机械设计课程设计减速器传动装置分析设计1.doc

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1、一、 课题：减速器传动装置分析设计二、 课程设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。三、 已知条件1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数见名牌）2、工作机转矩：36N.m，不计工作机效率损失。3、动力来源：电压为380V的三相交流电源；电动机输出功率P=4kw。4、工作情况：一班制，连续单向运行，载荷有轻微冲击。

2、5、使用期：5年，每年按350天计。6、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。7、工作环境：室内常温，灰尘较大。四、 工作要求1、画减速器装配图一张（A0或A1图纸）；2、零件工作图二张（传动零件、轴、）；3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；5、设计说明书一份。五、 结题项目1、检验减速能否正常运转。2、每人一套设计零件草图。3、减速器装配图：A0或A1图纸；每人1张。4、零件工作图：A3；每人共2张、齿轮和轴各1张。5、课题说明书：每人1份。六、 完成时间共3周（2007.7.152007.

3、8.5）七、 参考资料 【1】、机械设计（第八版）邱宣怀 主编 高等教育出版社出版； 【2】、机械设计课程设计 潘承怡 主编 哈尔滨理工大学出版； 【3】、画图几何及机械制图（第五版）朱冬梅 主编 华中理工大学出版。计 算 及 说 明结 果一、 减速器结构分析分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端

4、，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。计 算 及 说 明结 果二、 传动装置的总体设计（一）、选择电动机1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率 （1）、传动滚筒所需有效功率 （2）、传动装置总效率 （3）、所需电动机功率 （4）、电动机的额定功率

5、Ped=4kw3、确定电动机转速 i=(36)x(3-6)=(9-36)nd=Inw=(687.6-2750)由此可以选出， Y112M4，结构紧凑。由机械设计课程设计中表20选取电动机的参数如下：电动机的额定功率kw，电动机的同步转速n1=1500,满载转速n2=1440.主轴直径mm.电动机长度为mm电动机的底部安装宽度为mm4、传动比分配（1）、两级齿轮传动比公式 （2）、减速器传动比 （）分配传动比 =4.95 =3.815、计算传动装置的运动和动力参数 计 算 及 说 明结 果数据汇总:项目电动机转轴高速轴I中间轴II低速轴III转速r/min14401440290.9176.4功率

6、kw3.23.17763.052.998转矩N.m2.321.07100.13374.75传动比14.953.811效率0.9930.96030.98310.993（三）、高速级齿轮的设计与校核1、选材 (1)选择使用圆柱斜齿轮(2)一般机器,速度不高,选用8级精度(GB10095-88)(3).材料选择,由机械设计表10-1中知选择:小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为280HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为240HBS,硬度差为40HBS. 2、初步计算 选取小齿轮齿数=24.则大齿轮的齿数为=118.选取螺旋角=14.(1) 试取载荷系数为Kt=1.6.(2) 小齿轮的转矩

7、为T1=21.07N.m 取区域系数=2.433(3) 由表10-7取齿宽系数=1.(4) 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.(5) 由图10-2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=580MPa.(6) 由图10-26查得=0.78 , =0.87 则+=1.65 . (7) 应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1.由 式计 算 及 说 明结 果 2.计算 (1)小齿轮分度圆直径. (2)计算圆周速度(3)宽度b及模数由表10-13查得.表10-3查得(6)校正实际载荷系数下的分度

8、圆直径(8) 模数3.按齿根弯曲强度设计(1) 确定参数1. 2. 根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数3. 计算当量齿数 4. 由表10-5查得齿行系数为 应力矫正系数: 5弯曲疲劳应力的计算由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 由图10-18取小齿轮弯曲疲劳强度 取大齿轮弯曲疲劳强度 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 6计算7设计计算 =1.262综合考虑取m=2.于是4几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 （四）、低速级齿轮的设计与校核 1、选材 (

9、1)选择使用圆柱斜齿轮(2)一般机器,速度不高,选用8级精度(GB10095-88)(3).材料选择,由机械设计表10-1中知选择:小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为280HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为240HBS,硬度差为40HBS. 2、初步计算 选取小齿轮齿数=24.则大齿轮的齿数为=92.选取螺旋角=14.（1）试取载荷系数为Kt=1.6.（2）小齿轮的转矩为T1=100。13N.m 取区域系数=2.433（3）由表10-7取齿宽系数=1.（4）由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.（5）由图10-2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿

10、轮接触疲劳强度极限=580MPa.（6）由图10-26查得=0.78 , =0.82 则+=1.60 . （7）应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1.由 式 2.计算 (1)小齿轮分度圆直径. (2)计算圆周速度(3)宽度b及模数由表10-13查得.表10-3查得(6)校正实际载荷系数下的分度圆直径(9) 模数3.按齿根弯曲强度设计(2) 确定参数1. 2. 根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数3. 计算当量齿数 5. 由表10-5查得齿行系数为 应力矫正系数: 5弯曲疲劳应力的计算由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强

11、度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 由图10-18取小齿轮弯曲疲劳强度 取大齿轮弯曲疲劳强度 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 6计算7设计计算 =2.82综合考虑取m=3.于是4几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 8级精度=1.12计 算 及 说 明结 果 (五)轴的结构设计一各齿轮的受力图 1 高速级齿轮受力图 2 低速级齿轮受力图二. 低速轴的设计计算1、求输出轴上的动力参数2、求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为则圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图2所示3、初步确定轴的

12、最小直径先按机械设计式（152）初步估算周的最小直径，选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，取，于是得输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑为输送机，转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500Nm。半联轴器的孔径d=45mm，故取dA=45mm；半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。4、轴的结构设计（1） . 拟订轴上零件的装配方案如图所示装配方案（2

13、） 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径. 1）.为了满足半连轴器的轴向定位要求，AB轴段左端需制出一轴肩，故取B段的dB47mm，右端用轴端挡圈定位。半连轴器与轴配合的轮毂长度为L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在轴的端面上，故A段的长度应比L1略短一些，现取LA=82mm2）.初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据dB47mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的J角接触球轴承7210C型，其尺寸dDT=50mm90mm20mm，故dCdH=50mm。左端轴承采用轴肩定位，由手册上查得7210c型轴

14、承的定位轴肩高度为h=6mm。所以取.3）.取安装齿轮处的轴段F的直径，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取LF73mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h8mm，则轴环处的直径dE64mm，轴环宽度，取L8mm。4）.轴承端盖的总宽度为12mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外侧面与半连轴器右端面间的距离L=30mm，故取LB42mm5). 取齿轮距箱体内壁的距离为13mm，（此内壁是固定内部滚动轴承而用），已知滚动轴承的宽度T20mm故得L（13205）mm=43mm至此，已初步确

15、定了轴的各段直径及其长度。（3）. 轴上零件的轴向定位 齿轮，半连轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，按dA40mm由机械设计课程设计表141查的平键截面bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工长为65mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，半连轴器与轴的连接，选用平键16mm10mm60mm，半连轴器和轴的配合为。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证。此处轴的选择直径尺寸公差为m6。 （4）.确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表152，取轴端倒角为2。 高速轴的设计计算1、求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1由总体设计知：2、求作用在齿轮上的力因已知高速级

16、小齿轮的分度圆直径为而3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40Gr调质处理。根据资料1表15-3，取，于是得。同时选择联轴器，选用TL5型弹性套柱销联轴器。轴孔长度为62mm，直径28mm,则取，半联轴器的长度为62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。4、轴的结构 图 高速轴结构设计图中间轴I的设计计算1、求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T2由总体设计知：2、求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为而已知低速级小齿轮的分度圆直径为而3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40C

17、r调质处理。根据表15-3，取，于是得。4、轴的结构 III II I 图 中间的结构设计(六)轴的强度计算(1)对中间轴进行精确校荷.从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面E轴段截面I左侧配合引起应力集中；F轴段I右侧受较大弯矩和扭矩，且直径较小，最终确定此两个面为危险截面。（2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截

18、面I左侧的弯矩截面I上的扭矩T2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，于是得，轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为。故得综合系数为又由第3-1节,3-2节得到碳钢的特性系数, 取所以轴在截面I左侧的安全系数为所以是安全的.（3）截面I右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为：由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸

19、系数轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为6故得综合系数为 所以轴在截面左侧的安全系数为因此该轴的强度是足够的(3) 截面I左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取 ，于是得，轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为。故得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数为所以是安全的6计 算 及 说 明结 果 (2)高速轴的校荷.1)从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M

20、总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。(3)低速轴的校荷.1)从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出危险截面。先计算出截面处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力由表15-1查得。因此，故安全。 （三）、滚动轴承a.中间轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7008C取轴承基本额定动载荷为：；基本额定静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和对于7208C型的轴承，按表13-7.

21、轴承的派生轴向力e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4=638.12N因此轴承1被压,轴承2被放松.得到得到所以确定3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， =5年故轴承使用寿命足够、合格。 c.从动轴上的滚动轴承验算寿命计算根据轴承型号7010C取轴承基本额定动载荷为：C=26500N；基本额定静载荷为：1.求两轴承的计算轴向力和对于7010C型的轴承，轴承派生力;其值由的大小决定,但现在轴承派生力的大小未知,故先取e=0.4因此可以算得：=737.64N=511.56N进行插值计算,得=0

22、.407,=0.397再计算3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承运转中有轻微冲击，选择: 4.验算轴承寿命因为， =5年故轴承使用寿命足够、合格。(五).键的设计和计算a.主动轴上同联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键.根据 d=28mm查表取： 键宽 b=8mm h=7mm L=34mm 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=34-8=26mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.57=3.5mm由式（6-1）得： 所以键比较安全.取键标记为： 键C834GB/T1096-1979b.中间轴上定为高速级大齿轮键的设计选择键联接的类型和尺

23、寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=46mm查表取： 键宽 b=14mm h=9mm L=50 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 l=L-b=50-14=36mm键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.59=4.5mm由式（6-1）得： MPa 所以键比较安全.取键标记为： 键：1450GB/T1096-1979c.从动轴上定为低速级大齿轮键和联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=56mm d=40mm查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =65 b=12 h=8 =74

24、校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 65-16=4974-12=62键与轮毂键槽的接触高度 由式（6-1）得： MPa 两者都合适取键标记为： 键1665GB/T1096-1979键C1274GB/T1096-1979计 算 及 说 明结 果（六）.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证

25、机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位

26、在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度13.5箱座底凸缘厚度

27、25(书中推荐20mm)地脚螺钉直径16地脚螺钉数目a250 n=44轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）6 n=48 n=4视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4221813，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表4201611外机壁至轴承座端面距离=+（510）40大齿轮顶圆与内机壁距离1.212齿轮端面与内机壁距离19.5机盖，机座肋厚8.57.65轴承端盖外径+（55.5）85112120轴承旁联结螺栓距离85112120（七）. 润滑密封设计减速器内的传动零件和

28、轴承都需要良好润滑,这不仅可以减少摩擦损失.提高传动效率,还可以防止锈蚀，降低噪声。对于二级圆柱齿轮减速器，滚动轴承采用油润滑是由于齿轮其圆周速度大于1.5m/s而齿轮采用浸油池润滑的方式，牌号N150. 密封的表面要经过刮研。计 算 及 说 明结 果 （4）、确定中心距 3、配凑中心距 取合适（1）、核算 由文献【1】表12.3取 计 算 及 说 明结 果 （2）、验算 所以取 4、接触强度校核 （1）、圆周速度V （2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度 （3）、使用系数 由表12.9知： （4）、动载系数由图12.9知：=1.10 （5）、齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：

29、（6）、齿向载荷分布系数 由文献【1】表12、11 (7)、载荷系数 （8）、弹性系数 由文献【1】表12、12 8级精度=1.10=1.4=1.703=2.00=3.703=1.51=3.14计 算 及 说 明结 果 （9）、节点区域系数 由文献【1】图12、16 （10）、重合度系数 （11）、螺旋角系数 （12）、接触最小安全系数 （13）、总工作时间 （14）、应力循环次数 （15）、接触寿命系数 由文献【1】图12、18 （16）、许用接触应力及验算 计算结果表明，接触疲劳强度足够5、弯曲疲劳强度验算（1）、齿数系数 （2）、应力修正系数=0.766=0.989=计 算 及 说 明结

30、 果 （3）、重合度系数 （4）、螺旋角系数 （5）齿间载荷分配系数（6）、齿向载荷分布系数 （7）、载荷系数 （8）、弯曲疲劳极限 由图12、13c得 （9）、弯曲最小安全系数 （10）、应力循环系数 （11）、弯曲寿命系数 （12）、尺寸系数 （13）、许用弯曲应力 =0.694=0.9K=3.14=367MPa=350MPa计 算 及 说 明结 果（14）、验算6、几何尺寸计算 （五）、高速轴的设计与校核1、选 材C=102 2、初估直径 轴上有单个键槽，轴径应增加3 所以27.66（13）28.49 圆整取d=303、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下： 4、强度校核 （1）、确

31、定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后） （2）、齿轮上作用力=171MPa=165MPa（3）、水平支反力 从上到下第二幅图 （4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图 （5）、绘水平弯矩图 第三幅图，最高点弯矩为：（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图，从左往右的突出点弯矩分别为：291020N 168177N，117150N（7）、合成弯矩图 第六幅图 从左往右的突出点的弯矩分别为：295772N，259900N 286544N（8）、绘扭矩图 第七幅图 （9）、求当量弯矩 计 算 及 说 明结 果 （10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面II （六）、高速轴轴承校核

32、 1、选轴承 根据文献【1】附录表18.1可得轴承的型号为：6208。其中轴承参数为： D80mm；B18mm；Cr29.5KN；Cor18.0KN （七）、中间轴的设计与强度校核1、选 材C=1122、初估直径 圆整d=50计 算 及 说 明结 果3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下： 4、强度校核 （1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后） （2）、齿轮上作用力（3）、水平支反力 从上到下第二幅图（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图 （5）、绘水平弯矩图 第三幅图；（如下所示）（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图（如下所示）（7）、合成弯矩图 第六幅图（如下所示

33、）（8）、绘扭矩图 第七幅图 （如下所示）（9）、求当量弯矩 （10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面A，危险截面B 计 算 及 说 明结 果（八）、中间轴轴承校核1、选轴承 根据文献【1】表18.1可得轴承的型号为：6310。D110mmB27mm；Cr61.8KN；Cor38KN（九）、低速轴的设计与强度校核1、选 材C=1122、初估直径 圆整取d=753、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下： 4、强度校核（1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）（2）、齿轮上作用力 （3）、水平支反力 从上到下第二幅图 （4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图 （5）、绘水平弯矩图

34、 第三幅图 （6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图 （7）、合成弯矩图 第六幅图 （8）、绘扭矩图 第七幅图 （9）、求当量弯矩计 算 及 说 明结 果 （10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面A，B（十）、低速轴轴承校核1、选轴承 根据文献【1】表18.1可得轴承的型号为：6317。其中轴承参数为： D180mm；B41mm；Cr132KN；Cor96.5KN（十一）、键联接的选择与计算1、 电动机小带轮端的键 电动机DE=42110mm,E=110mm,由文献【2】表2.4-30得 键为 128 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=12mm;h=8mm; l

35、=100mm (1)、键校核 键的接触长度；则键联接所能传递的转矩 为：由文献【1】表7.1得 120MP；强度符合要求选择键为：圆头普通平键（A型）计 算 及 说 明结 果2、高速轴大带轮端的键 高速轴带轮端尺寸：30101；由文献【2】表2.4-30得键为108 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=10mm;h=8mm;l=80mm(1)、键校核 键的接触长度；则键联接所能传递的扭矩为：由文献【1】表7.1得120MP；强度符合要求3、中间轴的键 轴的尺寸为：6593；由文献【2】表2.4-30得键为： 1811 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=18mm;h=11mm;l=70mm(1)、键校核 键的接触长度；则键联接所能传递的扭矩为：由文献【1】表7.1得120MP；强度符合要求 小齿轮处轴的尺寸为：65147；由文献【2】表2.4-30得键为：2012 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为:b=20mm;h=12mm;l=125mm(2