毕业设计（论文）-草坪根茎采集收获机传动箱设计.doc

全套图纸加扣 3012250582三 江 学 院本科生毕业设计（论文）题 目 草坪根茎采集收获机传动箱设计 机械工程 学院机械设计制造及其自动化（数控技术）专业学生姓名 学号 指导教师 职称 指导教师工作单位 起讫日期 摘 要本说明书主要介绍了草坪根茎采集收获机动力传动箱的设计，要求满足工作机得性能要求，适应工作条件，工作可靠，传动装置的结构简单、尺寸紧凑、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。包括方案选择：传动零件的设计，其中有包括了带传动，链传动，齿轮传动，带轮，链轮，齿轮的设计及校核；轴的设计计算及校核；轴承的选择和计算；键连接的选择和校核；箱体的设计（主要结构尺寸的设计计算及说明）；润滑和密封。关键词：传动箱；齿轮；齿轮轴；轴；轴承；键AbstractThe main content of this instruction is explains the design of transmission, which is used in machine of the lawn rootstock gather and harvest. It is required to content the performance demands upon the working parts, adapt to the working condition and work credible. The transmission has a simple structure, compact size, low cost, high efficiency and convenient to used and maintenance. In this instruction, it includes selecting plans, designing the elements such as belt drive, chain drive, gear drive, blet wheel, chain wheel and gear, designing and verifying the gears, the shafts, the bearings, the keys and the box (the main sizes of structure), lubricating and sealing.Key words:transmission;gears;shafts;bears;keys目 录第一章 绪论11.1 课题依据11.2 方案比较2第二章 总传动设计42.1各级传动比的确定42.2各根轴的功率，转速计转矩42.2.1轴I的功率，转速及转矩52.2.2轴II的功率，转速及转矩52.2.3轴III的功率，转速及转矩52.2.4轴IV的功率，转速及转矩5第三章 各零部件设计63.1带传动的设计计算63.1.1输入轴带轮63.1.2输出轴带轮73.2链传动设计计算83.3齿轮传动设计计算93.3.1齿轮1和齿轮2的传动计算93.3.2齿轮3和齿轮5的传动计算123.3.3齿轮4和齿轮6的传动计算163.3.4齿轮7和齿轮8的传动计算163.4轴的设计计算及校核193.4.1第二根轴的设计计算193.4.2第一根轴的设计计算223.4.3第三根轴的设计计算253.4.4第四根轴的设计计算273.5键联接的选择和校核293.5.1轴一上的键293.5.2轴二上的键303.5.3轴三上的键303.5.4轴四上的键313.6箱体的设计313.7减速器的润滑31结束语32致 谢33参考文献34全套图纸加扣 3012250582第一章 绪论1.1 课题依据草坪作为园林绿化的基础组成部分，得以空前发展，但由于历史原因和科技水平的限制，我国草坪业的发展始终停留在低水平，低层次上。再加上目前我国生产草坪的草种几乎依赖进口，进口草种的价格偏高，且进口的渠道有限，这些因素都极大地制约了我国草坪业良好的发展。另外，我过目前生产商品草皮绝大部分直接种植在田间地头，每售一茬需要带走约2cm的表土，对地力破坏严重，运输成本高，且铲草皮工艺落后（目前主要依赖人工铲运），造成商品草皮厚度不均，铺植后高低不平，这些因素也从一方面制约了草坪业的发展。目前国内虽然也出现了一些较为先进的商品草皮的生产方法，如无土草毯、植生带等，但其生产成本偏高，且只适用于少数品种。有些草坪品种（如矮生百慕大、天堂419、马尼拉等）利用基根茎较强的萌蘖能力的特点进行草根直播来建植草坪的方法早已取得成功，但由于根茎的获取比较麻烦，目前主要靠手工操作，效率低，是的这一成果很难大规模推广。在上述背景下，研究草坪根茎规模化生产工艺，探索收获根茎的新方法、新工艺，解决根茎收获的难点，提高收获效率，开发除草籽、草皮以外的商品化新种源“根茎”。那么这种根茎收获采集器将有很大的市场和发展潜力。草坪根茎采集收获机分为自走与手推两种机型，本人主要任务为自走式草坪根茎采集收获机的传动箱部分的设计。主要技术指标有：发动机动力58HP，输出转速1800r/min，工作幅宽是500mm，采集工作部件形式为甩刀，前进速度有1m/s和0.5m/s两个速度，气吸形式贯流风机，贯流风机的转速为1100r/min。在笨机器中，动力传动箱即减速器是在发动机和工作机之间的独立传动部件，首先考虑选用直齿圆柱齿轮减速，因为这类减速器加工方便，效率高，成本较低。考虑到这种机器在草坪上作业，为减少对草坪的损伤，机器本身重量应尽可能减轻；同时，此类的机器属于小型农用机械，体积小，重量轻所以减速器的设计应从成本低，体积小，重量轻的原则出发功率非配：自走1kw，贯流风机1kw，振动筛0.5kw，刷刀3.5kw。1.2 方案比较方案一：各部件工作都从发动机直接输出动力，减速箱禁用来传递自走部分动力，功率流程图如下发动机6KW甩刀3.5kw贯流风机1kw减速箱1kw振动筛0.5kw自走 1kw图1-1 方案一功率流程图弱采用一级传动，初步牛齿轮传动工作见图如下：图1-2 方案一齿轮传动简图从图中可看出，轴一是输出轴，轴二上转悠双联滑移齿轮，用来控制自走的两党速度。但是可看出此方案不可行。一是由于传动比过大，齿轮直径大，从二减速箱体积过大；二是轴二与轴一转速相反，而轴一与发动机输出转速相同，甩刀与发动机通过带传动直接相连，相应甩刀轴转速与轴一相同，那么自走方向即前进方向就是与甩刀工作法向相反，这是不合理的。方案二：各部分工作部件都从发动机直接输出动力，减速箱仅用来传递自走部分动力，功率流程图如下：发动机6KW甩刀3.5kw贯流风机1kw减速箱1kw振动筛0.5kw自走 1kw图1-3 方案二功率流程图采用二级传动，初步拟齿轮传动工作见图如下：图1-4 方案一齿轮传动简图此方案的优点是通过二级传动，使结构更紧凑，从而减速箱的整体尺寸减小，同时输出轴的轴三转速方向与轴一相同，保证了前进方向与甩刀的工作方向一致。但是，缺点个工作部件都从发动机直接输出动力，二发动机的输出转速为1800r/min，从整体考虑，贯流风机和振动筛的传动路线不容易实现，带来很多不便。方案三：甩刀直接从发动机输出动力，贯流风机、振动筛和自走动力通过减速器传递。功率刘彻图如下：发动机6kw甩刀3.5kw减速箱2.5kw贯流风机1kw自走1lw振动筛0.5kw图1-5 方案三功率流程图采用二级传动，初步拟齿轮传动工作简图如下：图1-6 方案三齿轮传动简图 如图所示，轴一是输入轴，通过二级减速从轴三输出至轮子；轴二转速为720r/min，与振动筛350r/min左右相差不远，可通过带传动降速实现；轴一与轴四之间通过升速输出，输出转速为1100r/min，与贯流风机相连，且输出转速与输入轴相反，符合要求。此方案从整体考虑，坚固各部分东路传递，结构紧凑，减速箱体积小，重量轻，并且制造简单某便于各部分的协调安装面设计合理，从而降低了生产成本。所以采用此方案。第二章 总传动设计2.1各级传动比的确定传动路线如图所示:图1-6 方案三齿轮传动简图一直后驱动轮的直径则轮子的转速 （2-1）则当行走速度为v=0.5m/s时， （2-2）总传动比为 （2-3）当行走速度为v=0.5m/s是， （2-4）总传动比为 （2-5），取=2.5，=1.8第一级齿轮传动传动比为=2.91弟二级齿轮传动传动比为=1.44或=2.88。2.2各根轴的功率，转速计转矩传动效率=0.96，=0.982.2.1轴I的功率，转速及转矩 = （2-6） = = （2-7）2.2.2轴II的功率，转速及转矩 2.2.3轴III的功率，转速及转矩 （2-8) （2-9）2.2.4轴IV的功率，转速及转矩 （2-10） . （2-11）第三章 各零部件设计3.1带传动的设计计算3.1.1输入轴带轮1) 确定计算功率查得工作情况系数为=1.1，故=1.12.5=2.75kw （3-1）2) 选取宅V带带型：确定选用SPZ型3) 确定带轮基准直径取主动轮基准直径=80mm从动轮基准直径=802.8=200mm （3-2）验算带的速度： （3-3）带的速度适合4) 确定窄V带的基准长度和传动中心距根据，初步确定中心距=400mm计算带所需的基准长度： （3-4）5) 验算主动轮上的包角：，主动轮上的包角合适 （3-5）6) 计算窄V带的根数z （3-6）查得=1.86kw，=0.3kw，=0.96，=0.94则，取z=2根7) 计算预紧力=500 （3-7）8) 计算作用在轴上的压轴力 （3-8）3.1.2输出轴带轮1) 确定计算功率查得工作情况系数=1.1，故=1.10.5=0.55kw选取宅V带带型：确定选用SPZ型2) 确定带轮基准直径取主动轮基准直径=71mm从动轮基准直径=712=142mm；取=140mm验算带的速度：带的速度适合3) 确定窄V带的基准长度和传动中心距根据，初步确定中心距=300mm计算带所需的基准长度： （3-9）4) 验算主动轮上的包角，主动轮上的包角合适5) 计算窄V带的根数z （3-10）查得=0.73kw，=0.11kw，=0.98，=0.9则，取z=1根6) 计算预紧力=500 （3-11）7) 计算作用在轴上的压轴力 （3-12）3.2链传动设计计算1 选择链轮齿数假定链速v=0.63m/s，取小链轮=17，则=1.817=312 计算功率则=1.817=31查得工作情况系数=1.2，故 =1.20.886=1.06kw3 确定链条链节数 初定中心距=30P，则链节数为 （3-13）4 确定链条的节距p 按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。查得小链轮齿数系数 （3-14） （3-15）选取单排链，查得=1.0，故 （3-16） 选链号为10A单排链。也证实原估计链工作在额定功率曲线左侧时正确的。查得链接距p=15.875mm5 确定链长L及中心距a （3-17）3.3齿轮传动设计计算3.3.1齿轮1和齿轮2的传动计算1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿轮圆柱齿轮传动，7级精度选定齿轮材料为20GrMnTi（渗碳，淬火，回火），HRC5260.选齿轮1：齿数=24，则=2.9124=69.84，取=702. 按齿面接触强度计算1) 确定各计算数值1 试选载荷系数：=1.32 齿轮1传递的扭矩：=3.316Nmm3 选取齿宽系数 =0.64 查得材料的弹性影响系数=5 查得齿轮1与齿轮2的接触疲劳极限：6 计算应力循环次数：工作寿命为8年，每年工作6个月，每天工作8小时 7 查得接触疲劳寿命系数：=0.95，=1.078 计算接触疲劳需用应力：去失效概率为1%，安全系数S=1，得 代入中较小的值2) 计算1 试算齿轮1分度圆直径 （3-18）2 计算圆周速度v 3 计算齿宽b 4 计算齿宽与尺高之比b/h 模数： 尺高：h= 5 计算载荷系数 根据v=0.758,7级精度，查得动载系数=1.05 直齿轮，假设，查得=1.2 查得使用系数=1.25 查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时 （3-19） 由b/h=10.65，=1.17，查得=1.15 故载荷系数 （3-20）6 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆的直径mm （3-21）7 计算模数m m= 3. 按齿根弯曲强度设计1) 确定公式内的各计算数值1 查的齿轮1和齿轮2的弯曲强度极限：2 查得弯曲疲劳寿命系数：，3 计算弯曲疲劳许用应力 去弯曲疲劳安全系数S=1.4， （3-22） （3-23）4 计算载荷系数K （3-24）5 查取齿形系数：=2.65，=2.246 查取应力校正系数：=1.58，=1.757 计算齿轮1和3的并加以比较 （3-25） 齿轮1的数值大。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有齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿数模数的大小取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，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1.46并就近圆整为标准值m=1.5mm，则齿轮1齿数=/m=25.25/1.5=16.8，取=20，齿轮2的齿数，取=59。4. 几何尺寸计算1) 分度圆直径： 2) 计算中心距：,取a=59.5mm3) 计算齿轮宽度：取，=23mm。5. 验算=82.5N/mm100N/mm合适。3.3.2齿轮3和齿轮5的传动计算1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用直齿轮圆柱齿轮传动，7级精度，选定齿轮材料为20GrMnTi（渗碳，淬火，回火），HRC5260. 选齿轮3：齿数=24，则=2.8824=69.12，取=702. 按齿面基础强度计算I) 确定各计算数值1) 试选载荷系数：=1.32) 齿轮3传递的扭矩：=3.63Nmm3) 选取齿宽系数 =0.64) 查得材料的弹性影响系数=5) 查得齿轮3与齿轮5的接触疲劳极限：6) 计算应力循环次数：工作寿命为8年，每年工作6个月，每天工作8小时7) 查得接触疲劳寿命系数：=1.07，=1.158) 计算接触疲劳需用应力：去失效概率为1%，安全系数S=1，得 （3-26）II) 计算1) 试算齿轮3分度圆直径 （3-27）2) 计算圆周速度：3) 计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比b/n模数：尺高：h= 5) 计算载荷系数根据v=0.353，7级精度，查得动载系数=1.02直齿轮，假设/b100N/mm,查得=1.0查得使用系数=1.75查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 （3-28）由b/h=6.4，=1.17，查得=1.14故载荷系数6) 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆的直径7) 计算模数mm=3. 按齿根弯曲强度设计I 确定公式内的各计算数值1) 查得齿轮3和齿轮5的弯曲疲劳迁都极限：2) 查得弯曲疲劳寿命系数：，3) 计算弯曲疲劳许用应力 去弯曲疲劳安全系数S=1.4， （3-29） 4) 计算载荷系数K （3-30）5) 查取齿形系数：=2.65，=2.326) 查取应力校正系数：=1.58，=1.707) 计算齿轮3和5的并加以比较 （3-31） （3-32）齿轮3的数值大。II 设计计算 （3-33）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于有齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿数模数的大小取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，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1.35并就近圆整为标准值m=1.5mm，则齿轮3齿数=/m=31/1.5=20.7，取=21，齿轮5的齿数，取=61。4. 几何尺寸计算1) 分度圆直径： 2) 计算中心距：,取a=61.5mm3) 计算齿轮宽度：取，=24mm。5. 验算 （3-34）=213.4N/mm100N/mm （3-35）合适.3.3.3齿轮4和齿轮6的传动计算已知a=61.5mm,则,=即,=50.41,取=50.5mm=1.4450.5=72.72=73m=1.5,=/m=34,=19mm,3.3.4齿轮7和齿轮8的传动计算1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用直齿轮圆柱齿轮传动，7级精度，选定齿轮材料为20GrMnTi（渗碳，淬火，回火），HRC5260. 选齿轮8：齿数=20，则=0.65520=372. 按齿面接触强度计算1) 确定各计算数值1 试选载荷系数：=1.32 齿轮8传递的扭矩：=8.17Nmm3 选取齿宽系数 =0.64 查得材料的弹性影响系数=5 查得齿轮3与齿轮5的接触疲劳极限：6 计算应力循环次数：工作寿命为8年，每年工作6个月，每天工作8小时 7 查得接触疲劳寿命系数：=0.95，=0.948 计算接触疲劳需用应力：去失效概率为1%，安全系数S=1，得 （3-36） （3-37）2) 计算1 试算齿轮8分度圆直径 （3-38）2 计算圆周速度： （3-39）3 计算齿宽b4 计算齿宽与齿高之比b/n模数：尺高：h= 5 计算载荷系数根据v=1.25，7级精度，查得动载系数=1.03直齿轮，假设/b100N/mm,查得=1.2查得使用系数=1.75查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 （3-40）由b/h=5.35，=1.17，查得=1.14故载荷系数 （3-40）6 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆的直径7 计算模数mm=3. 按齿根弯曲强度设计1) 确定公式内的各计算数值1 查得齿轮7和齿轮8的弯曲疲劳迁都极限：2 查得弯曲疲劳寿命系数：，3 计算弯曲疲劳许用应力 去弯曲疲劳安全系数S=1.4， （3-42） （3-43）4 计算载荷系数K 5 查取齿形系数：=2.43，=2.656 查取应力校正系数：=1.658，=1.587 计算齿轮7和8的并加以比较 （3-44） （3-45）齿轮8的数值大。2) 设计计算 （3-46）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于有齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m=1.5mm已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=27.0mm来计算应有的齿数。于是由齿轮8齿数=/m=27/1.5=21.6，取=22，齿轮7的齿数，取=34，m=2.4. 几何尺寸计算1) 分度圆直径： 2) 计算中心距：3) 计算齿轮宽度：取，=22mm。5. 验算 （3-47）=39.4N/mm0.07d，取h=2mm，则=25mm。齿轮3做成齿轮轴。3 各轴段长度取齿轮距箱体内壁之间的距离=15mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取=6mm。一只滚动轴承宽度T=13.25mm，则：，取=38mm.齿轮3与齿轮5啮合，=19mm，取=10.5mm，则=-2.5=10.5-2.5=8mm，=19+19+8+6=52mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2) 轴上零件的轴向定位齿轮与轴的轴向采用平键链接，按=21mm，查得平键1、2截面bh=6mm6mm，键长=12mm，=18mm。为了保证齿轮与轴配合有很好的对中性，故现则齿轮轮廓与轴的配合为H7/p6；滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，为此选轴的直径尺寸公差为js6。3) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1.5，各轴间处的圆角半径R=1.5mm。5. 求轴上的载荷 对于30203行圆锥滚子轴承，a=10mm。根据轴的结构图做出轴的计算见图，再做出轴的弯矩图和转矩图图3.4-1 轴二的力矩分析图水平平面受力：=-150N;=1635N垂直平面受力：=123N；=417N合成弯矩：M=(Nmm)转矩：T（Nmm）6. 按弯扭合成应力校核轴的强度从图上看出C是轴的危险截面，所以只校核截面C的强度，取=0.6，查得=60Mpa=10.6Mpa0.07d，取h=2mm，则=27mm。齿轮1做成齿轮轴。3 各轴段长度取齿轮距箱体内壁之间的距离=15mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取=6mm。一只滚动轴承宽度T=15.25mm，则：，取=31.5mm.出安装联轴器，=1.33.316=43.108Nm，选用ZL1弹性柱销齿式联轴器，其公称转矩为100Nm，轴孔长度L1=30mm，与联轴器配合轴段长度=26mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2) 轴上零件的轴向定位 齿轮与轴的轴向采用平键链接，按=14mm，=23mm，查得平键1截面bh=8mm7mm，键长=22mm，=10mm。为了保证齿轮与轴配合有很好的对中性，故现则齿轮轮廓与轴的配合为H7/p6；滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，为此选轴的直径尺寸公差为js6。3) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1.5，各轴间处的圆角半径R=1.5mm。5. 求轴上的载荷 对于30204行圆锥滚子轴承，a=10mm。根据轴的结构图做出轴的计算见图，再做出轴的弯矩图和转矩图图3.4-1 轴二的力矩分析图水平平面受力：=-150N;=1635N垂直平面受力：=123N；=417N合成弯矩：M=(Nmm)转矩：T（Nmm）6. 按弯扭合成应力校核轴的强度从图上看出截面d是轴的危险截面，所以只校核截面d的强度，取=0.6，查得=60Mpa=15.6Mpa （3-52）故安全3.4.3第三根轴的设计计算1. 轴上的功率、转速和转矩i=2.88=0.923kw，=86r/min，=1.022. 求作用在齿轮5上的力 =2305N =839N3. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为20Gr，渗碳，淬火。取=100，得： 4. 轴的结构设计1) 根据轴向定位的要求确定轴的隔断轴颈的直径和长度图3.4-1 轴三的简图1 初步选择滚动轴承 因轴承同时手游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=25mm，初选0基本的游隙组标准精度等级的单列圆桌会棍子轴承30205，气尺寸为=25mm52mm16.25mm，故=25mm2 各轴段的直径取安装齿轮出的轴端d-e的直径=28mm，采用花键链接；轴承的有段采用套筒和轴环定位，故轴环处直径：=28；=22mm，=18mm。3 各轴段长度取齿轮距箱体内壁之间的距离=15mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取=6mm。双链齿轮采用花键配合，安装齿轮出的轴端应略短与齿轮宽度，故取=103mm；=5mm，=25mm，根据装配的要求：=58mm；=40mm，=16mm，=85mm. 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2) 轴上的轴向定位 齿轮与轴的轴向采用花键联接，按=28mm，采用中系列举行规格为NdDB=628H7/f734H10/a117H11/d10;按=18mm，选用平键截面bh=6mm6mm，键长L=12mm。滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，为此选轴的直径尺寸公差为js6。3) 确定轴上圆角和倒角取轴端倒角为1.5，各轴间处的圆角半径R=1.5mm。5. 求轴上的载荷 对于30205行圆锥滚子轴承，a=10mm。根据轴的结构图做出轴的计算见图，再做出轴的弯矩图和转矩图图3.4-1 轴三的力矩分析图水平平面受力：=-156N;=2149N垂直平面受力：=578N；=261N合成弯矩：M=(Nmm)转矩：T（Nmm）6. 从弯扭合成应力校核轴的强度从图上看出截面d是轴的危险截面，所以只校核截面d的强度，取=0.6，查得=60Mpa=14.4Mpa （3-53）故安全3.4.4第四根轴的设计计算1. 轴上的功率、转速和转矩=0.9408kw，=1100r/min，=8.172. 求作用在齿轮上的力 =374N =126N3. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为20Gr，渗碳，淬火。取=108，得： 4. 轴的结构设计图3.4-1 轴四的简图1) 根据轴向定位的要求确定轴的隔断轴颈的直径和长度1 初步选择滚动轴承因轴承同时手游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=20mm，初选0基本的游隙组标准精度等级的单列圆桌会棍子轴承30204，气尺寸为=20mm47mm15.25mm，故=20mm。2 各轴段的直径 取安装齿轮出的轴端c-f的直径=23mm；齿轮8做成齿轮轴。=16mm3 各轴段长度取齿轮距箱体内壁之间的距离=15mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取=6mm。取=55.5mm；=88mm，=33mm，=268mm；=22mm，取=53.5mm. 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2) 轴上零件的轴向定位 按=16mm，查得平键截面bh=5mm5mm，键长L=28mm。为了保证齿轮与轴配合有很好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为H7/p6；滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，为此选轴的直径尺寸公差为js6。3) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1.5，各轴间处的圆角半径R=1.5mm。5. 求轴上的载荷 对于30205行圆锥滚子轴承，a=11mm。根据轴的结构图做出轴的计算见图，再做出轴的弯矩图和转矩图图3.4-1 轴四的力矩分析水平平面受力：=-144N;=230N垂直平面受力：=48N；=78N合成弯矩：M=(Nmm)转矩：T（Nmm）6. 按弯扭合成应力校核轴的强度从图上看出截面d是轴的危险截面，所以只校核截面d的强度，取=0.6，查得=60Mpa=20.2Mpa （3-54）故安全3.5键联接的选择和校核3.5.1轴一上的键平键1截面bh=5mm5mm，=22mm键的材料是钢，取=110Mpa工作长度l=L-b=22-5=17mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.55=2.5mm=89.2Mpa （3-55）合适。平键2截面bh=8mm7mm，=10mm键的材料是钢，取=110Mpa工作长度l=L-b=10-8=2mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm=63.3Mpa （3-56）合适。3.5.2轴二上的键平键1截面bh=6mm6mm，=12mm键的材料是钢，取=110Mpa工作长度l=L-b=12-6=6mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.56=3mm=92.1Mpa （3-57）合适。平键2截面bh=6mm6mm，=18mm键的材料是钢，取=110Mpa工作长度l=L-b=18-6=12mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.56=3mm=96Mpa （3-58）合适。3.5.3轴三上的键 平键截面bh=6mm6mm，=12mm键的材料是钢，取=110Mpa工作长度l=L-b=12-6=6mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.56=3mm=70.8Mpa合适。花键链接为动联接，取P=15Mpa =0.7，z=6，h=-2C=-21=1 （3-59） l=46mm，=31mm （3-60）P=3.4Mpa 合适。3.5.4轴四上的键 平键截面bh=5mm5mm，=28mm键的材料是钢，取=110Mpa工作长度l=L-b=28-5=23mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.55=2.5mm=17.8Mpa （3-61）合适。3.6箱体的设计1. 箱座壁厚：=6mm2. 箱盖壁厚：=6mm3. 箱座分箱面凸缘厚：=1.5=1.56=9