2.4、轴的结构设计（1） 、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V带的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，根据轴肩高度，取，则；V带与轴配合的毂孔长度L1=108mm，故-的长度取。2）、初步选择单列圆锥滚子轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 276-1994)30309型，其尺寸为45mm100mm27.25mm，故；左端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽度为14mm。轴

25、段-的长度与轴承宽度相同，故取3） 、取安装齿轮处的轴段-的直径50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度150mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短与轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，由轴径d=50mm，查课本表15-2,得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取4） 、轴承端盖的总宽度为42mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取。至此，已经初步确定了高速轴的各段直径和长度。(2)、轴上零件的周向定位齿轮、V

26、带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由课本表6-1查得平键截面bh=14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为125mm，同时为了保证齿轮和轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，V带与轴的连接，选用bhL=10mm8mm90mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）、确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴的左端倒角245，右端倒角为1.645。各轴肩处的圆角半径都为R2.5。 高速轴结构设计参数参数段名-直径/mm32 3845 m650 5845 m6长度/mm1087245.251461027.25键b

27、hL/mm10890149125C或R/mm处245处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处1.6459.2.5、求轴上的载荷在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得=21.3mm，则，。（1）、轴的受力分析简图DEFGHI（2）、求水平面支反力切向力径向力轴向力则 N9.2.6、绘制水平面弯矩MH图（图D）则9.2.7、求垂直面内支反力（图E）9.2.8、绘制垂直面内弯矩图（图F）9.2.9、绘制合成弯矩图（图G）根据合成弯矩得C截面左侧弯矩C截面右侧弯矩9.2.10、绘制转矩T图（图H）：9.2.11、绘制当量弯矩图（图I）由当量弯矩图和轴的结构

28、图可知，C和D处都有可能是危险截面，应当分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭切应力视为脉动循环，取。则C截面左侧当量弯矩 C截面右侧当量弯矩 D截面弯矩9.2.12、求危险截面处轴的计算直径许用应力 轴的材料选用45钢，调制处理，由手册，-1=200MPaC截面计算直径计入键槽的影响D截面计算直径9.2.13、检查轴的强度经与结构设计比较，C截面和D截面的计算直径分别小于结构设计确定的直径，故轴的强度足够。9.3、低速轴、传动轴承以及联轴器的设计图9.29.3.1、求输出轴上的功率，转速，转矩P=7.97kW，T=1765560Nm，n=43.11r/min9.3.2、求作用在齿轮上的力因为已知

29、低速级大齿轮的分度圆直径为9.3.3、初步确定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据课本表15-3，取A0=112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000Nmm。半联轴器的孔径为，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。9.3.4、轴的结构设计（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和

30、长度。1）、为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，根据轴肩高度，取，则；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=68。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，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-的长度应比L1略短一些，现取。2）、初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 276-1994)30314型，其尺寸为70mm150mm38mm，故；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽度为14mm，故。3)、取安装齿

31、轮处的轴段；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为144mm，为了使套筒断面可靠地紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）R，由轴径查课本表15-2，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。4）、轴承端盖的总宽度为37.5mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外断面与半联轴器的右端面间的距离l=30mm，故取。（2）、轴上的零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由课本表6-1查得平键截面bh=22mm14mm，键槽用键槽铣刀

32、加工，长为125mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mm10mm70mm，半联轴器与轴的配合。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3） 、确定轴上圆周和倒角尺寸。参考课本表15-2，取轴左端倒角为245，右端倒角为2.545。各轴肩处的圆角半径为处R2，其余为R2.5。 低速轴结构设计参数参数段名-直径/mm55 6370 m680 9270 m6长度/mm8267.5561401252键bhL/mm1610702214125C或R/mm处245处R2.5处R2.5处R2.5处R

33、2.5处2.5459.3.5、求轴上的载荷在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得=30.7mm，则，。DEFGHI（1）、轴的受力分析简图（2）、求水平面支反力切向力径向力则 N9.3.6、绘制水平面弯矩MH图（图D）则9.3.7、求垂直面内支反力（图E）9.3.8、绘制垂直面内弯矩图（图F）9.3.9、绘制合成弯矩图（图G）根据合成弯矩得C截面左侧弯矩C截面右侧弯矩9.3.10、绘制转矩T图（图H）：9.3.11、绘制当量弯矩图（图I）由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应当分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭切应力视为脉动循环

34、，取。则C截面左侧当量弯矩 C截面右侧当量弯矩 D截面弯矩9.3.12、求危险截面处轴的计算直径许用应力 轴的材料选用45钢，调制处理，由手册，-1=200MPaC截面计算直径计入键槽的影响D截面计算直径9.3.13、检查轴的强度经与结构设计比较，C截面和D截面的计算直径分别小于结构设计确定的直径，故轴的强度足够。9.4、中间轴以及传动轴承的设计图9.39.4.1、输出轴上的功率，转速，转矩P=8.30kW，T=612890Nmm，n=129.33r/min9.4.2、求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为低速级小齿轮的分度圆直径9.4.3、初步确定轴的最小直径先按课本式（15-2

35、）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据课本表15-3，取A0=112，于是得9.4.4、轴的结构设计（1） 、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 、为了保证轴的强度要求，故取。2） 、初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据50 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30210型，其尺寸为dDT50 mm90 mm21.75 mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则35.75 mm。3）、取取安装齿轮处的轴段=60

36、 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为145m，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取141mm，则39.75mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h=（23）R，由轴径查课本表15-2，得R=2mm，故取h=6mm，则72 mm。轴环宽度。-段为小齿轮，其宽度为150 mm，故150mm，=88.5mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。（2） 、轴上零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按60 mm由课本表6-1查得平键截面bh18 mm11 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为125 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性

37、，故选择齿轮毂与轴的配合为；课本表6-1查得平键截面bh18 mm11 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为140 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）、确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左右两端倒角为2。各轴肩处的圆角半径为R2。 中间轴结构设计参数参数段名-直径/mm50 m660 7260 50 m6长度/mm39.7514188.515035.75键bhL/mm18111251811140C或R/mm处245处R2处R2处R2处R29.4.5、求轴上的载荷在确

38、定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得=20mm，则，。（1）、轴的受力分析简图DEFGHI（2）、水平面支反力切向力 径向力 轴向力则 9.4.6、绘制水平面弯矩MH图（图D）9.4.7、求垂直面内支反力（图E）9.4.8、绘制垂直面内弯矩图（图F）9.4.9、绘制合成弯矩图（图G）根据合成弯矩得C截面左侧弯矩C截面右侧弯矩9.4.10绘制转矩T图（图H）： 9.4.11、绘制当量弯矩图（图I）由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应当分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭切应力视为脉动循环，取。则C截面左侧当量弯矩 C截面右侧当量弯矩

39、 D截面弯矩 9.4.12、求危险截面处轴的计算直径许用应力 轴的材料选用45钢，调制处理，由手册，-1=200MPaC截面计算直径计入键槽的影响D截面计算直径9.4.13、检查轴的强度经与结构设计比较，C截面和D截面的计算直径分别小于结构设计确定的直径，故轴的强度足够。10、轴承的选择和校核计算根据轴的设计和减速器工作需求，轴上选用单列圆锥滚子轴承30209型，轴上选用单列圆锥滚子轴承30210型，轴上选用单列圆锥滚子轴30314。已知轴承的预计寿命为=48000h。10.1、30309型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算由轴II的设计已知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB

40、/T 2971994）30210型 其基本尺寸为：45mm100mm27.25mm ，转速。10.1.1、查滚动轴承样本（指导书表15-5）知单列圆锥滚子轴承30210的基本额定动载荷Cr=108kN，基本额定静载荷=130kN10.1.2、求轴承当量动载荷P因为，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本表13-6取取，则10.1.3、验算轴承寿命48000h（滚子轴承） 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30309型。10.2、30210型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算由轴II的设计已知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆

41、锥滚子轴承（GB/T 2971994）30210型 其基本尺寸为：50mm90mm21.75mm ，转速。10.2.1、查滚动轴承样本（指导书表15-5）知单列圆锥滚子轴承30210的基本额定动载荷Cr=73.2kN，基本额定静载荷=92.0kN10.2.2、求轴承当量动载荷P因为，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本表13-6取取，则10.2.3、验算轴承寿命48000h（滚子轴承） 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30210型。10.3、30314型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算由轴的设计知，初步选0基本游隙组、标准精度

42、级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2761994）30314型 其基本尺寸为：70mm150mm38mm ， ，转速10.3.1、查滚动轴承样本（指导书表15-5）知单列圆锥滚子轴承30314的基本额定动载荷Cr=218kN，基本额定静载荷=272kN10.3.2、求轴承当量动载荷P因为，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本表13-6取取，则10.3.3、验算轴承寿命48000h（滚子轴承） 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30314型。11、 键连接的选择与校核计算代号直径/mm工作长度/mm工作高度/mm转矩/Nm极限应力/MPa高速轴1089032804212.6641.535149125501114.517.030中间轴1811125601075.5612.8934.715181114012230.447低速轴161070555451765.56237.786221412580103761.219（工作长度=键长L-b；接触高度K=0.5h）12、联轴器的选择12.1、联轴器类型的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移。12.2、联轴器的型号选择（1） 、计算转矩由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数，计算