机械设计课程设计垂直斗式提升机传动装置设计.doc

如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械设计课程设计垂直斗式提升机传动装置设计【精品文档】第 39 页目录一、传动方案拟定3二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级的伟动比6四、运动参数及动力参数计算7.五、皮带轮传动的设计8六齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计11二低速级齿轮传动齿轮设计16七、轴的设计I 轴的设计21II 轴的设计25III轴的设计30八键联接的校核计算34九滚动轴承的校核计算36十减速器箱体的设计37第二组：垂直斗式提升机传动装置1.设计条件：1)机械功用:由料斗把散状提升到一定高度.散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2)工作情况:单向工作,轻微振动;3)运动要求:滚筒转速误差不超过7%;4)使用寿命:八年,每年300天,每天16小时；5)检修周期:半年小修,二年大修;6)生产厂型:中型机械制造厂；7)生产批量:中批生产。2.原始数据：滚筒圆周力F=4000N；滚筒圆周速V=1.3m/s；滚筒直径D=350mm；一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即： V=*D*nw/（60*1000） n筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为i=1421,根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。二、电动机选择1、电动机类型的选择： 根据工作条件和工作要求，先用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×3轴承×2齿轮×联轴器×滚筒 =0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.833(2)电机所需的工作功率：P工作= PW/总=FV/（1000总）=4000×1.3/(1000×0.833)=6.243KW(3)电动机的额定功率P工作根据工作功率可以查知Ped=7.5W(4)电动机的转速n电动机计算滚筒工作转速： V=*D*nw/（60*1000） n筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=1896。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（1896）×71=127810224r/min符合这一范围的同步转速有3000和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：方 案电 动机 型号额定功 率电动机转速 质量总传动 比带传动比高速级I低速级I同步满载1Y132S2-27.5300029007040.8534.53.032Y132M-47.5150014408120.2833.383综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用Y132M-4型号电动机。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，最在转矩/额定转矩=2.3，质量81kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1441/71=20.2822、分配各级传动比1）据指导书，取带传动比为2，低速级圆柱齿轮传动比为3。2） i总= i带×i齿轮低×i齿轮高i齿轮高=i总/i齿轮低×i带=20.282/(2×3)=3.38i齿轮高/i齿轮低=1.126>1.1传动比分配合适。 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0= n电机=1440r/minnI= n0/i带=1440/2=720 r/minnII=nI / i齿轮高=720/3.38=213(r/min)nIII=nII/i齿轮低=213/3=71(r/min)2、    计算各轴的功率（KW）P0= Ped=7.5KWPI= P0×带=7.5 0.96=7.2KW PII=PI×齿轮×轴承=7.2×0.97×0.99=6.91416KWPIII=PII×轴承×齿轮=6.91416×0.97×0.99 =6.6397KW3、    计算各轴扭矩（N·mm）T0=9.55×103P0/n0=9.55×103×7.5/1440 =49.74N·mTI=9.55×103PI/nI=9.55×103×7.2/720=95.5 N·mTII=9.55×103PII/nII=9.55×103×6.91416/213 =310 N·mTIII=9.55×103PIII/nIII=9.55×103×6.6397/71 =893.09 N·m项目电动机轴高速轴低速轴低速轴转速（r/min）144072021371功率（kw）7.57.26.916.64转矩（N·m）49.7495.5310893.09传动比23.383五、皮带轮传动的设计已知：普通V带传动，电动机功率P=7.5KW，转速N0=1440r/min，传动比为i=2，每天工作16小时1.确定计算功率 PCA查表8-7可知工作情况系数KA=1.3PCA=KAP=1.3×7.5=9.75KW2. 选择普通V带截型 根据PCA 和N0由图8-10可知应选取A型带3确定带轮基准直径，并验算带速1）初选小带轮的基准直径，由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm2）验算带速V=（×dd1×N0）/（60×1000）=9.42m/s 因为5m/s<V<30m/s,帮带速合适。 3）计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i·dd1=2×125=250mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1)据式0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2),初定中心距为a0= 500mm 2)计算带的基准长度LdLd=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(125+250)+(250-125)2/4×500 =1596.86mm根据课本表（8-2）取Ld=1600mm根据课本式（8-23）得：aa0+Ld-L0/2=500+(1600-1596.86)/2=502mm3)验算小带轮包角1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30 =1800-(250-125)/502×57.30 =166.248>1200（适用）5.确定带的根数1)计算单根V带的额定功率根据课本表（8-4a）P0=1.92KW根据课本表（8-4b）P1=0.17KW根据课本表（8-5）K=0.96根据课本表（8-2）KL=0.99 由课本P83式（5-12）得Z=PCA/P=PCA/ (P1+P1)KKL =9.75/(1.92+0.17) ×0.96×0.99 =4.665所以取5根V带。6计算单根V带的初拉力的最小值由课本表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的最小初拉力：(F0) min=500PCA（2.5/K-1）/(ZV K)+qV2=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×9.422N=163.13N7计算压轴力作用在轴承的最小压力FpFp=2ZF0sin1/2=2×5×163.13sin166.248/2=1619.57N六齿轮设计 (一)高速级齿轮传动齿轮设计 已知：输入功率PIII =7.2KW,小齿轮的转速n1 =720r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。 3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。 4）选用小齿轮齿数为Z1=25，则大齿轮的齿数为Z2=3.38×25=84.5，取Z2 =85。 5）选用螺旋角：初选螺旋角为=150 2按齿面接触疲劳强度设计 由d1t 确定有关参数如下：1)传动比i=3.38实际传动比I0=85/25=3.4, 传动比误差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5% 可用.齿数比：u=i0=3.42)由课本表10-7取d=13)选取载荷系数Kt=1.44)由图10-30选取区域系数为ZH =2.4255）由图10-26，可知=0.79, =0.88,所以=+=0.79+0.88=1.676)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/27) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MPa8)计算两齿的循环次数 N1 =60* n1* j* Lh =60×720×1×(16×300×8) =1.66×109N2 = N1/3.4=4.91×108由图10-19取疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2 =0.949）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知：1 =KHN1*/S=0.96×600=540MPa 2= KHN2* /S=0.94*550=517MPa =( 1+ 2)/2=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)计算 1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得 d1t>=54mm 2)计算圆周速度V=（×ddt×N0）/（60×1000）=2.04m/s 3)计算齿宽系数b以及模数mnt b=d×d1t=1×54=54mmmnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09h=2.25×mnt=4.69mmb/h=11.54）计算纵向重合度=0.318 *d* Z1 *tan =0.318*tan150×25×1 =2.135)计算载荷系数K使用系数KA=1.25 ,根据V=2.04m/s,7级精度，KV=1.09由表10-4查得KH=1.419由表10-13查得KF=1.32由表10-3查得KH=KH=1.1K=KAKVKHKH=1.25*1.09*1.419*1.1=2.136)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d1=d1t（K/Kt）1/3得 d1=54×（2.13/1.4）1/3=62.11mm7)计算模数mnmn= d1*cos / z1 =2.43.按齿根弯曲强度设计 mn >=(1) 确定参数1）          计算载荷系数 K= KAKVKFKF =1.25*1.09*1.1*1.32=1.982)根据纵向重合度，由图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883)计算当量齿数ZV1=Z1/(cos)3=27.74ZV2=Z2/(cos)3=94.32 4)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25,Z2=85由表6-9相得 YFa1=2.56 YSa1=1.607YFa2=2.19 YSa2=1.785)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE1 =520MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE2 =480MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.88，KFN2 =0.916)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.5F1= KFN1FE1/S=0.88*520/1.5=293.33F2= KFN2FE2/S=0.91*480/1.5=291.28)计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F=2.56*1.607/293.33=0.0014025YFaYSa/F=2.19*1.78/291.2=0.013387小齿轮的数值大（2）设计计算mn>对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm来计算应有的齿数，于是 Z1=d1× cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Z1=30Z2=i*Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质，取Z2=1014几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为a=136mm(2)  按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)* mn/(2*a) =arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改变不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮分度圆直径 d1=Z1*mn/cos=30*2/cos150=62.12mm d2 = Z2* mn/cos =101*2/cos 150 =209.12mm (4)计算齿轮宽度 B=d×d1 =1*62.12=62.12mm经圆整后，取B1=70mm,B2=65mm 二低速级齿轮传动齿轮设计 已知：输入功率PII =6.91KW,小齿轮的转速n1 =213r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。 3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。 4）选用小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2=3×24=72。2按齿面接触疲劳强度设计 由d1t 2.32确定有关参数如下：1)传动比i=32)由课本表10-7取d=0.83)选取载荷系数Kt=1.34)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/25) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa6)计算两齿的循环次数 N3 =60* n2* j* Lh =60×213×1×(16×300×8) =5.53×108N4= N3/3=2.31×106由图10-19取疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN3 =0.987）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知：3=KHN3*/S=0.95×580=551MPa 3= KHN4* /S=0.98*500=490MPa =( 1+ 2)/2=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)计算 1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得 d3t>=107.945mm 2)计算圆周速度V=（×d3t×N0）/（60×1000）=1.2m/s 3)计算齿宽系数b以及模数mnt b=d×d1t=0.8×107.94=86.35mmmt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975h=2.25×mt=10.119mmb/h=8.5344)计算载荷系数K使用系数KA=1.25 ,根据V=1.2m/s,7级精度，KV=1.06由表10-4查得KH=1.301由表10-13查得KF=1.26由表10-3查得KH=KH=1K=KAKVKHKH=1.25*1.06*1.301*1=1.7245)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d3=d3t（K/Kt）1/3得 d1=107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm6)计算模数mnmt= d3/ z3 =4.943.按齿根弯曲强度设计 mt>=(1)确定参数1）          计算载荷系数 K= KAKVKFKF =1.25*1.06*1*1.26=1.67 2)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z3=24,Z4=72由表6-9相得 YFa3=2.65 YSa3=1.58YFa4=2.236 YSa4=1.7343)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE4 =410MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3 =0.93，KFN4 =0.974)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4F3= KFN1FE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPaF4= KFN2FE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa5)计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa3YSa3/F3=2.65*1.58/298.73=0.01401YFa4YSa4/F4=2.236*1.754/284.07=0.01381（2）设计计算m>=3.157对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取mn=4mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm来计算应有的齿数，于是 Z3=d3/m=118.59/4=30Z4=i*Z3=904几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm（2）计算大小齿轮分度圆直径 d3=Z3*m=30*4 =120mm d4 = Z4* m=90*4 =360mm (3)计算齿轮宽度 B=d×d3=0.8*120=100mm经圆整后，取B4=96mm,B3=100mm 5大带轮结构设计如下图所示：七、轴的设计I轴的设计已知：PI=7.2KW，nII=720r/min, TI =95.5 N·m, B=70mm 1.     求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径为d =62.12mm,Ft=2* TI/d=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NFr=Ft×tan=3074.69*tan200=1158.57N2.     初选轴的最小直径先按式d>=A。，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=125，于是得 （dmin）=125*=26.93mm因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以 dmin =（dmin）（1+7%）=28.32mm 轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承7207AC轴承，其尺寸是d×D×B=35×72×117, 所以dI-II=35mm即dI-II=d-=35mm2）I-II段左端要有一轴肩，故取dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。3）II-III段的轴头部分LII-III=50mm III-段部分LIII-=35mm -段部分L-=41mm -段部分L-=41mm 4）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角R=2mm5）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。齿轮与轴之间的键选取b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。 4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F（N）Fax =1634Fay =866.43Fbx =3175.2Fby =-144.65Fp=1734.5弯矩M（N·mm）MH1 =95589.05MV1 =50686.16MH2 =154370.5MV1 =-25097.07总弯矩（N·mm）M1 =108195.9M2 =98828.98扭矩TII =95500 N·mm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：ca= =38.4MPa首选材料为40Cr，调质，由表15-1查-1=70MPa因此ca<-1，故安全。II轴的设计已知：PII=6.91KW，nII=213r/min, TI =310 N·m, B斜=65mm, B直=100mm 1          求作用在齿轮上的力1）已知高速级大齿轮直径为d2 =209.12mm,Ft2=2* FI/d2=2*310*1000/209.13N=2965NFr2=Ft2×tan/cos=2965*tan200/cos=1117NFa2=Ft2×tan=2965*tan150=795N 2)低速级小齿轮直径d1=120mmFt1=2TII/d1=2*310*1000/120=5167N Fr1=Ft1×tan=5167*tan200=1881N2          初选轴的最小直径先按式d>=A。，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=118，于是得 （dmin）=118*=37.6mm因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大7%，所以 dmin =（dmin）（1+7%）=40.232 轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承9309AC轴承，其尺寸是d×D×B=45×85×18, 所以dI-II=45mm即dI-II=d-=45mm 2)II-III段的轴头部分LII-III=50mm III-段轴头部分LIII-=54mm -段轴肩部分L-=64mm -段部分L-=54mm 3）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=100mm, L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B =2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19 =272mm4）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。斜齿轮与轴之间的键选取b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取b×h=14mm×9mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。         4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F（N）FNH1 =4211.25FNV1 =942.11FNH2 =3920.65FNV2 =178.11弯矩M（N·mm）MNH1 =-355859MNV1 =-78120.25MNH2 =262683.2MNV1 =11933.48总弯矩（N·mm）M1 =-364332.8167M2 =262954.12扭矩TII =310000 N·mm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：ca= =32.725MPa首选材料为45钢，调质，由表15-1查-1=60MPa因此ca<-1，故安全。     III轴的设计已知：PIII=6.639KW，nIII=71r/min, TI =893.13N·m, B=96mm 3          求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮直径为d =360mm,Ft=2* TI/d=2*893.13*1000/360mm=4961.83NFr=Ft×tan=4961.83*tan200=1805.96N4          初选轴的最小直径先按式d>=A。，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=112，于是得 （dmin）=112*=50.835mm因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以 dmin =（dmin）（1+7%）=52.36mm3轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1可知考虑到转矩变化很小，故取KA=1.7，则Tca=1.7*893.69=1518.353N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5014-85，选用HLS弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N·m，故取dI-II=55mm,半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm4轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段右端制出一轴肩，故取II-III段dII-III=62mm，左端用轴端档圈定位，按轴端直径取档圈直径D=65nn，半联轴器与轴配合的毂孔L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，帮I-II段的长度L略短一些，现取LI-II=140mm。 2）初步选用滚动轴承，因轴承中只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=62mmm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承6013,轴承，其尺寸是d×D×B=65×140×18, 所以dIII-=65mm,LIII-=35mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，同手岫上查得6013开支轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此取d-=77mm。3）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=70mm，齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为96mm，为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取LVI-VII=92mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm，则轴环的dV-VI=89mm。轴环宽度b>1.4h，取LV-VI=12mm。 4）取齿轮齿面距箱体内壁a1=17mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角R=2mm。 5）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接。齿轮与轴之间的键选取b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为90mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接键选取b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为100mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F（N）FNH1 =1714.61FNV1 =624.07FNH2 =3247.22FNV2 =1181.89弯矩M（N·m）MH =290.63MV1 =105.78MNH2 =262683.2MV2 =105.78总弯矩（N·m）M1 =309.28M2 =309.28扭矩TII =893130N·mm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：ca= =18.37MPa首选材料为45钢，调质，由表15-1查-1=60MPa因此ca<-1，故安全。八键联接的校核计算1输入轴I轴键的较核由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁，由表6-2查得许用挤压应力p=50-60MPa，取其平均值p=55MPa,键的工作长度L=40mm，键与轮毂、键槽接触高度K=0.5h=0.5*7=3.5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*75.5*103/(3.5*40*28)=48.7MPa<=p故键满足强度要求。2中间轴上键II轴键的校核由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=100-120MPa，取其平均值p=110MPa,键的工作长度L=50mm，键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(5*50*50)=49.57MPa<=p故键1满足强度要求。键2的工作长度L=82mm，键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*9=4.5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(4.5*82*54)=31.1MPa<=p故键2满足强度要求。3.输出轴III轴键的校核由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=100-120MPa，取其平均值p=110MPa,键的工作长度L=90mm，键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*12=6mm，由式（6-1）得 p=2T*103/(kld)=2*89.13*103/(6*90*55)=47.26MPa<=p故键1满足强度要求。键2的工作长度L=100mm，键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*893.13*103/(4.5*82*54)=65MPa<=p故键2满足强度要求。  九滚动轴承的校核计算1、计算输入轴上的轴承校核由式（13-6）得C=1.192*7.457=8.89<Cr2、计算中间轴II轴轴承的校核由于FA/FR =795/1117=0.1>0.68当量动载荷Pr =0.41* FR+0.87* FA =0.71>0.68由式（13-6）得C= =1.15*4.97=5.72<Cr此轴承合格3. 计算中间轴III轴轴承的校核 由于轴向力几乎为零，因此，径向当量动载茶Pr=Fr=1.6KN由式（13-6）得C= =1.806*3.45=6.23MPa<Cr此轴承合格 十减速器箱体的设计结构尺寸具体见装配图。箱体支撑轴