带式输送机传动装置的设计-材料成型及控制工程机械设计课程设计计算说明书.doc

机械设计课程设计 计算说明书设计题目：带式输送机传动装置的设计班 级：材料成型及控制工程专业xxxx班设计者：指导教师：学号：时间：2015年45月设计任务书5第一章绪论1.1设计目的61.2传动方案的分析与拟定6第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 电动机类型及结构的选择82.2 电动机选择82.3 确定电动机转速82.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比92.5动力运动参数计算10第三章 传动零件的设计计算减速器外部零件的设计计算普通V形带传动12第四章 齿轮的设计计算4.1高速级齿轮设计144.2高速级齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按齿面接触疲劳强度设计计算14 4.2.2 按齿根弯曲接触强度校核计算16 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定174.3低速级齿轮设计184.4低速级齿轮几何尺寸的设计计算 4.4.1 按齿面接触疲劳强度设计计算18 4.4.2 按齿根弯曲接触强度校核计算20 4.4.3 齿轮几何尺寸的确定21第五章 轴的设计与校核5.1输入轴最小直径的设计和作用力计算225.2输入轴的结构设计与校核225.3中间轴最小直径的设计和作用力计算255.4中间轴的结构设计与校核265.5输出轴最小直径的设计和作用力计算295.6输出轴的结构设计与校核30第六章 轴承、键和联轴器的选择与设计6.1轴承的选择与校核346.2键的选择计算与强度校核356.3联轴器的选择35第七章 齿轮的结构设计37第八章 减速器的润滑与密封8.1润滑的选择与确定39 8.2 密封的选择与确定39第九章 箱体的主要结构尺寸计算40第十章 减速器附件的选择与设计419.1 轴承端盖419.2 视孔和视孔盖419.3 油标419.4 放油孔419.5 启盖螺钉419.6 定位销419.7 螺钉与螺栓41第十一章 减速器的绘制与结构分析42第十二章 设计总结45 参 考 文 献46附录;装配图和零件图xxx涉外经济学院机械工程学部课程设计任务书专业：材料成型及控制工程 班级：xxxx班 学生姓名： 指导老师：设计题目：带式输送机传动装置设计一、已知条件：1.带式输送机的有关原始数据：减速器齿轮类型直齿圆柱齿轮运输带工作拉力F/（KN）1.55运输带速度V/（m/s）0.9卷筒直径D/(mm）4002.滚筒效率：0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）3.工作情况：使用期限12年，两班工作制（每年按300天计算），运输机连续单向运转，转速误差不得超过5%，载荷有轻微振动；4.工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；5.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。7.动力来源：电力，三相交流，电压380/220V二、设计任务：1.设计计算内容 1）运动参数的计算，电动机的选择； 2）V带传动的设计计算； 3）齿轮传动的设计计算； 4）轴的设计与强度计算； 5）滚动轴承的选择与校核； 6）键的选择与强度校核； 7）联轴器的选择。2.设计绘图 ：1）减速器装配图纸一张（或图纸） 一张2）零件工作图2张（低速级齿轮、低速轴，或图纸） 两张3）设计说明书一份（6000字） 一份注：提交CAD的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制的装配图草图和手写计算说明书草稿。第一章 绪论1.1 设计目的 机械设计课程设计是为机械类专业和近机械类专业的学生在学完机械设计及同类课程以后所设置的一个重要的教学环节，也是学生第一次较全面、规范地进行训练，其主要目的是：1培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。2通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。3另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。1.2传动方案的分析与拟定1、 传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时比其他结构的尺寸大，故将其放在传动系统的高速级，以便获得较为紧凑的结构尺寸，又能发挥其传动平稳性、噪音小、能缓冲吸振的特点。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。2、传动方案的拟定1、工作条件：使用年限12年，工作为两班工作制，载荷轻微振动，转速误差不得超过 5%。2、原始数据：滚筒圆周力F=1600N；带速V=0.8m/s；滚筒直径D=350mm；3、方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。图1 带式输送机传动系统简图第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 电动机类型及结构的选择由于Y型三相异步电动机效率高、性能好、噪声低、振动小，能够适用于运输机上，且结构简单、价格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电网中，因此在工业上普遍存在。本减速器设计为水平剖分，动力源选用Y系列三相异步电动机，封闭卧式结构。2.2 电动机选择1工作机的功率Pw =FV/1000=(1.5510000.8)/(10000.96)=1.46kw2总效率 =0.960.99=0.8423所需电动机功率 查机械设计课程设计P178取额定功率Pm=3kw2.3 确定电动机转速卷筒工作转速为： n卷筒=601000V/（D）=(600000.8)/(3.14350)=43 r/min根据机械设计课程设计P7表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比=840范围。取带传动比。则总传动比理论范围为： =16160。故电动机转速的可选范为 =698.8166988.16r/min则符合这一范围的同步转速有： 1000 r/min、1500r/min和3000r/min，根据机械设计课程设计P178表17-7，由标准查出四种适用的电动机型号：方案电动机型 号额 定 功 率电动机转速(r/min)同 步满 载1Y132S-63kw10009602Y100L2-43kw150014303Y100L-23kw300028704Y132M-83kw750710综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构、重量、价格和带传动、减速器传动比,可见第1方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-6，=960 r/min，质量为63kg。查机械设计课程设计P179 表（17-9）确定电动机轴直径：018.0002.038+=D mm 轴伸出长度：E=80 mm 伸出轴上键宽：F=10 mm 伸出轴上最小直径：G=33 mm 电动机轴中心高：H=132mm2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比1、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比为： =/=960/43=22.32、分配各级传动装置传动比 总传动比等于各传动比的乘积 = 取=3（普通V带 i=24）因为：= =i2i1 i1=所以：22.3/3i2i1 i1=3.1 i2=2.4标注：i1为高速级传动比 i2为低速级传动比2.5 动力运动参数计算1转速n=960( r/min)=/=/=960/3=320（r/min） =/i1=320/3.1=103.266（r/min） =/i2=103.266/2.4=43（r/min） = =43（r/min） 2功率P 轴： 轴： III 轴：P3= 卷筒轴3转矩T (Nm) 轴 轴 (Nm) III轴 T3=9550P3/n3=590.77 (Nm) 卷筒轴(Nm)将上述数据列表如下：轴号功率P/kW n/(r.min-1) /(Nm) i 0396029.844 3 12.8832085.95 22.77103.266256.273.1 32.6643590.772.442.58435731电动机额定功率Pm = 3 kw选定电动机型号为Y132S-6i1=3.1i2=2.4=320 r/min=103.266r/min=43r/min=43 r/minP4 =2.58T0=29.844NmT1=85.95NmT2=256.27NmT3=590.77NmT4=573N.m计 算 项 目 及 内 容主 要 结 果第三章 传动零件的设计计算减速器外部零件的设计计算普通V形带传动设计V带传动需确定的主要内容是：带的型号、根数、长度、中心距，带轮的直径和宽度等，以及作用在轴上力的大小和方向。设计时应注意相关尺寸的协调。1、选择带的型号：根据机械设计P156查表87得=1.3, 则计算功率为=P=1.33=3.9KW根据、查表和图811，选取A型V带。2、确定带轮基准直径、验算带速根据机械设计P155-156查表8-6、88，d1160220选取小带轮基准直径d1=100mm带速验算： V=n0d1/（100060）=3.14100960/100060=5.2m/s 介于530m/s范围内，故合适大带轮基准直径d2=d1=3100=300 mm ，取 d2315mm3、确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2） a02（d1+d2） 0.7（100+300）a02（100+300）290.5mma0830mm初定中心距=400 mm，则带长为=2+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4) =2400+（100+315）/2+（315-100）2/(4400) =1480mm根据机械设计P146表82，按标准选带的基准长度Ld=1600mm的实际中心距a=+(Ld-)/2=600+(1800-1759)/2=520 mm 4、验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a=156.3120 小轮包角合适5、确定带的根数由式确定V带根数，根据机械设计P152查表84a用内插法得P00.9576kW，根据机械设计P153查表84b用内插法得0.1116kW根据机械设计P155查表8-2，表85得0.99，0.9326。则 Z=/（(P0+P0)=3.9/（0.9576+0.1116）0.93260.99 =3.95 故要取4根A型V带 6. 计算单根V带的初压力的最小值(F0)min 由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力： (F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2=500（2.5-0.9326）3.9/( 0.932645.2)+0.1=160.3 N 应使带的实际初拉力F0(F0)min 7. 计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=24160.3sin（156.3/2）=1255 N选A型V带d1=100mmd2=315mm带中心距a =520mm小轮包角合适选4根A型V带计 算 项 目 及 内 容主 要 结 果第四章 齿轮传动的设计计算4.1高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮 ） （1） 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级根据机械设计P191表10-1小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40Cr钢调质，齿面硬度为280HBS，大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，故选齿轮精度初选8级（2） 初选齿数选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1i1=23.1=80.6，取Z2=814.2 齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1 按齿面接触疲劳强度设计计算确定各参数值：1.载荷系数 因K取值在1.2-2.4之间，由于载荷有轻微振动，取=1.3 2.小齿轮传递的转矩 T1=8.595 3. 根据机械设计P201查表106，P205表10-7得材料的弹性影响系数=189.8选取齿宽系数=14.根据机械设计P209查图1021d，按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa5.由机械设计P206式（10-13）计算应力循环次数N1=60n1jLh=603201（2830012）=1.110N2=1.110/3.1=3.5510 6.由机械设计P207图10-19 取接触疲劳寿命系数=1.0 =1.08 7.计算接触疲劳许用应力 按一般可靠要求取失效概率为1%，安全系数S=1， 根据机械设计P205式（10-12） 则许用接触应力H1 =Hlim1/S=1.0600/1=600 MPa H2=Hlim2/S=1.08550/1=594MPa 取两式计算中的较小值，即H=594Mpa 8.计算小齿轮分度圆直径，代入H中较小值 齿数比=3.1 2.32 将数值带入上述公式可知：dlt57.3mm 9.计算圆周速度v V=(n1)/601000=3.1457.3320/60000=0.96m/s 10. 确定齿宽b b=157.3=57.3mm 11. 计算齿宽与齿高之比b/h。模数：m=d1t/Z1=57.3/26=2.2mm齿高：h=2.25m=2.252.22=4.96mm,则b/h=11.5512.计算载荷系数。根据v=0.96m/s，7级精度由机械设计图10-8查得：动载荷系数Kv=1.06；直齿轮，KHa=KFa=1：由机械设计表10-2查得KA=1.25由机械设计表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=1.42由b/h=11.55，KH=1.420查机械设计表10-13得KF=1.35故载荷系数K=KAKVKHaKF=1.251.0611.420=1.881513.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计P204式（10-10a）。得：d1= d1t =57.3=65.3mm14.计算模数m：m=dd1/z1=65.3/26=2.5mm4.2.2 按齿根弯曲接触强度校核计算由教材式（10-4）得弯曲强度的条件式F =2KTYFaYSa/(dm3z2 )F1由机械设计图10-20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=380MPa2由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.893计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-12）得F1= KFN1FE1/S=0.86500/1.4=307.14MPaF2= KFN2FE2/S=0.89380/1.4=241.57MPa4计算载荷系数KK=KAKVKFaKF=1.251.0611.35=1.788755取齿形系数。由机械设计表10-5查得 YFa1=2.6 YFa2=2.226.查取应力校正系数由机械设计表10-5查得 YSa1=1.595 YSa2=1.777.校核 F1=2KT1YFa1YSa1/( = =120.72MPa F1 F2=2KT2YFa2YSa2/( =11.79MPa F2故可取由弯曲强度算得的模数2.5就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度的的分度圆直径d1=65.3，算出：小齿轮的齿数z1=d1/m=65.3/321.7 取Z1=23 大齿轮的齿数z2=3.123=71.3 取Z2=72这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.2.3齿轮几何尺寸的确定1.计算分度圆直径 d1= z1m=233=69mm d2= z1m=723=216mm2.计算中心距 a=（d1+ d2）/2=（69+216）/2=142.5mm3.计算齿轮宽度 b=d d1=169=69mm取B2=69mm ，B1=75mm 小齿轮为40Cr钢调质，齿面硬度为280HBS大齿轮为45号钢调质，齿面硬度为240HBSH=600Mpa =3.1b/h=11.55取标准模数m=3mmZ1=23Z2=72d1=69mmd2=216mma=142.5mmB1=75mmB2=69mm计 算 项 目 及 内 容主 要 结 果4.3低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮 ） （1） 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级根据机械设计P191表10-1小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40Cr钢调质，齿面硬度为280HBS，大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，故选齿轮精度初选8级（2） 初选齿数 选小齿轮齿数Z1=19，则大齿轮齿数 Z2=Z1i1=192.4=45.6 ，取Z2=464.4 齿轮几何尺寸的设计计算4.4.1 按齿面接触疲劳强度设计计算确定各参数值：1.载荷系数 因K取值在1.2-2.4之间，由于载荷有轻微振动，取=1.3 2.小齿轮传递的转矩 T1=2.5627Nmm 3. 根据机械设计P201查表106，P205表10-7得材料的弹性影响系数=189.8选取齿宽系数=14.根据机械设计P209查图1021d，按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa5.由机械设计P206式（10-13）计算应力循环次数N1=60n1jLh=60112.81（2830012）=3.9108N2=3.9108/2.4=1.625108 6.由机械设计P207图10-19 取接触疲劳寿命系数=1.08 =1.13 7.计算接触疲劳许用应力 按一般可靠要求取失效概率为1%，安全系数S=1， 根据机械设计P205式（10-12） 则许用接触应力H1 =Hlim1/S=1.08600/1=648 MPa H2=Hlim2/S=1.13550/1=621.5MPa 取两式计算中的较小值，即H=621.5Mpa 8.计算小齿轮分度圆直径，代入H中较小值 齿数比=2.4 2.32 将数值带入上述公式可知：dlt81.9mm 9.计算圆周速度v V=(n1)/601000=3.1481.9103.266/60000=0.443m/s 10. 确定齿宽b b=181.9=82mm 11. 计算齿宽与齿高之比b/h。模数：m=d1t/Z1=81.9/19=4.3mm齿高：h=2.25m=2.254.3=9.71mm则b/h=8.412.计算载荷系数。根据v=0.443m/s，7级精度由机械设计图10-8查得：动载荷系数Kv=1.03；直齿轮，KHa=KFa=1：由机械设计表10-2查得KA=1由机械设计表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=1.426由b/h=10.67，KH=1.426查机械设计表10-13得KF=1.31故载荷系数K=KAKVKHaKF=11.0311.426=1.813.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计P204式（10-10a）。得：d1=d1t=81.9=91.2814.计算模数m：m=dd1/z1=91.28/19=4.8mm4.4.2 按齿根弯曲接触强度校核计算由教材式（10-4）得弯曲强度的条件式F =2KTYFaYSa/(dm3z2 )F1由机械设计图10-20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=380MPa2由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89,KFN2=0.93计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-12）得F1= KFN1FE1/S=0.89500/1.4=317.86F2= KFN2FE2/S=0.9380/1.4=224.29MPa4计算载荷系数KK=KAKVKFaKF=1.251.0311.31=1.695取齿形系数。由机械设计表10-5查得 YFa1=2.85 YFa2=2.356.查取应力校正系数由机械设计表10-5查得 YSa1=1.54 YSa2=1.677.校核 F1=2KT2YFa1YSa1/( = =93F1 F2=2KT2YFa2YSa2/( =14.29F2故可取由弯曲强度算得的模数4.8就近圆整为标准值m=4mm按接触强度的的分度圆直径d1=91.28，算出：小齿轮的齿数z1=d1/m=91.28/4=22.82,取Z1=23 大齿轮的齿数z2=2.423=55.2，取Z2=56这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.4.3齿轮几何尺寸的确定1.计算分度圆直径 d1= z1m=234=92mm d2= z1m=564=224mm2.计算中心距 a=（d1+ d2）/2=（92+224）/2=158mm3.计算齿轮宽度 b=d d1=192=92mm取B2=92mm ，B1=98mm 小齿轮为40Cr钢调质，齿面硬度为280HBS大齿轮为45号钢调质，齿面硬度为240HBSH=621.5Mpa =2.4b/h=8.4取标准模数m=4mmZ1=23Z2=56d1=92mmd2=224mma=158mmB1=98mmB2=92mm计 算 项 目 及 内 容主 要 结 果第五章 轴的设计与校核5.1中间轴最小直径的设计和作用力计算一、选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 二、求作用在齿轮上的力由前面的传动装置的参数可知= 103.226r/min; =2.77(KW)；T=256270N.md=216mmd=92mmF=2372.87NF=F= F=2372.87=864NF=Ftan=2028NF=F=5929N三轴的结构设计初步确定轴的最小径查表可取=120； 机械设计第八版370页表15-3=40mm（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1.已知低速级小齿轮齿宽B=98mm，取L=95mm。取齿轮距箱体内壁的距离a=14mm,滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm，取d=d=40mm。2.初步选则滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴=40mm，故轴承的型号为6008，其尺寸为40mm，68mm, mm，所以L=B+S+a+3=40mm。已知高速级大齿轮齿宽B=69mm，取L=66mm，L=B+s+a+3+3=43mm，取d=d=45mm。轴端-右端为轴环且与轴段-左端轴环完全相同，则只需要设计一个台阶。轴肩高度h=（0.070.1）d=(3.154.5)mm，取h=4mm，则d=d=53mm。轴环宽度bmm,取b=6mm。至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径(3).轴上零件的周向定位大齿轮与轴的周向定位采用平键连接，据机械设计P106表6-1，按=45mm查得A型平键为bhL=14mm9mm56mm；小齿轮与轴的周向定位采用平键连接，据机械设计P106表6-1，按=45mm查得A型平键为bhL=14mm9mm90mm。 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，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）求轴上的载荷L1=68.5mm L2=82mm L3=80mm （1）求截面处的支反力水平面H上：=3601N =Ft1 +Ft2-FNH1=2373+5571-3601=4341N垂直面上：=-96.6 N=1067.4 N （2）求弯矩M：水平面H上：=360168.5=246668.5 Nmm =434180=347280 Nmm垂直面V上：=-96.668.5=-6617.1 Nmm=1067.480=85392 Nmm （3）总弯矩：=246757 Nmm=357624 Nmm （4）扭矩T=256270 Nmm 7.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的弯矩和扭矩的截面（即危险截面B、C）的强度。根据式及以上数据和轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取=0.6轴的计算应力(W=0.1483, W=0.1453)：B截面=13.9MPaC截面=1.6MPa 前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计P362表15-1，查的=60MPa，因此1.5 d,所以带轮宽度L=(1.52) d=(4560)mm,取L=50mm。为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故-段的长度应比带轮的宽度略短一些，取L-=47mm。V带轮右端采用轴肩定位,轴肩的高度，取=2.5 mm，则=35 mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=50 mm.2.初步选则滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴=33 mm，故轴承的型号为6007，其尺寸为35mm，62mm, mm.所以=35mm， =B=18mm。3.取轴段的直径=40mm，因为齿宽B=75，所以取=72mm取齿轮距箱体内壁间距离a14mm， 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=8mm，则B+s+a14+814+339mm=d40mm-段为轴环，轴肩高度h=(0.070.1)d=(2.84)mm,取h=3mm,所以d=46mm。轴环宽度b1.4h=4.2mm,取L=5mm。箱体间长度L=210mm，左箱体至轴段的距离L=94mm,所以=L-L+s=124mm。至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径 （3）. 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用平键连接，据机械设计P106表6-1，按=30mm查得A型平键为： bhL=8mm7mm40mm，带轮与轴的配合为。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 7求轴上的载荷 确定轴承的支点位置，简支梁的轴的支承跨距=229mm。根据轴的结构图作出轴的计算简图，在作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。 （1）求截面C处的支反力F：水平面H上：=166.52491/229=1811N =62.52491/229=679.858N 垂直面V上：=166.5906/229=658.7N=247N （2）求弯矩M： 水平面H上：=113187.5Nmm垂直面V上：=40750Nmm，=41168.75Nmm （3）总弯矩：= 120299.5Nmm=120442Nmm （4）扭矩T=71625 Nmm 7.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的弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式及以上数据和轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取=0.6轴的计算应力(W=0.141)：=7.48MPa前已选定轴的材料为45钢