机械设计课程-电动绞车传动装置.doc

机械设计课程设计说明书设计题目十七：电动绞车传动装置传动装置简图：原始数据：项目设计方案12345刚绳牵引力F（N）75009200110001200013000钢绳速度V（m/s）0.60.650.50.60.55卷筒直径D（mm）250250250250250 目录一 . 设计任务书-4 1工作条件与技术要求-4 2设计内容-4 3原始数据-42 传动方案的拟定-4 1传动方案的拟定-4 2传动方案的说明-5三电动机的选择- 5 1 选择电动机类型- 5 2 选择电动机的容量- 5 3 选择电动机的转速- 5四总传动比确定及各级传动比分配-6 1 计算总传动比-6 2 分配各级传动比-6五计算传动装置的运动和动力参数-7六、齿轮传动设计-81.高速级齿轮传动设计-82.低速级齿轮传动设计-133.开式低速级齿轮传动设计-16七、 高速轴的设计-20 1. 求作用在齿轮上的力-20 2.初步确定轴的最小直径-20 3.轴的结构设计-21 4.轴上零件的周向定位-22 5.确定轴上圆角和倒角尺寸-22 6.求轴上的载荷-22 7.按弯扭合成应力校正轴的强度-24八.中速轴的设计-241 求作用在齿轮上的力-242.初步确定轴的最小直径-253轴的结构设计-254.轴上零件的周向定位-265.确定轴上圆角和倒角尺寸-266.求轴上的载荷-287.按弯扭合成应力校正轴的强度-289. 低速轴的设计-28 1求作用在轴上的力-28 2初步确定轴的最小直径-29 3轴的结构设计-30 4求轴上的载荷-30 5.按弯扭合成应力校正轴的强度-31 6.精确校核轴的强度-32 十.轴承的选择和校核计算-35十一.键连接的选择与校核计算-381输入轴与联轴器的键连接-382齿轮2与轴2的键连接-383齿轮4与轴3的键连接-384.联轴器与轴3的键连接-38十二、联轴器的选择-391输入轴的联轴器的选择-392输出轴的联轴器的选择-39十三、减速器附件设计-40 1视孔盖-402通气器-403油面指示器-404油塞-405起吊装置-406定位销-407起盖螺钉-40十四、润滑与密封-401齿轮的润滑-402 滚动轴承的润滑-403密封方法的选取-40十五.箱体设计-41总结 -42参考文献-43设计计算及说明结果一 . 设计任务书 1.工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为5。输送机效率为w=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年(每年工作300天，每天16小时），工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。 2.设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各1张（A2） 3.原始数据运输带曳引力F（KN）：9200运输带速度V（m/s）：0.65滚筒直径D (mm)：250二.传动方案的拟定 1.传动方案的拟定：输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮动。=24000hF=9200NV=0.65m/sD=250mm展开式二级圆柱齿轮减速器 2.传动方案的说明 如图电机通过联轴器传入减速器，减速器采用两级展开式减速器，结构简单，但齿轮位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，可使轴变形以抵消部分齿轮接触不均现象。 在多级传动中，各级传动机构的布置顺序不仅影响传动的平稳性，而且对传动机构的尺寸有很大影响，此次采用的传动装置：高速级采用圆柱斜齿轮传动，低速级采用圆柱直齿轮传动，因为大尺寸的斜齿轮难以制造，且费用较高。 减速器采用二级闭式传动，便于润滑，使用寿命长，能适应繁重和恶劣的条件下长期工作。 原动机采用Y系列三相交流异步电动机，是适用于一般用途的全封闭的自扇冷式电动机，结构简单，价钱便宜，维修方便。三电动机的选择1 .选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 .选择电动机的容量1）滚筒所需功率： =FV/1000=92000.65/1000=5.89 kw 滚筒的转速=601000V/D=49.66r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统开式齿轮，中联轴器，闭式齿轮传动及滚动轴承和滑动轴承的效率，是滚筒的效率，=0.95，=0.99，=0.97 ， 3）确定电动机的额定功率 电动机的输出功率为=/=5.89/0.784=7.63kw 选定电动机的额定功率=11 kw 3.选择电动机的转速 =49.66 r/min 该传动系统为展开式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为 36 则总传动比可取 27至216之间 则电动机转速的可选范围为=27=2749.66=1340.82r/min =60=21649.66=10726.56r/min可见同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)同步转速满载转速1Y160M1-211300029302.02.22Y160M-411150014602.22.23Y160L-61110009702.02.04Y180L-811750 7301.72.0 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比即选方案1四总传动比确定及各级传动比分配1.计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=2930 r / min；总传动比i=nm /=2930/49.66=59.002.分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比 取开式齿轮传动比=3.15, 取高速级的圆柱齿轮传动比 ，取则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =3.6 =5.89kw=49.66r/min=0.784=7.63kw=11kw=1340.82r/min=10726.5r/min电动机型号为Y160M12i=59.00五计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 2.按电动机额定功率计算各轴输入功率 3.各轴转矩 95507.63/2930 =24.38 =95507.18/563.5 =121.68 =95506.90/156.5 =421.05 =95506.76/ 156.5 =412.51=95505.89/49.68 =1149.54六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS，二者的硬度差为30HBS。 d . 初选小齿轮齿数=26，则大齿轮齿数=5.226=135=5.2 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数：=1.0 （2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6 b. 分流式小齿轮传递的转矩=24.38 c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.44 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.76 ，=0.84 =0.76+0.84=1.60 e. 许用接触应力=510MPa，=480MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =602930129200=5.1E9 g.由图查得接触疲劳强度寿命系数 h.计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 mm =40.43mm b. 计算圆周速度 =3.1440.432930/（601000）m/s =6.20m/s c. 计算齿宽b及模数 b=1.040.43mm=40.43mm =cos/= 1.51mm h =2.25=2.251.51mm=3.39mm b/h=40.43/3.39=11.90 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.3181.225tan=2.061 e. 计算载荷系数K 使用系数=1，根据=6.20m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.18 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.6 查表10-4查的 查图表（P198图10-13）得 由式 得载荷系数=11.181.61.417=2.68 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得=48.04mm g. 计算模数 =cos/=48.04cos/26 mm =1.79mm （3）.按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得K=11.181.61.36=2.57b. 根据纵向重合度=2.061查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数=0.88c. 计算当量齿数28.46 147.78 d. 查取齿形系数查图表（P表10-5）=2.41 ，=2.142e. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.615 ，=1.828f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.80 ，=0.85 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，由式 得=0.80500/1.4 MPa=285.71 MPa =0.85380/1.4 MPa=230.71 MPag. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.5411.615/285.71=0.01436 =2.1421.828/230.71=0.01697 大齿轮的数值大2） 2）.设计计算 mm =1.165 mm 由以上计算结果，取=1.5 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=48.04mm计算应有的齿数=48.04cos/1.5=32 取=32 ，则=5.2032=166（4） 几何尺寸计算 1）计算中心距 153.05mm 将中心距圆整为153mm 2）按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3）计算大小齿轮的分度圆直径 =321.5/cos =49.45mm =1661.5/ cos =256.54mm 4）计算齿轮宽度 =1.049.45mm=49.45mm 圆整后取=55mm ，=50mm 5）结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm500mm ，大齿轮采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为250HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为220HBS d. 初选小齿轮齿数=24 ，=243.60=86 e. 选取齿宽系数=1.0 （2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=121.68c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=575MPa ，=550MPae. 由式确定应力循环次数=60563.5124000=f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.90 ，=0.95g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.90575MPa=518MPa =0.95550MPa=525MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=518MPa得 =69.70mm b. 计算圆周速度 =3.1469.70563.5/60000m/s=2.05m/s c. 计算齿宽 =1.069.70mm=69.70 mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=69.70/24=2.90mm 齿高=2.25=2.252.90 mm=6.53 mm 则/=169.70/6.53=10.67 e. 计算载荷系数 根据=2.05 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.12 ，直齿轮=1 ，由=1.0和=69.70 mm ，根据表10-4得=1.424 由/=10.67和=1.424查图表（P图10-13）得=1.35 故根据式得=1.595 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。 得=74.70mm g. 计算模数 =74.70/24mm=3.11 mm（3）按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 =0.85500/1.4MPa=303.57MPa =0.88380/1.4MPa=238.86MPad. 计算载荷系数。由e. 得=1.121.0611.35=1.512f. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.65 =2.215g. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.58 ，=1.775h. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.651.58/2303.57 =0.01379 =2.2151.775/238.86=0.01646 大齿轮的数值大2） 设计计算 mm=2.19mm 由以上计算结果，取模数=2.5mm。按分度圆直径=74.70mm计算应有的齿 数得=74.70/2.5=29.88取=30 ，则=3.6030=108 （4）几何尺寸计算 1）计算中心距=2.5（30+108）/2 mm=172.5mm 2）计算分度圆直径 2.530mm=75mm 2.5108 mm=270mm 3）计算齿轮宽度 =1.075 mm=75mm 取 4）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构 大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构3. 开式低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 大齿轮小齿轮均为：40Cr（调质和表面淬火）， 硬度为4855HRC d. 初选小齿轮齿数 e. 选取齿宽系数=0.7（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内各计算数值h. 试选=1.3i. 确定小齿轮传递的转矩421.05j. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8k. 查图表（P图10-21e）得小齿轮的接触疲劳强度极限=1000MPal. 由式确定应力循环次数=60156.5124000=m. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.95，n. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.951000MPa=950MPa =11000MPa=1000MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=950MPa得 =79.53mm b. 计算圆周速度 =3.1479.53156.5/60000m/s=0.65m/s c. 计算齿宽 =0.779.53mm=55.67 mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=79.53/24=3.31mm 齿高=2.253.31 mm=7.46 mm 则 e. 计算载荷系数 根据=0.65 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数， 直齿轮 ，由=0.7和55.67mm，根据表10-4得 由和查图表（P图10-13）得 故根据式得 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。 得=80.81mm g. 计算模数 （3）按齿根弯曲强度设计计算公式为 1）确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）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 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式得 =0.88600/1.4MPa=377.14MPa =0.90500/1.4MPa=321.43MPad. 计算载荷系数。由e. 得=1.01.0511.28=1.344f. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.65 2.226g. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 1.58 ，1.764h. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.651.58/377.14 =0.01110=2.2261.764/321.43=0.01222 大齿轮的数值大2）设计计算 mm=3.23mm 由以上计算结果，取模数=4mm。按分度圆直径=80.81mm计算应有的齿数 得=80.81/4=20.20取=20 ，则3.1520=63（3） 几何尺寸计算1） 计算中心距=4（20+63）/2 mm=166mm2） 计算分度圆直径 420mm=80mm 463mm= 252mm3） 计算齿轮宽度 =0.780 mm=56mm 取 4）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构 大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构七.高速轴的设计 1. 求作用在齿轮上的力 已知 2.初步确定轴的最小直径。 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40cr钢，调质处理。查图表 （表15-3），取=112，得 112mm=15.31mm该轴直径100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5% 则，圆整后取d2=16mm。 输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转 矩公式为 （11） 查图表（P351表14-1），取=2.3，则=2.324.38 =56.07 根据=56.07及电动机轴径D=42mm，查标准GB4323-84，选用HL3型弹柱销联轴器。确定轴最小直径=30 mm 3.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案=11kw=10.89 kw=10.245kw=9.639 kw=9.352 kw421.05412.511149.547级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）250 HBS大齿轮：45钢（调质）220HBS=26= 135=5.2=1.0=1.6=24.38=2.44=189.1.60 =b=40.43 mm=1.51 mmh=3.39mmb/h=11.90=2.061 =1=1.18=1.6=2.68 =1.79mmK=2.57=0.88=2.41=2.142=1.615=1.828S=1.4=0.80=0.85=285.71 Mpa=230.71 MPa=0.01436=0.01697=1.532166153mm49.45mm256.54mm49.45mm=55mm=50mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）250HBS大齿轮：45钢（调质） 220HBS；=24=1.0=1.3121.68=189=575Mpa=550MPa=0.90=0.95=518Mpa=525MPa69.70mm=1.06=1.424=1.35=1.595 74.70mm3.11mm=500Mpa=380Mpa=0.85=0.88 =1.4296.4MPa233.4Mpa=0.01379=0.01646 75mm270mm7级精度（GB10095-85）大小齿轮：40Cr（调质淬火）4855HBC；=0.7=1.3421.05=189.8=1000MPa=0.95，=950Mpa=1000MPa55.67mm =80.81mm 0.011100.01222 80mm252mm985.05N396.76 N248.52 N15.31mm=30 mm 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，1-2段=30mm ，由式h=（0.07-0.14）d ，取=34mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=32mm，=58mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=34mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6307，其尺寸为dDB=35mm80mm21mm ，故=35mm3） 取=44mm，=55mm 4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=50mm，采用凸缘式轴承盖，则=70mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为=20mm，旋转零件的轴向之间的距离=12.5mm，滚动轴承端面距箱体内壁=5mm则=20mm ,=34mm，=10mm =110mm 4.轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=30 mm，=58mm 查 图表（P表6-1）选用键=8mm7mm45mm 。滚动轴承与轴的周向定 位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6。 5.确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为R1。 6.求轴上的载荷 （1）.计算支撑力 在水平面上： 在垂直面上：总支承反力：(2) .计算弯矩并作弯矩图 水平弯矩： 垂直弯矩：合成弯矩：(3) .计算转矩 7.按弯扭合成应力校正轴的强度 校核轴上弯矩和扭矩最大的截面的强度，按脉动循环应力取a=0.6 已经选定州的材料为40cr，调质处理，由表15-1查的，因此 ，轴强度安全 6.求轴上的载荷 7.按弯扭合成应力校正轴的强度八.中速轴的设计 1.求作用在齿轮上的力 已知 高速大齿轮 低速小齿轮 轴上力的方向如下图所示 2.初步确定轴的最小直径 先按式15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40cr钢，调质处理。查图表 （表15-3），取=112，得 112mm=26.16mm该轴直径100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5% 则，圆整后取d2=40mm。3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 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。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=40mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6308，其尺寸为dDB=40mm90mm23mm 。2. 高速级大齿轮有轴向定位要求，需加装套筒，低速级小齿轮轴承有挡油环，故1-2段=40mm ，=54mm，=37mm，由式h=（0.07-0.14）d ，取=48mm ，=54mm，由式h=（0.07-0.14）d，=60mm，做成齿轮轴，=80mm=80mm。3.取小齿轮距箱体内壁的距离为=20mm，旋转零件的轴向之间的距离=12.5mm，滚动轴承端面距箱体内壁=5mm则=12.5mm，=8mm。 4.轴上零件的周向定位大齿轮与轴的周向定位采用普通A型平键连接，按=48 mm，=48mm 查 图表（P表6-1）选用键=10mm8mm40mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6 5.确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为R1 6.求轴上的载荷 （1）.计算支撑力 在水平面上： 在垂直面上：总支承反力：(4) .计算弯矩并作弯矩图 水平弯矩： 垂直弯矩：合成弯矩：(5) .计算转矩 7.按弯扭合成应力校正轴的强度 校核轴上弯矩和扭矩最大的截面的强度，按脉动循环应力取a=0.6 已经选定州的材料为40cr，调质处理，由表15-1查的，因此 ，轴强度安全九低速轴的设计 1求作用在轴上的力 已知=6.90kw ，=156.5r/min ，=421.05 =3118.89N =1135.18N 轴上力的方向如下图所示 2初步确定轴的最小直径 确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=112，于是得 112mm=37.09mm 。 又因为轴上有两个键槽，所以=37.09（1+10%）=40.80该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式（11），查图表（P表14-1），取=2.3，则2.3421.05=968.42 根据948.42，查标准GB5014-85（指导书表17-4）选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=42mm，其轴孔长度L=112mm，则轴的最小直径=42mm 3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=42mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=48mm，根据联轴器配合尺寸大小和内壁到轴承孔外壁距离大小得. 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6310，其尺寸为dDB=50mm110mm27mm 故50mm,轴7-8段大齿轮采用套筒定位，. 3）轴承采用套筒定位，查得轴承的最小安装直径为60mm，故,根据箱体内壁宽度l=179.5mm，得。4） 根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段55mm， 齿轮采用轴肩定位，则66mm ，由大齿轮齿宽得，根据轴向 零件距离要求取。4.轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据 查图表（P表6-1）得 1-2段：bhL=12mm8mm70mm 6-7段：bhL=16mm10mm63mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6 5.确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6。 6.求轴上的载荷（1）求支承反力 已知大齿轮的分度圆直径为 在水平面上：在垂直面上：(2)计算弯矩 7.按弯扭合成应力校正轴的强度 校核轴上弯矩和扭矩最大的截面的强度，按脉动循环应力取a=0.6 已经选定州的材料为45钢，调质处理，由表15-1查的，因此 ，轴强度安全 8.精确校核轴的强度 截面123只受扭矩的作用，虽然键槽及过度配合所引起的应力集中将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按照扭矩强度较为宽松设计的，所以无需校核。又因为键槽应力集中系数比过盈配合小，因而只需校核7左右截面即可。抗弯截面系数 W=0.1d=0.155=16627.5抗扭截面系数 W=0.2d=0.255=33275弯矩M及弯曲应力 扭矩及扭转切应力 =421050N.mm =12.65MPa 过盈配合处的，并取由表15-1与附表3-8查得， =275MPa，=155MPa. =2.616 轴按磨削加工，由附图3-4，得表面质量系数为 故得综合系数为 =+-1=2.616+1/0.92-1=2.70 =+-1=2.093+1/0.92-1=2.018又由碳钢的特性系数所以轴在7左侧的安全系数为 故可知其安全 抗弯截面系数 W=0.1d=0.150=12500mm抗扭截面系数 W=0.2d=0.250=25000mm弯矩M及弯曲应力 扭矩及扭转切应力 =776390N.mm =16.84MPa轴的材料为45钢，由表15-1得=640MPa，截面上由于轴肩形成的理论应力集 中系数按附表3-2查取。因经插值法后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.81 q=0.85故有效应力集中系数按附表3-4为 由附图3-2的尺寸系数，由附图3-3得扭转尺寸系数为过盈配合处的，由表15-1与附表3-8差得， =275MPa，=155MPa. =1.8