机械设计课程设计带式运输机二级减速.

1、1. 设计的题目：带式运输机传动系统设计图1:（传动装置总体设计图）工作情况：运输平稳、单项运转、单班制工作 原始数据：运输带拉力 F（N） : F =3000N主动滚筒直径D : D = 250mm ；主动滚筒运输带速度V ： V =1.5m.s ； 运动要求：输送带运动速度允许误差不超过 5%; 使用寿命（年）：8年，每年250天，每天8小时; 检修周期：一年小修，两年大修； 生产批量：单件小批生产；生产长型：中型机械厂。设计内容1.电动机选型2.带传动设计3.减速器设计4.联轴器选型设计 设计任务1传动装置安装图（可附在说明书内）。2. 减速器总装配图一张A3纸打印1图纸）。3. 零件工

2、作图（齿轮类零件图1张、轴类零件图1张）4. 设计计算说明书一份（封面及内容书写格式要规范）5. 将图纸装订在说明书后面，一起装订成册2电动机的选择2.1电动机类型的选择根据动力源和工作条件，并参照机械设计手册选用一般用途的丫系列三项交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为 380V。2.2电动机容量的选择2.2.1计算带式运输机所需功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为PwFV1000 W3000 1.51000 0.94= 4.79KWw二轴承卷= 0.98 0.96 =0.94由手册查得轴承=0.98 （滚子轴承），卷-0.96， 式中：Pw 工作机所需的有效功率（kw）F 带的圆

3、周力（N）V- 带的工作速度（m/s）2.2.2估算电动机额定功率P电动机所需输出功率pd其中a为电动机至卷筒的传递的总效率;- 带轴承2啮刚联式中:带一为V带的传递效率 带二0.95 ；轴承一为滚动轴承的效率轴承=0.99 ；啮一为一对齿轮传动的啮合的效率，当齿轮精度为8级（不含轴承效率）稀油润滑时取啮二0.97 ；刚联一为减速器输出轴与驱动卷筒轴间的滑块联轴器，取刚联=1所以：a 二带轴承啮刚联=0.95 0.993 0.972 1 = 0.867因此:查机械设计手册可选电动机的额定功率Ped =7.5kw . pd =5.53kw ；223确定电动机的转速初选电动机的同步转速为1500

4、r min。查机械设计手册所选型号为：丫132M-4其满载时的转速为nm =1440r min，其相关参数如下表所示：电动机额定功率P7.5kw电动机满载转速nw1440(r”min )电动机伸出端直径38mm电动机安装端伸出长度80mm3. 确定总传动比及分配各级传动比考虑到两级齿轮的润滑的问题，两级大轮应该有相近的浸油深度。由机械设计 手册有：if =(1.21.3)is3.1传动装置的总传动比及其传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i =12.559。经计算得高速级传动比if =4.12，低速级 is = 3.05。3.2传动装置的运动动力参数的确定3.2.1各轴转速电动机的转速：n

5、0 = nm =1440r min中间轴转速：n1 = 1440 09.5r. minih4.12低速轴转速：-；2器322各轴的输入功率电动机轴的输入功率:P0 - Ped =7.5kw高速轴的输入功率：山=ped 带二 7.5 0.95 = 7.125kw ；中间轴的输入功率：P2 二 Pi 轴啮二 7.125 0.99 0.97 = 6.84kw低速轴的输入功率：P3 = P2 卷啮二 6.84 0.99 0.97 二 6.57kw323各轴承的输入转矩电动机轴转矩：To =Ted =9550电=9550=349.74N mnm1440高速轴的输入转矩：T,二Ted带二49.74 0.9

6、5 = 47.25N m中间轴的输入转矩：丁2=丁仁轴承啮二47.25 4.12 0.99 0.97 = 186.94N m低速轴的输入功率：T3 -T2is 轴承啮二 186.94 3.05 0.99 0.97=560.1Nm卷筒轴的输入功率：T卷二T3刚联=560.1 1 =560.1N m4. 低速级直齿轮圆柱齿轮的设计4.1选择材料查【1】表9-5，小齿轮选用40cr调质处理，HBS = 241 286，大齿轮选用45钢调质处理,HBS2 =217 255，计算时取 HBS1 =260, HBS2 =230 ;4.2按齿面接触疲劳强度初步设计3 Eg 1)1 dJ2U1其中：1）小齿轮

7、传递的扭矩 T2 =186.94N m ；2）齿宽系数-d由【1】9-10可知，软齿面、非对称布置 -d - 0.8 ；3）齿数比u1 :对减速运动 5 = i = 3.05 ；4）载荷系数K:初选K -2;（直齿轮、非对称布置）5） 确定许用应力H L1- H lim 、HZ NSha.接触疲劳极限应力kH】。linb).安全系数Sh。由【1】表9-11查得，SH =1；c)|寿命系数Zn。计算应力循环的次数。N =60a nt式中：a =1, q = 349.5r. min,t=8 8 250 =16000hN1 =60a60 1 349.5 16000 = 3.35 108N2叫 _ 3

8、.35 108 if 一 3.05= 1.09 108查【1】图 9-35 得: ZN1 =1.05,ZN2 =1.15。-H1；-H lim Z N1SH710 1.051= 745.5MPa-H2| _ H lim 2Z n 2SH580 1.151= 667 MPa4.3计算小齿轮的分度圆直径d1Eg 1)d766 3 dMu= 766 彳 2186.9423.051 0.(6673.05=85.59mm4.4初步主要参数数。a.选取齿数。取 乙=36, Z2 =iSZ1 =3.05 36 = 109.8 =110d 85 59b. 计算模数。m 12.37mm，取标准模 m=2.5mm

9、Z 36c. 计算分度圆直径。=m =2.5 36 =90mm 85.59mm(合适),d2 = mz2 = 2.5 110 = 275mm1 1d. 计算中心距。a1 d2)(90 275)= 182.5mme.计算齿宽。b. = dd1 =0.8 90 = 72mm4.5.验算齿面接触疲劳强度-H =ZeZhZ2000KT2(u 1),H J(1)(2).节点区域系数Zh由【1】图9-29查得，Zh =2.5(3)重合度系数Z= 1.883.20Z2丿由；-：1.88 -3.211.7611072 = 1.430丿190丿.弹性系数Ze 由【1】表9-9查得，Ze =189.8 MPad.

10、齿间载荷分布系数，由【1】表9-8先求2000T2a2000 186.叭 4154.42N90=72.12 ：100N. mm1 1由前可知 Z - 0.86，则 Kh22=1.34Zg 0.86因此 K = KaKvKh=1.25 1.12 1.43 1.34 =2.69(5) 验算齿面接触疲劳强度G.ZeZhZ2000KT2（U 1）二H =189.8 2.5 0.862000 269 186.94（彳05 J617.51MPa 七67MPa（安全）30.8 903.054.6验算齿根弯曲疲劳强度=bYsaYFa 人（1）载荷系数K 二 KaKvKf Kf-.a使用系数Ka同前Ka =1.

11、25 ；b动载系数Kv，同前Kv =1.12c齿向载荷分布系数Kf ：；由【1】图9-25查得当日：=1.43戈 727212.8时，查得 Kf，1.42h 2.25m2.25x2.5K fd.齿间载荷分布系数KF-.，由M =72.12 ：100N mm ;查【1 】表 9-8 得,b1Ff,又由 Y . = 0.25 0.75 = 0.25 075 = 0.68 ;因此 KF1.48Y；:1.76-Y； 0.68所以 K 二 KaKvKf Kf - =1.25 1.12 1.42 1.48 =2.94(2)齿形系数丫巳.。由乙=36,Z2=110 ;查【1】图9-32得丫 =2.45,丫卩

12、玄2 = 2.18 ；(3)齿根应力修正系数 Ys ；。乙=36,Z2=110 ;查【1】图9-33得，YSa1.66,Ysa2.18；(4)重合度系数Y ；同前,丫广0.68；(5)许用弯曲应力系数打1JhEJjmYnSn。Yf由【1】图9-36C查得:讪1 =600MPa,；Fim2 =430MPa ；安全系数由【1】表9-11查得SF =1.25 ;寿命系数由【1】图9-37，得Yn1 =0.89,Yn2 =0.91 ；尺寸系数由m=2.5 查【1 】图 9-38 得 Yx1 二丫X2 = 1丄亠 YN1SN1=60d=427.5MPaYf1.25H2!H2= 350 0.95 1 =2

13、54.8MPa1.25Yf(6)验算齿根弯曲疲劳强度-FYsaYFaYbm2 94 x 4154 422.45 1.66 0.68 =187.66MPa :：: 427.5MPa72 2.5F2YFa1YFa1187.66 2.18 1.812.45 1.66= 182.07MPa ： -H l- 254.8MPa因此弯曲疲劳强度足够4.7确定齿轮的主要参数及几何尺寸如下表所示参数计算公式计算结果分度圆直径d1 = mZ = 2.5x36 = 904 = 90mmd2 = mZ2=275d2= 275mm齿顶圆直径da1 = dr 十2m = 90 +2汇 2.5 = 95da1 =95mmd

14、a2 =d2 +2m =275 + 2汉 2.5 = 280da2 = 280mm齿根圆直径df = d2 = 9-2. = 85df1 =85mmdf2 =d2 -2m =275-27.5 = 270df2 = 270mm齿宽b2 = b = 72b2 = 72mm6=132+(510)=7782取 0 =80中心距1 1=3 +d2)=3(90 + 275) =182.54 = 182.5mm齿数乙乙=36乙Z2 =1104.8确定齿轮的制造精度由前计算可知v=1.65m.s查【1】表9-13，确定第U公差等组为8级精度，第I、 川公差组与第U公差组同为8级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏

15、差， 小齿轮为GJ,在其零件图上标注为：8GJ GB/T10095-1998,大齿轮为HK其零件图上 标注为：8HK GB/T10095-19985. 高速级斜齿轮圆柱齿轮的设计5.1选择材料同低速级一样小齿轮选用40Cr调质处理，大齿轮选用45钢调质处理，计算时取HBSi =260,HBS2 =230 ；5.2按齿面接触疲劳强度初步设计KTi(U21)d 二 H U其中：1）小齿轮传递的扭矩 T2 =47.25N m ；2） 齿宽系数：Gd由【1】9-10可知，软齿面、非对称布置 Gd =0.9 ;（软齿面、非对 称布置）。3）齿数比u2 :对减速运动u2 =if =4.12 ；4）载荷系数

16、K :因速度高，初选 K =2;非对称布置；5）确定许用应力 -H La.接触疲劳极限应力 tHhn 】；bHlin1=710MPa, kHlim2 】=580MPab) .安全系数Sh。由【1】表9-11查得，SH =1;c) |寿命系数Zn。计算应力循环的次数。N = 60a nt式中：a =1,n, t=8 8 250 = 16000hN1 =60at =60 1 1440 16000=1.38 109查【1】图9-35 得:| _、H lim1ZN1 H1 _1Sh-H lim 2ZN2H 2 J -SH580 1.5=609MPad计算小齿轮的分度圆直径d1KT2W2 1)d1 _

17、766 3dt2U2=756 32 4725 412 1 = 53.37mm21 0.9 6094.125.3初步主要参数数。a.选取齿数。取 Z3 = 26, Z4 = i fZ3 = 4.12 26 = 107.12 = 107.12,取Z4 = 108b.初选螺旋角=15dqos：57.37 cos15c.计算法相模数 mn。mn-2.13mm，Z326取标准模叫=2.5mmd.计算中心距a 。mn(Z3 Z4)2 cos :2.5 (26 108)2 cos15= 173.41mm(2).节点区域系数ZH由【1】图9-29查得，ZH =2.44将a取整a = 173mme.计算实际螺旋

18、角一：；=arccosmn(Z3 Z4)2a=arccos2.5 (26 108)2 173= 14.4862f.计算分度圆直径。Scos1d8r67.1314mm 5337mm(合适)，d2mn乙25 108 = 278.87mm cos14.46811验证中心距 a 二-(d1 d21 (67.1314 278.87) =173(正确)22g.齿轮宽度；b = dd| =0.9 67.1314 = 60.42mm5.4验算齿面接触疲劳强度二ZeZhZZ：t1)宀(1).弹性系数Ze 由【1】表9-9查得，Ze =1898. MPa(3) 重合度系数Z .。先由厂bsin -严 sing.4

19、862 “a J,知 z3.14 2.5由；.：1.88 -3.2 Z2丿cosB =1.88-3.21 1+26icos14.48621081.73ZIl6(4) .螺旋角系数.COS14.4862 =0.968(5) 圆周力 Ft , f 2000T . 2000 4725 .1407.63Nd167.1314(6)载荷系数 K,K 二 KaKvKh Kh：；a.使用系数Ka，由【1】表9-6查得Ka =1.25b.动载系数KV，由_：d1n160 10003.14 67.1314 144060 1000=5.06 m s 由9-23查得Kv =1.2c.齿向载荷分布系数Kh 一：，由【1

20、】表9-7可知，按调质齿轮8级精度，非对称布，装配时不作检验调整可得-KhB=A+B 1+0.6 I卫1丿_-KHp =1.23 + 0.18 1+0.66067.1314+100.661.5667.1314d.齿间载荷分布系数，由【1】表9-8先求125 147.63=29.33 00N.mm60查【1】表9-8得Kh - = Kf -二由前可知；=1.68cos P=arcta ntan易cos :=arctan20.6cos14.4862coshcos : cos ncos二 tcos14.4862 cos20cos20.6”= 0.9719651.680.9447= 1.781i由前可

21、知Z86,则KH盲二腐 小4 因此 K 二 KAKVKH KH 一 =1.25 1.2 1.56 1.78 = 4.161(7).验算齿面接触疲劳强度H = ZEZ HZ Z |.：.KFt(U21)d6 u皿 T892.44.76.968/1：；专学:三1/1)二457.99 兰安全)5.5. 验算齿根弯曲疲劳强度6 二严YsaYFaYY 1（1）载荷系数 K 二 KaKvKf :Kf;.a. 使用系数Ka同前Ka =1.25 ；b. 动载系数Kv，同前Kv -1.2c. 齿向载荷分布系数 Kf 1;由【1】图9-25查得当H =1.56,b1606010.67时，查得 Kf：=1.53h2

22、.25mn 2.25 汉 2.5d. 齿间载荷分布系数 Kf：.，由前可知；:=1.73, ；一：=1.91，则；- ；j ；- T.73,1.91 =3.62 ；0 750 75所以 Y.=0.25075 =0.25 075 =0.6841.73353 =2.98；：Y； 0.684 1.73前面已求得Kf- =1.682.89a亿因此可得 K 二 KaKvKKf一 =1.25 1.2 1.53 1.68 = 3.86；(2)齿形系数Yf.。由当量齿数Z326“ 厂(COS14.4862)厂 28-65乙108乙2 二(CO7COS14.4862)3 = 118.99(3)齿根应力修正系数。

23、由=28.65；zv2 =118.99;查【1】图9-32得YFa1 =2.55,YFa2 =2.19查【1 】图 9-33 得YSa1 = 1.63,YSa2 = 1.82 ；重合度系数 Y同前；Y；. = 0.684(5)螺旋角系数Y 一：。y -1 -一 1 -=0.879120 120(6)许用弯曲系数 tF loYfYnSn由【1】图9-36c查得：匚Flim1= 600MPaFlim2 =430MPa ；安全系数由【1】表9-11查得Sf -1.25 ；寿命系数由【1】图 9-37，得YN1 =0.88,Yj2 =0.99 ；尺寸系数由 g = 2.5mm查【1】图9-38得Yxi

24、 =Yx2 T则F lim 1YfYn1 Sn1600 0-88 4 2 2IMPa1.25二 Flim2YfYn 2Sn 2430 89 1 =306.16MPa1.25(7).验算齿根弯曲疲劳强度经YsaMa2YY 3.86 1407.63 2.55 1.63 0.684 0.879 = 111.17MPa ： 422.4MPadmn60 2.5-F1YFa2YSa2111.17 2.19 1.82丨】二F2 F1 Fa2 sa2106.6MPa ： Jh 306.16MPaYFa“Fa12.55 1.63因此弯曲强度足够。5.6确定齿轮的主要参数及几何尺寸如下表所示参数计算公式计算结果分

25、度圆直径mnZ32.5乂26d3 = =67.13cos P cos14.4862d1 = 63.13mmmnZ42.5008d4= n 4 = 278.87cosP cos14.4862d4= 278.87mm齿顶圆直径da3 =d3 +2g =67.13 + 2x2.5 = 72.13da3 = 278.87mmda4 =d4 +2mn =278.87 + 2x2.5 = 282.87da4 = 273.87 mm齿根圆直径df3 =d3 2mn =67.13 2汉 2.5 = 62.13df3 = 62.13mmdf4 4 -2mn = 275-2 汉 2.5 = 273.87df4 =

26、 273.87 mm齿宽b4 = b = 60b4 = 60mmb3 =b4 十(5 10) =65 70取 b3 = 70mm中心距1 1內=(d3 +d4)= 3 (67.13 +278.87) = 173mg = 182.5mm齿数Z3Z3=26乙Z4 =1085.7确定齿轮的制造精度由前计算可知 5.06 m s查【1】表9-13,确定第U公差等组为8级精度，第I、 川公差组与第U公差组同为8级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差， 小齿轮为GJ,在其零件图上标注为：8GJ GB/T10095-1998,大齿轮为HK其零件图上 标注为：8HK GB/T10095-19986. 轴的设计一

27、中间轴得设计6.1选择材料选用45钢，正火处理。初估计直径小于100mm ,由【1】表13-1查得：；b =600M P a： s =300M P a a= 275M P a=140M P a6.2.按轴所受的扭矩初估轴的最小直径。由d -3 ； 查【1】13-2得，C =118 107,取C =118（因为此轴为转轴，又是减速器的中间轴）。则d “3 E =118冷/ =31.79mm n 丫 349.5因为最小直径装在齿轮处，而且有一键槽，故轴颈要放大5%，即d _1.05 31.79 = 33.79mm取标准值d = 35mm6.3.轴的结构设计6.3.1考虑到轴上的两个齿轮分别由轴的两

28、端装拆，此处装大此轮和小齿轮处的轴头直径均 取为35mm，轴环和轴头直径的过度处的倒圆半径取为2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为2.5mm,轴环和轴头的半径差为23倍的倒角尺寸，所以轴环的直径取为45mm，两端装轴承处的轴颈直径应小于35mm,同时考虑到滚动轴承内径的标准值，所以取轴颈直径为 35 mm.6.3.2初选轴承的类型及其型号因为轴承受径向和轴向载荷的同时作用，所以选用角接触球轴承。根据轴颈的直径为30mm,初选7306C轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。6.3.3确定各段轴的长度齿轮和轴间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒和齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于

29、齿轮轮毂宽度，所以装大齿轮和小齿轮处的轴头长度分别取为58mm和78mm。取轴环宽度b=8mm,小齿轮端面到减速器的内壁的距离取为10mm,轴承端面到减速器 5mm,所以左端面套筒长度为15mm,由手册查得7306C轴承宽度为19mm。轴的端面倒角尺寸取为2mm。所以装右轴承短轴的长度为40mm。装左轴承段轴长度为36mm.所以轴的全长为220mm。6.3.4轴上零件的固定大齿轮及小齿轮处均采用A型普通平键连接，由手册查得截面尺寸b h为10 8，取长度为 45mm,60mm。6.3.5确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈与轴头过度处的倒圆半径取为1mm,轴头表面粗糙度 Rg =1.6丄

30、m,轴颈表面粗糙度由轴承标准查得 & =0.8m,。6.4轴的受力分析(1)求轴上扭矩P6 84T =9550=9550186.9N m349.5(2)求齿轮上的作用力Ft22000T278.872000 186.9 “340.4N278.87Fr2Ft2tan： n13404 tan20 503.9 Ncos14.4862Fa2= Ft2tan 1： =1340.4 tan 14.4862346.3NFt32000T32000 186J4153.33Nd390Fr3= Ft3tan：n =4153.33 tan20 =1511.69N(3)确定跨距右端支反力作用点至大齿轮上力作用点间的距离1

31、3 = (19 -15) 19 30二53mm左端支反力作用点至小齿轮上力作用点间的距离 h=(1915) 15 40 二 59 mm1两齿轮上力作用点间的距离为l-(80 60) = 70mm2(4)作计算简图(见图b)(5)求水平面内支反力Rah及Rbh ,并作水平弯矩图Mh (见图C、d)RahFr3(l3 号h I2 I3278 871511.69 (70 53)-503.9 53-346.3 70 53 592 =609.59NRbh 讥-Rah -Fr2 =1511.69-609.59-503.9 = 398.2N截面3的弯矩:M3H = RAHh = 609.59 59 = 35

32、965.81N mm截面2的弯矩:M2H 右二 RBHl3 =398.2 53 =21104.6N mmd078 87M2H左二RgHl3-Fa2 2 =21104.6 -346.327181.74N mm2 2（6）求垂直平面内的支反力 Rav及Rbv,并作垂直于平面弯矩Mv图（见e、f）F t3（2 I3）R2I3ll 12 I34153.33 （70 53）70 53 59=3204.39 NRbv 二 Ft3 Ft2 - Rav 二 4153.33 1340.4 - 320439 二 2313.83N截面 3 的弯矩 M3V -RbN =320439 59-189059.01N mm截

33、面 2 的弯矩 M2V = RbvI =2313.83 53 = 122632.99N mm（7）作合成弯矩截面3的合成弯矩M3 = M；h M；h = . 35965.812 189059.012 = 192450N mm截面2的合成弯矩M2右 f：M；H右 M27 - 1.5 1.8, S =1.954 S合适；（2）截面5的安全系数校核应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。 轴直径变化过度圆角的应力集中，由r=2mm，D45r2按1.29,0.057，查【1】表13-8得K._=1.89,K =1.42；过盈配合处应d35d35力集中，由H7/r6查【1】表13-9得K.：

34、； = 2.52, K畀=1.82。由此可见过盈配合引起的应 力集中较大，应按其安全系数。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数及系数同前面。截面上应力：截面 5的弯矩为M5 =155706N mm-aM51557063 =37.01MPa,；皿=03.14 353232Td32161941463 =11.54MPaC 3.14 353216安全系数： 弯曲安全系数S；：二-K盂5+忖275=2.22X37.010.93 0.812.52扭转安全系数厂丄140S = K=182=4.62a - .-m11.54 11.54 0.21-；0.93 0.81综合安全系数S +S 2 22 沃4 62

35、 S=- S 2.224.62_=1.98JS； + S；J2.222 +4.622取 S 】=1.5 1.8,S =1.98 - S ,合适6.7校核键的强度两个齿轮间轴上所受的扭矩相同，安装两齿轮处的轴头直径及键的截面尺寸也相同，大此轮键处长较短，故应校核该处的键连接强度。键长L = 50mm,工作长度丨二L -b = 50 -10 = 40mm，键高h = 8mm，接触高度挤压强度和剪切强度的校核2000Tdkl2000 19416435 4 40= 69.34M Pa：齢】2000Tdbl2000 19416435 10 40= 27.74M Pa ：打 1由【1】表4-1查得F100

36、120 MPa, !T =90MPafp ： Jp! T ： !因此键的强度 足够，选择合适。（二）高速轴的设计6.1.1选择材料选用45钢，正火处理。初估计直径小于100mm ,由【1】表13-1查得：6 =600M P as =300M P a a= 275M P a 二=140M P a6.2.2按轴所受的扭矩初估轴的最小直径。由 d -3 ； 查【1 】13-2 得，C=118107,取 C=118。则d _C3 p =1183 7.125 =20.11mmY n 1440因为最小直径装在齿轮处，而且有一键槽，故轴颈要放大5%，即d _1.05 20.11 =21.11mm考虑到与带轮

37、连接相匹配的孔径大小dmax = 42mm,Z = 4根；所以取d = 30mm ；6.3.3轴的结构设计（1 ）考虑到轴上的两个齿轮分别由轴的两端装拆，此处装大此轮和小齿轮处的轴头直径均 取为30mm，轴环和轴头直径的过度处的倒圆半径取为2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为2.5mm,轴环和轴头的半径差为23倍的倒角尺寸，所以轴环的直径取为40mm，两端装轴承处的轴颈直径应小于35mm,同时考虑到滚动轴承内径的标准值，所以取轴颈直径为 25 mm.（2）初选轴承的类型及其型号因为轴承受径向和轴向载荷的同时作用，所以选用角接触球轴承。 考虑到与带轮连接相匹配的孔径大小dmax =42mm,Z

38、 =4根；所以取d = 30mm，初选7305C轴承，轴承采用飞溅 润滑，轴上不设置挡油板。（3）确定各段轴的长度齿轮和轴间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒和齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装大齿轮和小齿轮处的轴头长度分别取为58mm，取轴环宽度b=8mm,小齿轮端面到减速器的内壁的距离取为10mm,轴承端面到减速器 5mm,所以左端面套筒长度为15mm,由手册查得7305C轴承宽度为13.1mm。轴的端面倒角尺寸取为 2mm。 所以装右轴承短轴的长度为 30.2m m。装左轴承段轴长度为36mm.所以轴的全长为220mm。（4 ）轴上零件的固定小齿轮处采用A

39、型普通平键连接，由手册查得截面尺寸b h为10 8，取长度为50mm。（5 ）确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈与轴头过度处的倒圆半径取为1mm,轴头表面粗糙度 Ra =1.6m,轴颈表面粗糙度由轴承标准查得 R, =0.8m,。6.4轴的受力分析同中间轴（略）6.5轴的疲劳强度安全系数校核计算（略）7.轴承的校核根据工作条件初选 7306C的轴承，现在校核如下述所示7.1查有关资料由机械设计手册查得7306C轴承的有关数据：G = 26.5KN,C0r =19.8kN,：=15 ；7.2计算两支承轴承的径向载荷如下：Fri氐 rHi = 6102 32052 =3263NFr2 二.

40、氏?RH2 二 3992 23142 =2349N7.3.计算两支承的轴向载荷对于7000C型轴承，轴承内部轴向力 S =eFR,其中e【1】14-7中的判断系数，其值由 foFA Cor的大小确定，但现在轴向载荷Fa未知，故先初取e = 0.4，进行校核计算。S =0.4FR1 =0.4X3263 = 1305NS2 =0.4FR2 =0.4 2349 = 940N对于轴承 I S2 Fa =940 347 =1287N : S1 1305N 所以 FA1=940NFA2 =0 -Fa =1305-347 =958NfoF A1Cor14.7 9403-19.8 10= 0.697 ,查【1

41、】表 14-7 得 6 =0.43 ；f0F A1Corf0F A1Corf0F A1or14.7 101019.8 103=0.749 查【1 】表 14-7 得 e2=0.43 ；14 7 X 958958 =0.711 查【1】表 14-7 得 e0.43 ；19.8 10S =0.4Fr1 =0.43 汉 3263=1431NS，= 0.4Fr2 =0.43 2348 =1010NFA2 = S Fa =1403347 = 1056N ； FA1 =S2 =1010N ;14 7 x1050147 芈0 二 0.779 ,查【1 】表 14-7 得 = 0.43 ；19.8 103两次

42、计算的e的值没有偏差，因此确定e =0.43, e2 =0.43 ； FA1 = 1050 N , FA2 = 1010 N7.4计算轴承的基本额定寿命对于轴承IPr 1 二 Xi Fri Yi fai因 2 二！050 =o.32=o.43，查【1】表 14-7 得 x1,Y -0Fr1 3262所以 PR1 =3262N对于轴承nPrX2FR2 Y,FA2f 1010因竺二竺10二0.43 =今=0.43，查【1】表14-7得X2 = 1,匕=0 Fr22348所以 Pr2 二 2348N7.5计算轴承的基本额定寿命取P.1,P.2中较大者计算，即是将 PR1带入下式14-6取减速器的载荷

43、系数由【1】表14-5查得因轴承在正常温度下工作则ft = 1，查【1】表16670/、3/3气31x26.510ftC16670nJpP丿-349.51 1.3 汉 3262 /fp =1.3 ；球轴承；-3 ；所以Lh= 11640h要求5年就更换一次轴承， 寿命足够，一个单一的轴承能够使用 5年以上；所以要求5年更 换一次轴承。8.V带的选择和设计8.1确定计算功率FC由表【1】表7-7得工况系数Ka =1.1 fa =KAFd =1.1 7.5=8.25kw8.2选择V带的型号根据F =8.25kw， n =1440 r. min由图可选择B型带8.3确定带轮的基准直径di,d2由【1】表7-13查得B型带轮的最小直径dmin =125mm，又根据【1】7-14中查得B型带推荐的di的范围及【1】表7-8，取d 132mm，从动轮及基准直