機械設計課程設計說明書示例樣本

課程設計闡明書課程名稱：機械設計課程設計課程代碼：6003479題目：帶式運送機減速傳動裝置設計學生姓名：學號：年級/專業(yè)/班：10機電（3）-2：機械學院指導教師：秦小嶼

傳動方案擬定對于本機器，初步選取原動機為三相異步電動機，依照任務書規(guī)定，規(guī)定本機器承載速度范疇大、傳動比恒定、外輪廓尺寸小、工作可靠、效率高、壽命長。依照參照書第7頁常用機械傳動重要性能滿足圓柱齒輪船東規(guī)定。對圓柱齒輪傳動，為了使尺寸和重量更小，當減速比i＞8時，建議采用二級以上傳動方式。依照參照書第7頁常用機械傳動重要性能，二級齒輪減速器傳動比范疇為：i=8～40，滿足規(guī)定。依照工作條件和原始數(shù)據(jù)可選取展開二級圓柱齒輪傳動。由于此方案可靠、傳動效率高、維護以便、環(huán)境適應性好，但是也有缺陷，就是寬度過大。其中選用斜齒圓柱齒輪，由于斜齒圓柱齒輪兼有傳動平穩(wěn)和成本低特點，同步選用展開式可以有效減小橫向尺寸。在沒有特殊規(guī)定狀況下，普通采用減速器。為了便于裝配，齒輪減速器機體采用沿齒輪軸線水平剖分構(gòu)造。綜上所述，傳動方案總體布局如圖一所示：圖一電動機，2-彈性聯(lián)軸器，3-二級圓柱齒輪，4-高速級齒輪減速器，5-低速級齒輪，6-剛性聯(lián)軸器，7-卷筒電動機選取及傳動裝置運動和動力參數(shù)計算電動機類型和構(gòu)造形式選?。河捎谥绷麟妱訖C需要直流電源，構(gòu)造較復雜，價格較高，維護比較不便，因而選取交流電動機。國內(nèi)新設計Y系列三相籠型異步電動機屬于普通用途全封閉自扇冷電動機，其構(gòu)造簡樸、工作可靠、價格低廉，維護以便，合用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊規(guī)定機械上，如金屬切削機床、運送機、風機、攪拌機等，由于起動性能較好，也合用于某些規(guī)定起動轉(zhuǎn)矩較高機械，如壓縮機等。由于Y系列三相籠型異步電動機有如此多有長處，且符合此減速器設計規(guī)定，因而選取Y系列三相鼠籠式異步電動機。選取電動機容量：電動機容量重要依照電動機運營時發(fā)熱條件來決定。本次設計運送機是不變載荷下長期持續(xù)運營機械，只要所選電動機額定功率等于或稍不不大于所需電動機工作功率，即，電動機不會過熱，不必較驗發(fā)熱和起動力矩。工作機所需功率：工作機所需功率可由工作機工作阻力，工作機卷筒線速度求得，即依照公式(2)：則：

p 傳動裝置總效率,應為構(gòu)成傳動裝置各某些運動副效率之乘積，即公式(5)：η其中：表達：滾動軸承效率，取0.96；表達：齒輪傳動副效率，取0.98(查參照書[1]第7頁表一常用機械傳動重要性能)；表達：彈性連軸器傳動效率，取0.97表達：卷筒效率，取0.99取0.96因此：

η如圖一所示帶式運送機，其電動機所需工作功率依照公式(1)有：則有：p擬定電動機轉(zhuǎn)速：卷筒工作轉(zhuǎn)速可依照如下公式計算：即：n=依照參照書[1]第7頁表一常用機械傳動重要性能，V帶傳動比范疇為ia'=2~4n依照容量和轉(zhuǎn)速,查出有三種傳動比喻案，如表一：表一方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112m-2430002890綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格減速器傳動比，可見第二方案比較適當，因而選取電動機型號為Y112M-2，其重要性能如表二：表二型號額定功率kW滿載時轉(zhuǎn)速r/min電流(380V時)A效率﹪功率因素Y112M-2428909.4840.776.52.22.2Y112M-2電動機外形和安裝尺寸如表三：表三中心高H外形尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地肢螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD112400×670×265190×1401228×608×41注：表中尺寸單位均為mm。擬定傳動裝置總傳動比和分派傳動比傳動裝置總傳動比為選定電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主軸轉(zhuǎn)速之比即公式（7）：其中：：選定電動機Y112M-2滿載轉(zhuǎn)速2890r/min；：卷筒工作主軸轉(zhuǎn)速，即告33.15r/min；則有：iV帶分派傳動比=3.8，in=展開式二級圓柱齒輪減速器，重要考慮滿足浸沒潤滑規(guī)定，為使兩極大齒輪直徑相近，由參照書17頁展開式曲線查得：i1計算傳動裝置運動和動力參數(shù)按照由電動機軸到工作機運動傳遞路線推算。得各軸運動和動力參數(shù)。各軸轉(zhuǎn)速=1\*ROMANI軸依照公式（9）：式中：為電動機滿載轉(zhuǎn)速；為電動機至一軸傳動比，由于中間由聯(lián)軸器連接，所覺得2.8；代入數(shù)據(jù)則有：n=2\*ROMANII軸依照公式（10）：代入數(shù)據(jù)：n=3\*ROMANIII軸依照公式（11）：代入數(shù)據(jù)n卷筒軸：式中：為=3\*ROMANIII軸至卷筒軸傳動比，由于它們之間直接由聯(lián)軸器連接，因此，代入數(shù)據(jù)則有：n各軸輸入功率=1\*ROMANI軸依照公式（12）：kW式中：為電動機至=1\*ROMANI軸傳遞效率；則；代入數(shù)據(jù)則有：p1=2\*ROMANII軸依照公式（13）：kW式中：為=1\*ROMANI軸至=2\*ROMANII軸傳遞效率；則代入數(shù)據(jù)則有：p2=3\*ROMANIII軸依照公式（14）：kW式中：為=2\*ROMANII軸至=3\*ROMANIII=2\*ROMAN軸傳遞效率；則代入數(shù)據(jù)則有：p3卷筒軸：kW式中：為=3\*ROMANIII=2\*ROMAN軸至卷筒軸傳遞效率；則代入數(shù)據(jù)則有：p4各軸輸出功率=1\*ROMANI～=3\*ROMANIII軸輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.98，則有：=1\*ROMANI軸：p1'=p=2\*ROMANII軸：p2'=p=3\*ROMANIII軸：p3'=p各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機主軸輸出轉(zhuǎn)矩依照公式（17）：代入數(shù)據(jù)則有：Td=1\*ROMANI～=3\*ROMANIII軸輸入轉(zhuǎn)矩：=1\*ROMANI軸依照公式（18）：代入數(shù)據(jù)則有：T1=2\*ROMANII軸依照公式（19）：代入數(shù)據(jù)則有：T2=3\*ROMANIII軸依照公式（20）：代入數(shù)據(jù)則有：T3卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩：代入數(shù)據(jù)則有：T4各軸輸出轉(zhuǎn)矩=1\*ROMANI～=3\*ROMANIII軸輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98，則有：=1\*ROMANI軸：T1'=T1=2\*ROMANII軸：T2'=T2=3\*ROMANIII軸：T3'=T3工作機動力和運動參數(shù)整頓如表四：表四軸名效率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.828902.80.9615.831032.14=1\*ROMANI軸4.604.5142.5541.671032.147.150.95=2\*ROMANII軸4.374.28289.18283.40144.364.350.95=3\*ROMANIII軸4.164.081195.811171.9033.191.000.97卷筒軸4.031713.663工作機阻力矩工作機阻力矩可由工作機工作效率公式和速度公式求得：依照工作機效率公式(2)：又依照公式(4)：再依照：推出：

T=FD2傳動零件設計計算注：如下計算所查閱表格、圖片均來自教材《機械設計》高速級傳動零件設計計算選取齒輪齒型、精度級別、材料及齒數(shù)按圖一所示傳動方案，選用硬齒面直齒圓柱齒輪運送機為普通工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）材料選取，依照表10—1選：大小齒輪材料均為40Cr并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，硬度為48-55HRC。選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)Z2=24×7.15=171.6，取按齒面接觸強度設計由設計計算公式(10—9a)進行計算，即：擬定公式內(nèi)各計算量試選載荷系數(shù)計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩依照公式代入數(shù)據(jù)則有T由表10—7選用齒寬系數(shù)?由表10—6查得材料彈性影響系數(shù)由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞極限σHlim=600；則大齒輪接觸疲勞極限σHlim2齒輪工作應力循環(huán)次數(shù)計算公式(10—13)：式中：為齒輪轉(zhuǎn)數(shù)，1032.14；為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪工作壽命。依照高速級齒輪傳動比inNN由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù)；。計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1﹪，接觸疲勞安全系數(shù)，齒輪接觸疲勞許用應力按式（10—12）計算式中：為接觸疲勞壽命系數(shù)；為接觸疲勞強度安全系數(shù)；為齒輪接觸疲勞極限。則大小齒輪接觸疲勞極限分別為：[σ[計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值d=2.32=46.365mm計算圓周速度v=計算齒寬b=計算齒寬與齒高之比模數(shù)m齒高h=2.25mt=2.25×1.931=4.35mmb計算載荷系數(shù)依照v=2.59,7級精度,由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1.09直齒輪，由表達10—3查得由表10—2查得使用系數(shù)KA由表10—4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，K由bh=10.67，KHβ=1.419，查圖10依照載荷系數(shù)公式：K=將數(shù)據(jù)代入后得:K=1×1.09×1×1.419=1.547按實際載荷系數(shù)校正所得和分度圓直徑，依照公式（10—10a）：將數(shù)據(jù)代入后得d1計算模數(shù)m=d按齒根彎曲強度設計彎曲強度設計公式（10—5）：擬定公式內(nèi)各計算數(shù)值由圖10—20c查得小齒輪彎曲強度極限σFE1=500MPa；大齒輪彎曲強度極限σFE2由圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85；計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，齒輪彎曲疲勞許用應力按式（10—12）：式中：為彎曲疲勞壽命系數(shù)；為彎曲疲勞強度安全系數(shù)；為齒輪彎曲疲勞極限。將數(shù)據(jù)代入公式，則大小齒輪彎曲疲勞極限分別為：[σF]1[σF]2計算載荷系數(shù)，依照載荷系數(shù)公式：K=將數(shù)據(jù)代入后得K=1×1.09×1×1.35=1.472查取齒形系數(shù)由表達10—5查得，再依照大小齒輪齒數(shù)進行線性插值，得查取應力校正系數(shù)由表達10—5查得，再依照大小齒輪齒數(shù)進行線性插值，得計算大小齒輪并加以比較大齒輪數(shù)值大。設計計算m≥3對比計算成果，由齒面接觸疲勞強度計算模數(shù)不不大于由齒根彎曲疲勞強度計算模數(shù)，由于齒輪模數(shù)大小重要取決于彎曲強度所決定承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)乘積）關于，可取由彎曲強度處出模數(shù)1.55并就近圓整為原則值，按接觸疲勞強度得分度圓直徑d1=46.365處出小齒輪齒數(shù)：z1=d大齒輪齒數(shù)z2=25×7.15=175.6這樣設計齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒面彎曲疲勞強度，并蒂蓮做到構(gòu)造緊湊，避免揮霍。幾何尺寸計算計算分度圓直徑dd計算中心距:a=計算齒輪寬度b=取B2=50mm驗算FKA34.048適當重要設計計算成果中心距a=201mm模數(shù)m=2齒數(shù)z分度圓直徑d齒頂圓直徑d齒根圓直徑d齒寬b低速級傳動零件設計計算1.選取齒輪齒型、精度級別、材料及齒數(shù)按圖一所示傳動方案，選用硬齒面直齒圓柱齒輪運送機為普通工作機器，速度不高，故選用7級精度材料選取，依照表10—1選：大小齒輪材料均為40Cr并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，硬度為48-55HRC。選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)Z2=24×4.35=104.4，取2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式(10—9a)進行計算，即：擬定公式內(nèi)各計算量試選載荷系數(shù)計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩依照公式代入數(shù)據(jù)則有T2由表10—7選用齒寬系數(shù)?由表10—6查得材料彈性影響系數(shù)由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞極限σHlim=600；則大齒輪接觸疲勞極限σHlim2齒輪工作應力循環(huán)次數(shù)計算公式(10—13)：式中：為齒輪轉(zhuǎn)數(shù)，144.36；為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪工作壽命。依照高速級齒輪傳動比inNN由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù)；。計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1﹪，接觸疲勞安全系數(shù)，齒輪接觸疲勞許用應力按式（10—12）計算式中：為接觸疲勞壽命系數(shù)；為接觸疲勞強度安全系數(shù)；為齒輪接觸疲勞極限。則大小齒輪接觸疲勞極限分別為：[σ[計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值d=2.32=97.335mm計算圓周速度v=計算齒寬b=計算齒寬與齒高之比模數(shù)m齒高h=2.25mt=2.25×4.06=9.13mm

b計算載荷系數(shù)依照v=0.35,7級精度,由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1直齒輪，由表達10—3查得由表10—2查得使用系數(shù)KA=由表10—4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，K由bh=10.67，KHβ=1.419，查圖10依照載荷系數(shù)公式：K=將數(shù)據(jù)代入后得K=1×1×1×1.419=1.419按實際載荷系數(shù)校正所得和分度圓直徑，依照公式（10—10a）：將數(shù)據(jù)代入后得d1計算模數(shù)m=d3.按齒根彎曲強度設計彎曲強度設計公式（10—5）：擬定公式內(nèi)各計算數(shù)值由圖10—20c查得小齒輪彎曲強度極限σFE1=500MPa；大齒輪彎曲強度極限σFE2由圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85；計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，齒輪彎曲疲勞許用應力按式（10—12）：式中：為彎曲疲勞壽命系數(shù)；為彎曲疲勞強度安全系數(shù)；為齒輪彎曲疲勞極限。將數(shù)據(jù)代入公式，則大小齒輪彎曲疲勞極限分別為：[σF]1[σF]2計算載荷系數(shù)，依照載荷系數(shù)公式：K=將數(shù)據(jù)代入后得K=1×1×1×1.35=1.35查取齒形系數(shù)由表達10—5查得，再依照大小齒輪齒數(shù)進行線性插值，得查取應力校正系數(shù)由表達10—5查得，再依照大小齒輪齒數(shù)進行線性插值，得計算大小齒輪并加以比較大齒輪數(shù)值大。設計計算m≥3對比計算成果，由齒面接觸疲勞強度計算模數(shù)不不大于由齒根彎曲疲勞強度計算模數(shù)，由于齒輪模數(shù)大小重要取決于彎曲強度所決定承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)乘積）關于，可取由彎曲強度處出模數(shù)1.53并就近圓整為原則值，（出處）按接觸疲勞強度得分度圓直徑d1=49.527處出小齒輪齒數(shù)：z1=d1大齒輪齒數(shù)z2=49×4.35=211.7取這樣設計齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒面彎曲疲勞強度，并蒂蓮做到構(gòu)造緊湊，避免揮霍。4.幾何尺寸計算計算分度圓直徑dd計算中心距:a=計算齒輪寬度b=取B2=100mm驗算FKA34.048適當重要設計計算成果中心距a=262mm模數(shù)m=2齒數(shù)z分度圓直徑d齒頂圓直徑d齒根圓直徑d齒寬b高速軸（=1\*ROMANI軸）計算初步擬定軸最小直徑選用軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)解決。依照軸最小直徑估算公式（15—2）：式中：為軸傳遞功率，單位為2.94；軸轉(zhuǎn)速，單位為320；依照表15—3，取；將數(shù)據(jù)代入公式，則有：因鍵槽影響，故將軸徑增長4%~5%,取d=1\擬定軸上零件裝配方案軸上零件裝配方案如下圖：圖二依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度（1）為了滿足大帶輪軸向定位規(guī)定，=1\*ROMANI—=2\*ROMANII軸段右端需制出一軸肩，故取=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段直徑為29，大帶輪與軸配合轂孔長度=45，左端用M20×24螺母固定，為了保證軸螺母只壓在大帶輪上而不壓在軸端面上，故=1\*ROMANI—=2\*ROMANII段長度應比略短某些，現(xiàn)取43。為了便于軸承安裝，故=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV段長度應略不大于軸承寬度，因而=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段長度為：式中：為軸承端蓋凸緣厚度，依照查參照書[1]表3計算得，依照參照書[1]圖30，有，式中各未知量可查參照書[1]表3及表4計算得到，80。因此有：15+9+80-16-10+2=80（2）初步選取滾動軸承。因軸承重要承受徑向力作用，故選用滾動軸承。參照工作規(guī)定并依照QUOTEd=2\*ROMANII-=3\*ROMANIII=30，查參照書由軸承產(chǎn)品目錄初步選用0組游隙、原則精度級圓錐滾子軸承6206，其尺寸為30×62×16，故30；而11+9+16=36（式中、可由參照書[2]左滾動軸承由軸肩定位，由查參照書[1]查得軸肩Ⅳ—Ⅴ直徑為37。右軸承由擋油板定位，因此軸直徑不變。（3）高速級小齒輪齒根圓直徑公式：原則齒形，，；將數(shù)據(jù)代入公式則有：37．75由于QUOTEd=4\*ROMANIV-=5\*ROMANV=40參見參照書[1]圖30可看出段長度：9+11+75+15.5-2.5=108，式中為低速級小齒輪齒寬，別的各值可由參照書[1]表3計算得到。至此已初步擬定了軸各段直徑和長度。軸上零件周向定位大帶輪與軸聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接，按d=1\*ROMANI-=2\*ROMANII=25查參照書[2]選項用普通平鍵A型：8擬定軸上圓角和全角依照參照書[2]表15—2，取軸左端倒角為，軸右端倒角為各軸肩處圓角見(圖二)。3.軸校核：1彎扭強度校核(1)求垂直面支承反力：(2)求水平面支承反力：(3)求F在支點產(chǎn)生反力：(4)繪制垂直面彎矩圖（5）繪制水平面彎矩圖圖19彎矩圖圖19彎矩圖（6）繪制F力產(chǎn)生彎矩圖（7）求合成彎矩圖：考慮最不利狀況，把與直接相加（8）求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）（9）計算危險截面處軸直徑由于材料選取調(diào)質(zhì)，查得，則：由于，因此該軸是安全。2扭轉(zhuǎn)強度校核已知，查得滿足規(guī)定。3扭轉(zhuǎn)剛度校核已知滿足規(guī)定。中速軸（=2\*ROMANII軸）計算初步擬定軸最小直徑選用軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)解決。依照軸最小直徑估算公式(15—2)：式中：為軸傳遞功率，單位為（查表四）；軸轉(zhuǎn)速，單位為（查表四）；依照表15—3，??；將數(shù)據(jù)代入公式，則有：

軸最小直徑是與軸承相聯(lián)接，同步初步預計軸受載較大，故??；擬定軸上零件裝配方案軸上零件裝配方案如下圖：圖四：依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度安裝齒輪處軸段直徑及長度擬定由前面計算可知，高速級大齒輪齒寬為45。為了便于軸承拆卸和安裝，取=4\*ROMANIV—=5\*ROMANV軸段直徑略不不大于軸承處直徑，現(xiàn)取52；同理得52，輪轂寬。為了便于齒輪拆卸和安裝，=4\*ROMANIV—=5\*ROMANV軸段長度取短2，則66。高速級大齒輪左端由軸肩定位，此處取軸肩高度為4，因而有60，=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV軸段長度由=1\*ROMANI軸長度決定=15。初步選取滾動軸承，擬定其所在段直徑和長度。因軸承只承受徑向力作用，故選用滾動軸承。參照工作規(guī)定并依照45，查參照書[2]由軸承產(chǎn)品目錄初步選用0組游隙、原則精度級深溝球軸承6209，其尺寸為45×85×19，故45；左滾動軸承右端至左齒輪左端、右齒輪右端至右滾動軸承左端均由擋油板定位，因此軸直徑不變。為了便于齒輪拆卸和安裝=1\*ROMANI—=2\*ROMANII軸段長度應略短，此處取2，則有：19+10+9-2=36，同理，=5\*ROMANV—=2\*ROMAN=6\*ROMANVI軸段長度也應略短，也取2，19+10+9+2-0=36（式中、可由參照書[1]表3算出）。（3）低速級小齒輪齒根圓直徑公式：原則齒形，，；將數(shù)據(jù)代入公式則有：60.4由于QUOTEd=4\*ROMANIV-=5\*ROMANV=40，因此將此軸至此已初步擬定了軸各段直徑和長度。軸上零件周向定位兩齒輪周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按52查參照書[1]選項用普通平鍵A型：。按齒寬敞小，依照鍵長系列分別選取QUOTEl1=38；齒輪輪轂與軸配合為。滾動軸承與軸周向定位是借過渡配合來保證，此處選軸直徑尺寸公差為。擬定軸上圓角和全角依照參照書[2]表15—2，取軸左端與左端倒角均取，各軸肩處圓角見圖四所示。求作用在齒輪上力高速級大齒輪上圓周力、徑向力與高速級小齒輪上圓周力、徑向力是作用力與反作用力關系。其大小相等，方向相反。因此有：；。依照直齒圓柱齒輪受力分析，依照公式（10—3）：式中：為小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩，單位為4.256×104；為小齒輪分度圓直徑，單位為50；為嚙合角，因式中是原則齒輪，因此。依照上述公式可得低速級小齒輪上圓周力與徑向力，將數(shù)據(jù)代入下列公式：F得：Ft2=1702.4；Fr2求軸上載荷一方面依照軸構(gòu)造與裝配圖圖四，作出軸計算簡圖圖五。對于深溝球軸承，軸承支承點位置在其中點。因而作為簡支梁軸支承跨距為。圖五：垂直面內(nèi)受力分析計算軸承支反力,如圖五b)圖所示，可列出力平衡方程如下：將數(shù)據(jù)代入公式有：計算得：；。從而得出軸在垂直面所受彎矩如圖所示：將數(shù)據(jù)代入公式得：水平面內(nèi)受力分析計算軸承支反力,如圖五c）圖所示，可列出力平衡方程如下：將數(shù)據(jù)代入公式有：計算得：；。從而得出軸在垂直面所受彎矩如圖所示：將數(shù)據(jù)代入公式得：軸所受總彎矩如圖所示：將數(shù)據(jù)代入公式得：軸所受扭矩如圖所示：從軸構(gòu)造圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C為危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處受力和受彎扭狀況列入下表：表六載荷水平面H垂直面V支反力F；；彎矩M總彎矩扭矩T校核軸強度1）對于截面C，此處軸較小且受較大彎扭組合應力作用，應用彎扭合成應力校核危險截面C；依照軸彎扭合成條件為：式中：為軸計算應力，單位為；為所受彎矩，單位為；為所受扭矩，單位為；為軸抗彎截面系數(shù)，單位為；計算公式查表15—4得；依照所選鍵尺寸為；代入公式計算提得；為對稱循環(huán)應力時軸許用應力，單位為，其值查表15—1得。依照上式取，取，代入數(shù)據(jù)，得軸計算應力為：比較得；因此截面C安全。較驗成果，危險截面C安全，因此軸安全，其各段尺寸滿足規(guī)定。低速軸（=3\*ROMANIII軸）計算初步擬定軸最小直徑選用軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)解決。依照軸最小直徑估算公式（15—2）：式中：為軸傳遞功率，單位為（查表四）；軸轉(zhuǎn)速，單位為（查表四）；依照表15—3，取；將數(shù)據(jù)代入公式，則有：

d輸入軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器直徑為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同步選用聯(lián)軸器型號。依照后文可知，選用4型彈性柱銷聯(lián)軸器；半聯(lián)軸器孔徑取60，故取60；半聯(lián)軸器長度142，半聯(lián)軸器與軸孔徑配合長度107。擬定軸上零件裝配方案軸上零件裝配方案如下圖：圖六：2)依照軸向定位規(guī)定擬定軸各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位規(guī)定，=1\*ROMANI—=2\*ROMANII軸段右端需制出一軸肩，故取=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段直徑65左端由軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑66,半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度142，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故=1\*ROMANI—=2\*ROMANII段長度應比略短某些，現(xiàn)取107。為了便于軸承安裝，故=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV段長度應略不大于軸承寬度，因而=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段長度為：式中：為軸承端蓋凸緣厚度，依照查參照書[1]表3計算得，依照參照書[1]圖30，有，式中各未知量可查參照書[1]表3及表4計算得到，。因此有：52（2）初步選取滾動軸承。因軸承只承受徑向和軸向力作用，故選用圓柱滾子軸承。參照工作規(guī)定并依照65，查參照書[1]由軸承產(chǎn)品目錄初步選用0組游隙、原則精度級6213，其尺寸為65x120x23，故65；為了便于安裝取=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV軸段長略短于軸承寬,現(xiàn)?。?6。左滾動軸承右端由軸肩定位，由查參照書[1]查得軸肩定位高度為3.5，因而取50。右軸承由擋油板定位，因此軸直徑不變。（3）低速級大齒輪所在軸段直徑和長度擬定：依照低速級大齒輪齒寬50，其齒輪輪轂長為55，為了便于工作于安裝，軸=4\*ROMANVI—=5\*ROMANVII段長度應略不大于輪轂，現(xiàn)取82、75；而44（式中B為軸承寬度；、可由參照書[1]表3算出）。齒輪左端用軸環(huán)定位，取85、10。參見參照書[1]圖30可看出=4\*ROMANIV—=5\*ROMANV段長度：60，式中為低速級齒輪齒寬，別的各值可由參照書[2]表3計算得到。至此已初步擬定了軸各段直徑和長度。軸上零件周向定位半聯(lián)軸器與軸聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接，按60查參照書[1]選項用普通平鍵A型：b×h×l=18×11×132。半聯(lián)軸器比軸配合為。齒輪與軸聯(lián)接同樣采用平鍵聯(lián)接，按75查參照書[1]選項用普通平鍵A型：b×h×l=20×12×88。齒輪與軸配合公差取為。滾動軸承與軸周向定位是借過渡配合來保證，此處選軸直徑尺寸公差為。擬定軸上圓角和全角依照參照書[2]表15—2，取軸左端倒角為，軸右端倒角為各軸肩處圓角見圖六。鍵連接選取計算本減速器所有使用圓頭平鍵，其重要失效形式是工作面壓潰，除非有嚴重過載，普通不會浮現(xiàn)鍵斷裂，因而，普通只按工作面上擠壓應力進行強度校核。假定載荷在鍵工作面上均勻分布，則普通平鍵強度條件依照公式（6—1）為：式中：為傳遞轉(zhuǎn)矩，單位為；為鍵與輪轂鍵槽接觸高度，，此處為鍵高度，單位為；為鍵工作長度，單位為；圓頭平鍵，這里為鍵公稱長度，單位為，為鍵寬度，單位為；為軸直徑，單位為；為鍵、軸、輪轂中三者中最弱材料許用擠壓應力，單位為，見表6—2。中速軸(=1\*ROMANI=1\*ROMANI軸)上鍵選取及強度校核對于=1\*ROMANI=1\*ROMANI軸，兩齒輪周向定位均采用平鍵聯(lián)接，鍵也不承受軸向力作用，依照40查參照書[2]選項用普通平鍵A型：b×h=12×8。按齒寬敞小，依照鍵長系列分別選取L1=38、L2=93依照普通平鍵強度條件公式，用所選取鍵尺寸計算所需量：T1=T2=289.18；l1=L1；對鍵1聯(lián)接，鍵、軸、輪轂三者材料均為鋼，查表6—2取，將上面各量代入公式有：σp1比較得σp1=102.3對鍵2聯(lián)接，鍵、軸、輪轂三者材料均為鋼，查表6—2取，將上面各量代入公式有：σp2比較得σp2=43.7滾動軸承選取和計算對于軸承校核重要是校核其壽命，依照任務書規(guī)定，減速器使用年限為5年，即有；軸承壽命計算公式（13—5）：式中：為軸承轉(zhuǎn)速，單位為；為軸承基本額定動載荷，單位為；為指數(shù)，對于球軸承；為軸承當量動載荷，單位為。（公式13—9a），查表13—6得，載荷系數(shù)。中速軸（=1\*ROMANI=1\*ROMANI軸）上滾動軸承選取和計算因軸承只承受徑向力作用，故選用滾動軸承。參照工作規(guī)定并依照40，查參照書[2]由軸承產(chǎn)品目錄初步選用深溝球軸承6208，其尺寸為40×80×18。依照前面計算，得右軸承所受徑向載荷更大，有：；；依照所選軸承6208，查參照書[2]得；則有：比較得；因此此軸承滿足規(guī)定Y系列三相鼠籠式異步電動機電動機傳動裝置運動和動力參數(shù)計