机械课程设计--带式输送机.doc

目录一 设计任务书二 前言三 运动学与动力学计算四 齿轮的设计及计算五 轴与轴承的计算与校核六 箱体的设计七 键和轴承的选择八 联轴器的选择九 齿轮结构尺寸的确定十 润滑密封方式的确定十一 设计小结十二 参考资料一、邵阳学院课程设计（论文）任务书年级专业学生姓名学 号题目名称带式输送机的传动装置设计设计时间课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点一、 课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。 二、 已知技术参数和条件2.1 技术参数：输送带工作牵引力：5.7kN输送带速度：0.75m/s卷筒直径：430mm2.2 工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差5%。带式输送机的传动效率为0.96。三、 任务和要求3.1 绘制二级直齿圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；3.3 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合邵阳学院规范格式且用A4纸打印；3.4图纸装订、说明书装订并装袋；四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材 4.2 机械设计课程设计指导书4.3 减速器图册4.4 减速器实物；4.5 机械设计手册 4.6 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）22传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算34减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制26编写设计说明书37总计19六、教研室审批意见教研室主任（签字）： 年 月 日七、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日八、备注指导教师（签字）： 学生（签字）二、前言2.1工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱用于皮带运输机，工作速度不高（V=0.75m/s）由于工作运输机工作平稳,转向不变(单向运转)，工作环境多尘，最高温度为35，故减速箱应尽量设计成闭式，箱体内用油液润滑，轴承用脂润滑。要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑，造价低廉,生产周期短,效率高。工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日）,小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为。带式输送机的传动效率为0.96.2.2分析和拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置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。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，可分析有，连轴器传动效率比皮带传动效率高，直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用直齿圆柱齿轮传动。三、运动学与动力学计算3.1 传动方案分析及拟定工作参数表3.1输送带的牵引力F/kN5.7输送带的速度Vw/（m/s）0.75转动工作年限(a)10每日工作班数2输送机的传动效率0.96批量小批注:总传动比误差为+5%,连续单向回转,轻微冲击带式输送机传动系统方案如下图所示图一： 二级圆柱直齿轮减速器带式传动系统方案带式输送机由电动机驱动。电动机通过带传动将动力传入二级圆柱减速器，再通过联轴器将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但是齿轮对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级为直齿圆柱齿轮传动。3.2 电动机的选择3.2.1选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用Y型三相异步电动机，封闭式卧式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。3.2.2选电动机功率按机械设计课程设计表3-1确定各部分效率如下：V带传动的传动效率： =0.96每对轴承的传动效率： =0.99 （共四对球轴承）圆柱齿轮的传动效率： 3=0.97 （精度8级）联轴器的传动效率： =0.99卷筒的传动效率： =0.96计算及说明结果1、工作机所需功率P（KW）Pw=FwVw/（1000）=5.7100.75/(10000.96) =4.453 KW2、电动机至工作机的总效率 42= =0.960.9940.9720.990.96 =0.833 3、所需电动机的功率P（KW） P= P/=4.453/0.833=5.346 KW由表17-7所列Y系列异步电动机技术数据中可以确定，满足PP 条件的电动机额定功率应该为P=5.5 KW3.2.3 确定电动机的转速 工作机的转速n(r/min) n=Vw/(D)=0.7560/(3.14243010)=33.307r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比35，则925，则总传动比合理范围为18100，电动机转速的可选范围为：n（18100）33.307599.5263330.700 r/min按电动机的额定功率P，要满足PP以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M26的三相异步电动机，额定功率P为5.5 kw，额定电流8.8 A，满载转速960 r/min，同步转速1000 r/min。P=4.453 KW=0.833P=5.346 KWP=5.5 KWnw =33.307 r/min其主要参数如下：额定功率KW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB5.596010008421638801033132515280电动机选用Y132M2-6,额定功率为5.5kw,满载转速为960r/min,同步转速1000r/min,6极3.3 传动比的计算确定传动装置的总传动比和分配传动比3.3.1传动装置的总传动比：由传动方案可知： 联轴器的传动比 =1 传动装置的总传动比：=960/33.307=28.8233.3.2分配传动装置的传动比式中、分别为带传动和减速器的传动比。对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按下式分配：式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为：3.540 选用Y132M2-6=1=28.823=3.540=3.540计算及说明结果3.4 传动装置的传动参数的计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴.、依次为电机与轴1、轴1与轴2、轴2与轴3、轴3与轴4之间的传动效率。3.4.1各轴的转速(r/min) 电动机轴的转速 =960 r/min 高速轴1的转速=/ =960/2.3=417.391 r/min中间轴2的转速=417.391/3.540=117.907r/min低速轴3的转速=117.907/3.540= 33.307r/min滚筒轴4的转速=33.307 r/min3.4.2各轴的输入功率P（KW）电动机的输入功率Pm=5.5 KW高速轴1的输入功率P=P=5.50.96=5.280KW中间轴2的输入功率P=P =5.280.97 =5.122 KW低速轴3的输入功率P=P= P=960 r/min=417.391r/min=117.907r/min=33.307r/min=33.307 r/minP=5.280 KWP=5.122 KWP =4.968 KW计算及说明结果 =5.1220.97 =4.968KW滚筒轴4的输入功率P=P =4.9680.96 =4.769 KW3.4.3各轴的输入转矩T(N)电动机的输入转矩T=9550Pm/ =95505.5/960 =54.714 N高速轴1的输入转矩T=9550P/ =95505.280/417.391 =120.808 N中间轴2的输入转矩T=9550P/ =95505.122/117.907 =414.862 N低速轴3的输入转矩 T=9550P/ =95504.968/33.307 =1424.457 N 滚筒轴4的输入转矩 T=9550P/ =95504.769/33.307 =1367.399 N根据以上数据列出下表电动机轴轴1轴2轴3滚筒轴4功率P （KW）5.55.2805.1224.9684.769转矩 T（Nm）54.714120.808414.8621424.4571367.399转速（r/min）960417.391117.90733.30733.307传动比2.33.5403.540效率0.960.970.970.96表3.4P=4.769 KWT=54.714 NT=120.808NT=414.862 NT=1424.457NT=1367.399N3.5 V带传动的设计与校核3.5.1 确定计算功率 P-电动机的额定功率,KW;-工作情况系数.查表8-7得 =1.2 =1.25.5=6.6KW3.5.2 选择V带的带型根据、由图8-11选用A型。3.5.2 确定带轮的基准直径并验算带速（1）初选小带轮的基准直径。由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径=100mm。 （2）验算带速。按式（8-13）验算带的速度 =100960/(601000)= 5.027m/s因为5 m/s30 m/s，故带速符合要求。（3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 =2.3100=230mm (:V带传动比)根据表8-8，圆整为=250mm。3.5.3 确定V带的中心距及基准长度 （1）根据式0.72 （8-20），得到245700，初定中心距=500 mm。 （2）由式（8-22）计算带所需的基准长度 =2500+/2(100+230)+(230-100)2/(4500) =1526.88mm由表8-2选带的基准长度=1600mm。 （3）按式（8-23）计算实际中心距 +=500+(1600-1526.88)/2537mm-0.015513mm+0.03584.56585 mm故中心距的变动范围为513585mm。3.5.4 验算小带轮包角 =166.128o90o合格。3.5.5 计算带的根数 （1）计算单根V带的额定功率 由=100mm和=960 r/min，查表8-4a用插值法得P0=0.958KW。 根据=960 r/min，0=和A型带，查表8-4b得=0.112KW。 查表8-5得， 表8-2得，于是=1.017 KW（2）计算V带的根数z=/=6.6/1.017=6.490 取7根.3.5.6计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m，所以 =5006.6/(75.027) (2.5/0.96-1)+0.105.0272152.949N应使带的实际初拉力 。3.5.7 计算压轴力 压轴力的最小值为Fp=2zsin(/2)=27152.949sin(166.128o/2)=2126.297表3.5 V带的设计参数总汇带型基准直径/mm带速V/m/s基准长度/mm包角V带根数Z最小压轴力/NA1002305.0271600166.128o72126.2973.6 V带轮的设计3.6.1 带轮的材料由于减速器的转速不是很高，故选用HT150型。3.6.2 带轮的结构形式V带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据V带根数Z7，小带轮基准直径100 mm，大带轮基准直径230 mm。故由课本图8-14小带轮选择腹板式。大带轮选择孔板式。3.6.3 V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应，见课本表8-10。V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作表面的夹角发生变化。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40o。V带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圈，也不应与轮槽底部接触。具体参数见表3.5。3.6.4 V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；由于带轮的转速低于极限转速，故要做动平衡。表3.6 轮槽的截面尺寸槽型Bd/mm/mm/mmeFmin/mmA11.0 2.758.7150.3938o =1.2=6.6KW=100mm= 5.027m/s=250mm=1600mm537mm=166.128oP0=0.958KW=0.112KW=1.017 KWz=7152.949NFp=2126.297N四、齿轮的计算因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。4.1 低速级齿轮传动的设计计算4.1.1 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数1、按所拟定的传动方案，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（GB1009588）。3、材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4、选小齿轮齿数z=26，则大齿轮齿数z=z=3.5426=92.04,取z=924.1.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即1、确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数=1.42) 由3.4.3的计算结果知小齿轮传递的转矩T=414.862 N=4.14910N3) 由表10-7选齿宽系数=14) 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 MP5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MP6) 由10-13式计算应力循环次数 N=60j=60117.9071(2810300)=3.396108 （：中间轴2的转速） N=9.95310由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.93 ; K=0.987) 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10-12得=0.93600=558=0.98550=5392、计算1) 试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值=104.837 mm2) 计算圆周速度: = 0.647m/s3) 计算齿宽bb=1104.837=104.837 mm4) 计算齿宽与齿高之比模数 m=4.032 mm齿高 h=2.25m=2.254.032=9.072 mm =11.5565) 计算载荷系数根据=0.917m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数K=1.05；直齿轮，K=1； 由表10-2查得使用系数=1；由表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，K=1.442由=11.556, K=1.442查图10-13得K=1.35故载荷系数：K=KKKK=11.051.4421=1.5146) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得：=104.837=107.563 mm7) 计算模数m。 m=/z=107.563/26=4.137 mm104.837 mm=0.647 m/sb=104.837 mmm=4.032 mmh=9.072 mm=107.563 mmm=4.137 mm计算及说明结果4.1.3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）弯曲强度的设计公式为1、确定公式内的各计算数值1) 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500a；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380a2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 K=0.90 K=0.953) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得 =321.429=257.8574) 计算载荷系数K K=KK=11.0511.35=1.4185) 查取齿形系数由表10-5查得Y=2.650；=2.2106) 查取应力校正系数由表10-5查得=1.580 ；=1.7757) 计算大、小齿轮的并加以比较=0.013 26=0.015 13 由此可见大齿轮的数值大2、设计计算=2.975mm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2.975mm并就近圆整为标准值m=3 mm，按接触强度算得分度圆直径=107.563mm，算出小齿轮齿数=35.85436 齿轮齿数=363.54=127.44,取z=128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，并且结构紧凑，避免了浪费。4.1.4 几何尺寸计算1. 计算分度圆直径d=m=363=108 mmd= zm=1283=384 mm2. 计算中心距a=246 mm3. 计算齿轮宽度b=1108=108 mm取B=110 mm ；B=115 mm 。m2.975 mmm=3 mm=36z=128d=108 mmd=384 mma=246 mmB=115 mmB=110 mm 4.2 高速级齿轮传动的设计计算4.2.1 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数1、按所拟定的传动方案，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（GB1009588）。3、材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4、选小齿轮齿数z=24，则大齿轮齿数z= z=3.5424=84.96,取z=854.2.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即1、确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数=1.42) 由3.4.3的计算结果知小齿轮传递的转矩T=120.808N=1.208 Nm3) 由表10-7选齿宽系数=14) 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 MP5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MP6) 由10-13式计算应力循环次数 N=60j=60417.3911(2810300)=1.20210 （：高速轴1的转速） N=3.395107) 由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.90 ; K=0.958) 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10-12得=0.90600=540=0.95550=522.52、计算1) 试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值=70.962 mm2) 计算圆周速度: = 1.551 m/s3) 计算齿宽bb=170.962=70.962 mm4) 计算齿宽与齿高之比模数 m=2.957 mm齿高 h=2.25m=2.252.957=6.653 mm =10.6665) 计算载荷系数根据=1.551m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数K=1.08；直齿轮，K=1； 由表10-2查得使用系数=1；由表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，K=1.424由=10.666, K=1.424查图10-13得K=1.35故载荷系数：K=KKKK=11.081.4241=1.5386) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得：=70.962=73.221 mm7) 计算模数m。 m=/z=73.221/24=3.051 mm4.2.3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）弯曲强度的设计公式为1、确定公式内的各计算数值1) 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500a；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380a2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 K=0.85 K=0.903) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得 =303.571=244.2864) 计算载荷系数K K=KK=11.0811.35=1.4585) 查取齿形系数由表10-5查得Y=2.650；=2.2106) 查取应力校正系数由表10-5查得=1.580 ；=1.7757) 计算大、小齿轮的并加以比较=0.013 79=0.016 06 由此可见大齿轮的数值大2、设计计算=2.495mm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2.495mm并就近圆整为标准值m=2.5 mm，按接触强度算得分度圆直径=73.221mm，算出小齿轮齿数= 29.28830 齿轮齿数=303.54= 106.2,取z=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，并且结构紧凑，避免了浪费。4.2.4 几何尺寸计算1. 算中心距 a= 171 mm为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a246 mm 。（3）修正大、小齿轮的齿数以及分度圆直径由4.2.3得m=2.5 mm 又a246 mma= d=m d=m =3.54 联立以上四式解得=43.348 =153.452d=108.370 mm d=383.630 mm圆整后取=44，=153，d=110mm，d=382.5mm（4）计算齿轮宽度b=173.22173.221 mm （此处d是由4.2.2计算得到的结果）圆整后取 B75 mm；B80 mm。（5）修正齿轮的圆周速度2.404 m/s表6.1 各齿轮的设计参数 齿轮 参数高速级齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速级齿轮4材料40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质） 硬度为240HBS40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS齿数4415336128模数2.53分度圆直径/mm110382.5108384齿宽/mm8075115110中心距/mm246修正齿轮圆周速/m/s2.4040.667传动比3.544.2.5 结构设计绘制齿轮零件图高速轴齿轮1做成实心式如图4.2（b），中间轴齿轮3做成齿轮轴，中间轴齿轮2和低速轴齿轮4两个大齿轮使用腹板式结构如图4.2（a）=73.221 mm2.495mmm=2.5 mm=30z=106=44=153d=110mmd=382.5mmB80 mmB75 mm五、轴与轴承的计算与校核5.1 高速轴的设计与校核5.1.1 求输入轴上的功率P、转速n和转矩T由总体设计知：P=5.28 KW=417.391 r/minT=120.808 N5.1.2 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=110 mm而=2196.509 NF=2196.509=799.464 N=2337.476 N圆周力F、径向力F、法向力、对于标准齿轮啮合角。5.1.3 初步确定轴的最小直径1. 材料的选择：选用45号钢调质处理。查机械设计表15-3，取=120。2. 最小直径的确定：根据课本第370页式15-2得：d =120=27.960 mm高速轴的最小直径是安装大带轮处轴的直径（图4-1）。为了使所选的轴的直径与带轮的孔相适应，该轴段为配合轴段，其直径应按机械设计课程设计中表12-10的标准尺寸圆整。因为所选电动机为Y132M2-6，查表得电动机轴直径为38mm，同时选取带轮孔的直径为40mm，故由标准尺寸确定高速轴的最小直径为40mm，V带轮与轴配合的毂孔长度L1108 mm。5.1.4 轴的结构设计1. 拟定轴上零件的装配方案经过分析比较，初步确定轴的结构如图5.1.4所示图5.1 .4 轴的结构2. 根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度1) 为了满足带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，轴肩h=(0.070.1)d= 2.84,取h=3,故取-段的直径=46mm；带轮与轴配合的毂孔长度=90mm,故-的长度取=90mm 。2) 初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=46mm，由机械设计课程设计表15-2中初步选取深沟球轴承6210，其尺寸为dDB=50mm90mm20mm,故=50mm，而=B=20mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位。6210型轴承的定位轴肩高度h=3.5 mm，因此，故取轴环的直径为=57mm,轴环宽度b1.4h= 4.9mm,取b=8，L=b=8mm 。3) 取安装齿轮处的轴段IV-V的直径60mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为B=80mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取L=78mm。齿轮的右端采用轴环定位，轴环高度h0.07d=4.2mm,取h=5mm,故d=70mm,轴环宽度b1.4h=8.4,取b=10mm, =b=10mm。4) 轴承端盖的总宽度为30mm(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，取端盖的外端面与带轮右端面的距离为30mm,故取=60 mm。5) 取齿轮距箱体内壁之间的距离a=10 mm，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s6 mm，已知滚动轴承的宽度B19 mm，则LB+s+a+(80-78)=19+6+10+2=37 mm。至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。3. 轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由课本表6-1查得平键截面bh14 mm9 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样，带轮与轴的连接，选用平键为10 mm8 mm90 mm，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，此处选轴的直径公差为m6。4. 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径看情况而定。5.1.5 求轴上的载荷及校核AB为= +B/2=177.5mmBC为= L-B/2+ L/2=68 mmCD为= L/2+B/2=65 mm图5.1.51. 求垂直面的支反力：=312.834 N =-=799.464-312.834=486.630 N2. 计算垂直弯矩：=312.8345610=17.519 Nm=486.6303610=17.519Nm3. 求水平面的支承力：=859.504 N=-=2196.509-859.504=1337.005 N4. 计算水平面弯矩:=859.5045610=48.132 Nm =1337.0053610=48.132 Nm5. 求合成弯矩:51.221 Nm51.221 Nm6. 求当量弯矩：因轴是单向回转，转矩为脉动循环，取折合系数。可得剖面C处的当量弯矩（120.808 Nm）： = =51.924 Nm7. 判断危险截面并验算强度1) 面C处当量弯矩最大，而其直