机械设计课程设计---二级减速器链传动

1、1 传动简图的拟定1.1技术参数：输送链的牵引力：9 kN，输送链的速度： 0.35 m/s ，链轮的节圆直径： 370 mm。1.2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%。链板式输送机的传动效率为95%。1.3拟定传动方案传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为链传动。方案简图如图。方案图2 电动机的选择2.1电动机的类型： 三相交流异步电动机（ Y 系列）2.2功率的确定2.2.1工作机所需功率 Pw (kw):Pw = Fw vw /(100

2、0w )=7000× 0.4/(1000 ×0.95)= 3.316kw2.2.2电动机至工作机的总效率：= 1 ×2 3 × 3 × 4 × 5 × 6=0.99× 0.993 ×0.97 ×0.98 × 0.96 × 0.96=0.841（1 为联轴器的效率，2 为轴承的效率，3 为圆锥齿轮传动的效率，4 为圆柱齿轮的传动效率，5 为链传动的效率，6 为卷筒的传动效率）2.2.3所需电动机的功率Pd (kw):Pd = Pw / =3.316Kw/0.841=3.943k

3、w2.2.4 电动机额定功率 : PmPd2.4 确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中 Pm =4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。由此选择电动机型号： Y112M4电动机额定功率 Pm =4kN,满载转速=1440r/min工作机转速 n筒 =60*V/( *d)=18.0754r/min电动机型号额定功率满载转速起动转矩/ 额最大转矩/ 额(kw)(r/min)定转矩定转矩Y112M1-4414402.22.3选取 B3 安装方式3传动比的分配总传动比：i总 = nm /n筒 =1440/18.0754=79.

4、667设高速轮的传动比为i1 , 低速轮的传动比为i 2 , 链传动比为i3 ，减速器的传动比为i减 , 链传动的传动比推荐<6，选 i3 =5.3， i减 = i总 /i3 =15.0315 ,i10.25 i 减 =3.758,选 i1 =3.5 ，则 i2 =i 减 /i1 =4.29。i =i1i2i3 =3.5 ×4.3 ×5.3=79.765i =（ i- i总 ）/i总 =（79.765-79.667）/79.667=0.123%符合要求。4 传动参数的计算4.1各轴的转速 n(r/min)高速轴的转速：n1 =n m =1440 r/min中间轴的转速

5、：n 2 =n1 / i1 =1400/3.5=411.43 r/min低速轴的转速：n 3 =n 2 / i2 =411.43/4.3=95.681 r/min滚筒轴的转速：n 4 =n3 / i3 =95.681/5.3=18.05 r/min4.2 各轴的输入功率 P（kw）高速轴的输入功率： P1pm1中间轴的输入功率： P2p132低速轴的输入功率： P3p242滚筒轴的输入功率： P4p35240.993.96kw3.960.970.993.80kw3.800.980.973.61kw3.610.960.993.43kw4.3 各轴的输入转矩 T(N·m)高速轴的输入转矩

6、： T19550 P1 / n126.26N ·m中间轴的输入转矩： T29550 P2/ n288.20N · m低速轴的输入转矩： T39550 P3 / n3360.32N ·m滚筒轴的输入转矩： T49550 P4/ n41814.76N ·m5 链传动的设计与计算5.1选择链轮齿数取小齿轮齿数 z1 =11，大链轮的齿数 z2 =i 3 × z1 =5.3 ×11 58.3取 59 。5.2确定计算功率查表 9-6 得 K A =1.0 ，查图 9-13 得 K z =2.5 ，单排链，功率为 Pca = K A K z P

7、3 =1.0 × 2.5 ×3.61=9.025kW5.3选择链条型号和节距根据 Pca 9.025kW 和主动链轮转速 n3 =95.681（ r/min ），由图 9-11 得链条型号为24A，由表 9-1 查得节距 p=38.1mm。5.4计算链节数和中心距初选中心距 a0 =(30 50)p=(30 50) × 38.1=11431905mm。取 a0 =1200mm，按下式计算链节数 L p0 :=2× 1200/38.1+(11+59)/2+(59-11)/ 2 2 ×38.1/120099.74故取链长节数 L p =100 节由

8、（ L p - z1 ） /( z2 - z1 ） =（ 100-11） / （ 59-11 ）=2.04 ，查表 9-7 得 f1 =0.24421，所以得链传动的最大中心距为： a0 = f1 p2 L p -( z1 + z2 )=0.22648×31.75 ×2 × 128-(11+59) 1209.57mm5.5计算链速 v，确定润滑方式v= z1 n3 p/60 ×1000=11× 95.681 ×38.1/60 ×10000.668m/s由图 9-14 查得润滑方式为：滴油润滑。5.6计算链传动作用在轴上的压轴

9、力FP有效圆周力： Fe =1000P/v =1000 × 3.61/0.668=5404.2N链轮水平布置时的压轴力系数K Fp =1.15则 FP K Fp Fe =1.15 × 5404.2 6214.8N计算链轮主要几何尺寸d1p38.1sin 180135.23mmsin 180z111d2p38.1180715.86mm180sinsinz2595.7链轮材料的选择及处理根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况是，采取两班制，工作时由轻微振动。每年三百个工作日，齿数不多，根据表9-5 得材料为 40 号钢，淬火、回火，处理后的硬度为 4050HRC。6 圆锥齿轮传

10、动的设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.1.1选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制GB /T123691990 齿形角20o ，顶隙系数c*0.2 ，齿顶高系数 ha *1 ，螺旋角m0o ，轴夹角90 ，不变位，齿高用顶隙收缩齿。6.1.2根据课本表 10-1 ，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS。6.1.3根据课本表 10-8 ，选择7 级精度。6.1.4传动比 u= z2 / z1 =3.5节锥角 1 arctan 1/ u15.945 ， 290 15.94574.055不产生根切的最小齿数：

11、Zmin 2ha*cos 1 / sin 2=16.439选 z1 =18， z2 =u z1 =18×3.5=636.2按齿面接触疲劳强度设计Z E2公式： d1t 2.92KT13R1 0.52HRu6.2.1试选载荷系数 K t=26.2.2计算小齿轮传递的扭矩 T1 =95.5 ×10 5P1 / n1=2.63 ×10 4 N·mm6.2.3选取齿宽系数R =0.36.2.4由课本表 10-6查得材料弹性影响系数 ZE1189.8MPa 2 。6.2.5由图 10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ，大齿轮

12、的接触疲劳极限H lim2550MPa 。6.2.6计算应力循环次数N 160n1 jL h6014401 2 8300104.15 109N 2N1 / u1.1810 96.2.7由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN10.87K HN20.906.2.8计算接触疲劳许用应力H1K HN1lim 1H2KHN2lim 2/ S0.87600522MPa/ S0.90550495MPa6.2.9试算小齿轮的分度圆直径代入H中的较小值得Z E2KT1d1t 2.92=63.325 mm3HR 10.5 R2 u6.2.10 计算圆周速度 vd m1d1t 10.5R63.325(10.

13、5 0.3) 53.825 mmv( d m 1 n1 )/( 60 1000)= （3.14159 ×53.825 ×1440）/ （60×1000） =4.058m/s 6.2.11 计算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表10-2 得 K A =1.0 。由图 10-8 查得动载系数 KV =1.1 。由表 10-3 查得齿间载荷分配系数K H = K F =1.1 。依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-9 得轴承系数 K Hbe=1.25由公式 K H = K F =1.5 K H be=1.5 ×1.25=1.875 接触强度

14、载荷系数K = K A K V K HK H =1×1.1 ×1.1 ×1.875=2.276.2.12按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1d1t3 K / Kt =63.325× 3 2.27 / 2 =66.06 mmm=d1 / z1 =66.06/18=3.67 mm取标准值 m = 4 mm 。6.2.13计算齿轮的相关参数d1 =mz1 =4×18=72 mmd2 =mz2 =4×63=252 mm1arctan 1 / u15.945 =15 56'42" 2 =90 - 1 =74 3'1

15、8"Ru 213.521d172131.04 mm226.2.14确定并圆整齿宽b= R R=0.3×131.04=39.3 mm 圆整取 B2 40mmB1 45mm6.3校核齿根弯曲疲劳强度6.3.1确定弯曲强度载荷系数 K= K A KV K F K F =2.066.3.2计算当量齿数zv1 = z1 /cos 1 =18/cos 15 56'42" =18.7zv2 = z2 /cos2 =63/cos743'18" =229.36.3.3查表 10-5 得YFa 1 =2.91,YSa1 =1.53, YFa 2 =2.29,

16、 YSa2 =1.716.3.4计算弯曲疲劳许用应力由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.82 ， K FN 2 =0.87取安全系数 SF =1.4由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN 1 =500MpaFN 2 =380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力F1K FN1FN1 / SF0.82500 / 1.4292.85MPaF2KFN2FN2 /SF0.87380 /1.4236.14 MPa6.3.5校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式F2KT1YFa1YSa1Fbm2 (10.5 R )2 zF12KT1YFa1YSa122.06263002.911

17、.53 MPabm2 (10.5 R ) 2 z140421 0.50.3218=57.96 MPaF1F 22KT1YFa 2YSa222.06263002.291.71 MPabm2 (1 0.5 R ) 2 z240421 0.50.3 218=50.98 MpaF2满足弯曲强度要求，所选参数合适。7 圆柱齿轮传动的设计计算7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数7.1.1选用闭式直齿圆柱齿轮传动。7.1.2根据课本表 10-1 ，选择小齿轮材料 40Cr 钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料 45钢，调质处理，硬度240HBS 。7.1.3根据课本表 10-8 ，运输机为一般工作

18、机器，速度不高，故选用7 级精度。7.1.4试选小齿轮齿数 z1 =21, 则 z2 =u z1 =i 2 z1 =4.3 ×21897.2按齿面接触疲劳强度设计32公式：d1t 2.32KT1uZEudH7.2.1试选载荷系数 K t=1.37.2.2计算小齿轮传递的转矩T =95.5 ×10 5P2 / n 2 =8.82 × 104 N·mm7.2.3由表 10-7 选取齿宽系数d =117.2.4由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 27.2.5由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim

19、1，大齿轮的接=600Mpa触疲劳强度极限H lim 1 =550Mpa。7.2.6计算应力循环次数N160n2 jL h =60×274.3 ×1×（ 2× 8× 300×10） =7.90 ×10 8N 2 = N1 /u=7.90 ×10 8 /4.3=1.8372 ×10 87.2.8由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 11.02， K HN20.96 。7.2.9计算接触疲劳许用应力取安全系数 S=1.4H 1K HN1H lim 1=1.02 × 600/1.4=437.

20、14 MPaSH 2KHN2H lim 2=0.96 ×550/1.4=377.14MPaS7.2.10试算试算小齿轮的分度圆直径，带入H 中的较小值得K t Tu121.3 8.82104 4.3 1189.82d1t 2.32Z E= 2.323mm=70.716mmu14.3424dH7.2.11计算圆周速度vd1t n23.14 70.71641160=601000m/s=1.523m/s10007.2.12计算齿宽 bbdd1t =1×70.716mm=70.716mm7.2.13计算齿宽与齿高之比 bh模数 mtd1tz1=70.716/21=3.367mm齿高

21、 h2.25mt=2.25 ×3.367=7.576mmb =70.716/7.576=9.33h7.2.14计算载荷系数根据 v=1.523m/s ，由图 10-8 查得动载荷系数 K V =1.04 ；直齿轮， KH= KF =1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4用插值法查得7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，K H=1.316 。由b=9.33 ， K H=1.316查图10-13得 K F=1.28;故载荷系数hK=KAK VK HK F=1×1.04 × 1× 1.28=1.3317.2.15按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d

22、1d1t 3K =70.7163 1.331 =71.27mmK t1.37.2.16计算模数 m：dm 1 =71.27/21=3.39mm z17.3按齿根弯曲强度设计公式为2KT YFa YSam 3d z12F7.3.1 由图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1 500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度FE 2380MPa7.3.2由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.87,K FN 2 =0.897.3.3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则F 1K FN 1 FE 1 =0.87 ×500/1.4=310.71 MpaSF 2K

23、FN2 FE2=0.89 ×380/1.4=241.57 MpaS7.3.4 计算载荷系数 KK×× ×=K AKV K F KF =1 1.041 1.28=1.3317.3.5查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.76 ， YFa 2 =2.1987.3.6查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.56 ， YSa1 =1.7687.3.7计算大、小齿轮的YFa YSa 并加以比较FYFa1YSa1 =2.76 ×1.56/310.71=0.01385F1YFa 2YSa2 =2.198 ×1.758/24

24、1.57=0.01599F2大齿轮的数值大。7.3.8设计计算m2KT YFa YSa3d z12F=321.3318.821040.01599 mm=2.04mm1212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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.04 并就近圆整为标准值 m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径d1 =69.444 ，算出小齿轮齿数 :z1 = d1 = 70.716/2.5 28 大齿轮齿数 : z2 =4.3 ×28=120.

25、4 ，即取 z2 =120 m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，并做到了结构紧凑，避免浪费。7.4几何尺寸计算7.4.1计算分度圆直径d1 = z1 m=28×2.5mm =70mmd 2 = z2 m=120×2.5mm =300mm7.4.2计算中心距a=(d1 + d2 )/2=(70+300)/2=185mm7.4.3计算齿轮宽度b=d d1×=1 70mm=70mm取 B2 =70mm,B1 =75mm。8 轴的设计计算8.1输入轴设计8.1.1求输入轴上的功率 p1 、转速 n1 和转矩 T1p1 =3.96kW

26、n1 =1440r/minT1 =26.26 N ·m8.1.2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dm1d1 10.5R72(1 0.5 0.3)61.2 mmFt2T1226300d m161 .2859 .5 NFrFttancos1859.5tan 20cos15 .945300.8 NFaFttansin 1859.5tan 20sin 15.94585.9N8.1.3 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），根据课本表 15-3 ，取A0 112 ，得P1112 33.96dmin A0 315.69mmn11440因轴

27、上有两个键槽，故直径增大10%15%，取 d12 =18 mm 左右。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12 ，为了使所选的轴直径d12 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 TcaK AT1 ，查课本表 14-1 ，由于转矩变化很小，故取KA 1.3，则 Tca K AT 1.3 2630034190 Nmm 34.19 Nm ，因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。 电动机型号为 Y112M4, 由指导书表 17-9 查得，电动机的轴伸直径 D= 28 mm 。查指导书表 17-4 ，选 LT4 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 63 N

28、m，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L1 62mm，d1 =28mmd12 =28mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。8.1.4拟定轴上零件的装配方案8.1.5为了满足半联轴器的轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-3 段的直径d 23 =32 mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D= 38 mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2 轴段的长度应比 L 略短一些，现取 l12 59mm 。8.1.6初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d 23

29、=32 mm，由指导书表15-1 ，初步选取02 系列， 30207 GB/T 276，其尺寸为dDTB3572 18.2517 ，故 d34d5635mm ，而为了利于固定l3417mm 。由指导书表15-1查得d4543mm 。8.1.7取安装齿轮处的轴段6-7的直径d 6728mm ；齿轮的左端与套筒之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，l 67 由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，故 l 6770mm 。为使套筒端面可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取l 5616mm 。8.1.8轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖

30、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l20 mm ，故取 l 2350mm8.1.9l 452.5d34l3470.5mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。8.1.10轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，按d12 =28mm, 查得平键截面 bh87mm, 长 50mm轴与锥齿轮之间的平键按d6728mm ，由课本表 6-1 查得平键截面 bh87mm，长为 40mm，键槽均用键槽铣刀加工。为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为H 7 / k6 ，齿轮轮毂与轴的配合为H 7

31、 / m 6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。8.1.11确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ，取轴端倒角为 245 ，其他均为 R=1.68.2中间轴设计8.2.1求输入轴上的功率 p2 、转速 n 2和转矩 T2p2 =3.80kWn2 =411.43r/minT2 =88.20N· m8.2.2求作用在齿轮上的力已知小圆柱直齿轮的分度圆半径d1 =70 mm2T22882002520NFt1=70d1Fr1 Ft1 tan=2520tan 20 =917.2N已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径dm2 d2t1 0.5R300 (1 0.50.

32、3)255 mm2T2288200691.76NFt 2255d m2Fr 2Ft 2tancosFa2Ft 2tansin1691.76tan 20cos15.945242.09N1691.76tan 20sin 15.94569.17 N8.2.3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），根据课本表 15-3 ，取 A0 112 ，得dmin A0 3P21123.80n2323.50mm411.43中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%，故 dmin27 mm8.2.4拟定轴上零件的装配方案如图8.2.5初步选

33、择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12 = d56 27.00mm ，由指导书表 15-1 中初步选取 03 系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为 d D T B30 72 20.75 19，所以d12d。这=56 =30mm对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径 37mm，内直径 35mm。8.2.6取安装圆锥齿轮的轴段d 23d 4535mm ，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L40mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取

34、l 2336mm ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d2.45 ，故取h 3 ，则轴环处的直径为 d 34 41mm 。8.2.7已知圆柱直齿轮齿宽B1 =75mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 l 45 =72mm。8.2.8箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面 3 右边 16mm处，设此距离为 lO16mm则：取轴肩 l349mm有如下长度关系： l12 +l 23 +16mm=l45 +l 56 -7mm由于 l12 要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的4mm,取 l1250mm由于 l56 要安

35、装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的3mm l 5649mm综合 以上关系式，求出 l 56 49mm , l1262mm8.2.9轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接， 按 d23由课本表 6-1查得平键截面 b h 10 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 32mm，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H 7 ；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d45 由课本表 6-1m6查得平键截面 b h108mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，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H 7 ；滚动轴承与轴的周向定m6位是由过渡配合来保

36、证的，此处选轴的尺寸公差为m6。8.2.10确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 ，取轴端倒角为 245 。8.3 输出轴的设计8.3.1求输入轴上的功率 p1、转速 n1 和转矩 T1P3 =3.61kWn 3 =95.681r/minT3 =360.32N·m8.3.2求作用在齿轮上的力已知大圆柱直齿轮的分度圆半径d 2 =300mmFt2T3 =23603202402Nd 2300Fr Ft tan=2402tan 20 =874.2N8.3.3 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），根据课本表 15-3 ，取A0 112 ，得P3112

37、3.6137.56mmdmin A0 3395.681n3中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%，故 dmin 43.19mm8.3.4拟定轴上零件的装配方案如图。8.3.5由图可得 d12 为整个轴直径最小处选d12 =45 mm 。为了满足齿轮的轴向定位，取d 2348mm 。根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑取l1260mm ， l 2350mm 。8.3.6初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d12 = d6747mm ，由指导书表 15-1 中初步选取 03 基本游隙组，标准精度级的单列

38、圆锥滚子轴承30310，其尺寸为 dDT5011029.25 ，所以d34 =d 67 =50mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表 15-7 查得 30310 型轴承的定位轴肩高度，因此取 d45 60mm 。去安装支持圆柱齿轮处直径 d 56 56 mm。8.3.7已知圆柱直齿轮齿宽B2 =70mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 l56 =68mm。8.3.8 由于中间轴在箱体内部长为228mm，轴承 30310 宽为 29.25mm，可以得出 l3450.5mm ，l 45 59mm ， l 67 50.5mm 。至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。8

39、.3.9轴上的周向定位圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d56 由课本表 6-1 查得平键截面b h 16 10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，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 H 7 ；链轮的周向定位采用平键连接， 按 d12 由m6课本表6-1查得平键截面bh128mm，键槽用键槽铣刀加工，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H 7；滚动轴承与m6轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。8.3.10确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 ，取轴端倒角为 245 。8.3.11求轴上的载荷

40、根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的MH 、MV 及M 的值列于下表载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 13158.5NFNV1536.2NFNH 22102.2NFNV2425.2N弯矩 MM H294.2N mM v132.7N m总弯矩M294.22132.72322.74N m扭矩 T·T3 =360.32N m8.3.12 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0.6，轴的计算应力M 2T3 2322.7420.6 360320 212.31MPacaW0.