1、設計帶式運輸機的減速器目錄一、設計任務1二、前言12.1：題目分析12.2：傳動方案的擬定2三、電動機的選擇、傳動裝置的運動和動力參數計算23.1：電動機的選擇23.1.1：選擇電動機的類型23.1.2：選擇電動機的額定功率23.1.3：確定電動機的轉速33.1.4：確定發動機的的型號43.2：傳動裝置的運動和動力參數計算43.2.1：合理分配傳動比43.2.2：計算各軸的轉速53.2.3：計算各軸的輸入功率53.2.4：計算各軸的輸入轉矩5四、傳動零件的設計計算64.1：高速級斜齒圓柱齒輪傳動設計64.1.1：選擇材料64.1.2：按齒面接觸疲勞強度初步設計74.1.3：驗算齒面接觸疲勞強度

2、84.1.4：驗算齒根彎曲疲勞強度124.1.5：確定齒輪的主要參數及幾何尺寸144.1.6：確定齒輪制造精度154.2：低速級直齒圓柱齒輪傳動設計164.2.1：選擇材料164.2.2：按齒面接觸疲勞強度初步設計164.2.3：驗算齒面接觸疲勞強度174.2.4：驗算齒根彎曲疲勞強度204.2.5：確定齒輪的主要參數及幾何尺寸224.2.6：確定齒輪制造精度23五、軸的設計及校核計算235.1：高速軸的設計345.1.1：選擇軸的材料355.1.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑355.1.3：聯軸器的型號的選取355.1.4：軸的結構設計365.2：中間軸的設計235.2.1：選擇軸的材

3、料245.2.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑245.2.3：軸的結構設計255.2.4：軸的受力分析265.2.5：軸的疲勞強度安全系數校核計算295.3：低速軸的設計385.3.1：選擇軸的材料385.3.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑395.3.3：聯軸器的型號的選取395.3.4：軸的結構設計395.3.5：軸的受力分析415.3.6：軸的疲勞強度安全系數校核計算43六、軸承的選擇與壽命計算486.1：低速軸的軸承壽命486.2：中間軸的軸承壽命49七、鍵連接的選擇與校核計算537.1：高速軸上的鍵的選擇537.2：中間軸上的鍵的選擇547.3：低速軸上的鍵的選擇與校核計算5

4、57.3.1：齒輪處普通平鍵選擇與強度校核557.3.2：聯軸器處普通平鍵強度校核56八、聯軸器的選擇578.1：高速軸端聯軸器的選擇578.2：低速軸端聯軸器的選擇57九、潤滑與密封方式選擇58十、箱體及其附件的結構設計5810.1：減速器箱體的結構設計5810.2：減速器附件的結構設計59十一、參考資料59全套圖紙三維加153893706一、設計任務設計一帶式輸送機的算計圓柱齒輪減速器。帶式運輸機示意圖如下：使用年限為10年，每年250天，三班制工作。為一般用途。我選的題目號為5，相關數據如下：題號運輸帶拉力運輸帶速度卷筒直徑830001.05400二、前言2.1：題目分析2.2：傳動方案

5、的擬定二級展開式圓柱齒輪減速器高速級齒輪傳動選用斜齒圓柱齒輪，低速級選用直齒斜齒圓柱齒輪。優點：結構緊湊、簡單，傳動效率高，工作可靠，應用較廣泛。缺點：齒輪相對于軸承不對稱布置，沿齒向載荷分布不均勻。三、電動機的選擇、傳動裝置的運動和動力參數計算3.1：電動機的選擇3.1.1：選擇電動機的類型按照工作要求的條件，選用y系列三相異步電動機。y系列三相異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，它具有高效、節能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、可靠性高以及使用維護方便等優點。【1】最常用的交流電動機三相鼠籠性異步電動機3.1.2：選擇電動機的額定功率選取（為圓柱齒輪傳動嚙合效率；為軸承傳動

6、效率；為聯軸器傳動效率；為卷筒傳動效率）由電動機軸至卷筒軸的傳動效率為：(三對軸承，兩對齒輪，兩對聯軸器)工作機構的效率為：（軸承加卷筒）工作機構所需功率為：電動機所需功率為：由，故選擇電動機的額定功率為：3.1.3：確定電動機的轉速工作機構主軸即卷筒軸的轉速為：二級圓柱齒輪減速器的傳動比通常單級齒輪傳動比（機械原理p90）所以符合這一范圍的同步轉速有750和1000兩種。為了既不使電動機尺寸過大，也不使傳動裝置因傳動比過大而導致其外廓尺寸過大，價格增加，選用同步轉速為1000的電動機。3.1.4：確定發動機的的型號根據電動機的額定功率和電動機同步轉速1000 ，查機械設計手冊第四冊查y系列三

7、相異步電動機，確定所需電動機的型號為y132m1-6，其主要性能列于下表：電動機型號額定功率滿載轉速y132m1-649602.02.23.2：傳動裝置的運動和動力參數計算3.2.1：合理分配傳動比由機械設計手冊第四冊表17-1-35可知滿載時電動機的轉速為960，則系統總的傳動比為：按兩級大齒輪浸油深度相近，以使潤滑簡便的原則推薦高速級別傳動比應該比低速級傳動比大，其。（出自機械原理p93）取，則故：3.2.2：計算各軸的轉速電動機軸 （從電動機軸往左依次為軸、軸、軸）軸 軸 軸、卷筒軸 3.2.3：計算各軸的輸入功率電動機軸 軸 軸 軸 卷筒軸 3.2.4：計算各軸的輸入轉矩電動機軸 軸

8、軸 軸 卷筒軸 結果整理：軸名功率（）轉矩（）轉速（）電動機軸439.79960軸3.8838.60960軸3.73184.96192.41軸3.58681.7550.13卷筒軸3.33634.9850.13四、傳動零件的設計計算4.1：高速級斜齒圓柱齒輪傳動設計我們設計的為一般用途的減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。由前面的計算我們可得到相關數據有：，,，單向運轉，三班制工作，使用年限10年，每年250天，,4.1.1：選擇材料根據機械設計查表4-1，齒輪常用材料及其力學性能,小齒輪初步選用40cr調質處理，hbs1=241286,大齒輪選用45鋼調質處理，hbs2=217255.計算時取hbs

9、1=270，hbs2=230，hbs1- hbs2=40, 合適。4.1.2：按齒面接觸疲勞強度初步設計由機械設計表4-10中公式計算：1）小齒輪傳遞的轉矩：2）齒寬系數由表4-9可知，小齒輪軟齒面、非對稱布置取3）齒數比：對減速運動，4）載荷系數：因速度高，非對稱布置，初選5）確定初步計算時許用接觸應力，由圖4-7c查得，, （按圖中mq查值），則6）計算小齒輪分度圓直徑7）初步確定主要參數a.選取齒數：取，取，則新的 b.初選螺旋角c.計算法向模數：，選取標準模數d.計算中心距：為了便于箱體的加工及測量，將圓整，取e.計算實際螺旋角： f.計算分度圓直徑： 驗證：g.計算齒寬：圓整取 4.

10、1.3：驗算齒面接觸疲勞強度由式4-19：1）彈性系數：由表:4-7查得，2）節點區域系數：由圖4-19查得，3）重合度系數：先由知則：4）螺旋角系數：5）圓周力：6）載荷系數：a.使用系數：由表4-4查得b.動載系數：由查圖4-13得（初取8級精度）c.齒向載荷分布系數：由表4-5，按調質齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調整，可得d. 齒間載荷分配系數：先求 查表4-6，式中由式4-24 則 故 7）確定許用接觸應力，由式4-16：a.安全系數由表4-8查得，取(一般可靠度)b.壽命系數由式4-17計算應力循環次數式中，查圖4-20得，（均按曲線1查得），故8）驗算齒面接觸疲勞強度

11、（安全）4.1.4：驗算齒根彎曲疲勞強度由式（4-33）1)由前面計算可知，2)載荷系數：a.使用系數同前，b.動載系數同前，c. 齒向載荷分布系數：由圖4-16，查出d. 齒間載荷分配系數：由前面計算可知，則由式（4-21）則前面已經求得，故故：3)齒形系數：由，查圖4-25，得，4)齒根應力修正系數:由，查圖4-25。得，5)重合度系數：同前6)螺旋系數：由式4-34，由前計算可知，計算時取7)許用彎曲應力:由式4-22，a.彎曲疲勞強度極限應力：由圖4-8c，查得：（按圖中me查值），（按圖中mq查值）b.安全系數：由表4-8，取1.25（一般可靠度）c.壽命系數：由,查圖4-26得：，

12、則8)驗算齒根彎曲疲勞強度故彎曲強度足夠4.1.5：確定齒輪的主要參數及幾何尺寸， ，分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 取 ，中心距 4.1.6：確定齒輪制造精度由前面計算知，查表4-15，確定齒輪第公差組為8級精度，第、公差組與第公差組同為8級。按機械手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為gj，在其零件工作圖上標記為8gjgb/t100951988，大齒輪齒厚偏差為hk,在其零件工作圖上標記為：8hkgb/t100951988。4.2：低速級直齒圓柱齒輪傳動設計我們設計的為一般用途的減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。由前面的計算我們可得到相關數據有：，,，單向運轉，三班制工作，使用年限10年，每

13、年250天，,4.2.1：選擇材料根據機械設計查表4-1，齒輪常用材料及其力學性能,小齒輪初步選用40cr調質處理，hbs3=241286,大齒輪選用45鋼調質處理，hbs4=217255.計算時取hbs3=270，hbs4=230.（hbs3- hbs4=40, 合適）4.2.2：按齒面接觸疲勞強度初步設計由式4-101）小齒輪傳遞的轉矩：2）齒寬系數由表4-9可知，軟齒面、非對稱布置取3）齒數比：對減速運動，4）載荷系數：初選（直齒輪、非對稱布置）5）確定初步計算時許用接觸應力，由圖4-7c查得，, （按圖中mq查值），則6）計算小齒輪分度圓直徑7）初步確定主要參數a.選取齒數：取取 b.

14、計算模數：，取c.計算分度圓直徑：d.計算中心距e.計算齒寬：取 4.2.3：驗算齒面接觸疲勞強度由式（9-21）1）彈性系數：由表:4-7查得，2）節點區域系數：由圖4-19查得，3）重合度系數：由則：4）載荷系數：a.使用系數：由表4-4查得b.動載系數：由查圖4-13得（初取8級精度）c.齒向載荷分布系數：由表4-5，按調質齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調整，可得d. 齒間載荷分配系數：由公式4-1先求 由前面可知 則 故 5）校驗許用接觸應力，由式4-16，a.安全系數由表4-8差得，取(一般可靠度)b.壽命系數由式4-17計算應力循環次數式中，查圖4-20得，（均按曲線1

15、查得），故6）驗算齒面接觸疲勞強度4.2.4：驗算齒根彎曲疲勞強度由式（9-26）1)由前面計算可知，2)載荷系數：a.使用系數同前，b.動載系數同前，c. 齒向載荷分布系數：由圖4-16，查出d. 齒間載荷分配系數：由，查表4-6，知，又由，得故：3)齒形系數：由，查圖4-25，得，4)齒根應力修正系數:由，查圖9-33【2】。得，5)重合度系數：同前6)許用彎曲應力:由式4-22，a.彎曲疲勞強度極限應力：由圖4-8c，查得：（按圖中me查值），（按圖中mq查值）b.安全系數：由表4-8，取（一般可靠度）c.壽命系數：由，查圖4-26得：，d.尺寸系數：由，查圖4-26得，則7)驗算齒根彎

16、曲疲勞強度故彎曲強度足夠4.2.5：確定齒輪的主要參數及幾何尺寸， 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑齒寬 取 ，中心距 4.2.6：確定齒輪制造精度由前面計算知，查表4-15，確定齒輪第公差組為8級精度，第、公差組與第公差組同為8級。按機械手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為gj，在其零件工作圖上標記為8gjgb/t100951988，大齒輪齒厚偏差為hk,在其零件工作圖上標記為：8hkgb/t100951988。五、軸的設計及校核計算5.1：中間軸的設計總結之前的一些本計算階段可能用到的數據傳遞功率：；轉速：；齒輪2（大斜齒輪）：分度圓直徑；齒輪寬度，；（左旋）；齒輪3（小直齒輪）：分度圓直徑；

17、齒輪寬度；5.1.1：選擇軸的材料選用最常用45鋼，正火處理，估計軸的直徑小于100mm，由表10-1查得：5.1.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式(10-2)，查表10-2，取（此軸為轉軸，又是減速器的中間軸），則又因為最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應增大，即取標準值5.1.3：軸的結構設計1）確定各段軸的直徑由前面計算可知軸頭直徑為35mm，軸環和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為2mm；軸環和軸頭半徑差為23倍的倒角尺寸，故軸環直徑為45mm。兩端裝軸承處的軸徑直徑應小于34mm，同時考慮到軸承內徑的標準值，所以軸徑直徑取30mm。2）初

18、選軸承類型及及代號因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據軸徑為30mm，初選7206c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設置擋油板。3）確定各軸段的長度齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應略小于齒輪輪轂的寬度，所以裝大齒輪和小齒輪出的軸頭長度分別取68mm和115mm。取軸環寬度為。因為大齒輪齒輪2比小齒輪1齒寬窄7mm，考慮到中間軸ii比軸i齒輪離減速器壁距離要大一些，大齒輪2和小齒輪1端面到減速器壁的距離取18mm，軸承端面到減速器內壁面的距離取5mm，故左端套筒的長度為23mm。由手冊【1】查得7206c軸承的寬度為16m

19、m，軸端倒角尺寸取2mm，所以裝大齒輪軸承段的長度為44mm（2+23+16+3）。同理小齒輪段長度也為44mm。中間軸總長度為267（42+60+8+115+42）mm4）軸上零件的周向定位大齒輪及小齒輪均采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查得截面尺寸為，長度取為50mm和100mm。5）確定軸上倒角半徑及軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。5.1.4：軸的受力分析1）求軸上的扭矩2）求齒輪上的作用力3）確定跨距由手冊查得7206c軸承的支座反力的作用點位置尺寸為a=14.2mm，所以：右端支反力作用點至大齒輪上力的作用點間距離為左端支反力作用

20、點至小齒輪上力的作用點間距離為兩齒輪上作用點間的距離為4）作出計算簡圖（見草稿紙）5）求出水平面內支反力及,并作出水平彎矩圖截面3的彎矩截面2的彎矩（圖見草稿紙）6）求垂直面內支反力和，并作出垂直彎矩圖截面3的彎矩截面2的彎矩7)作出合力彎矩圖截面3的合成彎矩截面2的合成彎矩（圖見草稿紙）8）作出扭矩圖（圖見草稿紙）5.1.5：軸的疲勞強度安全系數校核計算確定危險截面：由圖中不難看出，軸上多處截面存在應力集中，但截面和截面所受載荷較小，可以不考慮。截面和直徑相同，應力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，故可排除。截面和直徑相同，應力集中群毆那個框相同，但截面所受載荷較截面小，也可排除。所以只

21、需對截面和進行安全系數校核。1）截面的安全系數校核計算(1)應力集中系數：a.有效應力集中系數:查表10-8（a型普通平鍵），b.絕對尺寸系數：查表10-11（軸徑d=35mm），c.表面狀態系數：查表10-12，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）d.等效系數：查表10-14，(2)截面的抗彎、抗扭截面模量（）軸的直徑鍵槽寬鍵槽深(3)截面上的應力彎曲應力為對稱循環變化，彎曲應力幅,平均應力；扭轉切應力為脈動循環變化，扭轉切應力扭轉應力幅與平均切應力相等，（4）安全系數彎曲安全系數扭轉安全系數綜合安全系數取,合適2）截面的安全系數校核計算(1)應力集中系數：a.有效應力集中系數:軸直徑變化過

22、度圓角的應力集中，由，按查表10-9，過盈配合處的應力集中，由查表10-8得由此可見過盈配合引起的應力集中較大，應按其計算安全系數b.絕對尺寸系數：查表10-11，c.表面狀態系數：查表10-12，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）d.等效系數：查表10-14，(2) 截面上的應力截面的彎矩故彎曲應力幅,平均應力；扭轉切應力為脈動循環變化，扭轉切應力扭轉應力幅與平均切應力相等，（3）安全系數彎曲安全系數扭轉安全系數綜合安全系數取,合適5.2：高速軸的設計總結之前的一些本計算階段可能用到的數據傳遞功率：；轉速：；齒輪1（小斜齒輪）：分度圓直徑；齒輪寬度，；（左旋）；5.2.1：選擇軸的材料選用

23、最常用45鋼，正火處理，估計軸的直徑小于100mm，由表10-1查得：5.2.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式(10-2)，查表10-2，取（此軸為轉軸，又是減速器的中間軸），則又因為最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應增大，即經過計算選擇了y132m-6中可查到電動機的安裝尺寸，其中電動機輸出軸直徑d=38mm5.2.3：聯軸器的型號的選取由前面計算可知，為了保證聯軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉矩，即。假如選用彈性柱銷聯軸器，此時公稱扭矩，可選用hl1、 hl2、 hl3等等。按扭轉強度條件估算出軸的最小直徑。通過這三條信息，可以得到：高速軸最小直徑d=30mm，聯軸器選

24、用hl3型彈性柱銷聯軸器,材質為鐵、 d1=38mm、d2=30mm。，故裝聯軸器段軸頭長度應略小于60mm，取58mm，軸頭直徑為50mm。5.2.4：軸的結構設計1）初步設計軸的結構（如草稿）2）確定各段軸的直徑由前面計算可知裝齒輪軸頭6直徑為50mm，軸環和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為2.5mm；軸環和軸頭半徑差為23倍的倒角尺寸，故軸環5直徑為60mm。兩端裝軸承處的軸徑直徑應小于50mm，同時考慮到軸承內徑的標準值，所以軸徑直徑取40mm。根據半聯軸器的外孔徑，確定裝聯軸器段軸頭直徑為30mm。考慮到氈封圈的直徑有標準系列，右端軸頸與軸頭間軸身的

25、直徑取為35mm。3）初選軸承類型及及代號因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據軸徑為40mm，查表6-6【1】初選7208c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設置擋油板。軸頸根據軸承取47mm。4）確定各軸段的長度齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應略小于齒輪輪轂的寬度，所以裝齒輪的軸頭長度分別取68mm。由手冊【1】查得7208c軸承的寬度為18mm，則根據前面中軸的設計，使軸承對在同一直線上，左右端套筒調整尺寸為19.5mm，齒輪端面到減速器壁的距離為14mm，軸承端面到減速器內壁面的距離取5mm，故。軸端倒角尺寸取2mm

26、，所以裝左軸承段的長度為41.5mm（2+19.5+18+2=41.5mm）。軸身右端面應與左軸承內端面重合。由手冊【1】查得7208c軸承的寬度為18mm，軸身的長度取137.5mm，軸承端面到減速器內壁面的距離取5mm。軸端倒角尺寸取2mm。右端裝軸承段軸頸長度為18mm。軸身的長度初選為50mm。軸環5的長度8mm。根據半聯軸器的軸孔長度，裝聯軸器段軸頭長度應略小于60mm，取58mm。低速軸總長度為381mm4）軸上零件的周向定位齒輪采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為56mm。聯軸器采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為50m

27、m。5）確定軸上倒角半徑及軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。5.3：低速軸的設計總結之前的一些本計算階段可能用到的數據傳遞功率：；轉速：；轉矩齒輪4（大直齒輪）：分度圓直徑；齒輪寬度；5.3.1：選擇軸的材料選用最常用45鋼，正火處理，估計軸的直徑小于100mm，由表10-1查得：5.3.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式(10-2)，查表10-2，取則又因為最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應增大，即圓整取標準值為5.3.3：聯軸器的型號的選取由前面計算可知，為了保證聯軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉矩，即。還要考慮低速軸的最

28、小直徑。綜合以上因素，查標準jb/t7006-2006(見表3-6【3】)，選用plh3型滑動軸承平行軸聯軸器。半聯軸器的外孔徑，軸孔長度，故裝聯軸器段軸頭長度應略小于112mm，取110mm，軸頭直徑為55mm。5.3.4：軸的結構設計1）初步設計軸的結構（如草稿）2）確定各段軸的直徑由前面計算可知裝齒輪軸頭1直徑為55mm，軸環和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取1mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為1.5mm；軸環和軸頭半徑差為23倍的倒角尺寸，故軸身2直徑為60mm。兩端裝軸承處的軸徑直徑應大于60mm，同時考慮到軸承內徑的標準值，所以軸頸3直徑取65mm。根據軸承直徑。確定軸身4直徑為74

29、mm。裝齒輪段軸頭6取標準值80mm，方便拆裝。所以軸環5比軸頭6大5-10mm，直徑取90mm。右端軸頸7與軸頸3直徑相同，取為65mm。3）初選軸承類型及及代號因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據軸徑為65mm，查表6-6【1】初選6213c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設置擋油板。4）確定各軸段的長度齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應略小于齒輪輪轂的寬度，所以裝齒輪的軸頭6長度分別取108mm。根據前面中軸的設計，齒輪端面到減速器壁的距離為22mm，軸承端面到減速器內壁面的距離取5mm，故左端套筒的長度為27mm。

30、由手冊【1】查得6213c軸承的寬度為23mm，軸端倒角尺寸取2mm，所以裝右軸承段軸頸7的長度為54mm（2+23+27+2=54mm）。軸身4左端面應與右軸承內端面重合。軸承端面到減速器內壁面的距離取5mm，則根據前面中軸的計算，軸身4的長度取90mm。由手冊【1】查得6213c軸承的寬度為23mm，軸端倒角尺寸取2mm。裝軸承段軸頸3長度為23mm。軸身的長度初選為50mm。根據半聯軸器的軸孔長度，裝聯軸器段軸頭長度應略小于112mm，取110mm。軸環5長度取8mm。低速軸總長度為443mm4）軸上零件的周向定位齒輪采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為90

31、mm。聯軸器采用c型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為80mm。5）確定軸上倒角半徑及軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。5.3.5：軸的受力分析1）軸上的扭矩2）求齒輪上的作用力3）確定跨距右端支反力作用點至聯軸器上力的作用點間距離為左端支反力作用點至齒輪上力的作用點間距離為4）作出計算簡圖（見草稿紙）5）求出水平面內支反力及,并作出水平彎矩圖截面6的彎矩6）求垂直面內支反力和，并作出垂直彎矩圖截面4的彎矩7)作出合力彎矩圖截面4的合成彎矩（圖見草稿紙）8）作出扭矩圖（圖見草稿紙）5.3.6：軸的疲勞強度安全系數校核計算

32、確定危險截面：由圖中不難看出，軸上多處截面存在應力集中，而且截面所受載荷差不太多，但軸徑小。所以為危險截面，截面三處受載較大應力集中，但載荷更大，所以需對截面進行安全系數校核。1）截面的安全系數校核計算(1)應力集中系數：a.有效應力集中系數:軸直徑變化過度圓角的應力集中，由，按查表10-9，過盈配合處的應力集中，由查表10-8得由此可見過盈配合引起的應力集中較大，應按其計算安全系數b.絕對尺寸系數：查表10-11，c.表面狀態系數：查表10-12，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）d.等效系數：查表10-14，(2) 截面上的應力截面的彎矩故彎曲應力幅,平均應力；扭轉切應力為脈動循環變化，

33、扭轉切應力扭轉應力幅與平均切應力相等，（3）安全系數彎曲安全系數扭轉安全系數綜合安全系數取,合適2）截面的安全系數校核計算(1)應力集中系數：a.有效應力集中系數: 軸直徑變化過度圓角的應力集中，由，按查表10-9，過盈配合處的應力集中，由查表10-8得由此可見過盈配合引起的應力集中較大，應按其計算安全系數b.絕對尺寸系數：查表10-11，c.表面狀態系數：查表10-12，（精車、表面未強化處理、表面粗糙度）d.等效系數：查表10-14，(2)截面的抗彎、抗扭截面模量（）軸的直徑鍵槽寬鍵槽深(3)截面上的應力彎曲應力為對稱循環變化，彎曲應力幅,平均應力；扭轉切應力為脈動循環變化，扭轉切應力扭轉

34、應力幅與平均切應力相等，（4）安全系數彎曲安全系數扭轉安全系數綜合安全系數取,合適六、軸承的選擇與壽命計算6.1：低速軸的軸承壽命1）查有關數據由手冊【1】查得6213軸承的有關數據：2）計算兩支承德徑向載荷4）計算兩軸承的當量動載荷因為，所以對于軸承i5）計算軸承的基本額定壽命取，中的最大值計算，將帶入下式查表12-8，因軸承在正常溫度下工作，查表12-10，取減速器載荷系數，球軸承則折合算壽命有50年。壽命達到要求6.2：中間軸的軸承壽命1）查有關數據由手冊【1】查得7206c軸承的有關數據：2）計算兩支承德徑向載荷3）計算兩支承的軸向載荷對于7000c型軸承，軸承內部軸向力,其中為表12

35、-12中的判斷系數，其值由的大小確定，但先軸承軸向載荷未知，故先取進行試算。對于軸承i 所以軸承ii壓緊，軸承i放松對于軸承ii查表12-12得，查表12-12得，查表12-12得，查表12-12得，相差較大查表12-12得，查表12-12得，兩次計算相等，因此確定，4）計算兩軸承的當量動載荷對于軸承i 因 ，查表12-12得 對于軸承ii 因 ，查表12-12得5）計算軸承的基本額定壽命取，中的最大值計算，將帶入下式查表12-8，因軸承在正常溫度下工作，查表12-10，取減速器載荷系數，球軸承則折合約9.3年，運氣好不用換軸承啦。壽命達到要求，使用中期需要更換一次中間軸承。七、鍵連接的選擇與

36、校核計算7.1：高速軸上的鍵的選擇由前面軸的設計可知:1）齒輪采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為56mm。平鍵強度校核高速軸上的轉矩：高速軸的直徑：根據軸的型號可知： 查表11-1得需用應力 齒輪上鍵滿足需求。2）聯軸器采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為50mm。平鍵強度校核高速軸上的轉矩：高速軸的軸頭直徑：根據軸的型號可知： 查表11-1得需用應力 聯軸器上鍵滿足需求。7.2：中間軸上的鍵的選擇由前面軸的設計可知，大齒輪及小齒輪均采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【3】查得截面尺寸為，長度取為50mm和100mm。校核長度為50mm的鍵：平鍵強度校核軸上的轉矩：軸的直徑