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机械设计课程设计计算说明书题 目： 带式运输机传动装置的设计姓 名（学号）： 李杰（35321313230）教 学 院： 机械工程学院专业班级： 13级机械本2指导教师： 张文忠 闫化锦完成时间： 2016年 7月 29 日教务处制目录摘要:1设计任务书3已知条件：3设计计算说明书41.电动机的选择41.1选择电动机的要求41.2电动机功率的选择41.3确定电动机转速52.确定传动比52.1总传动比52.2 分配传动装置各级传动比53.传动参数的计算53.1各轴的转速n(r/min)53.2各轴的输入功率P(kw)63.3各轴的输入转矩T（Nm）74传动零件的设计计算74.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算74.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数74.1.2齿轮强度设计84.1.3试算模数114.1.4几何计算134.1.5圆整中心距后的强度校核134.1.6主要设计结论144.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）144.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数144.2.2齿轮强度设计144.2.3按齿面接触疲劳强度设计154.2.4几何尺寸计算194.2.5强度校核204.2.6.主要设计结论215.初步绘制装配底图216.轴的设计236.1高速轴的设计236.2中速轴的设计296.3低速轴35参考文献42带式运输机传动装置的设计摘要:机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习以后，一次重要的实践性教学环节。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，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计有关选修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际为题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。本次设计的题目是带式运输机的减速窗洞装置设计。根据题目要求和机械设计的特点我们做了一下几个方面的安排：（1）决定传动装置的总体设计方案，（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，（3）传动零件以及轴的设计计算，轴承、连接件、润滑密封和联轴器的选择及校核。（4）机体结构及其附件的设计和参数的确定，（5）绘制装配图及零件图，编写计算说明书。 设计任务书已知条件：1. 运输带工作拉力F=1.5KN;2. 运输带工作速度=1.1 m/s;3. 滚筒直径D=220mm;4. 滚筒效率j=0.965. 工作情况；两班制，每年工作300天，连续单向运转，载荷较平稳6. 使用折旧期：8年7. 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度358. 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V;9. 检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；10.制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计计算说明书设计计算及说明主要结果1.电动机的选择1.1选择电动机的要求因为本传动的工作情况是：两班制，常温下连续工作，工作载荷较平稳，三项交流电源，电压为380/220V。所以选用常用的封闭式Y系列三相交流异步电动机。1.2电动机功率的选择工作机所需功率为：W=0.96=1.72kw。按机械设计课程设计表3-1确定各部分效率齿轮采用7级精度的一般齿轮传动 1=0.98轴承采用球轴承（稀油润滑） 2= 0.99高速级用弹性联轴器 3=0.99低速级用滑块联轴器 4=0.98滚筒效率 总效率为=0.87电动机所需功率为：Pd(kw)=1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速 =95.54r/min由机械设计课程设计表3-2得圆柱齿轮传动比单级荐用值为 3i15 3i25所以电动机转速为： n=(35)(35)nW=859.86r/min2388.5 r/min取n=1500 r/min所以由机械设计课程设计手册表17-7得 可选电动机型号为：Y100L2-4 额定功率P=3kw,满载转速nm=1430 r/min。2.确定传动比2.1总传动比i=2.2 分配传动装置各级传动比对于二级展开式圆柱齿轮由机械设计课程设计式3-7 i1=得：i1=4.41 i2=3.393.传动参数的计算3.1各轴的转速n(r/min)高速轴的转速 n=nm=1430 r/min中间轴的转速 n=低速轴的转速滚筒轴转速的转速 n=n(式中：nm为电动机的满载转速；i1为高速级传动比；i2为低速级传动比。)二级圆柱齿轮减速器简图3.2各轴的输入功率P(kw)高速轴的输入功率 ：中间轴的输入功率 ： 低速轴的输入功率： 滚筒轴的输入功率： 式中：为电动机的额定功率，KW；为联轴器的效率；为一对轴承的效率；为齿轮传动的效率。3.3各轴的输入转矩T（Nm）高速轴的输入转矩 ： 中间轴的输入转矩： 低速轴的输入转矩： 滚筒轴的输入转矩： 传动数据表电动机轴轴轴轴功率P/KW32.972.882.792.71转矩T/(Nm)2.319.8384.81278.71270.72转速n(r/min395.695.6传动比i14.413.2714传动零件的设计计算4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度;（3）选择小齿轮材料为40Cr（调制），硬度为280HBS；大齿轮材料为45（调制），硬度为240HBS,二者材料硬度相差40HBS；（4）初选小齿轮齿数=23 ，大齿轮齿数： ，取4.1.2齿轮强度设计1.由于该齿轮在变速箱中，润滑条件良好，且HBS350，所以按照闭式软齿面齿轮的接触疲劳强度设计。由机械设计第九版 高等教育出版社 濮良贵，陈国定 吴立言主编（以下简称机械设计），公式（10-11），计算小齿轮分度圆直径，即：确定公式中各参数值：为方便计算令确定载荷系数=1.3确定小齿轮传递的转矩,由上面计算的结果得： =19830Nmm由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。由机械设计 图10-20查得区域系数=2.3。由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8。由机械设计式（10-9）计算接触疲劳强度用重合系数。 =1.723计算解除疲劳许用应力由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=600MPa、=550MPa。由机械设计公式（10-15）计算应力循环次数：=60j=6014301（283008）=/u=由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数=0.9,=0.95。取失效率1%、安全系数1，由机械设计式（10-14）得取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即： =523MPa2.试计算小齿轮分度圆直径： =29.390mm(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圆周速度。齿宽b。 2)计算实际载荷系数KH。由机械设计教材表10-2查得使用系数KA=1根据V=2.20m/s。7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数Kv=1.06齿轮的圆周力。查机械设计教材表10-3得齿间载荷分配系数由机械设计教材表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，得齿向载荷分布系数由此，得到实际载荷系数 3)由机械设计教材式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 取及相应的齿轮模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由机械设计教材式（10-7）试算模数，即 1）确定公式中的各参数值试选由机械设计教材式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数。 计算由机械设计教材图10-17查得齿形系数YFa1=2.65、YFa2=2.23。由机械设计教材图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58、Ysa2=1.76。由机械设计教材图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。由机械设计教材图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计教材式（10-14）得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取：=4.1.3试算模数 (1)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v 齿宽b。b/h=23.731/2.32=10.232）计算实际载荷系数KF。根据v=1.776m/s,7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数KV=1.04。由计算得：查机械设计教材表10-3得齿间分配系数。由机械设计教材表10-4用插值法查得结合b/h=11.56查机械设计教材图10-13得则载荷系数为3）由式机械设计教材（10-13）可得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得的模数1.137mm并就近圆整为标准m=1.5按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮的齿数 取Z1=23，则大齿轮齿数,取，互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到机构紧凑，避免浪费。4.1.4几何计算（1）计算分度圆直径 齿顶圆直径 （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，一般将小齿轮稍微加宽（510）mm,即 取=41mm,而大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即=b=35mm。4.1.5圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计教材式10-10中各参数。计算结果如下：1.802，T1=19830Nmmd=1,d1=23mm,u=4.41,ZH=2.3，ZE=189.8MPa1/2,Z=0.759。将他们带入机械设计教材式（10-10），得到: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。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计教材式（10-6）中各参数。计算结果如下：,T1=19830N/mm Ysa2=1.76 ,d=1,m=1.5mm ,Z1=23。将其带入机械设计教材式（10-6）得：齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.1.6主要设计结论齿数z1=23、z2=97、模数m=1.5mm,压力角=20，变位系数x1=0.502，x2=0.503，中心距a=60mm,齿宽b1=41mm,b2=34.5mm。小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；精度仍选为7级；为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮材料仍选用硬度为280HBS的40Cr（调质），大齿轮为硬度240HBS的45钢（调质）；（2）初选小齿轮齿数Z3=25，大齿轮齿数 ，取Z4=854.2.2齿轮强度设计 （1）由于该齿轮在变速箱中，润滑条件良好，且HBS350，所以按照闭式软齿面齿轮的接触疲劳强度设计。4.2.3按齿面接触疲劳强度设计试算公式：（1）确定公式内各计算数值试选载荷系数KHt=1.3;小齿轮传递转矩由机械设计表10-7选取齿宽系数 由机械设计图10-20查得区域系数ZH=2.4由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数应力循环次数： ；小齿轮的接触疲劳极限，大齿轮；由机械设计表10-23查得接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由机械设计式（10-14）计算得取由机械设计式（10-9）计算接触疲劳强度用重合系数。（2）计算1）小齿轮分度圆直径2）圆周速度3）齿宽 模数 4)计算实际载荷系数。由机械设计教材表10-2查得使用系数=1根据V=。7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数计算齿轮的圆周力查机械设计教材表10-3的齿间载荷分配系数由机械设计教材表10-4，用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承为非对称布置，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数1）由机械设计教材式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径：5）按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由机械设计教材式（10-7）计算模数，即1)确定公式中的各参数值试选KFt=1.3由机械设计教材式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数计算由机械设计教材图10-17查得齿形系数YFa1=2.60、YFa2=2.20。由机械设计教材图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.60、Ysa2=1.80。由机械设计教材图1.-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为由机械设计教材图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90 KFN2=0.85取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计教材式（10-14）得 因为大齿轮的 大于小齿轮，所以取=0.01632）试算模数 （2）调整齿轮模数1）计算实际在和系数前的数据准备圆周速度V。齿宽b。宽高比b/h。2）计算实际载荷系数KF根据V=0.695m/s,7级精度，由机械设计教材图10-8查得动载系数Kv=1.02由由计算得：查机械设计教材表10-3得齿间分配系数。由机械设计教材表10-4用插值法查得结合b/h=3.688查机械设计教材图10-13得则载荷系数为：3）由式机械设计教材（10-13）可得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得的模数1.217mm并就近圆整为标准m=1.5按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮的齿数取Z3=38，则大齿轮齿数,取，互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到机构紧凑，避免浪费。4.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径d3=z3m=381.5=57mmd4=z4m=1291.5=193.5mm(2)齿顶圆直径(3)中心距（4）齿轮宽度b=dd3=157=57mm取b3=63mm b4=b=57mm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圆整。本设计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机械设计教材图10-21a中推荐合理工作范围为宜。其它几何参数，如z1、z2、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。（1）计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。-0.69从机械设计教材图10-21a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。分配变位系数x1 、x2由机械设计教材图10-21b可知，坐标点（z/2,x/2）=(83.5,-1.18)位于L14线和L15线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的z1、z2处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.502,x2=0.72。4.2.5强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计教材式10-10中各参数。计算结果如下：KH=1.768 T2=84810Nmm，d=1,d3=56mm，u=3.39,ZH=2.4 ZE=189.8MPa1/2,Z=0.921。将上述值带入机械设计教材式（10-10）得故齿面接触疲劳强度满足要求（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计教材式（10-6）中各参数。计算结果如下：KF=1.487, T2=84810Nmm , Ysa1=1.60、Ysa2=1.80, YFa1=2.60、YFa2=2.20, d=1,m=1.5,Z3=38。将其带入机械设计教材式（10-6）得故齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.2.6.主要设计结论齿数Z3=38， Z4=129，模数m=1.5mm,压力角=20，中心距a=125mm,齿宽b3=63mm ，b4=57mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。5.初步绘制装配底图首先在俯视图上画出各齿轮的中心线、节圆、齿顶圆和齿轮宽度。通常小齿轮比大齿轮宽5-8mm。两级大齿轮间的距离应大于8mm,输入与输出轴上的齿轮最好布置在远离外伸轴端的位置，这样布置对齿轮轮齿的受载有好处。同时，在主视图中画出齿轮的节圆和齿顶圆。 确定箱体内壁和外廓，为避免齿轮与箱体内壁相碰，齿轮与箱体内壁相碰之间应有一定距离，一般取箱体内壁与小齿轮端面的距离为，大齿轮顶圆与箱体内壁的距离为。和的数值见机械设计课程设计表5-2，小齿轮顶圆一侧的箱体内壁线目前还无法确定，先不画出，将来由主视图中轴承旁连接螺栓的位置来确定，内壁线画出后，箱体的宽度随之确定，对于部分式齿轮减速器，箱体轴承座内端面通常为箱体内壁。根据润滑要求，大齿轮顶圆距箱座内底面的距离应大于3050mm，箱座底板厚度为，在主视图中进一步画出箱体内、外壁线，箱体壁厚和1见机械设计课程设计表5-1在俯视图的分箱面上，需设置分箱面连接螺栓和轴承旁连接螺栓。分箱面凸缘的宽度尺寸A取决于箱座厚度和分箱面连接螺栓d2， ，此处的c1和c1是分箱面连接螺栓d2的扳手空间尺寸，见机械设计课程设计表5-3。轴承座的宽度尺寸B取决于箱座壁厚、轴承旁连接螺栓d1以及箱体侧面的加工面与非加工面间的外凸尺寸（58mm），及B=+（58mm）,此处的c1 和c1是轴承旁连接螺栓d1的扳手空间尺寸，见机械设计课程设计表5-3，在主视图中画出右侧分箱面凸缘结构，凸缘厚度b和b1见机械设计课程设计表5-2。在俯视图中画出分箱面三个侧面的外边线，图中的e为轴承盖凸缘的厚度（机械设计课程设计图6-27），这样俯视图的宽度就大体决定了。根据主视图的高度和俯视图的宽度便可确定侧视图尺寸。如下图所示：6.轴的设计6.1高速轴的设计1.选择高速轴的材料：由于减速器传递的功率不大，其重量无特殊要求故选择45钢，调制处理。2.初步计算轴的最小直径用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径，查机械设计教材表15-3可知，取Ao=120 取在第一部分中已经选用的电动机Y132M1-2,电动机轴径D=28mm。由机械设计教材，知齿轮轴的条件为或 式中：为齿轮的分度圆直径；为与齿轮相邻的轴的直；。，所以满足齿轮轴的条件，即把高速轴设计成齿轮轴。3.联轴器的选择高速轴用联轴器与电动的连接1）、由于弹性联轴器不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲吸振的能力，因此优先考虑选用它。2）、由于装置用于运输机，原动机为电动机，查机械设计教材表14-1，选取工作情况系数KA=1.5。计算转矩：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计表，选用弹性套柱销联轴器LT4联轴器。2）、其主要参数如下公称转矩Tn=64Nm半联轴器轴孔直径d1=20mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L=40mm。装配尺寸A=35mm4.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，各轴的直径和长度：（1）初步确定滚动轴承因为齿轮为直齿圆柱齿轮，则轴承承受径向力和圆周力，轴向力较小，高速级转速较高，载荷一般，所以选用深沟球轴承，参照工作要求，由机械设计课程设计表15-1得，初选6005型轴承。其尺寸为：dDB=25mm47mm12mm 定位轴肩高度 damin=30mm（2）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通A型平键连接，查机械设计教材表6-1选用,键半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位采用过盈配合保证。（3)求轴上的载荷小齿轮分度圆直径在确定轴承的支撑点位置时，选用深沟球轴承，参照工作要求，由机械设计课程设计表15-1得，初选6005型轴承。其尺寸为：dDB=25mm47mm12mm。首先根据轴的结构图做出以下受力分析图,并画出轴的弯矩图和扭矩图，如下图所示：垂直面：AB段的弯矩 BC段的弯矩 水平面:AB段的弯矩 BC段的弯矩 扭矩：最大弯矩 5.轴的强度校核按弯扭合成强度条件计算通过轴的结构设计，确定轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭组合强度条件对轴进行强度校核计算。已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力通常由弯矩图所产生的弯曲应力是对称变压力，而由扭矩所产生的扭矩切应力则常常不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为：式中的弯曲应力为对称循环变压力。当扭转切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力也为对称循环变压力时，则取s，将和代入式，由机械设计教材式15-5得：轴的弯扭合成强度条件为式中: 轴扭转切应力为静应力，轴的计算应力，Mpa;M轴所受的弯矩，T轴所受的扭矩，W轴的抗弯截面系数，计算公式见机械设计教材表15-4得对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，Mpa，其值按机械设计教材表15-1选用。所以符合要求。6.轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命由所选6005型轴承，查机械设计课程设计表15-1，知额定动载荷C=10KN当量动载荷计算：在实际轴承的受力过程中，轴承同时承受轴向力和径向力，因此在进行寿命计算时，必须把实际载荷折算成相当于实验条件的（纯径向或纯轴向载荷）载荷，才能与基本额定载荷进行比较，换算后的载荷时一种假想的恒定不变的载荷，称为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承具有与实际载荷作用下相同的寿命。当量动载荷用P表示，由机械设计教材式13-8得：式中：P当量动载荷，N;轴承实际承受的轴向载荷，N；轴承实际承受的径向载荷，N;X半径向动载荷系数，Y轴向动载荷系数，对于只承受纯径向载荷的轴承，由机械设计教材式13-9得：由机械设计教材式13-5，轴承的使用寿命为：所以所选轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6005。7.键的强度校核联轴器与轴采用普通C型平键连接：选用键的系列，T=19830N.mm键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计教材表6-2知，许用挤压应力力s，取，键的工作长度键的接触高度k=0.5h=3mm,由式6-1得：综上，键满足使用要求。6.2中速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选用45钢，调质处理，硬度260HBS,2、初步计算轴的最小直径根据机械设计教材表15-3取A0=120，由机械设计教材式15-2知取3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：（2）各轴的直径和长度1）根据，选用选用深沟球轴承，参照工作要求，由机械设计课程设计表15-1得，初选6007型轴承。其尺寸为：dDB=35mm62mm14mm2）定位轴肩高度 damin=41mm（3）轴的受力分析首先根据轴的结构图做出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图：1）求轴上的力：已知轴的转矩为：垂直面 AB段的弯矩 BC段的弯矩 CD段的弯矩 水平面的弯矩 AB段的弯矩 BC段的弯矩 轴上的最大弯矩按轴的弯扭合成强度条件进行校核式中: 轴扭转切应力为静应力，轴的计算应力，MPa;M轴所受的弯矩，T轴所受的扭矩，W轴的抗弯截面系数,，计算公式见机械设计教材表15-4得对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，Mpa，其值按机械设计教材表15-1选用。前面已经选定轴的材料为45钢，采用调质处理，由机械设计教材表15-1得： ，所以安全。 轴的设计满足设计要求根据轴的结构图做出以下受力分析图：2）轴承寿命的校核已知轴承的预计寿命由所选6007型轴承，查机械设计课程设计表15-1，知额定动载荷C=16.2KN当量动载荷计算在实际轴承的受力过程中，在实际载荷折算成相当于实验条件的（纯径向或纯轴向载荷）载荷，才能与基本额定载荷进行比较，换算后的载荷时一种假想的恒定不变的载荷，称为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承具有与实际载荷作用下相同的寿命。当量动载荷用P表示，由机械设计教材式13-8式中：P当量动载荷，N;轴承实际承受的轴向载荷，N；轴承实际承受的径向载荷，N;X半径向动载荷系数，Y轴向动载荷系数，对于只承受纯径向载荷的轴承，由机械设计教材式13-9由机械设计教材式13-5，轴承的使用寿命为：因为，所以所选轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6007。3)键的校核齿轮与轴的配合，采用键连接：选用键的系列，T=84810N.mm键和轴的材料都是钢，由机械设计教材表6-2知，许用挤压应力力s，取，键的工作长度键的接触高度k=0.5h=4mm,由式6-1得：综上，键满足使用要求。6.3低速轴 1选择低速轴的材料选择45钢，调质处理。2初步计算轴的最小直径用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径，查机械设计教材表15-3可知，取A0=120，由机械设计教材式15-2知 取3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：（2）初步确定滚动轴承因为齿轮为直齿圆柱齿轮，则轴承承受径向力和圆周力，轴向力较小，载荷一般，所以选用选用深沟球轴承，参照工作要求，由机械设计课程设计表15-1得，初选6011型轴承。其尺寸为：dDB=55mm90mm18mm，定位轴肩高度 damin=62mm（3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用普A平键链接，查机械设计教材表6-1选用键为，联轴器与轴的连接，采用普通C型平键，配合为，滚动轴承与轴的周向定位采用过盈配合保证。（4）求轴上的载荷求轴上的力：已知低速轴的转矩，齿轮4的分度圆直径垂直面 AB段的弯矩 BC段的弯矩 水平面的弯矩 AB段的弯矩 BC段的弯矩 轴上的最大弯矩 按轴的弯扭合成强度条件进行校核式中: 轴扭转切应力为静应力，轴的计算应力，MPa;M轴所受的弯矩，T轴所受的扭矩，W轴的抗弯截面系数,，计算公式见机械设计教材表15-4得对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，Mpa，其值按机械设计教材表15-1选用。前面已经选定轴的材料为45钢，采用调质处理，由机械设计教材表15-1得： ，所以安全。轴的设计满足设计要求根据轴的结构图做出以下受力分析图：按轴的弯扭合成强度条件进行校核式中: 轴扭转切应力为静应力，轴的计算应力，Mpa;M轴所受的弯矩，T轴所受的扭矩，W轴的抗弯截面系数，计算公式见机械设计教材表15-4得：对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，单位Mpa， 前面已经选定轴的材料为45钢，采用调质处理，查机械设计表15-1，得：，因此：所以满足要求。（5）轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命选用深沟球轴承，参照工作要求，由机械设计课程设计表15-1得，知额定动载荷C=30.2KN，初选6011型轴承。其尺寸为：dDB=55mm90mm18mm定位轴肩高度 damin=62mm2)当量动载荷计算在实际轴承的受力过程中，轴承同时承受轴向力和径向力，因此在进行寿命计算时，必须把实际载荷折算成相当于实验条件的（纯径向或纯轴向载荷）载荷，才能与基本额定载荷进行比较，换算后的载荷时一种假想的恒定不变的载荷，称为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承具有与实际载荷作用下相同的寿命。当量动载