机械设计说明书ZL-2C

一．设计任务书
一、设计任务书
1） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置
二、电动机的选择
二．电动机的选择计算
1） 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三 滚筒转动所需有
相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y 系列电动机 效功率： 2） 选择电动机功率
滚筒转动所需要的有效功率为 ： kw p W 36.3=
kw FV p w 36.31000
28
.0120001000=⨯==
传动总效率为 ： 传动总效率：
7998
.095.079.099.00.9699.02
5
2
2
52=⨯⨯⨯⨯==闭齿
承开齿联滚ηηηηηη 008.0=η 以下是根据表4.2-9确定各部分的效率:
传动滚筒效率 η卷筒=0.96
弹性联轴器效率 η联1=0.99
刚性联轴器效率 η联2=0.99 电机转速：
深沟球轴承效率 η承=0.99 min /88.11r n w = 开式齿轮的传动效率 η开齿
=0.95 所需电机功率： 闭式齿轮的传动效率 η闭齿
=0.97（8级） Kw p r 20.4=
3).滚动轴的转速为
min /88.11450
.028
.06060r D v n w =⨯⨯==
ππ 所需的电动机的功率为 Kw p p w r 20.47998
.036.3===
η 查表4.12-1所选的Y 型三相异步电动机的型号为Y132S-4 型，或选Y132M2-6型。

现以Y132S-4型（1500r/min ） 及Y132M-6型（1000r/min ） 电机的选择： 型号：Y132S —4 Y132S —4型电动机价格较低，总传动比大。

额定功率：5.5kw 故选电动机Y132S —4型 ，额定功率5.5kw, 同步转速1500r/min 同步转速1500r/min,满载转速 1440r/min 。

同时，由表4.12-2 满载转速：1440r/min 查得电动机中心高 H=132mm ，外伸轴段 D ×E=38mm ×80mm 。

电动机中心高：
H=132mm
外伸轴段： D ×E
=38mm ×80mm
三 .传动装置的运动及动力参数计算
（一）. 分配传动比．
总传动比： 95.96m i n
/11881140r /m i n
0===
r n n i w 1 三、
传动装置的运动 各级传动比的粗略分配
根据总传动比，以及各种机械传动推荐的传动比范围，各级传
动比分配如下： 总传动比： 由表4.2-9 设i 开＝5.5则减速器的传动比： i=95.96
7.4515.5
95.96
==
=
开
减i i i 减速器的传动比： 减速箱内高速级齿轮传动比为 7.451=减i 85.47.45135.135.1=⨯==减高i i 高速级齿轮传动比： 减速箱内低速级齿轮传动比为 3.6.85
47.45
11===
i i i 减低 85.41=i （二） 各轴功率、转速和转矩的计算 低速级齿轮传动比：
1． 0轴：即电动机的主动轴 i 2= 3.6 kw p p r 20.40==
min /01440r n = 2、各轴功率、转速
m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=35.181440
1020.455.955.93
000 和转矩
2． Ⅰ轴： 即减速器的高速轴
kw p p 4.1160.99*99.020.4101=⨯=⋅=承联ηη 见表
m i n /01401r n n ==
m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=34.481440
10161.455.955.93
111 3. Ⅱ轴：即减速器的中轴
kw p p 59.397.099.0161.412=⨯⨯==⋅闭齿承ηη
min /235.0585
.41440
1212r i n n ===
m N n P T ⋅=⨯⨯=⨯=0.4961235.05
1059.355.955.93
222
4. Ⅲ轴：即减速器的低速轴
kw p p 79.397.099.059.323=⨯⨯==⋅闭齿承ηη min /65.293.6
235.052323r i n n ===
m N n P T ⋅=⨯⨯=⨯=554.3565.29
1079.355.955.93
333
5. Ⅳ轴： 即传动轴
kw p p 17.399.099.079.3234=⨯⨯==承联ηη min /65.2934r n n ==
m N n P T ⋅=⨯⨯=⨯=542.6665.29
1017.355.955.93
444
6. Ⅴ轴： 即滚筒轴
kw p p 49.395.099.017.345=⨯⨯==开齿承ηη m i n /11.875.5
65.2945r i n n ===
开
m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=05.51827
8.111049.355.955.93
555
设计开式齿轮
1）齿轮材料的选择
小齿轮选QT600-3 正火处理，齿面硬度190-270HBS ，
大齿轮选QT500-7正火处理，齿面硬度180-230HBS 。

大齿轮选用
2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 QT500-7正火处理 初选小轮的齿数为 205=Z ，那么，12062056=⨯=⨯=u Z Z 齿面硬度
初选0.1=st t Y K ,2.0=a φ 180-230HBS 。

由图5-18b ，得2
5lim /200mm N F =σ 26lim /190mm N F =σ 小齿轮选用 由图5-19，得0.165==N N Y Y QT600-3 正火处理 由图 5-15，得84.1,55.165==sa sa Y Y 齿面硬度 由图 5-14，得2.2,82.265==Fa Fa Y Y 初取5=n m 190-270HBS 由式5-32，得Y X =1.0。

取Y ST =2.0，S Fmin =1.4
由式5-31计算许用弯曲应力
[]255min
5lim 5
/71.2850.10.14
.12
200mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =⨯⨯⨯=
=σσ
[]266min
6lim 6
/43.2710.10.14
.12
190mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =⨯⨯⨯=
=σσ []01530.071.28555
.182.2555=⨯=F Sa Fa Y Y σ
[]01491
.043
.27184
.12.2666=⨯=F Sa Fa Y Y σ 显然，
[]666F Sa Fa Y Y σ <[]555F Sa Fa Y Y σ,所以用[]
666F Sa Fa Y
Y σ进行计算。

开式齿轮考虑到磨损的影响取
[]
[]2006006
/19043.2717070mm N F F =⨯=⨯=σσ
取KY E =1.0，
≥
m 28.420)16(2.001530
.05022100.14][)1(432
3
55551=⨯+⨯⨯⨯⨯=⨯+F Sa Fa a Y Y Y u kT δφε
m m
d u a m m
m Z d 350)21(10020555=⋅+==⨯==中心距则 几何参数：
（5）齿轮主要几何参数 d5=100mm z5=20,z6=120,i=6,m=5mm, d6=600mm d5=100mm,d6=600mm,d a5=110mm,d a6=610mm, d a5=110mm d f1587.5mm,d f6= 587.5mm d a6=610mm a=350mm,b6=b=70mm,b5=b6+(5~10)=76mm a=350mm b6=b=70mm b5=76mm
四．传动零件的设计计算
四．传动零件的设 （一）减速器高速级齿轮的设计计算 计计算 1）材料的选择
根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。

1、高速级齿轮 减速器的高速级的小齿轮选择45号锻钢,齿面硬度为 小齿轮选择45号 调质处理, 217-255HBS;大齿轮选择45锻钢,齿面硬度 钢,齿面硬度为 162-217HBS ，正火处理。

217-255HBS ， 计算应力循环次数： 调质处理
9111046.2)830051(114406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 大齿轮选择45
89
12105.185
.41046.2⨯=⨯==i N N 齿面硬度为
查图5-17，Z N1=1.0 Z N2=1.05 （允许有一定点蚀） 162-217HBS ，
由式（5-29），Z X1=Z X2=1.0 ，取S Hmin =1.0 Z W =1.0 Z LVR =0.92 正火处理 按齿面硬度217HBS 和162HBS ，由图5-16b ，得
21lim /406mm N H =σ,22lim /205mm N H =σ
由式（5—28）计算许用接触应力
[]2
11min
1lim 1
/8.8580.192.00.10.10.140
6mm N Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯=
=σ
σ
[]2
22min
2lim 2
/502.392.00.10.150.10.120
5mm N Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯=
=σσ
因
[][]1
2
H H σσ<，故取[][]2
2
/502.3mm N H H ==σσ
2） 按齿面接触强度确定中心距 （斜齿轮）
小轮转矩T 1=34480N ·mm 初取0.12=t t Z K ε，由表5-5得2
/8.189mm N Z E = 减速传动，85.4==i u 取4.0=a φ。

分度圆螺旋角︒=13β 0.12=εkZ
0.987cos Z ==ββ ︒=20α标准齿轮
端面压力角︒==4829.20)cos /arctan(tan t βααn 基圆螺旋角︒==2035.12)cos arctan(tan b t αββ
44.2sin cos cos 2==
t
t b H Z ααβ
由式（5-39）计算中心距a
[]
m m
Z Z Z Z u KT u a H
E H a t 787.1133.502987.08.18944.285.44.02344800.1)185.4(2)1(32
3
2
1=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛+≥σφβε
由4.2-10,取中心距a=125mm 。

估算模数m n =(0.007~0.02)a=0.875-2.5mm,取标准模数m n =2mm 。

小齿轮齿数：()
()82.20185.4213cos 12521cos 21=+⨯⨯⨯=+=
u m a z n β
大齿轮齿数： z 2=uz 1=98.10082.2085.4=⨯
取z 1=21，z 2=101 实际传动比81.4211011
2===z z i 实 传动比误差
%5%83.0%10085
.481.485.4%100<=⨯-=
⨯-=
∆理
实
理i i i i ，
在允许范围内。

修正螺旋角β'=arccosmn(z2+z1)/2a=12.58º=12º34`41``与初选相近,可不必修正 齿轮分度圆直径
mm z m d n 105.43cos /212cos /11=⨯==ββ
mm z m d n 313.207cos /1012cos /22=⨯==ββ
圆周速度s m n d v /57.21061440
105.4310603
3
1
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
由表5-6,取齿轮精度为8级. (3) 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳,由表5-3,取K A =1.10由图5-4b ， 按8级精度和s m vz /54.0100/2157.2100/1=⨯= 得K v =1.05。

齿宽mm a b a 501254.0=⨯==φ
由图5-7a ，按b/d 1=50/43.105=1.16,得K β=1.11。

由表5-4，得K α=1.2
载荷系数538.12.111.105.11.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A 计算重合度αε
齿顶圆直径
mm m h d d n a a 105.4720.12105.432*
11=⨯⨯+=+= mm m h d d n a a 313.21120.12313.2072*22=⨯⨯+=+=
实际端面压力角==)cos /arctan(tan 1t βααn 20º27'24" 齿轮基圆直径
mm d d t b 40.394515.20cos 105.43cos 11=⨯== α
mm d d t b 194.244515.20cos 87.202cos 22=⨯==
α 端面齿顶压力角
969.3047.105
40.39
arccos arccos
111===a b a d d α
190.2311.313
2 4.24
19arccos arccos
222===a b a d d α 重合度：
][
[]
49
6.1)4515.20190.23(101)4515.20969.30(2121)()(21
.2211=-⨯+-⨯=
-+-=
tg tg tg tg tg tg z tg tg z t a t a πααααπ
εα 977.049
6.11
===
εZ Z β=0.988
实际基圆螺旋角)cos arctan(tan 111
b t αββ==11º
48'8" 由式（5—43）计算H Z ，
445.24515
.20sin 4515.20cos 8085
.11cos 2sin cos cos 2111
b =⨯==
t t H Z ααβ 由式5-39,计算齿面接触应力
[]
2
22
1
1211/502.3/419.481
.41
81.43.1450413800853.12988.0977.08.189445.21
2Z mm N mm N u
u bd KT Z Z Z H E H H =<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=σσβ
ε
故安全。

（4） 验算齿根弯曲疲劳强度 高速级齿轮
主要几何参数：
按Z 1=21，Z 2=101, z 1=21 z 2=101
59.22/cos Z Z 131v1==β 64.108/cos Z Z 132v2==β
由图5-14得Y Fa1=2.75，Y Fa2=2.22
由图5-15得Y Sa1=1.58，Y Sa2=1.81。

m n =2 mm 由图5-18b ，得21lim /280mm N F =σ，22lim /200mm N F =σ d 1=43.105mm 由图-19，得Y N1=1.0，Y N2=1.0 d2=207.313mm 由式5-32，m n =2mm<5mm,故Y X1=Y X2=1.0。

a=125 mm 取Y ST =2.0，S Fmin =1.4 b 2=b=50mm 由式5-31计算许用弯曲应力 b1=56mm
[]211min
1lim 1/4000.10.14
.12
280mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =⨯⨯⨯=
=σσ d a1=47.105mm, []222min
2lim 2
/71.2850.10.14
.12
200mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =⨯⨯⨯=
=σσ d a2=211.313mm 因为][][12F F σσ<，所以取][][2F σσ==285.71；
0.91/120
-1Y =︒=）（βεββ 686
.0/0.75c o s 0.25Y 12=+=）（a b εβε d f1=38.105mm,
d f2=202.313mm
[]故安全。

22211221
2/7.285/61.7258
.157.21
8.122.266.7mm N mm N Y Y Y Y F sa Fa sa Fa F F =<=⨯⨯⨯==σσσ （5） 齿轮主要几何参数
z 1=21, z 2=101, u=4.81, m n =2 mm,
d1=43.105mm, d2=207.313mm d a1=47.105mm, d a2=211.313mm d f1=38.105mm, d f2=202.313 mm a=125 mm, b 2=b=50 mm, b 1=b 2+(5~10)=56mm
（二）减速器低速级齿轮的设计计算
[]
故安全。

2
121111
1/285.71/66.791
.0668.085.175.22
3.10545080
344853.12Y 2mm N mm N Y Y Y m bd KT F sa Fa n
F =<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
σσβ
ε
1）材料的选择
根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。

1、低速级齿轮 减速器的高速级的小齿轮选择45锻钢 齿面硬度为217-255HBS ， 材料的选择： 调质处理;大齿轮选择45锻钢,调质处理,齿面硬度162-217HBS 。

小齿轮选择45锻钢
调质处理 齿面硬度为
217-255HBS
计算应力循环次数：
83105.07)830051(135.0526060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 大齿轮选择
88
34101.416
.3105.07⨯=⨯==i N N 45锻钢
查图5-17，Z N3=1.05 Z N4=1.13 （允许一定的点蚀） 齿面硬度为
由式（5-29），Z X3=Z X4=1.0 ，取S Hmin =1.0 Z W =1.0 Z LVR =0.92 由齿面硬度217HBS ，162HBS ，由图5-16b ，得
23lim /406mm N H =σ,24lim /205mm N H =σ 162-217HBS
由式（5—28）计算许用接触应力
调质处理
[]2
33min
3lim 3
/8.246192.00.150.10.140
6mm N Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =⨯⨯⨯=
=σ
σ
[]2
44min
4lim 4
/40.59592.00.10.131.10.120
5mm N Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯=
=σσ
因
[][]4
4
H H σσ<，故取[][]2
4
/40.595mm N H H ==σσ
2） 按齿面接触强度确定中心距 螺旋角β=13º 987
.0c o s Z ==ββ ︒=20n α
端面压力角︒==4829.20)cos /(tan arctan t βααn 基圆螺旋角︒==2035.12)cos arctan(tan b t αββ
小轮转矩T 3=160490N ·mm
初取0.12
=t t Z K ε，由表5-5得2
/8.189mm N Z E =
44.2)sin /(cos )2cos Z H ==t t ααβ（
减速传动u=I=3.6;取4.0=a φ
由式（5-39）计算中心距a
[]
m m
Z Z Z u KT u a H
E H a t 7.11540.595987.044.28.1896.34.020490160.1)16.3(Z 2)1(32
3
2
2=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛+≥σφβε
由4.2-10,取中心距a=160mm 。

估算模数m n =(0.007~0.02)a=1.12-3.2mm,取标准模数m n =2.5mm 。

小齿轮齿数：()()
7.1216.35.213cos 06121cos 23=+⨯︒
⨯⨯=+=
u m a z n β
大齿轮齿数： z 4=uz 3=7.697.126.3=⨯
取z 1=27，z 2=98 实际传动比63.327
8912===z z i 实 传动比误差
%5%82.0%1006
.363.36.3%100<=⨯-=
⨯-=
∆理
实
理i i i i ，
在允许范围内。

修正螺旋角β=arccosmn(z3+z4)/2a=arccos2.5X(27+98)/2X160=12 .429º=12º25`45``与初选相近,可不必修正
齿轮分度圆直径
mm z m d n 69.120cos /275.2cos /1133=⨯==ββ
mm z m d n 250.880cos /985.2cos /1144=⨯==ββ
圆周速度s m n d v /85.010
635
.55469.1210
604
3
3
3=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
由表5-6,取齿轮精度为8级. (3) 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,电机轻微冲击。

由表5-3,取K A =1.10由图5-4b ， 按8级精度和s m vz /32.0100/2785.0100/3=⨯= 得K v =1.02。

齿宽mm a b a 641604.0=⨯==φ
由图5-7a ，按b/d 3=64/69.120=0.926考虑轴的刚度较大和齿轮
相对轴承为非对称布置，得K β=1.075。

由表5-4，得K α=1.2
载荷系数.44711.2*1.075*1.02*1.10===αβK K K K K v A 计算重合度αε 齿顶圆直径
mm m h d d n a a 74.1205.20.1269.1202*33=⨯⨯+=+= mm m h d d n a a 255.8805.20.12250.8802*44=⨯⨯+=+=
实际端面压力角︒==441.20)cos /arctan(tan 11t βααn =20º26'26" 齿轮基圆直径
mm d d t b 64.768414.20cos 69.12cos 1
33=⨯==
α mm d d t b 235.083144.20cos 250.880cos 1
44=⨯==
α 齿顶压力角
9.094
274.120
64.768arccos arccos
333===a b a d d α=29º5'37"
260.23255.880
235.083
arccos arccos
444===a b a d d α=23º
15'35" 重合度：
][
[]
1
86.1)144.20260.23(95)144.209.0942(3021
)()(21
4231=-⨯+-⨯=
-+-=
tg tg tg tg tg tg z tg tg z t a t a πααααπ
εα 717.01
86.11
==
εZ 175.1/sin b 1≥==m b πεβ
988.0cos Z 1==ββ
实际基圆螺旋角︒==669.11)cos (tan arctan 1
1
1
t αββ
446.2441.20sin 441.22cos 669.11cos 2sin cos cos 21
11
b
=︒
=
=
t t H Z ααβ
由式5-17,计算齿面接触应力
[]
2
221
1231/40.595/492.2463
.3163.369.1264049016538.12988
.0717.08.189644.21
2Z mm N mm N u u bd KT Z Z Z H
E H H =<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=σσβ
ε
故安全。

（4） 验算齿根弯曲疲劳强度 按Z 3=27，Z 4=98，
99.28/cos Z Z 133v3==β 23.105/cos Z Z 134v4==β
由图5-14得Y Fa3=2.63，Y Fa4=2.25 由图5-15得Y Sa3=1.63，Y Sa4=1.81。

由图5-18b ，得2
3lim /280mm N F =σ，2
4lim /200mm N F =σ 由图-19，得Y N3=1.0，Y N4=1.0 由式5-32，m n =2.5mm<5mm,故Y X3=Y X4=1.0。

取Y ST =2.0，S Fmin =1.4 由式5-31计算许用弯曲应力
[]233min
3lim 3/00.4000.10.14
.12
280mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =⨯⨯⨯=
=σσ []244min
4lim 4
/71.2850.10.14
.12
200mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =⨯⨯⨯=
=σσ 因为 ][][34F F σσ< ，所以取][][4F F σσ==285.71N/mm 2
678.0/0.75cos 0.251
2=+=αεεβb Y
0.896/120
-1Y =︒=）（βεββ []
故安全。

2
23332
3/00.400/110.2968.0867.036.165.25
.269.12640490
16538.12Y 2m m N m m N Y Y Y m bd KT F sa Fa n
F =<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
σσβ
ε
[]故安全。

2233443
4/71.285/103.93
6.165.21
8.152.2110.2mm N mm N Y Y Y Y F sa Fa sa Fa F F =<=⨯⨯⨯
==σσσ （5） 齿轮主要几何参数
z 3=27 z 4=98 β=12.429º 级齿轮主要几u=3.63, m n =2.5 mm, 何参数：
d 3=69.120mm, d 4=250.880mm z 3=27 z 4=98 d a3=74.120mm, d a4=255.880mm u=3.63, d f3=62.87mm, d f4=244.63 mm m n =2.5 mm, a=160mm b 2=b=64mm, b 1=b 2+(5~10)=70mm d 3=69.120mm, d 4=250.880mm d a3=74.120mm
d a4=255.880 mm d f3=62.87mm, d f4=244.63mm a=160mm, b 2=b=64mm,
b 3=70mm
五.轴的设计计算
（一） 高速轴的设计 五、轴的设计计算
1) 初步估计减速器高速周外伸段轴径
d=(0.8-1.0)d 电机=30.4-38mm 1）高速轴 1） 选联轴器，确定减速器外伸段轴径 外伸段直径：
根据传动装置的工作条件拟型弹弹性套柱销联轴TL
选用， d=32mm 发动机46.1Nm 11405.59550/n P 9550T =÷⨯=⨯=满额 计算转矩
Tc=KT=1.5×46.1=69.1N.m
查TL6型联轴器，公称转矩Ｔｎ＝250N ·m>T C =69.1 N ·m, 许用转速[n]=3300r/min>n=1440r/min ， 轴孔直径mm d mm d 42,32max min == 若减速器高速轴外伸段直径为d=32mm ，
可选联轴器轴孔mm d d mm d d 32,3821====电机 所以TL6能满足要求,联接电机的轴伸长E=60mm ，联接减速器
高速轴外伸段的轴伸长L=60mm 。

因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。

二） 中间轴的设计 2）中间轴的设计
轴的材料为选择45锻钢, 调质处理，传递功率Ｐ＝3.95KW ，
转速ｎ=235.05ｒ／m ｉｎ。

ｄ=45ｍｍ 由表８-２，查得A 0=110
mm n P A d 28.18235.05
95.311033
0=⨯=≥ 取ｄ=45ｍｍ
三）低速轴的设计计算 3）低速轴的设计
轴的材料为45钢，传递功率Ｐ＝3.79ｋＷ，转速ｎ＝65.29ｒ ｄ＝50ｍｍ ／ｍｉｎ。

由表８-２，查得A 0=115
mm n P A d 44.5065.29
79003511330=⨯== 计算转矩
Nm T 35.554=名义转矩
Tc=KT=1.5×554.35=831.5N.m
查TL9型联轴器，公称转矩Ｔｎ＝1000N ·m>T C =831.5 N ·m, 许用转速[n]=2100r/min>n=71.31r/min ， 轴孔直径mm d mm d 63,05max min == 若减速器低速轴外伸段直径为d=50mm
所以TL9能满足要求,减速器低速轴外伸段的轴伸长L=84mm 。

因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。

六.轴的强度校核 六、轴的强度较核
T1=554350N.m 作用在齿轮上的圆周力 N d T F t 4419.244
250.88
355542243=⨯==
圆周力: 径向力 N tg F F t r 1608.473=⋅=α Ft=4419.244N (1)绘轴的受力简图，求支座反力 （见下页） 径向力:
118.5L 1=mm 41.5mm L 2=
ａ. 垂直面支反力 Fr=1608.473N
0=∑B M 0)(221=++-L F L L R t Ay
所以：
N L L L F R t Ay 11462
12
==+=
0=∑Y ,N R By 3273=
b. 水平面支反力
0=∑B M ， 0)(221=++-L F L L R r Az
N L L L F R r Az 4172
12
=+=
0=∑Z ，N R F R Az r Bz 1191=-=
(2)作弯矩图
a. 垂直面弯矩M Y 图C 点左 ，
mm
N L R M Ay Cy .1358011==
C 点右：
mm
N L R M By Cy .1358292==
b. 受力简图见下页图
c. 水平面弯矩M Z 图
d. C 点左边:mm N L R M Az Cz ⋅==494141
e. 合成弯矩图
C 点左边：mm N M M M Cz Cy C ⋅=+=4512142
2 C 点右边：mm N M M M CZ CY C ⋅=+=1445382
'2'
（３） 作转矩T 图 T=mm N d F t
⋅=5543192
4
（４） 作计算弯矩M ca 图
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取
α=0.6 C 点左边 ()mm N T M M C C caC .3626302
2=+=
α
C 点右边
mm
N T M M C C caC ⋅=+=362641)(2
'2''α D 点 ()mm N T T M M o D caD ⋅==+=
3325912
2
αα
（５） 校核轴的强度
由以上分析可见,2剖面直径最小,而计算弯矩较大,8剖面所受的
计算弯矩最大,而轴径却不是最大,即2和8剖面都比较危险. 2剖面的计算应力为 σca=Mca3/W=56.1Mpa 8剖面的计算应力为 σca=Mca2/W=23.7Mpa 按表8-3查得[σ]-1=59Mpa σca<[σ]-1,所以安全. （6）精确校核轴的疲劳强度
图中1—10均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面， 其中2,3,4剖面均为过渡圆角引起的应力集中,它们的计算应力 值接近,所以只验算2剖面即可,1剖面与2剖面比较,只是应力集中 影响不同,可取应力集中系数较大者验算.6-10剖面相比较,它们的 直径相同,9与10剖面的计算弯矩小,8剖面虽然计算弯矩大,但 应力集中影响小,所以6与7剖面较危险.6与7剖面的距离接近, 承载情况也很接近,可取应力集中系数值较大者进行验算即可. （a ）校核1，2，剖面的疲劳强度
1剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得
82.1=σk ，62.1=τk 1-1剖面的较核：
2剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，查得
S=5.93>[S]=1.5~1.
8
97.1=σk ， 51.1=τk 满足强度要求
2剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：
5.225450=-=-r d D 02.00
51
==d r 所以70.1=σk ， 48.1=τk 。

故应按照键槽引起的应力集中系数来验算剖面1， 1剖面产生的23max /22.170
520.0554319
mm N W T T =⨯==
τ 2max
/11.092
mm N m a ==
=τττ
45钢的机械性能查表8-1，得
21/268mm N =-σ，21/155mm N =-τ
绝对尺寸影响系数由附表1-4，得84.0=σε，
78.0=τε
表面质量系数由附表1-5，得92.0=σβ,92.0=τβ 查表1-5，得34.0=σϕ，21.0=τϕ
1-1剖面安全系数
5.9311.09
1.011.0978
.092.062
.1155
1
=⨯+⨯⨯=
+=
=-m
a k S S τϕτεβτττ
ττ
τ
取[]8.1~5.1=S ，[]S S >，所以1-1剖面安全。

(b) 校核6,7剖面的疲劳强度 6-6剖面的校核：
6剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1， S=5.8>[S]=1.5~1.8
查得97.1=σk ， 51.1=τk 满足强度要求。

6剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：
52.25==-r d D 202.05
51
==d r 所以84.1=σk ， 79.1=τk 。

6-6剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，
查得81.1=σk ，62.1=τk 。

故应校核6剖面。

6-6剖面承受
211330508/)2/(mm N L B L M M c ⋅=-= mm N T ⋅=543195
6剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 23m a x /19.895
51.0330508mm N W M =⨯==
σ 2max /19.89mm N a ==σσ 0=m σ
-6剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为
23
5
max /16.665
52.01045.5mm N W T T =⨯⨯==τ 2max /8.332/mm N m a ===τττ
由附表1-4，查得81.0=σε76.0=τε， 其它剖面与上述剖面 表面质量系数由附表1-5， 相比，危险性小，不 得92.0=σβ,92.0=τβ
34.0=σϕ,21.0=τϕ, 予考虑。

表面质量系数同上，8-8剖面的安全系数按配合引起的应力集中
系数计算，
5.70
19.8981
.092.097
.1300
1
=+⨯⨯=
+=
-m
a k S σϕσεβσσσσσ
σ
7.008.33
1.08.3376
.092.079
.1155
1
=⨯+⨯⨯=
+=
-m
a k S τϕεβτττττ
τ
4.427
5.775.72
2
2
2
=+⨯=
+=τ
στσS S S S S
[]8.1~5.1=>S S ,所以6-6剖面安全。

其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。

七.滚动轴承的选择及其寿命验算
低速轴轴承选择一对圆锥滚子轴承30211。

查表4.6-1，角接触轴承的C=86500N ，，N C 006550=。

由表9-8可知,S=eR,因为e 与A/C0有关,现轴承所承受轴向力A 尚为
未知数,因此需用试算,逼近法来确定e,S,以及A.
试算过程如下: 初取 e=0.4则
=+=2
2az ay a R R R 1220N N R R R bz by b 348322=+=
N R S a 48812204.04.01=⨯== 2.139334834.04.02=⨯==b R S
N 102049.12tan 244.4419tan F F t A =︒⨯==β N S F S Max A 2413.2),(A 121=+= N 2413.2A 1=
N S F S M a x A 1393.2),(A 212=-= A N 1393.2A 2= （１）计算当量动载荷
由A1/R1=2413.2/1220=1.98〉e=0.68 查表9—10 X 1=0.44，Y 1=0.87 由A 2/R 2=1393.2/3483=0.468.0=≤e 查表9—10 X 2=1.0，Y 2=0 查表9—11，取fd=1.1
根据合成弯矩图取fm1=fm2=1.0 P 1=f d f m1(X 1R 1+Y 1A 1)
=1.1N 2899.912)2413.2
87.0122044.0(0.1=⨯+⨯⨯⨯ P 2=f d f m2(X 2R 2+Y 2A 2) =1.1×1.0×3483=3831.3N 7)校核轴承寿命
h
L h P C n L h h 3600029377303831.3865000.165.2960106010153
63610=>=⎪
⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛= 故圆锥滚子轴承30211适用
八．联接的选择和验算
八、联接的选择
(一) 高速轴上键的选择 1、高速轴上键选择
选择键10×8GB1096-79 键长50 选择键10x8
（二）中间轴上键的选择 GB1096-79
与高速级齿轮联接轴段处 选择键14×9GB1096-79键长45 2、中间轴上选择 (三).低速轴上键的选择与验算 选择键
（1）联轴器处 选择键10×8 GB1096-79，其参数为 14×9GB1096-79
b=10, h=8, L=70
齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，由表2-10，
查得
[]2
/120mm N p
=σ
2/5.11260
840512920
44mm N dhl T p =⨯⨯⨯==σ 3低速轴上键选择 因[]p
p σσ<
，故安全。

与验算：
(2) 齿轮处 联轴器处：
选择键16x10 GB1096-79， 选择键 10×8 其参数为b=16, h=10, L=56 GB1096-79 齿轮材料为ZG340-640钢，载荷平稳， 齿轮处： 静联接，由表2-10，查得
[]2
/150mm N p
=σ 选择键16x10
2/8.9640
1053512920
42mm N dkl T p =⨯⨯⨯==
σ GB1096-79 因[]p
p σσ<
，故安全。

九.联轴器的选择 九、联轴器的选择
(1)高速轴轴端处选择TL6型弹性套柱销联轴器GB5272-85, 1、高速轴端：
名义转矩T=9550×
n
P
＝9550×(5.5/1440)=46.1N ·m TL6型弹性套柱销 计算转矩T C =KT=1.5×46.1=69.1N ·m 联轴器 公称转矩 Ｔｎ＝250N ·m>T C
额定转速 [n]=3300r/min>n=1440r/min
(2) 低速轴轴端处选择TL9型弹性套柱销联轴器GB5272-85 2、TL9型弹性套柱 名义转矩T=554.35N ·m
计算转矩 Tc=KT=1.5×554.35=831.5N.m 销联轴器GB5272-85 公称转矩 Ｔｎ＝1000N ·m>T C
额定转速 [n]=2100r/min>n=65.29min ，
十.减速器的润滑及密封形式选择:
减速器的润滑采用干油润滑 十、润滑及密封形式 油标尺M16,材料Q235A 。

密封圈选用JB/ZQ4606-86型毡圈油封。

十一 .参考文献
[1] 孙志礼 冷兴聚 魏延刚 曾海泉 著 <<机械设计>> 沈阳 ： 东北大学出版社 2000
[2] 巩云鹏 孙德志 喻子建 著 <<机械设计课程设计>> 北京 ： 冶金工业出版社 1999。