带式运输机传动装置设计课程设计样本

机械设计课程设计阐明书设计题目：带式运送机传动装置专业班级：机械1312姓名：学号：指引教师：成绩评估等级评阅签字评阅日期湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系1月目录第一章课程设计任务书 11.1重要内容 11.2任务 11.3进度安排 11.4设计数据 21.5传动方案 21.6已知条件 2第二章电动机选取 32.1电动机容量选取 32.2 电动机转速选取 32.3．电动机型号拟定 4第三章传动装置运动及动力参数计算 43.1分派传动比 43.1.1总传动比 43.1.2分派传动装置各级传动比 43.2各轴转速、输入功率、输入转矩转速计算 5第四章传动装置设计 64.1高速齿轮计算 64.1.1 选精度级别、材料及齿数 64.1.2按齿面接触强度设计 64.1.3拟定公式内各计算数值 74.1.4 按齿根弯曲强度设计 84.1.5 几何尺寸计算 104.2低速齿轮计算 114.2.1选精度级别、材料及齿数 114.2.2．按齿面接触强度设计 114.2.3拟定公式内各计算数值 114.2.4计算 124.2.5拟定计算参数 134.2.6设计计算 144.2.7几何尺寸计算 15第五章轴设计 165.1 低速轴3设计 165.1.1总结以上数据。 165.1.2求作用在齿轮上力 165.1.3初步拟定轴直径 165.1.4联轴器型号选用 175.1.5轴构造设计 175.2中间轴2设计 235.2.1总结以上数据。 235.2.2求作用在齿轮上力 235.2.3初步拟定轴直径 235.2.4选轴承 245.3第一轴1设计 265.3.1总结以上数据。 265.3.2求作用在齿轮上力 265.3.3初步拟定轴直径 265.3.4联轴器型号选用 265.3.5联轴器型号选用 275.3.6.轴构造设计 27第六章．滚动轴承计算 28第七章．连接选取和计算 30第八章．润滑方式、润滑油牌号及密封装置选取 31第九章．箱体及其附件构造设计 31第十章总结 34参照文献 35第一章课程设计任务书班级：机械1312姓名：学号：指引教师：雷芳日期：1月班级：机械1312姓名：学号：0指引教师：雷芳日期：1月设计题目：带式运送机传动装置设计设计时长：二周1.1重要内容1.掌握减速器齿轮、轴、轴承、箱体、键等所有零件设计计算；2.会用《机械设计手册》查取数据和原则件型号。1.2任务1、按照设计数据（编号）a和传动方案（编号）A0，高速级选用圆柱直齿轮，低速级选用圆柱直齿轮设计减速器装置。2、绘制传动装置装配图一张（A0/A1）；3、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)；4、编制设计阐明书一份。（字数在8000字左右）1.3进度安排时间内容安排第1天布置任务，总体设计第2天运动分析、计算传动比、计算功率第3天齿轮设计计算第4天轴构造设计计算第5天轴计算，箱体设计第6-8天绘制装配图、零件图第9-10天编制设计阐明书、答辩1.4设计数据数据编号A0运送带工作拉力F(N)4800运送带速度（m/s）1.25卷筒直径D(mm)5001.5传动方案a二级展开式1.6已知条件1、第四某些设计数据；2、工作条件：两班制，持续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运送带、卷筒及支撑涉及卷筒轴承摩擦阻力影响已在F中考虑），环境最高温度40C；3、使用折旧期：8年检修间隔期：4年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;4、动力来源：电力，三相交流，380/220V;5、运送带速度容许误差：±5%；6、生产条件：中档规模制造厂，可加工7～8精度齿轮及蜗轮，小批量生产。第二章电动机选取由于动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；因此选用惯用封闭式系列——交流电动机。2.1电动机容量选取1） 工作机所需功率Pw由题中条件查询工作状况系数KA，查得KA=1.3设计方案总效率n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…nn本设计中η联——联轴器传动效率（2个），η轴——轴承传动效率（4对），η齿——齿轮传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率其中η联=0.99（两对联轴器效率取相等）η轴承123=0.99（123为减速器3对轴承）η轴承4=0.98（4为卷筒一对轴承）η齿=0.95（两对齿轮效率取相等）η总=η联*3轴承123*齿*η联*η轴承4=0.8412） 电动机输出功率Pw=kA*=5.9592KWPd＝Pw/，=0.841Pd＝5.9592/0.841=3.464KW2.2 电动机转速选取由v=1.25m/s求卷筒转速nV==1.25→nw=79.614r/minnd＝（i1’•i2’…in’）nw有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其她传动比都等于1。由[1]表13-2知圆柱齿轮传动比范畴为3—5。因此nd=(i1*i2)nw=[32，52]*nw因此nd范畴是（859.88，2547.65）r/min，初选为同步转速为1430r/min电动机2.3．电动机型号拟定由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需规定。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L2-4,3.014302.22.338第三章传动装置运动及动力参数计算3.1分派传动比3.1.1总传动比3.1.2分派传动装置各级传动比由于减速箱是展开式布置，因此i1＝（1.3-1.5）i2。由于i＝17.96，取i＝18，估测选用i1=5.2i2=4.9速度偏差为0.3%，因此可行3.2各轴转速、输入功率、输入转矩转速计算电动机转轴速度n0=1430r/min高速In1==1430r/min中间轴IIn2==283.92r/min低速轴IIIn3==95.4r/min卷筒n4=93.1r/min。各轴功率电动机额定功率P0=Pd*=3Kw(n01=1)高速IP1=P0*n12=P0*=3*0.99*0.99=2.9403Kw(n12==0.99*0.99=0.98)中间轴IIP2=P1=P1*n=2.9403*0.95*0.99=2.7653Kw(n23==0.95*0.99=0.94)低速轴IIIP3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.99=2.600Kw(n34==0.95*0.99=0.94)卷筒P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523Kw（n45==0.98*0.99=0.96）各轴转矩电动机转轴T0=2.2N高速IT1===19.634N中间轴IIT2===88.615N低速轴IIIT3===264.118N卷筒T4===256.239N其中Td=(n*m)项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min9293.193.1功率（kW）32.793292.6282.42042.4204转矩（N·m）2.219.65488.6177264.1175256.2395传动比114.83.21效率10.980.940.940.96第四章传动装置设计4.1高速齿轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.9403KW1430r/min4.819.643N·m1.34.1.1 选精度级别、材料及齿数1） 材料及热解决；选取小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。2） 精度级别选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝96；4.1.2按齿面接触强度设计由于低速级载荷不不大于高速级载荷，因此通过低速级数据进行计算。按式（10—21）试算，即dt≥2.32*4.1.3拟定公式内各计算数值1）（1） 试选Kt＝1.3（2） 由[1]表10－7选用尺宽系数φd＝1（3） 由[1]表10－6查得材料弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4） 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（5） 由[1]式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9N2＝N1/4.8＝8.35×10e8此式中j为每转一圈同一齿面啮合次数。Ln为齿轮工作寿命，单位小时（6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥==37.043（2） 计算圆周速度v===2.7739（3） 计算齿宽b及模数mb=φdd1t=1×37.043mm=37.043mmm===1.852h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4） 计算载荷系数K由[1]表10—2已知载荷平稳，因此取KA=1依照v=2.7739m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.14；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB计算公式和直齿轮相似，因此：KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=1.41652查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763（5） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由[1]式（10—10a）得d1==mm=41.10968mm（6） 计算模数mm=mm=2.0554.1.4 按齿根弯曲强度设计由[1]式(10—5)m≥1） 拟定计算参数由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4见[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S==238.86Mpa（1） 计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875（2） 查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3） 计算大、小齿轮并加以比较==0.014297==0.016341大齿轮数值大。2） 设计计算m≥=1.4212对成果进行解决取m=2Z1=d1/m=41.1097/2≈21大齿轮齿数，Z2=u*Z1=4.8*21=1004.1.5 几何尺寸计算1） 计算中心距d1=z1m=21*2=42d2=z1m=100*2=200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圆整后取121mm2） 计算大、小齿轮分度圆直径d1=42mm，d2=200mm3） 计算齿轮宽度b=φdd1，b=42mmB1=47mm，B2=42mm备注齿宽普通是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm4） 验算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919Nm/s成果适当5） 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006） 构造设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径不不大于160mm，而又不大于500mm，故以选用腹板式为宜。其她关于尺寸参看大齿轮零件图。4.2低速齿轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.7654KW297.92r/min3.288.6177N·m1.34.2.1选精度级别、材料及齿数1）材料及热解决；选取小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。2）精度级别选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝77；4.2.2．按齿面接触强度设计由于低速级载荷不不大于高速级载荷，因此通过低速级数据进行计算dt≥2.32*4.2.3拟定公式内各计算数值试选Kt＝1.3由[1]表10－7选用尺宽系数φd＝1由[1]表10－6查得材料弹性影响系数ZE＝189.8Mpa由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；由[1]式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝8.351×10e8N2＝N1/3.2＝2.61×10e8此式中j为每转一圈同一齿面啮合次数。Ln为齿轮工作寿命，单位小时由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥==62.93494.2.4计算1)计算圆周速度v===0.9810m/s计算齿宽b及模数mb=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mmm===3.1467h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08=8.89计算载荷系数K由[1]表10—2已知载荷平稳，因此KV=1.14由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB计算公式和直齿轮相似，固KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92，KHB=1.414查[1]表10—13查得KFB=1.33由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.414=1.77314)按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由[1]式（10—10a）得d1==mm=69.78mm计算模数mm=mm≈3.4890按齿根弯曲强度设计。由[1]式(10—5)m≥4.2.5拟定计算参数由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4见[1]表10-12得[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa[σF2]=（KFN2*σF2）/S==238.86Mpa1）计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875查取应力校正系数有[1]表10-5查得YFa1=2.8；YFa2=2.18由[1]表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79K=1.7875=0.014297=0.016341因此大齿轮数值大。4.2.6设计计算m===3.4485对成果进行解决取m=3.5，（见机械原理表5-4，依照优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20大齿轮齿数Z2=u*Z1=3.2*20=644.2.7几何尺寸计算计算中心距d1=z1m=20*3.5=70，d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147，a圆整后取147mm，d1=70.00mm计算齿轮宽度计算大、小齿轮分度圆直径b=φdd1b=70mmB1=75mm，B2=70mm备注齿宽普通是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm验算Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934NN/mm。成果适当由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮3.57020°75大齿轮3.522420°70第五章轴设计5.1 低速轴3设计5.1.1总结以上数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.6Kw264.118N·m93.1r/min224mm20°5.1.2求作用在齿轮上力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N5.1.3初步拟定轴直径先按式[1]15-2初步估算轴最小直径。选用轴材料为45号钢。依照表[1]15-3选用A0=112。于是有此轴最小直径分明是安装联轴器处轴最小直径d1-2为了使所选轴直径d1-2与联轴器孔径相适应，固需同步选用联轴器型号。5.1.4联轴器型号选用查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N·m按照计算转矩Tca应不大于联轴器公称转矩条件，查原则GB/T5843-（见表[2]8-2），选用GY5型凸缘联轴器，其公称转矩为400N·m。半联轴器孔径d1=35mm.固取d1-2=35mm。5.1.5轴构造设计1）拟定轴上零件装配方案2）依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度a为了满足半联轴器轴向定位规定1-2轴段右端规定制出一轴肩；固取2-3段直径d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合毂孔长度L1=82mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，固取1-2断长度应比L1略短某些，现取L1-2=80mmb初步选取滚动轴承。考虑到重要承受径向力，轴向也可承受小轴向载荷。当量摩擦系数至少。在高速转时也可承受纯轴向力，工作中容许内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承又依照d2-3=42mm选61909号右端采用轴肩定位查[2]又依照d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45轴肩与轴环高度（图中a）建议取为轴直径0.07~0.1倍因此在d7-8=45mml6-7=12c取安装齿轮处轴段4-5直径d4-5=50mm齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为70，为了使套筒能可靠压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l4-5=67mm,齿轮右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径0.07~0.1倍）这里去轴肩高度h=4mm.因此d5-6=54mm.轴宽度去b>=1.4h,取轴宽度为L5-6=6mm.d轴承端盖总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖机构设计而定）依照轴承装拆及便于对轴承添加润滑脂规定，取端盖外端面与联轴器,距离为25mm。固取L2-3=40mme取齿轮与箱体内壁距离为a=12mm小齿轮与大齿轮间距为c=15mm，考虑到箱体制造误差，在拟定轴承位置时，应与箱体内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=7mm小齿轮轮毂长L=50mm则L3-4=T+s+a+(70-67)=30mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步拟定轴得长度3)轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm由手册查得平键截面b*h=16*10(mm)见[2]表4-1,L=56mm同理按d1-2=35mm.b*h=10*8,L=70。同步为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选取齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证，此处选轴尺寸公差为m6。4)拟定轴倒角和圆角参照[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处圆角半径见上图5)求轴上载荷（见下图）一方面依照轴构造图作出轴计算简图。在拟定轴支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对与61809，由于它对中性好因此它支点在轴承正中位置。因而作为简支梁轴支撑跨距为182mm。依照轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19NFr=Fttana=Fttan20°=858.31N通过计算有FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61N·M同理有FNV1=330.267NFNV2=697.23NMV=40.788N·MN·M载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267NFNV2=697.23N弯矩MH=93.61NMV=40.788N总弯矩M总=102.11N扭矩T3=264.117N6）按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时普通只校核承受最大弯矩核最大扭矩截面（即危险截面C强度）依照[1]式15-5及表[1]15-4中取值，且≈0.6（式中弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）计算轴应力（轴上载荷示意图）前已选定轴材料为45号钢，由轴惯用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因而σca<[σ-1]，故安全。7）精准校核轴疲劳强度判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴疲劳强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕地拟定，因此截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴疲劳强度影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载状况来看，截面C上应力最大。截面应力集中影响和截面相近，但截面不受扭矩作用，同步轴径也较大，故不必作强度校核。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应力集中均在两端），并且这里轴直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧弯矩截面上扭矩为T3=264.117N截面上弯曲应力截面上扭转切应力轴材料为45号钢，调质解决，由[1]表15-1查得，截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及按[1]附表3-2查取。因，，经插值后可查得，又由[1]附图3-1可得轴材料敏性系数为故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为由[1]附图3-2得尺寸系数；由[1]附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化解决，即，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为于是，计算安全系数值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得故该轴在截面右侧强度也是足够。本题因无大瞬时过载及严重应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴设计计算结束。5.2中间轴2设计5.2.1总结以上数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.765Kw88.615N·m93.1r/min200mm20°5.2.2求作用在齿轮上力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=322.53N5.2.3初步拟定轴直径先按式[1]15-2初步估算轴最小直径。选用轴材料为45号钢。依照表[1]15-3选用A0=112。于是有5.2.4选轴承初步选取滚动轴承。考虑到重要承受径向力，轴向也可承受小轴向载荷。当量摩擦系数至少。在高速转时也可承受纯轴向力，工作中容许内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承在本次设计中尽量统一型号,因此选取6005号轴承5.轴构造设计A拟定轴上零件装配方案B依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度由低速轴设计知，轴总长度为L=7+79+6+67+30=189mm由于轴承选定因此轴最小直径为25mm因此左端L1-2=12mm直径为D1-2=25mm左端轴承采用轴肩定位由[2]查得6005号轴承轴肩高度为2.5mm因此D2-3=30mm,同理右端轴承直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，由于大齿轮宽度为42mm,且采用轴肩定位因此左端到轴肩长度为L=39+12+8+12=72mm8mm为轴承里减速器内壁厚度又由于在两齿轮啮合时，小齿轮齿宽比大齿轮多5mm,因此取L=72+2.5=74.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁距离为12mm由于第三轴设计时距离也为12mm因此在该去取距离为11mm取大齿轮轮毂直径为30mm，因此齿轮定位轴肩长度高度为3mm至此二轴外形尺寸所有拟定。C轴上零件得周向定位齿轮，轴周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm由手册查得平键截面b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mm同步为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选取齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证，此处选轴尺寸公差为m6。D拟定轴倒角和圆角参照[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处圆角半径见上图5.3第一轴1设计5.3.1总结以上数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.94Kw19.634N·m1430r/min42mm20°5.3.2求作用在齿轮上力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N5.3.3初步拟定轴直径先按式[1]15-2初步估算轴最小直径。选用轴材料为45号钢。依照表[1]15-3选用A0=112。于是有5.3.4联轴器型号选用查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·mTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照计算转矩Tca应不大于联轴器公称转矩条件，查原则GB/T5843-（见表[2]8-2），选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63N·m。半联轴器孔径d1=16mm.固取d1-2=16mm5.3.5联轴器型号选用查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照计算转矩Tca应不大于联轴器公称转矩条件，查原则GB/T5843-（见表[2]8-2），选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63N·m。半联轴器孔径d1=16mm.固取d1-2=16mm见下表5.3.6.轴构造设计A拟定轴上零件装配方案B依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度a为了满足半联轴器轴向定位规定1-2轴段右端规定制出一轴肩；固取2-3段直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合毂孔长度L1=42mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，固取1-2断长度应比L1略短某些，现取L1-2=40mmb初步选取滚动轴承。考虑到重要承受径向力，轴向也可承受小轴向载荷。当量摩擦系数至少。在高速转时也可承受纯轴向力，工作中容许内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又依照d2-3=18mm,因此选6004号轴承。右端采用轴肩定位查[2]又依照d2-3=18mm和上表取d3-4=20mmc取安装齿轮处轴段4-5直径d4-5=25mmd轴承端盖总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖机构设计而定）依照轴承装拆及便于对轴承添加润滑脂规定，取端盖外端面与联轴器距离为25mm。固取L2-3=40mm，c=15mm，考虑到箱体制造误差，在拟定轴承位置时，应与箱体内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承宽度T=12mm小齿轮轮毂长L=50mm，则L3-4=12mm至此已初步拟定轴得长度有由于两轴承距离为189，含齿轮宽度因此各轴段都已经拟定，各轴倒角、圆角查表[1]表15-2取1.0mm第六章．滚动轴承计算依照规定对所选在低速轴3上两滚动轴承进行校核，在前面进行轴计算时所选轴3上两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得两个轴承所受载荷分别为FNH1=758NFNV1=330.267NFNH2=1600.2FNV2=697.23N由上可知轴承2所受载荷远不不大于轴承2，因此只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足规定，轴承1必满足规定。1）求比值轴承所受径向力所受轴向力它们比值为依照[1]表13-5，深沟球轴承最小e值为0.19，故此时。2）计算当量动载荷P，依照[1]式（13-8a）按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，，取。则3）验算轴承寿命按规定轴承最短寿命为（工作时间）,依照[1]式（13-5）（对于球轴承取3）因此所选轴承61909满足规定。第七章．连接选取和计算按规定对低速轴3上两个键进行选取及校核。1）对连接齿轮4与轴3键计算（1）选取键联接类型和尺寸普通8以上齿轮有定心精度规定，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。依照d=52mm从[1]表6-1中查得键截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键长度系列，取键长L=63mm。（2）校核键联接强度键、轴和轮毂材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm。依照[1]式（6-1）可得因此所选键满足强度规定。键标记为：键16×10×63GB/T1069-1979。2）对连接联轴器与轴3键计算（1）选取键联接类型和尺寸类似以上键选取，也可用A型普通平键连接。依照d=35mm从[1]表6-1中查得键截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器轮毂宽度并参照键长度系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接强度键、轴和联轴器材料也都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。依照[1]式（6-1）可得因此所选键满足强度规定。键标记为：键10×8×70GB/T1069-1979。第八章．润滑方式、润滑油牌号及密封装置选取由于两对啮合齿轮中大齿轮直径径相差不大，且它们速度都不大，因此齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承速度较低，因此可用脂润滑。查[2]表7-2，选用钙基