機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計帶式輸送機的傳動裝置

1、設(shè)計題目: 設(shè)計帶式輸送機的傳動裝置傳動簡圖0vdf1234圖原始數(shù)據(jù):運輸帶工作拉力 f= 2000 n運輸帶工作速度 v= 1.7 m/s卷簡直徑 d= 380 mm工作條件: 常溫下連續(xù)單向工作，載荷較平穩(wěn)，壽命8年,每日工作8小時,每年300個工作日。 設(shè)計工作量: 1減速器裝配圖張；零件工作圖張；設(shè)計說明書份。目 錄第一章 設(shè)計任務(wù)書1第二章 傳動裝置的總體設(shè)計4第一節(jié) 擬定傳動方案第二節(jié) 電動機的選擇第三節(jié) 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算第三章 傳動件的設(shè)計計算 5第一節(jié) 傳動帶的設(shè)計計算第二節(jié) 齒輪的設(shè)計計算第四章 軸的設(shè)計計算14第一節(jié)軸徑的初算第二節(jié) i軸的設(shè)計計算第三節(jié)

2、ii軸的設(shè)計計算第四節(jié) iii軸的設(shè)計計算第五章 聯(lián)軸器的選擇17第六章 減速器附件的選擇23第七章 潤滑與密封23第八章 設(shè)計小結(jié)23參考資料目錄23第一章 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫二 設(shè)計任務(wù)1. 減速器總裝配圖一張2. 齒輪、軸零件圖各一張3. 設(shè)計說明書一份三 設(shè)計進度1. 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2. 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3. 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4. 第四階

3、段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫第二章 傳動裝置的總體設(shè)計第一節(jié) 傳動方案的擬定及說明一 、工作機器特征的分析由設(shè)計任務(wù)書可知：該減速箱用于螺旋運輸機，工作速度不高（v=0.8m/s）,圓周力不大(p=2000n),因而傳遞的功率也不會太大.由于工作運輸機工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變,使用壽命不長(8年),故減速箱應(yīng)盡量設(shè)計成閉式,箱體內(nèi)用油液潤滑,軸承用脂潤滑.要盡可能使減速箱外形及體內(nèi)零部件尺寸小,結(jié)構(gòu)簡單緊湊,造價低廉,生產(chǎn)周期短,效率高。二、傳動方案的擬定及說明 根據(jù)設(shè)計任務(wù)書中已給定的傳動方案及傳動簡圖，分析其有優(yōu)缺點如下：優(yōu)點： (1)、電動機與減速器是通過皮帶進行傳動的，在同樣的

4、張緊力下，三角皮帶較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，而且三角皮帶允許的中心中距較平帶大，傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，使用維護方便，價格低廉。故在第一級（高速級）采用皮帶傳動較為合理，這樣還可以減輕電動機因過載產(chǎn)生的熱量，以免燒壞電機，當嚴重超載或有卡死現(xiàn)象時，皮帶打滑，可以起保護電機的作用。（2）、斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動平穩(wěn)，承載能力大、噪音小，能減輕振動和沖擊，若設(shè)計時旋向選擇合理，可減輕軸的負荷，延長使用壽命，故此減速器的兩對齒輪均采用斜齒圓柱齒輪傳動。（3）、高速級齒輪布置在遠離扭矩輸入端，這樣可以減小軸在扭矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，以及彎曲變形引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。缺點：（1）、

5、皮帶傳動穩(wěn)定性不夠好，不能保證精確的傳動比，外廓尺寸較大。（2）、齒輪相對軸和軸承不能對稱分布，因而對軸的要求更高，給制造帶來一定麻煩。綜上所述，這種傳動方案的優(yōu)點多，缺點少，且不是危險性的缺點，故這種傳動方案是可行的。第二節(jié) 電動機的選擇1 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式y(tǒng)系列的電動機。2 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率pw pwfv/1000=3.54kw2)電動機的輸出功率0.867pdpw/=4.0833 電動機轉(zhuǎn)速的選擇nd（i1i2in）nw初選為同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機無法4電動機型號的確定由表191查出電

6、動機型號為y132s-4,其額定功率為5.5kw，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min?；痉项}目所需的要求。 第三節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)一、傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：inm/nwnw85.48i1440/85.48=16.842 合理分配各級傳動比因為=2， i，=；得=3.55=2.37二、各軸運動和動力參數(shù)軸號功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/(nm)轉(zhuǎn)速n/r.傳動比i效率電動機軸4.08327.081440i軸3.9252.00720=20.96ii軸3,802179.02202.82=3.550.97i

7、ii軸3.688411.6085.57=2.370.97工作機軸3.651407.4685.57i=10.99第三章 傳動件的設(shè)計計算第一節(jié) 傳動帶的設(shè)計計算帶傳動的設(shè)計和計算1、確定計算功率 pcapca=kapd=1.14.083=4.4913kw式中ka為工作情況系數(shù),查得ka=1.12、選擇帶型根據(jù)pca、n1，查圖確定選用a型v帶3、選取帶輪基準直徑dd1、dd2(1)、同教材中表6-3可知，對a型v帶其帶輪最小基準直徑ddmin=75,再參考圖6-10選取小帶輪基準直徑dd1=125mm，則大帶輪基準直徑dd2=i dd1=2125=250mm，查表后取dd2=250mm(2)、驗

8、算帶的速度m/s=4.71m/s25-30m/s 帶的速度合適4、確定窄v帶的基準長度ld和傳動中心距a在范圍內(nèi)，初定中心距500mm，所以帶長查圖選取型帶的基準長度1600mm，得實際中心距 5、驗算小帶輪包角 主動輪上的包角合適6、確定v帶根數(shù)z因dd1=125mm，帶速n1=1440r/min，傳動比i=2,查表6-4用內(nèi)插法求得p0=1.96kw，查表6-5用內(nèi)插法求得功率增量0.43kw，查表6-6用內(nèi)插法求得包角修正系數(shù)0.96，查表6-2得帶長修正系數(shù)0.90，則由公式得 =2.2 故選3根帶。7、確定帶的預(yù)緊力查表得q0.1kg/m,單根普通帶張緊后的預(yù)緊力為 8、計算帶輪所受

9、壓力fp利用公式查表得500.3mm第二節(jié) 齒輪的設(shè)計計算一、高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)(u=i1=3.55)1） 選用斜齒圓柱齒輪傳動。2） 材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs.3） 精度等級選用7級精度；4） 試選小齒輪齒數(shù)z130，大齒輪齒數(shù)z2uz1=106.5，取z2107。2 選取螺旋角。初選螺旋角15按齒面接觸強度設(shè)計 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 選系數(shù)kt2.0（2） 由圖8-15選取區(qū)域系數(shù)zh2.42（3） 由表8-6選取尺寬系數(shù)d1（4） 10.75

10、，20.85，則121.6（5） 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8mpa1/2（6） 由圖821d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hlim1650mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限hlim2550mpa；（7） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160n1jlh607201（83008）0.83109 n2n1/u0.234109（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.92；khn20.95（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得 h10.92650mpa598mpa h20.95550mpa522.5mpa 螺旋角系數(shù)z=0.9

11、8 （10）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩：t=52n.m2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1(1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos =1.77d1t=48.17mm 取 d1=49mm(2)計算圓周速度 v=*d1t*n1/60*1000=1.85m/s(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt mnt =1.58mm 取mnt=1.5b=d d1t = d1t=49mm(4)計算縱向重合度跟齒輪齒數(shù) =0.318z1tand=2.5z1; 取z1=32z2=i z1=113.6; 取z2=114修正螺旋角系數(shù)：=arccos(5)計算載荷系數(shù)k.由表8-2查得使用系數(shù)ka=1,表8-6查得動載系數(shù)kv=

12、1.02 =1.32由表8-4查得齒向載荷分布系數(shù)：=1.2k=kv=1.39(6)按實際載荷校正分度加圓直徑. d1= =48.50mm ;取d1=49mm計算模數(shù)mn =mm=1.35，取mn=1.53 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) mn1） 確定計算參數(shù)（1）由圖8-12得：=1.32, 載荷系數(shù)k=kv=1.425（2）根據(jù)縱向重合度b=2.5，從圖查得螺旋角影響系數(shù)y0.87（3）計算當量齒數(shù)；zv1=z1/ cos=23/cos15=34 zv2=z2/ cos=104/ cos150=121.7（4）由圖822c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：fe1=500 mpa 由圖822

13、c查得大齒輪彎曲疲勞強度極限：fe2=380mpa（5）由圖820查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：kfn1=0.86, kfn2=0.88（6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)s=1.4,取失效率為1%，則 f1=330.77 mpa ， f2=257.23mpa （7）查取齒型系數(shù)：由表817查得yfa1=2.52；yfa2=2.158（8）查取應(yīng)力校正系數(shù)：由表818查得ysa1=1.662；ysa2=1.82（9）計算大、小齒輪的并加以比較=0.0127 ， =0.0153 大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算mn=1.14取mn=1.5 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲

14、疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=34.5mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是可得，z1=32。則z2=iz1=1144 幾何尺寸計算1） 計算中心距a=111.78mm , a圓整后取112mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=12.133） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=49.1mm , d2=174.91mm4） 計算齒輪寬度 b=dd1=50mm 齒面接觸強度校核二、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)(u=i2=2.37)5） 選用斜齒圓柱齒輪傳動。6） 材料及

15、熱處理：選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs.7） 精度等級選用8級精度；8） 試選小齒輪齒數(shù)z330，大齒輪齒數(shù)z4i z3=72。9） 選取螺旋角。初選螺旋角152按齒面接觸強度設(shè)計 d11)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 已知載荷系數(shù)kt2.0（2） 由圖選取區(qū)域系數(shù)zh2.42（3） 由表87選取尺寬系數(shù)d1（4） 由圖826查得a10.78，a20.82，則aa1a21.6（5） 由表815查得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8mpa1/2（6） 由圖821d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hlim1650mpa；大齒

16、輪的接觸疲勞強度極限hlim2550mpa；（7） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160n1jlh60202.821（83008）2.34108 n2n1/u0.99108（8） 由圖819查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.94；khn20.98（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（811）得 h10.9600mpa611mpa h20.95550mpa539mpa （10）端面重合度與螺旋角系數(shù)為：2) 計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d3d2t=71.42mm，取 d2=72mm(2)計算圓周速度 v=*d1t*n1/60*1000=0.76m/s(3)計算齒寬b及

17、模數(shù)mnt mnt =mm=2.32mmb=d d1t = d1t=72mm修正齒數(shù)和螺旋角 =34.77，取z1=35z2=iz1=82.59， 取z4=83(4)計算縱向重合度 =0.318z1tand=2.644(5)計算載荷系數(shù)k. v=0.76m/s,kv=1.03 由表8-3查得齒向載荷分布系數(shù)：=1.374=1.31由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)=1.08k=kv=1.84由圖8-15查得 zh=2.44端面重合度 螺旋角系數(shù) (6)按實際載荷校正分度加圓直徑. d1= =75.35mm取d1=76mm修正齒數(shù) ，取 z1=37, z2=i z1=87.69, 取z2=88修正螺

18、旋角確定齒寬 =76mm計算模數(shù)mn =mm=2.11，取mn=2重新修正一次得 d1=76mm,符合要求。5 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) mn1） 確定計算參數(shù)（1）載荷系數(shù)k=kv=2.19（2）根據(jù)縱向重合度b=2.75，從圖查得螺旋角影響系數(shù)y0.88（3）計算當量齒數(shù)；zv1=z1/ cos=37/cos13，174=40.1 zv2=z2/ cos=88/ cos13.174o=95.3（4）由圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：fe1=500 mpa 由圖1020c查得大齒輪彎曲疲勞強度極限：fe2=380mpa（5）由圖820查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：kfn1=0.88

19、, kfn2=0.9（6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)s=1.3 f1=338.46 mpa ， f2=263，08mpa （7）查取齒型系數(shù)：由表817查得yfa1=2.41；yfa2=2.21（8）查取應(yīng)力校正系數(shù)：由表818查得ysa1=1.67；ysa2=1.81（9）計算大、小齒輪的并加以比較=0.014 ， =0.013 大齒輪的數(shù)值大。2).校核齒根彎曲疲勞強度 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=62.4mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)

20、。4.幾何尺寸計算1)計算中心距a=129mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=13.1743)計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=76mm , d2=181mm4)計算齒輪寬度 b=dd3=76mm5)結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。箱體結(jié)構(gòu)尺寸的選擇計算（1） 箱座劈厚：=0.025a+3=（0.025129+3）mm=6.175mm，取=8mm，其中a取低速級的中心距，下同。（2） 箱蓋壁厚：=0.85=0.858mm=6.8mm，取=8mm（3） 箱座凸緣厚度b：b=1.5=1.58mm=

21、12mm（4） 箱蓋凸緣厚度b：b=1.5=1.58mm=12mm（5） 箱座底凸緣厚度b：b=2.5=2.58mm=20mm（6） 地腳螺栓直徑d：d=0.036a+12=（0.036129+12）mm=16.62mm，取d=20mm（7） 直腳螺栓數(shù)目n：n=4（8） 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d：d=0.75 d=0.7520mm=15mm，取d=16mm（9） 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d：d=0.55 d=0.5520mm=11mm，取d=12mm（10） 聯(lián)接螺栓d的間距l(xiāng)：取l=180mm（11） 軸承端蓋螺釘直徑d：d=0.5 d=0.520mm=10mm,取d=10mm（12） 視孔蓋螺

22、釘直徑d：d=0.35 d=0.3520mm=7mm，取d=8mm（13） 定位銷直徑d：d=0.75 d=0.812mm=9.6mm，取d=10mm（14） 外箱壁至軸承座端面距離l：l= c+c+8=（26+24+8）mm=58mm（15） 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離：取=10mm（16） 齒輪端面與內(nèi)機壁距離：取=10mm（17） 箱座肋厚m：m=0.85=0.858mm=6.8mm第四章 軸的設(shè)計計算第一節(jié)軸徑的初算由公式d軸徑初算（1）高速軸i：材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，初步計算軸的最小直徑，取ao=113d=19.88mm由于軸端開有一個鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取安裝

23、大帶輪處的最小軸徑dmin=21mm。（2）中間軸ii：材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，初步計算軸的最小直徑，取ao=113d=30.02mm取安裝軸承處軸徑dmin=35mm。（3）低速軸iii：材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，初步計算軸的最小直徑，取ao=113d=39.61mm由于軸上開有一個鍵槽, 需增大軸徑5%7%.取安裝聯(lián)軸器處軸徑dmin=42mm。第二節(jié)i軸：(t1=52n.m )一、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、擬定軸上零件的裝配草圖方案2、根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度對于選取的單向角接觸球軸承7206ac其尺寸為的,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7206ac型軸承

24、定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度t=16,高速齒輪輪轂長l=50,則至此,已初步

25、確定了軸的各端直徑和長度. 二、滾動軸承選用及壽命校核計算根據(jù)工作條件在軸的兩端正裝兩角接觸球軸承，初選兩個型號均為7306ac(d=30mm,cr=25200n).且ft1=2118n，fr1=ft1tan20/cos14.3=788.54n，fa1=ft1tan14.3=455.25n1、 徑向載荷fr1和fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面跟水平面兩系，由受力分析可知，fr1v=(fr162fa2d2/2- fp310) / (69+162)=1194nfr2vfrfr1vfp811fr1ft169/(69+162)380fr2ft1fr1962n2、 軸向載荷fa1和fa2fd1

26、=0.68 fr1=852n ， fd2=0.68 fr2=855n因為fd2p1，所以按軸承受力的大小驗算。所以軸承符合。二、軸的強度校核計算求作用在軸上的作用力, 如圖所示mh fr1157=380157=68.96 n.mmp91fp9185774.72 n.mm a1fa1d/28.82 n.mmv1fp248+fr115732.52 n.mmv1mv1+ m a121.45.34 n.m2 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度67.95 n.m72.58 n.m按強度理論公式：=69.54 n.m=83.35滿足強度要求。三、鍵聯(lián)接強度校核計算（許用擠壓應(yīng)力p=110mpa）6625 p=72

27、.15p滿足強度要求第三節(jié)ii軸：(t2=179.02 n.m )根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度（1）初選滾動軸承7008ac,則其尺寸為：故用擋油環(huán)定位軸承，故段右邊有一定位軸肩，故低速級小齒輪與箱體內(nèi)壁距離為16,與箱體內(nèi)壁距離為8，故左邊擋油環(huán)長為24，則（2）低速級小齒輪輪轂為95，即取兩齒面的距離為8，即（3）右邊也用擋油環(huán)定位軸承和低速級大齒輪，故。段軸長略短與其齒輪轂長，又轂長為55，故取、各有一定位軸肩，故依次可?。?）計算可得一、滾動軸承選用及壽命校核計算根據(jù)工作條件在軸的兩端正裝兩角接觸球軸承，初選兩個型號均為7306ac(d=30mm,cr=25200n).且

28、ft2=ft1=1342n，fr2=ft2tan20/cos14.3=504n，fa2=ft2tan14.3=342n；ft3=ft4=3203n，fr3=ft3tan20/cos14.8=1206n，fa3=ft3tan14.8=846n ；d2=206.4mm ；d3=80.1mm ；n2=322.67 r/min；n3=322.67 r/min1、 徑向載荷fr1和fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面跟水平面兩個平面力系，由受力分析可知，fr1v=(fr3143fa3d3/2fa2d2/2fr262) / (62+76)=334nfr2vfr3fr2fr1v385fr1（ft262

29、+ ft3143）/ 219)2471fr2（ft2+ ft3+fr1）2074n2、 軸向載荷fa1和fa2fd1=0.68 fr1=1695n ， fd2=0.68 fr2=1434n因為fd2p1，所以按軸承受力的大小驗算。所以軸承符合。二、軸的強度校核計算求作用在軸上的作用力, 如圖所示mh3 fr176 187.8n.mmh2fr262128.5 n.mma3fa3 d3/233.84 n.mma2fa2d2/235.29 n.mmv3fr1v7625.38 n.mmv3mv3+ ma359.22 n.mmvfr1v157+ ma3fr38111.408 n.mmvmv+ ma223

30、.886 n.m.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度189.5 n.m196.9 n.m129 n.m130 n.m按強度理論公式：合成mca=212.6 n.m=152.76 n.m滿足強度要求。三、鍵聯(lián)接強度校核計算（許用擠壓應(yīng)力p=110mpa）10845 p=61.9p滿足強度要求第四節(jié)iii軸：(t3=411.6.8n.m )根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器安裝的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故-段的直徑。 查手冊99頁，選用型彈性柱銷聯(lián)軸器l初選滾動軸承7051ac，則其尺寸為故左邊軸承安裝處有擋油環(huán)，取其長度為20mm，則擋油環(huán)右側(cè)用軸肩定位，故可取取齒

31、面與箱體內(nèi)壁距離軸承座距箱體內(nèi)壁距離為。用擋油環(huán)對齒面定位時，為了使油環(huán)可靠的壓緊齒輪，段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取所以取齒輪左側(cè)用軸肩定位，取則，軸換寬度，取。由裝配關(guān)系可確定計算得，。6、軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用普通平鍵型連接。軸與齒輪連接采用平鍵，l=70，齒輪輪轂與軸的配合為。同樣半聯(lián)軸器與軸連接，采用鍵。半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。一、滾動軸承選用及壽命校核計算根據(jù)工作條件在軸的兩端裝兩深溝球軸承，初選兩個型號均為6010(d=50mm,co=12800n，cr=16800n).且ft4=ft3=3203n，fr4=ft4tan20/cos14.8=1206n，fa4=ft3tan14.8=846n ； d4=234mm ；n4=108.28 r/min1、載荷fr1和fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面跟水平面兩個平面力系，由受力分析可知，fr1v=(fr4137+fa4d4/2) / (137+70)= 1276nfr2vfr4fr1v2fr1（ft4137）/ 207