机械设计课程设计-二级齿轮减速箱的总体设计.docx

xx大学机械与电气工程学院课程设计报告设计题目: 链式输送机传动装置 专业班级: xx 姓 名: xx 学号: xx 指导老师: xx 完成日期: xx 一、课 程 设 计 任 务 书设计题目链式输送机传动装置的设计学生姓名xx所在院系机电学院专业、年级、班xx设计要求：设计链式输送机传动装置原始数据：题号12345678输送牵引力f/n25002800300035004000450050006000输送链速度v/(m/s)0.250.250.180.200.150.160.160.14输送链节距p/mm1001001001008080100100输送链齿数z1817161414151714已知条件：1.输送牵引力f=3500n；2.输送链速度v=0.20m/s；3.输送链轮齿数z=14；4.输送链节距p=100mm；5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；6.使用期限 20年；7.生产批量 20台；8.生产条件 中等规模机械厂，可加工68级精度齿轮和78级精度蜗轮；9.动力来源 电力,三相交流380/220v；10.检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。二、传动方案拟定a)工作条件：1.输送牵引力f=3500n；2.输送链速度v=0.20m/s；3.输送链轮齿数z=14；4.输送链节距p=100mm；5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；6.使用期限 20年；7.生产批量 20台；8.生产条件 中等规模机械厂，可加工68级精度齿轮和78级精度蜗轮；9.动力来源 电力,三相交流380/220v；10.检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。b)原始数据：题号12345678输送牵引力f/n25002800300035004000450050006000输送链速度v/(m/s)0.250.250.180.200.150.160.160.14输送链节距p/mm1001001001008080100100输送链齿数z1817161414151714选择第四组数据进行计算。c）传动方案见下图1-1图1-1链式输送机传动简图1-电动机；2-v带轮；3-减速器；4-直齿齿轮传动；5-链轮传动链轮的转速：解得：（p链节距，z1主动链轮的齿数，n主链轮的转速r/min，v链轮的平均速度）三、电机的选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：(2)电机所需的工作功率：因此要求选择电机的功率必须大于884w。电动机功率选择：因此要求选择电机的功率必须大于838w。根据工作要求选择三相异步电动机，初选以下种型号的电机。传动比方案电动机型号额定功率/kw电动机满 载转速/（r）电动机重量/kg堵转转矩最大转矩 额定转矩额定转矩1y802-40.751390182.32.32y132s-61.11400222.32.33y100l2-41.51400272.32.3若选择y80m2-4则：p=559w若选择y90s-4则：p=858w若选择y90l-4则：p=1070w故选择y90s-4型号的电机，即功率为1100w，效率为78%，转速为1400r/min四、总传动比的确定与分配：1. 总传动比：2. 各级传动比的分配带传动的传动比：高速级齿轮的传动比：低速级齿轮的传动比：链传动传动比：3.各轴转速计算： 4.各轴输入功率计算： 5.各轴转矩计算：五、带轮的设计计算设计项目计算及说明计算结果1.确定功率pca=kap查表得ka=1.2，则pca=kap=1.20.8580kw=1.03kw2.选择带型n1=1400r/min,pc=1.03kw，选择z型v带3.确定带轮基准直径选取小带轮基准直径为dd1=71mm,则大带轮直径为dd2=idd1=713.4mm=241.4选取标准值dd2=250mm。4.验算带速v=dd1n1601000=711400601000=5.2m/s带速在525m/s范围内。pca=1.03kwz型v带dd2=250mmv=5.2m/s设计项目计算及说明z型v带材料为ht150d1=45mm1.确定功率pca=kap查表得ka=1.2，则pca=kap=1.20.8580kw=1.03kw2.选择带型n1=1400r/min,pc=1.03kw，选择z型v带3.确定带轮基准直径选取小带轮基准直径为dd1=71mm,则大带轮直径为dd2=idd1=713.4mm=241.4选取标准值dd2=250mm。4.验算带速v=dd1n1601000=711400601000=5.2m/s带速在525m/s范围内。5. 确定带的基准长度ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距a0。由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)即225mma0642mm为使结构紧凑，取低值，a0=400mmld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2400+271+250+71-25024400=1324.25mm由gb/t 13575.1-2008选取基准长度ld=1330mm 因此，实际中心距a为aa0+0.5ld-ld0=400+0.51330-1324.25=403mmm6.要求1=180-57.3add2-dd1=180-250-7140357.3 =1541207.确定v带根数（1)计算单根v带功率pr由dd1=71mm，n1=1400r/min,查得p0=0.3kw根据n1=1400r/min，i=3.4和z型带，查得p0=0.03kw根据1=154查得k=0.93。根据ld=1330mm，查得kl=1.13,于pr=p0+p0kkl=0.3+0.030.931.13=0.347kw（2)计算v带根数z=pcapr=1.030.347=2.97取z=38.计算初拉力查的v带的质量m=0.06kg/m，则初拉力为f0=500pcazv2.5-kk+qv2 =5001.0335.202.5-0.930.93+0.065.202=57.35n9.计算作用在轴上的压力fq=2zf0sin12=2357.35sin1542n=335.65n10.带轮结构设计（1）材料选择经选择，采用材料为ht150。（2）小带轮结构采用实心式，查得电动机直径d=24mm查得其l带轮=1.52d=3648mm。取l带轮=40mm最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：b轮缘=z-1e+2f=3-112+27 =38mmd1=1.82d=(1.82)24mm=43.248mm取d1=45mm（3）大带轮结构采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行六、齿轮的设计计算1、高速级齿轮的设计1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）材料选择。选择小齿轮的材料为40cr（调质），硬度为280hbs就，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。4）初选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取1.2按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即：（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）查表得齿宽系数。4）查表得材料的弹性影响系数5）由设计手册中齿轮的弯曲疲劳强度极限的表查得，选取极限应力的中间偏下值，即在mq及ml中间选值。按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳极限。6）计算应力循环次数7）查表可知，接触疲劳寿命系数，8）计算接触疲劳需用应力取失效概率为1%，安全系数s=1得：=0.92600=552 =0.98550=539 （2）计算1）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2）计算圆周速度3）计算齿宽b4）计算齿宽与齿高比模数 齿高 5）计算载荷系数根据，7级精度，查表可得：动载系数使用系数直齿轮齿向载荷分布系数故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7）计算模数1.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式：（1）确定公式内的各计算数值1）查表可小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限2）查表得，弯曲疲劳寿命系数，3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由公式：=4）计算载荷系数5）查取齿形系数。查表得：齿形系数、，应力校正系数、；7）计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大（2）设计计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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1.106圆整为标准值m=1.5，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，有满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1.4几何尺寸设计、（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取，设计结果（高速级齿轮设计）：小齿轮大齿轮模数m1.51.5齿数2699齿轮宽度4539分度圆直径39148.5中心距93.752低速级齿轮设计2.1齿轮的材料及齿数与高速齿轮相同，小齿轮的材料为40cr（调质），硬度为280hbs就，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。2.2低速级齿轮传动比分配为1:3.83.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即3.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数。3.1.1计算小齿轮传递的转矩。 3.1.2由表4-4选取齿宽系数。3.1.3由式计算应力循环次数。j：齿轮每转一圈，同一齿面啮合的次数；：齿轮的工作寿命 3.2 计算3.2.1试算小齿轮分度圆直径，代入中比较小的值。 3.2.2计算圆周速度v。 3.2.3计算齿宽b。3.2.4计算齿宽与齿高之比。3.2.5模数 3.2.6齿高 3.2.7计算载荷系数。根据v=0.125m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，；由工作载荷状况为均匀平稳，原动机为电动机，查设计书查得使用系数；由设计书表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。由，；查设计书中图10-13得；故载荷系数 3.2.8按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得3.2.9计算模数m。，4.按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为4.1确定公式内的各计算数值4.1.1由设计书中10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；4.1.2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数4.1.3计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式得4.1.4计算载荷系数k。4.1.5查取齿形系数由表10-5查得。4.1.6查取应力校正系数。由表10-5查得。1） 计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。4.2设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.95并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数 这样设计出得齿轮传动，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.几何尺寸计算9.1计算分度圆直径5.2计算中心距5.3计算齿轮宽度总的齿轮的设计结果如下：设计结果：低速级齿轮设计低速级齿轮设计结果分度圆直径58mm220mm中心距139mm齿轮宽度大齿轮58mm小齿轮63mm模数1.0mm齿数29111设计结果：高速级齿轮设计高速级齿轮设计结果分度圆直径39mm148.5中心距94.5mm齿轮宽度大齿轮39小齿轮45mm模数1.5mm齿数2699七、链轮的设计输入功率p=1.10.780.950.960.96kw=0.75kw，转速n3=30.1r/min,传送比i=3.5，n4=30.13.5r/min=8.6r/min设计项目计算及说明z1=17z2=60a0=800mmlp=110节1.链轮齿数取小链轮齿数z1=17,大链轮齿数为z2=iz1=173.5=59.5取z2=602.计算功率查得ka=1.0，kz=1.52，单排链，则计算功率为pca=kakzp=1.01.520.75kw=1.14kw3.选择链条型号和中心距根据pca=1.14kw及n1=30.1r/min，查得选取16a，查得链条节距为p=25.4mm。4.计算连接数和中心距初选中心距a0=3050p=305025.4mm=7621270mm取a0=800mm。相应的链长节数为lp0=2a0p+z1+z22+z2-z122pa0=280025.4+17+602+60-172225.4800110取链长节数为lp=110节。由lp-z1z2-z1=2.16查得中心距系数f1=0.24421，则链传动的最大中心距为a=f1p2lp-z1+z2=0.2442125.42108-17+57880mm5.计算链速v=z1n3p601000=1730.125.4600000.217m/s由v=0.217m/s和链号16a，可知应该采用定期人工润滑。6.计算压轴力有效圆周里为fe=1000pv=10000.750.2173456.22n链轮水平布置时的压轴力系数kfp=1.15,则压轴力为fpkfpfe=1.153456.223974.657.小链轮结构尺寸链轮分度圆直径d=psin180z=138.23mm查得滚子直径d1=15.88mm，内链板高度h2=24.13m,内链节宽b1=15.75mm，销轴直径d2=7.94mm， 排距pt=29.29mm。尺侧圆弧半径remax=0.12d1z+2=36.21mmremin=0.008d1z2+180=59.58mm取re=40mm滚子定位圆弧半径rimin=0.505d1=8.02mmrimax=0.505d1+0.0693d1=8.19mm取ri=8.10mm滚子定位角max=140-90z=134.7min=120-90z=114.71取=120齿顶圆直径damin=d+p1-1.6z-d1=145.36mmdamax=d+1.25p-d1=154.10mm取da=146mm齿根圆直径df=d-d1=122.35mm确定的最大轴凸缘直径dg=pcot180z-1.04h2-0.76=110.02mm齿宽bf=0.95b1=14.96mm尺侧倒角ba=0.13p=3.302mm尺侧半径rx=p=25.4mm齿侧圆弧半径 re=0.12d1z+2=36.21mm滚子定位圆弧半径 ri=0.505d1=8.02mm滚子定位角 =140-(90)/z=134.71d=138.23mmremax=36.21mmremin=59.58mmrimin=8.02mmrimax=8.19mmmax=134.7min=114.71damin=145.36mmdamax=154.10mmdf=122.35mm8.大链轮结构尺寸链轮分度圆直径d=psin180z=485.38mm查得滚子直径d1=15.88mm，内链板高度h2=24.13m,内链节宽b1=15.75mm，销轴直径d2=7.94mm， 排距pt=29.29mm。尺侧圆弧半径remax=0.12d1z+2=118.14mmremin=0.008d1z2+180=476.28mm取re=300mm滚子定位圆弧半径rimin=0.505d1=8.02mmrimax=0.505d1+0.0693d1=8.19mm取ri=8.10mm滚子定位角max=140-90z=138.57min=120-90z=118.5取=128齿顶圆直径damin=d+p1-1.6z-d1=494.22mmdamax=d+1.25p-d1=501.25mm取da=500mm齿根圆直径df=d-d1=469.5mm确定的最大轴凸缘直径dg=pcot180z-1.04h2-0.76=458.87mm齿宽bf=0.95b1=14.96mm尺侧倒角ba=0.13p=3.302mm尺侧半径rx=p=25.4mm齿侧圆弧半径 re=0.12d1z+2=118.14mm滚子定位圆弧半径 ri=0.505d1=8.02mm滚子定位角 =140-(90)/z=138.5八、轴的结构设计与校核1.第一根高速齿轮轴的设计功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角齿轮宽度0.8237kw19.104nm411.76r/min大齿轮小齿轮20大齿轮小齿轮148.539mm3945mm1.1齿轮的受力情况：其中为圆周力，径向力。1.2初步确定轴的最小直径。考虑使用偏小的材料，选用材料为：45钢，调质处理。查表得：即：输出轴的最小直径显然是安装联轴器处，轴的直径d1。为了使所选的轴直径d1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tca=kat5,查表，考虑到转矩变化小，故取ka=1.5，则：tca=kat2=1.519.104105nmm=28.67105nmm 按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准cb/t 50142003，选用lx1 型号弹性柱销联轴器，其公称转矩为250nmm。半联轴器的孔径d1=14mm，故取d-=14mm，半联轴器长度l=32mm，半联轴器与配合的毂孔长度l1=32mm。1.3轴的结构设计1.3.1设计轴上零件的装配方案 1.3.2根据轴向定位的要求确定各段直径和长度（1）为了满足皮带轮轴向定位要求，1轴段需要制出一个轴肩，故取2段的直径为,1段取；根据皮带轮的厚度，1段长度为32。（2）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。因为设计周径尺寸为20mm，查设计手册，选择的型号为6004的轴承。（3）取安装齿轮处的轴段4的直径为22mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为50mm，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48mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=3.5mm，则轴环处的直径为29mm。轴环宽度，故取10。（4）轴承端盖的总宽度为8mm（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，取端盖的外端面与皮带轮右端面间的距离为5mm，故取2段总长为32mm；轴的各段长度相加并考虑到第二根轴的设计，故总长定为242mm。1.4求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图（图3）从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的弯矩的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支持反力，弯矩m总弯矩扭矩t，弯矩m1.5弯矩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c）的强度。根据上表数据，轴的计算应力为：前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可知其许用应力。因此，故安全。1.6精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面 截面a、b、c只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过度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确定的，所以截面a、b、c均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，第4段处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面e上的应力最大。截面d的应力影响和截面f的相近，但截面f不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面e上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面e也不必校核。第6段的截面不受扭矩，而且没有载荷的作用，故不用校核。因而该轴只需校核截面d左右两侧即可。（2）截面d左侧的校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面d左侧的弯矩 ，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面a、b、c均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，第4段处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面e上的应力最大。截面d的应力影响和截面f的相近，但截面f不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面e上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面e也不必校核。第6段的截面不受扭矩，而且没有载荷的作用，故不用校核。因而该轴只需校核截面d左右两侧即可。（2）截面d左侧的校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面d左侧的弯矩 截面d上的扭矩 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。查表得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及。因，经插值后可查得：，轴的材料敏性系数及，查表得，故有效应力集中系数为： 查表得，尺寸系数，扭转系数。 轴按磨削加工，查表得表面质量系数为： 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为： 又知碳钢的特性系数：，取 ，取 于是，计算安全系数值，得：故可知其安全。（3）截面d右侧的校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面d左侧的弯矩 截面d上的扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，查表并用插值法求出。并取，于是得，轴按磨削加工，查表得表面质量系数为：故得综合系数为：所以轴在截面d右侧的安全系数为：故该轴在截面d右侧的强度也是足够的。1.7轴承的校核1.7.1第一根高速齿轮轴轴承的校核根据轴的受力简图，并且已知出， ， 。预期计算寿命由受力简图，根据轴的受力平衡方程可以求出：，故轴承的合径向载荷为：由于故只需要设计右端的轴承 a、求比值查表可知深沟球轴承的最小值为0.22，故此时 b、初步计算当量动载荷 查表知，径向动载荷系数，轴向动载荷系数，取则： c、求轴承应有的基本额定动载荷值 因为设计周径尺寸为20mm，查设计手册，选择的型号为6004的轴承。 d、验算6004轴承的寿命，大于预期计算寿命，故可选用6004。1.8键的校核1.8.1第一根高速齿轮轴与齿轮连接的键校核（1）第一根高速齿轮轴与齿轮连接的键校核1.1选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（a型）。根据d=22mm，从表查得键的截面尺寸为：键宽b=6mm，高度h=6mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l=40mm（比轮毂宽度小些）。1.2校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计手册查得许用挤压应力=120150mpa，取其平均值，=135mpa。键的工作长度l=l-b=40-6=34mm，键与轮毂键槽的接触高度。由此可得（合适）2、第一根高速齿轮轴与v带轮的键校核2.1选择键连接的类型和尺寸选用平键连接。由于v带轮轮毂在轴端，故选用普通平键（a型）。根据d=14mm从机械设计手册查得，键宽b=5mm，高度h=5mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l=22mm（比轮毂宽度小些）。2.2校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计手册查得许用挤压应力=120150mpa，取其平均值，=135mpa。键的工作长度l=l-b=22-5=17mm，键与轮毂键槽的接触高度。由此可得（合适）2.中间轴的设计功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角齿轮宽度0.8154 kw71.863nm108.36r/min大齿轮小齿轮20大齿轮小齿轮150mm58mm50mm63mm2.1小齿轮的分度圆直径为1）d3=58mm ft1=2t4d5=26.2710458=2162n 2）大齿轮分度圆直径为 d4=150mm ft2=2t4d6=26.27104146=858.904n 圆周力ft，径向力fr的方向如下图所示。由于是直齿轮，所以没有法向力，即轴向力。2.2.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表1，取a0=112，于是得dmin=a03p4n4=11230.73108.36mm=21.16mm此轴的最小直径分明是安装轴承处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与轴承的孔径相适应，固需同时选取轴承的型号。2.3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案装配方案是：左齿轮、左轴套、左端轴承、左轴承端盖；然后是右齿轮、右轴套、右端轴承、右轴承端盖。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低，固选用深沟球轴承，选择 6006号轴承。其尺寸为ddb=30mm55mm13mm。3）取安装齿轮处的轴段-的直径为31mm；左边的大齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位，大齿轮的右端采用轴肩定位，定位高度h0.07d，故取h=4mm，轴套宽度=40mm。已知齿轮轮毂的宽度为41mm。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l-=39mm。4）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。键槽用键槽铣刀加工，小齿轮键槽长为26mm，大齿轮键槽槽长46mm，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h7n6。5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表零件倒角c与圆角半径r的推荐值直径d610101818303050508080120120180c或r0.50.61.0101.21.62.02.53.0取轴端倒角为245，各轴肩的圆角半径为r1=1，倒角为1x45，见上图标注。2.4求轴上的载荷首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图。对于6006型深沟球轴承，由手册查得b=13mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距l1+l2+l3=49mm+64mm+62=175mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和转矩图中可以看出截面面是危险截面。现将计算出的截面处的mh、mv及的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=147.55n,fnh2=1450.64nfnv1=54.24n,fnv2=533.26n弯矩mmh=38296.7nmm mv=14077.6nmm,总弯矩m1=38296.72+14077.62=38209.9nmm扭矩tt3=71863nmm2.5按弯矩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的强度。由上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=m12+t22w=38209.92+（0.671863）20.1363mp