机械设计任务书范本

目录
机械设计基础课程设计任务书 (3)
一传动方案的拟定及说明 (3)
二电动机的选择 (3)
三计算传动装置的运动和动力参数 (4)
四传动件的设计计算...............................................6轴的设计计算. (15)
滚动轴承的选择及计算 (23)
键联接的选择及校核计算 (26)
高速轴的疲劳强度校核 (27)
铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 (30)
润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 (31)
参考资料目录
机械设计基础课程设计任务书
1.课程设计的内容
设计一带式运输机传动装置。

设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。

2.课程设计的要求与数据
技术数据：输出带有效拉力：4000N
传送带带速：0.80m/s
滚筒直径：400mm
工作条件及技术要求：
电源：380V
工作年限：10年
工作班制：两班；运输机单项运转，工作平稳
3.课程设计应完成的工作
1．减速器装配图1张；
2．零件工作图2张（轴、齿轮各1张）；3．设计说明书1份。

一、传动方案的拟定及说明
传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速W n ，即
min 2.38400
8.0100060100060r D v
n W ≈⨯⨯⨯=⨯=ππ 一般常选用同步转速为m in 3000r 的电动机作为原动机，因此
传动装置总传动比约为16--23。

根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动
二、电动机选择
1．电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件选用一般用途的Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V 。

2．电动机容量
工作的有效功率Pw=Fv/1000=4000X0.80/1000=3.2KW
传动装置总效率η=η带η齿2η承4η联2η卷筒
按表9-1取：
皮带传动效率η带=0.96
齿轮啮合效率η齿=0.97（齿轮精度为8级）
滚动轴承效率η承=0.99
联轴器效率η连=0.99
卷筒效率η卷筒=0.96
则传动总效率η=0.96*0.972*0.994*0.99*0.96=0.825
3．电动机额定功率
所需电动机效率Pr=Pw/η=3.2/0.825=3.88KW
查表14.1、，可选Y系列三相异步电动机Y112M-4型额定功率P0=4KW 或选Y系列三相异步电动机Y132M1-6型，额定功率P0=4KW
4．电动机的转速
按表9.1推荐的传动比合理范围i，二级圆柱齿轮减速器传动比i=8-14
滚筒轴转速
nw=60X1000v/πd=60X1000X0.80/(Πx400)=38.2r/min
所以电动机转速的可选范围为
min /1528~6.305)40~8(2.382r i n n W d =⨯='⋅='
现以同步转速为 1500r/min 及 1000r/min 两种方案进行
比较两方案可见，方案 1 选用的电动机虽然质量和价格较低，但总传动比大。

为使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2，
5、计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比
1）、总传动比∑i =n 0/n w =960/38.2=25.1
2)、分配传动比 假设V 带传动分配的传动比5.2i 1=，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比。

∑i =04.10i i 1
=∑ 二级减速器中：高速级齿轮传动比75.304.10*4.1。

i *4.1i 2===
∑ 低速级齿轮传动比 2.67=10.04/3.75=i/i =i 1223
三、计算传动装置的运动和动力参数
1．各轴转速
减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。

各轴转速为：
min /35.3867
.24.102min /4.10275.3384min /3845
.2960i min
/9603210r i n n r i n n r n n r n n m m ≈==≈==
=====I I I I I I I I I 2．各轴输入功率
按电动机所需功率d P 计算各轴输入功率，即
kW
P P kW
P P kW
P P kW
P P d d 75.597.098.005.6第三根轴的功率，05.697.098.036.6第二根轴的功率，36.696.088.3第一根轴的功率，88.3电动机的输入功率，323250=⨯⨯===⨯⨯===⨯====I I I I I I I I I ηηηηη 3．各轴输入转矩T(N •m)
mm
N mm N i T T mm N mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯⋅⨯=⋅=⋅⨯=⋅⨯⨯=⨯⨯=I 4415046006010191.4209610183.210183.22900
63.61055.91055.9ηmm N mm N i T T mm
N mm N i T T ⋅⨯=⨯⨯⨯⋅⨯==⋅⨯=⨯⨯⨯⋅⨯==I I I I I I I I 55332542210603.495.297.098.010642.110642.112.497.098.010191.43ηηηη将计算结
果汇总列表备用。

四、传动件的设计计算
1．设计带传动的主要参数。

已知带传动的工作条件：两班制（共16h ），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=6.63kw 小带轮转速m r /2900n 1= 大带轮转速m r /1450n 2=，传动比2i 1=。

设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按5η选择了V 带传动，所以带的设计按V 带传动
设计方法进行）
1）、计算功率a p a p =kw kw P K A 29.763.61.1=⨯=⋅
2)、选择V 带型 根据a p 、1n 由图8-10《机械设计》p157
选择A 型带（d1=112—140mm ）
3）、确定带轮的基准直径d d 并验算带速v
(1)、初选小带轮的基准直径d d ，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径mm 125d 1=d
（2）、验算带速v s m s m n d v d /0.19/1000602900
12510006011
=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ
因为5m/s<19.0m/s<30m/s,带轮符合推荐范围
（3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 mm 250mm 1252d i d 12d d =⨯=⋅=，
初定2d d =250mm
（4）、确定V 带的中心距a 和基准长度d L a 、 根据式8-20 《机械设计》p152 0.7)(2)(2121
0d d d d d d a d d +≤≤+ 0.7)250125(2)250125(0+⨯≤≤+⨯a
262.5≤a ≤750
初定中心距0a =500mm
b 、由式8-22计算带所需的基准长度
0l =20a +()()02
212142a d d d d d d d d -++π
=2×500+π×0.5×（125+250）+（250-125）（250-125）/4×500 ＝1597mm
由表8-2先带的基准长度d l =1600mm
c.计算实际中心距
a ＝0a +(d l -0l )/2＝500+（1600-1597）/2＝501.5mm 中心距满足变化范围:262.5—750mm
（5）.验算小带轮包角
1α＝180°-（2d d -1d d ）/a ×57.3°
＝180°-（250-125）/501.5×57.3° ＝166°>90° 包角满足条件 （6）.计算带的根数
单根V 带所能传达的功率
根据1n =2900r/min 和1d d =125mm 表8-4a
用插值法求得0p =3.04kw 单根v 带的传递功率的增量Δ0p
已知A 型v 带，小带轮转速1n =2900r/min 转动比 i=
2
1
n n =1d d /2d d =2 查表8-4b 得Δ0p =0.35kw 计算v 带的根数
查表8-5得包角修正系数αk =0.96,表8-2得带长修正系数L k =0.99
r p =(0p +Δ0p )×αk ×L k =(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KW
Z=
Pr
pc
=7.29/5.34=1.37 故取2根. （7）、计算单根V 带的初拉力和最小值
min 0F ＝500*
α
αZVk p k c
)5.2(-+qVV=190.0N
对于新安装的V 带,初拉力为:1.5min 0F =285N 对于运转后的V 带,初拉力为:1.3min 0F =247N （8）．计算带传动的压轴力P F
P F =2Z 0F sin(1α/2)=754N
（9）.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V 带轮的结构形式为:腹板式. C ．结构图 （略）
2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1）、选择材料热处理方式
根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面
计算说明
(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得
小齿轮 40Cr 调质处理 HB 1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB 2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算:
取小齿轮1z =20，则2z =2i 1z ，2z =20⨯4.12=82.4，取2z =83并初步选定β＝15°
确定公式中的各计算数值
a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6
b.由图10-30选取区域系数Zh=2.425
c.由图10-26查得76.01=∂ε, 84.02=∂ε,则60.121=+=∂∂∂εεε
d.计算小齿轮的转矩:m m 10189.441⋅⨯=N T 。

确定需用接触应力
e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限
因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力[]1lim σ=600MPa 大齿轮的为[]2lim σ=550MPa h.由式10-13计算应力循环次数
91110065.4)365828(114506060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
89
210866.912
.410065.4⨯=⨯=N
i.由图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.90 2HN K =0.96 []1H σ =1HN K []1lim σ/S=540Mpa
[]2H σ= 2HN K []2lim σ/S=528 Mpa
[]H σ=([]1H σ+[]2H σ)/2=543 Mpa
3）、计算
（1）计算圆周速度:
V=t d 1лn1/60000=3.26m/s （2)计算齿宽B 及模数nt m
B=φd t d 1=1X42.9mm=42.9mm
nt m =t d 1cos β/1z =2.07mm
H=2.25nt m =4.66mm B/H=42.9/4.66=9.206
（3）、计算纵向重合度βε
βε=0.318φd 1z tan β=1.704
（4）、计算载荷系数
由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:
2.1,35.1,45.1,15.1,1======ααββF H F H V A K K K K K K
故载荷系数
001.22.145.115.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K
（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式10—10a 得 1d =t d 13
Kt
k
=46.22mm （6）、计算模数nt m
nt m =1d Cos β/Z1=2.232mm
4）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17
[]
3
12
121111)1(cos 2F a sa F n z u Y Y KT m σψβ
+≥ (1)、计算载荷系数:
863.135.12.115.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K
(2)、根据纵向重合度βε=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数85.0=β
Y
(3)、计算当量齿数 齿形系数 19.2215cos 203v1==
ο
z ，10.9215cos 83
3v2
==οz （4）、由[1]图10-5查得21.272.221a a ==F F Y Y ，
由表10-5 查得776.157.121a ==S S Y Y a ，
由图10-20C 但得[]1FE σ=500 MPa []2FE σ=380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限1FN K =0.85,2FN K =0.88 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:
[]1F σ=1FN K []1FE σ/S=303.57 MPa
[]2F σ=2FN K []2FE σ/S=238.86 MPa
（5）、计算大小齿轮的
[]
11
1F sa F Y Y σ，并比较
[]
[]
01704
.084
.238794.1268.20147
.057
.30357
.172.222
2111=⨯==⨯=
F sa F F sa F Y Y Y Y σσ
且
[][]
22
211
1F sa F F sa F Y Y Y Y σσ≤，故应将
[]
22
2F sa F Y Y σ代入[1]式（11-15）计算。

（6）、计算法向模数
[]
48
.101704.0206.1115cos 85.010189.4863.12)1(cos 23
2
243
12121111=⋅⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+≥οF a sa F n z u Y Y KT m σψβ
对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径1d =46.22mm 来计算应有的数,于是有: 取=1n m 2mm ； （7）、则32.222
15cos 22.46cos 11=︒
⨯=⋅=
n m d z β，故取1z =22 .则2z =2i 1z =90.64，取902=z （8）、计算中心距
mm 95.11515
cos 2)
9022(2cos 2)(211=⨯+⨯=+=
ο
βz z m a n 取a 1=116mm （9）、确定螺旋角
”
‘
2451509.15116
2)90(222arccos 2)
(arccos
211︒==⨯+⨯=+=οa
z z m n β
（10）、计算大小齿轮分度圆直径:
1d =
mm m Z n
58.4509.15cos 1=︒
2d =mm m Z n
42.18609
.15cos 2=ο
（11）、确定齿宽 m m 57.4557.45112=⨯==d b a ψ 取m m 50m m 4512==B B ，
5）、结构设计。

（略）配合后面轴的设计而定
低速轴的齿轮计算
1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得
小齿轮 40Cr 调质处理 HB 1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB 2=240HBS
2）、取小齿轮3z =20，则4z =3i 2095.23⨯=⋅z =59 取4z =59，初步选定β＝15°
3）、按齿面接触强度计算:
确定公式中的各计算数值
a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6
b.由图10-30选取区域系数425.2=H z
c.由图10-26查得,85.0,76.021==ααεε
则61.121=+=αααεεε
d.计算小齿轮的转矩: mm 1064.152⋅⨯=N T 确定需用接触应力
e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限
因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力[]1lim σ=600MPa 大齿轮的为[]2lim σ=550MPa h.由式10-13计算应力循环系数
81110867.9)365828(13526060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
88
210345.395
.210867.9⨯=⨯=N
i.由图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.96 2HN K =0.97 []1H σ =1HN K []1lim σ/S=576Mpa
[]2H σ= 2HN K []2lim σ/S=533.5 Mpa
[]H σ=([]1H σ+[]2H σ)/2=554.8 Mpa
4）、计算
(1)、圆周速度:
V=t d 1лn1/60000=1.21m/s （2）、计算齿宽b 及模数nt m
B=φd t d 1=1X65.87=65.87mm
nt m =t d 1cos β/ 1z =3.18mm
H=2.25nt m =7.16mm b/h=65.87/7.16=9.200 (3)、计算纵向重合度βε
βε=0.318φdZ1tan β=1.704
a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:
2.1,36.1,458.1,12.1,1======βαββH H F H V A K K K K K K
故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960
（4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a 得 1d =t d 13
Kt
k
=70.48mm （5）计算模数nt m
nt m =1d cos β/3z =3.404mm
5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17
[]
3
12
121111)1(cos 2F a sa F n z u Y Y KT m σψβ
+≥ a 上式中829.136.12.112.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K
b 根据纵向重合度βε=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y β=0.85
c 计算当量齿数
齿形系数 19.2215
cos 203v1==
ο
z ，32.6315cos 59
3v2==οz 由[1]图10-5查得292.272.221==F F Y Y ，
由图10-20C 但得[]1FE σ=500 MPa []2FE σ=380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限1FN K =0.86,2FN K =0.89 d 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:
[]1F σ=1FN K []1FE σ/S=307.14 MPa
[]2F σ=2FN K []2FE σ/S=241.57 MPa
e 比较
[]
[]
01623
.057.241772.1212.201363
.014
.307571
.1715.222
211
1=⨯==⨯=
F sa F F sa F Y Y Y Y σσ
且
[]
[]
22
211
1F sa F F sa F Y Y Y Y σσ≤
，故应将
[]
22
2F sa F Y Y σ代入[1]式（11-15）计算。

f 法向模数
[]
263
.20165.02061.1115cos 85.01056.1829.12)1(cos 232
253
12121111=⋅⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+≥ο
F a sa F n z u Y Y KT m σψβ
对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径1d =70.48mm 来计算应有的数,于是有:
取=1n m 2.5mm 27z 3=.则80z 4= g 中心距 mm 47.13815
cos 2)
8027(2cos 2)(211=⨯+⨯=+=
ο
βz z m a n 取a 1=138mm
h 确定螺旋角
“
‘36151426.14138
2)
80(272arccos 2)
(arccos
211︒==⨯+⨯=+=οa
z z m n β
i 计算大小齿轮分度圆直径:
3d =
mm m Z n
64.6926.14cos 3=ο
4d =mm m Z n
36.20626
.14cos 4=ο
J 齿宽 m m 64.6964.69134=⨯==d B a ψ 取m m 75m m 7034==B B ，
4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定
五、轴的设计计算
为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。

第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为
1134N
"3651144461F N 1675"
365114cos 204461cos F N 446136.20610603.422N
496"245151839F N 693"
24515cos 209.18cos F N 183958
.4510191.42222a222r2532211a111r14
111='⨯==='⨯=⋅==⨯⨯==='⨯==='⨯=⋅==⨯⨯==οοο
οοο
tg tg F tg tg F d T F tg tg F tg tg F d T F t n t t t n t t ββαββα
1．高速轴Ⅰ设计
1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr ，调质处理，查表15-31，取1000=A
2）初算轴的最小直径
mm 869.161450
36.6100d 330min =⨯=⋅≥n p A
高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V 带轮轴孔直径。

因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，m in d =18.375mm 。

由
《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取m in d =20mm
高速轴工作简图如图(a)所示
首先确定个段直径
A 段：1d =20mm 有最小直径算出）
B 段：2d =25mm ，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm 的
C 段：3d =30mm ，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径
D 段：4d =36mm ， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm
E 段：5d =45.58mm ，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116
G 段， 7d =30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径 F 段：6d =36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm
第二、确定各段轴的长度
A 段：1L =1.6*20=32mm,圆整取1L =30mm
B 段：2L =54mm ，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm
C 段：3L =28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考
《减速器装配草图设计》p24）
3L =B+△3+2=16+10+2=28mm
G 段：7L =29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加
上挡油盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24） F 段：mm 86=L ，6L =△2-2=10-2=8mm
E 段：mm 505=L ，齿轮的齿宽m m 501=B
D 段：4L =92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已
定长度后圆整得4L =92mm
轴总长L=290mm
两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm ，
2、轴Ⅱ的设计计算
1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr ，调质处理，查表15-31，取1000=A
2）初算轴的最小直径
mm 78.25352
03.6100d 330min =⨯=⋅≥n p A 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，m in d =27.325mm 。

根据减速器的
结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取m in d =30mm
轴Ⅱ的设计图如下：
首先，确定各段的直径
A段:
d=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合
1
F段：
d=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合
6
E段：
d=38mm，非定位轴肩
5
B段：
d=48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合
2
C段：
d=64.94mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径
3
D段：
d=50mm, 定位轴肩
4
然后确定各段距离：
A段：
L=29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度
1
B段：
L=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度
2
C段：
L=75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽
3
E段：
L=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）
5
F段：
L=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离
6
D 段：4L =9.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm
减去已知长度 得出
3、轴Ⅲ的设计计算
输入功率P=5.58KW,转速n =119r/min,T=460300Nmm
轴的材料选用40Cr （调质），可由表15-3查得0A =110
所以轴的直径: m in d 30n
P A =39.65mm 。

因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，m in d =44.408mm 。

由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3
轴孔的直径1d =45mm 长度L=84mm
轴Ⅲ设计图 如下：
首先，确定各轴段直径
A 段: 1d =45mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合
B 段: 2d =60mm,非定位轴肩,h 取2.5mm
C 段: 3d =72mm,定位轴肩，取h=6mm
D 段: 4d =68mm, 非定位轴肩，h=6.5mm
E 段: 5d =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合
F 段: 6d =60mm,按照齿轮的安装尺寸确定
G 段: 7d =45mm, 联轴器的孔径
然后、确定各段轴的长度
A 段: 1L =46.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸
B 段: 2L =68mm ，齿轮齿宽减去2mm ，便于安装
C 段: 3L =10mm, 轴环宽度，取圆整值
根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要
D 段: 4L =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定
E 段: 5L =33mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸
F 段: 6L =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到
G 段: 7L =84mm,联轴器孔长度
轴的校核计算,
第一根轴:
求轴上载荷
已知：
N
F N F N F N F p a t 754,496,
693,1839r ====
设该齿轮轴齿向是右
旋，受力如右图：
mm 25.48L mm 25.132mm 75.81321===L L ，
由材料力学知识可求得
水平支反力:
mm 65013113670321⋅===N M N
F N
F H NH NH
垂直支反力:
N F N F mm N M N F F NV NV a NV 87,1360,
11304,49621a 1'==⋅===
mm
1069171182261640321⋅-=⋅-=⋅=N M mm
N M mm N M V V V ，
合成弯矩 mm N M mm N M N M ⋅=⋅=⋅=125132,134918m m ,61640321
由图可知,危险截面在C 右边
W=0.13d =9469
ca σ=ca M /W=14.49MPa<70MPa
轴材料选用40Cr 查手册[]a 701MP =-σ
符合强度条件!
第二根轴
求轴上载荷
已知：
N F N
F N F N
F N
F N F a t 11341675,4461496693,1839a 'r 't 'r ======
设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：
mm
25.48L mm 5.69mm 75.60321===L L ，
由材料力学知识可求得
水平支反力:
mm 8552mm,
148595176,
24462121⋅-=⋅===N M N M N
F N F H H NH NH
垂直支反力:
N
F N F mm N M NV NV a 65,917,
3948621==⋅= mm 8664M mm,
425139519455708V4321⋅-=⋅=⋅=⋅=N N M mm
N M mm N M V V V ，
合成弯矩
mm N M mm N M mm
N M N M ⋅=⋅=⋅=⋅=1217443365176472mm,
158944321，
由图可知,危险截面在B 右边
W=0.13d =33774
ca σ=ca M /W=5.98MPa<70MPa
轴材料选用40Cr 查手册[]a 701MP =-σ
符合强度条件!
第三根轴:
求轴上载荷
已知：
N F N F N F a t 1134,
1675,4461r ===
设该齿轮齿向是右旋，受力如
图： mm
25.121mm 25.6221==L L ， 由材料力学知识可求得
水平支反力:
mm 1864901513294821⋅===N M N
F N
F H NH NH
垂直支反力:
N
F N F mm N M NV NV a 568,1107,
11700021==⋅= mm
N M mm N M V V ⋅=⋅=1859026889721， 合成弯矩mm N M N M ⋅=⋅=263321mm,
19981021
由图可知,危险截面在B 右边
算得W=19300
ca σ=ca M /W=19.77MPa<70MPa
轴材料选用40Cr 查手册[]a 701MP =-σ
符合强度条件!
六、滚动轴承的选择及计算
1.Ⅰ轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承
1）计算轴承的径向载荷：
N F F F N F F F rNV rNH r NV rNH r 1139872113615311360703222
22
222221r 211=+=+==+=
+=
2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW ，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为：
N Y
F F N Y F F r r 3562,478222d 11d ==== 因为N F N N N F F d d a 35685235649612=>=+=+
轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松
N F F F d a a 85221=+=、N F F d a 35612==
2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数5.1=p f 因为37.056.0531
85211=>==e F F r a 6.1,4.011==Y X ()2963111=+=a r p YF XF f p 因为e F F r a <==312.01139
35622，0,122==Y X ()1709222=+=a r p YF XF f p
所以取N P P 29632==
3）校核轴承寿命
h h h P C n L h 87700)2963
103.43(14506010)(60103
366=⨯⨯==ε
按一年300个工作日,每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。

2．Ⅱ轴轴承
1）计算轴承的径向载荷：
N
F
F
F N F F F rNV rNH r NV rNH r 18865176261291724462
222
2
2
2222
1r 211=+=+==+=
+=
2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW ，e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为：
N Y
F
F N Y F F r r 592,816222d 11d ====
因为N F F N N N F F d 119313124968162a 'a 1d =+>=+=+ 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧
N F F F d a a 131212=+=、N F F d a 5921==
2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数5.1=p f
因为
37.0026.02612
59
11=<==e F F r a 0,111==Y X ()N YF XF f p a r p 3918111=+=
因为
e F F r a >==98.6188
1312
22，6.1,4.022==Y X ()3262222=+=a r p YF XF f p N 所以取N P P 39181==
3）校核轴承寿命
h h h P C n L h 142356)3918
103.43(3526010)(60103366=⨯⨯==ε
按一年300个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适用。

2．Ⅲ轴轴承
1）计算轴承的径向载荷：
N
F
F
F N F F F rNV rNH r NV rNH r 161626815133149110729482
22
2
2
2222
1r 211=+=+==+=
+=
2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW ，e=0.4，Y=1.5
两轴承派生轴向力为：
N Y
F
F N Y F F r r 5392,1050222d 11d ====
因为N F N N N F F d 5392184105011342a 1d =>=+=+ 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧
N F F d a 105012==、N F F F a 21841d a 2=+=
2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数5.1=p f
因为
37.03334.03149
105011=<==e F F r a 0,111==Y X ()N YF XF f p a r p 4724111=+=
因为
e F F r a >==35.11616
2184
22，5.1,4.022==Y X ()N YF XF f p a r p 5885222=+= 所以取N P P 58852==
3）校核轴承寿命
h h h P C n L h 128066)5885
108.90(1196010)(60103
366=⨯⨯==ε
按一年300个工作日,每天2班制.寿命26年.故所选轴承适用。

七、键联接的选择及校核计算
1．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键A10×28，b ×h ×L=6×6×20 单键 键联接的组成零件均为钢，[]P σ=125MPa
[]<=⨯⨯⨯⨯=≤=38.3620
62010183.2444
P P dhl T σσ[]P σ=125MPa
满足设计要求 2．Ⅱ轴上大齿轮处键
键 A12×25，b ×h ×L=10×8×36 单键 键联接的组成零件均为钢，[]P σ=125MPa
[]
MPa Mpa dhl T p P 12500.6036
83810642.1445
=<=⨯⨯⨯⨯==σσ
满足设计要求
钢 铸铁
150
3．Ⅲ轴上 １）联轴器处
采用键A ，b ×h ×L=14×9×70 单键
[]MPa 12594.6470
94510603.4445
=<=⨯⨯⨯⨯==P P Mpa dhl T σσ满足设计要求
2）联接齿轮处 采用A 型键A
561118⨯⨯=⨯⨯L h b 单键
[]<=⨯⨯⨯⨯=≤=Mpa dhl T P P 42.6656
114510603.4445
σσ[]P σ＝125Mpa
满足设计要求
八、高速轴的疲劳强度校核
第一根轴结构如下：
（1）判断危险截面
在A-B 轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B 内均无需疲劳强度校核。

从应力集中疲劳强度的影响来看，E 段左截面和E 段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E 左端面上的应力最大。

但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E 段左右截面即可。

（2）.截面右侧：
抗弯截面系数3336.4665361.01.0mm d w =⨯== 抗扭截面系数33393312362.02.0mm d Wt =⨯== 左截面上的扭矩T3为mm N T ⋅=419703 截面上的弯曲应力a b MP W M 9.286
.4665134918
===σ 截面上的扭转应力a T T MP W T 45.093312
419703===τ 轴的材料为
40Cr,调质处理。

由表15-1查得：
a a a B MP MP MP 185;335;68511===--τσσ 截面上理论应力系数τσαα及按附表3-2查取。

因389.136
50
;043.0310.2====d D d r 经查之为：80.1;25.2==τσαα；
又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数81.0;83.0==τσq q ； 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：
65
.1)18.1(81.01)1(104.2)125.2(83.01)1(1=-⨯+=-+==-+=-+=τττσσσααq K q K
皱眉经过表面硬化处理，即1=q β，则按式（3-12）及（3-12a ）得到综合系数为：
92.2192
.01
72.004.211=-+=
-+=
σ
σσ
σβεk K ；
有附图3-2的尺寸系数72.0=σε 由附图3-3的扭转尺寸系数为85.0=r ε
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：92.0==γσββ；
03.2192
.01
85.065.111=-+=
-+=
βετ
τ
τk K 又由§
3-1及§3-2得到40Cr 的特性系数
05.01.005.0;1.02.01.0=-==-=ττσσϕϕϕϕ取，取 则界面安全系数：
5
.14432
.894
.6843.574.689
.1005.09.1003.2185
143
.570
1.071.180.2335
2
21
>>=⨯=
+=
=⨯+⨯=+-=⨯+⨯=
+=-τστ
σταττσσστϕττσϕσσ
S S S S S k S K S ca m m
a
故可知道其右端面安全； 同理可知：E 段左端面校核为：
抗弯截面系数33312500501.01.0mm d w =⨯== 抗扭截面系数33325000502.02.0mm d Wt =⨯== 截面IV 上的扭矩T3为mm N T ⋅=419103 截面上的弯曲应力a b MP W M 00.1012500
125132===σ 截面上的扭转应力a T T MP W T 353.325000
419103===
τ 由表15-1查得：a a a B MP MP MP 185;335;68511===--τσσ 又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数81.0;83.0==τσq q ； 有附表3-8用插值法查得：
655.2;124.28
.0===σ
σ
σ
σ
τ
τ
εεεk k k 其中
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：92.0==γσββ；
74.2192
.01
655.211
=-+
=-+=
σ
σ
σ
σβεk K ； 21.2192
.01
124.211
=-+
=-+
=
βετ
τ
τk K 又由§
3-1及§3-2得到40Cr 的特性系数
05.01.005.0;1.02.01.0=-==-=ττσσϕϕϕϕ取，取 则界面安全系数：
5
.16.847
.2084
.995.1784.913
.705.013.721.2185
195
.170
1.059.574.2335
2
21
>>=⨯=
+=
=⨯+⨯=+-==⨯+⨯=
+=-τστ
σταττσσστϕττσϕσσ
S S S S S k S K S ca m m
a
故E 段左端截面的左端面都安全！
九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表
2、减速器附件的选择，在草图设计中选择
包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。

十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)
减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。