機械課程設計-斗式提升機傳動裝置計

1、設計題目 : 斗式提升機傳動裝置計專 業(yè) : 機械設計制造及其自動化班 級 : A08 機械 （2）班設 計 者 ： 學 號 ： 指導教師 ： 目 錄第一章 設計任務-3第二章 電動機的選擇和計算-4第三章 齒輪的設計和計算-7第四章 軸的設計和校核-15第五章 軸承的校核計算-25第六章 鍵的校核計算-27第七章 箱體的設計計算- 27 第八章 減速器附件設計及計算-29 結(jié)束語 -30參考資料-30第一章 設計任務斗式提升機的原理是通過運輸帶傳動裝置給運輸機傳替力和運動速度。它在社會生產(chǎn)中廣泛應用，包括在建筑、工廠、生活等方面。其執(zhí)行機構(gòu)如下：1、 原始數(shù)據(jù) 生產(chǎn)率Q（t/h）Q=25 提

2、升帶的速度，（m/s）V=2.0提升帶的高度H，（m）H=20提升機鼓輪的直D，（mm）D=500 2、 已知條件1） 斗式提升機的提升物料，谷物，面粉，水泥等提升機驅(qū)動鼓輪所需要的功率為PW=QH(1+0.8V)/3672） 斗式提升機運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定，傳動機構(gòu)中有保安裝置（安全聯(lián)軸器）；3） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35左右；4） 工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時；5） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3、參考傳動方案第二章 電動機的選擇和計算第一節(jié) 電動機的選擇1.選擇電動機類型 由于電動機工作環(huán)境為室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境做高溫度

3、35左右，故選用三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。2.選擇電動機容量 電動機所需工作功率按式為 因為 PW=QH(1+0.8V)/367 所以 PW=QH(1+0.8V)/367=25*20(1+0.8*2.0)/367=3.54KW 有電動機至運輸帶的傳動總功率為 式中：1、2、3、4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳動效率。 取 1=0.99（齒輪聯(lián)軸器），2=0.98（滾子軸承），3=0.97（齒輪精度7級，不包括軸承效率），4=0.98 則=0.96=0. 因此，PP/3.54kw/0.=3.94kw3.確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作速度為 n=60*1000*2.0/3.

4、14*450=84.93r/min 按表1（）的傳動比合理范圍，取二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840， 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nin(840)X84.93=679.413397符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000,1500和3000r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，根據(jù)參考文獻機械零件設計課程設計 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社 第339-340頁表附表15-1可查得所需的電動機Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，其性能見下表表.1方案電動機型號額定功率Ped kw電動機轉(zhuǎn)速 r/min額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S1-25

5、.5300029002.02Y132S-45.5150014402.23Y132M2-65.510009602.04Y132s-15.5150014402.04.電動機的外型和安裝尺寸圖.2表.2中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓空直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸13238x8010x33第二節(jié) 計算傳動裝置的總傳動比，并分配各級傳動比電動機型號為Y132S1-2，滿載轉(zhuǎn)速n=2900r/min（1）總傳動比 V=2.0m/s,n=vx60x1000/2x3.14r=84.92r/min n/n2900/84.9234.15（2）分配各級傳動比 =5.84式中，分別為高速軸齒輪傳動和低速軸齒輪傳動的

6、傳動比同軸式二級齒輪減速器的傳動比這樣取，其減速器外廓尺寸會比較大第三節(jié) 計算傳動裝置各軸的運動和運動參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速 軸 2900r/min軸 2900/5.84497r/min軸 /497/5.84=85.03 r/min卷筒軸 =85.03 r/min(2)各軸輸入功率 軸 3.940.993.90kW 軸 23.900.980.973.71kW 軸 23.710.973.52kW 卷筒軸 12=3.520.990.983.42kW各軸輸出功率 軸 0.98=3.82 kW 軸 0.98=3.64kW 軸 0.98=3.45kW 卷筒軸 0.98=3.35kW（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動

7、機輸出轉(zhuǎn)矩 =9550 =95503.94/2900=12.97 Nm 軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸 =12.970.99=12.85 NmII軸 =12.855.840.980.97=71.31 Nm軸 =71.315.840.980.97=395.88N.m卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩 =395.880.98=384.08Nm軸輸出轉(zhuǎn)矩 軸 0.98=12.59 Nm軸 0.98=69.88Nm軸 0.98=387.96Nm卷筒軸輸出轉(zhuǎn)矩 0.98=376.40Nm運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表軸名參數(shù) 電動機軸 軸軸軸卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）2900290049785.0385.03功率P(kw)3.543.90

8、3.713.523.42轉(zhuǎn)距T(Nm)12.9712.8571.31395.88384.08傳動比i15.845.841效率0.990.95060.94100.9604第三章 齒輪的設計與校核（一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=18高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=iZ=5.4518=98.1取Z=99 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的

9、主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(shù)的值:試選=1.6查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由課本圖10-26 則計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =6029001（163008）=6.681610hN= =60nj =605321(163008) =1.225710h查課本10-19圖得：K=0.92 K=0.98齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1:=0.92550=506 =0.98450=441 許用接觸應力 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5104.5837/2900=1.50910N.m3.設計計算小齒輪的

10、分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=32.32mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.251.74=3.915 = =8.255計算縱向重合度=0.318=1.427計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)K=1.1,查課本由表10-4得K的計算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231032.32=1.415查課本由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =11.11.21.415=1.8678按實際載荷系數(shù)校

11、正所算得的分度圓直徑d=d=32.32=34計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩15.09kNm 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z18，zi z5.451898.1傳動比誤差 iuz/ z98.1/185.45i0.0325，允許計算當量齒數(shù)zz/cos18/ cos1419.7 zz/cos99/ cos14108.37 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數(shù)KKK K K K=11.11.21.351.782 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y查課本由表10-5得:齒形系數(shù)Y2.91 Y2.18應力

12、校正系數(shù)Y1.53 Y1.79 重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2（）1.883.2（1/181/99）cos141.676arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系數(shù)Y軸向重合度 1.386Y10.84 計算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得S1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N160nkt6.681610h大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2N1/u1.10 h查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲

13、勞壽命系數(shù):K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設計計算 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=34來計算應有的齒數(shù).于是由:z=16.49 取z=17那么z=1725=93 幾何尺寸計算計算中心距 a=113.4將中心距圓整為114按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=35.236d=192.766計算齒輪寬度B=圓整的 （二）

14、低速級齒輪傳動的設計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 按任務書中所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度3）材料選擇 由表10-1（） 低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS 3）按第一組齒輪計算結(jié)果得出中心距離，因為此減速器是同軸式的所以可以確定中心距離a=114，又因為傳動比相同，所以大小齒輪的分度圓直徑與第一組齒輪的相同,即d3=d1=36mm,d4=d2=193mm。 4）初選Z3=24,Z4=Z3X5.45=130.8 取130 3.按齒根彎曲強度設計計算

15、模數(shù) 彎曲強度的設計公式為 m1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩76.636kNm(2) 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1(3) 初選螺旋角 初定螺旋角 14（4） 重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2（）1.883.2（1/241/130）cos141.65537（5） 螺旋角系數(shù)YY10.84（6）由圖10-20（）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限（7）由圖10-18（）查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.86 K=0.91 （8） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-12得 = （9）計算載荷系數(shù) KK K K K=11.

16、11.21.351.782 （10）查取齒形系數(shù) 由表10-5（）查得 Y2.65 Y2.156 查取應力校正系數(shù) 由表10-5（）查得 Y1.58 Y1.806（11）計算大、小齒輪的大小，并加以比較 大齒輪的數(shù)值較大2） 設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，可取彎曲強度算得的模數(shù)1.516，并就近圓整為標準值m=1.5，按d3=d1=35，算出小齒輪齒數(shù)z3=d1/m=35xcos14/1.5=22.6，取整23，大齒輪齒數(shù)z4=5.45x23=125.35,取125。這樣計算出的齒輪傳

17、動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。1. 幾何尺寸計算中心距 a=114.43將中心距圓整為114按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos 因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.2.1） 計算分度圓直徑 =35.43 圓整為35mmd=192.562）計算齒輪寬度 B=圓整的 所以，計算得齒輪的參數(shù)為： 高速級大193 2 93 11435 14小351740低速級大193 1.5 12535小352340 第四章 軸的設計和校核第一節(jié) 高速軸的設計1.確定軸上的輸出功率，輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 2.求作用在軸上的力 因已知圓錐齒輪的分度圓直徑為： ,則 3.初

18、步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3（）取，于是得 取聯(lián)軸器處軸的直徑為最小直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1（），考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取，則 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，又由于所選電動機的軸直徑為，因此選用的聯(lián)軸器軸孔直徑為，查機械設計電子手冊選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故??；半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度3. 軸的結(jié)構(gòu)設計1） 擬定軸上零件的2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度（1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，右端需制出一軸肩，故

19、取段的直徑為；半聯(lián)軸器與軸的轂孔配合的轂孔長度，為了保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故取段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。（2） 初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承手冊中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30305型，其尺寸為，故取，。根據(jù)表13-10（），由于滾動軸承的值小于，因此軸承潤滑采用脂潤滑，故在段采用一擋油環(huán)，根據(jù)軸承長度和擋油環(huán)寬度，取。（3） 取安裝齒輪出軸段IV-V的直徑=30，齒輪的左端與左邊軸承之間用套筒定位。，輪轂的寬度為50。為了使套筒端面可靠的定位此軸段要略短。取齒輪

20、右邊用軸肩定位高度為小于0.1d。所以。（4） 軸承短蓋的總寬度為（由減素器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。（5） 取齒輪距離箱體內(nèi)壁的距離為a=10?？紤]到箱體的鑄造誤差滾動軸承應該距離內(nèi)壁一段距離S=5，已知滾動軸承規(guī)格則 3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，（標準鍵長見（GB1096-79 1990），半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為。（4）確定軸上倒角和圓角尺寸 參考表15-2（），

21、取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑取為4. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值，對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查取，因此作為懸臂梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，截面1是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的的值列與下表載荷水平面H垂直面V支反力F，彎矩M總彎矩扭矩T6.按彎曲合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)公式和表中數(shù)據(jù)，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第三節(jié) 中速

22、軸的設計1.確定軸上的輸出功率，輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 2.求作用在齒輪上的力 1）圓柱大齒輪 2）圓柱小齒輪 3.初步確定軸的最小直徑先根據(jù)公式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3（），取，于是 軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處的軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承型號。因軸承同時受有徑向和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，有軸承手冊中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，T取整為21mm故取軸承處軸的直徑。4.軸的結(jié)構(gòu)設計1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直

23、徑和長度 （1）為了滿足軸承與軸的配合，取軸承處軸的直徑，同理。查表13-10（），由于圓錐滾動軸承的，故軸承采用脂潤滑，因此在段，軸承右端添加檔油環(huán)，根據(jù)軸承寬度，和擋油環(huán)寬度，取。（2）由于圓錐齒輪的軸向定位要求，要求擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，需使齒輪輪轂寬度比段長，又因為圓錐齒輪與箱體內(nèi)壁的的距離為，因箱體壁厚為10mm箱體軸承突臺高為48mm ,因此選取擋圈寬度為，故取。齒輪與軸連在一起長度為50mm ,故取。根據(jù)齒輪孔孔徑大小，取。（3）軸I與II間用套定位，為滿足擋油環(huán)的軸向定位要求，在段制出一軸肩，根據(jù)擋油環(huán)的定位高度，取。II-III的軸長要略短于齒輪輪轂寬度取為滿足圓柱齒輪的

24、定位要求，取。長度根據(jù)第一根軸和第三跟軸中間軸承座的寬度來頂3）軸上零件的周向定位 圓錐齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由手冊查得平鍵截面（GB1096-79-1990），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4）確定軸上圓角與倒角的尺寸 參考表15-2（），取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑均為。5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，作出重油的計算簡圖。在確定軸承的作用支點時，應從手冊中查取值，對于32006型滾子軸承，由手冊中查得，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為作

25、出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面2、3中的一處是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面2、3處的的值列與下表載荷水平面H垂直面V支反力F截面2處彎矩截面3處彎矩截面2處的總彎矩截面3處的總彎矩扭矩 由此可知3截面處為危險截面6.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)公式和表5中的數(shù)值，并取，軸的計算應力 前以選定軸承的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第二節(jié) 低速軸的設計1.確定軸上的輸出功率，輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 2.求作用在軸上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為： 3.初步確定軸的

26、最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3（），查得，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1（）考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4.軸的結(jié)構(gòu)設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 （1）用套筒滿足半連軸器的軸向定位要求，在左端不需制出一軸肩，故取端的直徑；右端用軸端也用套筒定位，按軸端直徑取擋

27、圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而 不壓在軸的端面上，故段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。 （2）初步選擇滾動軸承。因軸受徑向力，又要防止軸的軸向竄動，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)，由軸承手冊中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承32212，其尺寸為，T圓整取26mm故。由于滾動軸承的dn值小于，查表13-10（）可知，軸承潤滑采用脂潤滑，因此在軸承前添加一擋油環(huán)，又因為軸承寬度，故取。（3）為了保證擋油環(huán)只壓在齒輪上，而不壓在軸肩上，段比齒輪轂孔長度略短一些，因此取。因此。根據(jù)齒輪孔徑取安裝齒輪出的軸段段的直徑。齒輪右端采用軸肩定

28、位，軸肩高度，取，則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度，取。（4）軸承端蓋的總寬度為32mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面見的距離，故取。(5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，一直滾動軸承寬度，大圓錐齒輪轂孔長度，則 則至次，已初步確定了軸的各段直徑和長度3）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平鍵連接，按查手冊得平鍵面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm (標準鍵長見GB1096-79)， 同時為了保證齒輪與軸配合有良好對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同

29、樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周想定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩出的圓角半徑為。5.求軸上載荷在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值，對于32212型軸承，由手冊中查得，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面4是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面4處的、的值列與下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6.按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)公式

30、及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1（）查得。因此，故安全。第五章 軸承的選擇及計算I軸：求兩軸承受到的徑向載荷1、 軸承30206的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核II軸：2、 軸承30307的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核III軸：3、 軸承32214的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核第六章 鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（Nm）極限應力（MPa）高速軸8760（單頭）25353.539.826.012880（單頭）4068439.87.32中間軸12870（單頭）