毕业设计（论文）带式运输机圆锥-圆柱齿轮减速器传动装置设计

攀枝花学院本科课程设计带式运输机传动装置的二级圆锥圆柱齿轮减速器设计学生姓名学生学号2008院（系）机电工程年级专业机械设计制造及其自动化班指导教师助理指导教师二一一年一月题目名称评分项目分值得分评价内涵01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。工作表现2003课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。能力水平3508对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。成果质量4511创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指导教师评语指导教师签名年月日目录1设计任务书12传动方案拟定23选择电动机34计算传动装置的运动和动力参数55传动件的设计计算76轴的设计计算177滚动轴承的选择及计算398键联接的选择及校核计算439设计小结44设计任务书题目带式运输机传动装置的二级减速器设计1、课程设计的目的机械设计课程设计是课程教学的一重要内容,也是一重要环节,目的有三1使学生运用所学,进行一次较为全面综合的设计训练,培养学生的机械设计技能,加深所学知识的理解2通过该环节,使学生掌握一般传动装置的设计方法,设计步骤,为后续课程及毕业设计打好基础,做好准备3通过该环节教学使学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅相关技术资料的能力，学会编写设计计算说明书，培养学生独立分析问题和解决问题的能力。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。转速误差为5，减速器由一般规模厂中小批量生产。要求装配图（0或1号）（11）一张，低速级齿轮与轴，箱体或箱盖（共3张零件图），设计说明书（60008000字，WORD）一份。传动简图（附后）及设计原始参数如下。带拉力F（N）带速度V（M/S）滚筒直径D（MM）4700062803、主要参考文献1所学相关课程的教材2陆玉主编,机械设计课程设计,北京,机械工业出版社,2004。3濮良贵主编,机械设计,北京,高等教育出版社,19894吴宗泽主编,机械设计课程设计手册,北京,高等教育出版社,19925徐灏主编,机械设计手册,北京,机械工业出版社,19894、课程设计工作进度计划1、准备阶段（1天）2）、设计计算阶段（335天）3）、减速器的装配图绘制（3天）4）、绘零件图（335天）5）、编写设计说明书（3天）6）、答辩或考察阶段。051天指导教师（签字）日期年月日教研室意见年月日学生（签字）接受任务时间年月日设计计算及说明结果二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速6010649/MIN28WVNRD拟定以下传动方案图一409/MINWR设计计算及说明结果三、选择电动机（1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量1卷筒的输出功率P4706281FVKW2电动机输出功率DDP传动装置的总效率1234526式中、为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。12由机械设计（机械设计基础）课程设计表24查得V带传动096；滚动轴承10988；2圆柱齿轮传动097；圆锥齿轮传动096；弹性联轴器099；卷筒轴滑动轴承345096；则609683097690681故241DPKW3电动机额定功率ED28PKW08134DPKW由机械设计（机械设计基础）课程设计表201选取电动机额定功率。40EDPKW设计计算及说明结果3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导书表1查得圆锥圆柱齿轮减速器，则电动机转速可选范围为1025I49025/MINDNIR选同步转速为1000R/MIN，如下表4）电动机的技术数据和外形,安装尺寸电动机转速R/MIN电动机型号额定功率（）同步满载电动机质量KGY132M164100096073轴伸出端直径MM轴伸出端安装长度MM中心高度MM外形尺寸长宽高MM38K6801325128035设计计算及说明结果四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比9602347MNI2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮取34，故1I35圆柱齿轮传动比2134765I3）各轴转速（轴号见图一）123142590/MIN6743/I09N6/MINRINR4）各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即DP1225344352809834627121DPKWKW5）各轴转矩2347I135I267I12345960/MIN7/I09/INNRRN123458608PKWK设计计算及说明结果112233445534895062909013572809901PTNMNNPTNMN项目轴1轴2轴3轴4轴5转速R/MIN960960310776776功率KW34834326312308转矩NM3462338211357285171917传动比1135671效率10978096095809881234568719TNMT设计计算及说明结果五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速960R/MIN，齿数比U35，由电动机驱动，使用期限8年234PKW（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度GB10095882）材料选择由机械设计（第八版）表101选择小齿轮材料为调质，硬度为40RC280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则125Z23587Z28Z2183U2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即113222905ETRRHZKTDU（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数18TK2）计算小齿轮的转矩5522909034826PTNMN3）选齿宽系数R4）由机械设计（第八版）图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM160HMPALIM250HMPA125Z803RLIM16HMPALI250设计计算及说明结果5）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数1289EZMPA6）计算应力循环次数9129860601230214084535HNNJL7由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数129,3HNHNK8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得12LIMLI0965431HNKMPAS（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值1TDH1132322905883263755ETRZKTUM2）计算圆周速度V126375903/601TDNS3）计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载系数2/VMS1K直齿轮1HF由机械设计（第八版）表102查得使用系数1AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数1289EZMPA91824063512546HMPA16375TDM2/VS设计计算及说明结果，则125HBEK1512587HFHBEK接触强度载荷系数31AV4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得12336756918TKDM5）计算模数M19275Z取标准值36）计算齿轮相关参数12122212235786435ARCOSARCOS199075365DMZMURD7）圆整并确定齿宽364BM圆整取，246M1503、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数12187523AVFK2）计算当量齿数231K169DM3M12127564935DRM10B246231K设计计算及说明结果122529COS78314VZ3）由机械设计（第八版）表105查得齿形系数160FAY26FA应力校正系数159SA217SA4）由机械设计（第八版）图2020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限150FEMPA2380FEMPA5）由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数16NK2091FN6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得14S112208653071492FNEKMPAS7）校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核22105FASFFRKTYBMZ12121238605986503ASRFMPA12593VZ123074FMPA1826FMPA设计计算及说明结果2222210538619744638FASFRFKTYBMZMPA满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速2743R/MIN，齿数比U67，由电动机驱动，工326PKW作寿命8年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作平稳，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度GB10095882）材料选择由机械设计（第八版）表101选择大小齿轮材料均为40CR钢（调质），小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为250HBS。3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数120Z2670134Z4）选取螺旋角。初选螺旋角142、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即32121THETDKTUZ1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数16TK2）计算小齿轮的转矩2497FMPA,120Z3416TK设计计算及说明结果553391091032615074PTNMN3）选齿宽系数D4）由机械设计（第八版）图1030选取区域系数243HZ5）由机械设计（第八版）图1026查得，则10762091266）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数1289EZMPA7）计算应力循环次数81387260243180631097HNNJL8）由机械设计（第八版）图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM150HMPALIM270HMPA9）由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数1295,08NHNK10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得12LIMLI095712586HNKMPAS1275925HPA（3）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得1TD817263094N127568HMPA95HPA设计计算及说明结果321232165074318947565THETDKTUZM2）计算圆周速度V1347830869/60601TDNS3）计算齿宽B及模数TM14785COSCOS14230224785916DTNTNTMZHB4）计算纵向重合度1038TAN03812TAN41587DZ5）计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载系数69/VMS10K由机械设计（第八版）表103查得14HFK由机械设计（第八版）表102查得使用系数A由机械设计（第八版）表1013查得32F由机械设计（第八版）表104查得147HK接触强度载荷系数0AVK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得12334785156TDM14785TDM069/VS4785239167NTBMH15872K15DM设计计算及说明结果7）计算模数NM1COS5COS14290NDMZ取25N8）几何尺寸计算（1）计算中心距12013425984COSCOSNZMAM（2）按圆整后的中心距修正螺旋角1220135ARCSARCS40198NZ因值改变不多，故参数、等不必修正HZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径12051COS433NZMDM（4）计算齿轮宽度151DBM圆整后取251BM163、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数10413286AVFK2）根据重合度，由机械设计（第八版）图1028查得螺旋角影响系数5870Y25NM1984AM012534DM156BM2186K设计计算及说明结果3）计算当量齿数12332019COSS467VVZ4）由机械设计（第八版）表105查得齿形系数127FAY214FA应力校正系数15SA283SA5）由机械设计（第八版）图2020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限1680FEMP2650FEMPA6）由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数18NK209FNK7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得14S11220862739541FNEKMPAS8）校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核232COSFASFFDNKTYZM1112312232COS86508COS407154365ASFDNFTYZMPA129467VZ12473FMPA143FMPA设计计算及说明结果2122323COS286508COS140183295165FASFDNFKTYZMMPA满足弯曲强度，所选参数合适。设计计算机说明1295FMPA结果六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩2P2N2T34KW960/MINR382NM2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为110505321053625MRTRDZ而1321820865TANCOSTANCOS15937I4I0TMRATFNDN圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示TRFA10837TRAFN设计计算及说明结果图二设计计算及说明结果3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表153，取，得，输入轴的最小直径为安装联轴器的直012A304MIN1796DAM径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。12D12联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表141，由于转矩变化很小，故取CAATK，则3AK21380496CAANM查机械设计（机械设计基础）课程设计表174，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度160NM1D1230D，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60MM。82L4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三MIN170D4396CATNM1230D设计计算及说明结果（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，12轴段右端需制出一轴肩，故取23段的直径237DM237DM2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表157中初步23选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32908，其尺寸为，而。4615DDTM34560DM3415LM这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表157查得32908型轴承的定位轴肩高度，因此取H45D3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，6730DM56段应略短于轴承宽度，故取。514L4）轴承端盖的总宽度为20MM。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取30L2350LM5）锥齿轮轮毂宽度为6486MM，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。67LM7）由于，故取BAL451LM（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6167D查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50MM，同时为保108BHM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76HK定34560DM341L45D6730M51L2350LM67451L设计计算及说明结果位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为K6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2455、求轴上的载荷6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应06力222231806804CAMTMPAW前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得，故安全。1160,CAP6、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数33301406WDM载荷水平面H垂直面V14786NF12754NF支反力F256弯矩M0HM13VMM208总弯矩214367扭矩T8TN208CAMP1CA3640WM设计计算及说明结果抗扭截面系数3330240128TWDM31280TWM截面5右侧弯矩M为12876NM截面5上的扭矩为2T230T截面上的弯曲应力1876340BMPAW截面上的扭转切应力2618T轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得。1140,275,5BPAMAPA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因，经插值后查得2053RD371250DD3,18又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为02,5Q故有效应力集中系数为11893176054KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数。0079轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为12876MNM230T203BMPA64T设计计算及说明结果092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q12091287345KK又取碳钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS122227498031578364978391501AMCAKSS故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率、转速和转矩3P3N3T26KW74/MINR315NM2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径1124905TDMZM而28145K01,54978315CASS150DM设计计算及说明结果111321540TANTAN21735COSCOS7388TRTTFND114507328TRAFN已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径22105105381053204MRTRDZM而22231029764TANCOSTANCOS74102II3598TMRTFNDN圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图四所示1T2T1R2F1A2F204MD2219760358TRAFN设计计算及说明结果图四3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为（调质），根据机械设计（第八版）40RC表153，取，得，中间轴最小直径显然是安装018A3026MIN57DAM滚动轴承的直径和12564、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）MIN2465D设计计算及说明结果（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计12564DM表157中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，。37DDTM125630DM这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表157查得30206型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径。3H72）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用2345DM套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应8L略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故23L07HD取，则轴环处的直径为。4HM34DM3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴156B段应略短于轮毂长，故取。42L4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取123450,LML。560LM（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表61查得平键截23D面，键槽用键槽铣刀加工，长为22MM，同时为保证齿轮与轴配合有108BHM良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，76HM按由机械设计（第八版）表61查得平键截面，键槽45D108BHM125630DM2345DM23L4M452L1340ML56设计计算及说明结果用键槽铣刀加工，长为56MM，同时为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，此处选轴的尺寸76HM公差为M6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2455、求轴上的载荷6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计06算应力2222305761504CAMTMPAW前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表151查得40RC，故安全。117,CAP7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面载荷水平面H垂直面V124NF175NF支反力F35623弯矩M120947HM123486579VVMMN总弯矩22MAX410扭矩T35T504CAMP1CA设计计算及说明结果截面5左右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数33301027WDM抗扭截面系数333254T截面5右侧弯矩M为7198NM截面5上的扭矩为3T350T截面上的弯曲应力72198670BMMPAW截面上的扭转切应力235214T轴的材料为，调质处理。由表151查得40RC。11735,35,0BMPAAMPA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因，经插值后查得20673RD16730DD9,4又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为3270WM354T72198MNM3150T267BMPA21TA设计计算及说明结果082,5Q故有效应力集中系数为11082917450KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数。87轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q741254091708KK又取合金钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS1223552246701651064715AMCAKSS故可知安全。（3）截面5左侧抗弯截面系数3330142875WDM254170K0152106475CAS34287WM设计计算及说明结果抗扭截面系数33302587TWDM3857TWM截面5左侧弯矩M为72198NM截面5上的扭矩为2T350T截面上的弯曲应力72198645BMPAW截面上的扭转切应力3013287T过盈配合处的，由机械设计（第八版）附表38用插值法求出，并取，K08K于是得213,0821370轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为092故得综合系数为112320977KK计算安全系数值CAS72198MNM350T168BPA324TM2179K设计计算及说明结果12223595216801726447951685AMCASKSS故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩4P4N4T312KW09/MINR472851NM2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径224913486TDMZM而4178543106TANTAN20673COSCOS585TRTTFND圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示TFRAF9517268CAS23486DM435162708TRAFN设计计算及说明结果图六设计计算及说明结果3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表153，取，得，输出轴的012A3MIN01249DAM最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径1212D相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表141，由于转矩2CAATK变化很小，故取，则1321378509463CAATNM查机械设计（机械设计基础）课程设计表174，选HLL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取1250NM1D，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度1240D12L为84MM。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图六）图六MIN2D1240DM设计计算及说明结果（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，12轴段右端需制出一轴肩，故取23段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径，2347DM48DM半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半184LM联轴器上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比略短些，现取1L。128LM2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）2347DM课程设计表157中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32910，其尺寸为，515DT，而。347850DM341L3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程表157查得32910型轴承的定位轴肩高度，因此取；5HM4560DM齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为51MM，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。67L齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处07HD4HM的直径为。轴环宽度，取。568DM14B568L4）轴承端盖的总宽度为20MM，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取30LM2347DM128L2347DM3478501LM456D67L563DM8L2350LM4781L2350LM5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。457810,5LML设计计算及说明结果（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）67D表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为160BHM50MM，同时为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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，76HM12870M半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证76的，此处选轴的尺寸公差为K6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2455、求轴上的载荷6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力022223078651941CAMTMPAW前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得载荷水平面H垂直面V1380NF1396NF支反力F29720弯矩M4HM154VMM27总弯矩212235498690673N扭矩T41T294CAMP设计计算及说明结果，故安全。1160,CAMP7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面7右侧受应力最大（2）截面7右侧抗弯截面系数333015012WDM抗扭截面系数3332T截面7右侧弯矩M为7638NM截面7上的扭矩为2T42510截面上的弯曲应力763841250BMPAW截面上的扭转切应力29T轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得。11640,275,5BMPAAMPA1CA31250WM3T7638MNM42510T6BMPA291TA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32设计计算及说明结果查取。因，经插值后查得2045RD510DD2,3又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为08,5Q故有效应力集中系数为11218208537KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数。086轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q8125807391266KK又取碳钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS25816K01,51222751736864029173156AMCASKSS173625CAS设计计算及说明结果故可知安全。设计计算及说明结果七、滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表157中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，406215DDTM17AFN15TANT30E则125043,639FRNFR则1122157904COT369264DRNYF则2169140791ADANFN则，17905314ARE26914023ARFE则111PR04COT5353791237FAN2PR6392FN载荷水平面H垂直面V14786NF12754N支反力F25612504369FRN1257964DFN127964AFN1PR237N269设计计算及说明结果则106635101042438092RHCLHNP故合格。中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表157中初步选取0基本游隙