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机械设计课程设计

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2020年4月19日
文档仅供参考

机械设计课程设计计算说明书

题 目：圆锥-圆柱齿轮减速器（5-C）
姓 名：高智韬
班 级：05020902
指导老师：陈国定
目录
一、设计任务说明2
二：传动简图的拟定2
三：电动机的选择2
四：传动比的分配3
五:传动参数的计算3
六:减速器传动零件设计计算4
1. 高速级直齿锥齿轮传动的设计计算4
2. 中间级斜齿圆柱齿轮传动设计计算8
3. 低速级链传动的设计计算11
七：初算轴径13
八：选择联轴器和轴承13
九：绘制设计用装配底图14
十：轴系零件设计校核15
十一：轴承寿命校核24
十二：键选择及强度校核28
十三：箱体及附件设计30
十四：润滑密封设计33
十五：心得体会33
十六：参考书目34

一、设计任务说明
1.设计任务
设计链板式输送机的传动装置。
2.原始数据
题号
5-C
输送链的牵引力F/kN
7
输送链的速度 v/(m/s)
0.4
输送链链轮的节圆直径d/mm
383

3.工作条件
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期 （每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差正负5%。
二：传动简图的拟定。

三：电动机的选择
1. 类型和结构形式的选择
选择Y系列电动机。具有结构简单，价格低廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中等显著特点。
2. 功率的确定
Pw=Fwvw1000ηw=7000×0.41000×0.95=2.947kW
电动机至工作机的总效率η(串联时)。弹性联轴器效率η1=0.99，球轴承效率η2=0.99，8级精度锥齿轮η3=0.96，8级精度圆柱齿轮η4=0.97，滚子链传动效率η5=0.96.

η=η1η24η3η4η5=0.99×0.994×0.96×0.97×0.96=0.850
所需电动机的功率Pd(kW).
Pd=Pwη=2.9470.850=3.467
电动机额定功率Pm.
按照Pm≥Pd来选取电动机型号。
3. 转速的确定
根据Y系列常见转速，选择同步转速1000r/min的电动机。
Y系列三相异步电动机，型号为Y132M1—6。机座带底脚，端盖无凸缘。

型号
额定功率（kW）
满载转速（r/min）
同步转速（r/min）
轴伸长度（mm）
轴伸直径（mm）
电动机总长（mm）
Y132M1-6
4
960
1000
80
38
515

四：传动比的分配
电动机满载转速nm=960r/min，工作机的转速nw=60×1000vπd=60×1000×0.4π×383=19.946r/min
i=nmnw=96019.946=48.13
一般圆锥——圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮传动比i1可按下式分配
i1=0.25i=12
12明显过大，根据一般锥齿轮传动比的限制，取i1=3.
再取圆柱齿轮传动比i2=4.
取链传动传动比i3=ii1×i2=4.01
五:传动参数的计算
1. 各轴转速n（r/min）
高速轴Ⅰ转速 nⅠ=nm
中间轴Ⅱ转速 nⅡ=nⅠ/i1
低速轴Ⅲ转速 nⅢ=nm/(i1×i2)
滚筒轴Ⅳ转速 nⅣ=nm/(i1×i2×i3)
2. 各轴的输入功率P(kw)
η=η1η24η3η4η5
高速轴Ⅰ输入功率 PⅠ=Pmη1
中间轴Ⅱ输入功率 PⅡ=PⅠη2η3
低速轴Ⅲ输入功率 PⅢ=PⅡη2η4
滚筒轴Ⅳ输入功率 PⅣ=PⅢη2η5
3. 各轴的输入转矩T（N·m）
高速轴Ⅰ输入转矩 TⅠ=9550PⅠ/nⅠ
中间轴Ⅱ输入转矩 TⅡ=9550PⅡ/nⅡ
低速轴Ⅲ输入转矩 TⅢ=9550PⅢ/nⅢ
滚筒轴Ⅳ输入转矩 TⅣ=9550PⅣ/nⅣ
根据以上计算数据列出下表,供以后设计计算使用。

电机轴
轴Ⅰ
轴Ⅱ
轴Ⅲ
滚筒轴Ⅳ
功率P/kw
3.467
3.432
3.261
3.132
2.977
转矩T/(N·m)

34.141
97.320
373.883
1421.518
转速n/(r/min)
960
960
320
80
20
传动比i
1
3
4
4
效率η
0.99
0.9504
0.9603
0.9504

六:减速器传动零件设计计算
1. 高速级锥齿轮的设计计算
(1) 选择材料，精度，齿数。
小齿轮选择40Cr,锻钢,调质处理,硬度250-260HBS，
大齿轮选择45钢，锻钢,硬度200-210HBS。
8级精度。
选小齿轮齿数20，大齿轮齿数60.
(2) 按齿面接触疲劳强度计算。
d1≥2.923(ZEσH)2KT1∅R(1-0.5∅R)2u
分别确定公式内各个计算数值。
参数
依据
结果
载荷系数Kt
试选
1.6
小齿轮转矩T1
前期计算
34141N·mm
弹性影响系数ZE
表10-6,锻钢配对
189.8MPa1/2
齿宽系数∅R
一般取1/3
1/3
齿数比u
大小齿轮齿数
3
接触疲劳强度极限σHlim1
图10-21d,中等质量,硬度250HBS
700MPa
接触疲劳强度极限σHlim2
图10-21d中等质量,200HBS
550MPa
应力循环次数N1
N1=60n1jLh
2.765×109
应力循环次数N2
N2=N1/u
9.22×108
接触疲劳寿命系数KHN1和KHN2
图10-19,N1N2，允许一定点蚀,调质刚
KHN1=0.92
KHN2=1.01
许用接触应力σH1
σH1=KHN1σlim1S
失效概率1%，S=1
644Mpa
许用接触应力σH2
σH2=KHN2σlim2S
失效概率1%，S=1
555.5MPa
参数确定完毕，将较小的σH代入公式中，
d1t≥2.923(ZEσH)2KT1∅R(1-0.5∅R)2u=d1≥2.923(189.8555.5)21.6×341411/3(1-1/6)2×3=61.147mm
锥齿轮平均分度圆直径dm=d(1-0.5∅R)=50.955mm
计算圆周速度v。锥齿轮圆周速度需按照平均分度圆直径计算。
v=πdmn160×1000=π×50.955×96060000=2.561m/s
计算实际载荷系数
载荷系数K=KAKvKαKβ
KA:根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),KA=1.25.
Kv:根据v=2.561m/s,8级精度，由图10-8，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，查得动载系数Kv=1.15.
Kα: Kα=1
Kβ:根据KHβ=KFβ=1.5KHβbe 。由表10-9，KHβbe=1.25。KHβ=KFβ=1.5KHβbe=1.875。
K=KAKvKαKβ=1.25×1.15×1.875=2.695

校正分度圆直径。
d1=d1t3KKt=61.147×32.6951.6=72.754
计算模数。
m1=d1z1=3.6377
(3) 按齿根弯曲疲劳强度计算。
m≥34KT1∅R(1-0.5∅R)2z12u2+1YFaYSa[σF]
确定公式中参数。
参数
依据
结果
载荷系数K
K=KAKvKαKβ
2.695
小齿轮转矩T1
前期计算
34141N·mm
齿宽系数∅R
一般取1/3
1/3
齿数比u
大小齿轮齿数
3
弯曲疲劳强度极限σFE1
图10-20c,中等质量,硬度250HBS
580MPa
弯曲疲劳强度极限σFE2
图10-20c中等质量,200HBS
420MPa
应力循环次数N1
N1=60n1jLh
2.765×109
应力循环次数N2
N2=N1/u
9.22×108
弯曲疲劳寿命系数KFN1和KFN2
图10-18,N1N2，调质刚
KFN1=0.82
KFN2=0.9
许用弯曲应力σF1
σF1=KFN1σFE1S
S=1.5
317MPa
许用弯曲应力σF2
σF2=KFN2σFE2S
S=1.5
252MPa
齿形系数YFa1
表10-5
2.80
应力校正系数YSa1
表10-5
1.55
齿形系数YFa2
表10-5
2.28
应力校正系数YSa2
表10-5
1.73
系数已经确定。
对比大小齿轮YFaYSa[σF]。
YFa1YSa1[σF]1=0.0137
YFa2YSa2[σF]2=0.0157
大齿轮数值较大。
将大齿轮数值代入公式。
m≥34KT1∅R(1-0.5∅R)2z12u2+1YFaYSa[σF]=34×2.695×341411/3(1-1/6)220232+1×0.0157=2.702
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数2.702就近圆整为标准值m=3 mm。按接触强度所得的分度圆直径d1=72.754 mm，算出小齿轮齿数
z1=d1m=72.7543=24.251≈25
大齿轮齿数 z2=3×25=75
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
(4) 几何尺寸计算。
计算分度圆直径 d1=z1m=25×3=75
d2=z2m=75×3=225
计算锥角 u=z2z1=cotδ1=tanδ2
得δ1=18.43° δ2=71.57°
计算锥距 R=d122+d222=118.59
计算齿宽 b=R·∅R=39.5
计算平均分度圆直径 dm1=d11-0.5∅R=62.5
dm2=d21-0.5∅R=187.5
计算平均模数 mm=m1-0.5∅R=2.5
计算当量齿数 zv1=z1cosδ1=26.35
zv2=z2cosδ2=237.23
(5) 结构选择。
小齿轮齿顶圆直径＜160mm，选用实心结构。
大齿轮齿顶圆直径＞160mm，选用腹板式结构。

高速级锥齿轮的主要设计参数

小锥齿轮
大锥齿轮

小锥齿轮
大锥齿轮
齿数z
25
75
锥距R
118.59mm
齿宽b
39.5mm
39.5mm
模数m
3mm
锥角
18.43°
71.57°
平均模数
2.5mm
分度圆直径
75mm
225mm
当量齿数
26.35
237.23
平均分度圆直径
62.5mm
187.5mm
结构
实心
腹板式

2． 中间级圆柱齿轮的设计
(1) 选精度等级，材料及齿
材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS。仍选用8级精度。该级齿轮传动比为4，选择小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=72,初选螺旋角β=14°.
(2) 按齿面接触强度计算设计。
按式（10-21）试算，即
d1t≥32ktT1∅dεαu±1u(ZHZE[σH])2
分别确定公式内各个计算数值。
参数
依据
结果
载荷系数Kt
试选
1.6
小齿轮转矩T1
前期计算
97320N·mm
区域系数ZH
图10-30, β=14°.
2.433
弹性影响系数ZE
表10-6,锻钢配对
189.8MPa1/2
齿宽系数∅d
表10-7
1
重合度εα
图10-26,β=14°,εα1=0.73 εα2=0.89
1.62
齿数比u
大小齿轮齿数
3
接触疲劳强度极限σHlim1
图10-21d,中等质量,硬度250HBS
700MPa
接触疲劳强度极限σHlim2
图10-21d中等质量,200HBS
550MPa
应力循环次数N1
N1=60n1jLh
9.216×108
应力循环次数N2
N2=N1/u
3.072×108
接触疲劳寿命系数KHN1和KHN2
图10-19,N1N2，允许一定点蚀,调质刚
KHN1=1.02
KHN2=1.06
许用接触应力σH1
σH1=KHN1σlim1S
失效概率1%，S=1
714Mpa
许用接触应力σH2
σH2=KHN2σlim2S
失效概率1%，S=1
583MPa
将较小的值代入公式计算。
d1t≥32ktT1∅dεαu±1u(ZHZE[σH])2=32×1.6×973201×1.623＋13(2.433×189.8583)2=54.38
计算圆周速度
v=πd1tn160×1000=π×54.38×32060000=0.91m/s
计算齿宽
b=∅d·d1t=1×54.38=54.38mm
计算齿宽与齿高比
bh=b2.25mt=b2.25d1tZ1=54.38/(2.25×54.3818)=8
计算实际载荷系数
载荷系数K=KAKvKαKβ
KA:根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),KA=1.25.
Kv:根据v=0.91m/s,8级精度，由图10-8，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，查得动载系数Kv=1.1.
Kα:由表10-3， KHα=KFα=1.2
Kβ:由表10-4，非对称分布，KHβ=1.454,
由表10-13, KFβ=1.37
接触疲劳载荷系数, K=KAKvKαKβ=1.25×1.1×1.2×1.454=2.399
弯曲疲劳载荷系数K=KAKvKαKβ=1.25×1.11×1.2×1.37=2.26

校正分度圆直径。
d1=d1t3KKt=54.38×32.3991.6=62.242
计算当量模数。
mn=d1cos14°z1=3.355
(3) 按齿根弯曲强度计算设计。
mn≥32KT1Yβcos2β∅dz12εαYFaYSa[σF]
确定参数.
参数
依据
结果
弯曲疲劳载荷系数K
K=KAKvKαKβ
2.26
小齿轮转矩T1
前期计算
97320N·mm
齿宽系数∅d
一般0.9-1.35
1
齿数比u
大小齿轮齿数
4
重合度εα
图10-26,β=14°,εα1=0.73 εα2=0.89
1.62
弯曲疲劳强度极限σFE1
图10-20c,中等质量,硬度250HBS
580MPa
弯曲疲劳强度极限σFE2
图10-20c中等质量,200HBS
420MPa
应力循环次数N1
N1=60n1jLh
9.216×108
应力循环次数N2
N2=N1/u
3.072×108
弯曲疲劳寿命系数KFN1和KFN2
图10-18,N1N2，调质刚
KFN1=0.9
KFN2=0.95
许用弯曲应力σF1
σF1=KFN1σFE1S
S=1.5
348MPa
许用弯曲应力σF2
σF2=KFN2σFE2S
S=1.5
266MPa
螺旋角影响系数Yβ
图10-28
0.88
当量齿数zv1
zv1=z1cos3β
19.70
当量齿数zv2
zv2=z2cos3β
78.81
齿形系数YFa1
表10-5，当量齿数
2.80
应力校正系数YSa1
表10-5当量齿数
1.55
齿形系数YFa2
表10-5当量齿数
2.22
应力校正系数YSa2
表10-5当量齿数
1.77
系数已经确定。
对比大小齿轮YFaYSa[σF]。
YFa1YSa1[σF]1=0.0125
YFa2YSa2[σF]2=0.0148
大齿轮数值大。
将较大数值代入公式中计算
mn≥32KT1Yβcos2β∅dz12εαYFaYSa[σF]=32×2.26×97320×0.88×cos214°1×182×1.62×0.0148=2.174
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的发面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的法面模数2.174就近圆整为标准值2.5mm。按接触强度所得的分度圆直径d1=62.242 mm，算出小齿轮齿数
z1=d1cosβmn=62.242cos142.5=24.15≈24
大齿轮齿数 z2=4×24=96
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
(4) 尺寸计算。
计算中心距a
a=(z1+z2)mn2cosβ=154.59mm
圆整为155mm
修正螺旋角
β=arccos(z1+z2)mn2a=14°35'33″
β改变不多，其它不需要修正。
计算分度圆直径
d1=z1mncosβ=24×2.5cos14°35'33″=58.06
d2=z2mncosβ=96×2.5/cos14°35'33″=248.0
计算齿轮宽度
b=∅d·d1=58.06
圆整后取B2=60mm，B1=65mm
(5) 齿轮结构选择。

小齿轮齿顶圆直径＜160mm，选用实心结构。
大齿轮齿顶圆直径＞160mm，选用腹板式结构。

中间级斜齿圆柱齿轮的主要设计参数

小齿轮
大齿轮

小齿轮
大齿轮
齿数z
24
96
中心距a
155mm
齿宽B
65mm
60mm
当量模数mn
2.5mm
修正后螺旋角
14°35'33″
结构
实心
腹板式
分度圆直径
58.06mm
248.00mm
当量齿数
19.70
78.81
齿顶圆直径
67.17mm
253.17mm
齿根圆直径
56.19mm
242mm

3． 低速级链传动设计计算
需要传递的功率为3.132kW，主动链轮转速n1=80r/min
（1） 选择链轮齿数
取小链轮齿数z1=18，大链轮齿数z2=i·z1=4×18=72
（2） 确定计算功率
由表9-6，轻微冲击，工况系数KA=1.0。
由图9-13，齿数18，主动链轮齿数系数KZ=1.45。
取单排链。
则计算功率为
Pca=KAKZP=1.0×1.45×3.132=4.5414kW
（3） 选择链条型号和节距
根据Pca=4.5414kW和n1=80r/min。查图9-11，可选择20A。查表9-1，链条节距为p=31.75mm。
（4） 计算链节距和中心距
初选中心距a0=30~50p=30~50×31.75=952.5~1587.5mm
取a0=1000mm，相应的链长节数为
Lp0=2a0p+z1+z22+(z2-z12π)2pa0=110.34
取链长节数Lp为110节。
查表9-7得到中心距计算系数f1=0.24087，则链传动的最大中心距为
a=f1p2Lp-z1+z2=0.24087×31.75×2×110-90=994.19mm
（5） 计算链速v，确定润滑方式。
v=n1z1p60×1000=90×18×31.7560000=0.762m/s
查图9-14，选择滴油润滑。
（6） 计算压轴力Fp。
有效圆周力为：
Fe=1000Pv=1000×3.1320.762=4110.24N
链轮水平布置，压轴力系数，KFp=1.15。
压轴力为 Fp≈KFpFe=4726.776N。
低速级链轮的主要设计参数

小齿轮
大齿轮
齿数z
18
72
链号
20A（节距31.75mm）
排数
1
链节数
104
最大中心距
994.19mm

七：初算轴径。
1. 选择材料
选择45刚，调质处理。许用扭转切应力τT=35Mpa
2. 按照扭转强度条件初步估算轴径。

电机轴
轴Ⅰ
轴Ⅱ
轴Ⅲ
滚筒轴Ⅳ
功率P/kw
3.467
3.432
3.261
3.132
2.977
转速n/(r/min)
960
960
320
80
20
轴Ⅰ:
d≥39550000P0.2τTn=16.959mm
轴Ⅱ:
d≥39550000P0.2τTn=24.046mm
轴Ⅲ:
d≥39550000P0.2τTn=37.66mm
考虑到轴上键槽的影响，对于d≤100mm的轴，直径放大5%。
d1=16.959×1.05=17.807mm
d2=24.046×1.05=25.248mm
d3=37.66×1.05=39.543mm
八：选择联轴器和轴承。
1. 选择高速输入轴联轴器
1. 类型选择
选择弹性柱销联轴器，适用于连接两同轴线的传动轴系，并具有补偿两轴相对位移和一般减振性能。工作温度-20~70℃。
2. 载荷计算
公称转矩T=9550000Pn=9550000×3.467960=34489.427N·mm由表14-1查得KA=1.5，由Tca=KAT计算得到计算转矩
Tca=34489.427×1.5=51734.14N·mm
3. 型号选择
根据转矩，轴最小直径17.807mm选择型号。
查弹性柱销联轴器GB/T-5014- ，LX1联轴器能够满足要求。主要参数如下。
型号
公称转矩
许用转速
转动惯量
质量
LX1
250N·m
8500r/min
0.002kg·m2
2kg

输出端轴孔长度
输出端轴径

52mm
18mm

2. 选择轴承类型
考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列02。0级公差，0组游隙。α=25°。脂润滑。
九：绘制基本结构装配底图

如图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计。
查手册表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚δ=δ1=8mm。
地脚螺栓直径df=0.018dm1+dm2+≥12mm。取df=12mm。
箱盖与箱座连接螺栓直径d2=0.5~0.6df=6~7.2。根据螺栓标准取8mm。对应螺栓的扳手空间，至外箱壁距离c1=13mm，至凸缘边缘直径c2=11mm。
∆1=∆2=8mm，∆4=4.8~8mm，取∆4=6mm。∆5≥8mm，初取8mm。
后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。

十：轴结构设计。
1. 输入轴Ⅰ设计。
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。
设计基本结构而且确定尺寸：

轴最小直径17.807，取d1=18mm。
查联轴器参数L1=52，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L1取略短一些，L1=50。
联轴器右端需一个轴肩，故取d2=25mm。
确定d3为轴承配合，需要5的倍数，取d3=30mm。
查角接触球轴承（GB/T 292-1994），取7206AC，内径30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，安装尺寸da=36mm，也就是d4≥36mm，取d4=38mm。
d5=d3=30mm。
有一个轴肩，取d6=24mm。
采用轴端挡圈加双螺钉固定锥齿轮的右端，
查手册34页确定L4，L6。两轴承距离为LB，与锥齿轮靠近的轴承与锥齿轮分度圆处距离为LC。如下图。
一般取LB=2LC，或LB=2.5~3d，d为安装轴承处的直径。我们取LB=2.5d=75mm。取Lc=38mm。
L4=LB-2B2=59mm.
查机械设计图10-39，锥齿轮结构，锥齿轮与轴配合部分长度L=（1-1.2）d，此处d=d6=24mm。取L=30mm。
套杯伸出厚度为6mm，则L6约为30+6=36mm。取L6=36mm。
L2长度为套杯凸缘厚度，轴承盖厚度，加上一段距离。查手册图6-29，根据套杯内径62mm，凸缘厚度取S=(0.08~0.1)D，取S=6mm。根据图6-27凸缘式轴承盖，轴承外径62mm，螺钉直径6mm，凸缘厚度e=1.2×螺钉直径=7.2mm,，圆整为8mm，L2≥8+6=14mm取L2=30mm。
套杯凸缘厚度，伸出后边伸出长度，壁厚均为6mm。固定轴承盖和套杯的螺钉为4个，对称螺钉中心距为D0=D+2S2+2.5D3=62+4.5×6mm=89mm。套杯凸缘处直径D2=D0+3d3=89+3×6=107mm。套杯总长103mm。
L3与轴承配合。取L3=B=16mm。
为了使甩油环与轴肩不接触，直接顶到轴承内圈，L5比B稍小一些。取L5=13mm。
2. 输入轴Ⅰ校核。
受力分析画受力分析图。

已知T1=34.141N·m，dm1=62.5mm，小锥齿轮的锥角δ1=18.43°。
(1) 计算锥齿轮部分受力
圆周力Ft=2T1dm1=1092.5N，
径向力Fr=Fttanαcosδ1=377.24N，
轴向力Fa=Fttanαsinδ1=125.71N
计算轴承处作用力。
水平面内Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft=0
垂直面内力平衡：FNV1-FNV2+Fr=0
竖直面内对右边轴承处力矩平衡：73.5FNV1+62.52Fa-38Fr=0
水平面内对右边轴承处力矩平衡：73.5FNH1-38Ft=0
得：FNH1=564.83N，
FNH2=1657.33N，
FNV1=141.59N
FNV2=518.83
(2) 画弯矩图
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图。
画水平方向和竖直方向弯矩图：

由图可知，最大合成弯矩在右边轴承处。最大弯矩为能够看出最大计算应力处，
M=MH2+MV 2=（564.83×73.5)2+（141.59×73.5）2=42799.5N∙mm
转矩图：T=34.141N·m

3.校核轴的强度。
已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数α=0.6，计算应力σca=σ2+4（ατ）2
从弯扭图中能够看出，危险截面为右边轴承处，其轴径为d6=24mm，将弯曲应力σ=MW，扭转切应力τ=T2W，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为
σca=（MW）2+4（αT2W）2≤[σ-1]
W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为W=πd332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。
πd332-bt(d-t)22d=π×30332-8×3.5(30-3.5)22×30=2323.002mm3
代入公式
σca=（MW）2+4（αT2W）2=20.043MPa
查表15-1[σ-1]，45钢，调质，σ-1=60Mpa。
强度足够。

3. 轴Ⅱ设计。
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。

轴最小直径为25.248mm，与轴承配合取d1=d3=30mm。
一个轴肩，取d2=38mm。
此轴各长度与箱体结构有关，根据绘制的减速器装配底图，分析确定轴上各段长度。

如图。取大锥齿轮轮毂45mm，分度圆距离轮毂靠近内侧边缘21mm，取轮毂内侧边缘距离小圆柱齿轮a1=7mm。则距离大齿轮边缘为7+5/2=9.5，能够保证安全距离。
图中a2=37.5-21-a1=9.5。则L=65-9.5+6=61.5mm。另外一侧a3=L-37.5+(45-21)=0。
即轮毂贴在甩油环上。
由此分析确定轴上各长度。L1为轮毂长度加上轴伸入箱壁长度。伸入箱壁长度为壁厚B减去轴承盖腿长m，取m=5mm。L1=45+B-m=45+32-5=72mm。
L2=a1=7mm。
L3为小圆柱齿轮宽加上∆4，加上伸入箱壁长度。L3=65+6+32-5=98mm。
4. 轴Ⅱ强度校核。
（1） 计算受力。画受力分析图。

由轴Ⅰ小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。
圆周力Ft1=2T1dm1=1092.5N
径向力Fr1=125.71N
轴向力Fa1=377.24N
小圆柱齿轮受力情况如下：
圆周力Ft2=2T2d1=2×9732058.06=3352.4N
径向力Fr2=Ft2tanαncosβ=3352.4×tan20°cos14°35'33″=1260.8N
轴向力Fa2=Ft2tanβ=3352.4×tan14°35'33″=872.8N

水平面内Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft1-Ft2=0
竖直面内力平衡：FNV1+FNV2+Fr1-Fr2=0
水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：
43+60.5FNH1-5.7.5FNH2-112.5Fa1+60.5Ft1=0
竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：
43+60.5FNV1+60.5×Fr1-57.5FNV2=0
得：FNH1=819N，
FNH2=1440.9N，
FNV1=358.15N
FNV2=776.94N
（2） 画弯矩图。
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图。

M=MH2+MV 2=842112+446742=95327N·mm=95.327N·m

转矩图

（3） 已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计
算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数α=0.6，计算应力σca=σ2+4（ατ）2。从弯扭图中能够看出，危险截面为小圆柱齿轮安装处，其轴径为d=30mm，将弯曲应力σ=MW，扭转切应力τ=T2W，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为
σca=（MW）2+4（αT2W）2≤[σ-1]
W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为πd332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。
πd332-bt(d-t)22d=π×30332-8×3.5(30-3.5)22×30=2323.002mm3
代入公式
σca=（MW）2+4（αT2W）2=25.136MPa
查表15-1[σ-1]，45钢，调质，σ-1=60Mpa。
强度足够。
5. 轴Ⅲ设计。
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。初步设计结构如下。

轴Ⅲ最小直径39.5mm，取d1=40mm。
有一个轴肩定位小链轮，d2=45mm。
与轴承配合，取d3=50mm。
定位轴肩，取d4=58mm，d5=53mm。
同样轴承配合,d6=d3=50mm。

根据已经选择的链节号，计算链轮齿宽bf1=19.95mm，考虑到链板宽度、链轮结构和链轮在轴端的固定，轮毂长度比链轮齿宽大一些，取L1=25mm。L2应该比轴承盖腿长加上轴承盖凸缘厚度长一些。腿长m=5mm，查得凸缘厚度e=9.6mm，取L2=25mm。
L3约为箱体壁厚减去腿长，取L3=27mm。
L5应该比大圆柱齿轮齿宽小一些，取L5=57mm。
大齿轮距离内壁安全距离为6mm，经过结构决定L4=123-6-60=57mm。最终绘制装配图时发现圆柱齿轮啮合不好，修正为L4=53mm，L3=30mm，轴的装配位置整体向联轴器方向移动。改变甩油环的长度。轴上受力不变。
L6=6+(60-57)+L3=36mm。
6. 轴Ⅲ强度校核。
（1） 计算受力。画受力分析图。

由轴Ⅱ小圆柱齿轮受力分析，得到大圆柱齿轮上受力情况如下。
圆周力Ft2=3352.4N
径向力Fr2=1260.8N
轴向力Fa=872.8N
链轮处受力情况根据前边滚子链传动计算，有效圆周力Fe=1000Pv=1000×3.1320.762=4110.24N。压轴力为 Fp≈KFpFe=4726.776N。
即Ft1=4110.24N，Fr1=4726.776N。
水平面内Z方向上力平衡：FNH1+FNH2+Ft1-Ft2=0
竖直面内力平衡：Fr1+Fr2-FNV1-FNV2=0
水平面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡：
45．5+106Ft1+106FNH1-55FNH2=0
竖直面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡：
45．5+106Fr1-106FNV1+2482Fa+55FNV2=0
得：FNH1=-4126.6N，
FNH2=3368.8N，
FNV1=7165.5N
FNV2=-1177.9N
（2） 画弯矩图。
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图。

M=MH2+MV 2=187.022+215.072=285.01N·m

根据以前计算此处T=373.883N·m
（3） 计算校核。
已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数α=0.6，计算应力σca=σ2+4（ατ）2。从弯扭图中能够看出，危险截面为左边轴承安装处，其轴径为d=50mm，将弯曲应力σ=MW，扭转切应力τ=T2W，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为
σca=（MW）2+4（αT2W）2≤[σ-1]
W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为πd332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=14mm，高h=9mm，t=h/2=4.5mm。代入。
πd332-bt(d-t)22d=π×50332-14×4.5(50-4.5)22×50=10967.59mm3
代入公式
σca=（MW）2+4（αT2W）2=25.987MPa
查表15-1[σ-1]，45钢，调质，σ-1=60Mpa。
强度足够。
十一：轴承寿命校核
预取轴承代号及重要参数如下，
轴承代号及轴
内径d/mm
外径D/mm
宽B/mm
基本额定动负荷Cr/KN
额定静负荷Cor/KN
7206AC
（I轴）
30
62
16
22.0
14.2
7206AC
(II轴）
30
62
16
22.0
14.2
7210AC
(III轴)
50
90
20
40.8
30.5

1. 高速轴上轴承的校核
画受力分析图。

由轴的计算可知
F