起重机机传动装置

1、机械设计课程设计任务书设计题目： 起重机传动装置设计 学 院： 机械工程学院 专 业： 机械电子工程 学生姓名: xxx 学 号:xxxxxxxxxx 起迄日期: 2011年12月14日 2012 年1月3日 指导教师: xxx 教研室主任： 机械设计课程设计任务书1课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：一、机械设计课程设计的内容机械设计基础课程设计是本门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专业学生的一次全面的设计设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：1、 设计方案论述。2、 选择电动机。3、 减速器外部传动零件设计（含联轴器选择）。4、 减速器设计。

2、 设计减速器传动零件，并验算是否满足工作要求； 对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算各轴的强度； 根据工作载荷情况，选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 选择各键，验算输出轴上键连接的强度； 选择各配合尺寸处的公差与配合； 决定润滑方式，选择润滑剂；5、 绘制减速器的装配图和部分零件工作图。 减速器装配图一张（A0或A1）； 轴及轴上齿轮的零件图各一张（A3或A4）；6、 编写设计说明书（将1-4项整理成文，数字6000-8000）。二、原始数据及已知条件1、提升重量G =780kgf；2、重物提升速度 =0.50m/s；3、滚动槽底直径 D=220mm 钢丝绳直径D=9.3mm；4、

3、滚筒效率 j=0.96；5、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6、使用折旧期10年；7、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35oC；8、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；9、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。机械设计课程设计任务书2对课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求：1、说明书要认真，准确，条理清晰；2、按word排版，公式编辑器编辑公式；3、参考文献要注明出去；4、图纸按标准作图，数据处理准确，图面整洁。3主要参考文献：1 濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2

4、0062 杨光，席伟光，李波，陈晓岑.机械设计课程设计.第二版. 北京：高等教育出版社，2003 4课程设计工作进度计划：序号起 迄 日 期工 作 内 容11214-1215设计前准备工作（明确任务，查阅查料、手册，观察）21216-1220确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算31221-1222轴的设计计算41223-1224轴承、键、联轴器及润滑剂的选择51225-1228装配图设计及复核计算61229-0101零件工作图设计70102整理设计说明书、准备答辩指导教师日期： 2011年 01 月 03 日 目 录1. 前言2. 起重机传动方案选择2.1传动布置方案2.2已知条件2.2

5、.1参数条件2.2.2工作条件2.3选用传动方案3. 电动机的选择与运动参数计算3.1电动机的选择3.2计算传动比及分配各级传动比3.3运动参数计算4.传动零件的计算 4.1高速级齿轮传动 4.1.1选择齿轮材料及精度等级4.1.2按齿面接触疲劳强度设计4.1.3按齿根弯曲强度设计4.1.4几何尺寸计算4.2低速级齿轮传动4.2.1选择齿轮材料及精度等级4.2.2按齿面接触疲劳强度设计4.2.3按齿根弯曲强度设计4.2.4几何尺寸计算5. 轴的计算5.1高速轴的计算 5.1.1输出轴上的功率转速和转矩5.1.2作用在齿轮上的作用力5.1.3初步确定轴的最小直径5.1.4轴的结构设计5.1.5求

6、轴上的载荷 5.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度5.1.7 精确校核轴的疲劳强度 5.2中间轴的计算5.2.1中间轴的功率,转速和转矩5.2.2作用在齿轮上的作用力5.2.3初步确定轴的最小直径5.2.4轴的结构设计5.2.5 求轴上的载荷5.2.6 按弯矩合成应力校核轴的强度5.2.7 精确校核轴的疲劳强度 5.3低速轴的计算5.3.1输出轴上的功率转速和转矩5.3.2作用在齿轮上的作用力5.3.3初步确定轴的最小值径5.3.4轴的结构设计5.3.5求轴上的载荷5.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度5.1.7 精确校核轴的疲劳强度 6. 键的选择与校核6.1 高速轴上键的选择6.1.1 高

7、速轴与半联轴器链接的选择6.1.2 高速轴与齿轮1链接的选择6.2中间轴上键的选择6.2.1 齿轮2与轴链接键的选择6.2.2 齿轮3与轴链接键的选择6.3 低速轴上键的选择6.3.1 低速轴与联轴器链接键的选择6.3.2 低速轴与齿轮4链接的选择7. 滚动轴承的选择7.1 高速轴配合轴承的选择7.2 中间轴配合轴承的选择7.3 低速轴配合轴承的选择8. 联轴器的选择与校核8.1 高速轴上联轴器的选择8.2 低速轴上联轴器的选择9. 减速箱的润滑方式和密封种类的选择9.1 润滑方式的选择9.2 润滑油的选择9.3 密封方式的选择10. 箱体结构尺寸11减速器附件的选择11.1 观察孔盖11.2

8、 通气器11.3 游标11.4 油塞11.5 吊环螺钉11.6 定位销11.7 起盖螺钉12. 设计总结13. 参考资料6 1. 前言1.1设计目的本次课程设计的任务是起重机传动装置的设计，其中最主要是减速器部分的设计。本课程的设计学生须熟悉课本知识，理论与实际相结合。提高了学生的计算与分析能力，同时也培养学生的创新能力。1.2传动方案我们都知道我国的减速器的种类是比较多的，其中以齿轮传动和蜗杆传动为主，存在的问题也是比较明显的，如：体积大、质量大，或者是传动比大而机械效率低等。本次我们课程设计的所研究的是减速器的设计。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多

9、，型号各异，不同种类有不同的用途。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。1.3减速器的设计减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来减低转速和增大转矩以满足各种工作机械的需要。原动机和工作机之间用来提高转速的独立的闭式传动装置称为增速器。减速器的种类很多，按照传动形式不同可分为齿轮减速器，蜗杆减速器和行星减速器；按照传统的级数可分为单级和多级减速器；按照传统的布置形式又可分为展开式，分流式和同轴式减速器。我们设计齿轮减速器的目的在于使高速运转的零件降低其远转速

10、度，它与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：（1）传动比范围大，自I = 10 起，最大可达几千。若制作成大传动比的减速器，则更显示出该减速器的优点。（2）传递功率范围大：并可与电动机连成一体制造。（3）结构简单、体积小、重量轻。比现有的齿轮减速器减少1/3 左右。（4）机械效率高，啮合效率达到95%，整体效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。（5）本减速器的输入轴和输出轴在同一直线上。我们这次设计的减速器装置及其功能良好且安全、可靠、经济，耐用。减速器应用非常广泛，对我们生活中的作用显著。2. 起重机传动方案选择2.1传动布置方案 图1传

11、动布置方案1电动机 2联轴器 3制动器 4减速器 5联轴器6卷筒支承 7钢丝绳 8吊钩 9卷筒2.2已知条件：2.2.1参数条件1、提升重量G=780 N2、重物提升速度u=0.50 m/s3、滚筒槽底直径D=220 mm 钢丝绳直径 d=9.3 mm2.2.2工作条件常温下工作，连续单向运转，载荷较平稳，每日两班制，工作十年，车间有三相交流电。2.3选用传动方案 选用两级圆柱斜齿轮展开式减速器，使用寿命长，润滑及维护方便。3.电动机的选择与运动参数计算3.1电动机的选择1. 工作机所需要的功率: 2. 传动装置的总效率： 为卷筒的效率,取0.96； 为滚动轴承的效率，取0.98； 为弹性联轴

12、器的效率，取0.993； 为闭式齿轮（7级精度）的传动效率，取0.98；3. 电机所需的功率： 由可选取电动机功率4. 确定电动机转速： 计算滚筒工作转速：取二级圆柱斜齿轮减速器传动比范围，故电动机转速的可选范围为： 5. 确定电动机型号电动机型号额定功率（Kw)满载转速（r/min)额定转矩(Nm)Y132M2-65.59602.0 3.2计算传动比及分配各级传动比 1. 总传动比为: 2.分配各级传动比 分别是高速级和低速级的传动比，取： 3.3运动参数计算1.计算各轴转速 A轴： B轴： C轴： D轴：计算各轴的功率 A轴： B轴：C轴： D轴：2.计算各轴扭矩 A轴：B轴： C轴： D

13、轴：4.传动零件的计算 4.1高速级齿轮传动 4.1.1选择齿轮材料及精度等级 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。考虑工作机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。两支承相对于小齿轮做不对称布置。小齿轮选用40钢（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度240HBS。选小齿轮数，则大齿轮数。选取螺旋角：初选螺旋角4.1.2按齿面接触疲劳强度设计 1. 确定公式内的各计算数值（1） 试选；（2） 选取区域系数；（3） 查得；（4） 选取齿宽系数；（5） 计算小齿轮传递的转矩 （6）查表得材料的弹性影响系数

14、； （7）计算应力循环次数 （8）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限； （9）计算接触疲劳许用应力 取接触疲劳寿命系数；取失效概率为1%，安全系数S=1，可得： 所以许用接触应力为： 2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径： （2） 计算圆周速度： （3）计算齿宽及模数： （4） 计算纵向重合度： （5）计算载荷系数K 查表得使用系数；根据v=2.2m/s，7级精度，查图得动载系数；查表得齿间载荷分配系数；用插值法查表得齿向载荷分布系数，再查图可得。故载荷系数： （6） 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径： （7）计算模数： 4.1.3按齿根弯曲强度设计 1.确定计

15、算参数（1）计算载荷系数： （2） 根据纵向重合度，查图得螺旋角影响系数；（3） 计算当量齿数： （4）查取齿形系数：查表得（5）查取应力校正系数：（6）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（7）查图取弯曲疲劳寿命系数（8）计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得： （9） 计算大、小齿轮的并加以比较： 得大齿轮的数值大；（10）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度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，取，以可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是由： 取，则。4.1.4几何

16、尺寸计算1.计算中心距 将中心距圆整为108mm。2. 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。 3.计算大、小齿轮分度圆直径 4.计算齿轮宽度 圆整后取。4.2低速级齿轮传动4.2.1选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面直齿轮。考虑工作机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。两支承相对于小齿轮做不对称布置。 小齿轮选用40（调质），齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度240HBS；选小齿轮齿数，则大齿轮齿数；4.2.2按齿面接触疲劳强度设计 1.确定公式内的各计算数值 （1）试选； （2）选

17、取齿宽系数； （3）计算小齿轮传递的转矩 （4）查表得材料的弹性影响系数； （5）计算应力循环次数 （6）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限； （7）计算接触疲劳许用应力 取接触疲劳寿命系数；取失效概率为1%，安全系数S=1，可得： 2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值： （2）计算圆周速度： （3）计算齿宽及模数： （5）计算载荷系数K 查表得使用系数；根据v=0.35m/s，7级精度，查图得动载系数；查表得齿间载荷分配系数；用插值法查表得齿向载荷分布系数，再查图可得。故载荷系数： （6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径： （7）计算模数： 4

18、.2.3按齿根弯曲强度设计 1.确定计算参数（1）计算载荷系数： （2）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（3）查图取弯曲疲劳寿命系数（4）计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得： （5）查取齿形系数：查表得（6）查取应力校正系数：（7）计算大、小齿轮的并加以比较： 得大齿轮的数值大；（8）设计计算 对比计算结果，由齿轮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。按接触强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由： 取，则，

19、取。4.2.4几何尺寸计算1. 计算分度圆直径： 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 圆整后取。6. 轴的计算5.1高速轴的计算 5.1.1输出轴上的功率P1转速N1和转矩T1 P1=8.8kw, N1=730r/min, T1=117Nm 5.1.2作用在齿轮上的作用力已知高速级小齿轮的分度圆直径=72mm，则： Ft1=2T1d1=3250N Fr1= Ft1tan=1056N 圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示： 图2 弯矩、扭矩图5.1.3初步确定轴的最小直径因为轴的受力大，对材料的强度和硬度比较高，又齿轮与轴是一体的，可选取轴的材料为40钢，调质处理。查表，取，于是得： dmin=A

20、03P1n1=11238.8730 =25.68mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图3），为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA =T3考虑到转矩变化较小，故可查表得kA=1.3，则： Tca=KAT1=1.3117Nm=152.1 Nm +99999999999999999999999999999999999999999999999999999按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查，选用TL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63N/m，许用转速为5700r/min 。 半联轴器的孔径dI=20mm，故取d-=20mm，

21、半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的轂孔长度L1=38mm 5.1.4轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案如图2所示： C 图3 轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（如图3所示）1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取 段的直径 d-=25mm ；左端用轴端挡圈定位(图中为画出)，按轴端直径取挡圈直径D=24mm。而半联轴器与轴配合的轂孔长度L1=38mm，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，段的长度应比略短一些，现取l-=36mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承

22、。参照工作要求并根据d-=25mm，由轴承产品目录中选取30205型轴承，其尺寸为dDT=25mm52mm16.25mm，故d-=d-=25mm；而l-=18mm。左、右端滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30205型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d-=d-=28mm。3) 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油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l-=65mm。 4) 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，高速级小齿轮与低速级小齿轮之间的距离c=50mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离

23、s=8mm，已知滚动轴承宽度T=17.25mm,小齿轮轮轂宽为45mm,则 取l-=28mm l-=L+a+s+c=52+16+8+50=126mm至此，以初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按查表得平键截面bbh=6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm。同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径为R2. 5.1.5求轴上的载荷 首先根据轴的结构图，做出轴的计

24、算简图2。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a。对于30205型圆锥滚子轴承，右手册中查得a=12.6mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距+=31+48mm=79mm。 从轴的结构图以及弯矩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、及M的计算过程列出。 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 F ： FNH1=786N , FNH2=1217N FNC1=453N ，FN1=297N 弯矩M ： MH=41.4Nm MV1=14Nm , MV2=14.3Nm 总弯矩 ： M1=41.42+142=43.7Nm M2=41.42+14.32=43.71Nm 扭矩T ： =43

25、.27Nm 5.1.6 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和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据公式和上面所得数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力 =M12+(aT3)2w=6.04MPa 前已选定轴的材料为40Cr 钢，调质处理，查表得 -170MPa ， 故安全。 5.1.7 精确校核轴的疲劳强度 （1） 判断危险截面 截面A，B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，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和

26、处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。（2） 截面左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 253=1526.5mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 253=3125mm3截面左侧的弯矩M为 M=43.731-16.53120.8Nm 截面上的弯曲应力 b=MW

27、=208001562.5MPa=13.3MPa 截面上的扭转切应力 T=TAWT432703125MPa=13.8MPa轴的材料为40Cr 钢，调质处理。查表得B=735MPa, -1=355MPa, -1=200MPa,。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数查表得： =2.0, z=1.31 轴的材料敏性系数：q=0.82 , qz=0.85 故有应力集中系数为：k=1+0.822.0-1=1.82, k=1+0.851.31-1=1.26 ， 尺寸系数为0.67，扭转尺寸系数为0.82 ；表面质量系数均为0.92；轴未经表面强化处理，综合系数为： k=1.820.67+10.92-1=2

28、.80 k=1.260.82+10.92-1=1.62 所以安全系数为：S=3552.8013.3+0.10=9.51 S=2001.6013.82+0.0513.82=17.35 Scs=9.5117.359.512+17.352=8.3s=1.5 故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1283=2195.2mm 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2283=4390.4mm3 截面右侧的弯矩M为 M=43.731-16.531=20.8Nm 截面上的弯曲应力 b=MW=208002195.2MPa=9.5MPa截面上的扭转切应力 T=TAW=432704390.4

29、Mpa=9.85MPa轴未经表面强化处理，综合系数为： K=3.25 K=2.62 所以安全系数为： S=3553.259.5+0.10=11.5 S=2002.629.852+0.059.852=15.21 Scs=11.515.2111.52+15.212=9.2s=1.5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。该减速器无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，该轴的设计计算结束。5.2中间轴的计算5.2.1中间轴的功率,转速和转矩 =4.18Kw， =240r/min， =166.33N.m5.2.2作用在齿轮上的作用力 已知高速级大齿轮的分度圆直径，低速级小齿轮的分

30、度圆直径，所以有：Ft1=2TBd1=2166.33172.881000=1925N Ft1=Ft1tanncos=1925tan20cos133210=721N Fa1=Fttan=1925tan133210=463N Ft2=2TBd2=2166.331551000Kw=2146N Fr2=Fttanncos=2146tan20cos0=781N Fa2= Ft2tan=21460=0N 根据力的合成可知： Ft2=4071N Fr2=1502N Fa2=463N 圆周力，径向力及轴向力的方向参考图25.2.3初步确定轴的最小直径 dmin=A03PBNB=12634.18240=32.6

31、6mm 5.2.4轴的结构设计 1.拟定轴上零件的装配方案如图5所示：图5 中间轴装配方案 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。 为了所选轴的直径与轴承相配合，由轴承产品目录中初步选取7207C型轴承。其尺寸为dDB=35mm72mm17mm ，故d-=d- =35mm 。 （2）取安装齿轮1处的轴段处的直径d-=175mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为180mm，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l-=178mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.0

32、7d,故取h=12mm，故轴环处的直径d-=190mm。轴环宽度b1.4hb，取l-=17mm。 （3）取安装齿轮2处的轴段-处的直径d-=155mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为160mm，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l-=156mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=11mm，故轴环处的直径d-=167mm。轴环宽度b，取l-=15mm。 （4）取齿轮距箱体内壁距离a=16mm，齿轮1与齿轮2之间的距离c=30mm，已知滚动轴承宽度T=17mm，则： l-= l-=33mm。l-=30mm 。至此，以初步确定了轴

33、的各段直径和长度。（5）轴上零件的轴向定位 齿轮1和2均采用平键连接。按d查表得平键截面bh=32mm18mm,键槽用键槽铣刀加工，长分别为125mm，140mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮1、2轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（6） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径为R2。5.2.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图2。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a。对于7207C型圆锥滚子轴承，右手册中查得a=15.7mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距+

34、=42mm+65mm=107mm。 从轴的结构图以及弯矩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、及M的计算过程列出。 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 F ： FNH1=1598N , FNH2=2473N FNC1=745N ，FN1=1068N 弯矩M ： MH=67116Nm MV1=31290Nm , MV2=69420Nm 总弯矩 ： M1=671162+312902=74051Nm M2=671162+694202=96560Nm 扭矩T ： =166.33Nm 5.2.6 按弯矩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和扭矩的截面（即危

35、险截面C）的强度。根据公式和上面所得数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力 =M12+(T3)2wMPa=18MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，ca0.07d,故取=82mm。轴环宽度b1.4h，取=12mm. 4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间距离l=30mm，故取=50mm。 5）取齿轮距箱体内壁之间的距离16mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，一直滚动轴承宽度T=33mm，则： l-=T+s+a+(100-96)

36、=61mm l-=81-l-=69mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3）轴上零件的轴向定位 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按可查得平键截面bh=20mm12mm,键槽用键槽铣刀加工，长度为80mm，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，半联轴器语轴的连接，选用平键为16mm10mm70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 查表可知，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径r=2。5.3.5求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30313型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L2+L3=71mm+176mm=24mm 。根据轴的计算简图