机械设计课程设计----二级展开式圆柱齿轮减速器.docx

二级展开式圆柱齿轮减速器班级：机械095学号：2009021072 姓名：王奕钦设计任务书设计用于带式运输机上的二级展开式圆柱齿轮减速器。工作条件：（1） 使用年限8年（300天/年），两班制工作。（2） 运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载启动，运输容许速度误差5%。（3） 动力俩元三相交流电，电压380/220v（4） 室内工作设计要求：1减速器装配图1张（a1）2cad绘制齿轮零件图一张（a3）3.设计说明书一份原始数据：鼓轮直径（mm）：320运输带工作速度（m/s）：0.85传送带主动轴所需扭矩（n/mm）：900 一、传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.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3确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级。其确定传动方案如下：初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。选择v带传动和二级圆柱直齿轮减速器（展开式）二、电动机选择计算及说明结果1、 选择电动机的类型 按照工作要求和工作条件选用y系列三相交流异步电动机，电压380v。2、 选择电动机功率 计算电机有效功率 已知 工作轴转矩t=900nm； 运输带工作速度v=0.85m/s； 筒直径d=320mm. 工作及主动轮转数:nw=601000n/d=6010000.85/320=50.73r/min工作机有效功率为:pw=twnw/9550=4.78kw电动机至工作机之间总效率w=12233456式中1，2，3，4，5，6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒效率。取1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.97，5=0.98，6=0.96。带入得w=0.83所需电动机功率为pd=pw/ =4.78/0.83kw=5.74kw工作机所需功率pw=4.78kw总传动效率=0.83所需电机功率pd=5.74kw计算及说明结果3、 确定电动机转速卷筒转速n=601000v/(d)=50.73r/min所以电动机转速的可选范围为n0=inw=（80）50.73=405.84r/min3043.8 r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min。方案电动机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min传动比1y132s-27.53000290057.182y160m-67.5100097019.123y132m-47.51500144028.394y160l-87.575072014.204、 确定电动机的型号综合考虑传动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较四个方案可知:方案2、4电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置较大。方案1电动机转速较高，但传动比大，传动装置尺寸较大。方案3适中，比较合适。因此选定电动机型号为y132m-4,所选电动机的额定功率ped=7.4kw，满载转速nm=1440r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。电动机型号y132m-4计算及结果结果中心高h外形尺寸l（ac/2+ad）hd地脚螺栓孔直径ab地脚螺栓孔直径d轴伸尺寸de装键部位尺寸fgd132515347.5315216178383880108三、传动装置的运动和动力参数计算计算及说明结果1、 确定传动装置的总传动比和各级传动比分配分配传动比原则： 各级传动比应在常用范围内 避免齿轮与轴的碰撞 各级齿轮能有适合的浸油深度根据以上原则分配传动比 传动装置总传动比i=nm/nw=1440/50.73=28.39 由i=i带i齿，为使v带传动的外部尺寸不致过大，取传动比i带=3则i齿为i齿=i/i带=28.39/3=9.46按浸油深度要求选取高速级传动比：i1=1.4*i=1.4*9.46=3.64则低速级传动比i2=1/i1=9.46/3.64=2.602、 计算传动装置的运动参数和动力参数0轴（电动机轴）p0=pd=5.74kwn0=nm=1440r/mint0=9550*p0/n0=9550*5.74/1440=38.07nmi轴（高速轴）p1=p0*01=p0*p0*1=5.74*0.96=5.51kwn1=nm/i0=1440/3=480r/mint1=9550*p1/n1=9550*5.51/480nm=109.63nm总传动比ia=28.39v带传动比i0=3高速级传动比i1=3.64低速级传动比i2=2.60计算及说明结果ii轴(中间轴)p2=p1*21=p1*2*3=5.51*0.99*0.97kw=5.29kwn2=n1/i1=480/3.64=131.87 r/mint2=9550*p2/n2=9550*5.29/131.87nm=383.10 nmiii轴（低速轴）p3=p2*23=p1*2*3=5.29*0.99*0.97kw=5.08kwn3=n2/i2=131.87/2.60=50.72r/mint3=9550*p3/n3=9550*5.08/50.72nm =956.51nmiv轴（滚筒轴）p4=p3*34=p3*3*4=5.08*0.97*0.97kw=4.79kwn4=n3/i34=50.72/1=50.72r/mint4=9550*p4/n4=9550*4.79/50.72nm =901.90nm各轴运动和动力参数编号功率p/kw转速n（r/min）转矩/(nm)传动比效率电动机轴5.74144038.0730.96i5.51480109.633.640.96ii5.29131.87383.102.600.96iii5.0850.72956.5110.94卷轴筒4.7950.72901.9四、传动零件的设计计算计算及说明结果1. v带传动设计（1）确定计算功率pca查表得工作情况系数ka=1.1pca=ka*pd=1.15.74kw=6.134kw（2 ) 选择v带型号 根据pca=6.314kw,n=1440r/min 查机械设计p157选择a型v带（3）确定带轮直径dd1、dd21）初选小带轮的基准直径dd1、dd2查表，去小带轮的基准直径dd1=106mm2）验算带速v： v=* dd1*（n1/60*1000）=106（1440/60*1000）=7.99m/s3)计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i* dd1=3*106mm=318mm查表，取标准数dd2=315 验算传动比： 实际传动比i=315/106=2.97 传动比误差(i-i)/i=(3-2.97)/3100%=1% 传动比误差90带长ld=1600mm实际中心距a=458mm计算及说明结果 所以符合要求 6）确定v带根数z1.计算单根v带的额定功率pr由a型带dd1=106mm和n1=1440r/min查表得 p0=1.192kw由a型带，n1=1440r/min，传动比为3，查表得p0=0.71kw k=0.93 kl=0.99于是pr=（p0+p0）* k* kl =(10192+0.17)0.930.99kw =1.25kw2.计算v带根数z z=pca/pr=4.697/1.25=3.76取z=4，即4根 7）计算单根v带初拉力为最小值 （f0）min=500*（2.5-k）/kzv+qv2 =500（2.5-0.93）/0.9347.99 +0.17.992=32.8n 其中q由表查得q=0.10kg/mv带额定功率pr=1.25kwv带根数z=4计算及结果说明应使实际初拉力f0（f0）min=32.8n 8）计算对轴的压力最小值（f0）min=2zf0sin(1/2)=2432.8sin(154/2)=255.6n2. 齿轮传动设计计算一、高速级减速齿轮设计 已知条件：i轴的输入功率p=5.51kw，小齿轮转速480r/min，小齿轮传递的扭矩t=1096300nmm，大小齿轮的传动比i=3.64，每天两班制工作，使用年限8年根据上述已知条件，设计i-ii轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比3.64） 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。材料及热处理；选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。精度等级选用7级精度；（通用减速器精度为68） 试选小齿轮齿数z1=21，大齿轮齿数z2= iz1=3.6421=76.44，取z2=76；2、按齿面接触强度设计，即1） 确定公式内的各计算数值：（1） 试选kt=kakvkk=1.3；（2） 由图1030选取区域系数zh=2.5（标准直齿轮时=20,zh=2.5）；（3） 由表107选取尺宽系数d=1；（4） 由表106查得材料的弹性影响系数ze=189.8 mpa（锻钢）；（5） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；（6） 由式1013计算应力循环次数：n1=604801(288300)= 1.11109 n2=1.11109/3.64=0.30109由图1019查得接触疲劳寿命系数khn1=0.88；khn2=0.92;（7） 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全系数s=sh=1，由式（1012）得 h1=0.90600=540mpa h2=0.95550=523mpa h= m inh1 ,h2=523mpa2） 计算过程：（1） 试算小齿轮分度圆直径：=2.3231.3*1.096*10514.643.64189.85232=62.08mm（2） 计算圆周速度：（3） 计算齿宽、模数及齿高等参数：齿宽b=162.08=62.08模数齿高h2.25mt2.252.966.66m齿宽与齿比为（4） 计算载荷系数k：（p192）(k=) 已知载荷平稳，所以取=1；根据v=1.56m/s,7级精度，由图108查得动载系数；对于直齿轮 k=1 ；（p195）由表10-4 插值法查的7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，由=9.32,查图10-13得故（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =62.08=66.46mm（6）计算模数m 1 按齿根弯曲强度设计：由式(1017) m确定计算参数：1) 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限=490a;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=420a1) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 2) 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 ，由式10-12 得： = =0.85490/1.4=297.5 = =0.88420/1.4=263.03) 查取齿型系数和应力校正系数由表105 查得 y=2.76；=2.23由表105查得=1.56；=1.764) 计算大、小齿轮的并加以比较=2.761.56/297.5=0.0145=2.231.76/263.0=0.0149 分析： 大齿轮的数值大。5) 计算载荷系数k=kk k k=11.111.450=1.5956) 设计计算=2.28 最终结果：=2.282 标准模数选择：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，而齿面接触疲劳的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2.28mm优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2.5，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的=66.461)小齿轮齿数=66.46/2.5=26.584， 取z1=272） 大齿轮齿数=243.97=95.28， 取=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，并且结构紧凑，避免了浪费。5.几何尺寸计算：1) 计算中心距：a=(27+99)2.5/2=158圆整1602) 计算大、小齿轮的分度圆直径：计算齿轮宽度： 根据 则，小齿轮齿宽相对大一点因此(p205人为加宽510装配误差产生错位)，v带的最小初拉力（f0）min=255.6n小齿轮40cr280hbs大齿轮40cr240hbs7级精度z1=21z2=76kt=1.3zh=2.5d=1ze=189.8 mpah=523mpa=62.08mmv=1.56m/sk=1.595d1=66.46mmz1=27z2=96d1=68mmd2=248mma=158b1=75b2=68计算及说明结果二、低速级减速齿轮设计 已知条件：ii轴的输入功率p=5.29kw，小齿轮转速131.7r/min，小齿轮传递的扭矩t=383.1nmm，大小齿轮的传动比i=2.6，其它条件与高速级齿轮相同。根据上述已知条件，设计ii-iii轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比2.6） 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案设计，选取齿轮类型为直齿圆柱齿轮。材料及热处理；选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。精度等级选用7级精度；（通用减速器精度为68） 试选小齿轮齿数z1=24,则大齿轮齿数z2=z1i1=2.6024=62.4取z2=632、 按齿面触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级数据进行计算，按式（109）试算，即dt3、 确定公式内的各计算数值（1） 试选kt=1.3（p204）（2） 选取区域系数zh=2.5小齿轮40cr280hbs大齿轮40cr240hbs7级精度z1=24z2=63计算及说明结果（3） 由表107选取齿宽系数d=1（4） 表106查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa（5） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2=550mpa（6） 由式1013计算应力循环次数：n1=60n2jlh=60131.871（288300）=3.038108n2=3.038108/2.60=1.169108 由图1019查得接触疲劳寿命系数khn1=0.95；khn2=0.98;（7） 计算接触疲劳需用应力: (按接触强度公式计算)取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（1012）得：h1=khn1hlim1/s=0.95600=570mpah2=khn2hlim2/s=0.98550=539mpa分析：比较得出接触疲劳许用应力为539mpa接触疲劳许用应力539mpa计算及说明结果4、 计算过程：(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t=2.3231.3*383.1*10313.62.6189.85392=92.40mm(2) 计算圆周速度v=d1tn2/601000=92.40131.87/601000=0.64m/s(3) 计算齿宽b及模数mb=dd1t=192.40=92.40mmm=d1t/z1=92.40/8.66=10.67(4) 计算载荷系数k已知载荷平稳，所以取ka=1根据v=0.64m/s，7级精度，由图108查得动载系数kv=1.1；由于直齿轮kh=kf=1（p195 注释1）由表104插值法查得7级精度，软齿面，小齿轮相对支撑非对称布置时，kh=1.431计算及说明结果b/h=10.67，查图10-13得kh=1.429k=kakvkhkh=11.11.4291=1.57(5) 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得=92.40=98.43mm(6) 计算模数mm=d1/z1=98.43/24=4.10mm5、 按齿根弯曲强度设计由式（1017） m1） 确定计算参数（1） 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限ef1=610mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限ef2=580mpa（2） 由图1018取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.87;kfn2=0.91（3） 计算弯曲疲劳需用应力取安全系数s=sf=1.4,由式1012得f1=kfn1fe1/s=316.9mpaf2=kfn2fe2/s=377.0mpa（4） 查取齿型系数和应力校正系数由表105查得yfa1=2.650；yfa2=2.24由表105查得ysa2=1.580；ysa2=1.73k=1.57d1=98.43m=2.96计算及说明结果（5） 计算大、小齿轮的并加以比较=2.651.58/379.1=0.01104=2.241.73/377=0.01028 分析： 小齿轮的数值大。（6） 计算载荷系数k=kkkk=11.111.446=1.592）设计计算=2.858 最终结果：=2.8583 标准模数选择：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，而齿面接触疲劳的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2.28mm优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=3.0，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的=98.431)小齿轮齿数=32.81， 取z1=332） 大齿轮齿数=332.60=97.6， 取=86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，并且结构紧凑，避免了浪费。5.几何尺寸计算：1) 计算中心距：a=178.5mm圆整1802) 计算大、小齿轮的分度圆直径：计算齿轮宽度： 根据 则，小齿轮齿宽相对大一点因此(p205人为加宽510装配误差产生错位)，各齿轮的参数齿轮高速轴齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速轴齿轮4齿数27993386材料40cr（调质）硬度为280hbs45钢（调制）硬度为240hbs40cr（调制）硬度为280hbs45钢（调制）硬度为240hbs模数2.53分度圆直径/mm6824899258齿宽/mm7568105100中心距/mm160180传动比3.642.60z1=33=86d1=99mmd2=258mma=178.5mmb1=105mmb2=100mm五、轴的设计计算计算及说明结果减速箱内三根轴的总体设计方案根据已知条件初步定总体设计方案如下图：i轴（高速轴）的设计已知数据：轴i传递的功率p=5.51kw，转速n=480r/min，转矩t=109.63nm1. 轴的材料及热处理选择由于减速器的传递的功率不大，对其质量和尺寸的无特殊要求故选择常用材料45钢，调制处理。2. 轴的最小直径查参考1表15-3，得a0=103至126，取a0=110，则：参考1公式15-2计算轴的直径最小值dmin=a0*3pn=11035.51480mm=24.81mm 轴上有一个键槽，直径d100mm，轴颈增大6% dmin=24.81（1+6%）mm=26.30mm45钢dmin=26.30mm计算及说明结果因为大带轮的轴头直径不小于电动机轴直径的80%。且齿轮和州的轴颈相差不大，故做成整体式即制成轴。根据带轮计算数据轴最小直径初定位30mm。3. 初选轴承i轴上装有直齿轮，在啮合过程中主要产生径向载荷，选用深沟球轴承，安装轴承的直径为：d=40mm，选择轴承型号为6008轴承具体参数：轴承内径d=40mm轴承外径d=68mm轴承宽度b=15mm因为轴承d*n=40480160000所以选择脂润滑，则每个轴承旁边都要加挡油环。4. 轴的结构设计（参见结构简图）轴i自左向右分成7段（1） 各州段直径的确定按轴上零件的安装顺序，从有段开始确定直径，该轴轴段7-8安装轴承6008和挡油环，故该段直径d7-8=40mm。轴端6-7为非定位轴肩，所以取轴段6-7直径为d6-7=45mm。齿轮和轴的轴颈相差不大，所以讲轴与高速级小齿轮做成一体，形成齿轮轴，为轴端5-6。轴端4-5为光轴，直径和轴端6-7一样取d4-5=45mm。选轴承6008d7-8=40mmd6-7=45mmd4-5=45mm计算及说明结果轴段3-4装轴承和封油环，直径和轴段7-8一样取d3-4=45mm。轴段2-3应便于拆装轴承故去轴段2-3直径d2-3=36mm，轴段1-2装大带轮，d1-2=30mm。（2） 各轴段长度的确定轴段7-8、3-4的长度为轴承60宽度和挡油环厚度的和固选取长度为l7-8=l3-4=29mm。6-7段位轴环，综合考虑齿轮拟合以及箱体内壁到齿轮断面的距离，选取此长度为l6-7=8mm。5-6段长度是即为直齿齿轮宽度l5-6=75mm，4-5段的长度是根据所设计的箱体设计，根据总体设计图计算l4-5=97mm。2-3段长度综合考虑端盖和螺栓的拆装，取长度l2-3=70mm，轴段1-2安装带轮，因定位需要应比带轮厚度稍短，带轮厚度b=65mm故取l1-2=63mm。d3-4=45mmd2-3=36mmd1-2=30mml7-8=29mml6-7=8mml5-6=75mml4-5=97mml3-4=29mml2-3=70mml1-2=63mm计算及说明结果ii轴（高速轴）的设计已知数据：轴i传递的功率p=5.29kw，转速n=131.87r/min，转矩t=383.1n*m1. 材料及热处理选择和告诉轴一样选择常用材料45钢，调制处理。2. 轴的最小直径查参考1表15-3得a0=103至126，取a0=110，则：参考1公式15-2计算轴的直径最小值dmin=a0*3pn=11035.29131.87mm=37.66mm 轴上有两个键槽，直径d100mm，轴颈增大12% dmin=37.66（1+12%）mm=42.18mm3. 初选轴承ii轴上装有直齿轮，在啮合过程中主要产生径向载荷，选用深沟球轴承，安装轴承的直径为：d=40mm，选择轴承型号为6009轴承具体参数：轴承内径d=45mm轴承外径d=75mm轴承宽度b=16mm因为轴承d*n=45480160000所以选择脂润滑，则每个轴承旁边都要加挡油环。45钢取最小直径42.18mm选轴承6009计算及说明结果4. 轴的结构设计（参见结构简图）（1） 各轴直径的确定按各轴上理念的安装顺序，从右端开始确定直径，该轴轴段5-6以及轴段1-2处安装轴承封油环，故该段直径为d5-6=45mm，d1-2=45mm，轴段2-3以及轴段4-5安装齿轮，为非定位轴肩，固选取d4-5=50mm，d2-3=50mm，轴段3-4是定位周环，取d3-4=57mm（2） 各轴段长度的确定轴段1-2以及轴段5-6安装轴承、挡油环，根据轴承以及封油环，并结合其他尺寸，选取l1-2=39mm，l5-6=41.5mm。轴段4-5以及轴段2-3安装齿轮，长度要比齿轮宽度稍微缩减2mm，取l2-3=93mm、l4-5=53mm，3-4段长度为两齿轮的间隙，计算得l3-4=11.5mm。d1-2=45mmd2-3=50mmd3-4=57mmd4-5=50mmd5-6=45mml1-2=39mml2-3=93mml3-4=11.5mml4-5=53mml5-6=41.5mm计算及说明结果iii轴（高速轴）的设计已知数据：轴iii传递的功率p=5.08kw，转速n=50.72r/min，转矩t=956.51n*m。1. 材料及热处理选择和高速轴一样选择常用材料45钢，调制处理。2. 轴最小的直径查参考1表15-3，得a0=103至126，取a0=110，则：参考1公式15-2计算轴的直径最小值dmin=a0*3pn=11035.0850.72mm=51.08mm 轴上有两个键槽，直径d100mm，轴颈增大12% dmin=51.08（1+12%）mm=57.21mm3. 初选轴承iii轴上只有装直齿轮，没有轴向载荷，选用深沟球轴承，安装轴承的直径为：d=70mm，参考2表11-1，选择型号为61914。 轴承具体参数轴承内径d=70mm轴承外径d=100mm轴承宽度b=16mm 因为轴承d*n=40*480160000所以选择脂润滑，则每个轴承旁边都要加挡油环。4. 结构设计（参见结构简图）45钢直径最小值57.21mm轴承型号61914计算及说明结果（1） 各轴直径的确定按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径。轴段1-2安装轴承和封油环及套筒，故该段直径d1-2=70mm，使套筒不超过轴承内圈，套筒外径选择78mm。轴段2-3安防大直齿轮并根据套筒的直径选择，选择直径为d2-3=80mm。3-4段位轴环部分，有定位需要，d3-4=92mm。轴段4-5为光轴，根据总体设计选择计算d4-5=69.50mm，轴段5-6为轴承支承，d5-6=70mm。轴段6过度轴段，选择d6-7=65mm，轴段7-8上装联轴器，由于轴的对心精度不高，根据承载转矩，根据参考 3 表14-7选择滑块联轴器tl9，内径d=55mm，长度l=112mm，故d7-8=55mm。（2） 各轴段长度的确定轴段1-2根据轴承已经封油环，铜套的长度，并结合其他尺寸，计算得l1-2=42.5mm，轴段2-3长度根据齿轮的宽度稍微缩减2mm，l2-3=88mm。3-4长度为轴环，取d1-2=70mmd2-3=80mmd3-4=92mmd4-5=69.50mmd5-6=70mmd6-7=65mml1-2=42.5mml2-3=88mm计算及说明结果l3-4=10mm。4-5段为光轴，综合计算得l4-5=69.5mm。轴段5-6为轴承支承，并附有封油环，尺寸为l5-6=50mm，轴段6-7考虑联轴器的注销以及端盖空间，初定为l6-7=70mm，7-8段安装联轴器，因定位需要，长度应比联轴器长度缩短2mm，所以l7-8=110mm。轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由课本表6-1查得平键截面bh18 mm11 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样，带轮与轴的连接，选用平键为12 mm8 mm60 mm，带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。l3-4=10mml4-5=69.5mml5-6=50mml6-7=70mml7-8=110mm平键截面bh18 mm11 mm计算及说明结果轴的校核（以低速轴为例）（1） 受力分析：圆周力ft=2t/d=2*956.51/0.258n=7410.9n径向力fr=ft*tan=7410.9*tan20=2697.3n受力点距做端轴承中心距离l1=77mm，距离右端轴承中心距离l2=146mm计算轴承在垂直面内的支撑力fnv1=2515.8n fnv2=868.7 计算轴承水平面内支撑力fnh1=4525.5n fnh2=2386.6n根据fnv1=2515.8n fnv2=868.7画弯矩图（单位n*mm）根据fnv1=315.8n fnv2=1541.5n画弯矩图（单位n*mm）ft=7410.9nfr=2697.3nfnv1=2515.8nfnv2=868.7fnh1=4525.5nfnh2=2386.6n计算及说明结果由上两图作出合成弯矩图（单位n*mm）由ft=7410.9作出扭矩图（单位n*mm）由以上各图克制图中截面为危险截面（2） 按弯扭合成校核进行校核时，只需要校核危险截面的强度，参考上图数据，以及轴为单向回转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力为ca= m12 +(t)2w =223226.32 +(0.6*850176)2 0.1*803=10.87mpa前已经选定材料为45钢，调制处理，查参考表,-1=60mpa，ca-1，所以轴的直径符合要求。校核合格！六、滚动轴承的选择及寿命计算计算及说明结果（1） 轴1轴承选择i轴上装有直齿圆柱齿轮，选用深沟球轴承，安装轴承的直径为：d=40mm，参考2表11-1，选用轴承型号为6008c轴承具体参数:轴承内径d=40mm轴承外径d=68mm轴承宽度b=15mm（2） 轴ii轴承选择安装轴承的直径为:d=40mm,参考表，选轴承型号6009 轴承具体参数： 轴承内径d=45mm 轴承外径d=75mm 轴承宽度b=15mm（3） 轴iii轴承选择iii轴上选用深沟球轴承，安装轴承的直径为：d=70mm，参考表，选择型号为61914.轴承具体参数：轴承内径d=70mm轴承外径d=100mm轴承宽度b=16mm（4） 轴承校核（以低速轴为例）在轴的校核中已经得出轴承的支撑力结果轴承在垂直面内的支撑力fnv1=2515.8n fnv2=868.7 轴承水平面内支撑力fnh1=4525.5n fnh2=2386.6n所以，两轴承的径向载荷分别为fr1= fnh12+fnv12 =4525.52+2515.82=5176.9n轴1轴承6008c轴ii轴承6009轴iii轴承61914.fr1=5176.9n计算及说明结果fr2= fnh12+fnv12 = 2386.62+867.72 =259.4n由于直齿轮没有轴向力，故只需校核轴承i，参考1表13-5得x=1，y=0查136取fp=1.0p=fp*（xfr+yfa）=fr=5176.9n查参考3表13-3可得该轴承基本额定静载荷cr=23.7knlh=(106/60n)*（c/p）3=106/(60*42.46)*(23.7/5.1)3=39391.5h7200h所以满足使用年限的要求 fr2=259.4nx=1y=0fp=1.0p=5176.9n轴承校核合格满足要求！七、键连接的选材及校核计算计算及说明结果轴i该轴为齿轮轴，不需要键的周向固定。轴ii为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，查参考3表111，与高速级齿轮均采用普通平键联接，选择尺寸为14*9*45与低速级小齿轮采用普通平键联接，选择尺寸14*9*80.轴iii为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6查参考3表111，齿轮处采用普通平键联接22*14*70键的校核（以轴iii上的键为例）参考1式6-1p=2t*(103/kld)=2*850.19*(103/7*70*80)=43.4mpa查表参考1表62p=120-150mpa所以键的强度满足要求。键校核合格满足要求！八、联轴器的选择计算及说明结果由于刚性联轴器价格便宜、构造简单、可传递较大转矩、对中性好，所以优先考虑选用它。1. 高速轴用联轴器的设计计算对于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为ka=1.5，计算转矩为tca=kat1=1.5*109.63=174.90