毕业设计（论文）-带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器（含全套CAD图纸） .doc

毕业设计任务书姓名： 专业： 班级： 学号： 设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器工作条件：输送机连续工作，单项运转，载荷变化不大，使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为0.5%原始数据：输送带拉力f（n）=15000n 输送带速度v(m/s)=0.5 m/s 滚筒直径d(mm)=500 mm设计工作量：1、减速器装配图1张2、轴零件图1张3、齿轮零件图1张4、设计说明书1份5、减速器箱体零件图1张全套设计，联系153893706指导教师： 开始时间： 年 月 日 完成时间： 年 月 日目 录第一节 毕业设计概述3一、毕业设计的目的3二、毕业设计的内容和任务3三、毕业设计的步骤4第二节 传动装置的总体设计4一、拟定传动方案5二、选择原动机电动机7三、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配10四、计算传动装置的运动和动力参数10第三节 传动零件的设计计算13一、减速箱外传动零件带传动设计13二、减速器内传动零件高速级齿轮设计15三、减速器内传动零件低速级齿轮设计21四、轴的设计输入轴的设计26五、轴的设计输出轴的设计31第四节 部件的选择与设计36一、轴承的选择36二、输入轴输出轴键连接的选择及强度计算38三、轴承端盖的设计与选择41四、滚动轴承的润滑和密封41五、其它结构设计42总结44参考文献45第一节 毕业设计概述一、毕业设计的目的毕业设计目的在于培养学生机械设计能力。毕业设计是完成全部本科课程后的一个重要的必不要少的实践性教学环节，是机械制造及自动化专业学生最后一次较为全面的机械设计训练，其目的为：1 通过毕业设计培养学生综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2 通过毕业设计的实践使学生掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。3 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。二、设计的内容和任务1、毕业设计的内容本毕业设计选择齿轮减速器为设计课题，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（4）绘制减速器装配图及典型零件图（有条件可用autocad绘制）；（5）编写设计计算说明书。2、课程设计的任务（1）减速器装配图1张（0号图纸）（2）输入轴输出轴零件图各1张（3）齿轮零件图1张（4）减速器箱体零件图1张（5）设计说明书1份三、课程设计的步骤毕业设计是一次较全面较系统的机械设计训练，因此应遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：1 设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，拆装减速器，熟悉设计对象。2 传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。3 传动件设计计算 设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并选好联轴器的类型和规格。一般先计算外传动件、后计算内传动件。4 装配图设计 计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。5 零件工作图设计 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。6 编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出设计总结。第二节 传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。一、拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，学生应根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。现考虑有以下几种传动方案如下图所示： a) b) i c) d)带式运输机传动方案比较传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。下面为图1中a、b、c、d几种方案的比较。 a方案 宽度和长度尺寸较大，带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。但若用于链式或板式运输机，有过载保护作用； b方案 结构紧凑，若在大功率和长期运转条件下使用，则由于蜗杆传动效率低，功率损耗大，很不经济；c方案 宽度尺寸小,适于在恶劣环境下长期连续工作.但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难；d方案 与b方案相比较,宽度尺寸较大，输入轴线与工作机位置是水平位置。宜在恶劣环境下长期工作。根据传动要求，故选择方案d，采用v带传动和二级圆柱齿轮减速器传动。1v带传动；2电动机；3圆柱传动减速器；4联轴器；5输送带；6滚筒二、选择原动机电动机电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。1、选择电动机类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较广的y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。2、确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。本课程设计的题目为长期连续运转、载荷平稳的机械，确定电动机功率的原则是： 电动机的额定功率 电动机的输出功率工作机的输入功率电动机至工作机间的总效率分别为传动装置中各传动副（齿轮、蜗杆、带或链、轴承、联轴器）的效率，设计时可参考下表选取。机械传动和轴承效率的概略值类型 效率开式闭式圆柱齿轮传动0.940.960.960.99v带传动0.940.97滚动轴承（每对）0.980.995弹性联轴器0.990.995因此:最终可得所需电动机的功率为:=9.88kw因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。查手册，由y系列电动机技术数据，选定电动机的额定功率为11kw.计算传动装置的总效率时需注意以下几点：（1）若表中所列为效率值的范围时，一般可取中间值（2）同类型的几对传动副、轴承或联轴器，均应单独计入总效率（3）轴承效率均指一对轴承的效率3、确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。三相异步电动机常用的同步转速有，常选用的电动机。设计时可由工作机的转速要求和传动结构的合理传动比范围，推算出电动机转速的可选范围，即电动机可选转速范围各级传动机构的合理传动比范围由选定的电动机类型、结构、容量和转速查手册，查出电动机型号，并记录其型号、额定功率、满载转速、中心高、轴伸尺寸、键联接尺寸等。设计传动装置时，一般按电动机的实际输出功率计算，转速则取满载转速。滚筒轴工作转速： =19.1由手册查得，通常v带传动的传动比，二级圆柱齿轮减速器传动比，因此总传动比的范围为： 故电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有730，970，1460，的总传动比过大（为其它的两到三倍），传动装置外廓尺寸大，制造成本高、结构不紧凑，故不采用。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，采取y160m-4型号较为合适。三、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动比对于多级传动计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷 ，分配各级传动比时应注意以下几点：1、各级传动的传动比应在推荐的范围之内选取。2、应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。3、应使各传动件的尺寸协调，结构匀称合理，避免相互干涉碰撞。一般应使带的传动比小于齿轮传动的传动比。一般对于展开式二级圆柱齿轮减速器，推荐高速级传动比或；同轴式则取。（一） 总传动比：（二） 分配传动装置各级传动比：由手册取v带传动的传动比.7，则减速器的传动比为i为取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比5, 则低速级的传动比4.13。四、计算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。1、各轴的转速： 式中的为电动机的满载速度、分别为1、2、3轴的转速、分别为电动机与1轴、1轴与2轴、2轴与3轴的传动比2、各轴的输入功率： 为电动机的输出功率，分别为 1 、2、 3轴的输入功率，分别为电动机轴与1轴、1轴与2轴、2轴与3轴间的传动效率。3、各轴转矩： 分别为1、 2、 3 轴的输入转矩为电动机轴的输出转矩 1) 0轴(电机轴)：2) 1轴（高速轴）：110.9610.56kw1460/3.7394.6r/min =71.953.70.96=255.57nm3) 2轴（中间轴）：210.560.980.959.83kw394.6/578.92r/min=255.5750.980.95=1189.68nm4) 3轴（低速轴）：29.830.980.959.15kw /78.92/4.13=19.1r/min=1189.684.130.980.95=4574.36nm5) 4轴（滚筒轴）：24=9.150.980.978.7kw=19.1 r/min=4574.360.950.97=4215.27 nm13轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。即：110.9610.56kw210.560.980.959.83kw29.830.980.959.15kw24=9.150.980.978.7kw =71.953.70.96=255.57nm=255.5750.980.95=1189.68nm=1189.684.130.980.95=4574.36nm=4574.360.950.97=4215.27 nm运动和动力参数的计算结果汇总如下表：轴名功率p/kw转矩t (nm)转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴1171.9514603.754.1310.960.960.960.981轴10.56255.57394.62轴9.831189.6878.923轴9.154574.3619.1滚筒轴8.74215.2719.1第三节 传动零件的设计计算一、减速箱外传动零件带传动设计 1、带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。2、设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。3、注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。1. 确定功率并选定v带带型两班制工作，空载起动，查课本表86得：工作情况系数c根据和由图88选取a型普通v带。2. 确定带轮的基准直径根据图88查得主动轮的最小基准直径；根据式子计算从动轮的基准直径： 根据表87，选取d=250mm3. 验证带速根据式子有：带的速度在5m/s25m/s中，合适。4. 确定v带的基准长度和传动中心距根据传动的结构需要初定中心距： 初步确定中心距所需v带的基准长度： 从表83中取得基准长度由此可得实际轴间距：5. 确定小带轮包角6. 计算v带根数z； a型普通带，查表8-5a得 由查表8-5b得查表8-8得 由查表8-2得则有：取z=6根。7. 单根v带的预紧力表84查得，有：8. 作用在轴上的力9. 确定带轮的结构和尺寸、轮槽尺寸由教材表8-10，可得如下值：带轮宽：b=(z-1)e+2f=（6-1）15 + 210=95mm=80+22.75=85.5mm=240+22.75=245.5mm二、减速器内传动零件高速级齿轮设计齿轮类型：为使工作平稳，高速级选用直齿圆柱齿轮传动。精度：运输机为一般工作机器，速度不高，选用 7级精度。材料选择：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齿数：选小齿轮齿数z120，齿数z2i1z1=520100（一） 按齿面疲劳强度计算计算公式： 1) 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数（2） 选取区域系数（3） 查得（4） 计算小齿轮传递的转矩（5） 选取齿宽系数（6） 查得材料的弹性影响系数（7） 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（8） 计算应力循环次数：（9） 查得接触疲劳强度寿命系数 ， （10） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为s=1，得： 2) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 （2） 计算圆周速度 （3） 计算齿宽及模数 ，取其标准值2.5 （4） 计算载荷系数k 已知使用系数 根据，级精度，查得动载荷系数 由表10-4查得 由图10-13查得 假定，由表10-3查得（5） 故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得（6） 计算模数 ，查取标准模数值选择2.5.（二） 按齿根弯曲强度计算：计算公式：1) 确定计算参数（1） 计算载荷系数（2） 算当量齿数 （3） 查取齿形系数，由表10-5查得，（4） 查取应力校正系数，由表10-5查得，（5） 由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（6） 由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数： ，（7） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.4，则有：（8） 计算大小齿轮的并加以比较：可见大齿轮的数据大。2) 设计计算,对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，取1.7389并圆整为2.5则可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55.4101mm来计算应有的齿数。于是有：取，则，取（三） 尺寸计算：1) 计算中心距因值改变不多，故参数、等不必修正。2) 计算大、小齿轮的分度圆直径3) 计算大、小齿轮的齿根圆直径4) 计算大、小齿轮的齿顶圆直径5) 计算齿轮宽度圆整后取；6) 总结尺寸：分度圆直径：齿根圆直径： 齿顶圆直径：所以，小齿轮做成实心式齿轮，大齿轮做成腹板式齿轮。齿宽：（四） 验算：故假设正确。三、减速器内传动零件低速级齿轮设计齿轮类型：低速级选用直齿圆柱齿轮传动。精度：运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。材料选择：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。齿数：选小齿轮齿数z125，齿数z2i2z1=254.13103.25取z2=103（一） 按齿面接触疲劳强度计算： 计算公式：1) 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数（2） 计算小齿轮传递的转矩（3） 选取齿宽系数（4） 查得材料的弹性影响系数（5） 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） 计算应力循环次数：（7） 查得接触疲劳强度寿命系数 ， （8） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为s=1得：2) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值（2） 计算圆周速度v（3） 计算齿宽（4） 计算齿宽与齿高之比b/h（5） 计算载荷系数k根据，级精度，查得动载荷系数假设，由表10-3查得查得使用系数由表10-4查得由图10-13查得故载荷系数（6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得（7） 计算模数，这里按标准取模数值为4.5（二） 按齿根弯曲强度计算： 计算公式：1) 确定公式内的计算数值（1） 由图10-20查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2） 查得弯曲疲劳寿命系数，（3） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为s=1.4，于是有：（4） 计算载荷系数（5） 由表10-5查得查取齿形系数，（6） 由表10-5查得应力校正系数，（7） 计算大小齿轮的，并比较：可见大齿轮的数据大。2) 计算按接触强度算得的分度圆直径，由此有：小齿轮齿数，取大齿轮齿数，取 （三） 几何尺寸的计算：1) 计算分度圆直径2) 计算齿顶圆直径3) 计算齿根圆直径 4) 计算中心距5) 计算齿宽取6) 尺寸总结：分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮。齿根圆直径：中心距齿宽（四） 验算： 故假设正确。四、轴的设计输入轴的设计（一） 选择轴的材料由工作条件，初步选择45钢，调质处理，取。（二） 初步估算轴的最小直径由机械设计p355轴的常用材料及其主要力学性能查得，则，取。（三） 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案:如图（轴1），从左到右依次为轴承、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:1) 轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，带轮与轴的联接采用两个键来配合，因此，取，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，因，现取。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴肩处的直径。轴承端盖的总宽度为20mm，则。为了使轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面与带轮右端面的距离。2) 初步选用深沟球滚轴承，因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力，故选用深沟球滚轴承。由于轴的，故轴承的型号为6207，尺寸系列为02，正常结构，0级公差，0组游隙，其尺寸为，。故，。左轴承的右端采用轴肩定位，故。轴承端面至箱体内壁的距离，初步选择用润滑脂润滑轴承，取。3) 取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮1与轴的配合处采用两个键来连接，齿轮1左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径。轴环宽度，取，则；齿轮右端采用套筒定位。4) 因为高速轴和中间轴、低速轴的长度要统一，因此，齿轮1的中心线到左边轴承左端面的距离为74mm，齿轮1的中心线到右边轴承右端面的距离为164mm，故，齿轮左端到箱体的距离是。5) 齿轮1的右端采用套筒定位，。已知齿轮轮毂的宽度，为了使轴向定位可靠， 应略短于轮毂的宽度，并且零件外端面至箱体内壁的距离，故取，。至此，已初步确定轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位：齿轮1与轴的周向定位采用两个平键连接，按照，查普通平键和普通楔键的主要尺寸得：平键键面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。带轮与轴的周向定位采用两个平键连接，按照，查普通平键和普通楔键的主要尺寸得：平键键面，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为h7/n6。（4） 确定轴上圆角和倒角的尺寸：参考零件倒角c与圆角半径r的推荐值，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图：轴1。（四） 求轴上的载荷根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6207深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距:。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图。（1） 计算作用在轴上的力:对于带轮，作用在轴上的轴压力对于小齿轮1，有切向力径向力法向力（2） 计算支反力：以坐标方向为力的正方向。先求垂直面支反力：绕支点a的力矩和，得：，同理校核：计算无误。再求水平面支反力：绕支点a的力矩和，得：，同理校核：计算无误。（3） 计算弯矩：1) 垂直平面内的弯矩图，如图b c处弯矩：2) 水平面弯矩，图c c处弯矩：d处弯矩：3) 合成弯矩，图d c处弯矩：d处弯矩：（4） 绘制扭矩图：如图e, （5） 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（即危险截面d）的强度。取折合系数，轴的计算应力前面已经选定轴的材料为45钢调质，由机械设计p355轴的常用材料及其主要力学性能查得，。因此，故该轴是安全的。五、轴的设计输出轴的设计（一） 选择轴的材料由工作条件，初步选择45钢，调质处理，取。（二） 初步估算轴的最小直径由机械设计p355轴的常用材料及其主要力学性能查得，则，取。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，考虑到转矩变化小，故取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t5014-1985,选用hl4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250nmm。半联轴器的长度l=112mm,直径为40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。（三） 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案:如图（轴3），从左到右依次为轴承、轴套、小齿轮4、轴承、半联轴器。（2） 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度:1) 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，联轴器与轴的联接采用两个键来配合，因此，取，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，因，现取。联轴器的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴肩处的直径。轴承端盖的总宽度为20mm；为了使轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面到联轴器的距离为30mm，。2) 初步选用深沟球滚轴承，因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力，故选用深沟球滚轴承。由于轴的，故轴承的型号为6209，尺寸系列为02，正常结构，0级公差，0组游隙，其尺寸为，。故，。左轴承的右端采用轴肩定位，故。轴承端面至箱体内壁的距离，初步选择用润滑脂润滑轴承，取。3) 取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮1与轴的配合处采用两个键来连接，齿轮1左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径。轴环宽度，取，则；齿轮右端采用套筒定位。4) 因为低速轴和中间轴、高速轴的长度要统一，因此，齿轮4的中心线到左边轴承左端面的距离为154mm，齿轮1的中心线到右边轴承右端面的距离为84mm，故。5) 齿轮1的右端采用套筒定位，。已知齿轮轮毂的宽度，为了使轴向定位可靠， 应略短于轮毂的宽度，并且零件外端面至箱体内壁的距离，故取，。至此，已初步确定轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位齿轮4与轴的周向定位采用两个平键连接，按照，查普通平键和普通楔键的主要尺寸得：平键键面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。（4） 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考零件倒角c与圆角半径r的推荐值，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图：轴1。（四） 求轴上的载荷根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6207深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图:（1） 求作用在齿轮上的力:对于大齿轮4，有切向力径向力法向力 （2） 计算支反力：以坐标方向为力的正方向。先求垂直面支反力：绕支点b的力矩和，得：，同理校核：计算无误。再求水平面支反力：绕支点b的力矩和，得：，同理校核：计算无误。（3） 计算弯矩、绘弯矩图：1) 垂直平面内的弯矩图，如图b d处弯矩：2) 水平面弯矩，图c d处弯矩：3) 合成弯矩，图d d处弯矩：（4） 绘制扭矩图：如图e, （5） 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（即危险截面d）的强度。取折合系数，轴的计算应力前面已经选定轴的材料为45钢调质，由机械设计p355轴的常用材料及其主要力学性能查得，。因此，故该轴是安全的。第四节 部件的选择与设计一、轴承的选择高速轴轴承校核照以上轴的结构设计，初步选用型号深沟球轴承60000型 60轴承。1. 轴承的径向载荷轴承d 2268n轴承b 920n2. 轴承的轴向载荷轴承的派生轴向力 由手册查得30206型的轴承 758.5n 307.7n外部轴向力fa915n因为sd+fa758.5+9151673.5nsb，轴承b被压紧，所以两轴承的轴向力为adsd758.5n absd+fa1673.5n3. 计算径向当量动载荷从手册中查得，取载荷fp1.2轴承a ad/rd=758.5/2268=0.334e故取x0.4，查手册得 。则prbfp（xrbyab） 1.2（0.49201.491673.5）3433.8n4. 计算轴承寿命因为pdl h，所选轴承合适。中间轴轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号深沟球轴承60000型 45轴承1. 轴承的径向载荷轴承a ra8215n轴承b rb7423n2. 轴承的轴向载荷轴承的派生轴向力 由手册查得30307型的轴承sa 3540.9nsb 3199.6n外部轴向力fa886n因为sa+fa3540.9+886sb=3199.6，轴承b被压紧，所以两轴承的轴向力为aasa3540.9n absa+fa4426.9n3. 计算径向当量动载荷从手册中查得0.52，课本表136取载荷fp1.2轴承a aa/ra=3540.9/8215=0.431e故取x0.4，查手册得 1.16则prbfp（xrbyab） 1.2（0.474231.164426.9） 9925.28n4. 计算轴承寿命因为pal h，所选轴承合适。低速轴轴承校核选用深沟球轴承619091. 轴承的径向力轴承1 7325n轴承2 4801n 因为 ，以轴承1为校核对象 pr=7325n=49563h轴承的预期计算寿命1030028=48000hl hl h，所选轴承合适。二、输入轴输出轴键连接的选择及强度计算高速轴上键的选择和校核带轮处键位于轴端，选择 键 c863 gb109679查表得公称尺寸bh=87 ，长度l=63mm键材料用45钢，查课本得许用应力p100120mpa键的工作长度：ll-b/263-459mmk0.5h0.573.5mm。小齿轮与轴做成一体，故不需要用键联结。中间轴上键的选择和校核键材料用45钢，查得许用应力p100120mpa。两齿轮均选键如下： 键1，直齿小齿轮与轴：键 1456 gb109679 键2，大齿轮与轴：键 b1425 gb109679（1） 对键1，公称尺寸为bh=149，长度l=56mm键的工作长度ll-b56-1442mmk0.5h0.594.5mm。（2） 对键2，公称尺寸为bh=149，长度l=25mm键的工作长度ll25mmk0.5h0.594.5mm。低速轴上键的选择和校核键材料用45钢，查得许用应力p100120mpa。大直齿轮与低速轴的连接，选a型键：选 键 1863 gb109679公称尺寸为bh=1811，长度l=63mm键的工作长度ll-b63-1845mmk0.5h0.5115.5mm。低速轴与半联轴器键材料用45钢，查得许用应力p100120mpa。键位于轴端，选择 键 c1470 gb109679，查表得公称尺寸bh=149 长度l=70mm键的工作长度ll-b/270-14/263mmk0.5h0.594.5mm。联轴器的选择与校核因为联轴器的传动功率小，转速低，轻微震动，转矩较大，工作温度不高，兼顾经济性，故先选择弹性套柱销hl5联轴器。材料为锻钢35。由表查得工作情况系数k=1.5，则计算转矩：tc=kt=2958.25 nm 按计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册(软件版)r2.0，选用hl6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150 nm，符合条件。联轴器的孔径d160mm，半联轴器长度l142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度取l1107mm三、轴承端盖的设计与选择轴承端盖是用来固定轴承的位置、调整轴承间隙并承受轴向力的，轴承端盖的结构形式有凸缘式和嵌入式两种，轴承盖的结构如下表所示： 螺钉联接外装式轴承盖 嵌入式轴承端盖四、滚动轴承的润滑和密封1、脂润滑 当