机械设计课程设计说明书(doc 35页).doc

1、 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书课程设计说明书 课 程 名 称: 机械设计课程设计 课 程 代 码: 6003479 题 目: 带式运输机的减速 传动装置设计 学 生 姓 名: 学 号: 年级/专业/班: 10机电（3）-2 学院(直属系) : 机 械 学 院 指 导 教 师: 秦 小 屿 34一、 传动方案的拟定对于本机器，初步选择原动机为三相异步电动机，根据任务书要求，要求本机器承载速度范围大、传动比恒定、外轮廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。根据参考书第7页常见机械传动的主要性能满足圆柱齿轮的船东要求。对圆柱齿轮传动，为了使尺寸和重量更小，当减速比i8时，建议采用二级以上的

2、传动方式。根据参考书第7页常见机械传动的主要性能，二级齿轮减速器传动比范围为：i=840，满足要求。根据工作条件和原始数据可选择展开二级圆柱齿轮传动。因为此方案可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但是也有缺点，就是宽度过大。其中选用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效的减小横向尺寸。在没有特殊要求的情况下，一般采用减速器。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。综上所述，传动方案总体布局如图一所示：图一1- 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

3、-卷筒 二、 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

4、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：pw =44500.851000=3.78kw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)： =1 2 3 n 其中：表示：滚动轴承效率，取0.96；表示：齿轮传动副的效率，取0.98(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0.97表示：卷筒的效率，取0

5、.99 取0.96所以： =1 2 43 34 5 =0.960.98 40.97 2 0.99 2 0.96 =0.79（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：pd =3.780.79=4.79kw3、 确定电动机转速：卷筒工作转速可根据如下公式计算：即：n=6010000.85490=33.15rmin根据参考书1第7页表一常见机械传动的主要性能，V带的传动比范围为ia=24二级圆柱齿轮减速器传动比的范围为ib=840，故电动机转速的可选范围根据公式（6）有：nd =ia ib n=2484033.15=5315304r/min根据容量和转速,查出有三

6、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Y112M-2，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Y112M-2428909.4840.776.52.22.2Y112M-2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

7、寸DE装键部位尺寸FGD112400670265190140122860841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Y112M-2满载转速2890r/min；：卷筒工作主轴转速，即告33.15r/min；则有：in =289033.15=87.18V带分配的传动比=3.8，in =i减 i0 ， i减 =31.13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，由参考书17页展开式曲线查得：i1 =7.15 i2 =31.137.15=4.35

8、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。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，所以为2.8；代入数据则有：n1 =nm i0 =28902.8=1032.14r/minII轴根据公式（10）：代入数据: n2 =n1 i1 =1.32.147.15=144.36r/minIII轴根据公式（11）：代入数据 n3 =n2 i2 =144.364.35=33.19r/min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：n4

9、=n3 =33.19r/min（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：p1 =4.79.96=4.60 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：p2 =4.600.980.97=4.37kWIII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：p3 =4.370.980.97=4.16kW卷筒轴：kW式中：为III轴至卷筒轴的传递效率；则代入数据则有：p4 =4.160.980.99=4.03kW（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0.98，

10、则有：I轴：p1 =p1 0.98=4.600.98=4.51kW；II轴：p2 =p2 0.98=4.370.98=4.28kW；III轴：p3 =p3 0.98=4.160.98=4.08kW。（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：Td =95504.792890=15.83IIII轴的输入转矩：I轴根据公式（18）：代入数据则有：T1 =15.832.80.96=42.55II轴根据公式（19）： 代入数据则有：T2 =42.557.150.980.97=289.18III轴根据公式（20）： 代入数据则有：T3 =289.184.350.980.97=1

11、195.81卷筒轴的输入转矩：代入数据则有：T4 =1195.810.980.99=1160.17（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：T1 =T1 0.98=42.550.98=41.67；II轴：T2 =T2 0.98=289.180.98=283.40；III轴：T3 =T3 0.98=1195.810.98=1171.90。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 传动比效率输入输出输入输出电机轴2.828902.80.9615.831032.14I轴4.604.5142.5541.671032.147.150.95I

12、I轴4.374.28289.18283.40144.364.350.95III轴4.164.081195.811171.9033.191.000.97卷筒轴4.031713.6636、 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： T=FD2=445049010-32=1090三、 传动零件的设计计算注：以下计算所查阅的表格、图片均来自教材机械设计(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，选用硬齿面直齿圆柱齿轮2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故

13、选用7级精度（GB 1009588）3) 材料选择，根据表101选：大小齿轮材料均为40 Cr并经调质及表面淬火，硬度为48-55HRC。4) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数Z2 =247.15=171.6，取Z2 =1722. 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 T1 =95.5105p1n1=95.51054.61032.14=4.25104Nmm(3) 由表107选取齿宽系数 1=1(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

14、极限Hlim=600；则大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550。(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，1032.14； 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in=7.15，代入数据则有：N1=601032.141283005=1.486109N2=1.4861097.15=2.079108(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

15、的接触疲劳极限分别为：H1=KHN1lim1S=0.95600=570MPa H2=KHN2lim2S=0.97550=533.5MPa2) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值d1t2.323KtT1du+1uzEh2=2.3231.34.25610418.157.15189.8533.52=46.365mm（2） 计算圆周速度v=d1tn1601000=46.3651032.14601000=2.50m/s（3） 计算齿宽b=dd1t=146.365=46.365mm（4） 计算齿宽与齿高之比模数 mt=d1tx1=46.36524=1.931mm齿高 h=2.25mt=2.2

16、51.931=4.35mmbh=46.3654.35=10.66 （5） 计算载荷系数根据v=2.59,7级精度,由图108查得动载荷系数Kv=1.09.直齿轮，由表达103查得 由表102查得使用系数KA=1;由表104查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.419由bh=10.67，KH=1.419，查图1013得：KF=1.35根据载荷系数公式：K=KAKVKHKH将数据代入后得:K=11.0911.419=1.547（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d1=46.36531.5471.3=49.133（7） 计算模数m=d1z

17、1=49.13324=2.053. 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FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380；(2) 由图1018查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85；KFN2=0.88；(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：F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57F2=KFN2FE2S=0.8838

18、01.4=238.86(4) 计算载荷系数，根据载荷系数公式：K=KAKVKFKF将数据代入后得K=11.0911.35=1.472(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m321.4724.25610412420.01641=1.55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

19、数的乘积）有关，可取由弯曲强度处出的模数1.55并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度得的分度圆直径d1=46.365处出小齿轮的齿数：z1=d1m=49.1332=24.5 取z1=25；大齿轮齿数 z2=257.15=175.6 取 z2=176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d1=z1m=252=50mmd2=z2m=1762=352mm 2） 计算中心距:a=d1+d22=50+3522=201mm3） 计算齿轮宽度b=dd1=150=50mm取B2=50mm, B1=55mm5.

20、验算Ft=2T1d1=24.25610448=1702.4NKAFtb=11702.448=34.04834.048100合适6. 主要设计计算结果中心距 a=201mm模数 m=2齿数 z1=25 ,z2=176 分度圆直径 d1=50mm ,d2= 352mm齿顶圆直径 da1= 54mm ,da2=356mm齿根圆直径 df1= 45mm ,df2=347mm齿宽 b1= 55mm ,b2=50mm(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，选用硬齿面直齿圆柱齿轮2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3) 材料选择，根据

21、表101选：大小齿轮材料均为40 Cr并经调质及表面淬火，硬度为48-55HRC。4) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数Z2 =244.35=104.4，取Z2 =1052.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 T2 =95.5105p1n1=95.51054.37114.36=3.65105Nmm (3) 由表107选取齿宽系数 1=1(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Hlim=600；则大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=

22、550。(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，144.36 ； 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in=4.35，代入数据则有：N1=60144.361283005=2.079108N2=2.0791084.35=4.779107(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：H1=KHN1lim1S=0.956

23、00=570MPa H2=KHN2lim2S=0.97550=533.5MPa2) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值d1t2.323KtT1du+1uzEh2=2.3231.33.6510515.354.35189.8533.52=97.335mm（2） 计算圆周速度v=d1tn1601000=97.335144.36601000=0.74m/s（3） 计算齿宽b=dd1t=146.737=97.335mm（4） 计算齿宽与齿高之比模数 mt=d1tx1=97.33524=4.06mm齿高 h=2.25mt=2.254.06=9.13mm bh=97.3359.13=10.67

24、（5） 计算载荷系数根据v=0.35,7级精度,由图108查得动载荷系数Kv=1；直齿轮，由表达103查得由表102查得使用系数KA=1;（有轻微振动）；由表104查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.419由bh=10.67，KH=1.419，查图1013得：KF=1.35根据载荷系数公式：K=KAKVKHKH将数据代入后得K=1111.419=1.419（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d1=97.33531.4191.3=100.21（7） 计算模数m=d1z1=100.2124=4.183.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计

25、公式（105）：3) 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FE1=500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380；(2) 由图1018查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85；KFN2=0.88；(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) F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57(5) F2=KFN2FE2S=0.883801.4=238.86(6) 计算载荷系数，根据载

26、荷系数公式： K=KAKVKFKF将数据代入后得 K=1111.35=1.35(7) 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(8) 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(9) 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。4) 设计计算m321.354.0410412420.01641=1.46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1.53并就近圆整

27、为标准值，（出处）按接触疲劳强度得的分度圆直径d1=49.527处出小齿轮的齿数：z1=d1m=97.3352=48.66 取z1=50；大齿轮齿数 z2=494.35=211.7 取 z2=212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d1=z1m=502=100mmd2=z2m=2122=424mm 2） 计算中心距:a=d1+d22=100+4242=262mm3） 计算齿轮宽度b=dd1=1100=100mm取B2=100mm, B1=105mm5. 验算Ft=2T1d1=24.04104

28、50=1702.4NKAFtb=11702.450=34.04834.048100合适6. 主要设计计算结果中心距 a=262mm模数 m=2齿数 z1=50 ,z2=212 分度圆直径 d1= 100mm ,d2= 424mm齿顶圆直径 da1= 104mm ,da2=428mm齿根圆直径 df1=95mm ,df2=419mm齿宽 b1= 105mm ,b2=100mm(三) 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2.94； 轴的转速，单位为320；根据表153，取；将数据代入公式，则有：

29、因键槽影响，故将轴径增加4%5%,取dI-II=25mm。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）为了满足大带轮的轴向定位要求，III轴段右端需制出一轴肩，故取IIIII段的直径为29，大带轮与轴配合的毂孔长度=45，左端用M2024螺母固定，为了保证轴螺母只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故III段的长度应比略短一些，现取43。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

30、表3及表4计算得到，80。所以有：15+9+80-16-10+2=80 （2）初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向力的作用，故选用滚动轴承。参照工作要求并根据，查参考书由轴承产品目录初步选取0组游隙、标准精度级的圆锥滚子轴承6206，其尺寸为306216，故30；而11+9+16=36（式中、可由参考书2 表3算出）。左滚动轴承由轴肩定位，由查参考书1 查得轴肩的直径为37。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：3775因为，所以将此轴做成齿轮轴，齿宽50。所以。参见参考书1 图30可看出IVV段的长度：9+11+75+15.5

31、-2.5=108 ，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大带轮与轴的联接采用平键联接，按dI-II=25查参考书2 选项用普通平键A型：8740 。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) 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.轴的校核：1弯扭强度校核(1)求垂直面的支承反力：(2)求水平面的支承反力：(3)求F在支点产生的反力：(4)绘制垂直面弯矩图（5）绘制水平面弯矩图图19 弯矩图（6）绘

32、制F力产生的弯矩图（7）求合成弯矩图：考虑最不利的情况，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）计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，查得，则：因为，所以该轴是安全的。2扭转强度校核已知，查得满足要求。3扭转刚度校核已知 满足要求。(四) 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

33、零件的装配方案1） 轴上零件的装配方案如下图：图四：5) 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45。为了便于轴承的拆卸和安装，取IVV轴段的直径略大于轴承处的直径，现取52；同理得52，轮毂宽。为了便于齿轮的拆卸和安装，IVV轴段的长度取短2，则66。高速级的大齿轮左端由轴肩定位，此处取轴肩高度为4，因此有60, IIIIV轴段的长度由I轴长度决定=15。（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45，查参考书2 由轴承产品目录初步选取0组游

34、隙、标准精度级的深沟球轴承6209 ，其尺寸为458519，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，所以轴直径不变。为了便于齿轮的拆卸和安装III轴段的长度应略短，此处取2，则有：19+10+9-2=36，同理，VVI轴段的长度也应略短，也取2，19+10+9+2-0=36（式中、可由参考书1 表3算出）。（3）低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：60.4因为，所以将此轴段做成齿轮轴，齿宽75。所以75。至此已初步确定了轴的各段直径和长度。6) 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52查参考书1 选项用普通平键A型

35、：。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。7) 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，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4.256104；为小齿轮的分度圆直径，单位为50；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

36、列公式：Ft2=24.25610450=1702.4 NFr2=Ft2tan20=1702.4tan20=619.6N得： Ft2=1702.4；Fr2=619.6。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

37、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；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

38、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。(五) 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：dmin=12034.1633.19=58.6mm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4 型弹性柱销联轴器；半联轴器的孔

39、径取 60 ，故取 60 ；半联轴器长度 142 ，半联轴器与轴孔径配合的长度 107。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,半联轴器与轴配合的毂孔长度142，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故III段的长度应比略短一些，现取107。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

40、， 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： 52 （2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向和轴向力的作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据65，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6213，其尺寸为 65x120x23 ，故65；为了便于安装取IIIIV轴段的长略短于轴承宽,现取：46 。左滚动轴承右端由轴肩定位，由查参考书1 查得轴肩的定位高度为3.5，因此取 50。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 50，其齿轮的轮毂长为 55 ，为了便于工作于安装，轴

41、VIVII段的长度应略小于轮毂，现取82、75 ；而 44（式中B为轴承宽度；、可由参考书1 表3算出）。齿轮的左端用轴环定位，取85、 10。参见参考书1 图30可看出IVV段的长度： 60 ，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60查参考书1 选项用普通平键A型：bhl=1811132。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75查参考书1 选项用普通平键A型：bhl=201288。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

42、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。(六) 键连接的选择的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挤压应力，单位为，见表62。

43、1) 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40 查参考书2 选项用普通平键A型：bh=128。按齿宽的大小，根据键长系列分别选择L1=38 、L2=93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：T1=T2=289.18;T2 =T2 =283.40 ；l1=L1-b=38-12=26；l2=L2-b=93-12=81；对键1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：p1=2289.1810342640=102.03比较得p1=102.3，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：p2=2283.410348140=43.7比较得p2=43.7，此键安全。(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。（公式139a），查表136得，载荷系数。1） 中速轴（II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40，查参考书2