機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書示例樣本

課程設(shè)計(jì)闡明書課程名稱：機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)課程代碼：6003479題目：帶式運(yùn)送機(jī)減速傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：年級(jí)/專業(yè)/班：10機(jī)電（3）-2：機(jī)械學(xué)院指導(dǎo)教師：秦小嶼

傳動(dòng)方案擬定對(duì)于本機(jī)器，初步選取原動(dòng)機(jī)為三相異步電動(dòng)機(jī)，依照任務(wù)書規(guī)定，規(guī)定本機(jī)器承載速度范疇大、傳動(dòng)比恒定、外輪廓尺寸小、工作可靠、效率高、壽命長(zhǎng)。依照參照書第7頁(yè)常用機(jī)械傳動(dòng)重要性能滿足圓柱齒輪船東規(guī)定。對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng)，為了使尺寸和重量更小，當(dāng)減速比i＞8時(shí)，建議采用二級(jí)以上傳動(dòng)方式。依照參照書第7頁(yè)常用機(jī)械傳動(dòng)重要性能，二級(jí)齒輪減速器傳動(dòng)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(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)。由于此方案可靠、傳動(dòng)效率高、維護(hù)以便、環(huán)境適應(yīng)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(dòng)平穩(wěn)和成本低特點(diǎn)，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(jī)體采用沿齒輪軸線水平剖分構(gòu)造。綜上所述，傳動(dòng)方案總體布局如圖一所示：圖一電動(dòng)機(jī)，2-彈性聯(lián)軸器，3-二級(jí)圓柱齒輪，4-高速級(jí)齒輪減速器，5-低速級(jí)齒輪，6-剛性聯(lián)軸器，7-卷筒電動(dòng)機(jī)選取及傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算電動(dòng)機(jī)類型和構(gòu)造形式選?。河捎谥绷麟妱?dòng)機(jī)需要直流電源，構(gòu)造較復(fù)雜，價(jià)格較高，維護(hù)比較不便，因而選取交流電動(dòng)機(jī)。國(guó)內(nèi)新設(shè)計(jì)Y系列三相籠型異步電動(dòng)機(jī)屬于普通用途全封閉自扇冷電動(dòng)機(jī)，其構(gòu)造簡(jiǎn)樸、工作可靠、價(jià)格低廉，維護(hù)以便，合用于不易燃、不易爆、無(wú)腐蝕性氣體和無(wú)特殊規(guī)定機(jī)械上，如金屬切削機(jī)床、運(yùn)送機(jī)、風(fēng)機(jī)、攪拌機(jī)等，由于起動(dòng)性能較好，也合用于某些規(guī)定起動(dòng)轉(zhuǎn)矩較高機(jī)械，如壓縮機(jī)等。由于Y系列三相籠型異步電動(dòng)機(jī)有如此多有長(zhǎng)處，且符合此減速器設(shè)計(jì)規(guī)定，因而選取Y系列三相鼠籠式異步電動(dòng)機(jī)。選取電動(dòng)機(jī)容量：電動(dòng)機(jī)容量重要依照電動(dòng)機(jī)運(yùn)營(yíng)時(shí)發(fā)熱條件來(lái)決定。本次設(shè)計(jì)運(yùn)送機(jī)是不變載荷下長(zhǎng)期持續(xù)運(yùn)營(yíng)機(jī)械，只要所選電動(dòng)機(jī)額定功率等于或稍不不大于所需電動(dòng)機(jī)工作功率，即，電動(dòng)機(jī)不會(huì)過熱，不必較驗(yàn)發(fā)熱和起動(dòng)力矩。工作機(jī)所需功率：工作機(jī)所需功率可由工作機(jī)工作阻力，工作機(jī)卷筒線速度求得，即依照公式(2)：則：

p 傳動(dòng)裝置總效率,應(yīng)為構(gòu)成傳動(dòng)裝置各某些運(yùn)動(dòng)副效率之乘積，即公式(5)：η其中：表達(dá)：滾動(dòng)軸承效率，取0.96；表達(dá)：齒輪傳動(dòng)副效率，取0.98(查參照書[1]第7頁(yè)表一常用機(jī)械傳動(dòng)重要性能)；表達(dá)：彈性連軸器傳動(dòng)效率，取0.97表達(dá)：卷筒效率，取0.99取0.96因此：

η如圖一所示帶式運(yùn)送機(jī)，其電動(dòng)機(jī)所需工作功率依照公式(1)有：則有：p擬定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：卷筒工作轉(zhuǎn)速可依照如下公式計(jì)算：即：n=依照參照書[1]第7頁(yè)表一常用機(jī)械傳動(dòng)重要性能，V帶傳動(dòng)比范疇為ia'=2~4n依照容量和轉(zhuǎn)速,查出有三種傳動(dòng)比喻案，如表一：表一方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112m-2430002890綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格減速器傳動(dòng)比，可見第二方案比較適當(dāng)，因而選取電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-2，其重要性能如表二：表二型號(hào)額定功率kW滿載時(shí)轉(zhuǎn)速r/min電流(380V時(shí))A效率﹪功率因素Y112M-2428909.4840.776.52.22.2Y112M-2電動(dòng)機(jī)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(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分派傳動(dòng)比傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為選定電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主軸轉(zhuǎn)速之比即公式（7）：其中：：選定電動(dòng)機(jī)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(dòng)比=3.8，in=展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器，重要考慮滿足浸沒潤(rùn)滑規(guī)定，為使兩極大齒輪直徑相近，由參照書17頁(yè)展開式曲線查得：i1計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)按照由電動(dòng)機(jī)軸到工作機(jī)運(yùn)動(dòng)傳遞路線推算。得各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。各軸轉(zhuǎn)速=1\*ROMANI軸依照公式（9）：式中：為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速；為電動(dòng)機(jī)至一軸傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(jī)動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)參數(shù)整頓如表四：表四軸名效率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)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(jī)阻力矩工作機(jī)阻力矩可由工作機(jī)工作效率公式和速度公式求得：依照工作機(jī)效率公式(2)：又依照公式(4)：再依照：推出：

T=FD2傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算注：如下計(jì)算所查閱表格、圖片均來(lái)自教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》高速級(jí)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算選取齒輪齒型、精度級(jí)別、材料及齒數(shù)按圖一所示傳動(dòng)方案，選用硬齒面直齒圓柱齒輪運(yùn)送機(jī)為普通工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)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(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10—9a)進(jìn)行計(jì)算，即：擬定公式內(nèi)各計(jì)算量試選載荷系數(shù)計(jì)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)計(jì)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(shí)，同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪工作壽命。依照高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比inNN由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù)；。計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)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(yīng)力按式（10—12）計(jì)算式中：為接觸疲勞壽命系數(shù)；為接觸疲勞強(qiáng)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(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值d=2.32=46.365mm計(jì)算圓周速度v=計(jì)算齒寬b=計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)m齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25×1.931=4.35mmb計(jì)算載荷系數(shù)依照v=2.59,7級(jí)精度,由圖10—8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.09直齒輪，由表達(dá)10—3查得由表10—2查得使用系數(shù)KA由表10—4查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，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(shí)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(jì)算模數(shù)m=d按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式（10—5）：擬定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值由圖10—20c查得小齒輪彎曲強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪彎曲強(qiáng)度極限σFE2由圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85；計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，齒輪彎曲疲勞許用應(yīng)力按式（10—12）：式中：為彎曲疲勞壽命系數(shù)；為彎曲疲勞強(qiáng)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(jì)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(dá)10—5查得，再依照大小齒輪齒數(shù)進(jìn)行線性插值，得查取應(yīng)力校正系數(shù)由表達(dá)10—5查得，再依照大小齒輪齒數(shù)進(jìn)行線性插值，得計(jì)算大小齒輪并加以比較大齒輪數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算m≥3對(duì)比計(jì)算成果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算模數(shù)不不大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算模數(shù)，由于齒輪模數(shù)大小重要取決于彎曲強(qiáng)度所決定承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)于，可取由彎曲強(qiáng)度處出模數(shù)1.55并就近圓整為原則值，按接觸疲勞強(qiáng)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(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒面彎曲疲勞強(qiáng)度，并蒂蓮做到構(gòu)造緊湊，避免揮霍。幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑dd計(jì)算中心距:a=計(jì)算齒輪寬度b=取B2=50mm驗(yàn)算FKA34.048適當(dāng)重要設(shè)計(jì)計(jì)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(jí)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算1.選取齒輪齒型、精度級(jí)別、材料及齒數(shù)按圖一所示傳動(dòng)方案，選用硬齒面直齒圓柱齒輪運(yùn)送機(jī)為普通工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)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(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10—9a)進(jìn)行計(jì)算，即：擬定公式內(nèi)各計(jì)算量試選載荷系數(shù)計(jì)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)計(jì)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(shí)，同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪工作壽命。依照高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比inNN由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù)；。計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)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(yīng)力按式（10—12）計(jì)算式中：為接觸疲勞壽命系數(shù)；為接觸疲勞強(qiáng)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(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值d=2.32=97.335mm計(jì)算圓周速度v=計(jì)算齒寬b=計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)m齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25×4.06=9.13mm

b計(jì)算載荷系數(shù)依照v=0.35,7級(jí)精度,由圖10—8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1直齒輪，由表達(dá)10—3查得由表10—2查得使用系數(shù)KA=由表10—4查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，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(shí)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(jì)算模數(shù)m=d3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式（10—5）：擬定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值由圖10—20c查得小齒輪彎曲強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪彎曲強(qiáng)度極限σFE2由圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85；計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，齒輪彎曲疲勞許用應(yīng)力按式（10—12）：式中：為彎曲疲勞壽命系數(shù)；為彎曲疲勞強(qiáng)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(jì)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(dá)10—5查得，再依照大小齒輪齒數(shù)進(jìn)行線性插值，得查取應(yīng)力校正系數(shù)由表達(dá)10—5查得，再依照大小齒輪齒數(shù)進(jìn)行線性插值，得計(jì)算大小齒輪并加以比較大齒輪數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算m≥3對(duì)比計(jì)算成果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算模數(shù)不不大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算模數(shù)，由于齒輪模數(shù)大小重要取決于彎曲強(qiáng)度所決定承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)于，可取由彎曲強(qiáng)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(qiáng)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(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒面彎曲疲勞強(qiáng)度，并蒂蓮做到構(gòu)造緊湊，避免揮霍。4.幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑dd計(jì)算中心距:a=計(jì)算齒輪寬度b=取B2=100mm驗(yàn)算FKA34.048適當(dāng)重要設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)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，?。粚?shù)據(jù)代入公式，則有：因鍵槽影響，故將軸徑增長(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)度應(yīng)比略短某些，現(xiàn)取43。為了便于軸承安裝，故=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV段長(zhǎng)度應(yīng)略不大于軸承寬度，因而=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段長(zhǎng)度為：式中：為軸承端蓋凸緣厚度，依照查參照書[1]表3計(jì)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(jì)算得到，80。因此有：15+9+80-16-10+2=80（2）初步選取滾動(dòng)軸承。因軸承重要承受徑向力作用，故選用滾動(dòng)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(jí)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(dòng)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(jí)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(zhǎng)度：9+11+75+15.5-2.5=108，式中為低速級(jí)小齒輪齒寬，別的各值可由參照書[1]表3計(jì)算得到。至此已初步擬定了軸各段直徑和長(zhǎng)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(xiàng)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(qiáng)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(diǎn)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(xiǎn)截面當(dāng)量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險(xiǎn)，其當(dāng)量彎矩為：（取折合系數(shù)）（9）計(jì)算危險(xiǎn)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(qiáng)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(jì)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：

軸最小直徑是與軸承相聯(lián)接，同步初步預(yù)計(jì)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(zhǎng)度安裝齒輪處軸段直徑及長(zhǎng)度擬定由前面計(jì)算可知，高速級(jí)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(zhǎng)度取短2，則66。高速級(jí)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(zhǎng)度由=1\*ROMANI軸長(zhǎng)度決定=15。初步選取滾動(dòng)軸承，擬定其所在段直徑和長(zhǎng)度。因軸承只承受徑向力作用，故選用滾動(dòng)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(jí)深溝球軸承6209，其尺寸為45×85×19，故45；左滾動(dòng)軸承右端至左齒輪左端、右齒輪右端至右滾動(dòng)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(zhǎng)度應(yīng)略短，此處取2，則有：19+10+9-2=36，同理，=5\*ROMANV—=2\*ROMAN=6\*ROMANVI軸段長(zhǎng)度也應(yīng)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(jí)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(zhǎng)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(xiàng)用普通平鍵A型：。按齒寬敞小，依照鍵長(zhǎng)系列分別選取QUOTEl1=38；齒輪輪轂與軸配合為。滾動(dòng)軸承與軸周向定位是借過渡配合來(lái)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(jí)大齒輪上圓周力、徑向力與高速級(jí)小齒輪上圓周力、徑向力是作用力與反作用力關(guān)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(jí)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(jì)算簡(jiǎn)圖圖五。對(duì)于深溝球軸承，軸承支承點(diǎn)位置在其中點(diǎn)。因而作為簡(jiǎn)支梁軸支承跨距為。圖五：垂直面內(nèi)受力分析計(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)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(qiáng)度1）對(duì)于截面C，此處軸較小且受較大彎扭組合應(yīng)力作用，應(yīng)用彎扭合成應(yīng)力校核危險(xiǎn)截面C；依照軸彎扭合成條件為：式中：為軸計(jì)算應(yīng)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(jì)算公式查表15—4得；依照所選鍵尺寸為；代入公式計(jì)算提得；為對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力時(shí)軸許用應(yīng)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(jì)算應(yīng)力為：比較得；因此截面C安全。較驗(yàn)成果，危險(xiǎn)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(jì)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：

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(yīng)，故需同步選用聯(lián)軸器型號(hào)。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(zhǎng)度142，半聯(lián)軸器與軸孔徑配合長(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)度應(yīng)比略短某些，現(xiàn)取107。為了便于軸承安裝，故=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV段長(zhǎng)度應(yīng)略不大于軸承寬度，因而=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段長(zhǎng)度為：式中：為軸承端蓋凸緣厚度，依照查參照書[1]表3計(jì)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(jì)算得到，。因此有：52（2）初步選取滾動(dòng)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(jí)6213，其尺寸為65x120x23，故65；為了便于安裝取=3\*ROMANIII—=4\*ROMANIV軸段長(zhǎng)略短于軸承寬,現(xiàn)取：46。左滾動(dòng)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(jí)大齒輪所在軸段直徑和長(zhǎng)度擬定：依照低速級(jí)大齒輪齒寬50，其齒輪輪轂長(zhǎng)為55，為了便于工作于安裝，軸=4\*ROMANVI—=5\*ROMANVII段長(zhǎng)度應(yīng)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(zhǎng)度：60，式中為低速級(jí)齒輪齒寬，別的各值可由參照書[2]表3計(jì)算得到。至此已初步擬定了軸各段直徑和長(zhǎng)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(xiàng)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(xiàng)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(dòng)軸承與軸周向定位是借過渡配合來(lái)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(jì)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(yán)重過載，普通不會(huì)浮現(xiàn)鍵斷裂，因而，普通只按工作面上擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核。假定載荷在鍵工作面上均勻分布，則普通平鍵強(qiáng)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(zhǎng)度，單位為；圓頭平鍵，這里為鍵公稱長(zhǎng)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(yīng)力，單位為，見表6—2。中速軸(=1\*ROMANI=1\*ROMANI軸)上鍵選取及強(qiáng)度校核對(duì)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(xiàng)用普通平鍵A型：b×h=12×8。按齒寬敞小，依照鍵長(zhǎng)系列分別選取L1=38、L2=93依照普通平鍵強(qiáng)度條件公式，用所選取鍵尺寸計(jì)算所需量：T1=T2=289.18；l1=L1；對(duì)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(duì)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(dòng)軸承選取和計(jì)算對(duì)于軸承校核重要是校核其壽命，依照任務(wù)書規(guī)定，減速器使用年限為5年，即有；軸承壽命計(jì)算公式（13—5）：式中：為軸承轉(zhuǎn)速，單位為；為軸承基本額定動(dòng)載荷，單位為；為指數(shù)，對(duì)于球軸承；為軸承當(dāng)量動(dòng)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(dòng)軸承選取和計(jì)算因軸承只承受徑向力作用，故選用滾動(dòng)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(jì)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(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)