设计链板式输送机传动装置

1、目 录1 电动机的选择 71.1电动机的选择及运动参数计算81.2传动比的分配91.3传动装置的运动和动力参数计算91.4轴的运动及动力参数表92 带传动的设计 113 齿轮的设计 133.1高速级圆柱斜齿轮的设计133.2校核齿根弯曲疲劳强度153.3低速级圆柱斜齿轮的设计203.4按齿根弯曲强度计算 224 轴的设计 264.1高速轴设计 264.2低速轴设计 334.3中间轴设计405 滚动轴承的校核计算 455.1高速轴的滚动轴承校核计算 455.2中间轴滚动轴承的校核计算 475.3低速轴滚动轴承校核计算 496 平键联接的选用和计算 516.1输入轴上平键联接的强度计算 516.2

2、中间轴上键联接的强度计算 526.3输出轴上的两个平键的强度计算 527 联轴器的选择及计算 538 润滑方式及密封的选择 53 8.1齿轮采用油池润滑，选取的润滑油为工业CKC齿轮润滑油53 8.2滚动轴承的润滑采用润滑脂润滑，润滑脂为3号钙基脂538.3采有密封圈和毡圈密封539 箱体及其附件设计计算 53参考文献 60设计计算过程重要数据结果设计任务：设计链板式输送机传动装置1.带式输送机传动装置如图1-1所示 ：图1-12.已知条件（如表1-1所示）：表1-1输送链拉力F/N输送链速度V(m/s)驱动链轮直径D/mm工作条件35001.1 400连续单向运转，载荷平稳，使用期限为10年

3、（每年300天），单件小批量生产，两班制工作，链速允许误差为±5%。一 电动机的选择1.电动机的选择及运动参数的计算：（1）选择电动机的类型和结构形式：Y系列三相异步电动机（2）电动机功率的选择：1）工作机所需要的有效功率为：=3500×1.1W=3.85KW注：工作机构的有效阻力F，v为工作机构的圆周转速。2）传动装置与工作机构的总效率，传动装置为串联，总效率等于各级传动效率和轴承、联轴器效率的连乘积，即=0.99×0.95×0.90=0.757 注：齿轮传动分为2个7级精度的闭式圆柱斜齿轮传动，由资料1表3-4查得:闭式圆柱斜齿轮传动（油润滑） =0

4、.96,联轴器为弹性联轴器，=0.99，共1个；滚动轴承（油润滑），=0.99，共3对; 普通V带传动效率，=0.95链传动效率，0.90。3）电动机所需输出的功率为：=/KW= KW =5.09KW（3）电动机转速的确定：由资料1表9-39选电动机的转速为1500r/min和1000r/min的两种。工作机链轮的转速为52.55r/min则两种电动机的总的传动比分别为先将两种电动机的参数列于表2-1：表2-1序号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min总传动比外伸轴径mm轴外伸长度mm1Y132S-45.51500144027.438802Y132M2-65.5100096018

5、.273880对此两种方案进行计算方案1：总的传动比为27.4进行传动比分配：普通V带传动比取=2双级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比=0.25=由于低速级为圆柱齿轮，起传动比一般为23，而=4传动比过大，因此选择方案2进行计算。由表1可知，方案1虽然电动机转速高、价格低，但是传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，既电动机型号为 Y132M2-6。2.传动比的分配：双级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：=2=2.9则：=3.传动装置的运动和动力参数计算：（1）各轴的转速计算：电动机轴转速:=960 r/min高速轴转速:=/=960/2=480r/min中间轴

6、转速:=/=480/2.9=165.52r/min低速轴转速:=/=165.52/3.15=52.55r/min链轮轴转速:=52.55r/min（2）各轴的输入功率计算：高速轴1输入功率：=P=5.090.95 KW=4.84 KW中间轴的输入功率：=4.84×0.96×0.99 KW=4.60 KW低速轴3的输入功率：=4.60×0.96×0.99 KW=4.37KW链轮轴4的输入功率：=4.37×0.99×0.99 KW=4.28 KW链轮输入功率：=4.28×0.9 KW=3.85 KW（3）各轴的输入转矩计算：高速

7、轴1输入转矩=9550=89.13中间轴的输入转矩=9550=265.41低速轴3的输入转矩 =9550=794.17链轮轴的输入转矩 =9550=777.814.将各轴的运动及动力参数列于表2-2中：表2-2轴号转速nr/min功率PKW转矩T传动比14804.8489.1322.93.152165.524.60265.41352.554.37794.17链轮52.554.28777.81二 带传动的设计1.确定计算功率资料1表8-7查得工作情况系数=1.1，则=KW 2.选择V带的带型由、查资料1图8-11选择A型 3.确定带轮的基准直径并验算带速V (1)确定带轮的基准直径，由资料1表8

8、-6和表8-8，取=140mm (2)验算带速V = 因，故带速合适。(3)计算大带轮基准直径 查资料1表8-8，圆整为=280mm4.确定V带的中心距和基准长度 （1）由经验式得 初定 （2）计算带所需的基准长度 查资料1表8-2，选带的基准长度 (3) 计算实际中心距 中心距变化范围 5.验算小带轮上的包角 6.计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率 由=140mm和=960 r/min查资料1表8-4a得由=960 r/min，=2和A型带，查资料1表8-4b得查资料1表8-5得查资料1表8-2得 (2)计算带的根数Z 取Z=4根7.计算单根V带的初拉力的最小值查资料1表8-3得A型

9、带的单位长度质量 8.计算压轴力压轴力的最小值9.带轮的结构设计带轮结构如下图三 齿轮的设计（一）、第一对高速级圆柱斜齿轮的设计：1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数：（1)按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2)输送机为一般工作机械，速度不高，由资料2表10-8可知，选用7级精度。（3)材料选择。由资料1表10-1查得，选择小齿轮材料为45号钢，调质后表面淬火，表面硬度为250 HBS；大齿轮材料为45号钢，调质后表面淬火，硬度为210HBS；二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数=28；由=2.9，大齿轮齿数为=282.9=81.2取=81（5）初选螺旋角，法面压力角由

10、于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计： 由设计计算公式（由资料110-9a）计算则：(1).确定公式内的各计算值：1）试选载荷系数=1.6；2）由资料1图10-30选取区域载荷系数：=2.4253）由资料1图10-26查得，则4）计算小齿轮传递的转矩 =9550=89.135）查资料1表10-7取齿宽系数=1； 6）确定弹性影响系数：由资料表10-6可知7）按齿面硬度查资料1图10-21（d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MPa8）计算应力循环次数N1=60=60×480×1

11、5;8×300×10×2=1.38×N2=4.76×9）由资料1图10-19取接触疲劳寿命系数=0.99 =1.0510）计算疲劳许用应力取安全系数 ：=1.0=0.99×600=594MPa=1.05×550=577.5MPa11）齿数比（2） 计算：1）计算小齿轮分度圆直径2）计算圆周速度：V= m/s =1.31m/s3）计算齿宽b及模数b=圆整b=53mm齿高h=2.25=4.05mm4）计算纵向重合度5）计算载荷系数原动机为电动机，均匀平稳，由资料1表10-2得由，V=1.31 m/s，7级精度，由资料1图10-8

12、可知=1.05由资料1表10-3取=1.2由资料1表10-4 =1.417由资料1图10-13查得=1.5载荷系数：=1×1.05×1.2×1.417=1.7856）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径=52.25×=54.20mm圆整=55mm7）计算模数=mm=1.90 mm 取标准值=2mm3.校核齿根弯曲疲劳强度：（1）确定公式内的各计算值 1）确定弯曲强度载荷系数：=1×1.05×1.2×1.5=1.892）3）计算当量齿数： =31.07 =89.88查资料1表10-5得小斜齿轮的齿形系数=2.52 应力校正系数

13、 =1.625 大斜齿轮的齿形系数=2.20 应力校正系数 =1.784）螺旋角影响系数 由查资料1图10-28得=0.75（2）计算 由资料1图10-18得=0.90 =0.99 取安全系数=1.5= MPa =360MPa= MPa =363MPa MPa106.92 MPa < MPa102.25 MPa <满足弯曲强度，以上所选参数合适。4几何尺寸计算（1）计算中心距 圆整（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数不必修改（3）计算大小齿轮分度圆直径 圆整 圆整（4）计算齿轮宽度 取 （5）齿轮传动的几何尺寸归于下表3-1表3-1名称代号小齿轮大齿轮中心距113

14、mm传动比2.89模数2mm法面压力角端面压力角螺旋角齿数Z2881齿顶高2mm2mm齿根高2.5mm2.5mm齿顶圆直径62mm172mm齿根圆直径53mm163mm分度圆直径58mm168mm基圆直径54mm157mm变位系数00齿宽B65mm60mm螺旋角旋向左右大齿轮2的结构和后续设计的轴孔直径计算如下表表3-2代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径90轮毂轴向长68倒角尺寸1板孔分布直径118腹板厚50大圆柱齿轮的结构草图如下所示：（二）第二对高速级圆柱斜齿轮的设计：1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数：（1)按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2)输送机为一般工作机械

15、，速度不高，由资料2表10-8可知，选用7级精度。（3)材料选择。由资料1表10-1查得，选择小齿轮材料为45号钢，调质后表面淬火，表面硬度为250 HBS；大齿轮材料为45号钢，调质后表面淬火，硬度为210HBS；二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数=30；由=3.15，大齿轮齿数为=303.15=94.5取=95（5）初选螺旋角，法面压力角由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计： 由设计计算公式（由资料110-9a）计算则：(1).确定公式内的各计算值：1）试选载荷系数=1.6；2）由资料1图10-30选取区域载荷系数：=2.4253

16、）由资料1图10-26查得，则4）计算小齿轮传递的转矩 =9550=265.415）查资料1表10-7取齿宽系数=1； 6）确定弹性影响系数：由资料表10-6可知7）按齿面硬度查资料1图10-21（d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MPa8）计算应力循环次数=60=60×165.52×1×8×300×10×2=4.77×=1.51×9）由资料1图10-19取接触疲劳寿命系数=1.07 =1.1310）计算疲劳许用应力取安全系数 ：=1.0=1.07×600=6

17、42MPa=1.13×550=565MPa11）齿数比（3） 计算：1）计算小齿轮分度圆直径2）计算圆周速度：V= m/s =0.63m/s3）计算齿宽b及模数b=圆整b=74mm齿高h=2.25=5.29mm4）计算纵向重合度5）计算载荷系数原动机为电动机，均匀平稳，由资料1表10-2得由，V=0.63 m/s，7级精度，由资料1图10-8可知=1.01由资料1表10-3取=1.2由资料1表10-4 =1.426由资料1图10-13查得=1.35载荷系数：=1×1.01×1.2×1.426=1.7286）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径=73.02

18、×=74.92mm圆整=75mm7）计算模数=mm=2.41 mm 取标准值=2.5mm3.校核齿根弯曲疲劳强度：（1）确定公式内的各计算值 1）确定弯曲强度载荷系数：=1×1.01×1.2×1.35=1.6362）3）计算当量齿数： =33.29 =105.41查资料1表10-5得小斜齿轮的齿形系数=2.45 应力校正系数 =1.65 大斜齿轮的齿形系数=2.18 应力校正系数 =1.794）螺旋角影响系数 由查资料1图10-28得=0.75（2）计算 由资料1图10-18得=0.88 =0.95 取安全系数=1.5= MPa =352MPa= MPa

19、 =348MPa MPa113.63 MPa < MPa109.69 MPa <满足弯曲强度，以上所选参数合适。则=2.5mm =75mm取=29 则，取=924几何尺寸计算（1）计算中心距 圆整（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数不必修改（3）计算大小齿轮分度圆直径 圆整 圆整（4）计算齿轮宽度 取 （5）齿轮传动的几何尺寸归于下表3-3表3-3名称代号小齿轮大齿轮中心距157mm传动比3.17模数2.5mm法面压力角端面压力角螺旋角齿数Z2992齿顶高2.5mm2.5mm齿根高3mm3mm齿顶圆直径81mm244mm齿根圆直径70mm233mm分度圆直径76m

20、m239mm基圆直径71mm224mm变位系数00齿宽B80mm75mm螺旋角旋向右左5.齿轮的结构设计:大齿轮4的结构和后续设计的轴孔直径计算如表3-4表3-4代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径116轮毂轴向长88倒角尺寸1.25板孔分布直径164板孔直径24腹板厚22.5齿轮的草图如下图3-2所示：图3-2四.轴的设计(一)、高速轴设计：1.轴的材料：轴的材料为45钢，调质处理。2.轴的初步估算：由资料表15-3查得=120，因此=25.92mm 考虑与大带轮相匹配的孔径标准尺寸的选用,取=28mm3.轴的结构设计：根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图

21、4-1。(1)划分轴段：轴伸出段;过密封圈处轴段;轴承安装定位轴段和;轴身,；齿轮轴段.图4-1（2）根据轴向定位的要求去也顶轴的各段直径和长度：1) 初选大带轮查资料表13-1-12得大带轮孔径28mm，长为56mm，轴1的转矩为89.13N.mm，确定=28mm ,，为了满足大带轮的轴向定位要求，1轴段右端需要制出一轴肩，故取2段的直径为，左端用轴端挡圈定位。2) 初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据=32mm，由轴承产品目录中初选型号为33007的轴承，其尺寸为故 3) 轴承安装定位处的轴径取； 4) 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖

22、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右端面的距离，故5) 轴承右端采用轴肩进行定位，轴肩高度，取h=3mm，则轴段4的直径，根据减速器箱体结构设计，取轴段6的长度（3）轴上零件的周向定位： 齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键的截面尺寸，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证带轮与轴有良好的对中性，选取配合，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，故此处选轴的直径公差为(4).确定轴上圆角和倒角尺寸： 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图所示。4.求轴上的载荷： 先根据结构图作出轴的计算简图，查手册得周章的支点位置，根据轴的计算简图作出轴

23、的弯矩图和扭矩图，如图4-2所示。图4-2（1）计算作用在齿轮上的力：圆周力： 径向力： 轴向力： （2） 计算支反力：b）由， 代入数据 得c)由 ，代入数据 得 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的值列于表4-2：表4-1载荷水平面H垂直面V支反力 弯矩M总弯矩扭矩5.按弯扭合成应力校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面（既危险截面C）的强度。根据资料2式及上表中的数值，并取，轴的计算应力为： 前已选定轴的材料为45钢调质处理，由资料1表15-1查得，因此，故安全。6.精确校核轴的疲劳强度：（1）判断危险截面： 截面1

24、、2、3只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于周的最小直径满足扭转强度要求，且较为富裕，所以截面1、2、3均无需校核。 从应力集中来看，截面4、7的过盈配合引起的应力集中最严重，但截面4的弯矩比截面7的大，故只需校核界面4；从载荷来看，截面C上的应力最大，但由于此处直径很大，故不需校核；截面5和截面6的应力集中差不多，但截面6不受扭矩，故截面6不必校核；截面5处的尺寸比截面4处的大，故只需要校核截面4 的两侧即可。（2）截面4右侧 抗弯矩截面系数 抗扭矩截面系数 由于截面左侧离C截面很近，取截面左侧的弯矩 截面上的扭矩 截面上的弯曲应力截面上的扭转

25、切应力 轴的材料为45钢，调质处理，有资料2表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按资料2附表3-2查取，因 经插值后得到 =2.14 =1.33又由资料2附图3-1可得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数按资料1附3-4式为由资料1附图3-2得尺寸系数；由资料1附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由资料附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，既，则按资料1式3-12及3-12a得综合系数枝值为又由资料13-1及3-2得碳钢的特性系数 取 取于是，计算安全系数值，按资料1式15-615-8则得故知其安全。（3）截面4左侧：抗弯截面系数按资料2表15-4中的公式

26、计算抗扭截面系数 为 弯矩 弯曲应力为 扭矩及扭转切应力为过盈配合处的值，由资料1附表3-8用插入法求出并取 ，于是得=2.90 =0.8×2.90=2.32轴按磨削加工，有资料1附图3-4查得表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面 右侧的安全系数为故该轴在截面 右侧的强度也是足够的。（二）低速轴设计：1.轴的材料：轴的材料为45钢，调质处理。2.轴的初步估算：由资料表15-3查得=110，因此=输出轴的最小直径显然是安装联轴器。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。3.轴的结构设计：根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图4-1

27、。(1)划分轴段：轴伸出段;过密封圈处轴段;轴承安装定位轴段和;轴身,；齿轮轴段.图4-1（2）根据轴向定位的要求去也顶轴的各段直径和长度：1）选取联轴器型号，联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化小，取=1.3，则，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准选用YL12型凸缘联轴器，其公称转矩为1600N.m。半联轴器的孔径60mm，故取，半联轴器的长度140mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，67轴段左端需制出一轴肩，故取56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长度为110mm，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，故取67段的长度应比 略

28、小一些取。2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据，由轴承产品目录中初选型号为32013的轴承，其尺寸为故 3）轴承安装定位处的轴径取； 4）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脂的要求，5）轴段23安装齿轮，齿轮左边用套筒定位，齿轮右端采用轴肩进行定位，轴肩高度，取h=5mm，则轴段34的直径。（3）轴上零件的周向定位： 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得齿轮处平键的截面尺寸，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选取配合，按由手册查得联轴器处平键的截面尺寸，键槽用

29、键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了保证联轴器与轴有良好的对中性，选取配合，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，故此处选轴的直径公差为 (4).确定轴上圆角和倒角尺寸： 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图所示。4.求轴上的载荷： 先根据结构图作出轴的计算简图，查手册得周章的支点位置，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图4-2所示。图4-2（1）计算作用在齿轮上的力：圆周力： 径向力： 轴向力： （3） 计算支反力：b）由， 代入数据 得c)由 ，代入数据 得 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的值列于表4-2：表4-1载荷水平

30、面H垂直面V支反力 弯矩M总弯矩扭矩5.按弯扭合成应力校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面（既危险截面C）的强度。根据资料1式及上表中的数值，并取，轴的计算应力为： 前已选定轴的材料为45钢调质处理，由资料1表15-1查得，因此，故安全。6.精确校核轴的疲劳强度：（1）判断危险截面： 截面6、7只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于周的最小直径满足扭转强度要求，且较为富裕，所以截面6、7均无需校核。 从应力集中来看，截面1、2、5的过盈配合引起的应力集中最严重，但截面2的直径比截面1、5的大，而截面1不受转矩，故只需校核界面

31、5；从载荷来看，截面C上的应力最大但尺寸大，不必校核；截面4和截面5的应力集中差不多，但截面4不受扭矩，故截面4不必校核；故只需要校核截面5的两侧即可。（2）截面5左侧 抗弯矩截面系数 抗扭矩截面系数 由于截面左侧离C截面很近，取截面左侧的弯矩 截面上的扭矩 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，有资料1表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按资料1附表3-2查取，因 经插值后得到 =2.05 =1.32又由资料1附图3-1可得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数按资料1附3-4式为由资料1附图3-2得尺寸系数；由资料1附图3-3得扭转尺寸系数

32、轴按磨削加工，由资料附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，既，则按资料1式3-12及3-12a得综合系数枝值为又由资料13-1及3-2得碳钢的特性系数 取 取于是，计算安全系数值，按资料1式15-615-8则得故知其安全。（3）截面5右侧：抗弯截面系数按资料1表15-4中的公式计算抗扭截面系数 为 弯矩 弯曲应力为 扭矩及扭转切应力为过盈配合处的值，由资料1附表3-8用插入法求出并取 ，于是得=2.91 =0.8×2.91=2.33轴按磨削加工，有资料1附图3-4查得表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面 右侧的安全系数为故该轴在截面 右侧的强度也是足够的。（三）中间轴设

33、计：1选择轴的材料： 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据资料1表15-31取=112。2.初步估算轴的最小直径：由资料1的表15-3,取=112，因此=33.93mm中间轴的最小直径显然是安装滚动轴承。初选3.轴的结构设计：根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图4-3所示图4-3（1）各段轴直径的确定和各轴段轴向长度的确定：1）由资料1表9-16初选滚动轴承，代号为33010（ GB/T2971994） ,则轴径直径=50mm；由齿轮3的设计可知=75，取齿轮距箱体内壁之间的距离。2）由齿轮2的设计可知=68mm，由齿轮2可知 取安装圆柱齿轮处的轴段的直径3）轴

34、环的设计 齿轮的左端采用轴环的轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环的直径，轴环宽度，取mm轴上零件的定位：齿轮的周向定位均采用平键联接，按，由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择配合。滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，次处选轴的直径尺寸公差为。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸： 参考资料1表15-2，取轴端倒角为2×45°，各轴肩半径如图所示；4.求轴上的载荷： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，见图4-4。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30205型圆锥滚子轴承，由手册查得，因此，作为简支梁的轴的支承

35、跨距 由前面齿轮设计计算作用在齿轮上的力：齿轮2: = = 齿轮3: = 6646N= 弯矩图以及扭矩图图4-4(1) 计算支反力： c) （2）从轴的结构图、弯矩图以及扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的的值列于表4-1：表4-2载荷水平面H垂直面V支承力F 弯矩M扭矩总弯矩5.按弯扭合成应力校核轴的强度： 进行校核时, 对照弯矩图图,通常只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,根据所求出的数据及第三强度理论,取=0.6:=前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由资料2表15-1查得=60MPa,故<,故安全.6.精确校核轴的疲劳强度：(1)判断

36、校核的危险截面：由轴的结构图和弯矩图知截面B危险，先对截面B进行校核。（2）材料为45钢,调质处理, 由资料1表15-1查得，=640MPa, =275MPa =155MPa。(3)截面B安全系数：抗弯断面系数W 按资料1表15-4中的公式计算： 抗扭断面系数弯矩M及弯曲应力为： 过盈配合处的值，有资料1附表3-8，用插入法求出，并取，于是得： 轴按磨削加工，有资料2附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为 所以轴在截面B的安全系数为 故该轴在截面B处的强度是足够安全的。五.滚动轴承的校核计算(一)高速轴的滚动轴承校核计算：选用的轴承型号为代号为33007,由资料1表9-16查出=63200

37、N =46800N由工作条件知轴承的预期寿命为=2×8×300×10=48000h，由轴的设计可知作用在齿轮上的力分别为1.求作用在轴承上的载荷：（1)径向负荷： 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个力系，如图5-1所示：则，由力的分析可知（轴的设计计算时已算出）：图5-11处轴承, 2处轴承, （2).轴向载荷：对于33007型轴承，按资料1表13-7，轴承派生轴向力，查手册知33007型轴承Y=2,e=0.31则轴承的派生轴向力 则轴承的轴向力 轴承2压紧，轴承1放松 （3).计算当量动载荷：求比值. 则 2.验算轴承寿命：因为,故只需校核2处轴承

38、即可.滚子轴承=10/3 解雇所选的轴承合格。 (二)中间轴滚动轴承的校核计算：选用的轴承型号为代号为33010,由资料1表9-16查出=110000N =76800N由工作条件知轴承的预期寿命为=2×8×300×10=48000h，由轴的设计可知作用在齿轮上的力分别为1.求作用在轴承上的载荷：（1).径向负荷： 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个力系，如图5-2-1所示：则，由力的分析可知（轴的设计计算时已算出）：图5-2-14处轴承, 3处轴承, （2).轴向载荷：对于33010型轴承，按资料2表13-7，轴承派生轴向力，查手册知33010型轴承

39、Y=1.9,e=0.32则轴承的派生轴向力由，则轴承4“压紧”，轴承3“放松” （3).计算当量动载荷：求比值. 则： 2.验算轴承寿命：因为,故只需校核3处轴承即可.滚子轴承=10/3 具有足够的使用寿命.(三)低速轴滚动轴承校核计算：选用的轴承型号为代号为32013，由资料1表9-16查出=128000N，=82800N由工作条件知轴承的预期寿命为=2×8×300×10=48000h，由轴的设计可知作用在齿轮上的力分别为1.求作用在轴承上的载荷：（1)径向负荷： 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个力系，如图5-3-1所示：则，由力的分析可知（轴的

40、设计计算时已算出）：图5-3-16处轴承, 5处轴承, （2).轴向载荷：对于32013型轴承，按资料1表13-7，轴承派生轴向力，查手册知32013型轴承Y=1.3,e=0.46则轴承的派生轴向力 由，则轴承5“压紧”，轴承6“放松” （3).计算当量动载荷：求比值. 则 2.验算轴承寿命：因为,故只需校核5处轴承即可.滚子轴承=10/3 具有足够的使用寿命.六、平键联接的选用和计算(一) 输入轴上两个平键联接的强度计算：大带轮与轴的平键：由轴的设计时知键的截面尺寸为 ， ，键和轴以及半联轴器的材料都是钢，由资料1表6-2查得许用应力=110MPa键的接触长度=L-b=40-8=32mm,接

41、触高度=h/2=7/2=3.5mm由资料2式（6-1）得：=可见键的联接强度足够.，则该键合格。键的标记为：键 （二）中间轴上键联接的强度计算：由轴的设计时知键的截面尺寸为 ， ，键和轴以及半联轴器的材料都是钢，由资料1表6-2查得许用应力=110MPa键的接触长度=L-b=45-16=29mm,接触高度=h/2=10/2=5mm由资料1式（6-1）得：=可见键的联接强度足够.，则该键合格。键的标记为：键 （三）输出轴上的两个平键的强度计算：1.联接大齿轮与轴的平键的计算：由轴的设计时知键的截面尺寸为 ， ，键和轴以及半联轴器的材料都是钢，由资料1表6-2查得许用应力=110MPa键的接触长度=L-b=63-20=43mm,接触高度=h/2=12/2=6mm由资料1式（6-1）得：=可见键的联接强度足够，则该键合格。键的标记为：键 2.联轴器与轴的平键的计算：由轴的设计时知键的截面尺寸为 ， ，键和轴以及半联轴器的材料都是钢，由资料1表6-2查得许用应力=110MPa键的接触长度=L-b=80-18=62mm,接触高度=h/2=11/2=5.5mm由资料1式（6-1）得：=可见键的联接强度足够.，则该键合格。键的标记为：键 七、联轴器的选择及计算低速轴输出端