机械原理课程设计——步进式工件输送机.doc

西南科技大学 机械设计基础课程设计说明书设计题目：步进式工件输送机设计专业班级：机械制造与自动化1001学生姓名：王森学 号：20107335指导老师：王 宇 完成日期：2011年12月目录第一章 绪论 3第二章 课题题目及主要技术参数说明 32.1课题题目 32.2 主要技术参数说明 42.3根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图 4第三章 传动机构和工作机构的选择 53.1传动机构确定 53.2工作机构设计方案 6第四章 减速器结构选择及相关性能参数计算 84.1 减速器结构 84.2 电动机选择 84.3 传动比分配 94.4 动力运动参数计算 9第五章 齿轮的设计计算 115.1高速级齿轮传动的设计计算 115.2低速级齿轮传动的设计计算 17第六章、传动轴承和传动轴的设计 236.1从动轴的设计 236.2中间轴的设计计算 296.3主动轴的设计 326.4求轴上的载荷 366.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 386.6精确校核轴的疲劳强度 38第七章 联轴器的选择 417.1联轴器的功能 417.2联轴器的类型特点 417.3联轴器的选用 417.4联轴器的材料 42 设计小结 42参考文献 42附图 减速器装配图 轴的零件图 工件输送机系统总图 第一章 绪论 进入21世纪以来， 随着科学技术、工业生产水平的不断发展和人们生活条件的不断改善市场愈加需要各种各样性能优良、质量可靠、价格低廉、效率高、能耗低的机械产品，而决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节是产品设计。机械产品设计中，首要任务是进行机械运动方案的设计和构思、各种传动机构和执行机构的选用和创新设计。这要求设计者综合应用各类典型机构的结构组成、运动原理、工作特点、设计方法及其在系统中的作用等知识，根据使用要求和功能分析，选择合理的工艺动作过程，选用或创新机构型式并巧妙地组合成新的机械运动方案，从而设计出结构简单、制造方便、性能优良、工作可靠、实用性强的机械产品。 企业为了赢得市场，必须不断开发符合市场需求的产品。新产品的设计与制造，其中设计是产品开发的第一步，是决定产品的性能、质量、水平、市场竞争力和经济效益的最主要因素.机械原理课程设计结合一种简单机器进行机器功能分析、工艺动作过程确定、执行机构选择、机械运动方案评定、机构尺度综合、机构运动方案设计等，使学生进一步巩固、掌握并初步运用机械原理的知识和理论，对分析、运算、绘图、文字表达及技术资料查询等诸方面的独立工作能力进行初步的训练，培养理论与实际结合的能力，更为重要的是培养开发和创新能力。因此，机械原理课程设计在机械类专业学生的知识体系训练中，具有不可替代的重要作用。 本次我设计的是步进送料机，以小见大，设计并不是门简单的课程，它需要我们理性的思维和丰富的空间想象能力。我们可以通过对步进送料机的设计进一步了解机械原理课程设计的流程，为我们今后的设计课程奠定了基础。第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1设计题目：步进式输送机设计2.1.1设计原理：工件通过隔断板释放，滑落到辊道上，带有推爪的滑架作往复直线运动，当向右运动时推爪推动工件的左端面一起运动，经过多次的往复运动，最终把工件运送到指定位置。2.1.2设计要求1）工件质量：70kg2）输送步长H=400mm，可载58个工件3）运输速度为0.44m/s，尽可能均匀，行程系数K=1.254）工作阻力2500N5）往复次数406）滑架导路水平线与安装平面高度允许在800-1000mm。2.2工作原理和工艺动作分解2.2.1工作原理和工艺动作分解 根据工艺过程，机构应具有一个电动机和两个执行构件（滑架、隔断板）。(1) 滑架 作往复直线运动，推程时推动工件向前运动，回程时，工件静止，工作行程L=400mm，工作平均速度v=0.44m/s。23根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位，以利于设计、装配和调试。以主动件的转角作为横坐标(0、360)，以各机构执行构件的位移为纵坐标作出位移曲线。主动轴每转一圈为其准拟定的滑架机构运动循环图如图所示：第三章 传动机构和工作机构的选择3.1 传动机构的确定常用的传动机构有以下几种：齿轮机构；螺旋机构；带传动及链传动；连杆机构；凸轮机构（表列举了几种常有传动机构的基本特性）。表1-1 常用传动机构的基本特性齿轮传动螺旋传动带传动链传动连杆传动凸轮传动螺旋传动优点传动比准确，外廓尺寸小，功率高，寿命长，功率及速度范围广，适宜于短距离传动传动比大，可实现反向自锁，用于空间交错轴传动，传动平稳中心距变化范围广，可用于长距离传动，可吸振，能起到缓冲及过载保护中心距变化范围广，可用于长距离传动，平均传动比准确，特殊链可用于传送物料适用于宽广的载荷范围，可实现不同的运动轨迹，可用于急回、增力，加大或缩小行程等能实现各种运动规律，机构紧凑可改变运动形式；转动变移动，传动比较大缺点制造精度要求高效率较低用打滑现象，轴上受力较大有振动冲击，有多边形效应设计复杂，不宜高速度运动易磨损，主要用于运动的传递滑动螺旋刚度较差，效率不高效率开式0.92-0.96闭式0.96-0.99开式0.5-0.7闭式0.7-0.9自锁0.4-0.45平带0.92-0.98V带0.92-0.94同步带0.96-0.98开式0.9-0.93闭式0.95-0.97在运动过程中随时发生变化随运动位置和压力角不同，效率也不同滑动0.3-0.6滚动0.85-0.98速度6级精度直齿v18m/s6级精度非直齿v36m/s5级精度直齿v200m/s滑动速度v15-35m/sV带v25m/s同步带v50m/s滚子链v15m/s齿形链v30m/s功率渐开线齿轮50000kw圆弧齿轮6000kw锥齿轮1000kw小于750kw常用于50kw以下V带40同步带200-750kw最大可达3500kw通常为100kw以下传动比一对圆柱齿轮i10通常i5一对圆锥齿轮i8通常i3开式i100常用i15-60闭式i60常用i10-40平带i5V带i7同步带i10滚子链i7-10齿形链i15其他主要用于传动主要用于传动常用于传动链的高速端常用于传动链中速度较低处既可为传动机构又可做为执行机构主要用于执行机构主要用于转变运动形式，可做为调整机构根据以上分析，我们选择开始齿轮传动。3.2 工作机构设计方案方案（1）采用液压凸轮机构为主，以达到设计要求。本方案采用液压动力装置以推动挡板左右往复运动。再采用凸轮机构推动挡板做上下的往复运动。该机构由液压机构和凸轮机构相互配合，使挡板做曲线运动。该机构结构简单，构造也较为普通，切运行时噪声低。运动行程一眼明了。缺点是该机构有两个自由度，所以运动难于控制，不够平稳。而且液压机构成本太高，且维护检修复杂。方案（2）采用曲柄连杆机构。曲柄连杆机构的特点：1） 其运动副元素为面接触，压力较小，承载能力较大，润滑好，磨损小，加工制造容易，且连杆机构中的低副一般是几何封闭，对保证机构的可靠性有利。2） 在曲柄连杆机构中，在原动件的运动规律不变的条件下，可用改变各机构的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。3） 在曲柄连杆机构中，在连杆上各点的轨迹是各种不同的形状的曲线，其形状随着各构件的相对长度的改变而改变，故连杆曲线的形式多样，可用来满足一些特定的工作需要。利用连杆机构还可以很方便地改变运动的传递方向，扩大行程，实现增力和远距离传动等目的 根据对比分析，我们选择曲柄连杆机构作为工作机构，实现步进式输送。第四章 减速器结构选择及相关性能参数计算4.1 减速器结构展开式二级圆柱直齿轮减速器。4.2 电动机选择（一）工作机的功率Pw=、 、选用 （二）总效率查课程设计手册表17（三）所需电动机功率Ped 大于等于Pd查机械零件设计手册电动机选用三相异步电机笼型Y132M16 n满 = 960r/min4.3 传动比分配工作机的转速： n满为电动机满载转速，n为转轴转速。取 则i齿=i2i3i带=i1=3；i2=3；i3=3.24.4 动力运动参数计算（一）转速n=960r/min（二）功率P（三）转矩T=59.79(Nm)=808.26(Nm )运动和动力参数结果表3-1表3-1 运动和动力参数轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴41179601轴3.923.81173403202轴3.83.6934010571073轴3.693.5810571026344轴3.583.581026102634第五章 齿轮的设计计算5.1高速级齿轮传动的设计计算（一）齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ1 Z2=324=72 取Z=72 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。（二）初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.3 见参考文献机械设计公式10-13计算应力值环数N=60nj =603201（283009）=8.310hN= =N1/i2=8.310h /3=2.810h #(3为齿数比,即3=)见参考文献机械设计 10-19图得：K=0.95 K=1齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1, 见参考文献机械设计公式10-12得: 许用接触应力 见参考文献机械设计见参考文献机械设计表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5103.278/304=1.0310N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽bb=67.1mm计算摸数m=计算齿宽与高之比 计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.05,见参考文献机械设计由表10-4得K的计算公式:K=1见参考文献机械设计由图10-13得: K=1见参考文献机械设计由表10-2 得: K=1故载荷系数:KK K K K =11.0511.423=1.494按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩102Nm确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3.032472传动比误差iuz/ z78/243.03i0.0325，允许 初选齿宽系数按对称布置，由表查得1载荷系数K查取齿形系数Y和应力校正系数Y见参考文献机械设计由表10-5得:齿形系数Y2.65 Y2.236应力校正系数Y1.58 Y1.754计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.25见参考文献机械设计由图10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮见参考文献机械设计由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.9；K=0.94 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 大齿轮的数值大.选用.设计计算 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=70.29来计算应有的齿数.于是由:z=28 取z=28那么z=328=84 尺寸计算 计算大.小齿轮的分度圆直径2.计算中心距 计算齿轮宽度取，5.2低速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值: =1.3 参考文献机械设计公式10-13计算应力值环数 参考文献机械设计 10-19图得：K=0.98 K=1齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1, 见参考文献机械设计公式10-12得: 许用接触应力 见参考文献机械设计由表10-6得： 由表10-7得: =13.设计计算小齿轮的分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b计算摸数m 计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 见参考文献机械设计由图10-8得动载系数K=1见参考文献机械设计由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.423见参考文献机械设计由图10-13得: K=1.3见参考文献机械设计由表10-2 得: K=1.0927故载荷系数:按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=83.58=88.42计算模数 4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（一）式内的各参数值1.由机械设计图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；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数,得 4.计算载荷系数K 5.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得；6.计算大、小齿轮的并加以比较；大齿轮大7.设计计算 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术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2.07并就进圆整为标准值=3mm 接触强度算得的分度圆直径=96mm，算出小齿数大齿轮 （二）几何尺寸设计1.计算分圆周直径、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度取，。带齿轮各设计参数附表齿轮各设计参数附表 1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮333.2表5-12. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)3201073434表5-23. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)3.92 3.83.693.58表5-34. 各轴输入转矩 T(Nm)(Nm)(Nm) (Nm)11734010571026表5-4第六章、传动轴承和传动轴的设计 6.1从动轴的设计1.设计计算（一）求输出轴上的功率P，转速，转矩P=3.96KW =34r/min=1057Nm（二）求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=306 而 F=F= FFn= F/cos=9850/0. 9397=10482N（三）初步确定轴的最小直径见参考文献机械设计表15-3初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理, 见参考文献机械设计取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号见参考文献机械设计,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册P94表选取GY7型凸缘联轴器其公称转矩为1600Nm,半联轴器的孔径（四） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比轴配合的毂孔长度略短一些,现取初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由机械设计手册P73表6-6轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7013C型.对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7013C型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为85mm,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. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=6mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(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,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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,取s=8,已知滚动轴承宽度T=18,高速齿轮轮毂长L=50,则轴的结构如图所示图6-1 轴示意图从动轴各轴段长度及直径如表5-1所示表6-1 轴各轴段直径及长度名称依据确定结果（mm）、L选取GY7型凸缘联轴器其公称转矩为1600Nm,半联轴器的孔径-的长度应比轴配合的毂孔长度略短一些,现取60、82、 L-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径.轴承端盖的总宽度为20mm(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,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取62、54、 L对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故).65、44、 L右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7013C型轴承定位轴肩高度mm, 72、30、 L齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=6mm.78、6、 L取安装齿轮处的轴段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。73、83、 Ld7d3（同一对轴承）65、422轴承的校核由公式其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计P320表13-4，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文献机械设计P321表13-5，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选择为单列角接触球轴承7013C型.，查机械设计手册（GB/T276-94），得C=40.0KNn为轴承工作转速：n =34r/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计P319.P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的角接触球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献机械设计P321.所以，P=XFr=Fr。选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。与联轴器的连接轴的键的设计与校核(1)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。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A型）普通平键。选择凸缘联轴器GY7型：d1=48mm,d2=56mm，L=112mm. L1=84mm由参考文献机械零件设计手册P53，查得键的截面尺寸：bh=1610根据连接段取键长：L=L1-10=84-10=74mm,取L=70属于标准尺寸系列。(2)键的校核查机械设计教材P106表6-2，得键的工作长度为：l=L-b=70-8=62mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用联轴器键1610，L=70；GB/T1906-2003；齿轮键2012，L=70GB/T1906-2003。查机械设计手册P53表4-1键槽深：。6.2中间轴的设计计算1.设计计算轴径的确定中间轴结构如图5-2所示图6-2 轴示意图确定最小直径：低速运转，较大载荷，选用40Cr调质处理。查机械设计教材表15-3初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取120：许允弯曲应力=70 MPa。 dA =120=39.4mm，各轴段直径如表5-2所示表表5-2 轴各轴段直径名称依据确定结果（mm）d35.28mm，选深沟球轴承代号：6308轴承内径 d=40 (mm)轴承外径 D=90 (mm)轴承宽度 B=23 (mm)40安装齿轮段d2d1 ,h=1.52mm，取2mm44轴肩段 h =（0.070.1）d，取h=3mm50d4d244d7d1（同一对轴承）40各轴段长度的确定1轴段的长度l1：l1=B+2+3=23+10+5=45mm，轴承的型号为6308，轴承宽度B=23mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离2轴段的长度：l2=B2-2=96-2=94mm, 齿轮宽B2=96mm3轴段的长度：两齿轮间距l3=14mm4轴段的长度：l2=B1-2=70mm, 齿轮宽B1=72mm5轴段的长度：l5：l5=45mm，轴承宽度B=23mm距离 经校核该轴的结构满足强度要求。2.轴承的校核由公式 见参考文献机械设计P320（14-3）其中：其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计P320表13-4，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文献机械设计P321表13-5，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承6308，查参考文献机械设计课程设计指导书P64表6-1，得C=40.8KNn为轴承工作转速：n=107r/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计P319.P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献机械设计P321所以，P=XFr=Fr。选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头（A型）普通平键。（1）大齿轮段B2=65mm.d2=44mm由参考文献机械零件设计手册P53，查得键的截面尺寸：bh=1210根据连接段取键长：L=B2-10=65-10=55mm,取L=56属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查机械设计教材P106表6-2，得键的工作长度为：l=L-b=56-10=46mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键128，GB/T1095-2003.键槽深：查机械设计手册P53 得.（2）小齿轮段B3=90mm.d2=44mm.由参考文献机械设计手册P53，查得键的截面尺寸：bh=1210根据轮毂段取键长：L=B3-10=90-10=80mm,属于标准尺寸系列。(2-1)键的校核查机械设计教材P106表6-2，得 键的工作长度为：l=L-b=80-10=70mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键1210，GB/T1095-2003.键槽深：查机械设计手册P53得.6.3主动轴的设计1.设计计算轴径的确定轴各轴段如图5-3所示图5-3 轴示意图确定最小直径：选择轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计教材P362，b=650 Mpa， s=360 Mpa， -1=270 Mpa， -1=155 Mpa， E=2.15105 Mpa，=60 MPa 根据机械设计手册表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由机械设计手册表6-1-19选取A=120则得 dA =120=27.66mm各轴段直径如表5-3所示表5-3 轴段直径名称依据确定结果（mm）大于轴的最小直径30mm30d2= d1+2（0.070.1）d1=30+（5.888.4）=35.8838.436考虑轴承d3 d2 选用代号为6008轴承轴承内径 d=40 (mm)轴承外径 D=68 (mm)轴承宽度 B=15 (mm)40考虑轴承定位d4da46h（0.070.1）d4（3.224.6）,取h=6，d446+2454考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取d6=42d7d3（同一对轴承）40各轴段长度的确定1轴段连接滚筒：长度大于低级轴的最小直径长度，取L1=110mm.2轴承端盖的总宽度为20mm(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,取端盖的外端面与滚筒右端面间的距离 ,故取3轴段的长度l3：l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为6008，轴承宽度B=15mm,l3=15mm.4轴段的长度：A为箱体长 2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离l4=3+A-（l5+l6+2+4+L3+L7）=73mm5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l=1.4h=1.46=8.4mm取l5=10.6轴段为安装齿轮段，其长度略小于齿轮宽度， l6=707轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，l7=4+2+3 +B轴承=4+10+5+15=34mm. 经校核该轴的结构满足强度要求。2.轴承的选择由公式见参考文献机械设计P320（14-3）其中：其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计P320表13-4，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文献机械设计P321表13-5，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承6008，查参考文献机械设计课程设计指导书P64表6-1，得C=40.8KNn为轴承工作转速：n1=101.3r/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计P319.P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的角接触球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献机械设计P321所以，P=XFr=Fr。选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。键的选择与校核（1）齿轮1安装段的键的选择：L6=63mm.d6=42mm由参考文献机械设计手册P53，查得键的截面尺寸：bh=128根据轮毂段取键长：L=l6-6=63-6=57mm,L=56属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查机械设计教材P106表6-2，得键的工作长度为：l=L-b=56-10=46mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键128，GB/T1095-2003.键槽深：.6.4求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册表6-6.对于7013C型的角接触球轴承,a=20.1mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 从动轴的载荷分析如图5-4图6-4 载荷分析图6.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全6.6精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =311.35截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面左侧的弯矩M为 M=133560截面上的扭矩为 =295截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的第七章 联轴器的选择7.1联轴器的功用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。7.2联轴器的类型特点刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。挠性联轴器：具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不同而异。无弹性元件的挠性联轴器：承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重