机械课程设计-带式运输机传动装置设计.doc

浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告zhejiang ocean university机械课程设计说明书带式运输机传动装置设计班级： a04机械（1）班学号： 姓名： 指导老师： 目 录第一节 设计任务-(3)第二节 电动机的选择和计算-(4)第三节 涡杆齿轮的设计和计算-(8)第四节 轴的设计和校核-(12)第五节 轴承的选择及寿命计算-(24)第六节 键的校核-(28)第七节 箱体的设计计算- (30)第八节设计结果附录-(32)第九节 小结 -(34)第一节 设计任务 推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下：1、 原始数据执行机构的推力为8kn，推头速度为1.56m/min.传动装置参考方案： 推力机传动装置设计1.原始数据和条件1)钢绳拉力f=30kn；2)钢绳速度v=10m/min；3)工作情况： 三班制，间歇工作，单向负载，载荷平稳；4)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度为35c左右；5)使用折旧期15年，3年大修一次；6)制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。2.参考传动方案第二节电动机的选择一 滑动螺旋传动的计算1. 螺杆的耐磨性计算 螺杆材料选择 钢-青铜滑动螺旋的耐磨性计算主要是限制螺纹工作面上的压力p，使其小于材料的许用压力。螺纹工作面上的耐磨性条件为p=校核用。为了导出设计计算式，令，则h=代入上式得螺纹中径 d选用梯形螺纹，h=0.5p （1.22.5）取1.2 材料的许用压力范围（11-18）取p=11mp 则 d =0.8 =19.40mm 取d=20.00mm查机械设计手册表 螺距p=8 mm 公称直径d=24 mm 大径d=25mm 小径d=16mm螺母高度 h=1.220.0 =24 mm 螺纹角 =30 为侧角 为螺纹升角 取 2.螺杆的强度计算危险截面的计算应力，其强度条件 注：f螺杆所受的轴向压力，单位为n a螺杆螺纹段的危险截面积a= 螺杆螺纹段的抗扭截面系数 d 螺杆螺纹小径 单位mm t螺杆所受的扭距 t=ftan() =8=8.290 n 螺杆许用应力=11/3=3.7 3.螺母螺纹牙的强度计算 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。如图 如果将一圈螺纹沿螺纹大径d（单位mm）处展开，则可看作宽度为的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为，并作用在以螺纹中径d（单位为mm）为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件为螺纹牙危险截面a-a的弯曲条件式中螺纹牙根部的厚度，单位为mm.b=0.65p,p为螺纹螺距。 l弯曲力臂，单位为mm螺母材料的许用切应力 mp螺母材料的许用弯曲应力，单位为mp 故mp = 因为螺杆和螺母的材料相同，螺杆的小径d小于螺母螺纹的大径d。故应校核螺杆螺纹牙的强度。4.螺母外径与凸缘的强度计算 螺母悬置部分危险截面b-b内的最大拉伸应力 凸缘与底座接触表面的挤压强度计算 =(1.51.7) 凸缘根部的弯曲强度计算 a凸缘根部很少发生剪断，强度计算（略）二.初步确定传动系统总体方案如图26所示。根据螺杆的计算确定螺距p=8 mm则工作机的转速v= 二级齿轮传动比范围（840），故电动机的转速v=194（840）=15527760r/minp执行机构的输出功率=传动装置的总效率0.40.980.970.980.34；按工作要求，选用三向异步电动机，封闭式结构，型。所须工作效率可按如下公式电动机为螺纹螺杆的传动效率，为轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑），联轴器的传动效率。电动机所需工作功率为： pp/0.61176 kw执行机构的曲柄转速为n194r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i840，电动机转速的可选范围为nin（840）19415527760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为y802-2的三相异步电动机，额定功率为1.1kw，额定电流7a，满载转速n2830 r/min，同步转速3000r/min。6. 电动机的外形如图: 三.传动装置的总传动比和传动比分配（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in/n14.588（2） 传动装置传动比分配iii式中i，i分别为减速器的高速级齿轮和低速级齿轮的传动比。高速级齿轮的传动比取i4.7，则低速级齿轮的传动比为ii/ i14.588/4.73.104。四.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 n720r/min n n/i 720/20.335.47 r/min nn/ 35.47/5=7.09r/min（2）各轴输入功率pp0.6120.980.588kw pp0.5880.970.980.559 kwpp0.5590.970.980.531kw（3）各轴输入转矩轴 t9550 p/ n=95500.588/2830=1.984 knm 轴 t9550 p/ n=95500.559/602.13=8.866 knm 轴 t9550 p/ n=95500.531/194=26.139 knm运动和动力参数计算结果整理与下表0.531轴名效率p（kw）转距t (nm)转速n传动比输入输出输入输出电动机0.61120.61122830轴0.61120.60101.9841.98028304.7轴0.5580.5528.8668.862602.133.104轴0.5310.52726.13926.134194 第三节.齿轮的设计计算 （一）高速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按照推力机机构的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）推力机为一般工作机器，故选用8级精度（gb10095-88）。3）材料的选择： 查机械手册表选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度250hbs，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240hbs。二者材料硬度差10hbs。4）选小齿轮齿数z=17，大齿轮z=4.7取80 。 按齿面接触强度计算：由计算公式d进行计算确定公式内的各计算值：试选定载荷系数1.3计算小齿轮的转距：齿宽系数由查表得，材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600mpa小齿轮的大齿轮的由公式计算压力循环次数，n=60=60n=ni查得接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1，安全叙述为s=1，得可得，= =2） 计算：计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，d=18.46mm 取35.0mm计算圆周速度v：假设k，可查表得，计算齿宽b: b= d1计算齿宽与齿高之比b/h 模数：m= d齿高：h=2.25m=2.25则b/h=35.0/4.632=7.556计算载荷系数：根据v=5.184m/s ，8级精度，查得动载系数k=1.2查得使用系数：k查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：k 代入数据得：k=1.448有由b/h=7.556查表得，k=1.36 故载荷系数 k=kkk k=1.20按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d=计算模数：m=40.92/17=2.4 取2.53）按齿根弯曲强度设计：得弯曲强度的设计公式为m确定各项计算值； 查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 查得弯曲疲劳寿命系数kk计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，s=1.4，则可得 =计算载荷系数k：k=kkkk=1查取齿型系数y，y，查取应力校正系数得：y, y计算大小齿轮的，并加以比较： 设计计算：m=,取整为2.5按接触强度算得的分度圆直径d 则小齿轮齿数z，z几何尺寸计算：d, d计算中心距：a=计算齿轮宽度：b= 取b验算：f= 100n所以设计符合条件。（一）低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢（调质）。齿面渗碳淬火，硬度为250hrc。（2） 齿轮精度：按gb/t100951998，选择8级，齿根喷丸强化。试选小齿轮的齿数为=17，=i=173.104=52.76 取53按齿面接触强度计算：由计算公式d进行计算确定公式内的各计算值：试选定载荷系数1.3计算小齿轮的转距：齿宽系数由查表得，材料的弹性影响系数取 mpa 600mpa，500mpa。380mpa。按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600mpa大齿轮的 由公式计算压力循环次数，n=60=60n=60=5.20410=1.677查得接触疲劳寿命系数kk 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1，安全叙述为s=1，得可得，= =2） 计算：计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，d=28.030mm 取50.0mm计算圆周速度v：计算齿宽b: b= d1计算齿宽与齿高之比b/h模数：m= d齿高：h=2.25m=2.25则b/h=50.0/19.448=2.571计算载荷系数：根据v=9.45m/s ，8级精度，查得动载系数k=1.27假设k，可查表得，查得使用系数：k查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：k 代入数据得：k=1.454有由b/h=2.571查表得，k=1.26故载荷系数 k=kkk k=1按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d=计算模数：m=59.728/17=3.513）按齿根弯曲强度设计：得弯曲强度的设计公式为m确定各项计算值； 查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 查得弯曲疲劳寿命系数kk计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，s=1.0，则可得 =mpa=mpa计算载荷系数k：k=kkkk=1查取齿型系数y，y，查取应力校正系数得：y, y计算大小齿轮的，并加以比较： 设计计算：m=, 取整为2.5,按接触强度算得的分度圆直径d则小齿轮齿数:z，z,几何尺寸计算：d, d计算中心距：a=计算齿轮宽度：b= 取b验算：f=n 100n所以设计符合条件。第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计第一根轴的设计1 确定输出轴上的功率p，转速n和转距t。由前面可知p=9.01kw，n=730r/min, t=117.91nm。2 求作用在轴上的力：已知高速级大齿轮的分度圆直径为d=75mm,f=n, f= f1. 初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取k tn。查机械零件设计手册,按照计算转矩t应小于联轴器公称转矩的条件,采用弹性块联轴器htl 1a型半联轴器的孔径d长度27mm，联轴器与轴的配合长度为l，取d=12mm。2. 轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取d右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径38mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比l稍短些，现取l（2）初选轴承为深沟球轴承，根据d在轴承中选取0基本游隙组，基本尺寸为d故取dl而dl其右端采用轴肩进行定位，取h=3mm,故d轴的最大直径取 d=37mm. (3)由于轮觳宽度为50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取l左端采用轴肩定位，轴肩高度h所以d(4)轴承盖的总宽度取为30mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm.(5)齿轮距左端箱体的距离为35mm, 距右端箱体的距离为38mm。则可算得l至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为50mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为h7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为8mmmm,长度20mm, 半联轴器与轴的配合为h7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.0mm.5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查无a值。对于32017型深沟球轴承由手册查得a=23mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为70+106=176mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是危险截面。现将计算出的截面c处的，m，m值列于下表：载荷水平面垂直面支反力f,ff,f弯矩mm= 2645.1 n mm 总弯矩m=扭矩t6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面c的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60mpa,因此。故安全。7）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：截面a，b只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面a，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面c上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面c也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左端：抗弯截面系数：w=0.1抗扭截面系数：w截面左侧的弯矩m：m=截面上的扭矩t：t=1984n截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。查得=640mpa,.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于，经插值 后可查得=2.0，=1.31。则可查得材料敏性系数为q,故有效集中系数按下公式可得kq0.82(2.0-1)=1.82, kq0.85(1.31-1)=1.26.得材料尺寸系数又可查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则可公式可得综合系数值为k，由此得到碳钢的特性系数：，取， 于是，计算安全系数s值，可按以下公式获得：s s s 故可知其安全。（3）截面的右侧：抗弯截面系数：w=0.1抗扭截面系数：w截面右侧的弯矩：m=截面上的弯曲应力：截面上的扭矩：t=1984n截面上的扭转切应力：。过盈配合处的值，用插入法取出，并取k/=08,于是得： 轴按磨削加工，得表面质量系数为,则可公式可得综合系数值为, k所以轴在截面右侧的安全系数为：s s s 故可知其安全第二根轴的设计1. 确定输出轴上的功率p，转速n和转距t。由前面可知p=0.559，n=602.13r/min, t=8.866n 2. 求作用在轴上的力：已知小齿轮的分度圆直径为d=60mm, 大齿轮的分度圆直径为d=200.0mm,f=n, f=n,f= ff= f3. 初步确定轴的最小直径：轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d。取为25mm.显然，此处为轴的最小直径，即此处轴与轴承的内径相同。 3. 轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处右边设一轴肩，取d左右两端用轴承端盖封闭。 （2）初选轴承为深沟球轴承，根据d选取型号为6008，基本尺寸为d取d齿轮和轴承之间用轴环确定距离，取其宽度为34mm,而l,轴的-左端采用轴肩结构，取h=6mm,故dmm,轴的最大直径取70mm.取d ,由前面可知d ,取l 。 (3)由于右边的轮觳宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取l.同理，取l (4)轴承盖的总宽度取为30mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm.(5)左齿轮距左端箱体的距离为36mm, 右齿轮距右端箱体的距离为14.6mm。至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面，b键槽采用键槽铣刀加工，长度为28mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为h7/n6;同样，按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为56mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为h7/n6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.2mm，2.0mm，2.0mm，2.5mm.5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承由手册查得宽度为15mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为79+64+84=227mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是危险截面。现将计算出的截面c处的，m，m值列于下表：载荷水平面垂直面支反力f,fff弯矩mmm总弯矩m=扭矩t6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面c的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60mpa,因此。故安全。7）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：截面a，b只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面a，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面c上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面c也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左端：抗弯截面系数：w=0.1抗扭截面系数：w截面左侧的弯矩m：m=截面上的扭矩t：t=8866n截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。查得=640mpa,.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于，经插值 后可查得=2.0，=1.31。则可查得材料敏性系数为q,故有效集中系数按下公式可得kq0.82(2.0-1)=1.82, kq0.85(1.31-1)=1.26.得材料尺寸系数又可查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则可公式可得综合系数值为k，由此得到碳钢的特性系数：，取， 于是，计算安全系数s值，可按以下公式获得：s s s 故可知其安全。（3）截面的右侧：抗弯截面系数：w=0.1抗扭截面系数：w截面右侧的弯矩：m=截面上的弯曲应力：截面上的扭矩：t=8866n截面上的扭转切应力：。过盈配合处的值，用插入法取出，并取k/=08,于是得： 轴按磨削加工，得表面质量系数为,则可公式可得综合系数值为, k所以轴在截面右侧的安全系数为：s s s 故可知其安全第三根轴的设计3 确定输出轴上的功率p，转速n和转距t。由前面可知p=0.531kw，n=194r/min, t=26.139nm。4 求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为d=187.5mm,f=n, f= f4. 初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取k tn。采用弹性块联轴器hl 4型，半联轴器的孔径d长度52mm，联轴器与轴的配合长度为l，取d=20mm。5. 轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取d右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径30mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比l稍短些，现取l（2）初选轴承为深沟球轴承，根据d在轴承中选取0基本游隙组，基本尺寸为d故取d而l其右端采用轴肩进行定位，取h=7mm,故d轴的最大直径取46mm. (3)由于轮觳宽度为72mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取l左端采用轴肩定位，轴肩高度h所以d(4)轴承盖的总宽度取为30mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm.(5)齿轮距左端箱体的距离为35mm, 距右端箱体的距离为38mm。则可算得l至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为50mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为h7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为8mmmm,长度20mm, 半联轴器与轴的配合为h7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.0mm.5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查无a值。对于32017型深沟球轴承由手册查得a=23mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为90+170=260mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是危险截面。现将计算出的截面c处的，m，m值列于下表：载荷水平面垂直面支反力f,ff,f弯矩mm= 1588.8 n mm 总弯矩m=扭矩t6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面c的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60mpa,因此。故安全。7）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：截面a，b只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面a，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面c上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面c也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左端：抗弯截面系数：w=0.1抗扭截面系数：w截面左侧的弯矩m：m=截面上的扭矩t：t=3261.2n截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。查得=640mpa,.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于，经插值 后可查得=2.0，=1.31。则可查得材料敏性系数为q,故有效集中系数按下公式可得kq0.82(2.0-1)=1.82, kq0.85(1.31-1)=1.26.得材料尺寸系数又可查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则可公式可得综合系数值为k，由此得到碳钢的特性系数：，取， 于是，计算安全系数s值，可按以下公式获得：s s s 故可知其安全。（3）截面的右侧：抗弯截面系数：w=0.1抗扭截面系数：w截面右侧的弯矩：m=截面上的弯曲应力：截面上的扭矩：t=3261.2n截面上的扭转切应力：。过盈配合处的值，用插入法取出，并取k/=08,于是得： 轴按磨削加工，得表面质量系数为,则可公式可得综合系数值为, k所以轴在截面右侧的安全系数为：s s s 故可知其安全第五节 轴承的校核（一） 高速级轴的轴承的校核 初步选滚动轴承：因轴承受有径向力和轴向力作用，选用深沟球轴承d=25mm.选取0组游隙，标准的深沟球轴承6005，基本尺寸 d*d*t=25*47*12mm.1、轴承的受力分析 fr ft fh1 f h2 fv1 f v2 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩：t 轴承的垂直面的支座反力分别为：f4.59n；f29.39n；所处轴承的水平面的支座反力分别为f=57.60n；f=35.75n； 根据受力分析及实际情况，选择深沟球轴承。轴承型号为：60052、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击，查表13-6得冲击载荷系数：轴承a受的径向力f=57.81n；轴承b受的径向力：f=57.81n；3、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承b来计算轴承寿命。l3.0510h实际工作需要的时间为l=24*300*20=144000h，故所选轴承满足寿命要求。（二）中间级轴承的设计与校核1、 中间级受力分析 作用在中间级大齿轮（从动轮）上的力为：圆周力： f=n,径向力： f= f 其所受力的方向与高速级小齿轮的方向相反，大小相同。作用在中间级小齿轮（主动轮）上的力为： 圆周力：f=n, 径向力:f= f2、计算轴上的支反力垂直面的支座反力分别为： ff水平面的支座反力分别为：f,f3、轴承的选择与计算根据受力分析及实际情况，选择深沟球轴承，型号为6008。轴承a受的径向力：f=59.98n；轴承b受的径向力：f=233.73n；4、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承b来计算轴承寿命。l1.07h实际需要的工作时间是l=24*300*20=144000h，故所选轴承满足寿命要求。（三）低速级轴承的设计与计算1、 低速级轴和轴承所受的力圆周力：f=n,径向力f= f作用在低速级齿轮上的力为：轴承的垂直面的支座反力分别为：f,f轴承的水平面的支座反力分别为：f,f；2、 初选轴承型号根据受力分析及实际情况，初选深沟球轴承(6006型) ,轴承代号:6006.内径为30mm、0级公差、0组游隙的深沟球轴承。3、 计算轴承受的径向力轴承a：f=173.73n；轴承b：f=224.23n；5轴承寿命计算与校核因：，则按轴承b来计算轴承寿命。l7.6h实际工作需要的时间l=24*300*20=144000h，故所选轴承满足寿命要求。 第六章 键的选择与校核设定输入轴与联轴器之间的键为1 ，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与联轴器之间的键为键5。 键的类型 图 1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（a型） b= 10 mm h=8mm l=50mm 键2：圆头普通平键（a型） b=8mm h=7mm l=20mm键3：圆头普通平键（a型） b=12mm h=8mm l=28mm 键4：圆头普通平键（a型） b=16mm h=10mm l=56mm 键5：圆头普通平键（a型） b=18mm h=11mm l=50mm 键6：圆头普通平键（a型） b=8mm h=7mm l=20mm 2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距t1=20.89nm键2受到的转距t2=78.61nm键3受到的转距t2=78.61nm键4受到的转距t4=489.24nm键5受到的转距t5=489.24nm键的材料为钢，轻微冲击，为100120mp，取=110 mp键的校核公式：（k=0.5h l=l-b d为轴的直径）所以：校核第一个键：校核第二个键：校核第三个键：校核第四个键：校核第五个键：第七节 轴承的润滑及密封 根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于2m/s,所以润滑可以