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a机械设计课程设计说明书题 目: 带式运输传动装置 姓 名: 冉 迅 专 业: 2009级机械设计制造及其自动化 学 号: 2009131041 指导老师: 苏 秀 芝 范盈圻 成 绩: 目 录目 录2前 言3一、设计任务书41课程设计题目:42原始数据:43工作条件54. 设计工作量：5二、传动方案62.1.1传动方案62.1.2电动机的选择62.1.3确定传动装置的总传动比和分配传动比82.1.4计算传动装置的运动和动力参数8三传动件的设计计算93.1.1 V带传动设计93.2.1高速级减速器齿轮设计113.2.2低速级减速器齿轮设计14四、轴的设计计算174.1.1高速轴的设计174.1.2中速轴的设计214.1.3低速轴的设计26五、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择30六、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)31总结32参考文献33致谢词34前 言机械设计是机械类专业十分重要的一门基础课程，课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节，这是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对所学课程的全面复习和实践。机械课程设计综合运用机械设计及其他专业课程的知识，进行机械设计训练，学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力。提高了学生在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和CAD操作水平。巩固、加深和扩展了有关机械设计方面的知识，使我们对减速器的基本原理和主要结构有了进一步的了解。 通过这次的实践，我们在以后的设计中将避免很多不必要的错误，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。但由于时间紧迫、能力和经验有限，设计中难免出现一些不合理或问题不大的错误，恳请老师批评指正。一、设计任务书1课程设计题目:带式运输传动装置设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。2原始数据: 数据编号12345运输工作转矩T/(N.m)10001050110011501200运输带工作速度v/(m/s)0.700.750.800.850.70卷筒直径D/mm4004204504804003工作条件：连续单向运转，工作时有轻微的震动，使用期8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。4. 设计工作量： 1) 减速器装配图一张（选用0号图纸） 2) 零件工作图两张（轴和齿轮各一张，选用2号图纸） 3) 设计说明书一份指导老师签名： 2011年6月 日设计计算及说明结果二、传动方案2.1.1传动方案（1）电动机首先通过皮带轮减速，然后与减速器直接连接（2）减速器用二级展开式圆柱直齿轮减速器（3）传动方案简图如下：2.1.2电动机的选择 （1）选择电动机的类型带式运输机的电动机工作功率为 Pd=kW Pw 工作机所需工作功率，指工作机主动端运输带所需功率，单位kw；a 电动机至工作机主动端运输带的总效率。P=kWn=60v/D 其中：T工作机的阻力矩，为1200Nm， n工作机卷筒的转速，r/min； v卷筒速度，为0.70m/s D卷筒直径，为400mm 带入已知得 n=33.44 （r/min） P=4.20（kw）按工作要求选用全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，额定电压380V，频率50HZ，Y系列（2）选择电动机的容量 电动机至运输带的传动总效率： a=1*24*32 *4*5 1 、2 、 3 、4 、5 分别为V带的传动效率 1=0.96；轴承的传动效率2=0.99；齿轮的传动效率3=0.97；联轴器的传动效率4=0.99；卷筒的传动效率5=0.96。 a=0.96*0.994*0.972*0.99*0.96=0.825 Pd=4.20/0.825=5.091（kw）查表选电动机的额定功率为P=5.5（kw） （3）确定电动机的转速 已求得卷筒的工作转速为n=33.44 （r/min）查手册表1-8 带轮的传动比iv=24，i齿=36 i总=iv* i齿* i齿=18144nd=i*n=33.44*（18144）=601.924815.36（r/min）符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000（r/min）由于3000 r/min的电动机体积小，转速高，传动不稳定；而750 r/min的电动机体积大，质量大，价格贵，因此初步选1000 r/min和1500 r/min的电动机方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）同步满转1Y132M2-65.51000960842Y132S-45.51500144068由表中数据可知，两方案均可行。综合比较之下，选2方案更加合适。选定电动机型号为Y132S-42.1.3确定传动装置的总传动比和分配传动比电动机型号为Y132S-4 nm=1440 r/min （1）总传动比i总=1440/33.44=43.06（2）分配传动装置传动比取iv=3 I=43.06/3=14.354 I= i12*（1.31.5） i1=（4.324.64）取4.5 i3=（3.0943.323）取3.192.1.4计算传动装置的运动和动力参数（1）计算各轴转速轴1 n1=1440/3=480轴2 n2=106.67轴3 n3=33.439 n3= n工作轴 （2）计算各轴输入功率轴1 P1= Pd*1=5.091*0.96=4.887轴2 P2= P1*2 *3=4.887*0.99*0.97=4.693轴3 P3= P2*1 *2=4.693*0.99*0.97=4.507卷筒轴 P4= P3*3*1=4.417（3）计算各轴输入转矩电动机输出转矩Td=9550=9550*5.091/1440=33.763轴1 T1=9550*4.887/480=97.231轴2 T2=9550*4.693/106.67=420.157轴3 T3=9550*4.507/33.438=1287.214卷筒轴输入转矩T4=9550*4.417/33.438=1261.598运动和动力参数计算结果整理如下：功率P（kw）转矩T（n*m）转速（r/min）输入输出输入输出电机轴5.09133.7631440轴14.8874.83897.23196.259480轴24.6934.646420.157415.955106.67轴34.5074.4621287.2141274.34233.439卷筒轴4.4174.3731261.5981248.98233.439三传动件的设计计算3.1.1 V带传动设计电动机转速，带轮所连减速器高速轴轴1转速为n1=480 ，意指电动机功率为P=5.5kw （1）求功率Pca由机械设计（第8版）查表8-7得，故计算功率如下： Pca = kA * P=1.1*5.5=6.05（2）选择V带型号 根据Pca =6.05kw，n0=1440r/min，由机械设计查图8-11得坐标点位于A型界内，故初选普通A型V带。（3）计算大小带轮基准直径dd1 、dd2 由机械设计查表8-8可知，小带轮的基准直径dd1应不小于75mm，现取dd1=89mm 验算带速v=dd1 n0/60*1000=*90*1440/60*1000=6.78m/s因为5m/sv90（6）计算带的根数z 计算单根v带的额定功率Pr由dd1=90mm和n0=1440r/min，查表8-4a得P0=1.064根据n0=1440r/min和iv=3和A型带查表得P0=0.17查表8-5得K=0.945 表8-2得KL=1.01于是 Pr=（P0+P0）*K*KL=1.234*0.945*0.99=1.154 计算V带的根数zZ=Pca/Pr=6.05/1.154=5.24 取6根(7)计算单根v带的初拉力的最小值（F0）min 由表8-3得A型的单位长度质量q=0.1kg/m所以 （F0）min =500*（2.5-K）Pca / Kzv+qv =500（2.5-1.064）*6.05/（1.064*5*6.78）+0.1*6.78 =125.03 应使带的实际初拉力F0 （F0）min(8)计算压轴力Fp 压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）sin（/2） （Fp）min=2*6*125.03*sin（151/2）=1452.569（9）带轮结构设计小带轮设计制造成实心实带轮大带轮设计制造成腹板式带轮（dd2 =450300）见机械设计（第8版）161页3.2.1高速级减速器齿轮设计 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调制）， 硬度为285HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为245 选小齿轮的齿数z1=21 大齿轮齿数z2= i1* z1=4.5*21=95 （2）按齿面接触疲劳强度设计 由设计式 确定公式内的各计算数值试选载荷系数；计算小齿轮传递的T1=95.5*100000*4.867/480=9.683*100;由表10-7表选取齿宽系数；由表10-6查得材料的弹性影响系数由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa由式N1=60n1j Lh得 N1=60*480*1*（8*300*8）=5.53*108 N2=N1/i1 = 5.53*108/4.5=1.228*107由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.95 KHN2=0.98计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式子H1= 得H1=0.95*600/1=540（Mpa）由式子H2= 得H2=0.98*550/1=522.5（Mpa） 计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值d1t2.32=63.29mm计算圆周速度v 由式子v=V=3.14*63.29*480/（60*1000）=1.625m/s计算齿宽b 由式子b=dd1t b=63.29mm计算齿宽与齿高比b/h 由模数mt= h=3.013mt mt=63.29/21=3.013 h=2.25*3.013=6.779 =61.130/6.552=9.34计算载荷系数 根据v=1.536m/s，8级精度，查机械设计图10-8得动载系数Kv=1.10，对于直齿轮，由表10-2查得使用系数KA=1，由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.4565 由=9.34，KH=1.4565，由10-13图得KF=1.34 故载荷系数 k=KAKvKHaKH=1*1.1*1*1.4565=1.601按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由d1= d1t d1=67.85mm计算模数m m=67.85/21=3.231（3）按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式m 确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 =380 Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.94 计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳俺去系数s=1.4，由式子F1=得 F1=0.88*500/1.4=314.29Mpa 同理F2=0.94*380/1.4=255.14Mpa计算载荷系数K K=KAKvKFaKF=1*1.1*1.34=1.474查取齿形系数 由表10-5查得YFa1=2.76 YFa2=2.19查取应力校正系数 由表10-5查得YSa1=1.56；YSa2= 1.785计算大、小齿轮的并加以比较 =2.76*1.56/320.57=0.013699 =2.1528*1.8172/244.29=0.01532 大齿轮的数值比较大 设计计算由式子 m得 m2.1485 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算得模数，由于齿轮模数m的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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就近圆整为标准值m=3，按接触强度算得的分度直径d1=67.85mm，算出小齿轮齿数z1=67.85/3=22.61 方便计算取28 大齿轮齿数z2=4.5*28=126 这样设计出的齿轮传动，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。（4）几何尺寸计算 计算分度圆d1= z1m =28*3=84mm d2= z2m =126*3=378mm 计算中心距a=（d1+d2）/2=231mm计算齿轮宽度b=dd1=84mm取B2=85mm B1=90.（5）齿轮的结果设计 小齿轮分度圆d1=84mm，齿顶圆直径da=89 mm，齿根圆直径df=79mm，由于小齿轮直径接近高速轴直径，故做成齿轮轴，结果如下图所示：3.2.2低速级减速器齿轮设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调制）， 硬度为285HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为245HBS 选小齿轮的齿数z1=30大齿轮齿数z2= i1* z1=3.19*30=96（2）按齿面接触疲劳强度设计 由设计式 确定公式内的各计算数值试选载荷系数；计算小齿轮传递的T2=4.170*105;由表10-7表选取齿宽系数；由表10-6查得材料的弹性影响系数由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4=550MPa由式N3=60n3jLh得 N3=60*107*1*（8*300*8）=1.23*108 N4=N3/i3 =3.86*107由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN3=1.05 KHN4=1.18计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式子H3= 得H3=1.05*610/1=648（Mpa）由式子H4= 得H4=1.18*560/1=649（Mpa） 计算试算小齿轮分度圆直径d3t，代入中较小的值d3t2.32=91.4mm计算圆周速度v 由式子v=V=3.14*91.4*107/（60*1000）=0.512m/s计算齿宽b 由式子b=dd3t b=91.4mm计算齿宽与齿高比b/h 由模数mt= d3t/z3 h=2.25mt mt=91.4/30=3.05 h=2.25*3.05=6.85 =91.4/6.85=13.34计算载荷系数 根据v=0.512m/s，8级精度，查机械设计图10-8得动载系数Kv=1.06，对于直齿轮，由表10-2查得使用系数KA=1，由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.470 由=13.333，KH=1.468，由10-13图得KF=1.46 故载荷系数 k=KAKvKHaKH=1*1.06*1*1.4=1.484按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由d3= d3t d3=91.4mm计算模数m m= d3/z3=91.4/30=3.05（3）按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式m 确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4 =380 Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.88，KFN4=0.91计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳俺去系数s=1.4，由式子F3=得 F3=0.88*500/1.4=314.29Mpa 同理F4=0.91*380/1.4=247 Mpa计算载荷系数K K=KAKvKFaKF=1*1.06*1*1.4=1.5476查取齿形系数 由表10-5查得YFa3=2.52 YFa4=2.19查取应力校正系数 由表10-5查得YSa3=1.625；YSa4= 1.785计算大、小齿轮的并加以比较 =2.52*1.625/314.29=0.01323 =2.19*1.785/247=0.01583 大齿轮的数值比较大 设计计算由式子 m得 m2.63 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算得模数，由于齿轮模数m的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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.63并就近圆整为标准值m=3，按接触强度算得的分度直径d3=97.1mm，算出小齿轮齿数z3=97.1/3=33 大齿轮齿数z4=3.19*33=106 这样设计出的齿轮传动，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。（4）几何尺寸计算 计算分度圆d3= z3m =33*3=99mm d4= z4m =106*3=318mm 计算中心距a=（d3+d4）/2=208.5mm计算齿轮宽度b=dd3=99mm取B4=100mm B3=105查取机械原理可算得ha=m=3mm 四、轴的设计计算4.1.1高速轴的设计 （1）选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊的要求，故选择常用材料45钢，调制处理。 （2）初步计算轴的最小直径当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，计算公式：，查机械设计书 表15-3 取，于是得： dmin 24.9mm因为轴直径小于100，轴中有一个键槽，轴径增大5%7%，dmin25.49mm在前面选电动机中，已经选用了Y132S-4，D=38mm，故选dmin =35mm（3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： 首先选定与大带轮连接的轴的尺寸和长度，d1-2=35mm查手册表1-29可得L1-2=58mm为了满足大带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=42 初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力和微量的轴向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d2-3=42根据手册表6-1初步选定0组基本游隙组（0）2尺寸系列深沟球轴承6210其尺寸为dDB=50mm90 mm20 mm故d3-4= d7-8，右端滚动轴承采用轴肩定位，手册查得6210型轴承的定位轴肩高度h=3.5因此取d6-7=57mm 取安装齿轮处的轴段4-5段d4-5=55（齿轮轴）；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轴的宽度是85mm故取L4-5=80mm，齿轮的右肩高度采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径d5-6=65mm轴环的宽度b1.4h，取L5-6=9mm。 轴承端盖的总宽度为24mm，根据轴承端盖的装拆即便与对轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与大带轮的右端面间的距离l=26mm 故取L2-3=50mm。取齿间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时轴承的内侧端面应距内壁有距离有s=8mm，齿轮距箱体内壁的距离a=20mm已知滚动轴承的宽度有T=20mm，大齿轮轮毂长L=110mm则：L3-4=T+s+a+=20+8+20=49mmL6-7=L+c+a+s- L5-6=143+20+16+8-9=178mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(四)轴上零件的轴向定位 皮带轮与轴的轴向定位采用平键连接，d1-2=35mm，L1-2=58mm，查表4-1选用键为dhL=10845mm，滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合保证，选用直径尺寸m6确定轴向圆角和倒角尺寸 参照手册表1-27，去轴端倒角1.245，各轴肩过渡圆角半径为5mm。（五）求轴上的载荷求轴上的力 d1=z1m=84mm 标准齿轮，啮合角为20：由Ft1=Fr1=Ft1tan20 得Ft1=2*97.231*10/67.5=2315.024（N） Fr1=2315.024* tan20=842.6（N）圆周力Ft1 ，径向力Fr1 的方向如下图所示：FNH水平反力；FNV 垂直反力轴端轴承为深沟球轴承，因此取轴承内端面为支撑点计算力矩长度，a=89mm，b=79，c=237mm确定危险截面：FNH1+FNH2=Ft=2315.024FNH1b= FNH2c= FNH1*79= FNH2*237联立这两个式子可算得： FNH1*79+ FNH2*79=2315.024*79 2315.024*79= FNH2*237+79* FNH2 182886.896=(237+79)/316*FNH2 FNH2=578.756(N)带入原式，可解出FNH1=1736.268(N)FNV1+FNV2=Fr=842.6FNV1*79= FNV2*237联立这两个式子可算得：FNV1*79+ FNV2*79=842.6*79FNV2=210.65（N）带入原式，可解出FNV1=631.95(N)总弯矩由公式M=可得M=145968.131扭矩T=97231N*mm载荷水平力FNH垂直力FNV支持力FFNH1=1736.268 (N)FNH2=723(N)FNV1=631.95 (N)FNV2=210.65（N）弯矩MM1H=137165.172M1V=62048.18总弯矩M1M=145968.131N*mm扭矩TT=97231N*mm所以，危险截面在1截面，左边的轴承处（六）按弯矩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强度，根据机械设计式ca=弯曲应力为对称循环应力，而扭转切应力为静应力取=0.3，查表15-4抗弯扭截面系数计算公式，齿轮轴上没有键槽则W=0.1d 根据 ca=-1代入数据算出ca=10.454Mpa前面以选定轴的材料为45（调制），查15-1得因此ca-1 故此危险截面安全 （七）轴承寿命的计算 已知轴承的预计寿命 L=1*8*365*8=23360，由所选轴承系列6210，可查表知额定载荷C=35*10N ,轴承的径向力Fr= FNV1轴向力为Fa=0，圆周力Ft= FNH1 n=480r/min所以Fa/Fr23360=L所以轴承寿命符合要求，确定选深沟球轴承6210（八）键的校核连接皮带轮选用键的系列bhL=161036 T=97231N*mm键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，有机械设计表6-2查得许用应力p=100120Mpa，取p=110Mpa，键的工作长度l=L-b=20mm，键与轮毂、键槽的接触高度k=5（查手册表4-1可得），由p1=p1=2*97.231*10/6*36*20=45.014Mpa0.07d，故取h=7.5mm，则轴环处的直径d3-4=64mm，两齿间的距离是20轴环的宽且取L3-4=8mm。d4-5=54mm，且齿厚为85mm，所以L4-5=85mm， (四)轴上零件的轴向定位 齿轮与轴的轴向定位采用平键连接，d2-3=50mm查表4-1选用键为dhL=14956mm；同理d4-5=54mm，查表得键的尺寸dhL=161050，齿轮与轴的轴向定位采用间隙配合保证。（五）求轴上的载荷求轴上的力 d2=z2m=378mm标准齿轮，啮合角为20：由Ft2=Fr2=Ft2tan20得Ft2=2*420.157*10/378=2223.05（N）Fr2=2223.05* tan20=809.13（N）同理Ft3=2T3/ d3 Fr3=Ft3tan20Ft3=2*420.157*10/99 =8488.02Fr3=3089.38（N）圆周力Ft2 ，径向力Fr2 的方向如下图所示：FNH水平反力；FNV 垂直反力轴端轴承为深沟球轴承，因此取轴承内端面为支撑点计算力矩长度，a=77.5mm，b=98mm，c=120.5mm确定危险截面：FNH1+FNH2=Ft3+ Ft2 =10711.0-Ft2*77.75- Ft3*175.5+ FNH2*296=0解得 FNH2=5731.051FNH1=5424.569M1H =5731.051*120.5=690591.646FNV1+FNV2=FrFNV1*77.5= FNV2*296联立这两个式子可算得：FNV1+ FNV2= Fr2+ Fr3=4060.688-77.5*Fr2-175.5*Fr3+FNV2*296=0FNV2=2086.103（N）带入原式，可解出FNV1=1974.565(N)已知M1H=690591.646M1V=2086.103*120.5=251375.412 N*mm最大的总弯矩由公式 M1=可得M1=690591.646 N*mm扭矩T=420157N*mm 载荷水平力FNH垂直力FNV支持力FFNH1=5424.569 (N)FNH2=5731.051 (N)FNV1=1974.565(N)FNV2=2086.103（N）弯矩MmaxM1H=690591.646M1V=251375.412总弯矩M2M2=734919.328N*mm扭矩T T=420157N*mm所以，危险截面在2截面，右边的轴承处 （六）按弯矩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强度，根据机械设计式ca=弯曲应力为对称循环应力，而扭转切应力为静应力取=0.3，查表15-4抗弯扭截面系数计算公式，安装齿轮的轴上有键槽所以W=- =3.14159*50/32-14*5.5（50-5.5）/50*2=10747.044 根据 ca=-1代入数据算出ca=69.382Mpa前面以选定轴的材料为45（调制），查15-1得因此ca-1 故此危险截面安全 （七）轴承寿命的计算 这里取的是受力较大的轴承进行校核的。已知轴承的预计寿命 L=1*8*365*8=23360，由所选轴承系列6309，可查表知额定载荷C=52.8*10N ,轴承的径向力Fr= FNV1=1974.565N 轴向力为Fa=0，圆周力Ft= FNH1 =5424.569 N n=106.67r/min所以Fa/Fr23360=L所以轴承寿命符合要求，确定选深沟球轴承6309（八）键的校核连接齿轮1用的键1尺寸系列bhL=161050 T=420157N*mm键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，有机械设计表6-2查得许用应力p=100120Mpa，取p=120Mpa，键的工作长度l=L-b=34mm，键与轮毂、键槽的接触高度k=5.5（查手册表4-1可得），由p=p1=2*420.157*10/5.5*50*34=82.384Mpa120Mpa所以键合格连接齿轮2用的键2的尺寸系列bhL=14956取p=110Mpa，键的工作长度l=L-b=42mm，键与轮毂、键槽的接触高度k=7.5（查手册表4-1可得），由p=p1=2*420.157*10/7.5*56*42=64.959Mpa 110Mpa4.1.3低速轴的设计（1）选择轴的材料同高速轴和中速轴，选择常用材料45钢，调制处理。查表可得许用弯曲应力 （2）初步计算轴的最小直径当轴的支承距离为定时，要用初步估算的方法，计算公式：，查机械设计书 表15-3 取，于是得： dmin 58.87mm因为轴直径小于100，轴中有两个键槽，轴径增大10%15%，初选dmin=65mm（3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： 连接卷筒的轴采用轴肩定位d7-8=65mm，由查表1-29圆柱形轴深，卷筒与轴的配合毂孔长度L7-8=140mm，轴承端盖的直径取d6-7=70mm，L6-7=50。初步选定深沟球轴承。因轴承受径向力和微量的轴向力，转速较小，载荷较大，故根据手册表6-1初步选定0组基本游隙组（0）2尺寸系列深沟球轴承，型号为6215。 6215尺寸为dDB=75mm130 mm25 mm，故连接的轴的尺寸和长度，d1-2= d5-6=45mm，L1-2=41，L5-6=75因为低速级的大小齿轮得对齐，大齿轮齿厚为100mm所以L4-5=100mm，d4-5=83,轴环 L3-4=12，d3-4=99，轴段d2-3=90, L2-3=95mm (四)轴上零件的轴向定位 齿轮与轴的轴向定位采用平键连接，d4-5=83mm查表4-1选用键为dhL=221463mm；同理d7-8=65mm，查表得键的尺寸dhL=181180，齿轮与轴的轴向定位采用间隙配合保证。滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差m6。轴承采用凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位，齿轮轴向定位采用轴肩与套筒定位。（五）求轴上的载荷求轴上的力 d4=z4m=318mm由Ft4=Fr4=Ft4tan20 得Ft4=2*1281.75*10/318=8061.32（N） Fr4=8061.32* tan20=2934.08（N）圆周力Ft4 ，径向力Fr4 的方向如下图所示：FNH水平反力；FNV 垂直反力轴端轴承为深沟球轴承，因此取轴承内端面为支撑点计算力矩长度，a=175.5mm，b=85.5mm c=80mm确定危险截面：FNH1+FNH2=Ft4 =8061.32Ft4*175.5- FNH2*261=0解得 FNH2=5420.5 FNH1=2640.79FNV1+FNV2=Fr4=2934.08FNV1*175.5= FNV2*261M1H =联立这两个式子可算得：FNV2=1179.68（N）带入原式，可解出FNV1=1754.39(N)已知M1H=440498.858 M1V=160342.065最大的总弯矩由公式 M1=可得M1=468773.743 N*mm扭矩T=1287214N*mm 载荷水平力FNH垂直力FNV支持力FFNH1=2640.79 (N)FNH2=5420.5 (N)FNV1=1754.39(N)FNV2=1179.68（N）弯矩MmaxM1H=440498.858M1V=160342.065总弯矩M3M3=468773.743N*mm扭矩T T=1287214N*mm所以，危险截面在2截面，右边的轴承处 （六）按弯矩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强度，根据机械设计式ca=弯曲应力为对称循环应力，而扭转切应力为静应力取=0.3，查表15-4抗弯扭截面系数计算公式，安装齿轮的轴上有键槽所以W=- =3.14159*83/32-22*9*74/83*2=56046.75 根据 ca=-1代入数据算出ca=10.837M