一、課程設計方案1傳動裝置簡圖帶式運輸機的傳動裝置如如圖1所示 圖12原始數(shù)據(jù)帶式運輸機傳動裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示帶的圓周力F/N帶速V/（m/s）滾筒直徑D/mm15502 3003工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的.傳動方案： 圖2二、電動機的選擇（1）選擇電動機類型按工作要求用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。（2）選擇電動機容量電動機所需工作功率，按參考文獻1的（2-1）為由式（2-1）得 kw根據(jù)帶式運輸機工作的類型，可取工作機效率 0.96傳動裝置的總效率 查參考文獻1第10章中表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對）開式齒輪傳動效率,代入得 所需電動機功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可，由參考文獻1第19章所示Y型三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，選電動機的額定功率為4 kw。（3）確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 由參考文獻1表2-2可知，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為840，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500和3000兩種方案進行比較。由參考文獻1表19-1查得電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表1中 表1 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比方案電動機型 號額定功率電動機轉(zhuǎn)速n/()總傳動 比 同 步轉(zhuǎn) 速滿 載轉(zhuǎn) 速1Y112M-441500140011.32Y112M-243000289022.7表1中，方案2的電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格以及總傳動比，選用方案1較好，即選定電動機型號為Y112M-4。 三傳動裝置的總傳動比及其分配計算總傳動比： 根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速及工作機轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置所要求的總傳動比為 合理分配各級傳動比：對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，當兩級齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時，為使各級大齒輪浸油深度大致相近（即兩個大齒輪分度園直徑接近），且低速級大齒直徑略大，傳動比可按下式分配，即式中：高速級傳動比 減速器傳動比又因為圓柱齒輪傳動比的單級傳動比常用值為35，所以選,。 四計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉(zhuǎn)速（2）各軸輸入功率工作機軸（3）各軸輸入轉(zhuǎn)距工作機軸表2 運動和動力參數(shù)軸號功率P/kw轉(zhuǎn)距T/(N.m)轉(zhuǎn) 速n/(r/min)傳動比i效率電動機軸3.64 24.14 1440 1 0.99高速軸3.60 23.90 14403.98 0.97中速軸 3.50 92.20 361.81 2.84 0.97低速軸 3.39 253.99 127.43 1 0.99工作機軸 3.37 251.45 127.43五齒輪零件的設計計算（一）高速級齒輪的設計設計參數(shù)：兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級常用斜齒輪，則設計第一傳動所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動。1選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)。1）運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）2）材料及熱處理：由參考文獻2表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取4）選取螺旋角。初選螺旋角=14。2.按按齒面接觸強度設計按參考文獻2式（10-21）計算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選Kt=1.62）由參考文獻2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4333）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)d=14）由參考文獻2圖10-26查得5）小齒輪轉(zhuǎn)距23.90N.mm6）由由參考文2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7）由參考文獻2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由參考文獻2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）由參考文獻2式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)9）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻2式（10-12）得（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)取根據(jù)，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的計算公式和直齒輪的相同故；由參考文獻2圖10-13查得由表10-3查得。故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻2式（10-10a）得 7）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由參考文獻2式（10-17） （1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從參考文獻2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.883）計算當量齒數(shù)4）查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得；5）查取應力校正系數(shù)由參考文獻2表10-5查得； 6）由參考文獻2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限7）由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由文獻2式（10-12）得 9）計算大，小齒輪的 ，并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=40.25mm來計算應有的齒數(shù)。于是由 取=26，則，取=103。4幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為100mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因b值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 mm圓整后?。?。（二）低速級齒輪的設計 設計參數(shù)：1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）按圖2所示的傳動方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）3）材料及熱處理：選擇參考文獻2表10-1小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取2按齒面接觸強度設計按參考文獻2式（10-9a）進行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選Kt=1.32）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)d=13）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距4）由參考文獻2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）由參考文獻2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6）由參考文獻2式（10-19）計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻2式（10-12）得（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度3) 計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)??；根據(jù)，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)；直齒輪，；由參考文獻2圖10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由，查參考文獻2圖10-13得，故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻式（10-10a）得 7）計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設計由參考文獻2式（10-5） （1）計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由參考文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限；2）由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由參考文獻2式（10-12）得 4）計算載荷系數(shù)5）查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得；。6）查取應力校正系數(shù)由文獻2表10-5查得；。7）計算大，小齒輪的 ，并加以比較大齒輪的數(shù)值大(2) 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標準值，并按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù) 取=26，則，取=74。4幾何尺寸計算1）計算大、小齒輪的分度圓直徑 2）計算中心距 3）計算齒輪寬度 mm則?。?。小結(jié)： 表 3項目d/mmzmn/mmB/mmb材料旋向高速級齒輪140.20261.55040Gr左旋齒輪2159.281034545鋼右旋低速級齒輪365262.57040Gr齒輪4185746545鋼六軸的設計齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表： 表4級別高速級低速級261032674 1.51.5464/mm2.52.50 1齒寬/mm；（一）高速軸的設計。已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)距應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻1標準GB/T5014-2003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段長度應比略短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為的,故。3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。5）已知高速級齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動軸承寬度T=16.25mm，低速級大齒輪輪轂長L=70mm，套筒長。 則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖3。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計算簡圖（圖4），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=12.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。 圖4 高速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。表5載荷水平面H垂直面V支反力FN，N，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。（二）中速軸的設計已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為 而 由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為，圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。 圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得3軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（2）根據(jù)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。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為的,故。2）取安裝小齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。3) 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度T=18.25mm。則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計算簡圖（圖6），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=15.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。 表6載荷水平面H垂直面V支反力FN，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。（三）.低速軸的設計已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力受力分析和力的對稱性可知 ，圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)距應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻1標準GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為560000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段長度應比略短一些，現(xiàn)取2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6309，其尺寸為的,故；右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，故取3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度B=25mm，高速級小齒輪輪轂長L=45mm，右端套筒長。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取B值。對于6309型深溝球軸承，由參考文獻1中查得B=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。 圖8 低速軸的彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表7載荷水平面H垂直面V支反力FN，N，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。七.鍵的校核（一）高速軸上鍵的校核高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長L=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強度足夠。（二）中速軸上鍵的校核 1）中速軸上小齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得故擠壓強度足夠。 2）中速軸上大齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得 故擠壓強度足夠。（三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長L=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=10mm,鍵長L=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由參考文獻2式（6-1）可得八.軸承壽命的驗算(一)高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動載荷C=32200N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻2表13-5中的Y值。查參考文獻1可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻2中式（13-11）得 3.求軸承當量載荷查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻2中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則4.校核軸承壽命由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。(二)中速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，=72000h。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動載荷C=54200N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻2表13-5中的Y值。查參考文獻1可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻2中式（13-11）得 3.求軸承當量載荷查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻2中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則4.校核軸承壽命由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承2的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。(三)低速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查參考文獻1可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動載荷C=52800N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2. 求軸承當量載荷由于軸承只承受純徑向動載荷的作用，按參考文獻2式（13-9a）得，當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則 4.校核軸承壽命由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。九潤滑與密封（一）潤滑： 查參考文獻1，齒輪采用浸油潤滑；當齒輪圓周速度時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。（二）密封：防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查參考文獻3表7-3-44，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進行密封。選電動機型號為Y112M-4。傳動比分配為取=26;=103a=99.74mm取=26；=74選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器。選用單列圓錐滾子軸承30205。高速軸的強度滿足要求。選用單列圓錐滾子軸承30207。中速軸的強度滿足要求。選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器。低速軸的強度滿足要求。高速軸上的鍵滿足強度要求。中速軸上鍵滿足強度要求。低速軸上的鍵滿足強度要求。高速軸上的軸承滿足壽命要求。中速軸上軸承的壽命要求。低速軸上的軸承滿足壽命要求。十設計小結(jié) 由于時間緊迫，所以整個設計做得比較快，難免有個別小錯誤。通過這次的實踐，自己不僅鞏固了所學的知識，而且在設計過程中，學會了如何快速正確地畫圖、查手冊等等，為以后的學習工作提供了很好的經(jīng)驗。我相信，在以后的設計中，會避免很多不必要的工作，有能力設計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。十一.參考文獻1金清肅，機械設計課程設計（第一版）M.武漢：華中科技大學出版社，2007.102濮良貴，紀名剛.機械設計(第八版)M.北京：高等教育出版社，2006.53吳宗澤，機械設計使用手冊（第二版）.北京：化學工業(yè)出版社，2003.104吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊(第三版).北京:高等教育出版社,2006.5