设计计算说明书模板课程设计

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目两级斜齿圆柱齿轮减速器（）机电动力与信息工程系机械工程及自动化专业10级（2）班学生姓名杜文龙完成日期指导教师（签字）目 录一、初步设计.011 设计任务书012 原始数据023 传动系统方案的拟定02二、电动机的选择.031 电动机的容量选择032 确定电动机转速033 电动机型号的选定03三、计算传动装置的运动和动力参数. . 031 计算总传动比032 合理分配各级传动比033 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算04四 、传动件设计计算. . .051 高速级斜齿轮的设计计算. . .052 低速级斜齿轮的设计计算. 10五 、轴的设计141 低速轴

2、的设计142 中间轴的设计183 高速轴的设计21六 、滚动轴承的设计计算251 低速轴上轴承的计算252 中间轴上轴承的计算253 高速轴上轴承的计算26七 、连接的选择和计算271 低速轴上键和联轴器的设计计算272 中间轴上键的设计计算283 高速轴上键和联轴器的设计计算29八 、减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择301 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择302 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择303 密封方式的选择31九、 设计小结及参考文献32机械设计课程任务书设计人 杜文龙 院（系） 机电动力与信息工程系 专业（班级） 10级机械（2）班 学号120100508134 设计题目 两级

3、斜齿圆柱齿轮减速器（） 题号 54 原始数据：一、 设计一个用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图：2、工作条件：输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动，滚筒效率为0.96，输送带工作速度允许误差为±5%；每年按300个工作日计算，两班制工作，使用期限为10年，大修期4年，在专门工厂小批量生产。3、原始数据：运输机卷筒拉力（N）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）19001.7038051024、设计内容：（1）、电动机的选择与参数计算（2）、齿轮传动设计计算（3）、轴的设计（4）、滚动轴承的选择（5）、键和联轴

4、器的选择与校核（6）、装配图、零件图的绘制（7）、设计计算说明书的编写5、设计任务： 每个学生应完成： （1）减速器总装配工作图1张（A0或A1图纸）; （2）零件工作图25张（传动零件如低速轴，低速齿轮，箱体等，根据设计方法由教师决定。A2或A3图纸）。（3）设计说明书1份（约60008000字）。 完成时间 年 月 日 签字 主 要 步 骤设 计 计 算 与 说 明主 要 结 果一、总体设计1、电动机类型选择2、电动机的容量选择3、电动机转速4、选择电动机型号5、总传动比计算6、传动比分配7、转速计算8、功率计算9、转矩计算二、高速级齿轮传动设计1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级2、按

5、齿面接触疲劳强度设计3、按齿根弯曲强度设计4、几何尺寸计算三、低速级齿轮传动设计1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级2、按齿面接触疲劳强度设计3、按齿根弯曲强度设计4、几何尺寸计算四、轴的设计（一）低速轴III的设计1、总结以上数据2、求作用的齿轮上的力3、初步确定轴的直径4、联轴器的型号选取5、轴的结构设计6、按弯扭合成应力校核轴的强度（二）中间轴II的设计1、总结以上数据2、求作用在齿轮上的力3、初步确定轴的直径4、选取轴承5、轴的结构设计6、按弯扭合成应力校核轴的强度（三）高速轴I的设计1、总结以上数据2、求作用在齿轮上的力3、初步确定轴的直径4、联轴器的型号选取5、轴的结构设计五、滚

6、动轴承的计算（一）低速轴III上的轴承计算（二）中间轴II上的轴承计算（三）高速轴I上的轴承计算六、连接的选择和计算（一）低速轴III上键和联轴器的设计计算1、对连接齿轮与轴的键的计算2、对联轴器及其键的计算（二）中间轴II上键和联轴器的设计计算1、对连接小齿轮与轴的键的计算2、对连接大齿轮与轴的键的计算（三）高速轴I上键和联轴器的设计计算1、对连接齿轮与轴的键的计算2、对联轴器及其键的计算七、减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择1、齿轮的润滑方式及润滑剂的选择2、滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择3、密封方式的选择八、设计体会与小结九、参考文献一、传动装置的总体设计1、电动机类型选择Y系列（

7、IP44）三相异步电动机，封闭式结构，电压380V2、电动机的容量选择由电动机至运输带的传动总效率为0.80（其中：1联轴器的传动效率0.99；2滚动轴承的传动效率0.98；3圆柱齿轮的传动效率0.96；4滚筒的传动效率0.96）故电动机所需的功率为4.04KW3、电动机转速85.48r/min总传动比840，故电动机转速可选范围为683.843419.24、选择电动机型号根据上面所述以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及传动比等，应选电动机型号为Y132S4。同步转速为1500r/min；额定转速为1440r/min；额定功率为5.5KW5、总传动比计算16.856、传动比分配联轴

8、器的传动比为1则减速器传动比为16.85根据优先数级取高速级齿轮传动比为4.75；则低速级齿轮传功比为3.557、各轴转速计算I轴1440r/minII轴303.16r/minIII轴85.40 r/min滚筒轴85.40 r/min8、功率计算I轴输入功率 4.00KWII轴输入功率3.76KWIII轴输入功率3.54KW滚筒轴输入功率3.43KW9、各轴转矩计算电动机输出转矩为27.56I轴输入转矩27.28II轴输入转矩121.91III轴输入转矩407.16滚筒轴输入转矩395.03则得传动装置运动和动力参数如下表（注：输出功率和转矩分别等于各轴的输入功率和转矩乘轴承效率0.98）表：

9、传动装置运功和动力参数轴名效率P（KW）转矩T（N·）转速（r/min）传动比效率输入输出输入输出电动机轴4.0427.5614401.000.99I轴4.003.9227.2826.731440II轴3.763.68121.91119.47303.164.750.94III轴3.543.47407.16399.0285.403.550.94滚筒轴3.433.36395.03387.1385.401.000.97二、高速级齿轮传动设计1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级（1）齿轮材料及热处理小齿轮1选用45号钢，热处理为调质280大齿轮2选用45号钢，热处理为调质240两者皆为软齿

10、面（2）精度等级运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（3）齿数选择小齿轮齿数20大齿轮齿数95（4）选取螺距角14°2、按齿面接触疲劳强度设计（1）试选1.6（2）由机械设计图1030得区域系数2.42（3）由机械设计图1026得0.770.871.64（4）小齿轮传递转矩 26527.78（5）由机械设计表107得齿宽系数1（6）由机械设计表106得弹性系数189.80（7）由机械设计图1021得齿轮接触疲劳强度极限小齿轮接触疲劳强度极限=600MPa大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa（8）计算应力循环次数小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数（9）由机械设计图1019得

11、接触疲劳寿命系数小齿轮接触疲劳寿命系数0.88大齿轮接触疲劳寿命系数0.92（10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1528MPa506MPa517MPa（11）计算小齿轮分度圆直径36.71mm（12）计算圆周速度2.77m/s（13）计算齿宽及模数36.71mm1.78mm4.01mm9.15（14）计算纵向重合度1.59（15）计算载荷系数已知使用系数1，根据2.77m/s，7级精度由机械设计图108得动载系数1.09由机械设计表104得1.417由机械设计图1013得1.35由机械设计表103得1.2故载荷系数1.85（16）按实际的载荷校正所得的分度圆直径38.53

12、mm（17）计算模数1.873、按齿根弯曲强度设计（1） 确定计算参数1）计算载荷系数1.772）根据纵向重合度1.59，由机械设计图1028得 螺旋角影响系数0.863）计算当量齿数小齿轮当量齿数21.98大齿轮当量齿数104.404）查取齿形系数（由机械设计表105得）小齿轮齿形系数2.72大齿轮齿形系数2.185）查取应力校正系数（由机械设计表105得）小齿轮应力校正系数1.57大齿轮应力校正系数1.796）查取弯曲疲劳强度极限（由机械设计图1020c得）小齿轮弯曲疲劳强度极限500MPa大齿轮弯曲疲劳强度极限380MPa7）查取弯曲疲劳寿命系数（由机械设计图1018得）小齿轮弯曲疲劳寿

13、命系数0.88大齿轮弯曲疲劳寿命系数0.908）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4得：314.29MPa244.29MPa9）计算大、小齿轮的并加以比较0.013590.01597大齿轮的数值大（2）设计计算1.22mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径38.53mm来计算应有齿数。于是由24.92取25，则118.751194、几何尺寸计算（1）计算中心距111.34mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角15.36°因值改变不多，

14、故参数、等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径39.06mm185.93mm（4）计算齿轮宽度39.06mm圆整后取40mm；45mm。（5）主要设计计算结果中心距：111.34mm法面模数：1.5mm螺旋角：15.36°分度圆直径：39.06mm，185.93mm齿顶圆直径：42.06mm，188.93mm齿根圆直径：35.31mm，182.18mm全齿高：3.375mm，3.375mm三、低速级齿轮传动设计1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级（1）齿轮材料及热处理小齿轮1选用45号钢，热处理为调质280大齿轮2选用45号钢，热处理为调质240两者皆为软齿面（2）精度等级运输

15、机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（3）齿数选择小齿轮齿数25大齿轮齿数89（4）选取螺距角14°2、按齿面接触疲劳强度设计（1）试选1.6（2）由机械设计图1030得区域系数2.42（3）由机械设计图1026得0.770.871.64（4）小齿轮传递转矩 115610.59（5）由机械设计表107得齿宽系数1（6）由机械设计表106得弹性系数189.80（7）由机械设计图1021得齿轮接触疲劳强度极限小齿轮接触疲劳强度极限=600MPa大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa（8）计算应力循环次数小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数（9）由机械设计图1019得接触疲劳寿命系数小

16、齿轮接触疲劳寿命系数0.92大齿轮接触疲劳寿命系数0.98（10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1552MPa539MPa545.5MPa（11）计算小齿轮分度圆直径58.96mm（12）计算圆周速度0.94m/s（13）计算齿宽及模数58.96mm2.29mm5.15mm11.45（14）计算纵向重合度1.98（15）计算载荷系数已知使用系数1，根据0.94m/s，7级精度由机械设计图108得动载系数1.02由机械设计表104得1.417由机械设计图1013得1.35由机械设计表103得1.2故载荷系数1.73（16）按实际的载荷校正所得的分度圆直径60.52mm（17）

17、计算模数2.353、按齿根弯曲强度设计（2） 确定计算参数1）计算载荷系数1.662）根据纵向重合度1.98，由机械设计图1028得 螺旋角影响系数0.863）计算当量齿数小齿轮当量齿数27.47大齿轮当量齿数97.804）查取齿形系数（由机械设计表105得）小齿轮齿形系数2.62大齿轮齿形系数2.205）查取应力校正系数（由机械设计表105得）小齿轮应力校正系数1.59大齿轮应力校正系数1.786）查取弯曲疲劳强度极限（由机械设计图1020c得）小齿轮弯曲疲劳强度极限500MPa大齿轮弯曲疲劳强度极限380MPa7）查取弯曲疲劳寿命系数（由机械设计图1018得）小齿轮弯曲疲劳寿命系数0.88

18、大齿轮弯曲疲劳寿命系数0.908）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4得：314.29MPa244.29MPa9）计算大、小齿轮的并加以比较0.013250.01603大齿轮的数值大（2）设计计算1.59mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径60.52mm来计算应有齿数。于是由29.36取30，则106.51074、几何尺寸计算（1）计算中心距141.24mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角13.68°因值改变不多，故参数、等不必修正（

19、3）计算大、小齿轮的分度圆直径61.86mm220.62mm（4）计算齿轮宽度61.86mm圆整后取62mm；67mm。（5）主要设计计算结果中心距：141.24mm法面模数：2mm螺旋角：13.68°分度圆直径：61.86mm，220.62mm齿顶圆直径：65.86mm，224.62mm齿根圆直径：57.36mm，216.12mm全齿高：8.5mm，8.5mm齿轮参数表格（除齿数未注尺寸：mm）名称小齿轮1大齿轮2小齿轮3大齿轮4模数1.51.522齿数2511930107螺旋角15.36°15.36°13.68°13.68°分度圆直径39.

20、06185.93 61.86220.62齿宽40456267中心距111.34141.24四、轴的设计（一）低速轴III的设计1、总结以上数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角3.54KW407.16N·m85.40r/min220.62mm20°2、求作用在齿轮上的力3684.71N1380.28N896.74N3、初步确定轴的直径由机械设计式152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。由机械设计表153取112，于是得38.76mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4、联轴器的

21、型号选取由机械设计表141得1.3则529.308 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630。半联轴器的孔径40mm，故取=42mm，半联轴器的长度112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度84mm。5、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1）轴向定位要求轴段右端要求制出一轴肩，取112mm，且=42mm，段的直径43mm，50mm，因为段轴要做一个轴肩，所以取45mm，19mm；段安装轴承，右端用轴端挡圈定位，左端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈直径51mm，53mm，4mm。2）考虑到轴承

22、同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，又根据43mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30209。查手册可知45mm，19mm，所以19mm。因为段轴也要安装一个相同轴承，故45mm，72mm，与段轴相配合的轴承其右端需要轴肩来轴向定位，所以段轴的直径比段轴要稍微小一些，这里取43mm，50mm。3）段也可为输出端，故也可安装联轴器，所以42mm，112mm。4）取安装大齿轮处的轴段段轴的直径49mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为67mm，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取65mm。5）轴承透盖的总宽

23、度为20mm，根据轴承的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取透盖外端面与联轴器的距离为30mm。至此已初步确定轴得长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。按由机械设计表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。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。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为。（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承

24、的支点位置时，应从手册中查取值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册中查得18.6mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距137mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值计算于下。因为已经计算出：3684.71N1380.28N896.74N所以：1）水平面支反力2555.09N1129.62N2）垂直面支反力1130.59N249.69N3）水平面弯矩107313.784）垂直面弯矩47484.7823720.555）总弯矩117350.12109904.106）扭矩6、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时

25、，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据机械设计式155及上述的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力：23.04MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151得60MPa。因此，故安全。（二）中间轴II的设计1、总结以上数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角3.76KW121.91N·m303.16r/min185.93mm61.86mm20°2、求作用在齿轮上的力1）作用在大齿轮上的力1311.35N494.97N360.22N2）作用在小齿轮上的力3941.48N1476.47N959.37N3、

26、初步确定轴的直径由机械设计式152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。由机械设计表153取112，于是得25.93mm此轴的最小直径分明是安装轴承处轴的最小直径。为了使所选的轴的直径与轴承的孔径相适应，固选取轴承的型号。4、选取轴承初步选取滚动轴承。选30206圆锥滚子轴承；通过查手册可知30206圆锥滚子轴承30mm，16mm，所以16mm，30mm。5、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低速轴III的设计知，轴的总长度为：164mm（此为低速轴III在箱体中的轴长）1）段轴我们取为29mm，30mm。与段轴相配合的圆锥

27、滚子轴承，右端采用套筒进行轴向定位。2）段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，所以36mm；又由于大齿轮齿宽62mm，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短mm，所以60mm。3）为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将段轴的直径比段稍微大一些，这里取其直径为39mm；由于段轴主要是起轴肩的作用，故其长度要短些，这里取8mm。4）段轴要与小齿轮相配合，且为能利用的轴肩，所以此段轴的直径要比段轴要小一些，这里我们取36mm；由于小齿轮的齿宽为45mm，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短mm，所以取43mm。5）段轴与之相配合的零件是套筒和轴承，套筒主要实现大齿轮和圆锥滚子轴承的轴向

28、定位，轴承的直径和长度与轴最左端的轴承一样，故30mm，21mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮、轴的周向定位都采用平键连接。按由机械设计表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm；按由机械设计表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。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。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为。（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30206型圆锥滚子轴

29、承，由手册中查得13.8mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距145mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出：（1）作用在齿轮上的力1）作用在大齿轮上的力1311.35N494.97N360.22N2）作用在小齿轮上的力3941.48N1476.47N959.37N所以：1）水平面支反力5252.83N2943.06N 2309.77N2）垂直面支反力1476.47N869.49N 112.01N3）水平面弯矩150096.0679681.074）垂直面弯矩44343.993864.355）总弯矩156509.4879774.726）扭矩6、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核

30、时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据机械设计式155及上述的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力：37.03MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151得60MPa。因此，故安全。（三）高速轴I的设计1、总结以上数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角4.00KW27.28N·m1440r/min39.06mm20°2、求作用在齿轮上的力1396.83N527.24N383.70N3、初步确定轴的直径由机械设计式152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。由机械设计表153取11

31、2，于是得15.74mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4、联轴器的型号选取由机械设计表141得1.3则35.464 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用TL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63。半联轴器的孔径20mm，故取=20mm，半联轴器的长度52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度38mm。5、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1）轴向定位要求轴段右端要求制出一轴肩，取52mm，且=20mm，段的直径22mm，50mm，因为段轴要做一

32、个轴肩，所以取25mm；段安装轴承，右端为高速轴I上的小齿轮，安装套筒顶住齿轮，所以102mm。2）考虑到轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，又根据22mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30205。查手册可知25mm，15mm，所以102mm。因为段轴也要安装一个相同轴承，故25mm，15mm，与段轴相配合的轴承其左端需要挡圈来轴向定位，所以段轴的直径比段轴要稍微大一些，这里取31mm，3mm。3）段也可为输出端，故也可安装联轴器，所以20mm，52mm。22mm，50mm。4）取安装小齿轮处的轴段段轴的直径29mm，齿轮的右端采用挡圈定位，

33、挡圈的直径要比齿轮的直径略大，取33mm，3mm，已知齿轮的轮毂的宽度为40mm，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取38mm。5）轴承透盖的总宽度为20mm，根据轴承的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取透盖外端面与联轴器的距离为30mm。至此已初步确定轴得长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。按由机械设计表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。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

34、的直径尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为。（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30205型圆锥滚子轴承，由手册中查得12.5mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距127mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值计算于下。因为已经计算出：1396.83N527.24N383.70N所以：1）水平面支反力357.46N1039.37N2）垂直面支反力184.77N324.47N3）水平面弯

35、矩33779.974）垂直面弯矩17460.7710545.285）总弯矩38025.8435357.706）扭矩6、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据机械设计式155及上述的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力：16.97MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151得60MPa。因此，故安全。五、滚动轴承的计算（一）低速轴III上的轴承计算在前面计算轴时采用30209号圆锥滚子轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷：83.5KN基本额定动载荷：67.8KN2555.09N11

36、29.62N1130.59N249.69N由上可知轴承左端所受的载荷远大于右端的载荷，所以只需对左端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，右端轴承必满足要求。（1）求比值轴承所受径向力：2794.05N（2）初步计算当量动载荷按照机械设计表135得1，0，按照机械设计表136得，取。则：3073.46N（3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：48000（工作时间）根据机械设计式135得（对于滚子轴承）5875768.02h因为所以所选的轴承满足要求。（二）中间轴II上的轴承计算在前面计算轴时采用30206号圆锥滚子轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷：50.5KN基本额定动载荷：43.2KN

37、2943.06N2309.77N869.49N112.01N由上可知轴承右端所受的载荷远大于左端的载荷，所以只需对右端轴承进行校核，如果右端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。（1）求比值轴承所受径向力：3068.81N（2）初步计算当量动载荷按照机械设计表135得1，0，按照机械设计表136得，取。则：3375.69N（3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：48000（工作时间）根据机械设计式135得（对于滚子轴承）269513.68h因为所以所选的轴承满足要求。（三）高速轴I上的轴承计算在前面计算轴时采用30205号圆锥滚子轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷：37.0KN基本额定动载荷

38、：32.2KN357.46N1039.37N184.77N324.47N由上可知轴承右端所受的载荷远大于左端的载荷，所以只需对右端轴承进行校核，如果右端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。（1）求比值轴承所受径向力：1088.84N（2）初步计算当量动载荷按照机械设计表135得1，0，按照机械设计表136得，取。则：1197.72N（3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：48000（工作时间）根据机械设计式135得（对于滚子轴承）673733.52h因为所以所选的轴承满足要求。六、连接的选择和计算（一）低速轴III上键和联轴器的设计计算1、对连接齿轮与轴的键的计算（1）选择键连接的类型和尺寸

39、一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据49mm从机械设计表61中查得键的截面尺寸为：宽度14mm，高度9mm，由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长56mm（2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢。由机械设计表62查得许用挤压应力，取中间值，。键的工作长度为42mm，键与轮毂键槽的接触高度4.5mm。由机械设计式61得：所选的键满足强度要求。键的标记为2、对联轴器及其键的计算（1）选择键连接的类型和尺寸根据42mm从机械设计表61中查得键的截面尺寸为：宽度12mm，高度8mm，由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长90mm

40、（2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢。由机械设计表62查得许用挤压应力，取中间值，。键的工作长度为78mm，键与轮毂键槽的接触高度4mm。由机械设计式61得：所选的键满足强度要求。键的标记为（二）中间轴II上键和联轴器的设计计算1、对连接小齿轮与轴的键的计算（1）选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据36mm从机械设计表61中查得键的截面尺寸为：宽度10mm，高度8mm，由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长50mm（2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢。由机械设计表62查得许用挤压应力，

41、取中间值，。键的工作长度为40mm，键与轮毂键槽的接触高度4mm。由机械设计式61得：所选的键满足强度要求。键的标记为2、对连接大齿轮与轴的键的计算（1）选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据36mm从机械设计表61中查得键的截面尺寸为：宽度10mm，高度8mm，由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长36mm（2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢。由机械设计表62查得许用挤压应力，取中间值，。键的工作长度为26mm，键与轮毂键槽的接触高度4mm。由机械设计式61得：所选的键满足强度要求。键的标记为（

42、三）高速轴I上键和联轴器的设计计算1、对连接齿轮与轴的键的计算（1）选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据29mm从机械设计表61中查得键的截面尺寸为：宽度8mm，高度7mm，由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长32mm（2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢。由机械设计表62查得许用挤压应力，取中间值，。键的工作长度为24mm，键与轮毂键槽的接触高度3.5mm。由机械设计式61得：所选的键满足强度要求。键的标记为2、对联轴器及其键的计算（1）选择键连接的类型和尺寸根据20mm从机械设计表61中查得键的截面尺寸为：宽度6mm，高度6mm，由于轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长45mm（2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢。由机械设计