河北工程大学机械设计课程设计带式输送机.docx

河北工程大学机械设计课程设计成绩：_机械产品设计项目设计说明书设计题目：带式输送机传动装置设计专业班级：机制2013学生姓名：学号：指导教师：河北工程大学机电学院2015 年 12月 20 日目录一、设计任务书 1二、传动方案分析 3三、电动机的选择 3四、v带的设计计算7五、传动零件的设计及计算9（一）高速齿轮传动 9（二）低速级齿轮传动 18六、轴的设计计算及初步选择键与联轴器 27（一）输入轴的设计计算27（二）中间轴的设计计算31（三）输出轴的设计计算35七、滚动轴承的选择和校核 40八、键联接的选择及校核计算 43九、润滑和密封方式的设计 45十、箱体的结构设计 45十一、设计总结 47十二、参考文献 47一、设计任务书一、设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由输送带完成运送机器零、部件的工作。2、机器工作条件（1）载荷性质单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境室内工作，有粉尘，环境温度不超过35c；（3）运动要求输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源电力拖动，三相交流，电压380/220v；（6）检修周期半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件中型机械厂，小批量生产。3、工作装置技术数据（1）输送带工作拉力: kn；（2）输送带工作速度: m/s；（3）滚筒直径：mm.二、设计任务1、设计工作内容（1）胶带输送机传动系统方案设计（包括方案构思、比选、决策）；（2）选择电动机型号及规格；（3）传动装置的运动和动力参数计算；（4）减速器设计(包括传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计)；（5）v带(或链)传动选型设计；（6）联轴器选型设计；（7）绘制减速器装配图和零件工作图；（8）编写设计说明书；（9）设计答辩。2、提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件名）各1份。内容包括：（1）减速器装配图一张；（2）零件图2张 (完成的传动零件、轴和箱体的名称)；（3）设计计算说明书一份。三、设计中应注意事项1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。2.设计中要贯彻标准。（标准件和标准尺寸）3.全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。5.设计过程中注意培养独立工作能力。6.提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。四、设计阶段1.计划阶段；2.方案设计；3.技术设计；4.设计文件汇总。五、完成时间要求在2015年12月20日之前完成全部设计任务。指导教师：姚贵英2015年10月8日48二、传动方案分析传动方案：电机带传动两级圆柱齿轮减速器工作机总体传动简图图1-1三、电动机的选择3.1电动机类型的选择按工作条件和要求选用一般用途的y系列三相异步电动机，卧式封闭。3.2电动机容量计算电动机所需的工作效率为：电动机功率;-工作机所需功率;工作机所需要功率为：传动装置的总效率为：按表2-3确定各部分效率：v带传动效率，滚动轴承传动效率，闭式齿轮传动效率,联轴器效率，传动滚筒效率，则减速器传动的总效率：所需电动机功率为：选择的电动机的额定功率要略大于，由y系列三相异步电动机技术数据,选择电动机额定为7.5kw。3.3确定电动机转速工作机卷筒的转速为其中：v-输送带的速度（m/s）d-提升机鼓轮的直径（mm）电动机转速的可调范围：，其中：，取v带传动比：，二级圆柱齿轮减速器传动比：所以电动机转速的可选范围为根据、，查阅相关手册得到符合这一范围的同步转速有，和。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为的电动机。表3.1 y160l8型电动机主要参数电动机型号额定功率（kw）同步转速n（）满载转速n（）y132m-47.5150014003.4确定传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比为：取带传动比为，则圆柱直齿轮高级速传动比和低级速传动比的乘积为。因为，取，经计算得：，。3.5计算传动装置的运动及动力参数计算各轴转速：轴：轴：轴：轴：各级效率：第一级效率：第二级效率：第三级效率：第四级效率：计算各轴的输入功率：轴：轴：轴：轴：计算各轴的输出转矩：电动机所需的实际转矩即为电动机的输出转矩：轴：轴:轴：轴：3.6.将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表：轴名功率 p/kw转矩 t/nm转速nr/min传动比i输入输出输入输出电机轴7.549.7414403输入轴7.13141.76480中间轴6.99619.60107.624.46输出轴6.782061.4931.383.43四、v带的设计计算4.1确定计算功率由表8-8查得工作情况系数，故4.2选择v带的带型根据和小带轮转速查表可知，选用a型v带。4.3确定带轮基准直径并验算带速v:（1）初选小带轮直径，小带轮直径,根据基准直径系列初选，初选（2）验算带速v:因为5m/sv30m/s,故带速合适。（3）计算大带轮的直径：根据表8-9，取整为。4.4确定v带中心距a和基准长度（1）根据，初定中心距。（2）计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度。（3） 计算实际中心距所以，中心距的变化范围为。4.5验算小带轮上的包角4.6计算带的根数z（1）计算单根v带的额定功率由和，查表8-4得。根据，和a型带，查表8-5算得。查表8-6得，表8-2得，于是（2）计算v带的根数z4.7计算单根v带的初拉力的最小值由表8-3得a型带的单位长度质量，所以应使带的实际初拉力4.8计算压轴力压轴力的最小值为由以上计算可得带的选择如下：带类型：普通v带a型；长度2200mm；根数5根；传动中心距823.2mm;带轮基准直径125mm(主)，375mm(从)。五、传动零件的设计及计算（一）高速级齿轮传动5.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿轮选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为40cr(调质)，齿面硬度为280hbs,大齿轮材料为45刚（调质），齿面硬度为240hbs。3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数取107。5.1.2齿轮强度设计 1.按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮的传递转矩由前面算得3）由表107选取齿宽系数。4）由图1020查得区域系数。5）由表105查得材料的弹性影响系数。6）计算接触疲劳强度用重合度系数。7）计算接触疲劳许用应力。由图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数8）由图1023取接触疲劳强度寿命系数，。取失效概率为1%、安全系数s=1，得接触疲劳许用应力取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即试算小齿轮分度圆直径，有计算（2）调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。1）计算圆周速度2）齿宽b计算实际载荷系数。由表102差得使用系数，根据，7级精度，由图108查的动载系数。齿轮的圆周力。查表103得齿间载荷分配系数。由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此得到实际载荷系数按实际载荷数算的的分度圆直径及相应的齿轮模数5.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数确定计算参数1）试选。2）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 3）计算查齿形系数由图1017查得；查取应力校正系数由图1018查得；由图1024c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限。由图1022取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4。因为大齿轮的大于小齿轮，所以取试计算模数（2）调整齿轮模数圆周速度齿宽b计算实际载荷系数根据，7级精度，由图108查的动载系数。由查表103得齿间载荷分配系数。由表104用插值法查得，结合查图1013得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳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疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的的模数1.88mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。这样设计的齿轮传动，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。5.1.4几何尺寸计算 1）计算分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽（510）mm，即取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。5.1.5圆整中心距后的强度校上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行调整。采用变位法将中心距就近圆整至。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如、m、b等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。计算变位系数和1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。从图1021a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。由图1021b可知，坐标点位于l17和l9线之间。齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度强度校核根据，7级精度，由图108查的动载系数。由查表103得齿间载荷分配系数。由表104用插值法查得，结合查图1013得。则载荷系数为2.451.642.171.821齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5.1.6主要设计结论齿数z1=37，z2=165，模数m=2mm，压力角，中心距a=200mm，齿宽b1=80mm，b2=74mm。小齿轮选用40cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮安七级精度设计。（二）低速级齿轮传动5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿轮选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为40cr(调质)，齿面硬度为280hbs,大齿轮材料为45刚（调质），齿面硬度为240hbs。3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数取83。5.2.2齿轮强度设计按齿面接触强度设计（1） 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮的传递转矩由前面算得3）由表107选取齿宽系数。4）由图1020查得区域系数。5）由表105查得材料的弹性影响系数。6）计算接触疲劳强度用重合度系数。7）计算接触疲劳许用应力。由图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数由图1023取接触疲劳强度寿命系数，。取失效概率为1%、安全系数s=1，得接触疲劳许用应力取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。2）计算圆周速度 3）齿宽b计算实际载荷系数。由表102差得使用系数，根据，7级精度，由图108查的动载系数。齿轮的圆周力。查表103得齿间载荷分配系数。由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此得到实际载荷系数按实际载荷数算的的分度圆直径及相应的齿轮模数5.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数确定计算参数1）试选。2）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。3）计算查齿形系数由图1017查得；。查取应力校正系数由图1018查得；。由图1024c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限由图1022取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4。因为大齿轮的大于小齿轮，所以取试计算模数调整齿轮模数圆周速度齿宽b计算实际载荷系数根据，7级精度，由图108查的动载系数。由查表103得齿间载荷分配系数。由表104用插值法查得，结合查图1013得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳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疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的的模数1.65mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。这样设计的齿轮传动，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。5.2.4几何尺寸计算1）计算分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽（510）mm，即取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。5.2.5圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行调整。采用变位法将中心距就近圆整至。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如、m、b等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。计算变位系数和1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。从图1021a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。由图1021b可知，坐标点位于l11和l12线之间。齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度强度校核根据，7级精度，由图108查的动载系数。由查表103得齿间载荷分配系数。由表104用插值法查得，结合查图1013得。则载荷系数为2.31.82.151齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5.2.6主要设计结论齿数z1=59，z2=202，模数m=2mm，压力角，中心距a=260mm，齿宽b1=125mm，b2=118mm。小齿轮选用40cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮安七级精度设计。6、 轴的设计计算及初步选择键与联轴器（一）输入轴的设计计算6.1.1输入轴上的功率,转速，转矩由前面已经算出，求作用在齿轮上的力轴（高速级）的小齿轮的直径，有圆周力:径向力：6.1.2初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-3，取，因轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=29.4mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=29mm，查p160知带轮宽l=（1.5-2）dmm故此段轴长取50mm。即6.1.3输入轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案装配图如下图6-1（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1)因-要有一轴肩，取2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307型。其尺寸为故;而,左端轴承进行轴肩定位，查表得，h=4.5mm,右轴承采用套筒定位。3）-轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于-轴段的直径，可取，齿轮右端用套筒固定，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度，已知齿宽b1=80mm，故选取-轴段的长度为。齿轮左端用轴间定位则。4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取。5）取齿轮距箱体内壁之距离,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度t=22.75mm,则6）根据箱体宽，取6.1.4轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为60mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为；同样带轮与轴的连接，选用平键为，带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。6.1.5确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为c2，各轴肩处的圆角半径见输入轴零件图。6.1.6求轴上的载荷。首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取c 值。对于30307型圆锥滚子轴承，查得c=18，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。且可得。先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图所示t从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面-是轴的危险截面。现将计算出的截面-段处的，和的值如下：6.1.7按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。，因此安全。(二)中间轴的设计计算6.2.1中间轴上的功率,转速，转矩由前面已经算出，6.2.2求作用在齿轮上的力低速级的小齿轮与大齿轮啮合，其轴向力，径向力，圆周力，都是作用力和反作用力，高速级的齿轮也一样，其轴向力，圆周力，径向力，都是作用力和反作用力，大小相等，方向相反。则低速级高速级6.2.3初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-3,取，这是轴的最小直径，因轴与齿轮通过一个键联接，所以与小齿轮联接处的最小轴径要增大5%7%，则取，它应该是与轴承配合处的直径。6.2.4中间轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用下图的装配方案。图6-2（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）初步选择滚动轴承轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选定最小直径，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，则=，左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得30310型轴承定位轴肩高度h=5mm,因此，安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取。 2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为b2=74mm,b1=125mm。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度约为23mm故取，。大齿轮的左端与小齿轮的右端采用轴环定位，轴肩高度，则轴环处的直径。取轴环宽度，即两齿轮间隙。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取。根据输出轴，小齿轮距箱体内壁为，则，根据输入轴，大齿轮距箱体内壁为，则。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.2.5轴上零件的周向定位齿轮轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，大齿轮对应的键长为55mm，小齿轮对应的键长为100mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为；。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。6.2.6确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为c2，各轴肩处的圆角半径见零件图。6.2.7 求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取c值对于30310型圆锥滚子轴承，查得c=23，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。可计算出，所以。先作出轴上的受力图、弯矩图和扭矩图如图所示：t从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面-是轴的危险截面。现将计算出的截面-段处的，和的值如下：6.2.8 按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。，因此安全。(三)输出轴的设计计算6.3.1输出轴上的功率,转速，转矩由前面已经算出，。已知低速级大齿轮的分度圆直径6.3.2求作用在齿轮上的力输出轴的小齿轮的直径，有圆周力:径向力：6.3.3初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-3，取，输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号由表14-1，查得则：查表得选用lx5型弹性柱销联轴器,许用转矩为许用最大转速为,考虑到联轴器与轴之间存在键槽，轴直径须增大5%-7%。半联轴器的孔径故取，半联轴器的长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度。6.3.4输出轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，选用上图的装配方案。图6-3（2）根据轴向定位的要确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径，半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据,由轴承产目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317型.其尺寸为故;而。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得30317型轴承定位轴肩高度h=7mm,因此，。3）取安装齿轮处的轴段; 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为118mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取。齿轮的左端采用轴肩定位,轴间高度h=（23）r，查表15-2,得r=2.5mm，故取h=11取轴环宽度,取。4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取.这仅是初步确定，等到安装时，还要考虑密封等装置。 5）取齿轮距箱体内壁之距离,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取,已知滚动轴承宽度t=44.5mm,则6）根据箱体宽，取6.3.5轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为100mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。6.3.6确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为c2，各轴肩处的圆角半径见输出轴零件图。6.3.7求轴上的载荷。首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取c值。对于30317型圆锥滚子轴承，查得c=34，因此，作为简支粱的轴的支撑跨距。且可得。先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图所示从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面-是轴的危险截面。现将计算出的截面-段处的，和的值如下6.3.8按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。，因此安全。七、滚动轴承的选择和校核1.输入轴的轴承的选择和校核该轴上所选的轴承为单列圆锥滚子轴承30307型.其尺寸为1)径向力2)轴向力查表得30307轴承e=0.31,y=1.9,c=75200n3）求轴承当量动载荷,又因为根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1 对轴承2 根据轴承运转受的载荷，取，则4）轴承寿命的校核，查设计手册得c=75200 n，又，所以有,故满足要求。2.中间轴上的轴承的选择和校核标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为1)径向力2)轴向力查表得30310轴承e=0.35,y=1.7,c=1300003）求轴承当量动载荷,又因为根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1 对轴承2 因轴承运转受中等载荷，取，则4）轴承寿命的校核，查设计手册得cr=130000n，又，所以有,故满足要求。3.输出轴上的轴承的选择及校核标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317型.其尺寸为 1)径向力2)轴向力查表得30312轴承e=0.83,y=0.7,c=255000n3）求轴承当量动载荷,又因为根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1 对轴承2 因轴承运转受中等载荷，取，则4）轴承寿命的校核，查设计手册得cr=19500 n，又，所以有,故满足要求。八、键联接的选择及校核计算1.输入轴选择的键及其校核由前面轴的设计已选出键的类型，齿轮上的键,为圆头平键，工作长度，因为键的材料为钢，而且有轻微冲击,，所以安全。带轮上的键,为普通平键，因为键的材料为钢，而且有轻微冲击,，所以安全。2.中间轴选择的键及其校核由前面轴的设计已选出键的类型，大齿轮上的键，为圆头平键，工作长度，,因为键的材料为钢，而且有轻微冲击,，所以安全。小齿轮上的键，为圆头平键，工作长度，,因为键的材料为钢，而且有轻微冲击,，所以安全。3.输出轴选择的键及其校核由轴的设计已初步把键的类型选择，联轴器上的键，普通平键,因为键的材料为钢，而且有轻微冲击，所以安全。齿轮上的键,为圆头平键，工作