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带式运输机电动滚筒的设计（论文）
摘要

带式输送机自从发明至今已有一百五十年的历史，仍然被广泛的应用于生产、生活中，被广泛使用在石油、化工、塑料、橡胶、食品、建材、包装、纺织、造纸、轻工、立体停车库和流水线等机械设备领域中。
通过本毕业设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则，熟悉减速器传动的基本原理，熟悉并掌握一套完整的机械传动装置的设计过程。
了解减速器的参数数据的选择原则对传动装置效率的影响。
由于减速器的结构简单实用，被广泛应用于各行各业中，因此，减速器的使用还有很好的前景。
通过本毕业设计，了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则，熟悉减速器传动的基本原理，并设计了一套完整的电动滚筒传动装置。
关键词：带式输送机；减速器设计；主要部件

前言

随着科学技术的迅速发展，市场竞争日趋激烈，在机械制造中，运输工业已成为国民经济支柱产业之一，其在国民经济中所占比重和作用越来越重要，世界各国经济发展历程证明了这一点。改革开放以来，随着市场经济的发展，商品流通的增加，物质的不断丰富，生活水平的提高，人们在追求商品外在质量提高的同时，主要还是追求商品内在质量提高，保证内在质量就需要快速的运输来实现。近年来人们的消费需求的扩大，运输工业随之迅速发展，在我国国民生产总值中已占到10%以上，与经济发达国家的差距正在逐步缩小。
运输机械在运输工业中的地位十分重要，对运输工业现代化具有举足轻重的作用。它可以提高劳动生产率，改善生产环境，降低生产成本，减少环境污染，增加产品质量，提高产品的档次，增加附加值从而增加市场竞争力，带来更大的社会效益和经济效益。
我国的运输机械发展起步与20世纪40年代末，从改革开放前少数几种水平落后的单机起，到70年代，在借鉴进口设备和技术的基础上，运输机械的生产发生了一个巨大的变化，大量填补国内空白的运输机械问世，品种规格不断增加，出现了大量专业的运输机械生产企业，形成了一批专业化生产的骨干企业。许多研究机构着手研究运输机械，大专院校也纷纷设立运输专业，先后成立了全国性的协会，学会，标准化机构，出版了各种专业期刊，形成了一个独立的运输行业部门，也是原机械工业部管理的14个大行业之一。进入20世纪80年代，除继续增加新品种外。在产品的技术水平和内在质量、性能等方面有了很大进步，从注重数量向注重质量和性能方面发展，产品的技术水平与国外先进水平的差距在缩小。
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本课题是联系生产实际的课题。
目前，带式输送机已广泛应用于工农业生产的各个角落，如化工、建材、矿山开采，车站、码头以及农产品贮运等，操作方便、运输距离比较长。随着机械化和综合机械化采煤工作面产量的不断提高，带式输送机已经逐渐成为煤矿生产中的一种主要输送设备。
电动滚筒是带式输送机的一个重要动力部件，就冷却形式而言有油冷式、油浸式及风冷式等，就减速形式而言有齿轮减速式及摆线针轮式等，就电动机的安装位置而言有内置式和外置式等。目前应用较多的是齿轮减速、内置、油冷式电动滚筒，特别是对于小型和微型电动滚筒来说，这种电动滚筒更具有不可替代的地位。但是，齿轮减速油冷式电动滚筒承载能力较差、传动效率低，右法兰轴结构复杂、工艺性较差。因此，拟采用活齿减速技术方案对其进行改进设计。
活齿波动传动是用来传递两同轴间回转运动的一种新型传动形式，这与电动滚筒的传动方式完全吻合。它由激波器V、中心轮K、活齿架H及一组活齿组成，工作时，激波器周期性地推动活齿，这些活齿与中心轮齿廓的啮合点形成了蛇腹蠕动式的切向波，从而与中心轮形成连续的驱动关系。活齿传动具有结构紧凑、体积小、承载能力大、传动效率高、基本构件的工艺性好等优点，所以一出现就引起了人们极大的兴趣。

1、系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算
1.1系统传动方案设计
组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，故采用刚性联轴器联结电机与减速器。 其传动方案如下：

1-电机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒

图1-1 带式输送机总体方案布局图
1.2 系统运动学及动力学参数设计计算
1.2.1 选择电动机
电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
电动机功率选择：
η1—联轴器的传动效率：0.99
η2—每对轴承的传动效率：0.99
η3—圆柱直齿轮的传动效率：0.96
η4—滚筒与传送带之间的传动效率：0.96

传动装置的总效率：
η=η12×η24×η32×η4
=0.992×0.994×0.962×0.96
≈0.83
电机所需的工作功率：
==6KW
确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n滚筒===76.43r/min
查《机械设计手册》P18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i=8～60，故电动机转速的可选范围是：
n电=n滚筒×i=（8～60）×76.43r/min=611.44～4585.8 r/min
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有2种传动比方案如下：
表1-1 电机型号
方案
电动机型号
额定功率
KW
额定转速
r/min
重 量
Kg
总传动比
1
Y132S1-2
6.5
2900
67
22.31
2
Y132S-4
6.5
845
68
11.08

图1-2 电机安装及外形尺寸
表1-2电机外形尺寸
型号
A
B
C
D
E
F
G
H
K
AB
AC
AD
HD
BB
L
Y132M-4
216
140
89
38
80
10
33
132
12
280
275
210
315
200
475
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-4。
1.2.2 总传动比并分配传动
总传动比 ==11.08
分配传动比： i1=（1.3～1.5）i2，经计算i1=（3.79～4.08），取i1=4，计算得i2=2.77
I1为高速级传动比，i2为低速级传动比。
1.2.3 各轴功率、转速、转矩计算
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；η01，η12，η23，η34依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。
各轴转速：=845 r/min
==211.25r/min
==76.43r/min
=129.96 r/min
各轴输入功率：P1=P电·η01= 6×0.99＝5.94KW η01＝η1
P2=P1·η12= 5.94×0.99×0.96＝5.82KW η12＝η2η3
P3=P2·η23= 5.82×0.99×0.96＝5.53KW η23＝η2η3
P4=P3·η34= 5.53×0.99×0.99＝5.42KW η34＝η1η2

各轴输入转矩：＝67.8N·m
T1=Td·η01＝67.8×0.99＝67.13N·m
T2=T1·i1·η12＝67.13×4×0.99×0.96＝255.21 N·m
T3=T2·i2·η23＝255.21×2.77×0.99×0.96＝671.87 N·m
T4=T3·η34＝671.87×0.99×0.99＝658.5N·m
1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。

2. 传动件设计计算
2.1 高速级大、小齿轮的设计计算
2.1.1选择齿轮材料
载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮调质处理，硬度230HBS，大齿轮正火处理，硬度190HBS。根据两齿面的硬度，由《机械设计基础》表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力：
=380+0.7HBS=541MPa =380+0.7HBS=513MPa
=140+0.2HBS=186MPa =140+0.2HBS=178MPa
2.1.2 选取设计参数
小齿轮齿数z1=25，则z2=26×4=100；取齿宽系数=1.0
2.1.3 按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮的转矩T1=32.18 N·m
载荷系数查《机械设计基础》表6-9取K=1.2
d1 ≥766= 766= 42.0 mm
齿轮的模数为m =≥=1.62。查《机械设计基础》表6-1取标准第一系列模数m=2。
d1= mz1 = 26×2 = 52 mm
2.1.4 齿轮的几何尺寸计算
d1= mz1 = 2×26 = 52 mm
d2= mz2 = 2×104 = 208 mm
da1= mz1+2ha*m = 52 +4 = 56 mm
da2= mz2+2ha*m = 208 +4 = 212 mm
df1= mz1－2（ha*+ c*）m = 52－5 = 47 mm
df2= mz2－2（ha*+ c*）m = 208－5 = 203 mm
a =（d1+d2）/ 2 = （52+208）/ 2 = 130 mm
b =ψdd1=1.0×50 = 52 mm ，取b2=52，b1=52+4 = 56 mm
2.1.5 校核弯曲疲劳强度
由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：YFS1= 4.24，YFS2= 3.96．
σF1 = =
= 60.55 Mpa＜= 186MPa
合格
σF2 = =
= 56.55 Mpa＜= 178MPa
合格
2.1.6精度设计
查《机械设计基础》表6-8取8级精度．
2.1.7 结构设计
主要为大齿轮的结构设计，中间轴孔的厚度：见参考文献［机械设计基础］P117图6-56.
大齿轮 D0=da2-(10～14)mn=212-(10～14)×2=(184～192)mm.取D0=180 mm.
D4为轴径，D4=33mm，D3=1.6D4=1.6×33=57.63mm,取D3=60，l=b=齿宽，
D2=(0.25～0.35)( D0- D3)= (0.25～0.35)（180-33)=（36.75～51.45），取D2=45mm. r=1mm.
腹板孔厚度：C=(0.2～0.3)b≥8mm,选C=10mm.
润滑方式：
==3.92m/s<12m/s,采用润滑油池润滑。见参考文献［机械设计基础］P118.
2.2 低速级大、小齿轮的设计计算
2.2.1选择齿轮材料
载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮选用35MnB调质，硬度260HBS，大齿轮选用SiMn调质，硬度225HBS。根据两齿面的硬度，由《机械设计基础》表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力：
265HBS=27.1HRC, 225HBS=20HRC
=380 + HBS = 640 MPa =380 + HBS = 605 MPa
= 155 + 0.3 HRC = 163 MPa = 155 + 0.3 HRC = 161 MPa
2.2.2 选取设计参数
小齿轮齿数z1=26，则z2=26×2.77=72.02,取z2=72；
实际传动比为i12=72/26=2.769，
传动比误差Δi==0.0004％≤ 5％，在允许范围内。
齿宽系数取=1.0
2.2.3 按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮的转矩T1=121.10 N·m
载荷系数查《机械设计基础》表6-9取K=1.2
d1 ≥766= 766= 60.01 mm
齿轮的模数为m =≥=2.31。查《机械设计基础》表6-1取标准系列模数m=3。
d1= mz1 = 26×3 = 78 mm

2.2.4 齿轮的几何尺寸计算
d3= mz3 = 3×26 = 78 mm
d4= mz4 = 3×72 = 216 mm
da3= mz3+2ha*m = 78 +6 = 84 mm
da4= mz4+2ha*m = 216 +6 = 222 mm
df3= mz3－2（ha*+ c*）m = 78－7.5 = 70.5 mm
df4= mz4－2（ha*+ c*）m = 216－7.5 = 208.5 mm
a =（d3+d4）/ 2 = （78+216）/ 2 = 147 mm
b =ψdd3=1.0×66 = 78 mm
取b4=78，b3=78+4 = 82 mm
2.2.5 校核弯曲疲劳强度
由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：YFS1= 4.30，YFS2= 4．
σF1 = =
= 68.42 Mpa＜= 163MPa
合格
σF2 = =
= 63.69 Mpa＜= 178MPa
合格
2.2.6精度设计
查《机械设计基础》表6-8取8级精度．
2.2.7. 结构设计
2.2.7.1. 中间轴孔的厚度：
大齿轮 D0=da4-(10～14)mn=222-(10～14)×3=(180～192)mm, 取D0=190 mm.
D4为轴径，D4=52mm，D3=1.6D4=1.6×52=83.2mm,取D3=85，l=b=齿宽，
D2=(0.25～0.35)（D0- D3)= (0.25～0.35)（190-85）=（26.25～36.75）mm，取D2=35.r=1mm.
腹板孔厚度：C=(0.2-0.3)b≥8mm,选C=10mm.
2.2.8. 润滑方式
==2.1m/s<12m/s,采用润滑油池润滑。见参考文献［机械设计基础］P118.

3.轴系零件的校核计算
3.1Ⅰ轴的设计计算
3.1.1材料的选择及轴颈的确定

图3-1 Ⅰ轴示意图
选择轴的材料为45钢，调质处理，查《机械设计手册》（成大先主编，化学工业出版社）表6-1-1得
σb=650 Mpa， σs= 360 Mpa， σ-1=270 Mpa，
τ-1=155 Mpa， E = 2.15×105 Mpa
根据《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由《机械设计手册》表6-1-19选取A=120则得
d≥A =120×=17.99mm，因为考虑到装联轴器加键，有一个键槽，
d≥17.99×（1+5％）=18.89mm

3.1.2确定各轴段直径
表3-1 各轴段直径
名称
依据
确定结果（mm）

大于轴的最小直径18.89，电机轴径D=38，d1=（0.8～1.2）D且考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择GY5型
30

联轴器定位d2= d1+2（0.07～0.1）d1
=30+（4.2～6）=34.2～36
35

考虑轴承d3> d2 选用代号为6008轴承
轴承内径 d=40 (mm)
轴承外径 D=68 (mm)
轴承宽度 B=15 (mm)
40

考虑轴承定位
d4＝da
46

考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大（da<2d），选用齿轮轴，此时d5=da1=54
56

d6＝da
46

d7＝d3（同一对轴承）
40
3.1.3各轴段的长度
1轴段安装联轴器：联轴器选择GY5型（见《机械设计手册》GB/T 5843-2003）联轴器宽度L联轴器=82mm,使l1略小于L联轴器，取l1=80mm.
2轴段的长度l2：包括三部分：l2=lS1+e+m,
其中lS1部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P26表5-2，lS1=15-20mm,取lS1=20mm,e部分为轴承端盖的厚度，查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P39表5-7，轴承外径D=90mm，d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离，
轴承座孔的宽度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm), δ为下箱座壁厚，查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P27表5-3：δ=8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，根据轴承座旁连接螺栓的直径查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P27表5-3，（假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm）得C1=20mm,C2=18mm, L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm
另外为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体，m =L座孔-△3-B=52-5-12=35, △3=5mm, 见参考文献［机械设计毕业设计指导书］P26表5-2。
l2=20+9.6+35=64.6，取l2=65mm.
3轴段的长度l3：l3应略小于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为61908，轴承宽度B=12mm,l3=12mm.
4轴段的长度：减速器的内壁尺寸：A =2△2+B1+B2+△4+2=2×10+82+52+14+2=170mm
其中△2为齿轮断面与箱体内壁的距离，△4为Ⅱ轴上两齿轮之间的距离，B1、B2风别为Ⅱ轴上两齿轮宽度。
l4=A-l5-l6+2△3=170-56-15+10=109mm
5轴段部位为齿轮轴，其长度与齿宽相同：l5=56mm.
6轴段长度l6:l6=△2+△3=10+5=15mm.
7轴段为轴承安装段，l7等于滚动轴承的宽度B，B=15mm,取l7=15mm.
3.1.4Ⅰ轴的校核
3.1.4.1轴的校核
a+b=B/2+l4+l5+l6+B/2=6+99+56+15+6=182mm
a=B/2+l6+l5/2=6+15+28=49mm,b=133mm

图3-2 Ⅰ轴的强度计算
(1)计算切向力和径向力：结构参见图3-2。

(2)求水平平面内的支反力:

（3）计算水平平面的弯矩

(4)求垂直平面的支反力

（5）计算垂直平面的弯矩

（6）该轴的转矩
T=32180Nmm
(7)合成弯矩并绘制弯矩图

(8)确定危险截面，校核该轴强度。结合上图可看出。
安装齿轮处为危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算。
此轴为单向运转，扭转切应力可按照脉动循环应力处理，得，W为抗弯截面系数， ，d为齿轮的齿根圆直径，d=47mm，查参考文献［机械设计基础］P211表12-2，得

该轴的结构满足强度要求。
3.1.4.2. 轴承的校核
由公式
其中：ft为温度系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-3，得ft=1,
fd 为载荷系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-4，得fd=1.2,
C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6008，查《机械设计手册》（GB/T276-94），得C=17.0KN
n为轴承工作转速：n =1440r/min,
ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.
所以，P=XFr=Fr。

选择两者中的大的：

所以该轴承符合强度要求。
3.1.4.3与联轴器的连接轴的键的设计与校核
(1)一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A型）普通平键。
选择联轴器GY5型：dz=38mm,d2=30mm，L=82mm. L1=60mm
由参考文献［机械零件设计手册］P581，查得键的截面尺寸：b×h=8×7
根据连接段取键长：L=L1-10=80-10=70mm,属于标准尺寸系列。
(2)键的校核
查《机械设计手册》P5-227表5-3-17，得
键的工作长度为：l=L-b=70-8=62mm,
键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。
选用键8×7，GB1906-2003
查《机械设计手册》P5-228表5-3-18键槽深：.
3.2 Ⅱ轴的设计计算
3.2.1轴径的确定

图3-3 Ⅱ轴示意图
确定最小直径：低速运转，较大载荷，选用40Cr调质处理。查参考文献［机械设计基础］P211表12-2：许允弯曲应力=70 MPa。
根据《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为40Cr钢，由《机械设计手册》表6-1-19选取A=100则得
d≥A =100×=23.40mm，

3.2.2各轴段直径的确定
表3-2 Ⅱ轴各轴段直径
名称
依据
确定结果（mm）

d≥23.40mm，选轴承代号：6306
轴承内径 d=30 (mm)
轴承外径 D=72 (mm)
轴承宽度 B=19 (mm)
30

安装齿轮段d2>d1 ,h=1.5～2mm，取2mm
33

轴肩段 h =（0.07～0.1）d，取h=3mm
39

d4＝d2
33

d7＝d1（同一对轴承）
30
3.2.3各轴段长度的确定
1轴段的长度l1：l1=B+△2+△3+2=19+10+5+2=36mm，轴承的型号为6306，轴承宽度B=19mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离
2轴段的长度：l2=B2-2=82-2=80mm, 齿轮宽B2=82mm
3轴段的长度：两齿轮间距l3=14mm
4轴段的长度：l2=B1-2=52-2=50mm, 齿轮宽B1=52mm
5轴段的长度：l5：l5=B+△2+△3+2=19+10+5+4=38mm，轴承宽度B=19mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离

3.2.4Ⅱ轴的校核
3.2.4.1轴的校核

图3-4 Ⅱ轴的强度计算
a= l4/2+△2+△3+2+B/2=26+10+5+2+9.5=52.5mm
b= l2/2+l3+l4/2=41+14+26=81mm,
c= B/2+△3+△2+l2/2=9.5+5+10+41=65.5mm
a+b+c=49.5+81+62.5=199mm
（1）计算圆周力和径向力，弯矩图参见图5.
(1-1)计算齿轮2的圆周力

（1-2）计算齿轮3的圆周力

（1-3）计算齿轮2的径向力

（1-4）计算齿轮3的径向力

(2)求水平平面内的支反力:
,
,
（3）计算水平平面的弯矩
对于B点：

对于C点：

(4)求垂直平面的支反力
,
,
（5）计算垂直平面的弯矩
对于B点：

对于C点：

（6）该轴的转矩
T=122320 Nmm
(7)合成弯矩并绘制弯矩图
对于B点：

对于C点：

(8)确定危险截面，校核该轴强度。结合图5可看出。
安装齿轮2处为危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算。
查参考文献［机械设计基础］P220表12-5，得，W为抗弯截面系数， ，d为齿轮2处轴的直径，d=33mm，键槽尺寸b=10mm, .T=122320Nmm
查参考文献［机械设计基础］P211表12-2，得

该轴的结构满足强度要求。
3.2.4.2. 轴承的校核
由公式 见参考文献［机械设计基础］P246（14-3）
其中：ft为温度系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-3，得ft=1,
fd 为载荷系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-4，得fd=1.2,
C为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承6306，查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P95附录一，得C=27KN
n为轴承工作转速：n=360r/min,
ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.
所以，P=XFr=Fr。

选择两者中的大的：

所以该轴承符合强度要求。
3.2.5.3键的选择与校核
一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头（A型）普通平键。
（1）大齿轮段l4=50mm.d4=33mm=d.
由参考文献《机械设计手册》P6-121，查得键的截面尺寸：b×h=10×8
根据 轮毂段取键长：L=l4-10=50-10=40mm,属于标准尺寸系列。
(1-1)键的校核
查参考文献［机械设计基础］P204表11-13，得
键的工作长度为：l=L-b=40-10=30mm,
键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。
选用键10×8，GB/T1095-1979.
键槽深：查《机械设计手册》P6-121 得.
（2）小齿轮段l2=80mm.d2=33mm.
由参考文献《机械设计手册》P6-121，查得键的截面尺寸：b×h=10×8
根据 轮毂段取键长：L=l2-10=80-10=88mm,属于标准尺寸系列。
(2-1)键的校核
查参考文献［机械设计基础］P204表11-13，得
键的工作长度为：l=L-b=80-10=70mm,
键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。
选用键10×8，GB/T1095-1979.
键槽深：查《机械设计手册》P6-121得.
3.3 Ⅲ轴的设计
3.3.1轴径的确定
图3-5 Ⅲ轴示意图
1）确定最小直径：选择轴的材料为45钢，调质处理，查《机械设计手册》（成大先主编，化学工业出版社）表6-1-1得
σb=650 Mpa， σs=360 Mpa， σ-1=270 Mpa，
τ-1=155 Mpa， E=2.15×105 Mpa，=60 MPa
根据《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由《机械设计手册》表6-1-19选取A=120则得
d≥A =120×=38.76mm，因为考虑到装联轴器加键，有一个键槽，
d≥38.76×（1+5％）=40.70mm

3.3.2各轴段直径的确定
表3-3 Ⅲ轴段直径
名称
依据
确定结果（mm）

大于轴的最小直径40.70，考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择GY6型，取d1=42mm
42

联轴器定位d2= d1+2（0.07～0.1）d1
=42+（5.88～8.4）=47.88～50.4
48

考虑轴承d3> d2 选用代号为6010轴承
轴承内径 d=50 (mm)
轴承外径 D=80 (mm)
轴承宽度 B=16 (mm)
50

考虑轴承定位
d4≥da
56

h＝（0.07～0.1）d4＝（4.62～6.6）,取h=6，d4＝56+2×6
68

考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取d6=52
52

d7＝d3（同一对轴承）
50

3.3.3各轴段长度的确定
1轴段安装联轴器：联轴器选择GY6型（见《机械设计手册》GB/T 5843-2003）联轴器宽度L联轴器=112mm,使l1略小于L联轴器，取l1=110mm.
2轴段的长度l2：包括三部分：l2=lS+e+m,
其中lS部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P26表5-2，lS=15-20mm,取lS=20mm,
e部分为轴承端盖的厚度，查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P39表5-7，轴承外径D=90mm，d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,
m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离，轴承座孔的宽度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm), δ为下箱座壁厚，查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P27表5-3：δ=8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，根据轴承座旁连接螺栓的直径查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P27表5-3，（假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm）得C1=20mm,C2=18mm, L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm
另外为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体，m =L座孔-△3-B=52-5-12=35, △3=5mm, 见参考文献［机械设计毕业设计指导书］P26表5-2。
l2=20+9.6+35=64.6，取l2=65mm.
3轴段的长度l3：l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为6010，轴承宽度B=16mm,l3=16mm.
4轴段的长度：减速器的内腔宽为：A =170mm
l4=△3+A-（l5+l6+△2+4）=5+170-（10+76+10+4）=75mm
5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l=1.4h=1.4×6=8.4mm取l5=10.
6轴段为安装齿轮段，其长度略小于齿轮宽度， l6=76＜B4=78mm.
7轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，l7=4+△2+△3 +B轴承=4+10+5+16=35mm.

3.3.4第三轴的校核
3.3.4.1轴的校核

图3-6 Ⅲ轴的强度计算
a= l7--2+=35-8-2+39=64mm
b=+l5+l4+ =39+10+75+8=132mm
a+b=64+132=196mm
(1)计算齿轮4的圆周力Ft4和径向力Fr4, 参见图7，查参考文献［机械设计基础］P102（6-38）。

(2)求水平平面内的支反力:
,

（3）计算水平平面的弯矩

(4)求垂直平面的支反力
,

（5）计算垂直平面的弯矩

（6）该轴的转矩
T=322020Nmm
(7)合成弯矩并绘制弯矩图

(8)确定危险截面，校核该轴强度。结合图3-6可看出。
安装齿轮处为 危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算。

此轴为单向运转，扭转切应力可按照脉动循环应力处理。
查参考文献［机械设计基础］P220表12-5，得，W为抗弯截面系数， ，d为齿轮4处轴的直径，d=52mm,选择轴承6010
选择键：b×h=16×10mm, b=16mm, h=10mm,.
T=322020Nmm
查参考文献［机械设计基础］P211表12-2，得

该轴的结构满足强度要求。
3.3.4.2轴承的校核
由公式
其中：ft为温度系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-3，得ft=1,
fd 为载荷系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-4，得fd=1.2,
C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6010，查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P95附录一，得C=22KN
n为轴承工作转速：n=129.96r/min,
ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.
所以，P=XFr=Fr。

选择两者中的大的：

所以该轴承符合强度要求。
3.3.4.3键的选择与校核
（1）齿轮4安装段的键的选择：
L6=76mm.d6=52mm=d.
由参考文献《机械设计手册》P6-121，查得键的截面尺寸：b×h=16×10
根据轮毂段取键长：L=l6-6=76-6=70mm,属于标准尺寸系列。
(1-1)键的校核
查参考文献［机械设计基础］P204表11-13，得
键的工作长度为：l=L-b=70-16=54mm,
键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。
选用键16×10，GB/T1095-1979.
键槽深：.
（2）与滚筒连接的联轴器的轴的键的设计与校核：
一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A型）普通平键。
d6=42mm, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P101附录五
选择联轴器GY6型：d1=42mm，L=112mm，L1=84mm。
由参考文献［机械零件设计手册］P581，查得键的截面尺寸：b×h=12×8
根据连接段取键长：L=L1-10=110-10=100mm,属于标准尺寸系列。
（2-1）键的校核
查参考文献［机械设计基础］P204表11-13，得
键的工作长度为：l=L-b=100-12=88mm,
键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。
选用键16×100 GB/T 1096-1979，键槽深：.
3.4. 联轴器的选择
根据以上的计算与校核，选择
（1）电动机与减速器连接的联轴器型号为：GY5型，（见《机械设计手册》P22-17 GB/T 5843-2003）Tn=400N·m
（1-1）转矩TC=KAT,见参考文献［机械设计基础］P224（12-4）
TC-联轴器所传递的计算转矩
T-联轴器所传递的名义转矩，T=9550P/n。查参考文献［机械设计基础］P102（6-37）。
P –电动机功率，P=5.5KW
n-电动机转速,n=1440r/min
KA-工作情况系数，查参考文献［机械设计基础］P224表12-6，得KA=1.5.
TC=1.5×9550×5.5/1440=54.7 Nmm≤ TP=400Nmm。
（2）减速器与滚筒连接的联轴器型号为：GY6型，（见《机械设计手册》P22-17 GB/T 5843-2003）Tn=900N·m
（2-1）转矩TC=KAT,见参考文献［机械设计基础］P224（12-4）
TC-联轴器所传递的计算转矩
T-联轴器所传递的名义转矩，T=9550P/n。查参考文献［机械设计基础］P102（6-37）。
P –减速器输出功率,P=4.34KW
n-第三轴转速,n=129.96r/min
KA-工作情况系数，查参考文献［机械设计基础］P224表12-6，得KA=1.5.
TC=1.5×9550×4.34/129.96= 478.4Nmm≤ Tn=900Nmm。

表3-4 联轴器的型号及参数
型号
许用转矩TP/Nm
许用转速np/r/min
轴孔直径d1/mm,d2/mm
轴孔长度
D/