皮带运输机传动装置设计

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机械设计设计说明书皮带运输机传动装置设计起止日期：年月日至年月日学生姓名班级学号成绩指导教师(签字)课程设计任务书2010—2011学年第一学期机械工程学院（系、部）机械设计制造及其自动化专业班课程名称：机械设计课程设计设计题目：皮带运输机传动装置设计完成期限：自年月日至年月日共周内容及任务一、设计的主要技术参数：运输带牵引力F=2500N；输送速度V=1.8m/s；滚筒直径D=300mm。工作条件：工作时有轻微震动，室外工作，运输带速度允许误差±5%，单班制（每班工作8h），寿命为10年。二、设计任务：传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1）减速机装配图1张A0；（2）零件工作图2张A3，中间轴和中间轴的大齿轮；（3）设计说明书1份。进度安排起止日期工作内容传动系统总体设计传动零件的设计计算减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书交图纸并答辩主要参考资料1.《机械设计（第八版）》（濮良贵，纪明刚主编高教出版社）2.《机械设计课程设计》（金清肃主编华中科技大学出版社）3.《工程图学》（赵大兴主编高等教育出版社）4．《机械原理》（朱理主编高等教育出版社）5.《互换性与测量技术基础》（徐雪林主编湖南大学出版社）6.《机械设计手册（单行本）》（成大先主编化学工业出版社）7.《材料力学》（刘鸿文主编高等教育出版社）指导教师:2011年12月系（教研室）主任（签字）：年月目录TOC\o"2-4"\h\z\u1设计任务书 11.1课程设计的设计内容 11.2课程设计的原始数据 11.3课程设计的工作条件 12传动方案的拟定 23原动机的选择 33.1选择电动机的类型 33.2选择电动机的容量 33.2.1工作机所需的有效功率 33.2.2电动机的输出功率 33.3确定电动机的转速 44确定总传动比及分配各级传动比 54.1传动装置的总传动比 54.2分配传动比 55传动装置运动和动力参数的计算 65.1各轴的转速 66传动件的设计及计算 86.1高速齿轮的计算 86.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 86.1.2按齿面接触强度设计 86.1.3按齿根弯曲强度设计 106.1.4几何尺寸计算 116.2低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 116.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 116.2.2按齿面接触强度设计 126.2.3按齿根弯曲强度设计 146.2.4几何尺寸计算 157轴的结构设计及计算 167.1高速轴的结构设计及计算 167.1.1轴上的功率、转速和转矩的计算 167.1.2求作用在齿轮上的力 167.1.3初步确定轴的最小直径 167.1.4轴的结构设计 177.1.5求轴上的载荷 197.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度 217.1.7精确校核轴的疲劳强度 227.2中间轴的结构设计及计算 257.2.1轴上的功率、、转速和转矩、的计算 257.2.2求作用在齿轮上的力 267.2.3初步确定轴的最小直径 267.2.4轴的结构设计 277.2.5求轴上的载荷 277.3低速轴的结构设计及计算 287.3.1轴上的功率P3、转速N3和转矩T3的计算 287.3.2求作用在齿轮上的力 287.3.3初步确定轴的最小直径 297.3.4轴的结构设计 307.3.5求轴上的载荷 317.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度 337.3.7精确校核轴的疲劳强度 337.4各轴轴承校核 377.5连接部件设计计算 397.5.1键的选择 397.5.2强度校核 408箱体的设计及计算 419减速器的润滑计算 439.1齿轮的润滑计算 439.2轴承的润滑计算 4310密封 44参考文献 45结束语 46PAGE311设计任务书1.1课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。图图1.1带式运输机的传动装置1.2课程设计的原始数据已知条件：①运输带的工作拉力：F=2500；②运输带的工作速度：v=1.8m/s；③卷筒直径：D=300mm；④使用寿命：10年，每年工作日300天，单班制，每班8小时。1.3课程设计的工作条件设计要求：①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；②工作情况：连续单向运转，工作载荷较平稳；③制造情况：大批量生产。2传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示1-电动机2-联轴器3-齿轮一4-齿轮二5-齿轮三6-齿轮四7-皮带与电动相连的轴为0轴，齿轮一轴连1轴中间轴为2轴齿轮三连3轴3原动机的选择3.1选择电动机的类型按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1工作机所需的有效功率电动机容量的选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率为（KW）式中：—工作机所需的有效功率（KW）—带的圆周力（N）V带的工作速度3.2.2电动机的输出功率设:——联轴器效率，（见参考资料【2】表3-3）；——闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为7级），=0.98（见参考资料【2】表3-3）；——一对滚动轴承效率，=0.99（见参考资料【2】表3-3）；——输送机滚筒效率，=0.96（见参考资料【2】表3-3）；——V带传动效率，=0.95（见参考资料【2】表3-3）；——输送机滚筒轴（5轴）至输送带间的效率估算传动系统总效率为式中：即传动系统的总效率为工作时，电动机所需的功率为（KW）由参考材料【2】表12-1可知，满足条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率应取为7.5KW。3.3确定电动机的转速电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机工作转速为初选同步转速为1500的电动机，由参考材料【2】表12-1可知原动机的型号Y132M-4型。查参考资料[2]表12-1型号Y132M-4，额定功率为=7.5kw，满载转速为=1440。查参考材料【2】表12-1电动机中心高H=100。表表3.1电动机数据电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)堵转转速额定转速最大转矩额定转矩Y132M-47.514402.22.24确定总传动比及分配各级传动比4.1传动装置的总传动比由参考资料【2】中式（3-5）可知，链式输送机传动系统的总传动比为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为3.06。4.2分配传动比高速级圆柱齿轮传动比低速级圆柱齿轮传动比：高速级圆锥齿轮传动比：低速级圆柱齿轮传动比：5传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机0轴、Ⅰ轴、Ⅱ轴。5.1各轴的转速传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下所示0轴(电动机轴)KW1轴（减速器高速轴）2轴（减速器中间轴）3轴（减速器低速轴）将5.1中的结果列入如下表表5.1运动和动力参数轴号功率P/KW转矩T/（N·m）转速n/（r/min）传动比i效率η高速轴5.17734.3414403.060.9603中间轴Ⅰ轴4.971135.17351.224.100.9603低速轴Ⅱ轴4.77396.88114.786传动件的设计及计算6.1高速齿轮的计算6.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）选用直齿圆柱轮传动2）精度等级选7级精度3）材料选择，由参考资料【1】表10-1选择小齿轮材料为40（调质）,硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数取。6.1.2按齿面接触强度设计由参考资料【1】中设计计算公式（10-9a）进行计算，即确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数2)计算小齿轮传递的转矩3)由参考资料【1】表10-7选取齿宽系数4)由参考资料【1】表10-6查得材料的弹性影响系数5)由参考资料【1】图10-21d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6)由参考资料【1】表10-13计算应力循环次数7）由参考资料【1】表10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数由参考资料【1】式（10-12）得（1）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v3)计算齿宽b4）计算齿宽与齿高比模数齿高5）计算载荷系数根据v=1.08,7级精度，由参考资料【1】图10-8查得动载荷系数直齿轮由参考资料【1】表10-2查得使用系数由参考资料【1】表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，由参考资料【1】查图10-13得故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所分度圆直径，由参考资料【1】式（10-10a）得7）计算模数6.1.3按齿根弯曲强度设计由参考资料【1】式（10-5）得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值1）由参考资料【1】图10-20c查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。2）由参考资料【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由参考资料【1】式（10-12）4）计算载荷系数K5）查取齿形系数由参考资料【1】表10-5查得6）查取应力校正系数由参考资料【1】表10-5查得计算大小齿轮，并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面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（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数1.424并近圆整为标准值m=1.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数取6.1.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取6.2低速级直齿圆柱齿轮的设计计算6.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱轮传动精度等级选7级精度材料选择，由参考资料【1】表10-1选择小齿轮材料为40（调质）,硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取6.2.2由参考资料【1】中设计计算公式（10-9a）进行计算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩由参考资料【1】表10-7选取齿宽系数由参考资料【1】表10-6查得材料的弹性影响系数由参考资料【1】图10-21d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由参考资料【1】表10-13计算应力循环次数7）由参考资料【1】图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数由参考资料【1】式（10-12）得（1）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v3)计算齿宽b4）计算齿宽与齿高比模数齿高计算载荷系数根据v=1.36,7级精度，由参考资料【1】图10-8查得动载荷系数直齿轮由参考资料【1】表10-2查得使用系数由参考资料【1】表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，由，参考资料【1】查图10-13得故载荷系数按实际的载荷系数校正所分度圆直径，由参考资料【1】式（10-10a）得7）计算模数6.2.3由参考资料【1】式（10-5）得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值1）由参考资料【1】图10-20c查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。2）由参考资料【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由参考资料【1】式（10-12）4）计算载荷系数K5）查取齿形系数由参考资料【1】表10-5查得6）查取应力校正系数由参考资料【1】表10-5查得计算大小齿轮，并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面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（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数1.84并近圆整为标准值m=2.3mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。大齿轮齿数取6.2.4（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取7轴的结构设计及计算7.1高速轴的结构设计及计算7.1.1轴上的功率、转速和转矩的计算在前面的设计中得到7.1.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到高速级大齿轮的分度圆直径为而因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故圆周力、径向力的方向如（图4-3）所示。7.1.3初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取112，于是就有输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径（见图7-2）与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩由文献【1】中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中P143，选用YL6型凸缘联轴器，其公称转矩为100000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。7.1.4轴的结构设计7.1.4通过初步计算，,所以选用齿轮轴。7.1.4①、：=d=25mm②、：这里为定位轴肩，应在的基础上加上两倍轴肩的高度，所以。考虑到该轴段安装密封圈，所以直径还应该符合密封圈的标准，取=30mm③、：此处为齿轮，所以；④、：⑤、：==25mm；⑥、=24mm；⑦、=20mm2）、各轴段的长度：①、：初步选定轴承：因只受径向载荷，故选深沟球轴承GB/T272-19946205；其尺寸为。轴承座孔L应该等于底座壁厚δ+5~10mm②、、由于深沟球轴承为固定间隙轴承，为补偿轴受热伸长量，则=3mm；③、：=B=52mm；④、：此处的长度根据整体长度设计，=87mm；⑤、：=17mm⑥、：齿轮端面至箱体内表面的距离大于壁厚δ=8mm，取=10mm（此处为小齿轮轮宽比配对大齿轮大，所以大齿轮肯定不会碰到内壁，反而会离得更远）。=46mm；⑦、、此处连接联轴器长度，所以=35mm。至此，已初步确定轴的各段直径和长度。7.1.4根据文献【1】中的表15-2，取轴的小端倒角为，轴的大端倒角为各轴肩处的圆角半径见图4-37.1.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7-2）做出轴的计算简图（图7-1）,在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取e值（文献【1】图15-23）。对于6207型深沟球轴承，由手册中可查得e=8.5mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7-1）。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的、及的值如表7-1所示（参看图7-1）图4-1轴的载荷分布图图4-1轴的载荷分布图表4-1载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.1.6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。根据文献【1】中式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表15-1查得。因此，所以次轴是安全的。7.1.7精确校核轴的疲劳强度7.1.7截面A，Ⅱ，Ⅲ，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，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面Ⅳ和Ⅴ处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ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也不必要校核。截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必要校核。由文献【1】的第三章附录可知，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Ⅳ左右两侧即可。7.1.7.2截面Ⅳ抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力为截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由文献【1】中的表15-1查得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【1】中的附表3-2查取。因为，，经插值后可查得，又由文献【1】中的附图3-1可得轴的材料的敏感系数为，故有效应力集中系数由文献【1】附表3-4所示为由文献【1】中的附图3-2得尺寸系数；由文献【1】中的附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【1】中的附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按文献【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由文献【1】中的§3-1及§3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（15-6）～（15-8）则得故可知其安全。7.1.7.3截面Ⅳ抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ右侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力为截面上的扭转切应力过盈配合处的，由文献【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由文献【1】中的附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（15-6）～（15-8）则得故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。再加上设计中的运输机有平稳的特点，所以就无大的瞬时过载及其严重的应力循环不对称性，所以可以省略静强度校核。轴的设计基本上就这样了。7.2中间轴的结构设计及计算7.2.1轴上的功率、、转速和转矩、的计算在考虑中间轴上的传动的稳定性和方便装配时，将中间轴上的低速级（即小齿轮）齿轮改为齿轮轴。在前面的设计中得到7.2.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为而因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故圆周力、径向力的方向如（图7-1）所示。7.2.3初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有选取轴承代号为6205的轴承，，故。7.2.4轴的结构设计1）、各轴段直径①、、：===25mm②、、：==+0.12=35mm③、：=+20.1=50.4mm取=50mm，和；2）、各轴段长度：①、：由该轴段的直径选轴承GB/T272-19946205，数据。由轴承宽B、轴承内端面与内壁距离，齿轮端面到内壁距离>壁厚δ=8mm，取δ=10mm所以=B++=25mm，又因为轴承靠外面端面轴应该外伸一点，齿轮外伸了一点，所以应该再加上22mm，得=36mm②、：等于小齿轮的宽度，为了装配，齿轮外伸一点，则应该略小于齿轮宽度，=46mm③、：应该大于1.4倍轴肩高度，取=15mm,=8mm,=7mm④、：与同理，=58mm⑤、：=36mm；根据文献【1】中的表15-2，取轴的小端倒角为，轴的大端倒角为各轴肩处的圆角半径。7.2.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图4-2）做出轴的计算简图（图4-1）,在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取e值（文献【1】图15-23）。对于6207型深沟球轴承，由手册中可查得e=8.5mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算。现将计算出危险截面的、及的值如表4-2所示齿轮的受力分析：齿轮2上的圆周力小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力=N972.549*=353.979N0齿轮3上的圆周力小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力=N2736.552*=996.023N01．求支反力、绘弯矩、扭矩图轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。AC=36+=59CD=+15+=66BD=29+36=65在XAY平面上：X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63）972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以，=2051.427N=+—=1657.674N所以，C断面=59=79.568XD断面=65=129.24X在XAZ平面上：+183.5=（59+66）353.97959+x183.5=996.023125所以，=561.47N=80.574N所以，C断面=59=3.868X=65=35.373X合成弯矩C断面===79.662X合成弯矩D断面===133.99X因为>,所以D断面为危险截面。===22.91MPa查表15-1得[]=60mpa,因为<[],所以安全。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.3低速轴的结构设计及计算7.3.1轴上的功率P3、转速N3和转矩T3的计算在前面的设计中得到7.3.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为而因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故圆周力、径向力的方向如（图6-1）所示。7.3.3初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径（见图6-2）与联轴器的孔径相适应，故须同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩由文献【1】中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取则：s按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中P143，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为190000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度。7.3.4轴的结构设计7.3.4由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，由文献【1】P368所述，故采用文献中的图15-22a所示装配方案。7.1.4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。①、：=d=40mm②、：这里为定位轴肩，应在的基础上加上两倍轴肩的高度，所以。考虑到该轴段安装密封圈，所以直径还应该符合密封圈的标准，取=45mm③、：此处为非定位轴肩，所以，由于这里安装轴承，故取轴承内径标准=55mm④、：⑤、：==40mm；⑥、=38mm；⑦、=35mm2）、各轴段的长度：①、：初步选定轴承：因只受径向载荷，故选深沟球轴承GB/T272-19946208；其尺寸为。轴承座孔L应该等于底座壁厚δ+5~10mm②、、由于深沟球轴承为固定间隙轴承，为补偿轴受热伸长量，则=33mm；③、：=30mm；④、：此处的长度等于齿轮的宽度+2mm，=52mm；⑤、：=40mm⑥、：齿轮端面至箱体内表面的距离大于壁厚δ=8mm，取=10mm（此处为小齿轮轮宽比配对大齿轮大，所以大齿轮肯定不会碰到内壁，反而会离得更远）。=43mm；⑦、、此处连接联轴器长度，所以=60mm。至此，已初步确定轴的各段直径和长度。7.3.4齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献【2】中表12-11查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，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，此处选轴的直径尺寸公差为。7.3.4根据文献【1】中的表15-2，取轴的小端倒角为，轴的大端倒角为各轴肩处的圆角半径见图6-27.3.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图6-2）做出轴的计算简图（图6-1）在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取e值（文献【1】图15-23）。对于6207型深沟球轴承，由手册中可查得e=8.5mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6-1）从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的、及的值如表6-1所示（参看图6-1）表6-1载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.3.6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。根据文献【1】中式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表15-1查得。因此，所以次轴是安全的。7.3.7精确校核轴的疲劳强度7.3.7截面A，Ⅱ，Ⅲ，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，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面Ⅳ和Ⅴ处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ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也不必要校核。截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必要校核。由文献【1】的第三章附录可知，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Ⅳ左右两侧即可。7.3.7.2截面Ⅳ抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力为截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由文献【1】中的表15-1查得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【1】中的附表3-2查取。因为，，经插值后可查得，又由文献【1】中的附图3-1可得轴的材料的敏感系数为，故有效应力集中系数由文献【1】附表3-4所示为由文献【1】中的附图3-2得尺寸系数；由文献【1】中的附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【1】中的附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按文献【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由文献【1】中的§3-1及§3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（15-6）～（15-8）则得故可知其安全。7.3.7.3截面Ⅳ抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ右侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力为截面上的扭转切应力过盈配合处的，由文献【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由文献【1】中的附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（15-6）～（15-8）则得故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。再加上设计中的运输机有平稳的特点，所以就无大的瞬时过载及其严重的应力循环不对称性，所以可以省略静强度校核。轴的设计基本上就这样了。7.4各轴轴承校核1.高速级轴承，深沟球轴承GB/T272-19946207；其尺寸为。，两轴承的径向力：由于深沟球轴承的轴向力很小，所以忽略取=1则当量载荷轴承1的Fr大于轴承2，故轴承1危险，校核轴承1即可：验算轴承寿命：=25年满足要求2.低速轴轴承校核：深沟球轴承GB/T272-19946207；其尺寸为，两轴承径向力：同理验算轴承寿命：=10.4年满足要求3、中间轴轴承校核：深沟球轴承GB/T272-19946205；其尺寸为，同理：则验算轴承寿命：=10.12年符合要求。7.5连接部件设计计算7.5.1键的选择①、按一般使用情况选择采用A型普通评鉴联接，得参数于表：dl电动机轴2030轴2030轴3538轴3050轴4544轴3550卷筒轴401007.5.2强度校核电动机轴、轴、轴d=20的键、卷筒轴的键安装在联轴器上，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，其余安装齿轮，齿轮材料为钢，载荷性质为轻微冲击，静联接校核挤压强度：电动机轴：轴： 轴:轴：卷筒轴：