机械设计二级减速器课程设计.docx

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1、编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第0页 共42页第 0 页 共 42 页计算过程计算过程结果结果编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第1页 共42页第 1 页 共 42 页1 1 题目及总体方案分析题目及总体方案分析1 题目：设计一个带式输送机用减速器已知条件：带式输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作有粉尘，使用期限 15 年，大修期 3 年，动力源为三相交流电，小批量生产，输送速度允许误差为5%。输送工作拉力 F=2800N，输送速

2、度v=0.9m/s，卷筒直径 D=260mm。2 传动装置总体设计：1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。其传动方案如下：23541IIIIIIIVPdPw2 2 电动机的选择电动机的选择2.12.1 电动机输出功率的确定电动机输出功率的确定（1）确定各级传动效率并计算总效率-查机械设计课程设计表 2-101带传动效率：0.962每对轴承传动效率：0.993圆柱齿轮的传动效率：0.98编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为

3、径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第2页 共42页第 2 页 共 42 页4联轴器的传动效率：0.995卷筒的传动效率：0.96说明：电机至工作机之间的传动装置的总效率：4212345842.096.099.098.099.096.024（2）工作机卷筒上所需功率 Pw52.210009.028001000vFPw（3）电动机所需输出的功率为：kW993.2842.052.2Pw电P2.22.2 电动机转速的确定电动机转速的确定执行机构的曲柄转速为nD60v10002609.060100066.11r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比1i24，二级圆柱

4、齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为ai16160，电动机转速的可选范围为：dnain（16160）66.111057.7610577.6r/min按电动机的额定功率 Pm，要满足 PmPd以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pm为5.5 kw，满载转速mn1440 r/min。3 3 分配传动比分配传动比（1）总传动比783.2111.661440nnima（2）分配传动装置传动比：0aiii式中，0,i i分别为带传动和减速器的传动比。为使 V 带外廓尺寸不致过大，初步取2.20i（实际的传动比

5、要在 V 带设计时，由选定大小带轮标准直径之比计算），则减速器的传动比：842.052.2wPKWP993.2电min11.66rn min1440rmn 编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第3页 共42页第 3 页 共 42 页901.92.2783.210iiia（3）分配减速器的各级传动比。两级齿轮减速器，应按照高速级和低速级的大齿轮浸入油中深度大致相近的条件进行传动比分配，这就要求两个大齿轮直径相近。因为低速级齿轮中心距大于高速级齿轮中心距，故必须使低高ii，故取：低高ii3.176.2588.3低高ii4.4.计

6、算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数4.14.1 各轴转速各轴转速减速器传动装置各轴转速为电动机轴：01440/minnr各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。高速轴：min/6552.214400rinnm中间轴：min/183588.3655rinn高低速轴：min/6676.2183rinn低卷筒轴：min/66rnn卷筒4.24.2 各轴输入功率各轴输入功率电机轴：kWPPm5.50轴：kWPP28.596.05.510轴：kWPP123.598.099.028.532轴：kWPP97.498.099.0123.532卷筒轴：kWPP72.496.099.097

7、.454卷筒901.90iiia低高ii3.176.2588.3低高iimin/66min/183min/655rnrnrnmin/66卷筒nkWP5.50KWp28.5KWP123.5KWP97.4KWP72.4卷筒编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第4页 共42页第 4 页 共 42 页4.34.3 各轴输入转矩各轴输入转矩 T(NT(N m)m)电动机输出转矩：mNnPTmm48.3614405.5955095500轴输入转矩：mNnPT98.7665528.595509550轴输入转矩：mNnPT35.267183

8、123.595509550轴输入转矩：mNnPT14.7196697.495509550卷筒轴输入转矩：mNnPT97.6826672.495509550卷卷卷5 5 设计减速器齿轮设计减速器齿轮5.15.1 高速级齿轮设计高速级齿轮设计因传递功率不大，转速不高，选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料，小齿轮：40Cr（调质），硬度为 260HBS；大齿轮：45 钢（调质），硬度为 230HBS，二者材料硬度差为 30HBS；1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）由已知条件知，选用直齿圆柱齿轮传动；2）选择精度等级:带式输送机为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用 7 级精度

9、；3）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度4)选小齿轮齿数1z=24，大齿轮齿数2z=243.588=86.112，取2z=87。2 按齿面接触强度计算mNT48.360mNT98.76mNT35.267mNT14.719mNT97.682卷1z=242z=87编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第5页 共42页第 5 页 共 42 页3211132.2HEttZuudTKd（1）确定公式内的各计算数值1）初选载荷系数tK1.3；2）小齿轮传递转矩11611055.9nPTmmN 4610698.765528.51055.9N

10、mm3）选取齿宽系数d由表 87，选齿宽系数d=1。4）弹性系数EZ由表 86，查取弹性系数EZ189.821aMP。5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=710aMP；大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=590aMP。6）计算应力循环次数1N、2NhjLnN1160910443.3)1536582(16556089210596.9588.310443.3N7）接触疲劳强度寿命系数，由图 819 查取接触疲劳强度寿命系数1HNK0.94；2HNK0.96。8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1；aHNHMPSK4.667171094.01lim11MPaa

11、HNHMPSK4.566159096.02lim22Mpa取H2H566.4 MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径3211132.2HEttZuudTKdtK1.3mmNT4110698.7d=1EZ189.821aMPMPaH7101limMPaH5902lim829110596.910443.3NN1HNK0.942HNK0.96aHaHMPMP4.5664.66721MPaHH4.56621mmdt396.561编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第6页 共42页第 6 页 共 42 页mm396.564.5668

12、.189588.3588.4110695.73.132.23242）计算圆周速度smndvtt/093.2100060655396.5614.3100060113）计算齿宽 b。b=mmmmdtd396.56396.56114）计算齿宽与齿高之比hb模数mmzdmtt35.224396.5611齿高mmmht29.535.225.225.266.1029.5396.56hb5）计算载荷系数。根据v=2.093m/s，7 级精度，由图 108，动载系数vK1.08；直齿轮，1FHKK由表 102 查取使用系数AK1；由表 104 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，421.1H

13、K。由66.10hb，421.1HK查图 1013 得38.1FK，故载荷系数535.1421.1108.11HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得小齿轮分度圆直径311ttKKdd 608.593.1535.1396.563mm7）计算模数m484.224608.5911zdmmm3 按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为32112FSaFadYYzKTmsmvt/093.2b=56.396mmmmmt35.2mmh29.566.10hbvK1.081FHKKAK1421.1HK535.1Kmmd608.591mmm484.2编号：时间：2021 年 x 月 x

14、日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第7页 共42页第 7 页 共 42 页（1）确定公式内的各计算数值1）由 图 10-20c 查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限MPaFE5901；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE42022）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数93.0,91.021FNFNKK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得MPaSKMPaSKFEFNFFEFNF2794.142093.05.3834.159091.02221114）计算载荷系数49.138.1108.11FFvAKKKKK5）查取齿形系数由

15、表 10-5 查得206.2;65.221FaFaYY6）查取应力校正系数由表 10-5 查得777.1;58.121FaFaYY7）计算大、小齿轮的FSaFaYY，并加以比较014050.0279777.1206.2010918.05.38358.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大（2）设计计算mmmmm78.101405.024110698.749.12324对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mmm5.2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd608.591来

16、计算应有的齿数。于是由MPaFE5901MPaFE4202MPaF5.3831MPaF279249.1K65.21FaY206.22FaY58.11FaY777.12FaYmmm78.1241Z编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第8页 共42页第 8 页 共 42 页84.235.2608.5911mdz取241z，大齿轮齿数112.8624588.312uzz取整902z。4 几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径mmmmmzdmmmmmzd2255.290605.2242211（2）计算中心距mmmmdda5.1

17、42222560221（3）计算齿轮宽度mmmmdbd606011圆整后取mmBmmB60,65215 齿轮的结构设计小齿轮 1 由于直径较小,设计为实心齿轮。大齿轮结构尺寸如下表代号结构尺寸计算公式结果/mm模数5.2nm2.5分度圆直径2d225齿顶圆直径naamhdd*222=225+5.212=230230齿根圆直径nffmhdd*222225-5.225.12=218.75218.75中心距2/)(21dda142.5齿宽1B60902Zmmd601mmd2252mma5.142mmb60mmB651mmB602编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书

18、山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第9页 共42页第 9 页 共 42 页轮毂处直径1D80506.16.11dD80轮毂轴向长 L60405.1)5.12.1(dL60倒角尺寸 n25.15.25.05.0nmn1.25齿根圆处厚度05.75.23)45.2(0nm7.5腹板最大直径0D75.2035.7275.2182020fdD203.75板孔分布圆直径2D875.142)8075.203(5.0)(5.0102DDD142.875板孔直径1d94.30)8075.203(25.0)(25.0101DDd30.94腹板厚 C18603.03.02bC185.25.2 低速级齿轮设计低速级

19、齿轮设计因传递功率不大，转速不高，选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料，小齿轮：40Cr（调质），硬度为 260HBS；大齿轮：45 钢（调质），硬度为 230HBS，二者材料硬度差为 30HBS；1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）由已知条件知，选用直齿圆柱齿轮传动；2）选择精度等级:带式输送机为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用 7 级精度；241z672z编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第10页 共42页第 10 页 共 42 页3）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度4)选小齿轮齿数1z=2

20、4，大齿轮齿数2z=242.76=66.24，取2z=67。2 按齿面接触强度计算3211132.2HEttZuudTKd（2）确定公式内的各计算数值1）初选载荷系数tK1.3；2）小齿轮传递转矩11611055.9nPTmmN 5610673.2183123.51055.93）选取齿宽系数d由表 87，选齿宽系数d=1。4）弹性系数EZ由表 86，查取弹性系数EZ189.821aMP。5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=710aMP；大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=590aMP。6）计算应力循环次数1N、2NhjLnN1160810618.9)1536582(11836

21、088210485.376.210618.9N7）接触疲劳强度寿命系数，由图 819 查取接触疲劳强度寿命系数1HNK0.95；2HNK0.96。9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1；aHNHMPSK5.674171095.01lim11MPaaHNHMPSK4.566159096.02lim22Mpa取H2H566.4 MPammNT5110673.2d=1218.189MPaZEMPaH7101limMPaH5902lim8110618.9N8210485.3N1HNK0.952HNK0.96MPaH5.6741MPaH4.5662MPaHH4.56621编号：时间

22、：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第11页 共42页第 11 页 共 42 页（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径3211132.2HEttZuudTKdmm23.874.5668.18976.276.3110673.23.132.23254）计算圆周速度smndvtt/835.010006018323.8714.3100060115）计算齿宽 b。b=mmmmdtd23.8723.87115）计算齿宽与齿高之比hb模数mmzdmtt63.32423.8711齿高mmmht168.863.325.225.268.10168.823.8

23、7hb6）计算载荷系数。根据v=0.835m/s，7 级精度，由图 108，动载系数vK1.04；直齿轮，1FHKK由表 102 查取使用系数AK1；由表 104 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，429.1HK。由68.10hb，429.1HK查图 1013 得32.1FK，故载荷系数486.1429.1104.11HHVAKKKKK7）按实际的载荷系数校正所算得小齿轮分度圆直径311ttKKdd 21.913.1486.123.873mm8）计算模数m23.871tdsmvt/835.0mmb23.87mmmt63.3mmh168.868.10hb04.1vK1FHKK

24、1AK429.1HK32.1FK486.1Kmmd21.911mmm8.3编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第12页 共42页第 12 页 共 42 页8.32421.9111zdmmm3 按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为32112FSaFadYYzKTm（2）确定公式内的各计算数值1）由 图 10-20c 查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限MPaFE6001；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE48022）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数95.0,93.021FNFNKK3

25、）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得MPaSKMPaSKFEFNFFEFNF7.3254.148095.06.3984.160093.02221115）计算载荷系数373.132.1104.11FFvAKKKKK6）查取齿形系数由表 10-5 查得252.2;65.221FaFaYY7）查取应力校正系数由表 10-5 查得721.1;58.121FaFaYY7）计算大、小齿轮的FSaFaYY，并加以比较0118995.07.325721.1252.20105042.06.39858.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大（3）设计计算MPaFE60

26、01MPaFE480293.01FNK95.02FNKMPaF6.3981MPaF7.3252373.1K58.11FaY721.12FaYmmm48.2编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第13页 共42页第 13 页 共 42 页mmmmm48.20118995.024110673.2373.12325对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mmm5.3，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd608.591来计算应有的齿数。于

27、是由06.265.321.9111mdz取271z，大齿轮齿数52.742776.212uzz取整802z。4 几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径mmmmmzdmmmmmzd2805.3805.945.3272211（2）计算中心距mmmmdda25.18722805.94221（3）计算齿轮宽度mmmmdbd5.945.9411圆整后取mmBmmB95,100215 齿轮的结构设计小齿轮 3 设计为实心齿轮。大齿轮 4 结构如下代号结构尺寸计算公式结果/mm模数5.3nm3.5分度圆直径4d280齿顶圆直径naamhdd*442=280+5.312=287287271z802zmm

28、d5.941mmd2802mma25.187mmb5.94mmB1001mmB5.942编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第14页 共42页第 14 页 共 42 页齿根圆直径nffmhdd*442280-5.325.12=271.25271.25中心距2/)(34dda187.25齿宽1B95轮毂处直径1D96606.16.11dD96轮毂轴向长 L80605.1)5.12.1(dL80倒角尺寸 n75.15.35.05.0nmn1.75齿根圆处厚度05.105.33)45.2(0nm10.5腹板最大直径0D25.250

29、5.10225.2712020fdD250.25板孔分布圆直径2D125.173)9625.250(5.0)(5.0102DDD173.125板孔直径1d56.38)9625.250(25.0)(25.0101DDd38.56腹板厚 C5.28953.03.02bC28.56 6 带传动设计带传动设计1 确定计算功率caP2.1AK编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第15页 共42页第 15 页 共 42 页查机械设计课本表 8-7 选取工作情况系数：AK1.2caPAKP1.25.56.6 kw2 选择带的带型根据caP

30、6.6 kw，1.2,查课本图 8-11 选用带型为 A 型带。3AK确定带轮基准直径dd并验算带速1）初选小带轮的基准直径1dd查课本表 8-6 和表 8-8 得小带轮基准直径1dd100 mm。验算带速1000601mdndvsm/536.71000601440100因为smvsm/30/5，故带速合适。2）计算大带轮的基准直径大带轮基准直径2dd1i1dd2.2100220 mm，式中1i为带传动的传动比，圆整为2dd224 mm。确定 V 带的中心距a和带的基准长度dL由于 0.712dddd（）0a212dddd（），所以初选带传动的中心距0a为：0a1.512dddd（）486 m

31、m所以带长为：0dL=2210202a24addd1ddddd（）（）1489 mm查课本表 8-2 选取 v 带基准长度dL1600 mm，传动的实际中心距近似为：a0a+2ddLL542 mm中心距的变化范围为 518590 mm。3）验算小带轮上的包角1kwPca6.6kwPc6.6smv/536.7mmdd2242mma4860mma542编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第16页 共42页第 16 页 共 42 页94.162180180121adddd165.38o90o，包角合适。4）计算带的根数 z因1dd

32、100 mm，带速 v7.536 m/s，传动比 2.2,则查课本表 8-4a、表 8-4b,并由内插值法得单根普通 V 带的基本额定功率0P1.31 kw，额定功率增量0P0.17 kw。查课本表 8-2 得带长修正系数LK0.99。查课本表 8-5,并由内插值法得小带轮包角修正系数K0.96，于是Z00()caArLPK PPPP K K69.499.096.017.032.15.52.1故取 5 根。5）计算单根 V 带的初拉力的最小值o minF（）查课本表 8-3 可得 V 带单位长度的质量q0.10 kg/m,故:单根普通带张紧后的初拉力为o minF（）NqvkzvPFca80.

33、15817.71.0)196.05.2(17.755008.4)15.2(500220145 N6）计算压轴力pF压轴力的最小值为:P minF（）2zo minF（）NFzFp43.1570294.162sin80.158522sin2101437.6 N7）带轮结构V 带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据 V 带根数 Z5，小带轮基准直径1dd100 mm，大带轮基准直径2dd224 mm。故由课本160p图 8-14 小带轮选择腹板式。大带轮选择孔板式.轮槽的截面尺寸槽型bd/mmminah/mmminfh/mme/mmfmin/mm5ZNF145min0NFP6.1437minmmdmmd

34、dd22410021B=100mm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第17页 共42页第 17 页 共 42 页A11.02.758.7150.3938o大带轮宽度:B=(z-1)e+2f=80 mm7 7 减速器轴及轴承、键设计减速器轴及轴承、键设计7.17.1 中间轴以及传动轴承的设计中间轴以及传动轴承的设计1.求输出轴上的功率2p，转速2n，转矩2T2p5.123KW2n183 r/min2T267.35Nm2.求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为2d=180mmFt222dT44.2376225103

35、5.26723NFrFtntan2376.4420tan 864.95N低速级小齿轮的分度圆直径1d=71.13mmFt122dT2.56585.941035.26723NNaFFntr28.205820tan2.5658tan3.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 45 钢,调质处理。MPaB600，MPaMMPabb55;9510根 据 课 本315361表P，取116oA，于是得1min01PAdn232Pn11622.35183123.53mm4.轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时

36、受有径向力和轴向力的kwp123.52min/1832rn mNT35.2672NFt44.2376NFr95.864Ft5658.2NNFr28.2058mmd22.35mind-=d-=45mmL-=L-=47mm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第18页 共42页第 18 页 共 42 页作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d-=d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309，其尺寸为 dDT=45mm100mm27.25mm，故L-=L-=27+20=47mm。两端滚

37、动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得 30309型轴承的定位轴肩高度 h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为 4.5mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径 d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为 60m，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，故取l-57mm。为了使大齿轮轴向定位，取 d-=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取 L-=90mm。取安装小齿轮出的轴段-的直径 d-=50mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为100m，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，故取 L-9

38、7mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键 14mm9mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角451.2，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4745与滚动轴承 30309 配合，套筒定位h=4.5mmmmd50mml57d-=55mmL-=90mmd-=50mmL-97mm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作

39、舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第19页 共42页第 19 页 共 42 页5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a 值。对于 30309 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=21mm。因此，轴的支撑跨距为L1=56mm，L2=170，L3=76mm。计算支反力垂直面支反力（XZ 平面）绕支点 B 的力矩和0BZM，得NFFRrrAZ58.186302/7628.205824695.864)7617056/(76)76170(同理，0AZM，得NFFRrrBZ91.1379302/5695.86422628.2058)7617056/(56

40、)56170(校核：058.18628.205895.86491.1379AZrrBZRFFRZ计算无误水平平面（XY 平面）同样，有绕 B 点力矩和0BYM，得NFFRttAY66.3359302/762.56582464.2376)7617056/(76)76170(由0AYM-5750与大齿轮键联接配合-9055定位轴环-9750与小齿轮键联接配合-4745与滚动轴承 30309 配合总长度338mma=21mmL1=56mmL2=170L3=76mm0BZMNRAZ58.1860AZMNRBZ91.1379NRAY66.3359NRBY94.4674编号：时间：2021 年 x 月 x

41、 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第20页 共42页第 20 页 共 42 页NFFRttBY94.4674302/564.23762262.5658)7617056/(56)56170(校核：02.56584.237666.335994.4674ttAYBYFFRRY计算无误（5）转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图C 处弯矩：mmNRMAZCZ48.104485658.18656D 处弯矩：mmNRMBZDZ16.1048737691.137976水平面弯矩C 处弯矩：mmNRMAYCY96.1881405666.335956D 处弯矩：mmNRMBYDY4

42、4.3552957694.467476（6）合成弯矩C 处：mmNMMMCYCZC36.10539216.10487348.104482222D 处：mmNMMMDYDZD66.40203444.35529596.1881402222（7）转矩及弯矩图mmNT 2673502（8）计算当量弯矩、绘弯矩图应力校正系数58.095/55/01bbammNaT15506326735058.01C 处：mmNaTMMCC88.18748815506336.1053922222D 处：mmNaTMMDD85.43090115506366.4020342222（9）校核轴径mmNMCZ48.10448mm

43、NMDZ16.104873mmNMCY96.188140mmNMDY44.355295mmNMC36.105392mmNMD66.402034mmNT 2673502mmNaT1550631mmNMC88.187488mmNMD85.4309015043.32cd5079.42Dd编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第21页 共42页第 21 页 共 42 页C 剖面：mmmmMdbcc5043.325.588.187488 1.0331强度足够D 剖面：mmmmMdbDD5079.425.585.430901 1.0331

44、强度足够6 轴的细部结构设计由表查出键槽尺寸914hb（t=5.5,r=0.3）；由表查出键长 L=40；由表查出导向锥面尺寸30,3a；由表得砂轮越程槽尺寸)0.1,4.0(31rhb7.27.2 高速轴以及传动轴承的设计高速轴以及传动轴承的设计1.求输入轴上的功率1P，转速1n，转矩1T1P5.28 KW1n655 r/min1T76.98Nm2.求作用在齿轮上的力Ft67.427360769802211dT=427.67NFrFtntan=427.6720tan=155.66N3.初步确定轴的最小直径先按课本370p式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调质处理。

45、根据课本370p315361表P，取116oA，于是得1min01PAdn11626.2365528.53mm故圆整取 d30，输入轴的最小直径显然是 V 带轮处的直径（图 8.4）。V 带轮与轴配合的毂孔长度 L1100mm。(1)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）914hb（t=5.5,r=0.3）L=4030,3a)0.1,4.0(31rhb1P5.28 KW1n655 r/min1T76.98NmFt=427.67NFr=155.66Nmmd26.23min d30编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第2

46、2页 共42页第 22 页 共 42 页2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足 V 带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 d-=32mm。V 带轮与轴配合的长度 L-=80mm，为了保证轴端档圈只压在 V 带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比 L1略短一些，现取 L-=75mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d-=32mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307，其尺寸为 dDT=35mm80mm22.75mm，故 d-=d-=35mm；而 L-

47、=21+21=42mm，L-=211mm。L-=23右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30307型轴承的定位轴肩高度 h=4.5mm，因此，套筒左端高度为 4.5mm，d-=44mm。取安装齿轮的轴段-的直径 d-=40mm，取 L-=62mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为 36mm（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，取端盖的外端面与 V 带轮右端面间的距离 L=24mm，故取 L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V 带轮与轴的周向定位选用平键 10mm8mm63mm，V 带轮与轴的配合为 H

48、7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键 12mm8mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角451.2，各圆角半径见图d-=32mmL-=75mmd-=d-=35mmL-=42mmL-=211mmL-=23d-=40mmL-=62mmL-=60mm 编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第23页 共42页第 23 页 共 42 页轴段编号长度（mm）直径（

49、mm）配合说明-7530与 V 带轮键联接配合-6032定位轴肩-4235与滚动轴承 30307 配合，套筒定位-6240与小齿轮键联接配合-21144定位轴环-2335与滚动轴承 30307 配合总长度473mm5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a 值。对于 30307 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=18mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm，L2=53.5mm，L3=248.5mm。计算支反力垂直面支反力（XZ 平面）绕支点 B 的力矩和0BZM，得NFRrAZ08.128302/5.24866.155)5.2485.53/(5

50、.248同理，0AZM，得NFRrBZ58.27302/5.5366.155)5.2485.53/(5.53校核：058.2766.15508.128AZrBZRFRZ计算无误水平平面（XY 平面）同样，有绕 B 点力矩和0BYM，得0BZMNRAZ08.1280AZMNRBZ58.270BYMNRAY91.3510AYMNRBY76.75编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第24页 共42页第 24 页 共 42 页NFRtAY91.351302/5.24867.427)5.2485.53/(5.248由0AYMNFRtB