热处理车间清洗零件输送设备的传动装置

1、黄石理工学院机械课程设计说明书学号课 程 设 计题 目机械设计课程设计教 学 院机电工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级姓 名指导教师 年12月16日一、 设计题目热处理车间清洗零件输送设备的传动装置二、运动简图1 电动机 2v带传动 3减速器 4联轴器 5滚 筒 6输送带 图1热处理车间清洗零件输送设备的传动装置运动简图三、工作条件该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用年限5年（每年按300天计算），输送带速度允许误差为5%。 四、原始数据 滚筒直径d320 mm,输送带的速度v=0.8m/s,滚筒轴转矩t=700 nm目 录一、 概述运动简图及原始数据 二、 电动机的选

2、择三、 主要参数的计算四、 v带传动的设计计算 （一）v带的传动设计 （二）v带的结构设计五、 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算(一) 高速级齿轮的设计 （二） 低速级齿轮的设计六、 机座结构尺寸的计算七、 轴的设计计算（一）高速轴 （二）中间轴 （三）低速轴八、 键、联轴器等的选择与校核九、 滚动轴承及密封的选择与校核十、 润滑材料及齿轮轴承的润滑方法（一）齿轮润滑 （二）轴承润滑 十、 齿轮轴承的配合的选择十一、设计总结十二、参考文献二、电动机的选择1.计算工作机阻力f，由给定原始数据的2.计算工作机所需功率pw，其中v=0.8m/s 初选w=13.求总效率，查手册取v带的传动效率0=0.

3、96，取出轮1的传动效率1=0.97，取齿轮2的传动效率为2=0.97,取滚动轴承的传动效率为滚=0.98,取弹性联轴器的效率联=0.99.取卷筒的效率为卷=0.96 故可得到总=012滚3 联卷=0.960.960.9830.9720.99=0.808 则 pd=pw/=3.5/0.808=4.332kw故选取电动机的型号:y132s-4(同步转速1500r/min,4极)其相关参数如下：额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量4kw1440r/min2.22.368kg三、主要参数的计算1.确定总传动比和分配各级传动比（1） 计算滚筒转速nw取nw=47.77r/min（2）计算总的传动比，分

4、配各级传动比 i总=nm/nw=1440/47.77=30.14查手册，取i0=2.2(v带的传动比)，i1=1.3i2, i总=i0i1i2计算得i1=4.25 i2=3.252.计算传动装置的运动和动力参数（1）计算各轴的转速n1=nm/i0=1440/2.2(r/min)=654.5r/minn2=n1/i1=654.5/4.225(r/min)=155/minn3=n2/i2=155/3.25(r/min)=47.67r/min（2）计算各轴的功率。查手册计算得01=0.96 12=0.98 23=0.98p1=pd01=5.50.96kw=5.174kwp2=p112=5.1740.

5、970.98kw=4.92kwp3=p223=4.920.970.98kw=4.68kw （3）计算各轴的转矩td=9550=36.48 nmt1=tdi001=36.482.20.980.96=75.5 nmt2=t1i112=75.54.2250.970.98=303.2 nmt3=t2i223=303.23.250.970.98=936.8 nm将以上计算数据列表如下:项目电机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)1440654.515547.67功率(kw)5.55.1744.924.68转矩(nm)36.4875.5303.2936.8四、v带传动的设计计算1.确定计算功率由于是两班

6、制工作，工作是载荷平稳，即由材料表8-7查得工作情况系数ka=1.1。pca=kapd=1.15.5kw=6.05kw2.选择v带带型根据pca=6.05kw,小带轮的转速nm=1440r/min, 由教材图8-11选用a型。3.确定带轮的基本直径dd并验算带速v 1)初选小带轮的基准直径dd1由教材表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm 2）验算带速 按式（8-13）验算带速度v=dn601000=3.141001440601000m/s=7.536m/s一般v带的速度保持在525m/s,所以带速适合。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮基准直径dd2

7、dd2=idd1=2.2100mm=220mm 查表8-8，可取dd2=224mm4.确定v带中心距a和基准长度ld1) 根据式（8-20），初定中心距a0=500mm2) 确定相关带长 =2800+ 1509.2mm 查表选带的基准直径长度ld0=1600mm3) 计算中心距a并确定其变化范围 aa0+=(500+amin=a-0.015ld=843.5-0.0152500=806mmamax=a+0.03ld=843.5+0.032500=918.5mm中心距变化范围为806mm918.5mm5.验算小带轮的包角 =167o120o6.确定带的根数 1）计算单根v带额定功率pr由dd1=1

8、00mm和nm=1440r/min，查表（8-4a）得p0=1.3128kw根据nm=1440r/min，i=2.2和a型带，查表8-4b得p0=0.17kw查表8-5得ka=0.968,查表8-2得kl=0.99,则pr=(p0+p0) kakl=（1.3128+0.17）0.9680.99kw=1.421kw2) 计算v带的根数z 故，可取z=5 7. 计算单根v带得初拉力的最小值（f0）min由表8-3得a型带的单位长度质量q=0.10kg/m,则 =144.2n应使带的实际初拉力f0（f0）min。8. 计算带传动的压轴力fp9.带轮的结构设计（具体尺寸见绘图）小带轮 采用是实心式，材

9、料ht200, 大带轮 采用轮辐式，材料为ht200,.五、减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（一）高速级齿轮的设计 已知圆柱斜齿轮传动p1=5.174kw, n1=654.5r/min, u=4.225, h=24000h，工作平稳，t1 = 75.5nm（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按运动简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动2）零件输运设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级即可3）材料选择，选择小齿轮的材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240hbs。4）选小齿轮的齿数z1=24，则大齿轮的齿数z2=244.225=102，

10、取=1025）选取螺旋角。（） 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值1)试选载荷系数;2)由图10-13选取区域系数=2.433;3)由图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度， 1=0.84,2=0.9,=1+2=1.74;4)由表10-7选取圆柱齿轮的齿宽系数=1;5)由表10-8查得弹性影响系数;6)由计算应力循环次数 n1=60jn1lh=603601(283005)=2.9108 n2 =7)由图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=0.93 , khn2=0.978) 计算接触疲劳许用应力由计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1,查图10-21d调质处理

11、的钢，小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮的 。 则h=h1+h22=hlim1khn1s+hlim2khn2s2 =6001.0281+5500.9612 mpa =572.4 mpa(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径 d1t321.610.1910411.593.556+143.556(2.425189.8572.4)2mm 55.38mm2)计算圆周速度 v = d1tn1601000 = 55.38360601000 m/s=1.043m/s3)计算齿宽b及模数 b= d1t = 55.38mm = d1tcosz1 = 55.38cos15018 = 2.972mm = 2.25= 2.2

12、52.972mm= 6.687mm b/ = 55.386.687 = 8.2824)计算纵向重合度 =0.138z1tan=0.138118tan150=1.5345)计算载荷系数k已知使用系数，根据v=1.043m/s，7级精度;由图10-8查得动载系数;kv=1.06由图10-4查得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=1.4205;由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数kf =1.34由图10-3查得齿向载荷分配系数1.5故载荷系数k=kakvkhkh=11.51.42051.06=2.25866)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1=d1t3kkt=55.3832.2

13、5861.6=62.12mm7)计算模数 =d1cosz1=62.12cos15018mm=3.33mm（）按齿根弯曲强度设计(1)确定计算参数1)计算载荷系数 =kakvkfkf=11.061.51.34=2.13062)根据纵向重合度=1.534知，由图10-28螺旋角影响系数知，y=0.8753)计算当量齿数zv1 = z1cos3 = 18cos3150 = 19.973 zv2 = z2cos3 = 96cos3140 = 71.0154)查取齿形系数和应力校正系数 由表10-5齿形系数及应力校正系数知， yfa1 = 2.80, yfa2 = 2.236 , ysa1 = 1.55

14、 , ysa2 = 1.752 。5)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.5由和齿轮的弯曲疲劳强度极限知，由图10-18弯曲疲劳寿命系数知，kfn1 = 0.93,kfn2 = 0.95则f1 = kfn1fe1s = 0.93x5001.5 = 310mpa f2 = kfn2fe2s = 0.95x3801.5 = 240.7mpa6)计算大、小齿轮的并加以比较知， yfa1ysa1f1 = 2.801.55310 = 0.014yfa2ysa2f2 = 2.236x1.752240.7 = 0.0163大齿轮的数值大。（2)设计计算mn322.130610.191040.87

15、5cos215011821.590.0163=2.238mm 对比计算可知,由齿面接触疲劳强度设计计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故可取mn=2.5按接触强度算得的分度圆的直径d1 = 62.12mm则小齿轮的齿数z1 = d1cos/mn = 62.12cos15o/2.5 = 24取z1=24,则z2 = 243.556=85 （）.几何尺寸计算(1)计算中心距 = (z1+z2)mn2cos = 24+852.52cos15o = 141.06mm故中心距圆整为141mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 = arccos(z1+z2)mn2a = arccos(24+

16、85)2.52141 = 14o5436因值变化不多,故系数都不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径 d1 = z1mncos = 242.5cos14o5436 = 62.09mmd2 = z2mncos = 1202cos14o3533 = 219.91mm(4)计算齿轮宽度b = d1 = 162.09mm = 62.09mm圆整后取b2 = 63mm,b1 = 68mm 。( 二)低速级齿轮的设计 已知圆柱斜齿轮传动p2=3.7632kw, n1=101.647r/min, u=i2=2.549, h=24000h 工作平稳，t1 = 353.562nm1. 选定齿轮类型、精度等级、材

17、料及齿数1）按运动简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动2）零件输运设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级即可3）材料选择选择小齿轮的材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240hbs。4）选小齿轮的齿数z3=24，则大齿轮的齿数z4=z3u=242.45=61，取z4=615）选取螺旋角=152. 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值1)试选载荷系数;2)由图10-13选取区域系数=2.425;3)由图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度， 3=0.0.77,4=0.84,=3+4=1.61;4)由表10-7选取圆柱齿轮的齿宽系

18、数=1;5)由表10-8查得弹性影响系数;6)由计算应力循环次数 n3=60jn2lh =60101.647124000=1.4637108 n4=n3i2 = 1.4637108/2.54=5.7631077)由图10-19取接触疲劳寿命系数 khn3=01.09 , khn4=1.008) 计算接触疲劳许用应力由计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1,查图10-21d调质处理的钢，小齿轮接触疲劳强度极限 hlim3=600mpa，大齿轮的hlim4=550mpa 。 则h = h3+h42=hlim3khn3s+hlim4khn4s2 = 1.09600+1.005002

19、= 602mpa(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径 d3t321.63.5356210511.612.54+12.54(2.425189.8602)2mm 89.41mm2)计算圆周速度 v = d3tn1601000 = 83.03101.647601000m/s = 0.442m/s3)计算齿宽b及模数 b=d3t=83.03mm = d3tcosz3 = 83.03cos15024 mm= 3.342mm =2.25 = 2.253.342 = 7.52mm b/ = 83.037.52 = 11.0414)计算纵向重合度 = 0.138z1tan = 0.138124tan150 =

20、2.0455)计算载荷系数k已知使用系数，根据v=0.442m/s，7级精度;由图10-8查得动载系数kv = 1.03;由图10-4查得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=1.41776;由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数kf=1.36;由图10-3查得齿向载荷分配系数1.2故载荷系数k=kakvkhkh=11.031.21.41776=1.75235;6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d3 = d3t3kkt =83.0331.752351.6 = 85.59mm 7)计算模数 =d3cosz3=85.59cos15024mm=3.445mm（3）.按齿根弯曲强度设

21、计(1)确定计算参数1)计算载荷系数 =kakvkfkf =11.031.21.36 =1.68;2)根据纵向重合度=2.045知，由图10-28螺旋角影响系数知，y=0.8753)计算当量齿数 zv3 = z3cos3 = 24cos3150 = 26.63 zv4 = z4cos3 = 61cos3150 = 67.6864)查取齿形系数和应力校正系数 由表10-5齿形系数及应力校正系数知， yfa3 = 2.65 , yfa4 = 2.276 , ysa3 = 1.58, ysa4 = 1.732 。5)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数， 由和齿轮的弯曲疲劳强度极限知，fe3 =

22、 500mpa, fe4 = 380mpa由图10-18弯曲疲劳寿命系数知，kfn3 = 0.95,kfn4 = 1.0 则f1 = kfn3fe3s = 0.95x5001.5 = 316.7mpa f2 = kfn4fe4s = 0.95x3801.4 = 253.3mpa6)计算大、小齿轮的并加以比较知， yfa3ysa3f3 = 2.651.58316.7 = 0.013221 yfa4ysa4f4 = 2.2761.732253.3 = 0.015563大齿轮的数值大。（2)设计计算mn321.683.535621050.875cos215012421.610.015563 2.53

23、mm对比计算可知,由齿面接触疲劳强度设计计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故可取mn = 3 按接触强度算得的分度圆的直径d3 = 85.89mm则小齿轮的齿数z3 = d3cos/mn = 85.89cos15o/3 = 27.56取z3=28,则z4 = 2.4528= 714.几何尺寸计算(1)计算中心距 = (z3+z4)mn2cos = 287132cos15o = 153.74mm故中心距圆整为154mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 = arccos(z3+z4)mn2a = arccos28+7122154 = 15o2136因值变化不多,故系数都不必修正(

24、3)计算大小齿轮的分度圆直径d3 = z3mncos = 283cos15o2136 = 87.1mmd4 = z4mncos = 713cos15o2136 = 220.9mm(4)计算齿轮宽度b = d1 = 187.1mm = 87.1mm圆整后取b4 = 88mm,b3 = 92mm 。六、机座结构尺寸的计算箱体设计箱座壁厚0.025154+3=6.85mm8mm,取=8mm; 箱盖壁厚0.02154+3=6.08mm8mm,取1=8mm;箱盖凸缘厚度1.58mm=12mm;箱座凸缘厚度b=1.5=1.58mm=12mm;箱座底凸缘厚度2.58mm=20mm;地脚螺钉直径0.03615

25、4+12=17.554mm,取df=18mm;地脚螺钉数目 a250mm, n=4;轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.7518=13.5mm,取d1=14mm;盖与座连接螺栓直径d2=0.5df=0.518mm=9mm,取d2=10mm;连接螺栓的间距l=150200;轴承端盖螺钉直径d3=0.4df=0.418mm=7.2mm,取d3=8mm;视孔盖螺钉直径d4=0.4df=0.418mm=7.2mm,取d4=8mm;定位销直径d=0.8d2=0.810=8mm;至外箱壁的距离c1 df:c1=24mm, d1:c1=20mm, d2:c1=16mm;至凸缘边缘的距离c2 df:c2

26、=22mm, d1:c2=18mm, d2:c轴承旁凸台半径凸台高度根据低速级轴承座外经确定，以便于扳手操作为准。外箱壁至轴承座端面的距离l1 l1=c1+c2+(510)=37.4mm;铸造过度尺寸见表1-38大齿轮顶圆与内壁距离齿轮端面与内箱壁的距离箱盖，箱座肋厚 轴承端盖外径轴承旁连接螺栓离sd2.七、轴的设计计算（一）高速轴 已知：， 选择轴的材料查表15-1，选41cr，调质处理，硬度为241286hbs。 初步估算轴的最小直径由式（15-2）知，查表15-3，取，取轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案图可参见装配图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，根据，

27、由轴承产品目录中初选宽度系列为窄系列，0组游隙的角接触球轴承7207ac。其尺寸为，轴承左端采用轴肩进行轴向定位，由手册查得7213ac型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此取。2) 由于左轴承的左端、右轴承的右端均由端盖进行周向定位，所以，齿轮的右端与右轴承之间均采用轴肩定位，轴肩的高度，故。3) 轴承端盖总宽度为25mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l=25mm，故取4）取齿轮距箱体内壁的距离为，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知轴承宽度b=17mm，ii轴上的小齿轮轮毂长l=92m

28、m,则 5）因为安装齿轮的轴段最小直径为，轮毂键槽深为。所以故此处选用齿轮轴。轮毂宽度为b=68mm,故（3）轴上零件的周向定位带轮的周向定位采用圆头普通平键连接，按，由手册查得平键的截面，键槽用键槽铣刀加工，键长为50mm,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。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见零件图 按弯矩合成应力进行强度校核计算画出轴的计算简图（如图1） 求轴承的支承反力。水平面的支承反力（如上图）垂直面内的支承反力（如上图）作用在两轴承上的径向

29、力为：画出水平面内弯矩图（如图）画出垂直面内弯矩图（如图）画出合成弯矩图（总弯矩图，如图）画出扭矩图（如图）综合分析，c截面为危险面校核轴的弯矩合成强度 取=0.6该轴弯矩合成强度符合要求。键的选择与校核已知：轴的材料为40cr，大带轮的材料为ht200，传递的转矩为，载荷平稳， 选择键的类型和尺寸选用圆头普通平键，由，查手册，平键的截面为，由轮毂宽度，键长为 校核键的连接强度轴、键的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、齿轮三者的许用挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。滚动轴承的选择和寿命计算已知：轴颈d=35mm,载荷平稳。初选7207ac型轴承，查手册，求轴承总轴向力。 求派生轴向力

30、判断轴承是压紧还是放松 a轴承压紧，b轴承放松。 求轴承总轴向力（正装）2）求当量动载荷查表13-6，取查表13-5，取。 3）校核轴承寿命查表13-4，取选7207ac型轴承合适。（二）中间轴 已知：， 选择轴的材料查表15-1，选45钢，调质处理，硬度为217255hbs。 初步估算轴的最小直径由式（15-2）知，查表15-3，取，取轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案装配方案见装配图及零件图所示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，根据，由轴承产品目录中初选宽度系列为窄系列，0组游隙的角接触球轴承7210ac。其尺寸为，故取。2） 取安装小齿轮的轴段，小齿轮的右端

31、由轴肩进行轴向定位，左端与左轴承之间用套筒进行轴向定位，故取。齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，右端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取，则轴环处的直径为，同样可有3） 轴环宽度故取。取齿轮距箱体内壁的距离为，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知轴承宽度b=20mm，则 4） 因为安装小齿轮的轴段直径为，轮毂键槽深为。所以故此处选用齿轮与轴分开合适。（3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均采用圆头普通平键连接，按，由手册查得平键的截面，键槽用键槽铣刀加工，小齿轮处键长为80mm,大齿轮处键长为80mm,大

32、齿轮处的键长为56mm，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。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见cad零件图按弯矩合成应力进行强度校核计算画出轴的计算简图（如下图） 求轴承的支承反力。水平面的支承反力（如上图）垂直面内的支承反力（如上图）作用在两轴承上的径向力为：画出水平面内弯矩图（如图）画出垂直面内弯矩图（如图）画出合成弯矩图（总弯矩图，如图）画出扭矩图（如图）综合分析，3截面为危险面校核轴的弯矩合成强度 取=0.6该轴弯矩合成强度符合要求。滚动轴

33、承的选择和寿命计算已知：轴颈d=50mm,载荷平稳。初选7210ac型轴承，查手册，求轴承总轴向力。 求派生轴向力 判断轴承是压紧还是放松 b轴承压紧，a轴承放松。 求轴承总轴向力2）求当量动载荷查表13-6，取查表13-5，取。3）校核轴承寿命查表13-4，取 选7210ac型轴承合适。键的选择与校核已知：轴，大齿轮的材料为45钢，小齿轮材料为40cr,传递的转矩为，载荷平稳， 选择键的类型和尺寸由中间轴的设计可知，两处均选用圆头普通平键，大齿轮处平键的截面为，键长为，小齿轮处平键的截面为，键长为。 校核键的连接强度大齿轮处：轴、键、大齿轮的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、大齿轮三者的许用

34、挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。大齿轮处：轴、键、大齿轮的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、大齿轮三者的许用挤压应力为键的工作长度为键的连接强度足够。（三）低速轴 已知：， 选择轴的材料查表15-1，选45钢，调质处理，硬度为217255hbs。 初步估算轴的最小直径由式（15-2）知，查表15-3，取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算扭矩，查表14-1，考虑到转矩变化不大，故取则有。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查手册，选用hl4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度为

35、l=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长为轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如图所示2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，vi-vii轴段左端需制出一轴肩，故取v-vi段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，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联轴器上，而不压在轴的端面上，故vi-vii段的长度应比略短一些，取。3)初步选择滚动轴承，根据，由轴承产品目录中初选宽度系列为窄系列，0组游隙的角接触球轴承7213ac。其尺寸为，轴承左端采用轴肩进行轴向定位，由手册查得7213ac型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此取，

36、同样可确定4）取安装齿轮的轴段ii-iii的直径，齿轮的左端与左轴承之间用套筒进行轴向定位，已知齿轮的轮毂宽度为88mm，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取，则轴环处的直径为，轴环宽度故取。5） 轴承端盖总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l=25mm，故取6） 取齿轮距箱体内壁的距离为，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知轴承宽度b=23mm，则 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普通平键连接，按，由手

37、册查得平键的截面，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；同样，半联轴器与轴的连接选用平键截面，键长为80mm,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的，选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径cad零件图及转配图所示 按弯矩合成应力进行强度校核计算画出轴的计算简图（如下图） 求轴承的支承反力。水平面的支承反力（如上图）垂直面内的支承反力（如上图）作用在两轴承上的径向力为：画出水平面内弯矩图（如图）画出垂直面内弯矩图（如图）画出合成弯矩图（总弯矩图，如图）画出扭矩图（如图）综合分析，4截面为危险面校核轴的弯矩合成强度 取=0.6 该轴弯矩合成强度符合要求。键的选择与校核已知：轴，大齿轮的材料为45钢，联轴器的材料为灰铸铁，传递的转矩为，载荷平稳， 1)选择键的类型和尺寸由轴的设计可知，齿轮处选用圆头普通平键，平键的截面为，键长为联轴器处选用单头普通平键，平键的截面为，键长为。2)校核键的连接强度齿轮处：轴、键、齿轮的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、齿轮三者的许用挤压应力为