机械设计课程设计模板

1、上海海事大学机械设计课程设计( 二级圆柱齿轮减速器 )计算说明书姓名：朱震学院：物流工程学院专业：机械电子工程( 港口机械 )101学号：组别：第 6组指导老师：罗红霞目录() 3 5 6 1 0 2 6 4 5 5 1 5 3 5 4机械设计课程设计任务书( 两级齿轮减速器)班级 : 机械 111 ，姓名 : 朱 震 ，学号 : ，指导教师 : 罗红霞日期:2014年 2 月 24 日至2014年 3 月 14 日一、传动系统参考方案 (见图 )带式输送机由电动机驱动。电动机1 通过联轴器2 将动力传入两级圆柱齿轮减速器 3，再通过联轴器4 将动力传至输送机卷筒5，带动输送带6 工作。二、原

2、始数据 (将与组号对应的原始数据填入以下空格中)输送带有效拉力F= 4500N ；输送带工作速度v=s ( 允许误差± 5%)；输送机滚筒直径d=350mm；减速器设计寿命为10 年。三、工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为 380/220 伏。四、设计任务每位学生应完成以下任务：1. 设计计算说明书包括封面、目录、章节内容( 可参考讲义 ) 、小节、参考文献等基本内容，其中章节内容必须写出各计算项目、步骤、公式和计算数据，并将主要计算结果整理成表格。设计计算说明书的页数一般不少于20 页。2. 总装配图画出两级齿轮减速器总装配图，必须含标题栏

3、、明细表、技术要求和主要配合尺寸及外形尺寸等。3. 轴类零件画出输入轴和中间轴的零件工作图各一张，标出详细尺寸、公差、粗糙度，含标题栏、技术要求等。4. 齿轮画出低速轴齿轮的零件工作图，要求同上。以上任务均要求在计算机上完成。设计计算说明书为Word文档，图纸设计采用AutoCAD。五、提交资料4 项任务所完成的电子版资料；2. 计算说明书打印稿(A4 纸打印，将任务书放在目录之后、正文之前) ；3. 总装配图和零件图打印输出 (A4 纸打印，附在计算说明书最后 ) 。机械设计课程设计( 二级圆柱齿轮减速器)计算说明书第一节概述一、设计题目与内容1. 设计题目带式运输机的传动装置。2. 设计内

4、容传动装置的总体设计拟定传动方案；选择电动机；确定总传动比及分配各级传动比；计算传动装置的运动和动力参数。传动件和轴系零部件的设计计算包括：带传动、齿轮传动以及轴的设计计算，键、轴承、联轴器的选择计算等。减速器装配图设计齿轮、轴的零件图设计二、设计过程1. 准备工作明确设计任务和要求；集中指导；减速器拆装实验。2. 传动装置的总体设计根据设计要求，拟定传动总体布置方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数。3. 传动件设计计算带传动、齿轮传动设计。4. 轴系零部件设计计算轴设计计算 ( 结构设计和强度验算) 、轴承、联轴器的选择计算及键联接计算( 注：该过程与草图设计交叉进行) 。5. 装

5、配图设计完成正规图设计；必要时对原计算或结构作相应修改。6. 零件图设计完成规定的零件工作图设计。7. 整理和编写计算说明书第二节传动装置的总体设计总体设计一般按以下步骤进行：一、拟定传动方案综合考虑工作要求、工作条件等因素，拟定合理的传动方案。二、选择电动机确定电动机类型、结构、容量( 额定功率 ) 和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。1.选择电动机类型和结构型式根据工作条件，本设计方案中选用Y 系列三相笼型异步电动机。2.选择电动机额定功率对于不变载荷下长期连续运行的机械，要求PedPd。 Ped 为所选电动机额定功率， Pd 为根据工作要求所需的电动机功率。Pw 运输带所需功率，KW

6、a由电动机至运输带的总效率确定Pw运输带所需功率：PwFV4500 0.8KW100010003.6确定 aV 带传动效率 D0.96；一对齿轮传动效率C 0.98一对滚动轴承效率Z 0.99；弹性联轴器效率L0.99卷筒效率J0.96P综上：电动机所需的工作功率PdW4.28KWa因 PedPd ，选取电动机的额定功率 Ped 5.5KW3.确定电动机转速式中， V 带传动的传动比 i带2 4，两级齿轮减速比i 齿8 40 ，则总的传动比范围为 n d'i a' ni 1' i 2' nr / m in643 . 65'6436 . 47n d选择电动

7、机转速为1500r/m4、选择电动机型号根据机械设计课程设计手册表12-1 及上式计算结果，选取电动机型号为 Y132M1-6。选得电动机机型参数如下表：型额定同步满载中心轴伸装键号功率转速转速高 H尺寸部位KWr/mir/mimmD× E尺寸nnmmF×GDmmY1321500144013238×10×二、计算传动装置的运动和动力参数1、确定总传动比ianm1440ia30.87n m 电动机满载转速， 1440r/minnw46.652. 各级传动比分配(1) 带传动比 i1根据推荐值 23，选取 i1 =(2) 各级齿轮传动比i21 、 i22i

8、2i 21i 22i 2 两级齿轮传动比为使两级齿轮传动中的大齿轮直径相近，浸油深度接近相等，推荐i 21(1. 31. 5)i 22 ，选取 i 211. 4i 22 ，同时因 i 1i 2 30 .87故 i 21=， i222.97二、计算各轴转速、功率和转矩(运动和动力参数 )按照转速从高到低将减速器三根轴依次定为轴、轴和轴。1. 计算各轴转速满载转速 nm 1440r / minInm1440576r / min轴转速 n12.5i1II轴转速： n2n1576138.46r / mini214.16n2138.4646.62r / minIII 轴转速： n32.97i22卷筒转速

9、： nwn346.62r / min2.计算各轴输入功率I轴功率： 1d015.5 0.96 5.28KWPPII轴功率： 21125.28 0.97 5.12KWPPIII轴功率： P3P2 235.120.974.97 KW卷筒轴功率：PwP3 344.970.974.82 KW3.计算各轴输入转矩电动机轴输出转矩：Pd95505.5N mTd 955036 .48·n m14404.整理动力参数(P=1/30000*Tn)电动机轴轴轴卷筒转速960384r/min功率 Kw4转矩n*m第三节传动件设计计算一、带传动设计计算电动机与减速器之间采用普通V 带传动，有关设计计算方法已

10、在机械设计课程中介绍。注意事项 ：根据带轮直径并考虑带传动的滑动率( =计算实际传动比和从动轮转速，并对减速器传动比和输入转矩作修正。注意带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的协调。一般应使小带轮半径不超过电动机中心高，大带轮半径不超过减速器中心高，必要时进行修正。带轮结构尺寸参阅教材或设计手册( 减速器设计中主要用到大带轮宽度) 。1.确定设计功率工况：两班制 ( 每天工作 16h) ，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；查 156 页表 8-7 得工作情况系数K A1 .12.选择带型n0960r / min ， pca4.4KW ，由 157 页图 8-11 选择 A 型 V 带，且小带轮直径

11、范围为 112 dd1 1403.确定带轮基准直径dd1 、 dd2查询相关表格选择小带轮直径为d d1125mm由 P157 表 8-8 得 取 dd 2300mm校核实际传动比：误差为 0，故大带轮直径可用。4.验算带的速度5m / sv1, v225m / s，符合要求。5.确定中心距和V 带长度根据 0.7( dd1dd 2 )a02(dd1dd 2 )可得330.5mma0868.76mm初步选择 a0500mmV 带计算基准长度为查询相关表格选取实际带长 Ld 1600mm则实际中心距：计算中心距变动范围：amina0.015Ld 4356.计算小带轮的包角7.确定 V 带根数V

12、带根数可以用下式计算 :根据 152 页表 8-4a ， 8-4b 得 P01.37KW ； P00.11；由表 8-5,8-2分别查K0.93； K L 0.99，则：故选取 z=4。8.计算初拉力查询相关表格得V 带质量 m0.1kg / m , 则初拉力为：9.计算作用在轴上的压力10. 带传动设计计算结果如下表所示：小带轮大带轮小带轮类型直径直径带长 Ld0带速 vdd 1 (mm)dd 2(mm)A 型带3001600初拉力压轴力中心矩小带轮V 带根F0(p )mia( F )min包角数 zn(N )4594二、齿轮传动设计计算工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平

13、稳；三相交流电源，电压为380/220 伏。I 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算如下：1.选择材料，热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械， 故大小齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由 P191 表 10-1 得齿面硬度：小齿轮：大齿轮：HBW1217255HBWHBW2162217HBW平均硬度： HBW 1236HBW , HBW 2190HBW。HBW 1HBW 246HBW ，在 30-50HBW之间。选用 8 级精度 (C8) 。2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为：(1)确定小齿轮传递扭矩(2)初步确定

14、载荷系数因 v 值未知， KV 不能确定，故初选载荷系数K t1.1 1.8 , 暂定 K t1.4 。(3)选定齿宽系数由 205 页表 10-7 ，取齿宽系数d1(4)确定弹性系数和节点区域系数由 201 页表 10-6 查得弹性系数 ZE 189.8 MPa初选螺旋角14 ，由图 10-30 查得节点区域系数Z H2.43(5)初步选定大小论齿数齿数比 u i213.65小齿轮齿数初选 Z123则大齿轮齿数 Z 2i21 Z1 23 3.6583.95 ，取 Z284(6)确定重合度由 215 页图 10-26 查得端面重合度：1 0.765 ,20.792 ，120.7650.792

15、1.56(7)确定许用接触应力可用下式计算：Z NH limHSH由 210 页图 10-21,a查得接触疲劳极限应力为：H lim 1580 MPa ,H lim 2450MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由 206 页图 10-18 查得寿命系数ZN10.97, ZN 20.96取失效概率为1%，安全系数 S=1则小齿轮的许用接触应力为：大齿轮的许用接触应力为：取：初算小齿轮的分度圆直径d1t ，得：3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数使用系数 K A1.0因：vd1t n157.27 384ms10006010001.15 /60查 194 页图 10-8 得动载系数 K v 1.

16、1,查 197 页表 10-4 得齿向载荷分布系数K H1.455， K F1.40 ，查 195 页表 10-3 得齿间载荷分布系数K HK F1.4则载荷系数(2)对 d1t 进行修正因 K 与 K t 有较大的差异，故需对由K t 计算出的 d1t 进行修正 , 即按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径：(3)初次确定模数m n(可省略 )(4)计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数查 p217 10-28 得 Y =4.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)计算当量齿数(2)查取齿形系数、应力矫正系数由 P200 表 10-5 查得根据线性插入法得Fa12.62Fa 22.2Y，YYFa12.6

17、16, YFa 22.196(3)计算弯曲疲劳许用应力由 P209 图 10-21 查得弯曲疲劳极限应力为由 P206 图 10-18 查得：弯曲疲劳寿命系数K FN 10.87, K FN 20.9安全系数 SF 1.25 1.5取 SF1.4 则：YFa YSa(4)计算大、小齿轮的 F 并加以比较取大，大齿轮的数值大。(5)计算最终模数选取 mn 为3。5.设计计算(1)齿数计算z1d1 cos66.98 cos14o21.66 ，选取 z1 =23mn3z23.652383.95， 选取 z2 =84(2)计算中心距中心距取整为166mm。(3)按圆整后的中心距修正螺旋角误差较小，无需

18、调整。(4)计算大小齿轮的分度圆直径(5)计算齿轮宽度圆整后取 b271, b1b2576mm6.计算结果整理如下:名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶高系数顶隙系数传动比分度圆直径齿顶高ha3 mmha3 mm齿根高hf3.75 mmh f3.75 mm齿全高h6.75 mmh6.75 mm齿顶圆直径da 177.36 mda 2266.64 mm齿根圆直径d f 163.86 mmd f 2253.14 mm齿距p9.42 mmp9.42 mm齿厚、槽宽se 4.71 mmse 4.71mm顶隙c0.75mmc0.75mm中心距a166mm螺旋角齿宽b176 mmb271 mm7.

19、结构设计大齿轮轴上大齿轮采用选用腹板式结构，见附图。II 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算如下：1.选择材料，热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17 得齿面硬度：小齿轮： HBW1217255HBW大齿轮： HBW2162217HBW平均硬度： HBW 1236HBW , HBW 2190HBW。HBW 1HBW 246HBW ，在 30-50HBW之间。选用 8 级精度（ C8）。2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为：2KT2u21 ZEZH3·

20、83;d3tduH小齿轮传递扭矩为：T2 338120 N mm因 v 值未知， KV 不能确定，故初选载荷系数K t 1.1 1.8 , 暂定 K t 1.4由 205 页表 10-7 ，取齿宽系数 d 1由 201 页表 10-6 查得弹性系数 ZE 189.8 MPa初选螺旋角14 ，由图 10-30 查得节点区域系数Z H2.43齿数比 ui222.61小齿轮齿数初选Z323则大齿轮齿数Z 4i22 Z 3232.6160.03 ，取 Z 460由 215 页图 10-26 查得端面重合度：10.77 ，20.84 ，120.770.841.61许用接触应力可用下式计算由 210 页图

21、 10-21,a 查得接触疲劳极限应力为：小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由 206 页图 10-18 查得寿命系数ZN 30.97, ZN 40.98取失效概率为1%，安全系数 S=1则小齿轮的许用接触应力为：大齿轮的许用接触应力为：取：H3 H4562.6 441初算小齿轮的分度圆直H 2501.8MPa2径 d1t ，得：3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数使用系数 K A1.0因： vd3t n288.24 105.21m / s1000600.49601000查 194 页图 10-8 得动载系数 K v 1.1,查 197 页表 10-4得：齿向载荷分布系数 K H1.466，

22、K F 1.35查 195 页表 10-3得： 齿间载荷分布系数 K HKF1.4则载荷系数(2)对 d 3t 进行修正因 K 与 K t 有较大的差异，故需对由K t 计算出的 d1t 进行修正，即按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径：(3)初次确定模数m n(可省略 )取 mn 4.37mm(4)计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数查 p217 10-28 得 Y =。4.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)计算当量齿数(2)查取齿形系数、应力矫正系数由 P200 表 10-5 查得Fa 32.69 Fa 4 2.28Y， Y根据线性插入法得YFa 32.662, YFa 42.273(3)计

23、算弯曲疲劳许用应力K FNFE取弯曲疲劳安全系数 S=FS由 P209 图 10-21 查得弯曲疲劳极限应力为FE 3420MPa ，FE 4380MPa由 P206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 30.9, K FN 40.92则：(4)计算大、小齿轮的YFa YSa 并加以比较F 取大，大齿轮的数值大。(5)计算最终模数选取 mn 为3。5.设计计算(1)齿数计算z3d3 cos103.51cos14oz3=34mn33.48 ，选取3z22.61 3488.74， 选取 z4 =89(2)计算中心距中心距取整为190mm。(3)按圆整后的中心距修正螺旋角误差较小，无需调整

24、。(4)计算大小齿轮的分度圆直径(5)计算齿轮宽度圆整后取 b4105 mm,b3b45110 mm6.计算结果整理如下名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶高系数顶隙系数传动比d3105.04 mmd4274.96分度圆直径mm齿顶高ha3 mmha3 mmh f3.75 mmh f3.75 m齿根高mh6.75 mmh6.75齿全高mmda4280.96齿顶圆直径d a 3 111.04 mmmd f 4267.46 m齿根圆直径d f 397.54 mmm齿距p9.42 mmp9.42mms e 4.71mmse 4.71齿厚、槽宽mm顶隙c0.75mmc0.75 mm中心距a19

25、0mm螺旋角齿宽b3110 mmb4105mm总传动比校核：ia i1i21i22 2.472 3.6522.618 23.63ia ,i a23.86 23.63误差0.96% 5%ia23.86第四节轴系零部件设计计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核，键的选择和验算及轴承的选择和胶合提供数据，其计算如下：I.高速轴的设计与计算1.已知条件轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率( 包括轴承效率在内) ，则：P； n384r/min； T95.50 N m 。1112.选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的 45 钢，调质处理。3.求

26、作用在轴上的力已知高速级的小齿轮1 14.79o ， d171.36mm则：圆周力：Ft12000T1200095.502676.57 Nd171.36径向力：Fr 1Ft1 tann2676.57 tan20ocos 1cos14.79o1007.57N轴向力：Fa1Ft1 tan12676.57 tan14.79 o706.68N压轴力： Fp2zF0 sin12 4151 .79sin 157.031190 .01 1190 N224.初算最小轴颈查 p370 15-3 选取 C=112，则：对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%，D电动机38mm； d1minD38

27、mm；( 电动机部分合格)5.结构设计(1)确定轴的结构构想(2)相关数据的确定a. 机体内壁间距离L：式中：、 b2 、 b3 分别为第一级齿b1 轮传动中小齿轮、大齿轮和第二级齿轮传动中小齿轮的齿宽； b176mm ， b271mm , b3 110mm 。2 齿轮端面至机体内壁距离，P158 表 11-1 ；取29mm( 2 8mm)4 齿轮间距，可取48 12 mm 。取49.5mmb. 机体内壁至轴承座端面距离 l 2式中： 机座壁厚， P158 表 11-1 ；8mmc1 、 c2 扳手操作空间， P161 表 11-2 。c. 外伸轴总长 L'(3)确定各轴段的直径和长度

28、.确定轴段的各段直径和长度因为轴 I 的最小直径不小于电动机轴颈，经查表得，电动机轴颈为38mm，故该轴段的最小直径为。大带轮与轴配合的毂孔长度l1 61mm ，为了保证轴的挡圈只压在大带轮轮毂上而不压在轴的端面上，故段的长度应比l1 略短一些，现取 l1 60mm, d1 40mm 。.确定轴段的各段直径和长度为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径 d 248mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与轴承右端面间的距离 l 255mm，为了使轴端盖能够完全固定轴承的位置，故取l262m

29、m ，d 248mm。.确定轴段的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d248mm，由轴承产品目录中初步选取2基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6210。取d350 mm , l342mm 。.确定轴段的各段直径和长度经计算取 d 4 56mm l 4 108.5mm.确定轴段的各段直径和长度两端轴承均采取挡油环和轴肩定位。若定位左侧轴承，则V 段轴 颈应为57mm，及 d 557mm 。由于该段齿轮的直径很小， 齿根圆到键槽底部的距离e<2mt，故将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。此轴段的宽度等于齿轮的齿宽，直径为小

30、齿轮吃定远直径l576mm , d577.36 mm。为定位右侧轴轴承端盖的总宽度为( 由减速器及轴承端盖的结构设计而定) 。.确定轴段的各段直径和长度已经算得轴承端面距箱体内壁的距离l 252mm ，机体间内壁距离l 225mm ，外伸轴总长 l 409mm，已知深沟球轴承宽度 B 20mm , 取及壁厚8mm，则， l631.5mm ， d350mm 。至此，已初步确定了轴I 的各段直径和长度。(4)轴I 上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键连接。按，d140mm 查表得截面bh12mm 8mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为L45mm，选用平键为H 812mm 8mm45mm，大带轮

31、与轴的配合为为n7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。(5)确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩处的圆角半径见图。6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求支座反力A:水平 (面 )方向反力圆周力：Ft 12000T1200095.502676.572700 Nd171.36径向力：Fr 1Ft1 tann2676.57tan20o1000Ncos 1cos14.79o1007.57轴向力：Fa1Ft1 tan12676.57tan14.79 o706.68700N压轴力： FD1990.011200NB.竖直 (面 )反力(2)绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B.竖直

32、方向弯矩C.合成弯矩(3)绘制扭矩图T=95500N· mm7.按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面( 即危险截面B) 的强度根据公式及上表中的数据 , 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取0.6 ，轴的计算应力前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得 1 60 MPa 。因此， ca 1 ，故安全。II. 中速轴的设计与计算1.已知条件轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率( 包括轴承效率在内) 则：P2； n2min ； T2338.11N m 。2.选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用 45

33、 钢，调质处理。3.求作用在齿轮上的力因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为2 14.79o ，3 13.82o , d 2244.7mm ， d3 114.5mm则齿轮二圆周力：Ft 22000T22000338.112594.462600Nd2260.64径向力：Fr 2Ft2 tann2594.46 tan20 o976 .67980 Ncoscos14.79 o2轴向力： Fa 2Ft2 tan22594.46 tan14.79 o685.00N齿轮三圆周力：Ft 32000T22000338.116437.746440Nd3105.04径向力：Fr 3Ft3 tann6437.74

34、tan20o2413.002410Ncoscos13.82o3轴向力： Fa 3 Ft3 tan36252.05tan13.82 o1537.961540N4.初算最小轴颈查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值C=112，则对于直径 d100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%，故5.轴的结构设计(1)轴的结构构想如图所示(2)相关数据L=225mml2c1c2(812)8 18 16 10 52mm(3)确定各轴段的直径和长度.确定轴段 的各段直径和长度因为中间轴的最小直径40mm，故轴段 I 的直径为 40mm。为了满足轴承的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径d 250m

35、m ，右端用轴端挡圈定位。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d140mm ，由轴承产品目录中初步选取2 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6208。轴承端盖的总宽度为 ( 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) ，根据轴端的定位要求，经计算取 l1 34mm , l 5 33mm 。.确定轴段 的各段直径和长度此轴段选取直径为d 255mm 。此轴段的宽度等于齿轮的齿宽，l 271mm 。.确定轴段的各段直径和长度此处轴肩是为了固定左右大小齿轮故选取l 310mm ， d 360 mm 。.确定轴段的各段直径和长度此处轴端为了与齿轮进行配合，选取l 4

36、110mm ， d450mm 。(4)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。按d 255mm ，查表得截面bh16mm 10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为L50mm，选用平键为H 816mm 10mm 50mm, 齿轮与轴的配合为为n7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。小齿轮 ：与轴的周向定位采用平键连接。按d 250mm ，查表得截面b h 16mm 10mm, 键槽用键槽铣刀加工，长为 L 80mm ，选用平键为H 816mm 10mm 80mm, 齿轮与轴的配合为为n7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的

37、直径尺寸公差为m7。(5)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245o ，各轴肩处的圆角半径见图。6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求支座反力A:水平 (面 )方向反力B.竖直 (面 )反力(2)绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B.竖直方向弯矩C.合成弯矩(3)绘制扭矩图7.按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面( 即危险截面B) 的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取0.6 ，轴的计算应力前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，查得 1 60 MPa 。因此， ca 1 ，故安全。III. 低速轴的设计与计算1.已知条件轴上的功率转速和转矩若取

38、每级齿轮传动功率( 包括轴承效率在内) 则：P3； n3min； T2855.99 N m 。2.选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的 45 钢，调质处理。3.求作用在齿轮上的力因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为，3 13.82o ，d3 274 .96mm 则：圆周力： Ft 4Ft 36440N径向力： Fr 4Fr 32410N轴向力： Fa 4Fa 31540N4.轴的结构设计(1)轴的结构构想如图所示(2)相关数据(3)确定各轴段的直径和长度.确定轴段的各段直径和长度因为低速轴的最小直径应不小于轴的最小直径， 且与联轴器孔径相符 ( 已选定弹性套柱销联轴器 ) ，故该轴段的最小直径为 d1 55mm 联轴器与轴配合的毂孔长度 l1112mm。.确定轴段的直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径 d 263mm，右端用轴端挡圈定位。后经算得轴承端面距箱体内壁的距离l242 mm 。.确定轴段的直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故选用深沟球轴承