减速器轴、键设计数据
行星齿轮减速器-课程设计计算说明书
⾏星齿轮减速器-课程设计计算说明书⽬录设计任务书： (2)设计内容： (3)⼀、评述传动⽅案 (3)⼆、电动机的选择及动⼒参数计算 (4)三、传动零件的校核计算 (6)⼀）外啮合齿轮传动 (6)⼆）内啮合齿轮传动 (9)四、轴的设计 (11)⼀）减速器输⼊轴Ⅰ (11)⼆）⾏星轮轴Ⅱ (17)三）内齿轮轴Ⅲ (20)五、键连接的选择和计算 (23)六、滚动轴承的选择和计算 (25)七、联轴器的选择 (28)⼋、齿侧间隙 (28)九、轴Ⅱ加⼯⼯艺图 (29)⼗、参考资料 (30)设计任务书：设计内容：⼀、评述传动⽅案牵引速度为 1.5/v m s =，滚筒直径400D mm =，可求出滚筒转速(601000)/w n v =??()(60100 1.5)/(400)71.62/min D r ππ==，由于⼯作情况为：室外，环境有灰尘，最⾼温度40℃，两班制，间歇双向运转，反向空转，断续周期⼯作制（S3），负荷持续率FC=56%，载荷有冲击，故应选YZR 系列电动机为原动机，它的转速约为750~1000r/min ，传动装置速⽐应为/(750~1000)/71.6210.47~13.96m w i n n ===可选如下图1-1、1-2两种⽅案：图1-1⽅案a 采⽤NW 分流式⾏星齿轮传动，卷扬机⼯作时制动器10制动，此时电动机1通过联轴器2驱动⾏星齿轮减速器，⾏星架上的滚筒5使钢丝绳7运动，从⽽牵引重物移动。
不需重物移动时，制动器6制动，制动器10松开，这时⾏星传动变成定轴传动，电动机和⼆级同轴式减速器空转，不⽤频繁地起动和制动电动机。
滚筒⽤滑动轴承⽀撑在机架上。
传动⽐：5~25i =，可满⾜传动要求。
优点：外形尺⼨⼩（减速器内置），电动机不⽤频繁启动适合狭窄⼯况下⼯作。
缺点：结构复杂，加⼯安装精度⾼，成本⼤，不易维修。
图1-2⽅案b 采⽤⼀级带传动和⼀级闭式齿轮传动，电动机带动带传动，齿轮传动，从⽽带动滚筒运动。
减速器设计说明书
动载系数=1.024
齿宽b==0.3×125=37.5mm
取b=40mm
按=0.8,低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴承为非对称布置查教材书图5—7（a）得：=1。06
按8级精度查教材书表5-4得：=1。2
按教材书式5-4计算载荷系数:
=
计算重合度，
齿轮齿顶圆直径：=+2=49.180+2×1.0×2=53。462mm
大齿轮为45钢，正火处理,查教材书表5—1：齿面硬度为200HB
选齿轮精度等级为8级（GB10095—88)。
查教材书图5—16（b）：
小齿轮齿面硬度为240HB时，
大齿轮齿面硬度为200HB时，
（对于工业用齿轮,通常按MQ线取值）
计算应力循环次数：由式5—33得:
=60=60×124。6×1×（10×8×300）=2.24×108
α1≈180°-×60°=180°—×60°=158＞1200符合要求
6）确定带根数Z
按教材书式4-29：Z≥≤Zmax
按教材书式4—19，单根V带所能传递的功率
=(++ ）
按教材书式4—20得包角系数
=1.25(）=1。25×（）=0。95
由教材书表4-2查得:
C1=3.78×10-4C2=9。81×10-3C3=9.6×10—15
一、设计任务
见任务书原件
二、电动机的选择计算
按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构,Y系列。
1、选择电动机功率
滚筒所需的有效功率：
传动装置的总效率:
查表17-9确定个部分效率如下：
皮带传动效率：
齿轮啮合效率: (齿轮精度为8级）
减速器设计说明书以及内容
．连接的选择和计算低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算1. 对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。
由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。
根据d=51（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=16（mm），高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[σP]=100~120MPa，取中间值，[σP]=110MPa 。
键的工作长度l=L-b=56-16=40（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5(mm)。
由式（6-1）可得：σP=2T×103kld =2∗348×1035×40×51=68.2MPa<[σP]=110MPa所选的键满足强度要求。
键的标记为：键16×40GB/T 1096—2003 2. 对联轴器及其键的计算b*h=10*8 d1=38 L=56所以l=L-b=56-10=46 k=0.5h=4σP=2T×103kld=99.5<110 MPa所选的键满足强度要求。
键的标记为：键10×46GB/T 1096—2003中间轴Ⅱ上键的设计计算1. 对连接小齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。
由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。
根据d=35（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=10（mm），高度=8(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[σP]=100~120MPa，取其平均值，[σP]=110MPa 。
二级减速器_课程设计_轴的设计
轴的设计1 --------------3丿>X LLXX |丿L图1传动系统的总轮廓图一、轴的材料选择及最小直径估算根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构， 选用45钢，正火，硬度HB =170~2 17。
[p = 4＞冷—按扭转强度法进行最小直径估算，即* ;二初算轴径，若最小 直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。
勺值由表26— 3确定：4〕=112 1、高速轴最小直径的确定= 112x11^^= 1536 wn由’，因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。
贝y_上「宀工，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结， 则外伸段轴径与电动机 轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取 “皿一0"・，心■■■■rillJ'_1_ 1—为电动机轴直径，由前以选电动机查表6-166 : d.T 临, 仁一怡勺KH J ™，综合考虑各因素，取仏-彳加!2、中间轴最小直径的确定 忍沁=4挖轴承，取为标准值"血。
3、低速轴最小直径的确定二、轴的结构设计1、高速轴的结构设计图2（1）、各轴段的直径的确定 "11：最小直径，安装联轴器尙：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85（采 用毡圈密封），f 一竹泗"口：滚动轴承处轴段，% _ 4伽酬，滚动轴承选取30208。
"14 ：过渡轴段，取%严亦:滚动轴承处轴段％认—加朋 (2)、各轴段长度的确定h ：由联轴器长度查表6-96得，/二60血，取JVBK，因中间轴最小直径处安装滚动—-112x 刃耳?二 47_5Lnm30,因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则九訓心1卩门％）⑴用円川5厠rf3«=4?lm ，参见联轴器的选择，查表6-96，就近取联轴器孔径的标准值.：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定y血味:由滚动轴承确定U 79仃：由装配关系及箱体结构等确定気—尊额■:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定y 山血心：由小齿轮宽度片_帧曲确定，取陰—40nm2、中间轴的结构设计图3(1)、各轴段的直径的确定:最小直径，滚动轴承处轴段，心厂虬厂娅廊，滚动轴承选30206 如:低速级小齿轮轴段"H一'2血% :轴环，根据齿轮的轴向定位要求“卫—弓曲% :高速级大齿轮轴段“甘一«加£ :滚动轴承处轴段氐一血一曲期(2)、各轴段长度的确定仃：由滚动轴承、装配关系确定:由低速级小齿轮的毂孔宽度人—7加确定» 一①临* :轴环宽度亦：由高速级大齿轮的毂孔宽度伽确定釘汕伽5 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定・-322湍3、低速轴的结构设计如：滚动轴承处轴段 %一舫™,滚动轴承选取30210"11 :低速级大齿轮轴段“卫一乜伽如：轴环，根据齿轮的轴向定位要求伽%：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位%-57伽% :滚动轴承处轴段虫厂'% :密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准(采用毡圈密封)心厂烁酬血？：最小直径，安装联轴器的外伸轴段(2)、各轴段长度的确定仃：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定—购”伽d由低速级大齿轮的毂孔宽确定^一川阳期仏：轴环宽度J帕用併：由装配关系、箱体结构确定bflrnn从：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定仁-?】75帧从：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定用:由联轴器的毂孔宽人—®伽确定J —轴的校核一、校核高速轴1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的 30208轴承，从表6-67可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为 a=16_9ranwl7mn ，支点跨距 I 二朋二（m 。
QJR-D减速器设计说明书
QJ起重机减速机一、概述QJ系列减速机适用于起重机各种运行机构，也广泛用于运输、冶金、矿山、化工、轻工等各种机械设备的传动机构中。
1.特点1)减速比范围宽，公称速比10～200；2)机械传动效率高，二级达96％，三级达94％；3)运转平稳，噪音低；4)由于采用了42CrMo、35CrMo经锻造调制处理，分别制作齿轮轴和齿轮，所以使用寿命长，承载能力高。
5)易于拆检，易于安装。
2.使用条件1)齿轮圆周速度不大于16m/s；2)高速轴转速不大于1000r/min；3)工作环境温度为－40～45℃；4)可正反两方向运转3. 型号及速比4.标记标记示例：起重机减速机三级传动，名义中心距a1=560mm，公称传动比50，装配型式第III种，输出轴端为齿轮轴端，卧式安装则标记为：减速机QJS560-50IIICW标记示例：起重机带底座的二级减速机，名义中心距a1=560mm，公称传动比i＝20，装配型式第IV 种，轴端型式为P型，则标记为：减速机QJR-D560-20-IVP二、装配型式及安装型式QJR、QJS、QJRS型安装型式：卧式W或立式L(V) 在偏转角±αº范围内为卧式安装，L范围内为立式安装。
注：α角的度数与传动比有关，当减速机倾斜α角时，应保证使中间级大齿轮沾油1～2个齿高深度。
QJR、QJS、QJRS型为三支点支承型式。
综上，本设计拟研究的减速器定为：QJR-D450-16-IP，即中心距为450mm，速比16，安装形式为第一种，轴端型式为P型。
四、QJR-D(QJB-D)减速机外型及安装尺寸QJR-D450-16-IP的安装尺寸为按照上述尺寸，在solidworks中建立的QJR-D450-16-IP减速器的安装模型如下：QJR-D减速器输出轴端型式及尺寸表高速轴轴端采用圆柱轴伸，平键联接，如图所示。
QJ型和QJ-D型减速器高速轴轴伸尺寸(mm)QJR、QJS、QJRS与QJR-D、QJS-D、QJRS-D型K值对比表QJR、QJR-D减速机的承载能力表工作级别M5连续工作型本设计的减速器的工作级别为M5，相关参数由表可知：QJR-D 减速器的设计计算过程一、 传动装置的总体设计4、传动比分配（1）、两级齿轮传动比公式122(1.3~1.4)i i i ==（2）、减速器传动比 减速器的传动比16i ∑=取减速器的高速传动比为1i =4.56=则低速轴的传动比为21163.5084.56i i i ∑=== 5、运动条件及运动参数分析计算 1轴：减速器的高速轴，也是输入轴。
(完整版)二级减速器课程设计说明书
1 设计任务书1。
1设计数据及要求表1-1设计数据1.2传动装置简图图1—1 传动方案简图1.3设计需完成的工作量（1) 减速器装配图1张（A1）(2） 零件工作图1张（减速器箱盖、减速器箱座—A2）;2张(输出轴-A3;输出轴齿轮-A3） （3） 设计说明书1份（A4纸）2 传动方案的分析一个好的传动方案,除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。
要完全满足这些要求是困难的。
在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。
现以《课程设计》P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。
方案a 制造成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。
方案b 结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低,不适于连续长期工作,且制造成本高.方案c 工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。
方案d 具有方案c 的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。
上诉四种方案各有特点，应当根据带式输送机具体工作条件和要求选定。
若该设备是在一般环境中连续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方案c a 、均为可选方案。
对于方案c 若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。
故选c 方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。
3 电动机的选择3.1电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机.最常用的电动机是Y 系列笼型三相异步交流电动机。
其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低,适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合.此处根据用途选用Y 系列三相异步电动机3.2选择电动机容量3.2.1工作机所需功率w P 卷筒3轴所需功率：1000Fv P W ==100082.01920⨯=574.1 kw 卷筒轴转速：min /13.5914.326582.0100060100060r D v n w =⨯⨯⨯=⨯=π3。
RV减速器设计
CAD/CAE/CAM理论与应用一、初步设计 (1)1.设计任务书 (1)2.原始数据 (1)3.传动系统方案的拟定 (1)二、电动机的选择 (2)1.电动机容量的选择 (2)2.电动机转速的选择 (2)3.电动机型号的选择 (2)三、计算传动装置的运动和动力参数 (3)1.传动比的分配 (3)2.各轴转速计算 (3)3.各轴功率计算 (3)4.各轴转矩计算 (3)5.将上述计算结果汇总于下表，以备查用: (4)四、传动系统的总体设计 (4)1.一级直齿轮传动的设计计算 (4)2.摆线齿轮传动的设计计算 (7)3.摆线齿轮三维建模 (8)五、轴的设计 (13)1.曲柄轴的设计 (13)2.输入轴的设计 (14)六、减速箱的润滑方式、润滑剂及密封方式的设计 (15)1、齿轮的润滑方式及润滑剂的选择 (15)2、密封方式的选择 (16)七、其他附件设计 (16)八、运动仿真 (16)九、设计心得 (20)十、附图及附表 (20)参考文献 (28)CAD/CAE/CAM理论与应用一、初步设计1.设计任务书（1）功率P：约4.3kW；（2）减速比i：81；（3）输出轴转速n：5r/min；（4）正反转输出回差：60arcsec；（5）设计寿命：3000 小时；（6）结构尺寸不超过：φ380mm×200mm；（7）效率：大于85%；2.原始数据表1-1 原始数据题号参数RV减速器设计功率P/kW 4.3输出轴转速n/( r/min ) 5 减速比i 813.传动系统方案的拟定图1-1 RV传动简图1—渐开线中心轮2—渐开线行星轮3—曲柄轴有效功率kW P3.4=减速比81=i输出轴转速min/5rn=效率%85>η根据摆线轮齿齿数31=c z ，初选8.01=K 。
② 针径系数prp p rp x z r r d t K ︒==180sin2 （4-23） 12=K 时，针齿间没有间隙，为保证针齿与针齿壳的强度，针径系数一般不小于 1.25~1.4。
(9) 减速器轴的设计计算.doc
轴的设计1、轴的机构设计 (1) 轴的设计计算① 轴的直径的确定(Ⅰ轴) 按扭转强度条件计算： 3npA do ≥ 其中：首选45号钢进行设计，查表A O =120,P=10.56 ,n=486.7r/min 于是d 1≥33.47取d 1=34m②作用在齿轮上的力F t =112d T =31033.7723.2072⨯⨯=5.34⨯103N （其中：T 1为Ⅰ轴受到的转矩，d 1为齿轮1的直径）F r =F t βcos tan n a ⨯=2⨯103N （其中：αn 为齿轮的压力角，β为螺旋角）F a =F t ·tan β=1342N同理可求得Ⅱ轴、Ⅲ轴的直径和轴上齿轮的受力： Ⅱ轴 d 2≥42.4 mm 取d 2=45 mm 轴上齿轮的受力：F t =2700 N 、F r = 1023 N 、 F a =780 NⅢ轴 d 3≥63.7 mm 取d 3=65 mm 轴上齿轮的受力：F t =8340 N 、F r =3100 N 、 F a =1800 N (2) 校核轴上轴承的受力和轴承的寿命 Ⅰ轴1、求轴承受到的径向载荷F r1和F r2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面的两个力系，如下图所示根据图示力的分析可知道：由图（b ）得F r1v =5.1905.6625.661+⨯-⨯d Fa Fr =5.1905.6625.678145.661007.13+⨯-⨯⨯=170N F r2v =F r -F r1v =1070-170=900NF r1H =5.1905.665.66+F t =7.29⨯102F r2H =F r -F r1H =2820-729=2091F r1=2211Hr F F v r +=22900170+=748.6 NF r2=2222H r v r F F +=222091729+=2276.5 N 2 求两轴承的计算轴向力F a1和F a2对于70000AC 型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力为F d =0.68⨯F r (5-8)F d1=0.68×F r1=0.68×748.6=509.6 N F d2=0.68×F r2=0.68×2276.5=1547.99 N 根据轴向力和轴承的安装方向分析可知，轴承2压紧：∴ F a1=F d1=509.6 NF a2=F a +F d1=1323 N3 求轴承的当量动载荷 11r a F F =6.7486.509=0.68=e(5-9)22r a F F =5.22761323=0.58<e 由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对与轴承1： X 1=1 ; Y 1=0 对轴承2： X 2=1 ; Y 2=0 因轴承运转中有轻微的冲击载荷，按照表13-6，f p =1.0～1.2则 P 1=f p(X 1F r1+Y 1F a1)=1.1×(1×748.6+0×2362)=823.46(5-10)P 2=f p (X 2F r2+Y 2F a22)=1.1×(1×2276.5+0)=2504.15 (5-11) 4 计算轴承的寿命L h =ε⎪⎪⎭⎫⎝⎛266010P C n =72060106⨯⨯315.250423500⎪⎭⎫ ⎝⎛=19131 h<28800 h(5-12)寿命不能满足工作要求，所以应选择中载系列，选用型号为7307AC,在次进行验证：L h ’=72060106⨯⨯398.259732800⎪⎭⎫ ⎝⎛=420839 h>28800 h(5-13)满足工作寿命的要求，所以轴承选用7307AC 系列。
(完整版)减速器的轴及轴上零件的结构设计
减速器的轴及轴上零件的结构设计一、轴的结构设计轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。
轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行。
单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。
下面通过图1-2-17和表1-2-2、表1-2-3来说明。
1、阶梯轴各段直径的确定图1-2-17中阶梯轴各段的直径可由表1-2-2确定。
符号确定方法及说明d1按许用扭转应力进行估算。
尽可能圆整为标准直径，如果选用标准联轴器，d1应符合联轴器标准的孔径。
d2d2= d1+2a，a为定位轴肩高度。
通常取a=3-10mmd2尽可能符合密封件标准孔径的要求，以便采用标准密封圈。
d3此段安装轴承，故d3必须符合滚动轴承的内径系列。
为便于轴承安装，此段轴径与d2段形成自由轴肩，因此，d3= d2+1~5mm，然后圆整到轴承的内径系列。
当此轴段较长时，可改设计为两个阶梯段，一段与轴承配合，精度较高，一段与套筒配d4d4= d3+1~5mm（自由轴肩），d4与齿轮孔相配，应圆整为标准直径。
d5d5= d4+2a，a为定位轴环高度，通常可取a=3~10mmd6d6= d3，因为同一轴上的滚动轴承最好选取同一型号。
图1-2-17中各阶梯长度可由表1-2-3确定。
符号确定方法及说明L1按轴上零件的轮毂宽度决定，一般比毂宽短2~3mm。
也可按（1.2~1.5）d1取定。
L2L2=l3+l4(l3为轴承端盖及联接螺栓头的高度)L3L3=B+l2+⊿2+(2~3) B轴承宽度L4L4按齿轮宽度b决定，L4=b-(2~3)mmL5 无挡油环时，L5=B 有挡油环时，L5=B+挡油环的毂宽注：表中l2、l3、l4、⊿2参见表1-2-4。
由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离l4；轴承端盖及联接螺栓头高度的总尺寸l3；轴承端面至箱体内壁的距离l2；转动零件端面至箱体内壁的距离⊿2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。
减速器课程设计说明书
减速器课程设计说明书篇一：减速器设计说明书（课程设计）学校：河南职业技术学院系别：机械电子工程系姓名：000000000000000班级：000000000000000学号：000000000000000指导老师：00000000000日期：0年0月0日- 0 -课程设计（论文）任务书- 1 -- 2 -注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。
目录课程设计（论文）评阅表……………………………………Ⅰ课程设计（论文）任务书……………………………………Ⅱ 1、系统总体方案设计………………………………………1 1.1、电动机选择...................................................1 1.2、传动装置运动及动力参数计算...........................1 2、 V带传动的设计与计算....................................... 3 3、传动零件的设计计算..........................................4 3.1、高速级齿轮的设计..........................................4 3.2、低速级齿轮的设计..........................................8 4、轴的设计.........................................................12 4.1、高速轴的设计................................................12 4.2、中间轴的设计................................................14 4.3、低速轴的设计................................................17 5、键的设计与校核 (20)6、滚动轴承的选择与校核 (22)7、箱体及各部位附属零件的设计 (24)- 3 -设计总结与参考文献 (27)- 4 -篇二：一级圆柱齿轮机械设计基础课程设计说明书班级：木工113学号： 20XX020XX306姓名：高思思指导老师：完成日期： 20XX.6.17一级圆柱齿轮目录1. 摘要和关键词 (3)2. 设计任务书 (4)3. 传动方案的分析与拟定 (5)4. 电动机的选择计算 (5)5. 传动装置的运动及动力参数选择和计算 (6)6. 传动零件的设计计算 (7)7. 轴的设计计算 (10)8. 滚动轴承的选择和计算 (15)9. 键联接选择和计算......................................16 10.11.12.13.14.联轴器的选择........................................16 减速器的润滑方式和密封类型的选择....................17 箱体设计............................................17 设计小结............................................18 参考文献.. (18)带式输送机传动装置的设计摘要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20XX0r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。
一级减速器说明书(6)
第六节 轴的设计与校核6.1高速轴设计计算1)求高速轴上的功率P 1、转速n 1和转矩T 1 P 1=5.43kW ；n 1=485r/min ；T 1=106.98N •m 2)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45（调质），硬度为255HBS ，根据表，取A 0=112，于是得d min≥A 0 √Pn 3=112×√5.434853=25.06mm高速轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%d min =(1+0.05)×25.06=26.31mm故选取:d 12=28mm 3)轴的结构设计图图6-1高速轴示意图①为了满足大带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d 23=33mm 。
大带轮轮毂宽度L=56mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面作转矩图（图e）图6-2高速轴受力及弯矩图10)校核轴的强度因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面抗弯截面系数为W=π d332=π×35332=4209.24mm³抗扭截面系数为联轴器的计算转矩T ca=K A×T2，查表，考虑平稳，故取K A=1.3，则:T ca=K A T2=476.5N•m按照计算转矩T ca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用LX3型联轴器。
半联轴器的孔径为42mm，故取d12=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。
3)轴的结构设计图图6-3低速轴示意图①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=47mm。
半联轴器与轴配合的轮毂长度L=112mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l12=110mm。
4)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，故选用角接触轴承。
机械制造技术基础(课程设计)减速器传动轴设计1.
机械制造技术基础课程设计设计题目: 减速器传动轴学校: 陕西科技大学学院: 机电学院专业类别: 机械设计制造及其自动化班级: 机械046**: ***学号: ************: **起始日期: 2007年1月9 日完成日期: 2007年1月25 日成绩:传动轴零件的加工工艺规程 1机械制造课程设计题目：设计“减速器传动轴”零件的机械加工工艺规程（年产量为5000件）内容：（1）零件图 1张（A3）（2）毛坯图 1张（A3）（3）工序简图 1张（A2）（4）工序卡片 2张（5）课程设计说明书 1份班级：机械046学生：杨孟博指导教师：张斌学号： 514046272007年 1月25日陕西科技大学课程设计说明书 2目录1 设计说明 (4)1.1题目所给的零件是传动轴 (4)1.2 零件的工艺分析 (4)1.3 其主要加工表面位置要求 (4)1.4零件的材料 (4)2 工艺规程的设计 (5)2.1 零件表面加工方法的选择 (5)2.2制定工艺路线 (6)3 机械加工余量﹑工序尺寸及毛坯尺寸的确定 (6)3.1 确定加工余量 (6)3.2 确定毛坯尺寸 (7)4 确定切削用量及基本工时 (8)4.1 车两端面 (9)4.2 计算切削用量 (9)5: 选择量具 (15)5.1 选择刀具 (15)5.2 选择量具 (15)6：总结 (16)7：参考文献 (17)传动轴零件的加工工艺规程 3 机械制造基础课程设计说明书本次设计是在基本学完大学基础课，技术基础课以及大部分专业课后进行的。
是在毕业设计之前做的较全面较深入地对所学各课程进行的综合性复习及应用。
为我提供了一次理论联合实际训练的机会，在我的大学生涯中占有非常重要的地位。
我希望通过本次课程设计对自己的综合性训练，从中锻炼自己的独立思考问题，解决问题的能力，为今后的自己未来生活及工作打下一个良好的基础。
但由于能力有限，此设计难免有不宜之处。
恳请各位老师及同学给予指教。
RV减速器设计
CAD/CAE/CAM理论与应用一、初步设计 (1)1.设计任务书 (1)2.原始数据 (1)3.传动系统方案的拟定 (1)二、电动机的选择 (2)1.电动机容量的选择 (2)2.电动机转速的选择 (2)3.电动机型号的选择 (2)三、计算传动装置的运动和动力参数 (3)1.传动比的分配 (3)2.各轴转速计算 (3)3.各轴功率计算 (3)4.各轴转矩计算 (3)5.将上述计算结果汇总于下表，以备查用: (4)四、传动系统的总体设计 (4)1.一级直齿轮传动的设计计算 (4)2.摆线齿轮传动的设计计算 (7)3.摆线齿轮三维建模 (8)五、轴的设计 (13)1.曲柄轴的设计 (13)2.输入轴的设计 (14)六、减速箱的润滑方式、润滑剂及密封方式的设计 (15)1、齿轮的润滑方式及润滑剂的选择 (15)2、密封方式的选择 (16)七、其他附件设计 (16)八、运动仿真 (16)九、设计心得 (20)十、附图及附表 (20)参考文献 (28)CAD/CAE/CAM理论与应用一、初步设计1.设计任务书（1）功率P：约4.3kW；（2）减速比i：81；（3）输出轴转速n：5r/min；（4）正反转输出回差：60arcsec；（5）设计寿命：3000 小时；（6）结构尺寸不超过：φ380mm×200mm；（7）效率：大于85%；2.原始数据表1-1 原始数据题号参数RV减速器设计功率P/kW 4.3输出轴转速n/( r/min ) 5 减速比i 813.传动系统方案的拟定图1-1 RV传动简图1—渐开线中心轮2—渐开线行星轮3—曲柄轴有效功率kW P3.4=减速比81=i输出轴转速min/5rn=效率%85>η根据摆线轮齿齿数31=c z ，初选8.01=K 。
② 针径系数prp p rp x z r r d t K ︒==180sin2 （4-23） 12=K 时，针齿间没有间隙，为保证针齿与针齿壳的强度，针径系数一般不小于 1.25~1.4。
减速器低速轴的设计与加工工艺
6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯 矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[112836.1992+3266102]1/2=345550N·mm 7)校核危险截面C的强度 由式（6-3）d(Mec/0.1[σ-1])1/3=238594/0.1×551/3=39.5mm 因截面C处开有键槽，故将轴直径加大5%，即为 39.5×1.05=41.475mm， 结构设计草图该处直径为70mm，强度足 够。轴的结构简图如下：
1 机械制造的发展
1.1 机械制造的发展
改革开放30多年来，我国机械制造工业取得了很大的成绩。高新技 术的迅猛发展起到了推动提升和改造的作用。随着信息装备技术、工业 自动化技术、数控加工技术、机器人技术、电力电子技术、新材料技术 和新型生物环保装备技术等当代高新技术成果的广泛应用，机械制造业 发生了质的飞跃。各种特种加工、计算机数控技术（ＣＮＣ)、加工中 心（ＭＣ）、柔性加工系统（ＦＭＳ）、计算机辅助设计（ＣＡＤ）和 计算机辅助制造（ＣＡＭ、）计算机集成制造系统（ＣＩＭＳ）等各种 自动控制加工技术应运而生，传统机械制造业已经成为集机械电子、光 学信息科学、材料科学、生物科学、激光学、管理学等最新成就为一体 的一个新兴技术与新兴工业。例如大秦线10000t的重载列车装备，三峡 工程的700MW转轮直径10m混流式水电机组，秦山二期工程的60万千瓦压 水堆核电机组，500KV交流输变电成套设备，宝钢三期工程250t氧气转 炉、1450mm板坯连铸机、1420mm冷连轧机和1550mm冷连轧机，神州六号 七号载人飞船的发射成功与准确回收核动力潜艇的研制与生产等都与机 械制造业的发展密切相关。在经济全球化进程中，在推动整个社会技术 进步和产业升级中，机械制造业具有不可替代的基础作用，其发展水平 直接决定了一个国家的国际竞争力和在国际竞争中的地位，即决定了这 个国家的经济地位。
同轴式二级圆柱齿轮减速箱设计说明书
一、设计任务1.题目2 —（3）设计一用于带式输送机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。
2.总体布置简图图13.工作情况工作平稳，单向运转4.运输机卷筒扭矩（N•m）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）1400 0.75 350 5 10 25.（1）电动机的选择与运动参数计算（2）斜齿轮传动设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择（5）键和联轴器的选择与校核（6）装配图、零件图的绘制（7）设计计算说明书的编写6.设计任务（1）减速器总装配图1张（0号或1号图纸）（2）齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）（3）设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明传动方案如总体布置简图（图1）所示，中间传动采用V带传动和同轴式二级减速箱进行降速。
V带传动适用于中高速级，具有结构简单，传动平稳，过载保护等优点；同轴式减速箱横向尺三、电动机的选择（此段计算均查自此书）表，圆柱齿轮传动η四、传动比配置和传动装置运动、动力参数计算(315-⨯6481498.5214=== cos14cos1425531053cos142553''⨯''206设计计算及说明结果1． 高速轴设计1）基本数据转矩1118.71T N m =⋅，转速1576/min n r =，功率17.16P kW = 2）计算作用在轴上的力高速轴小齿轮分度圆直径186.74d mm =周向力：31122118.71102737.1186.74t T F N d ⨯⨯===径向力：tan tan 202737.111028.7cos cos142553n r tF F N αβ==⨯='''轴向力：tan 2737.11tan142553704.4ae t F F N β'''==⨯= 受力分析见图6-1-2（各力已经向中心作等效变换）3）初步确定轴的最小直径 先按《机械设计》式（15-2）（此段未作说明均查自此书）初步估算轴的最小直径。
机械设计减速器设计说明书
机械设计减速器设计说明书Prepared on 22 November 2020东海科学技术学院课程设计成果说明书题目：机械设计减速器设计说明书院系：机电工程系学生姓名：专业：机械制造及其自动化班级：C15机械一班指导教师：起止日期：2017．东海科学技术学院教学科研部浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表2017 — 2018 学年第一学期设计任务书一、初始数据设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T = 1500Nm，n = 33r/m，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：3班制，每年工作天数：250天，三相交流电源,电压380/220V。
二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计目录第一部分设计任务书 (3)第二部分传动装置总体设计方案 (6)第三部分电动机的选择 (6)电动机的选择 (6)确定传动装置的总传动比和分配传动比 (7)第四部分计算传动装置的运动和动力参数 (8)第五部分V带的设计 (9)V带的设计与计算 (9)带轮的结构设计 (12)第六部分齿轮传动的设计 (14)第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (20)输入轴的设计 (20)输出轴的设计 (26)第八部分键联接的选择及校核计算 (34)输入轴键选择与校核 (34)输出轴键选择与校核 (35)第九部分轴承的选择及校核计算 (35)输入轴的轴承计算与校核 (35)输出轴的轴承计算与校核 (36)第十部分联轴器的选择 (37)第十一部分减速器的润滑和密封 (38)减速器的润滑 (38)减速器的密封 (39)第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸 (39)减速器附件的设计及选取 (39)减速器箱体主要结构尺寸 (45)设计小结 (48)参考文献 (48)h = ×H = ×27 = 14 mmr = ×K = ×34 = 8 mmb = = = 16 mm6.起盖螺钉为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。
二级减速器各个零件的设计及计算
二级减速器各个零件的设计及计算1.输入轴设计及计算：输入轴主要承载输入的转矩和力，因此需要考虑强度和刚度。
一般情况下，输入轴的直径可以通过以下公式计算：d=K*√(T/S)其中，d为输入轴直径，K为系数（一般取8-10），T为输入的转矩，S为扭矩应力。
2.输出轴设计及计算：输出轴主要承载输出的转矩和力，同样需要考虑强度和刚度。
输出轴的直径计算方式与输入轴类似，可以使用相同的公式。
3.减速器外壳设计和计算：减速器外壳主要用于保护内部零件，并承载减速器的全重。
外壳应具备足够的强度和刚度。
外壳设计时需考虑受力情况，通过有限元分析等手段进行计算和验证。
4.内齿轮设计和计算：内齿轮是二级减速器的核心部件，其设计和计算涉及到模数、齿轮齿数、齿面硬度和齿轮副参数等。
一般情况下，内齿轮的模数和齿数可以通过公式计算：m=K*(T/(d*Z))其中，m为模数，K为系数（一般取0.1-0.15），T为输入或输出的转矩，d为齿轮分度圆直径，Z为齿数。
5.主要齿轮和次要齿轮设计和计算：主要齿轮和次要齿轮是内齿轮的两个零部件，其设计和计算也需根据实际情况进行。
可以根据输入和输出的转速比，以及内齿轮的模数和齿数，通过公式计算齿轮的模数、齿数和分度圆直径等参数。
需要注意的是，在进行设计和计算时，还需考虑齿面接触疲劳强度、齿面强度和齿轮的润滑等因素，以确保减速器的可靠运行和使用寿命。
总之，二级减速器的各个零件设计和计算是一个复杂的工程问题，需要综合考虑传动功率、转矩、齿轮参数、强度和刚度等因素。
只有在合理设计和计算的基础上，才能保证减速器的性能和可靠性。
减速器设计说明书
查教材书表4-1： q=0.1kg/m
按教材书式4-30：F0=500 ( -1)+q
=500×
=155N
8）计算轴压力Q
按教材书式4-31：Q=2F0Zsin =2×155×2×sin =608.6N
9）确定带轮结构
小带轮 ，采用实心结构
大带轮采用孔板式结构
d1=1.8d=1.8×26=46.8mm
=
=2.45×189.8×0.86×0.99
×
=537.9MPa<[ ]=565.6MPa 安全
4、校核齿根弯曲疲劳强度
取Zv1=25.8，Zv2=105.4，查教材书图5-14得： =2.65， =2.24
查教材书图5-15得： =1.58， =1.81
由教材书式5-47计算 ，因 =1.38>1.0
小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表5-1：齿面硬度为240HB
大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1：齿面硬度为200HB
选齿轮精度等级为8级（GB10095-88）。
查教材书图5-16（b）：
小齿轮齿面硬度为240HB时，
大齿轮齿面硬度为200HB时，
（对于工业用齿轮，通常按MQ线取值）
计算应力循环次数：由式5—33得：
所需电动机功率： = = =2.469kw
查设计资料表27-1，可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4型，额定功率P0=3kw；或选Y系列三相异步电动机Y132S-6型，额定功率P0=3kw；均满足P0＞Pr。
2、选取电动机的转速
滚筒轴转速：
现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较，由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表1中。
减速器计算
mm minmm cos15八、键的选择本次设计的减速箱中共有3根十一、箱体及减速器附件说明：箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。
箱壳采用HT200灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。
为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。
轴承采用润滑脂润滑，在轴承与轴肩连接处，采用挡油环结构。
防止箱体内全损耗系统用油将油脂洗去。
箱体底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。
减速器附件：1)视孔和视孔盖箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。
为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。
2)油面指示器油面指示器上有高油面和低油面指示孔，油面一般不能低于最低油面孔，不能高于最高油面孔。
一般油面高度为30~50mm，要浸到1~2齿，一般不超过齿轮半径的1/3。
3)油塞在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。
放油孔平时用油塞和封油圈封死。
油塞用细牙螺纹，材料为Q235钢。
封油圈采用石棉橡胶制成。
4)吊钩、吊耳为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩和吊耳。
起调整个减速器时，一般应使用箱体上的吊钩。
对重量不大的中小型减速器，如箱盖上的吊钩、吊耳的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。
5)定位销为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个直径为A7的圆锥销，以便定位。
长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。
滚动轴承的外部密封装置：为了防止外界灰尘、水分等进入轴承，为了防止轴承润滑油的泄漏，在透盖上需加密封装置。
在此，我用的是毡圈式密封。
因为毡圈式密封适用于轴承润滑脂润滑，摩擦面速度不超过4～5m/s的场合。
十二、小结：心得小结附：弯矩图、扭矩图（轴1）具体参数见表格中“轴的设计”部分。
参考资料1吴克坚等主编.机械设计.北京:高等教育出版社,20032王之栎等主编.机械设计综合课程设计.北京:机械工业出版社,20033龚桂义主编.机械设计课程设计指导书.北京:高等教育出版社,19904龚桂义主编.机械设计课程设计图册.北京:高等教育出版社,19895范钦珊，蔡新.工程力学.北京：高等教育出版社，20066 宜沈平，赵傲生.计算机工程制图与机械设计.南京东南大学出版社，2004.。
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轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：001 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:3.3kW 转矩：157575N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：29.28mm 满足设计的最小轴径：32mm三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa 30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.8 30mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：002 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:3.135kW 转矩：149696.25N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：28.78mm 满足设计的最小轴径：32mm三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa 30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.830mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：003 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:2.98kW 转矩：142295N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：28.3mm 满足设计的最小轴径：32mm 三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.830mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =157575 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =12.836 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =149696.25 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =12.194 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =142295 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =11.591 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足。