机械设计课程设计带式运输机装置.doc

机械设计课程设计说明书设计题目： 带式运输机装置 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 指导教师： 2015年 月 日目 录一、 课程设计任务书二、 电动机的选择三、 传动比的分配四、 V带设计五、 传动装置的运动和动力参数六、 齿轮的传动计算七、 减速器机体的尺寸设计八、 轴的设计及强度校核九、 键的强度较核十、 轴承寿命计算十一、 减速器箱体结构设计及附件选择十二、 润滑方式、润滑油牌号及密封装着的选择十三、 参考文献计 算 及 说 明主 要 结 果一 课程设计任务书题目：带式运输机传动装置1.1 传动系统图1.2 原始数据及工作条件工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期10年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。二 设计要求 按第_5_ 组数据进行设计设计工作量： 设计说明书 1 份 减速器装配图（A0） 1 张 零件图（A2） 2 张三 电动机的选择 3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。3.2 电动机容量的选择所需电动机的输出功率为：Pn=Pwa式中 Pw - 滚筒所需输入功率（KW）； a - 传动装置的总效率。工作机的有效功率为： Pw=Fv(1000w)式中 F - 工作机阻力（N）； V - 工作机线速度（m/s）; w - 输送机滚筒效率。从电动机到工作机传送带间的总效率为：a=12 2 33 2w式中 1 - 联轴器的效率； 2 - 轴承的效率； 3 - 齿轮的效率。由表12-8查找可知：弹性联轴器11=0.995；滚动轴承2=0.98；8级精度的一对齿轮传动效率3=0.97；卷筒滚动w=0.96。所以 a=12 33 21w =0.86；根据原始数据可知：F=2400N；v=1.8m/s；所以 Pw=Fv(1000w)=4.5KW;Pn=Pwa=5.23KW3.3 电动机转速的选择 滚筒的工作转速为：nw=601000vD式中 D - 滚筒的直径（mm）； V - 运输机线速度（m/s）所以 nw=601000vD=132.2r/min电动机的转速为：nd=ianw式中 ia - 传动装置的总传动比根据手册查表得：圆柱齿轮i=35;两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比ia=840.所以 nd=ianw=1057.6r/min5288r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min；综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选择1500r/min。3.4 电动机型号的确定根据电动机所需的额定功率和同步转速，由课程设计手册查表12-1得：故选定电动机的型号为：Y132S-4；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Y132S-45.514402.22.2四 传动装置总传动比的确定及各级传动比分配4.1传动装置总传动比的确定根据电动机满载转速nd及滚筒工作转速nw，可得传动装置的总传动比为：ia=nd/ nw已知nd=1500r/min, nw =132.2r/min;可得：ia=11.354.2各级传动比的分配由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级串联传动机构传动比的连乘积，即：ia=i1*i2式中 i1 - 高速级齿轮的传动比； i2 - 低速级齿轮的传动比。对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材质相同、齿宽系数相等时，为使高、低速级大齿轮浸油深度大致相近，应使两个大齿轮分度圆直径相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下式分配i1=（1.31.5）i式中 i1 - 高速级齿轮传动比； i - 减速器传动比；所以 i1=3.98 其中取i1=1.4 i；i= ia， i2= ia/i1=2.85五 传动装置运动和动力参数的计算5.1各轴转速轴I（电动机轴） nI=nd=1440r/min式中 nd - 电动机的满载转速（r/min）；同理 轴II nII=nI/ i1=361.8r/min式中 i1 - I轴至II轴的传动比（高速级齿轮传动比） 轴III（工作机轴） nIII= nII/ i2=132.2r/min式中 i2 - II轴至III轴的传动比(低速级齿轮的传动比)5.2 各轴输入功率轴I P1=Pn*1 =5.20KW式中 1 - 电动机和轴I之间联轴器的效率 轴II P2=Pn*1*2*3=4.95KW式中 2 - 一对滚动轴承的效率 3 - 一对齿轮传动的效率 轴III P3= Pn*1*22*32=4.70KW工作机轴 Pw= Pn*1*23*32*1=4.5KW式中 1 - 为III轴与工作轴之间联轴器的效率（其中1=1）5.3 各轴转矩电动机轴 T0=9550Pnnd=33.9N.m轴I T1=9550P1nI=33.7N.m轴II T2=9550P2nII=127.5N.m轴III T3=9550P3nIII=331.6N.m工作机轴 Tw=9550Pwnw=325.0N.m现将计算结果汇总如下：轴名功率P/KW转矩T/(N.m)转速n（r/min）电动机轴5.2332.51440轴I5.2032.31440轴II4.95127.5361.8轴III4.70331.6132.2工作机轴4.5325.0132.2六 传动零件设计计算和联轴器的选择6.1 齿轮的设计计算6.1.1 高速级齿轮的设计计算1.材料、热处理及精度 由机械设计表10-1得： 高速级小齿轮选用40Cr调制，齿面硬度为280HBS，取小齿轮齿数Z1=24 高速级大齿轮选用45钢调制，齿面硬度为240HBS，Z2=i1Z1=243.98=95.52，取Z2=96二者材料硬度差为40HBS 初选螺旋角=14 由机械设计表10-7查得d=1。 按GB/T10095-1998，选择7级，齿根喷丸强化。2.按齿面接触强度设计按下式计算，即d1t3(2KtT1)(d)(u1)u （ZHZEH）2 确定公式内的各计算数值 试选Kt =1.6。 由机械设计表10-7查得d=1。 由机械设计图10-30选取区域系数ZH =2.433。 由机械设计图10-26查得1=0.78，2=0.82，则=1+2=1.60。 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550 MPa 。 由式10-13计算应力循环次数N1=60 nIjLh=6014401(2830010)=4.21010N2= N1i1=4.210103.98=1.061010 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数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，H1= KHN1Hlim1S=0.9600=540MPaH2= KHN2Hlim2S=0.95550=522.5MPaH= （H1H2）2H=（540+522.5）2=531.25MPa 计算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t3(21.63.37104)（11.60）(4.983.98)(2.433189.8531.25)2=41.19 算圆周速度v=d1t nI601000=3.11m/s 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=140.0141.19mnt= (d1tcos)Z1=41.19cos1424=1.67h=2.25mnt =2.251.67=3.76bh=41.193.76=10.95 计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318124tan14=1.902 计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据v=3.11m/s,7级精度。由机械设计图10-8查得：动载系数KV=1.12；由表10-4查得KH=1.417；由表10-13查得KF=1.38；由表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.121.4171.4=2.22 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t3KKt=41.1932.221.60=45.94 计算模数mnmn=（d1cos）Z1=（45.94cos14）24=1.863.按齿根弯曲强度设计mn3（2KT1Ycos2dZ12）（YFaYSaF） 确定计算参数 由机械设计图10-21c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限FE1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限FE2=550 MPa 。 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN1=0.88。 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1= KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2= KFN2FE2S=0.883001.4=238.86 MPa 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.41.38=2.16 根据纵向重合度=1.902由机械设计图10-28查得：螺旋角影响系数Y=0.88。 计算当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27Zv1=Z2cos3=96 cos314=105.09 查取齿形系数由表10-5查得：YFa1=2.592, YFa2=2.172 查取应力校正系数由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.803 计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=2.1721.803238.86=0.01639大齿轮的数值大设计计算mn3（22.163.371040.88cos21412421.60）（0.01639）=1.29对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =2.0，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，许按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.94来计算应有的齿数。于是由Z1=d1cosmn =45.94cos142=22.29取Z1=22，则Z2=i1Z1=3.9822=87.56； 取Z2=884.几何尺寸计算计算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(22+88)22cos14=113.37将中心距圆整为113。按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos(Z1+Z2)mn2a=1418因值改变不多，故参数等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径d1= Z1mncos=222cos1418=45.3d2= Z2mncos=882cos1418=181.39计算齿轮宽度b=dd1=145.3=45.3圆整后取B2=45；B1=50。结构设计因大齿轮齿顶圆直径大于160，而又小于500，故以选用腹板式结构为宜；又因为小齿轮的齿顶圆直径小于160，故以选用实心结构的齿轮。取分度圆压力角=20；由国家标准GB/T1356-2001中规定：法面齿顶高系数：h*an =1,法面顶隙系数：c*n=0.25,变位系数n=0。法面压力角n=20；法面齿距：Pn=mn =6.283；齿顶高：ha1= ha2=（ h*an +n）mn =12=2；齿根高：hf1=hf2=( h*an + c*n-n)mn =(1+0.25)2=2.5；齿顶圆直径：da1=d1+2 ha1=45.3+22=49.3； da1=d2+2 ha2=181.39+22=185.39；齿根圆直径：df1=d1-2 hf1=45.3-22.5=40.3；df1=d2+2 hf2=181.39-22.5=176.39；法面齿厚：sn1=(2+2ntann)mn =22=3.1416当量齿数：Zv1=Z1cos3=22cos31418=24Zv1=Z2cos3=88 cos31418=96绘制大、小齿轮零件图6.1.2低速级齿轮传动的设计1.材料、热处理及精度 由机械设计表10-1得： 高速级小齿轮选用40Cr调制，齿面硬度为280HBS，取小齿轮齿数Z1=24 高速级大齿轮选用45钢调制，齿面硬度为240HBS，Z2=i2Z1=242.85=68.4，取Z2=68二者材料硬度差为40HBS 初选螺旋角=14 由机械设计表10-7查得d=1。 按GB/T10095-1998，选择7级，齿根喷丸强化。2.按齿面接触强度设计按下式计算，即d1t3(2KtT2)(d)(u1)u （ZHZEH）2 确定公式内的各计算数值 试选Kt =1.6。 由机械设计表10-7查得d=1。 由机械设计图10-30选取区域系数ZH =2.433。 由机械设计图10-26查得1=0.78，2=0.87，则=1+2=1.65。 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550 MPa 。 由式10-13计算应力循环次数N1=60nIIjLh=60361.81(2830015)=1.563109N2= N1i1=1.5631093.98=0.3923109 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数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，H1= KHN1Hlim1S=0.9600=540MPaH2= KHN2Hlim2S=0.95550=522.5MPaH= （H1H2）2H=（540+522.5）2=531.25MPa 计算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t3(21.61.275105)（11.60）(3.852.85)(2.433189.8531.25)2=63.85 算圆周速度v=d1t nII601000=1.21m/s 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=163.8563.85mnt= (d1tcos)Z1=63.85cos1424=2.58h=2.25mnt =2.252.58=5.81bh=63.855.81=10.99 计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318124tan14=1.902 计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据v=1.21m/s,7级精度。由机械设计图10-8查得：动载系数KV=1.08；由表10-4查得KH=1.421；由图10-13查得KF=1.38；由表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.081.4211.4=2.15 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t3KKt=63.8532.151.60=70.46 计算模数mnmn=（d1cos）Z1=（70.46cos14）24=2.853.按齿根弯曲强度设计mn3（2KT2Ycos2dZ12）（YFaYSaF） 确定计算参数 由机械设计图10-21c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限FE1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限FE2=550 MPa 。 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN1=0.88。 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1= KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2= KFN2FE2S=0.883001.4=238.86 MPa计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.081.41.38=2.09根据纵向重合度=1.902由机械设计图10-28查得：螺旋角影响系数Y=0.88。 计算当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27Zv1=Z2cos3=96 cos314=105.09 查取齿形系数由表10-5查得：YFa1=2.592, YFa2=2.172 查取应力校正系数由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.803 计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2YSa2F2=2.1721.803238.86=0.01639大齿轮的数值大设计计算mn3（22.091.2751050.88cos21412421.60）（0.01639）=1.99对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =3.0，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，许按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=70.46来计算应有的齿数。于是由Z1=d1cosmn =70.46cos142=22.79取Z1=23，则Z2=i2Z1=2.8523=65.55； 取Z2=664.几何尺寸计算计算中心距a=(Z1+Z2)mn2cos=(23+66)32cos14=137.6将中心距圆整为138。按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos(Z1+Z2)mn2a=144019因值改变不多，故参数等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径d1= Z1mncos=233cos144019=71.34d2= Z2mncos=663cos144019=204.67计算齿轮宽度b=dd1=171.34=71.34圆整后取B2=71；B1=76。结构设计因大齿轮齿顶圆直径大于160，而又小于500，故以选用腹板式结构为宜；又因为小齿轮的齿顶圆直径小于160，故以选用实心结构的齿轮。取分度圆压力角=20；由国家标准GB/T1356-2001中规定：法面齿顶高系数：h*an =1,法面顶隙系数：c*n=0.25,变位系数n=0。法面压力角n=20；法面齿距：Pn=mn =9.425；齿顶高：ha1= ha2=（ h*an +n）mn =13=3；齿根高：hf1=hf2=( h*an + c*n-n)mn =(1+0.25)3=3.75；齿顶圆直径：da1=d1+2 ha1=71.34+23=77.34； da1=d2+2 ha2=204.67+23=210.67；齿根圆直径：df1=d1-2 hf1=71.34-23.75=63.84；df1=d2+2 hf2=204.67-23.75=197.17；法面齿厚：sn1=(2+2ntann)mn =23=4.712当量齿数：Zv1=Z1cos3=23cos3144019=25Zv1=Z2cos3=66 cos3144019=73绘制大、小齿轮零件图6.2轴的设计计算高速轴的结构设计已知高速轴 P1=5.20KW，T1=32.3Nm，nI=1440r/min；小齿轮分度圆直径d1=45.3，=20。作用到小齿轮上的力：圆周力Ft=2T1d1=232.3100045.31426N径向力Fr=Fttancos=1426tan20cos1418=534.9N轴向力 Fa= Fttan=1426tan1418=355.5N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr,调制处理。dC3P/ n式中P - 轴所传递的功率（KW）； n - 轴的转速（Nm）; C - 由轴的需用应力所确定的系数，与材料有关。由机械设计课程设计表3-1查得45钢取C=105dC3P1/ nI=10535.21440=21.64高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈dI-II,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。由机械设计表14-1查得KA=1.5 转矩Tc=KAT1=1.532.2=48.3 Nm从GB/T 4323-2002中查得TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为63 Nm，许用最大转速为5700 r/min，轴孔径为2028之间；取半联轴器的孔直径dI-II=22，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的轴孔长度,L1=38。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足 的要求的轴向定位要求,-轴段左端需要制出一轴肩,根据h0.07d,取h=1.5, 故取dII-III=25；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=28，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II段的长度应略小于L1，现取LI-II=36。2）初步确定滚动轴承。因轴承主要受径向力，故选择深沟球轴承。由机械设计课程设计表15-3查得选取0基本游隙组，标准精度级的6205深沟球轴承。对于选取的深沟球轴承尺寸dDb=255215,故dIII-IV=dVII-VIII =25，而LVII-VIII=15.右端滚动轴承采用轴肩进行定位，高度h0.07d,取h=2.5,dIV-V=30.3) 取安装齿轮处的轴段dVI-VII =30；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为50，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取LVI-VII=48；齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高2.5,取dV-VI=35,轴环宽度取b1.4h,取LV-VI=b=6.4） 轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,考虑轴承座的宽度,故取LII-III=40.5）取齿轮距箱体内壁之距离a=12mm,两圆柱齿轮间的距离c=16mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度B=15mm, 大齿轮轮毂长L=50mm,则L3-4 =B+s+a+(50-48)=15+12+8+2=37;LIV-V=L+c+a-LV-VI=50+16+12-6=72.至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。6) 高速轴轴向固定根据机械设计可知齿轮和半联轴器的轴向定位均采用平键连接。根据-段轴颈d-由机械设计课程设计表14-24查得：截面尺寸bh87。键槽用铣刀加工，取长为36mm,为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。半联轴器与轴的连接选用平键bhL6624，半联轴器与轴配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合，d-、d-的尺寸公差为m6。7）圆角与倒角 由机械设计表15-2查得：轴上的圆角、处R=1.6，、VII处R=2.轴端倒角1.045。8）高速轴结构如下求轴上载荷按 中间轴的结构设计已知P2=4.95KW，nII=361.8r/min。先计算轴的最小直径。材料选用40Cr，取C等于105，dC3P2/ nII=10534.95/361.8=24.9最小直径取25，最小直径为轴承处的直径.于是也选深沟球6205，其尺寸为dDB=255215。主要尺寸的确定：根据选取的深沟球轴承6205，初选dI-II=dV-VI=25，取安装齿轮段dII-III=dIV-V =35;轴环宽取LIII-IV=15，由b1.4h得，取h=10；所以轴环高为dIII-IV=45。已知高速级大齿轮轮毂宽L=50，低速级小齿轮轮毂宽L=76，取LIV-V=48LII-III=74，由深沟球轴承6205的宽度可知，取LI-II=LV-VI=15.输出轴的结构设计已知高速轴 P3=4.70KW，T3=331.6Nm，nIII=132.2r/min；低速级大齿轮分度圆直径d2=204.67,=20。作用到齿轮上的力：圆周力Ft=2T3d2=2331.61000204.673240.3N径向力Fr=Fttancos=3240.3tan20cos144019=1219N轴向力 Fa= Fttan=3240.3tan144019=848N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调制处理。dC3P/ n式中P - 轴所传递的功率（KW）； n - 轴的转速（Nm）; C - 由轴的需用应力所确定的系数，与材料有关。由机械设计课程设计表3-1查得40Cr取C=115dC3P3/ nIII=11534.7132.2=37.8高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈dI-II,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。由机械设计表14-1查得KA=1.5 转矩Tc=KAT3=1.5331.6=497.4Nm从GB/T 4323-2002中查得HL3型弹性柱销联轴器的许用转矩为630 Nm，许用最大转速为5000 r/min，取半联轴器的孔直径dI-II=38，半联轴器长度L=82，半联轴器与轴配合的轴孔长度,L1=60。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足 的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,根据h0.07d,取h=1.5, 故取dII-III=40；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II段的长度应略小于L1，现取lI-II=80。2）初步确定滚动轴承。因轴承主要受径向力，故选择深沟球轴承。由机械设计课程设计表15-3查得选取0基本游隙组，标准精度级的6209深沟球轴承。对于选取的深沟球轴承尺寸dDb=458519,故dIII-IV=dVII-VIII =45，而LVII-VIII=19.右端滚动轴承采用轴肩进行定位，高度h0.07d,取h=2.5,dIV-V=50.3) 取安装齿轮处的轴段dVI-VII=50齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知低速级大齿轮齿轮毂的宽度为71，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取lVI-VII=68；齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高2.5,取dV-VI=55,轴环宽度取b1.4h,取LV-VI=5.4） 轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,考虑轴承座的宽度,故取LII-III=30.5）取齿轮距箱体内壁之距离a=12mm,两圆柱齿轮间的距离c=16mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度B=15mm, 大齿轮轮毂长L=71mm,则LIII-IV =B+s+a+(71-68)=15+12+8+3=38;LIV-V =L+c+a-LV-VI=601+16+12-6=72.至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。6) 输出轴轴向固定根据机械设计可知齿轮和半联轴器的轴向定位均采用平键连接。根据-段轴颈d-由机械设计课程设计表14-24查得：截面尺寸bh87。键槽用铣刀加工，取长为32mm,为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。半联轴器与轴的连接选用平键bhL6632，半联轴器与轴配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合，d-、d-的尺寸公差为m6。7）圆角与倒角由机械设计表15-2查得：轴上的圆角、处R=1.0，、处R=1.2.轴端倒角1.045。8) 输出轴结构的设计（见附页）6.3轴的校核计算6.3.1 轴的强度校核计算电动机的选择：1 电动机所需功率：Pd=F*V/1000*w式中，w为传动装置的总效率，F为工作机阻力（N）；V为工作机线速度（m/s）;可由下式计算：两级圆柱齿轮减速器=0.96带传动效率，轴承传动效率，齿轮传动效率，联轴器传动效率，卷筒=0.96，则传动装置总效率：？ 综上，选择电动机（型号），额定功率，额定转速； 二、 传动比分配：电动机满载转速；那么，机构总传动比；取带传动传动比；则高速齿轮传动比与低速齿轮传动比为？三、 带设计：（根据情况）普通带型号初拉力作用在轴上的载荷四、 传动装置的运动和动力参数：1. 各轴转速 （计算）轴 轴 轴 2. 各轴输入功率 （计算） F=2400N;v=1.8m/s;a=0.86；Pw=4.5KW;Pn=5.23KWD=260mm;v=1.8m/s;nw =132.2r/min.nd=1057.6r/min5288r/min.ia=11.35i1=3.98；i2=2.85.nI=1440r/min