机械设计任务书

1、目 录1设计任务书11.1总体布置简图11.2工作条件11.3原始数据11.4设计内容11.5设计任务21.6设计进度22传动方案的分析23电动机的选择2 3.1系统电动机类型的选择2 3.2选择电动机容量23.3选择电动机的转速33.4电动机的技术参数和外型、安装尺寸44传动装置运动和动力参数计算4 4.1测传动装置总传动比44.2分配各级传动比45传动件的设计计算45.1齿轮设计5 5.1.1高速级齿轮传动设计55.1.2低速级齿轮传动设计116轴的设计计算166.1高速级轴（轴I）的设计 166.2中速轴（II轴）的设计186.3低速轴（轴III）的设计207滚动轴承的选择计算237.1

2、输出轴承的选择与计算238键联接的选择及校核计算258.1输出轴与联轴器的键连接 258.2输出轴与齿轮的键连接259联轴器的选择269.1输入轴（轴I）的联轴器的选择26 9.2输出轴（轴III）的联轴器的选择2610减速器附件的选择2611润滑与密封2712设计小结27参考文献281设计任务书1.1总体布置简图图1-1 总体布置简图1.2工作条件使用年限为10年，（每年工作300天），一班制，带式运输机中等冲击，转向不变。1.3原始数据运输带曳引力F（N）：1820运输带速度V（m/s）：0.82滚筒直径D (mm)：2651.4设计内容（1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动装置的设计

3、计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核（5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制（8）编写设计计算说明书 1.5设计任务（1）减速器总装配图一张（2）低速轴、齿轮、箱盖或箱座各一张（3）设计说明书一份 1.6设计进度（1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算（2）第二阶段：轴与轴系零件的设计（3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写2传动方案的分析由设计任务书知传动类型为：二级展开式斜齿齿轮减速器传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维

4、护方便。设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。下面为课程设计中的b、c、d几种方案的比较。a方案宽度和长度尺寸较大，带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。但若用于链式或板式运输机，有过载保护作用；b方案结构紧凑，若在大功率和长期运转条件下使用，则由于蜗杆传动效率低，功率损耗大，很不经济；d方案宽度尺寸小,适于在恶劣环境下长期连续工作.但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难；c方案 与b方案相比较宽度尺寸较大，输入轴线与工作机位置是水平位置，宜在恶劣环境下长期工作。根据传动要求和给定数据，故选择方案c，二级圆柱齿轮减速器传动。3电动机的选择3.1电动机类型的选择Y系列三相异步电

5、动机3.2选择电动机容量1. 工作机所需功率PwPw=Fv1000=1.4924 kw nw=60×1000vD=59r/min2.电动机输出功率Pd考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为Pd=Pw试中为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即=12×22×33×4其中1，2，3，4分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及滚动轴承的效率和滚筒效率，取=0.99，=0.98，=0.98，=0.98=12×22×33×4 =0.886电动机的输出功率为：Pd=Pw=1.685 kw3.确定电动机的额定功率Ped选定电动机的额定功率P

6、ed=2.2 kw3.3 选择电动机的转速nw=59 r/min因为nd'=860nw则电动机转速的可选范围为nd'=860×59=4723540 r/min可见同步转速为750r/min ,1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min 的两种电动机进行比较，如下表：表3-1 电动机方案比较表（指导书 表20-1）方案电动机型号额定功率（kw）转速（r/min）同步/满载电动机质量（kg）传动装置总传动比1Y100L1-42.2150014203422.292Y112M-62.2100094045

7、14.76由表中数据可知，方案2的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，再综合考虑重量及价格因素，决定采用方案2，选定电动机型号为Y112M-6。3.4电动机的技术参数和外型、安装尺寸 表3-2电动机参数（指导书 表20-2）型号HABCDEF×GDGY112M-61121901407028608×724KABADACHDAABBHAL1224519011526550180154004传动装置运动和动力参数计算 4.1传动装置总传动比 i=nmnw=94059=15.93 4.2分配各级传动比取高速级的圆柱齿轮传动比i1=4.19，取i1=1.1i2，则低速级的圆柱齿轮的传动

8、比为 i2=ii1=15.934.2=3.8由指导书 表2-1 及表2-2知，传动比合理。5传动件的设计计算1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速级轴为轴，带轮轴为轴，则nI=nm=940 r/minnII=nIi1=219.63 r/minnIII=nIIi2=57.80 r/min按电动机额定功率计算各轴输入功率 P=Ped×01 =2.2×0.99=2.178 kw P=P×12=2.178×0.97×0.99=2.09 kw P=P×23=2.09×0.97×0.99 =2.01

9、kw2. 各轴转矩T=9550×Pn=9550×2.178940=22.13 NmT=9550×Pn=9550×2.09219.63=90.88 NmT=9550×Pn=9550×2.0157.8=330.45 Nm将计算结果汇总列表如下表5-1传动件参数汇总表项目电动机轴高速轴I中间轴II低速级轴III转（r/min）940940219.6357.8功率（kw）2.22.1782.092.01转()22.3522.1390.88330.45传动比15.94.193.8效率10.9507 0.91310.8865.1齿轮设计5.1.1

10、高速级齿轮传动设计1.选择材料、精度及参数a . 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）c . 材料选择。查图表（表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为241-286 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为217-255 HBS。d . 初选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i1=24×4.19=100.56 u1=i1=4.19e .初选螺旋角=f .选取齿宽系数：=12.齿面接触强度设计 按下式试算d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2（1）确定公式

11、内的各计算数值a. 试选KHt=1.6。b. 展开式斜齿轮传递的转矩=21.67。c. 查图表（P图10-30）选取区域系数=2.433（表10-5）选取弹性影响系数=189.8 d. 1=0.78 1=0.87 =1.65 =dZ1tan/=1.903f. 螺旋角系数Z Z=cos()=cos(14)=0.985（2）计算接触疲劳许用应力H。由图10 - 25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600 MPa，Hlim2=550 MPa。由式（10 - 15）计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×940×1×8×300×

12、10=1.382×109N2=N1i=1.382×1094.19=3.3×108由图10 - 23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=1取失效概率为1%、安全系数S = 1，由式（10 - 14）得H1=KHN1Hlim1S=570 MPaH2=KHN2Hlim2S=550 MPa取H=560MPa。（3）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2=32×1.6×21.67×1031.65×4.19+14.19×2.433×189.85602=32.8 mm（4)

13、 调整小齿轮分度圆直径a.计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v=d1tn160×1000=1.65 ms齿宽b=dd1t=1×32.8=32.8mmb.计算实际载荷系数KH由表10 - 2查得使用系数KA=1.5。根据v=1.65 ms、8级精度，由图10 - 8查得动载系数Kv=1.033。计算齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2×22.13×10338.57 N=1.148×103 NKAFt1b=1.5×1.148×10338.57=44.65N/mm查表10 - 3得齿间载荷系数KH=KF=1.4。由表10 - 4

14、用插值法求得KH=1.448。于是，实际载荷系数KH=KAKvKK=1.50×1.033×1.4×1.448=3.14c.由式（10 - 12），按实际载荷系数算得分度圆直径d1=d1t3KHKHt=32.8×33.141.6=41.06mm齿轮模数m=d1×cosz1=1.68 mm3.齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-7）计算模数mt32KT1Ycos2dz12YFaYsaF（1）确定式中的各参数值a. K=2.78。b. Y=0.88c. 计算YFaYsaF由当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27Zv2=Z2cos3=1

15、01cos314=112.75查图10 - 17查得齿形系数YFa1=2.592，YFa2=2.17。查图10 - 18查得应力修正系数Ysa1=1.596，Ysa2=1.8002。由图10 - 24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别Flim1=500 MPa，Flim2=380 MPa。由图10 - 22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.95。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10 - 14）得F1=KFN1Flim1S=325MPaF2=KFN2Flim2S=257.86 MPaYFa1Ysa1F1=0.013YFa2Ysa2F2=0.015取YFaYsaF=

16、YFa2Ysa2F2=0.015（2）试算模数试算模数mt32KT1Ycos2()dz12YFaYsaF=32×2.78×21.67×103×0.88×cos2(14)1×242×1.65×0.015mm=1.198mm （3）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备d1=mnz1cos=1.25×32cos14=41.66mmv=d1n160×1000=1.65msb=ddt=32.8 mmh=3.07mmbh=32.83.07=10.672）计算实际载荷系数KF由图10 8查得动载系数K

17、v=1.033。Ft1=2T1d1=2×22.13×10324.35 N=1.82×103 NKAFt1b=1.50×1.82×103 24.35N/mm=112N/mm>100N/mm查表10 - 3得齿间载荷分布系数KF=1.4。查表10 4用插值法查得KH=1.448。查图10 13KF=1.28。则载荷系数KF=KAKvKFKF=2.78z1=d1cosm=31.87。取z1=32，z2=32×4.19=136.96，为了齿数互质且便于安装，z2取137。4.几何尺寸计算（1） 计算中心距a= (Z1+Z2)mn2cos

18、=(32+137)×22×cos14=108.86 mm取中心距为110mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(32+137)×22×110=16.21°（3） 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=32×1.25cos16.21°=41.66mmd2=Z2mncos=174.4mm（4） 计算齿轮宽度b=dd1=1×41.66=41.66mm取b2=45mm, b1=55mm。（5） 结构设计由e2，小齿轮做成齿轮轴 齿顶圆直径d2<500mm，大

19、齿轮可以做成腹板式结构。5圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z、和KF、Y、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 齿面接触疲劳强度校核圆整中心距后的各计算结果为 KH=3.14 、 T1=21.67×103 Nm 、 d=1、d1=41.66 mm 、 u=4.19 、 ZH=2.433 ZE=189.8 MPa12 。 H=2KHT1 dd13u+1uZH ZE=2×3.35×22.13×103 1×51.84 34.2+14.2×2.433×189.8×0.49&

20、#215;0.96=198<H（2） 齿根弯曲疲劳强度校核圆整中心距后的各计算结果为KF=2.78、 T1=21.67×103 Nm 、YFa1=2.592、Ysa1=1.596、Y=0.66、Y=0.88、 d=1、mn=1.25 mm。F1=KFT1m YFa1Ysa1YYcos2dmn3Z12=2.419×22.13×103×2.6×1.60×0.66×0.42×cos22.19°21×23×242=11.49MPa<303.57MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小

21、齿轮抵抗弯曲疲劳强度的能力大于大齿轮。6.主要设计结论齿数Z1=32、Z2=137、模数mn=1.25 mm、压力角=20°、螺旋角=16.21°、变位系数x1=x2=0、中心距a=110 mm、齿宽b1=55 mm、b2=45 mm。小齿轮选用40Cr调质，大齿轮选用45钢调质。齿轮按8级精度设计。5.1.2低速级齿轮传动设计1.选择材料、精度及参数 a. 选用8级精度（GB10095-85） b. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为241-286HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为217-255HBSc. 初选小齿轮齿数Z3=24，则大齿轮齿数Z4=Z3

22、15;i2=24×3.8=91 u2=i2=3.8 d. 选取齿宽系数=12.按齿面接触强度设计 按下式试算d3t32KHt2T2d2u+1u(ZHZEZZH)21） 确定公式内的各计算数值a. 试选KHt2=1.6。b. 展开式斜齿轮传递的转矩T2=TII=89.10。c. 查图表（P图10-30）选取区域系数=2.433（表10-5）选取弹性影响系数=189.8 =1+2=0.76+0.87=1.632） 计算接触疲劳许用应力H3。由图10 - 25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim3=600 MPa，Hlim4=550 MPa。由式（10 - 15）计算应力循环次

23、数N3=60n3jLh=60×224×1×8×300×10=3.22×108N4=N3i=3.22×1083.8=8.49×107由图10 - 23查取接触疲劳寿命系数KHN3=1.04，KHN4=1.14取失效概率为1%、安全系数S = 1，由式（10 - 14）得H3=KHN3Hlim3S=1.04×6001MPa=624 MPaH4=KHN4Hlim4S=1.14×5501MPa=627 MPa取H3=625.5MPa。3） 试算小齿轮分度圆直径d3t32KHt2T2d2u+1u(ZHZE

24、ZZH)2=32×1.6×89.10×1031.63×3.8+13.8×2.433×189.8554.52=53.51 mm4） 调整小齿轮分度圆直径a. 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v2=d3tnII60×1000=0.162 ms齿宽b=dd3t=53.51mmb. 计算实际载荷系数KH2由表10 - 2查得使用系数KA2=1根据v2=0.162 ms、8级精度，由图10 - 8查得动载系数Kv2=1。查表10 - 3得齿间载荷系数KH2=KF2=1.4。由表10 - 4用插值法求得KH2=1.454。于是，实际

25、载荷系数KH2=KA2Kv2K2K2=2.0356c. 由式（10 - 12），按实际载荷系数算得分度圆直径d3=d3t3KH2KHt2=53.51×32.03561.6=58.04mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10 - 7）计算模数mt232KFt2T2Y2cos2()d2z32YFa2Ysa2F21）确定式中的各参数值a. KFt2=1.96。b.由式（10 - 19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=0.88c.计算YFaYsaF由当量齿数Zv3=Z3cos3=24cos314=26.27Zv4=Z4cos3=91cos314=103.99查图10 - 17查

26、得齿形系数YFa3=2.6，YFa4=2.18。查图10 - 18查得应力修正系数Ysa3=1.58，Ysa4=1.79。查图10 - 24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim3=500 MPa，Flim4=380 MPa。由图10 - 22查得弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.92，KFN4=0.97。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10 - 14）得F3=KFN3Flim3S=0.92×5001.4=328.57 MPaF4=KFN4Flim4S=0.97×3801.4=263.29 MPaYFa3Ysa3F3=0.0125YFa4Ysa4F4=0.01

27、48取YFa2Ysa2F2=YFa4Ysa4F4=0.0148（2）试算模数试算模数mt232KFt2T2Y2Y2cos2()d2z32YFa2Ysa2F2=32×1.96×89.1×103×0.88×cos2(14)1×242×1.63×0.0148mm=1.658mm （3）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备dt2=mt2z2cos=1.46×24cos14=36.11mmb=d2dt2=1×36.11=36.11 mmh=2ha*+c*mt2=2×1+0.25×

28、;1.46mm=3.285 mmbh=36.11 3.285=10.992）计算实际载荷系数KF2由图10 8查得动载系数Kv2=1.02。Ft2=2T2d3=2×89.18×10336.11 N=4.939×103 NKA2Ft2b=1.5×4.939×103 35.04N/mm=211.4N/mm>100N/mm查表10 - 3得齿间载荷分布系数KF2=1.4。查表10 4用插值法查得KH2=1.417。查图10 13KF2=1.35。则载荷系数KF2=KA2Kv2KF2KF2=2.893）按实际载荷系数计算齿轮模数m2=mt23KF

29、2KFt2=1.46×32.891.3=1.91取圆整得m2=2，d3=45.67，z3=d3cosm=22.16取z3=24，z4=24×3.8=91.2，为了齿数互质且便于安装，z4取95。.4几何尺寸计算(1)计算中心距a= (Z3+Z4)mn2cos=(24+91)×22×cos14mm=119 mm取中心距为120mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z3+Z3)mn2a=arccos(32+113)×22×150=14.84°(3)计算小、大齿轮的分度圆直径d3=Z3mncos=50mmd4=Z4m

30、ncos=195mm(4)计算齿轮宽度b=d2d3=50mm取b4=45mm, b3=50mm。（5）结构设计小齿轮采用实心式，齿顶圆直径d4<500mm，大齿轮可以做成腹板式结构。5圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z、和KF、Y、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。6.齿面接触疲劳强度校核圆整中心距后的各计算结果为KH=1.96 、 T2=89.18×103 Nm 、 d=1、d3=58.04mm 、 u=3.8 、 ZH=2.433 、 ZE=189.8 MPa12。 H=2KHT1 bd33u+1uZH ZE=2×1.

31、96×89.18×103 1.63×58.04 3×3.8+13.8×2.433×189.8=74<H7.齿根弯曲疲劳强度校核圆整中心距后的各计算结果为KF=1.96、 T2=89.18×103 Nm 、YFa3=2.60、Ysa3=1.58，Y=0.42、=14.84°、 d=1、mn=2 mm、Z3=28。F3=KFT1m YFa4Ysa4YYcos2dmn3Z32=79.13MPa<328.57MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度的能力大于大齿轮。8.主要设计结论齿数Z3=2

32、4、Z4=95、模数mn=2 mm、压力角=20°、螺旋角=14.84°、变位系数x1=x2=0、中心距a=125mm、齿宽b3=50mm、b4=45mm。小齿轮选用40Cr调质，大齿轮选用45钢调质。齿轮按8级精度设计。6轴的设计6.1高速级轴（轴I）的设计1.初步确定轴的最小直径。先按式 d A03Pn 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。查图表（P表15-3），取 A0I=112,得d A0I3 PI nI =28 mm输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为Tca=KAT查图表（表14-1），考虑转矩变化很小

33、，取=1.9则:TcaI=KATI=1.9×22.35=42.465 Nm按照计算转矩TcaI应小于联轴器公称转矩及电动机轴径D=28 mm的条件，查标准GB4323-84，选用选用TL4型弹性套柱销联轴器,半联轴器长度L=62mm，半联轴器和轴配合的毂孔长度L1=44mm。2.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a.联轴器采用轴肩定位，I-II段=24 mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，由式h=（0.07-0.1）d ，故取II-III段的直径dII-III=3

34、0mm；轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径D=35mm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I-II段的长度应该比L1略短一些，现取lI-II =42mmb初步选择滚动轴承。因轴承同时承受轴向力和径向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据dII-III=30mm，由轴承产品目录中初步取0组游隙，0级公差的圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T=35mm×72m×18.25mm ，故dIII-IV=dVI-VII=35mm,而lVI-VII=32mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册可查得

35、h=4.5mm,因此取dV-VI=38mm。c. 取安装齿轮处的轴段dIV-V=41.66mm，齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。取lIV-V=B1=55mmd. 试选轴承盖的总宽度为10mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端而与半联轴器右端间的距离l=20mm,故取lII-III=54mme. 已知滚动轴承宽度B=18.25mm,根据轴长设计，取s=8mm,=10mmlIII-IV=T+s+=82 mmlV-VII=c1+s+=38mm（3） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用普通平键连接，查图表（表6-1）选用键=8mm×7mm

36、5;36mm 。同时为了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H7n6；半联轴器与轴的配合为H7k6；滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（表15-2），取轴端倒角为1.2×，各轴肩处圆角半径为R1.66.2中速轴（II轴）的设计1.初步确定轴的最小直径。先按式 d A03Pn 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。查图表（P表15-3），取 A0II=120,得d A0II3 PII nII =25.43 mm该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为dII=30mm。2. 轴的结构设

37、计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 a. 根据dIImin=30mm 取=30mm，轴承与齿轮3，2之间采用套筒定位，取=43mm，=48mm,齿轮2与齿轮3之间用轴肩定位，取h=2.5mm,则=39mm ，由于轴环宽度，取=8mm,因为=45mm, =50mm,则=43mm, 48mm。b.初步选择滚动轴承因轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求，并根据=30mm，由轴承产品目录中初步选取0组游隙，标准精度级的圆锥滚子轴承30206，其尺寸为 d×D×T=30mm×62mm×17.25mm 。则

38、lI-II=lV-VI=30mmc.轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位都采用普通平键连接 按=43mm，查表6-1得平键截面b×h =10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm,选择配合，而=32mm，查表6-1得平键截面b×h×l=10mm×8mm×40mm.d. 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处的圆角半径为R1.66.3低速轴（轴III）的设计已知=2.01kw ，=63.8r/minT=9550Pn=300.87 Nm ， 1求作用在轴上的力Ft4=2Td4=357

39、6.89 N Fr4=Ft4tanncos=1351.94 N Fa4=Fr4tan=1001.38N2. 初步确定轴的最小直径。先按式 d A03Pn 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。查图表（P表15-3），取 A0III=126,得d A0II3 PIII nIII =41.06mm该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为dIII=43mm。3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案 （2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度（从图的右边开始）a. 联轴器采用轴肩定位，=45mm，由h=（0.07-0.1）d，取=52mm，联轴器用轴

40、端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=50mm，=82mm。 b. 初步选择滚动轴承因轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求，并根据=52mm，由轴承产品目录中初步选取0组游隙，标准精度级的圆锥滚子轴承30211，其尺寸为 d×D×T=55mm×100mm×22.75mm 。故=55mm,而=22.75mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册可查得h=5mm,因此取=64mmc. 取安装齿轮处轴段直径=56mm，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已经齿轮轮毂的宽度为45mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短

41、于轮毂宽度，故取=43mm,齿轮右端采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d，取h=5mm，则=64mm ，轴环宽度b1.4h，取 = 10 mm。d.根据轴承端盖的装拆及便，取=34mm（3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接按=56mm，查表6-1查得平键截面b×h=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm,选择配合，而半联轴器与轴也采用普通平键14mm×9mm×70mm连接，配合。滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（表15-2），取轴端

42、倒角尺寸为1.2×。轴上圆角半径R1.64求轴上的载荷传递到轴系部件上的转矩T3=330.45Nm齿轮圆周力Ft=2T3d3=33753N齿轮径向力Fr=Fttanncos=1270N齿轮轴向力Fa=Fttan=840N在水平面上FNH1=Ft×L3L2+L3=1927.23NFNH2=Ft×L2L2+L3=1447.77N在垂直平面上FNV1=Fr×L3-Fa×d42L2+L3= 840.96NFNV2=-FNV1+Fr=429.04N在水平面上， MH1=MH2=FNH2×L2=1438396.59Nmm在竖直面上，MV1=FNV

43、1×L3=64753.9NmmMV2=FNV2×L2=43976.6Nmm总弯矩M：M1=MH12+MV12=161909.28Nmmaa剖面右处：M2=MH22+MV22=154775.6Nmm表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F1927.23N1447.77N840.96N429.04N弯矩=1438396.59NmmMV1=64753.9NmmMV2=43976.6Nmm总弯矩MM1=161909.28mmM2=154775.6Nmm扭矩TT3=330.45Nm5.按弯扭合成应力校核轴的疲劳强度a-a剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集

44、中，故a-a剖面左侧为危险截面。由机械设计教材货机械设计手册查得，抗弯截面模量为W=0.1d3=11885.7mm3弯曲应力：a=(M+T3W)0.5=13.65MPa对于调质处理的45钢，由参考文献1表10.1可查得-1=60MPa，故安全。 7、滚动轴承的选择计算已知轴承的预计寿命为=70080h7.1输出轴承的选择与计算由轴III的设计知，初步选用圆锥滚子轴承30211，Fr=1270N 、Fa=840N 1.查滚动轴承样本（指导书表15-3）知圆锥滚子轴承30211的基本额定动载荷C=86500N，Y=1.5，e=0.4 2.求轴承当量动载荷PFr1=FNHI2+FNVI2=2102.

45、72NFr2=FNH22+FNV22=1510.00NFd=Fr/2Y,所以Fd1=700.90NFd2=503.33N因为Fd2+Fa>Fd1，所以Fa1=Fd1+Fa=1343.33N因为Fd1-Fa<Fd2，所以Fa2=Fd2=503.33NP=fdXFr+YFa取fd=1.2,Fa1Fr1=0.64P1=fdXFr1+YFa1=3427.3Fa2Fr2=0.33P2=fdXFr2+YFa2=18123.验算轴承寿命Lh=10660n×(CP)=1.36×107h>1440000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承30211。8键连接的选择与校核计算8.1输出轴与联轴器的键连接 (1) 由轴III的设计知初步选用平键14×9，=330.45，采用圆头普通平键A型 (2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=56mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=7mm。由式可得 =34.