机械设计课程设计说明书示例样本

课程设计阐明书课程名称：机械设计课程设计课程代码：6003479题目：带式运送机减速传动装置设计学生姓名：学号：年级/专业/班：10机电（3）-2：机械学院指导教师：秦小屿

传动方案拟定对于本机器，初步选取原动机为三相异步电动机，依照任务书规定，规定本机器承载速度范畴大、传动比恒定、外轮廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。依照参照书第7页常用机械传动重要性能满足圆柱齿轮船东规定。对圆柱齿轮传动，为了使尺寸和重量更小，当减速比i＞8时，建议采用二级以上传动方式。依照参照书第7页常用机械传动重要性能，二级齿轮减速器传动比范畴为：i=8～40，满足规定。依照工作条件和原始数据可选取展开二级圆柱齿轮传动。由于此方案可靠、传动效率高、维护以便、环境适应性好，但是也有缺陷，就是宽度过大。其中选用斜齿圆柱齿轮，由于斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低特点，同步选用展开式可以有效减小横向尺寸。在没有特殊规定状况下，普通采用减速器。为了便于装配，齿轮减速器机体采用沿齿轮轴线水平剖分构造。综上所述，传动方案总体布局如图一所示：图一电动机，2-弹性联轴器，3-二级圆柱齿轮，4-高速级齿轮减速器，5-低速级齿轮，6-刚性联轴器，7-卷筒电动机选取及传动装置运动和动力参数计算电动机类型和构造形式选取：由于直流电动机需要直流电源，构造较复杂，价格较高，维护比较不便，因而选取交流电动机。国内新设计Y系列三相笼型异步电动机属于普通用途全封闭自扇冷电动机，其构造简朴、工作可靠、价格低廉，维护以便，合用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊规定机械上，如金属切削机床、运送机、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也合用于某些规定起动转矩较高机械，如压缩机等。由于Y系列三相笼型异步电动机有如此多有长处，且符合此减速器设计规定，因而选取Y系列三相鼠笼式异步电动机。选取电动机容量：电动机容量重要依照电动机运营时发热条件来决定。本次设计运送机是不变载荷下长期持续运营机械，只要所选电动机额定功率等于或稍不不大于所需电动机工作功率，即，电动机不会过热，不必较验发热和起动力矩。工作机所需功率：工作机所需功率可由工作机工作阻力，工作机卷筒线速度求得，即依照公式(2)：则：

p 传动装置总效率,应为构成传动装置各某些运动副效率之乘积，即公式(5)：η其中：表达：滚动轴承效率，取0.96；表达：齿轮传动副效率，取0.98(查参照书[1]第7页表一常用机械传动重要性能)；表达：弹性连轴器传动效率，取0.97表达：卷筒效率，取0.99取0.96因此：

η如图一所示带式运送机，其电动机所需工作功率依照公式(1)有：则有：p拟定电动机转速：卷筒工作转速可依照如下公式计算：即：n=依照参照书[1]第7页表一常用机械传动重要性能，V带传动比范畴为ia'=2~4n依照容量和转速,查出有三种传动比喻案，如表一：表一方案电动机型号额定功率电动机转速同步转速满载转速1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112m-2430002890综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格减速器传动比，可见第二方案比较适当，因而选取电动机型号为Y112M-2，其重要性能如表二：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Y112M-2428909.4840.776.52.22.2Y112M-2电动机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A×B地肢螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD112400×670×265190×1401228×608×41注：表中尺寸单位均为mm。拟定传动装置总传动比和分派传动比传动装置总传动比为选定电动机满载转速和工作机主轴转速之比即公式（7）：其中：：选定电动机Y112M-2满载转速2890r/min；：卷筒工作主轴转速，即告33.15r/min；则有：iV带分派传动比=3.8，in=展开式二级圆柱齿轮减速器，重要考虑满足浸没润滑规定，为使两极大齿轮直径相近，由参照书17页展开式曲线查得：i1计算传动装置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。得各轴运动和动力参数。各轴转速=1\*ROMANI轴依照公式（9）：式中：为电动机满载转速；为电动机至一轴传动比，由于中间由联轴器连接，所觉得2.8；代入数据则有：n=2\*ROMANII轴依照公式（10）：代入数据：n=3\*ROMANIII轴依照公式（11）：代入数据n卷筒轴：式中：为=3\*ROMANIII轴至卷筒轴传动比，由于它们之间直接由联轴器连接，因此，代入数据则有：n各轴输入功率=1\*ROMANI轴依照公式（12）：kW式中：为电动机至=1\*ROMANI轴传递效率；则；代入数据则有：p1=2\*ROMANII轴依照公式（13）：kW式中：为=1\*ROMANI轴至=2\*ROMANII轴传递效率；则代入数据则有：p2=3\*ROMANIII轴依照公式（14）：kW式中：为=2\*ROMANII轴至=3\*ROMANIII=2\*ROMAN轴传递效率；则代入数据则有：p3卷筒轴：kW式中：为=3\*ROMANIII=2\*ROMAN轴至卷筒轴传递效率；则代入数据则有：p4各轴输出功率=1\*ROMANI～=3\*ROMANIII轴输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98，则有：=1\*ROMANI轴：p1'=p=2\*ROMANII轴：p2'=p=3\*ROMANIII轴：p3'=p各轴输入转矩电动机主轴输出转矩依照公式（17）：代入数据则有：Td=1\*ROMANI～=3\*ROMANIII轴输入转矩：=1\*ROMANI轴依照公式（18）：代入数据则有：T1=2\*ROMANII轴依照公式（19）：代入数据则有：T2=3\*ROMANIII轴依照公式（20）：代入数据则有：T3卷筒轴输入转矩：代入数据则有：T4各轴输出转矩=1\*ROMANI～=3\*ROMANIII轴输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.98，则有：=1\*ROMANI轴：T1'=T1=2\*ROMANII轴：T2'=T2=3\*ROMANIII轴：T3'=T3工作机动力和运动参数整顿如表四：表四轴名效率转矩转速传动比效率输入输出输入输出电机轴2.828902.80.9615.831032.14=1\*ROMANI轴4.604.5142.5541.671032.147.150.95=2\*ROMANII轴4.374.28289.18283.40144.364.350.95=3\*ROMANIII轴4.164.081195.811171.9033.191.000.97卷筒轴4.031713.663工作机阻力矩工作机阻力矩可由工作机工作效率公式和速度公式求得：依照工作机效率公式(2)：又依照公式(4)：再依照：推出：

T=FD2传动零件设计计算注：如下计算所查阅表格、图片均来自教材《机械设计》高速级传动零件设计计算选取齿轮齿型、精度级别、材料及齿数按图一所示传动方案，选用硬齿面直齿圆柱齿轮运送机为普通工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）材料选取，依照表10—1选：大小齿轮材料均为40Cr并经调质及表面淬火，硬度为48-55HRC。选小齿轮齿数，大齿轮齿数Z2=24×7.15=171.6，取按齿面接触强度设计由设计计算公式(10—9a)进行计算，即：拟定公式内各计算量试选载荷系数计算小齿轮传递转矩依照公式代入数据则有T由表10—7选用齿宽系数ϕ由表10—6查得材料弹性影响系数由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳极限σHlim=600；则大齿轮接触疲劳极限σHlim2齿轮工作应力循环次数计算公式(10—13)：式中：为齿轮转数，1032.14；为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合次数；为齿轮工作寿命。依照高速级齿轮传动比inNN由图10—19查得接触疲劳寿命系数；。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，齿轮接触疲劳许用应力按式（10—12）计算式中：为接触疲劳寿命系数；为接触疲劳强度安全系数；为齿轮接触疲劳极限。则大小齿轮接触疲劳极限分别为：[σ[计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值d=2.32=46.365mm计算圆周速度v=计算齿宽b=计算齿宽与齿高之比模数m齿高h=2.25mt=2.25×1.931=4.35mmb计算载荷系数依照v=2.59,7级精度,由图10—8查得动载荷系数Kv=1.09直齿轮，由表达10—3查得由表10—2查得使用系数KA由表10—4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，K由bh=10.67，KHβ=1.419，查图10依照载荷系数公式：K=将数据代入后得:K=1×1.09×1×1.419=1.547按实际载荷系数校正所得和分度圆直径，依照公式（10—10a）：将数据代入后得d1计算模数m=d按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式（10—5）：拟定公式内各计算数值由图10—20c查得小齿轮弯曲强度极限σFE1=500MPa；大齿轮弯曲强度极限σFE2由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，齿轮弯曲疲劳许用应力按式（10—12）：式中：为弯曲疲劳寿命系数；为弯曲疲劳强度安全系数；为齿轮弯曲疲劳极限。将数据代入公式，则大小齿轮弯曲疲劳极限分别为：[σF]1[σF]2计算载荷系数，依照载荷系数公式：K=将数据代入后得K=1×1.09×1×1.35=1.472查取齿形系数由表达10—5查得，再依照大小齿轮齿数进行线性插值，得查取应力校正系数由表达10—5查得，再依照大小齿轮齿数进行线性插值，得计算大小齿轮并加以比较大齿轮数值大。设计计算m≥3对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积）关于，可取由弯曲强度处出模数1.55并就近圆整为原则值，按接触疲劳强度得分度圆直径d1=46.365处出小齿轮齿数：z1=d大齿轮齿数z2=25×7.15=175.6这样设计齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿面弯曲疲劳强度，并蒂莲做到构造紧凑，避免挥霍。几何尺寸计算计算分度圆直径dd计算中心距:a=计算齿轮宽度b=取B2=50mm验算FKA34.048适当重要设计计算成果中心距a=201mm模数m=2齿数z分度圆直径d齿顶圆直径d齿根圆直径d齿宽b低速级传动零件设计计算1.选取齿轮齿型、精度级别、材料及齿数按图一所示传动方案，选用硬齿面直齿圆柱齿轮运送机为普通工作机器，速度不高，故选用7级精度材料选取，依照表10—1选：大小齿轮材料均为40Cr并经调质及表面淬火，硬度为48-55HRC。选小齿轮齿数，大齿轮齿数Z2=24×4.35=104.4，取2.按齿面接触强度设计由设计计算公式(10—9a)进行计算，即：拟定公式内各计算量试选载荷系数计算小齿轮传递转矩依照公式代入数据则有T2由表10—7选用齿宽系数ϕ由表10—6查得材料弹性影响系数由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳极限σHlim=600；则大齿轮接触疲劳极限σHlim2齿轮工作应力循环次数计算公式(10—13)：式中：为齿轮转数，144.36；为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合次数；为齿轮工作寿命。依照高速级齿轮传动比inNN由图10—19查得接触疲劳寿命系数；。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，齿轮接触疲劳许用应力按式（10—12）计算式中：为接触疲劳寿命系数；为接触疲劳强度安全系数；为齿轮接触疲劳极限。则大小齿轮接触疲劳极限分别为：[σ[计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值d=2.32=97.335mm计算圆周速度v=计算齿宽b=计算齿宽与齿高之比模数m齿高h=2.25mt=2.25×4.06=9.13mm

b计算载荷系数依照v=0.35,7级精度,由图10—8查得动载荷系数Kv=1直齿轮，由表达10—3查得由表10—2查得使用系数KA=由表10—4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，K由bh=10.67，KHβ=1.419，查图10依照载荷系数公式：K=将数据代入后得K=1×1×1×1.419=1.419按实际载荷系数校正所得和分度圆直径，依照公式（10—10a）：将数据代入后得d1计算模数m=d3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式（10—5）：拟定公式内各计算数值由图10—20c查得小齿轮弯曲强度极限σFE1=500MPa；大齿轮弯曲强度极限σFE2由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，齿轮弯曲疲劳许用应力按式（10—12）：式中：为弯曲疲劳寿命系数；为弯曲疲劳强度安全系数；为齿轮弯曲疲劳极限。将数据代入公式，则大小齿轮弯曲疲劳极限分别为：[σF]1[σF]2计算载荷系数，依照载荷系数公式：K=将数据代入后得K=1×1×1×1.35=1.35查取齿形系数由表达10—5查得，再依照大小齿轮齿数进行线性插值，得查取应力校正系数由表达10—5查得，再依照大小齿轮齿数进行线性插值，得计算大小齿轮并加以比较大齿轮数值大。设计计算m≥3对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积）关于，可取由弯曲强度处出模数1.53并就近圆整为原则值，（出处）按接触疲劳强度得分度圆直径d1=49.527处出小齿轮齿数：z1=d1大齿轮齿数z2=49×4.35=211.7取这样设计齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿面弯曲疲劳强度，并蒂莲做到构造紧凑，避免挥霍。4.几何尺寸计算计算分度圆直径dd计算中心距:a=计算齿轮宽度b=取B2=100mm验算FKA34.048适当重要设计计算成果中心距a=262mm模数m=2齿数z分度圆直径d齿顶圆直径d齿根圆直径d齿宽b高速轴（=1\*ROMANI轴）计算初步拟定轴最小直径选用轴材料为45钢，调质解决。依照轴最小直径估算公式（15—2）：式中：为轴传递功率，单位为2.94；轴转速，单位为320；依照表15—3，取；将数据代入公式，则有：因键槽影响，故将轴径增长4%~5%,取d=1\拟定轴上零件装配方案轴上零件装配方案如下图：图二依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度（1）为了满足大带轮轴向定位规定，=1\*ROMANI—=2\*ROMANII轴段右端需制出一轴肩，故取=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段直径为29，大带轮与轴配合毂孔长度=45，左端用M20×24螺母固定，为了保证轴螺母只压在大带轮上而不压在轴端面上，故=1\*ROMANI—=2\*ROMANII段长度应比略短某些，现取43。为了便于轴承安装，故=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV段长度应略不大于轴承宽度，因而=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段长度为：式中：为轴承端盖凸缘厚度，依照查参照书[1]表3计算得，依照参照书[1]图30，有，式中各未知量可查参照书[1]表3及表4计算得到，80。因此有：15+9+80-16-10+2=80（2）初步选取滚动轴承。因轴承重要承受径向力作用，故选用滚动轴承。参照工作规定并依照QUOTEd=2\*ROMANII-=3\*ROMANIII=30，查参照书由轴承产品目录初步选用0组游隙、原则精度级圆锥滚子轴承6206，其尺寸为30×62×16，故30；而11+9+16=36（式中、可由参照书[2]左滚动轴承由轴肩定位，由查参照书[1]查得轴肩Ⅳ—Ⅴ直径为37。右轴承由挡油板定位，因此轴直径不变。（3）高速级小齿轮齿根圆直径公式：原则齿形，，；将数据代入公式则有：37．75由于QUOTEd=4\*ROMANIV-=5\*ROMANV=40参见参照书[1]图30可看出段长度：9+11+75+15.5-2.5=108，式中为低速级小齿轮齿宽，别的各值可由参照书[1]表3计算得到。至此已初步拟定了轴各段直径和长度。轴上零件周向定位大带轮与轴联接采用平键联接，按d=1\*ROMANI-=2\*ROMANII=25查参照书[2]选项用普通平键A型：8拟定轴上圆角和全角依照参照书[2]表15—2，取轴左端倒角为，轴右端倒角为各轴肩处圆角见(图二)。3.轴校核：1弯扭强度校核(1)求垂直面支承反力：(2)求水平面支承反力：(3)求F在支点产生反力：(4)绘制垂直面弯矩图（5）绘制水平面弯矩图图19弯矩图图19弯矩图（6）绘制F力产生弯矩图（7）求合成弯矩图：考虑最不利状况，把与直接相加（8）求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）（9）计算危险截面处轴直径由于材料选取调质，查得，则：由于，因此该轴是安全。2扭转强度校核已知，查得满足规定。3扭转刚度校核已知满足规定。中速轴（=2\*ROMANII轴）计算初步拟定轴最小直径选用轴材料为45钢，调质解决。依照轴最小直径估算公式(15—2)：式中：为轴传递功率，单位为（查表四）；轴转速，单位为（查表四）；依照表15—3，取；将数据代入公式，则有：

轴最小直径是与轴承相联接，同步初步预计轴受载较大，故取；拟定轴上零件装配方案轴上零件装配方案如下图：图四：依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度安装齿轮处轴段直径及长度拟定由前面计算可知，高速级大齿轮齿宽为45。为了便于轴承拆卸和安装，取=4\*ROMANIV—=5\*ROMANV轴段直径略不不大于轴承处直径，现取52；同理得52，轮毂宽。为了便于齿轮拆卸和安装，=4\*ROMANIV—=5\*ROMANV轴段长度取短2，则66。高速级大齿轮左端由轴肩定位，此处取轴肩高度为4，因而有60，=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV轴段长度由=1\*ROMANI轴长度决定=15。初步选取滚动轴承，拟定其所在段直径和长度。因轴承只承受径向力作用，故选用滚动轴承。参照工作规定并依照45，查参照书[2]由轴承产品目录初步选用0组游隙、原则精度级深沟球轴承6209，其尺寸为45×85×19，故45；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，因此轴直径不变。为了便于齿轮拆卸和安装=1\*ROMANI—=2\*ROMANII轴段长度应略短，此处取2，则有：19+10+9-2=36，同理，=5\*ROMANV—=2\*ROMAN=6\*ROMANVI轴段长度也应略短，也取2，19+10+9+2-0=36（式中、可由参照书[1]表3算出）。（3）低速级小齿轮齿根圆直径公式：原则齿形，，；将数据代入公式则有：60.4由于QUOTEd=4\*ROMANIV-=5\*ROMANV=40，因此将此轴至此已初步拟定了轴各段直径和长度。轴上零件周向定位两齿轮周向定位均采用平键联接，按52查参照书[1]选项用普通平键A型：。按齿宽敞小，依照键长系列分别选取QUOTEl1=38；齿轮轮毂与轴配合为。滚动轴承与轴周向定位是借过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为。拟定轴上圆角和全角依照参照书[2]表15—2，取轴左端与左端倒角均取，各轴肩处圆角见图四所示。求作用在齿轮上力高速级大齿轮上圆周力、径向力与高速级小齿轮上圆周力、径向力是作用力与反作用力关系。其大小相等，方向相反。因此有：；。依照直齿圆柱齿轮受力分析，依照公式（10—3）：式中：为小齿轮传递转矩，单位为4.256×104；为小齿轮分度圆直径，单位为50；为啮合角，因式中是原则齿轮，因此。依照上述公式可得低速级小齿轮上圆周力与径向力，将数据代入下列公式：F得：Ft2=1702.4；Fr2求轴上载荷一方面依照轴构造与装配图图四，作出轴计算简图图五。对于深沟球轴承，轴承支承点位置在其中点。因而作为简支梁轴支承跨距为。图五：垂直面内受力分析计算轴承支反力,如图五b)图所示，可列出力平衡方程如下：将数据代入公式有：计算得：；。从而得出轴在垂直面所受弯矩如图所示：将数据代入公式得：水平面内受力分析计算轴承支反力,如图五c）图所示，可列出力平衡方程如下：将数据代入公式有：计算得：；。从而得出轴在垂直面所受弯矩如图所示：将数据代入公式得：轴所受总弯矩如图所示：将数据代入公式得：轴所受扭矩如图所示：从轴构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C为危险截面。现将计算出截面C处受力和受弯扭状况列入下表：表六载荷水平面H垂直面V支反力F；；弯矩M总弯矩扭矩T校核轴强度1）对于截面C，此处轴较小且受较大弯扭组合应力作用，应用弯扭合成应力校核危险截面C；依照轴弯扭合成条件为：式中：为轴计算应力，单位为；为所受弯矩，单位为；为所受扭矩，单位为；为轴抗弯截面系数，单位为；计算公式查表15—4得；依照所选键尺寸为；代入公式计算提得；为对称循环应力时轴许用应力，单位为，其值查表15—1得。依照上式取，取，代入数据，得轴计算应力为：比较得；因此截面C安全。较验成果，危险截面C安全，因此轴安全，其各段尺寸满足规定。低速轴（=3\*ROMANIII轴）计算初步拟定轴最小直径选用轴材料为45钢，调质解决。依照轴最小直径估算公式（15—2）：式中：为轴传递功率，单位为（查表四）；轴转速，单位为（查表四）；依照表15—3，取；将数据代入公式，则有：

d输入轴最小直径是安装联轴器直径为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需同步选用联轴器型号。依照后文可知，选用4型弹性柱销联轴器；半联轴器孔径取60，故取60；半联轴器长度142，半联轴器与轴孔径配合长度107。拟定轴上零件装配方案轴上零件装配方案如下图：图六：2)依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度（1）为了满足半联轴器轴向定位规定，=1\*ROMANI—=2\*ROMANII轴段右端需制出一轴肩，故取=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段直径65左端由轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径66,半联轴器与轴配合毂孔长度142，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故=1\*ROMANI—=2\*ROMANII段长度应比略短某些，现取107。为了便于轴承安装，故=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV段长度应略不大于轴承宽度，因而=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段长度为：式中：为轴承端盖凸缘厚度，依照查参照书[1]表3计算得，依照参照书[1]图30，有，式中各未知量可查参照书[1]表3及表4计算得到，。因此有：52（2）初步选取滚动轴承。因轴承只承受径向和轴向力作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作规定并依照65，查参照书[1]由轴承产品目录初步选用0组游隙、原则精度级6213，其尺寸为65x120x23，故65；为了便于安装取=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV轴段长略短于轴承宽,现取：46。左滚动轴承右端由轴肩定位，由查参照书[1]查得轴肩定位高度为3.5，因而取50。右轴承由挡油板定位，因此轴直径不变。（3）低速级大齿轮所在轴段直径和长度拟定：依照低速级大齿轮齿宽50，其齿轮轮毂长为55，为了便于工作于安装，轴=4\*ROMANVI—=5\*ROMANVII段长度应略不大于轮毂，现取82、75；而44（式中B为轴承宽度；、可由参照书[1]表3算出）。齿轮左端用轴环定位，取85、10。参见参照书[1]图30可看出=4\*ROMANIV—=5\*ROMANV段长度：60，式中为低速级齿轮齿宽，别的各值可由参照书[2]表3计算得到。至此已初步拟定了轴各段直径和长度。轴上零件周向定位半联轴器与轴联接采用平键联接，按60查参照书[1]选项用普通平键A型：b×h×l=18×11×132。半联轴器比轴配合为。齿轮与轴联接同样采用平键联接，按75查参照书[1]选项用普通平键A型：b×h×l=20×12×88。齿轮与轴配合公差取为。滚动轴承与轴周向定位是借过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为。拟定轴上圆角和全角依照参照书[2]表15—2，取轴左端倒角为，轴右端倒角为各轴肩处圆角见图六。键连接选取计算本减速器所有使用圆头平键，其重要失效形式是工作面压溃，除非有严重过载，普通不会浮现键断裂，因而，普通只按工作面上挤压应力进行强度校核。假定载荷在键工作面上均匀分布，则普通平键强度条件依照公式（6—1）为：式中：为传递转矩，单位为；为键与轮毂键槽接触高度，，此处为键高度，单位为；为键工作长度，单位为；圆头平键，这里为键公称长度，单位为，为键宽度，单位为；为轴直径，单位为；为键、轴、轮毂中三者中最弱材料许用挤压应力，单位为，见表6—2。中速轴(=1\*ROMANI=1\*ROMANI轴)上键选取及强度校核对于=1\*ROMANI=1\*ROMANI轴，两齿轮周向定位均采用平键联接，键也不承受轴向力作用，依照40查参照书[2]选项用普通平键A型：b×h=12×8。按齿宽敞小，依照键长系列分别选取L1=38、L2=93依照普通平键强度条件公式，用所选取键尺寸计算所需量：T1=T2=289.18；l1=L1；对键1联接，键、轴、轮毂三者材料均为钢，查表6—2取，将上面各量代入公式有：σp1比较得σp1=102.3对键2联接，键、轴、轮毂三者材料均为钢，查表6—2取，将上面各量代入公式有：σp2比较得σp2=43.7滚动轴承选取和计算对于轴承校核重要是校核其寿命，依照任务书规定，减速器使用年限为5年，即有；轴承寿命计算公式（13—5）：式中：为轴承转速，单位为；为轴承基本额定动载荷，单位为；为指数，对于球轴承；为轴承当量动载荷，单位为。（公式13—9a），查表13—6得，载荷系数。中速轴（=1\*ROMANI=1\*ROMANI轴）上滚动轴承选取和计算因轴承只承受径向力作用，故选用滚动轴承。参照工作规定并依照40，查参照书[2]由轴承产品目录初步选用深沟球轴承6208，其尺寸为40×80×18。依照前面计算，得右轴承所受径向载荷更大，有：；；依照所选轴承6208，查参照书[2]得；则有：比较得；因此此轴承满足规定Y系列三相鼠笼式异步电动机电动机传动装置运动和动力参数计