1、計算及說明結果1課程設計任務書：1.1 設計題目：設計用于帶式運輸機的傳動裝置；1.2 設計的原始數據：第八組數據運輸帶有效拉力F（N）4100運輸帶速度V（m/s）0.7卷筒直徑D（mm）3301.3 設計要求：工作與生產條件：兩班制工作，常溫下連續單向運轉，空載起動，載荷平穩，室內工作，環境有輕度粉塵，每年工作300天，減速器設計壽命10年，電壓為三相交流電（220V/380V）。運輸帶允許速度誤差：± 51.4 供參考的傳動方案：方案B1：要求傳動系統中含有兩級圓柱齒輪減速器；方案B2：要求傳動系統中含有兩級圓柱齒輪減速器及帶傳動；方案B3：要求傳動系統中含有兩級圓柱齒輪減速器

2、及鏈傳動；方案B4（選做）：要求傳動系統中含有單級蝸桿減速器；方案B5（選做）：要求傳動系統中含有單級圓錐齒輪減速器及開式圓柱齒輪傳動。2傳動方案的分析和擬定：2.1 方案擬定：方案B2 減速器：二級展開式圓柱齒輪減速器 傳動方式：V帶傳動2.2 方案分析：由于所需的傳動裝置在有輕微粉塵的工作環境中長期單向運轉，而且要求載荷平穩，所以選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。本傳動機構的特點是：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸又較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣軸在轉矩的作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的變F=4100NV=0.7m/sD330m/s計算及說明結果形

3、可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。用于載荷比較平穩的場合。兩級齒輪應使用斜齒輪。使用V帶傳動，能緩沖工作時的輕微震動，符合該傳動裝置傳動平穩的要求，而且V帶結構簡單，價格便宜，能提高工作和生產效率。V帶應布置在減速器的輸入端。2.3 傳動方案簡圖3電動機的選擇：3.1 電動機類型選擇：根據1)傳動裝置要求工作電壓為三相交流電為220V/380V； 2）在有輕微粉塵的工作環境； 3）要長期運轉，容易發熱；結果：選擇Y系列的三相籠型異步交流電動機，采用全封閉自扇冷式結構，電壓為380V。 該系列的電動機特點：結構簡單、價格低廉、維護方便，廣泛適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體無特

4、殊要求的機械。3.2 電動機容量的選擇：3.2.1 工作機的有效效率（即其輸出功率） 3.2.2 電動機所需效率：計算及說明結果從電動機到工作機的輸送總效率：式中分別為帶傳動的效率、滾動軸承傳動效率（一對）、閉式齒輪傳動效率、聯軸器效率、傳動滾筒效率按表2-3（機械設計課程設計），查得，所以由于電動機額定功率略大于，由表16-1中的Y系列電動機技術數據，查得電動機的額定功率3.2.3 確定電動機轉速和型號 滾筒軸工作轉速： 由于V帶傳動的傳動比常用范圍為，二級圓柱齒輪減速器的常用傳動比為，所以，總傳動比的范圍為： 電動機轉速可選范圍為 ：計算及說明結果符合這一范圍的同步轉速有750、1000、

5、1500、3000r/min.通過查表16-1，查出4種適用的電動機型號，其各參數如下表 方案電動機型號額定功率（kw）同步轉速(r/min)滿載轉速（r/min）傳動裝置的總傳動比1Y160M1-8475072017.772Y132M1-6410096023.703Y112M-441500144035.554Y112M-243000289071.34綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量以及傳動裝置的總傳動比來比較4個方案：方案1：電動機轉速低，外廓尺寸以及質量較大，價格較高，雖傳動不大，但由于電動機轉速低，導致傳動裝置尺寸較大。方案4：電動機轉速較大，但總傳動比也較大，傳動裝置尺寸大方案2和

6、3較方案1和4適中，比較合適。但方案2比方案3更能使傳動裝置結構緊湊。因此，選定電動機型號為Y132M1-6.4傳動裝置運動和動力參數的計算： 4.1 傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：由于，初選V帶傳動比，所以減速器的傳動比： 電動機型號：Y132M1-6計算及說明結果分配傳動比：高速級齒輪 低速級齒輪 4.2 傳動裝置各軸的運動和動力參數：4.2.1各軸的轉速： 軸1（電機軸）：軸2（輸入級）： 軸3（中間軸）： 軸4（輸出軸）： 軸5（滾筒軸）：4.2.2 各軸的輸入功率：軸1（電機軸）：軸2（輸入級）： 軸3（中間軸）： 軸4（輸出軸）：軸5（滾筒軸）：計算及說明結果4.2.3

7、各軸的輸入轉矩軸1（電機軸）： 軸2（輸入級）： 軸3（中間軸）： 軸4（輸出軸）： 軸5（滾筒軸）：運動和動力參數的計算結果如下表軸名輸入功率P（kw）輸入轉矩T（N·m）轉速n（r/min）13.4534.3286023.3198.7832033.1831696.143.05718.3140.5552.99704.1840.555帶傳動的設計：5.1 帶傳動類型的選擇由于V帶傳動允許的傳動比較大，結構緊湊，大多數V帶已標準化，且普通V帶用于載荷不大和帶輪直徑較小的場合，符合所要求的工作和生產的條件，所以選擇普通V帶為外傳動零件。5.2 V帶帶型的選擇： 由于傳動裝置工作實行兩班制

8、，即每天工作16小時，且空載啟動，計算及說明結果根據表8-7（機械設計），查得工作情況系數已知所需傳遞的額定功率，即電動機的額定功率P=4kw所求的計算功率 已知小帶輪轉速,即電機軸的轉速 根據圖8-11，選取普通V帶A帶型5.3 確定帶輪的基準直徑和驗算帶速v5.3.1初選小帶輪的基準直徑 根據表8-6，V帶輪的最小基準直徑為 根據表8-8，初選小帶輪的基準直徑5.3.2驗算帶速v 符合525m/s帶速5.3.3計算大帶輪的基準直徑 由于帶傳動的常用傳動比,取中間值由式，并根據表8-8圓整，得5.4 確定中心距a,并選擇V帶的基準長度5.4.1 初定中心距 根據式，得 普通V帶A帶型計算及說

9、明結果所以，初定為400mm5.4.2 計算相應的帶長 根據表8-2，選定5.4.3 計算中心距a及其變動范圍其變動范圍 中心距變化范圍338.5401.5mm5.5 驗算小帶輪上的包角 小帶輪上包角，符合要求5.6 確定帶的根數z （1）計算及說明結果根據和，查表8-4a,得根據，和A帶型，查表8-4b,得根據，查表8-5，得 根據和A帶型，查表8-2，得 將所查參數代如式（1）中，求得z=4.75 圓整后，取z=55.7 確定帶的初拉力 根據A帶型，查表8-3，得q=0.1kg/m 5.8 計算壓軸力5.9 帶輪設計 材料選用HT200 結構形式：根據，小帶輪采用實心式結構 ，大帶輪采用輪

10、輻式結構z=5計算及說明結果根據A帶型，查表8-10，f=9mm,e=15mm, 根據帶的根數，可求得帶輪寬度：B=78mm6齒輪傳動的設計：6.1高速級齒輪設計：6.1.1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數、螺旋角（1）根據所選的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動（2）由于帶式運輸裝置為一般的工作機器，傳動功率不大，轉速不高，故選用7級精度。（3）材料選擇，根據表10-1（機械設計） 小齒輪的材料為40Cr，調質處理，硬度為280HBS 大齒輪的材料為45號鋼，調指出了，硬度為240HBS 兩齒輪硬度差控制為40HBS 兩齒輪均使用軟齒面，因為是閉式傳動，失效形式為點蝕（4）齒數的初選考慮傳動的

11、平穩性，齒數宜取多一些 取，則 圓整后，取（5）初選螺旋角為6.1.2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 （1）確定公式內的各計算數值 B=78mm計算及說明結果1）試選載荷系數Kt=1.62）小齒輪傳遞的轉矩 3）根據齒輪的裝置情況，由表10-7選取齒寬系數4)根據螺旋角，由圖10-30選取區域系數5)根據齒數和螺旋角，由圖10-26查得端面重合度 ，則6)根據齒輪材料，由表10-6查得材料的彈性影響系數7)根據齒輪的材料，由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 8)計算應力循環系數9)根據應力循環習俗，由圖10-19查得接觸疲勞壽命系

12、數 ，計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1 Kt=1.6計算及說明結果（2）設計計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入上述系數，得 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b及模數 4)計算縱向重合度 5)計算載荷系數 根據圓周速度和齒輪精度，由圖10-8查得動載荷系數 根據齒輪精度和經表面硬化，由表10-3查得齒間載荷分配系 根據工作情況，由表10-2查得使用系數 根據齒輪的布置方式，用插值法查表10-4，得計算及說明結果根據b/h值，由圖10-13查得故載荷系數6)按實際的載荷系數校正所的的分度圓直徑 7)計算模數 6.1.3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式：(1)確定公式

13、內的各計算數值1)根據齒輪材料和熱處理，由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限2)根據齒輪工作應力循環次數，由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數，3)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.44)計算載荷系數K 5)根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數6)計算當量齒數S=1.4計算及說明結果 7)查取齒形系數，由表10-5查得 8)查取應力校正系數，由表10-5查得 9)計算大小齒輪的，并加以比較 由此，可知大齒輪的數值較大(2)設計計算 對此計算結果，齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎 曲疲勞強度計算的模數，所以應取由彎曲疲勞強度計算出的模數。

14、取由彎曲疲勞強度計算出的模數1.68mm,并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度計算出的分度圓直徑，取小齒輪分度圓直徑為mm 可算出小齒輪的齒數為 圓整后，取小齒輪齒數為 取大齒輪的齒數為 圓整后，取大齒輪齒數為計算及說明結果6.1.4幾何尺寸計算(1)計算中心距 將中心距圓整為121mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角因螺旋角值改變不大，故參數等不必修改(3)計算大小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度圓整后，取大齒輪寬度，小齒輪寬度(5)齒輪結構設計根據齒輪的分度圓直徑，小齒輪，為實心結構；大齒輪，為腹板式結構。6.2 低速級齒輪設計：6.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數、螺旋角（1

15、）根據所選的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動（2）由于帶式運輸裝置為一般的工作機器，傳動功率不大，轉速不高，故選用7級精度。（3）材料選擇，根據表10-1（機械設計）計算及說明結果小齒輪的材料為40Cr，調質處理，硬度為280HBS 大齒輪的材料為45號鋼，調指出了，硬度為240HBS 兩齒輪硬度差控制為40HBS 兩齒輪均使用軟齒面，因為是閉式傳動，失效形式為點蝕（4）齒數的初選 考慮傳動的平穩性，齒數宜取多一些 取，則 圓整后，取（5）初選螺旋角為6.2.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即 （1）確定公式內的各計算數值 1)試選載荷系數Kt=1.62)小齒輪傳遞的轉矩 3)根據

16、齒輪的裝置情況，由表10-7選取齒寬系數4)根據螺旋角，由圖10-30選取區域系數5)根據齒數和螺旋角，由圖10-26查得端面重合度 ，則6)根據齒輪材料，由表10-6查得材料的彈性影響系數Kt=1.6計算及說明結果7)根據齒輪的材料，由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限8)計算應力循環系數 9)根據應力循環習俗，由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 ，計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1 (2)設計計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入上述系數，得 2)計算圓周速度v計算及說明結果3)計算齒寬b及模數 4)計算縱向重合度 5)計算載荷

17、系數 根據圓周速度和齒輪精度，由圖10-8查得動載荷系數 根據齒輪精度和經表面硬化，由表10-3查得齒間載荷分配系數 根據工作情況，由表10-2查得使用系數 根據齒輪的布置方式，用插值法查表10-4，得 根據b/h值，由圖10-13查得 故載荷系數6)按實際的載荷系數校正所的的分度圓直徑 7)計算模數 6.2.3按齒根彎曲強度設計計算及說明結果彎曲強度的設計公式：(1)確定公式內的各計算數值1)根據齒輪材料和熱處理，由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲強度極限2)根據齒輪工作應力循環次數，由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數，3)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.

18、44)計算載荷系數K 5)根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數6)計算當量齒數 7)查取齒形系數，由表10-5查得 8)查取應力校正系數，由表10-5查得 9)計算大小齒輪的，并加以比較 計算及說明結果 由此，可知大齒輪的數值較大(2)設計計算 對比計算結果，齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎 曲疲勞強度計算的模數，所以應取由彎曲疲勞強度計算出的模數。取由彎曲疲勞強度計算出的模數2.46mm,并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度計算出的分度圓直徑，取小齒輪分度圓直徑為mm可算出小齒輪的齒數為圓整后，取小齒輪齒數為 取大齒輪的齒數為 圓整后，取大齒輪齒數為6.2.4幾何尺寸計算（1

19、）計算中心距 將中心距圓整為137mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角計算及說明結果因螺旋角值改變不大，故參數等不必修改（3）計算大小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 圓整后，取大齒輪寬度，小齒輪寬度（5）齒輪結構設計根據齒輪的分度圓直徑，小齒輪，為實心結構；大齒輪，為腹板式結構。7傳動軸的設計與校核7.1 輸出軸的設計7.1.1輸出軸的功率、轉速和轉矩 7.1.2計算出作用在齒輪上的力已知：低速級大齒輪的分度圓直徑 壓力角 低速級齒輪螺旋角 圓周力：徑向力：計算及說明結果軸向力：7.1.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼，調質處理，由表15-3（機械設計），查得，取 輸出軸最

20、小直徑與聯軸器應相適應，故需先選取聯軸器的型號 根據軸的工作情況，查表14-1，選取工作情況系數 聯軸器的計算轉矩 按照計算轉矩應小于聯軸器公轉轉矩條件，查機械設計手冊，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，其公轉轉矩為1250000N·m,半聯軸器的孔徑為，故取；半聯軸器長度 L=112mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度7.1.4 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案：齒輪、套筒、甩油環、左端軸承、軸承端蓋依次從軸的左端向右安裝，套筒、甩油環、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）滿足聯軸器軸向定位要求，1-2段左端需制一軸肩

21、，故取2-3段直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。由于，故取1-2段長度略小于，取 。2）初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據，選取標準精度級的單列圓錐滾計算及說明結果子軸承32912，得其尺寸 故。右端軸承左端采用套筒與軸肩定位，取軸肩的高度為3mm，故3-4段直徑。考慮箱體的鑄造誤差，取軸承距箱體內壁s=10mm。取箱體內壁距齒輪左側或軸5-6段右端a=16mm,故3-4段的長度為3）根據，取安裝齒輪的軸段6-7的直徑，齒輪左端與左端軸承間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂寬度B=85mm，為使套筒端面可壓緊齒輪，取，故7-8段的長度為。

22、齒輪的右端才用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,可取h=5mm,則5-6段直徑為，寬度應大于1.4h,故取。 4）初取軸承端蓋的寬度為20mm,根據軸承端蓋的裝拆與其他要求， 取端蓋的外端面與聯軸器左端面間的距離，故 。 5）取齒輪間的距離為c=20mm，已知滾動軸承寬度，高速級大齒輪寬度B=60mm,則 （3）軸上零件的周定位 齒輪，半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按安裝齒輪段 軸徑和長度，由表6-1查得平鍵截面為鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm,同時為保證齒輪與軸有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的公差配合為H7/n6.圓錐滾子軸承32912s=10mma=16mm計算及說明結

23、果半聯軸器與軸的連接選用平鍵14mmx9mmx70mm,其配合為H7/k6滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，直徑公差為m6（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端到角為C1，各軸肩處的圓角半徑為R2.（5）該軸的概略圖如下：7.1.5軸上的載荷計算根據軸的結構和軸所受的力，作出下圖計算及說明結果由上圖可知，截面C是軸的危險截面，現將計算C截面的應力載荷水平面H垂直面V支反力F（N）彎矩M（N·mm）總彎矩(N·mm) 扭矩T(N·mm)7.1.6按彎扭合成應力校核軸的強度對危險截面C進行強度校核，根據上表數據以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應

24、力，取，軸的計算應力為 前已選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由表15-1查得 ，因，故安全。7.2 中間軸的設計7.2.1中間軸的功率、轉速和轉矩 7.2.2計算出作用在齒輪上的力已知：低速級小齒輪的分度圓直徑 高速級大齒輪的分度圓直徑 壓力角 高速級齒輪螺旋角 圓周力： 計算及說明結果徑向力： 軸向力： 7.2.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼，調質處理，由表15-3（機械設計），查得，取7.2.4 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案：低速級小齒輪、套筒、甩油環、左端軸承、軸承端蓋依次從軸的左端向右安裝，高速級大齒輪、套筒、甩油環、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的

25、右端向左安裝。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據計算出的軸的最小直徑,選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承33008，得其尺寸 故。2）根據，取軸肩高度h=4mm,故安裝齒輪的軸段2-3和4-5的直徑為，低速級小齒輪左端與左端軸承間、高速級大齒輪右端與右端軸承間都采用套筒定位。已知低速級小齒輪的輪轂寬度，為使套筒端面可壓緊齒輪，取；已知高速級大齒輪的輪轂寬度圓錐滾子軸承33008計算及說明結果為使軸肩高度h>0.07d,可取h=5mm,則3-4段直徑為。3）考慮箱體的鑄造誤差，取軸承距箱體內壁s=10mm

26、。取箱體內壁與低速級小齒輪左側或高速級大齒輪右側軸的距離為a=16mm,故1-2段的長度為5-6段的長度為4）由輸出軸的設計中，可得安裝在軸上的軸承兩內端面的距離為 為使中間軸與輸出軸能在箱體中長度一致，故（3）軸上零件的軸向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按2-3和4-5段軸徑和長度，由表6-1查得兩軸段分別采用的平鍵尺寸為 鍵槽用鍵槽銑刀加工,為保證齒輪與軸有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的公差配合為H7/n6. 滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，直徑公差為m6（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端到角為C1，各軸肩處的圓角半徑為R2.（5）該軸的概略圖如下：計算

27、及說明結果7.2.5軸上的載荷計算根據軸的結構和軸所受的力，作出下圖由上圖可知，截面C是軸的危險截面，現將計算C截面的應力載荷水平面H垂直面V支反力F（N）彎矩M（N·mm）總彎矩(N·mm) 扭矩T(N·mm)7.2.6按彎扭合成應力校核軸的強度對危險截面C進行強度校核，根據上表數據以及軸單向旋轉，計算及說明結果扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力為前已選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由表15-1查得 ，因，故安全。7.3 輸入軸的設計7.3.1輸入軸的功率、轉速和轉矩 7.3.2 計算出作用在齒輪上的力已知：高速級小齒輪的分度圓直徑 壓力角 高速級齒

28、輪螺旋角 圓周力： 徑向力： 軸向力： 7.3.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr，調質處理，由表15-3（機械設計），查得，取7.3.4 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案：套筒、甩油環、左端軸承、軸承端蓋、帶輪依次從軸的左端向右安裝，套筒、甩油環、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度計算及說明結果1）根據軸的最小直徑，選定帶輪的孔徑d,故。已知帶輪的輪轂寬度60mm,帶輪的輪輻寬度為78mm,為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制一軸肩，取軸肩高h=2mm,故，帶輪的左端用軸擋圈定位，按軸端直徑取擋圈的

29、直徑為36mm,由于L=60mm，取軸段1-2長度應略小于L，故取。 2）初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據軸段2-3的直徑,選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承33008，得其尺寸 故。 左端軸承都用軸肩與套筒定位，取軸肩高h=5,故3）由于與齒輪分度圓直徑很相近，為了避免齒輪加工困難等問題和能保證齒輪承受較大的載荷，把該軸做成齒輪軸，軸的材料應跟齒輪一致選用40Cr。因有軸承用套筒定位，為了避免因套筒直徑過大而影響齒輪的傳動，在齒輪軸段左端制一小于齒輪軸齒輪分度圓直徑的軸肩，取軸肩高度為h=3mm,長度為l=3,故,。4）初取軸承端蓋的總寬度為20mm,根據

30、軸承端蓋的裝拆與其他要求和考慮到帶輪安裝后會否與端蓋干涉，故取端蓋的外端面與帶輪輪轂右端面肩的距離l=40mm，故。5）考慮箱體的鑄造誤差，取軸承距箱體內壁s=10mm。取箱體內壁與齒輪右側或軸肩的距離為a=16mm,故3-4段的長度為，8-9段的長度為圓錐滾子軸承3300計算及說明結果6）為使輸入軸與后兩根軸能在箱體軸承間距離保持一致，并且各軸段長度不會過長，故取，兩軸端間取一軸肩，并且不影響齒輪的傳動，取軸肩高為3mm，故（3）軸上零件的周向定位 帶輪與軸的連接采用平鍵，根據表6-1，按安裝帶輪軸段直徑，選取的平鍵尺寸為（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端到角為C1，各軸肩

31、處的圓角半徑為R2.（5）該軸的概略圖如下：7.3.5軸上的載荷計算根據軸的結構和軸所受的力，作出下圖計算及說明結果由上圖可知，截面C是軸的危險截面，現將計算C截面的應力載荷水平面H垂直面V支反力F（N）彎矩M（N·mm）總彎矩(N·mm) 扭矩T(N·mm)由此可知危險截面在C處7.3.6按彎扭合成應力校核軸的強度對危險截面C進行強度校核，根據上表數據以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力為 前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由表15-1查得計算及說明結果，因，故安全。8滾動軸承的設計與校核 前面在軸的設計中已初選了各軸的軸承，現對各軸

32、的軸承進行校核，不符合要求的再從機械設計手冊中查找同一孔徑的軸承，更 換后再進行校核。 以下為各軸軸承校核計算8.1 輸出軸軸承 輸出軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承32912，從機械設計手冊中查得相關的計算參數：Y=1.8，e=0.33,C=46kN 已知輸出軸的轉速n=40.55r/min, 則， 因 又 則X1=1，Y1=0 則X2=0.4，Y2=1.8查表13-6，得,取根據式13-8a,得 根據式13-5，得則該軸承壽命為約29.7年，符合設計要求X1=1，Y1=0X2=0.4，Y2=1.8壽命為約29.7年計算及說明結果8.2 中間軸軸承 中間軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承33008，從

33、機械設計手冊中查得相關的計算參數：Y=2.1，e=0.28,C=60.2kN 已知輸出軸的轉速n=96.1r/min, 則， 因 又 則X1=0.4，Y1=2.1 則X2=1， Y2=0查表13-6，得,取根據式13-8a,得 根據式13-5，得則該軸承壽命為約23.4年，符合設計要求8.3 輸入軸軸承 輸入軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承33008，從機械設計手冊中查得相關的計算參數：Y=2.1，e=0.28,C=60.2kN 已知輸出軸的轉速n=320r/min, X1=0.4，Y1=2.1X2=1， Y2=0壽命為約23.4年計算及說明結果則， 因 又 則X1=0.4，Y1=2.1 則X2=

34、1， Y2=0查表13-6，得,取根據式13-8a,得 根據式13-5，得則該軸承壽命為約50.3年，符合設計要求9鍵聯接的設計與校核 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用回頭普通平鍵（A型），而聯軸器與軸端選用單回頭平鍵（C型），鍵、軸和輪轂材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取 以下為各軸鍵聯接校核計算9.1輸出軸鍵聯接9.1.1軸與聯軸器聯接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度X1=0.4，Y1=2.1X2=1， Y2=0壽命為約50.3年計算及說明結果由式6-1可得 因，滿足強度要求 故選用鍵標記為：鍵C20×70 G

35、B/T1096-20039.1.2軸與低速級大齒輪聯接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因，滿足強度要求 故選用鍵標記為：鍵C14×70 GB/T1096-20039.2 中間軸鍵聯接9.2.1軸與低速級小齒輪聯接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因，滿足強度要求故選用鍵標記為：鍵C14×70 GB/T1096-20039.2.2 軸與高速級大齒輪聯接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得計算及說明結果因，滿足強度要求 故選用鍵標記為：鍵C14×50 GB/T1096-200

36、39.3 輸入軸鍵聯接9.3.1 軸與帶輪的聯接，鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因，滿足強度要求故選用鍵標記為：鍵C10×56 GB/T1096-200310箱體結構設計尺寸如下表（低速級中心距名稱符號計算關系尺寸（mm）箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度15箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度25地腳螺栓直徑20地腳螺栓數目na<2504(個)軸承旁聯接螺栓直徑16箱蓋與箱座聯接螺栓直徑=（0.50.6）10聯接螺栓的間距l100150120計算及說明結果軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8檢查孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）6定位銷直徑d=（0.70.8）8至外箱壁距離查機械設計課程設計262216至凸緣邊緣距離同上242014對應沉頭座直徑D同上443624軸承旁凸臺半徑20外箱壁至軸