带式输送装置二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

1、目录一、设计任务书 3二、传动方案的拟定及说明 4三、电动机的选择 5四、计算总传动比及分配各级的传动比 7五、计算传动装置的运动和动力参数 8六、传动件的设计计算 91. V带传动设计计算 92. 低速级斜齿轮传动设计计算 123. 高速级斜齿轮传动计算 164. 齿轮的参数汇总 18七、轴的设计计算 191. 高速轴的设计 192. 中速轴的设计 243. 低速轴的设计 28八、滚动轴承的选择及校核计算 33九、键联接的选择及校核计算 38十、联轴器的选择39十一、减速器附件的选择和箱体的设计 40十二、设计小结 41十三、参考文献 42十四、附录（零件及装配图） 43计 算 及 说明带式

2、输送机传动方案二1. 总体布置简图2.工作条件与技术要求:输送带允许误差为土 4%运输机效率w 0.96 ;工作情况：两班制，连 续单向运转，载荷平稳；工作年限：15年；工作环境：室，清洁；电力：三 相交流，电压380V;检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次 小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3. 原始数据运输机卷筒扭矩（N?m运输带速度（m/s）卷筒直径（mm带速允许偏差（%使用年限（年）工作制度（班/日）13000.6536041524. 设计容（1）电动机的选择与参数计算计 算 及 说明（2）斜齿轮传动设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择（5）键和联

3、轴器的选择与校核（6）装配图、零件图的绘制（7）设计计算说明书的编写5. 设计任务（1）减速器总装配图1（0号或1号图纸）（2）齿轮、轴零件图各一（2号或3号图纸）（3）设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱,采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。60 1000 v 60 1000 0.65nw34.501r / minD3.14 360计 算 及 说明三、电动机的选择1. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y (IP44)系列三相异步电动机。 它为卧式封闭结构。2. 电动机容量(1) 滚

4、筒轴的输出功率Pw2T 2 1300v 0.65Pwv D 0.3604.694kW1000 1000 1000(2) 电动机的输出功率PdPdPw传动装置的总效率1 ； f 45式中，1、2、4、5为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表2-2查得：V带传动1 0.955 ；滚动轴承2 0.9875;圆柱齿轮传动3 0.97 ;弹性联轴器40.9925 ;卷筒轴滑动轴承50.955，则0.955 0.987530.9720.9925 0.9550.820故Pw4.694 5.724kW0.820(3) 电动机额定功率Ped由表16-1选取电动机额定功率Ped 7.

5、5kW。3. 电动机的转速查机械设计手册得 V带传动常用传动比围 “'24，两级同计 算 及 说明轴式圆柱齿轮减速器传动比围i2' 860，则电动机转速可选围为nd' nw i1' i2'5528280r/min可见同步转速为 750r/min、1000r/min、1500r/min 和 3000r/min 的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进 行比较，如下表:万案电动机型号额定功率(kW电动机转速(r/mi n )电动机质量(kg)同步、卄 +、， 满载1Y132M-47.515001440812Y

6、160M-67.51000970119方案1的电动机质量较小，且价格低。因此，可采用方案1,选定电动机型号为 Y132M-4计 算 及 说明四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 传动装置总传动比nm 1440nw34.50141.7372. 分配各级传动比取V带传动的传动比i13，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为i2 i3i41.737i1313.912而两级圆柱齿轮减速器部两组齿轮传动为同级传动，故i2 i3 i2 i33.730所得i2和 i 3符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用围。计 算 及 说明五、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速1440r / min

7、电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为U轴，低速轴为川轴, 各轴转速为1440480r /min3no nmn。n11480128.690r/min3.730nin匸128-69034.502r/min3.73012n皿i32. 各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即p。Ped7.5kWPiP0 17.5 0.9557.163kW巳P1 237.16250.98750.976.861 kWPrnP2 23 6.86080.98750.976.572kW3. 各轴转矩T°9550 P°95507 549.74Nmn01440R7.163Ti9550955

8、0142.5Nmn480Pn6.861Tn95509550509.135 N m128.690Pm6.572T皿955095501819.045N mn m34.502-电动机轴高速轴I中速轴n低速轴m转速（r/mi n ）1440480128.69034.502功率（kW7.56.8616.572转矩（N M49.74142.5509.1819.六、传动件的设计计算1. V带传动设计计算(1) 确定计算功率由于是带式输送机，功率为v =7.5kW,每天工作两班，查机械设计表8-7得，工作情况系数KA 1.2Pea KaR 1.2 7.5 9kW(2) 选择V带的带型查机械设计图8-11选用A

9、型(3) 确定带轮的基准直径dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1 118mm 验算带速v。dd1 n0v 60 1000118 144060 10008.892m/ s因为带速v在5 30m/s之间，故带速合适 计算大带轮基准直径dd2dd2 i1dd1 3 118354 mm根据表8-8，圆整为dd2 355mm(4) 确定V带的中心距a和基准长度Ld 初定中心距a0。由 0.7(dd1 dd2) a。2(dd1 dd2)可得331.1 a0946，可取 a0=500mm计算带所需的基准长度Ld 0 2a°(d d1dd2)(

10、d d2dd1)224a°(3552118)2 500(118355)245002513.305mm由表8-2选带的基准长度Ld 2500mm计算实际中心距a和变动围aaoLdLd05002500 2513.305493.348mmamin a 0.015Ld 由公式 amax a 0.03Ld可得中心距变化围为 455.848568.348mm(5) 验算小带轮上的包角157 31 180 (dd2 ddJ .a57.3180(355 118) 153.47490493.348(6) 确定带的根数 计算单根V带的额定功率由 dd1 118mm 和 n0 1440r/min ,查表

11、8-4a 得 P0 1.61kW 根据n01440r / min , i=3 和 A型带，查表 8-4b 得 P00.17kW查表8-5，得K 93，查表8-2得Kl1.03,于是 Pr (F0P。)K Kl 1.705kW 计算V带的根数z。Pr1.7055.279取6根。(7) 计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=O.1kg/m，所以(2.5 K )PCa2(Fo)min500 qvK zv(2.5 0.93) 921K15000.1 8.8922N0.93 6 8.892150.296N对于新安装的V带，初拉力应为 仆化人山225.445N(8)

12、 计算压轴力FpFp 2zF°s in-153.4742 6 225.445 sin2633.181N22低速级斜齿轮传动设计计算小齿轮转矩 Ti Tn 509.135N m，小齿轮转速 ni nn 128.690r/min , 传动比 i1 i33.730。(1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选 8级精度(GB10095-88 从机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS二者硬度差为40HBS 选小齿轮齿数Z124 :大齿轮齿数z2i 乙 3.730

13、 24 89.52取Z290。齿数比为u90203.917 初选取螺旋角14(2) 按齿面接触强度设计按式(10-21 )试算，即d1t3 2K6 u 1/ZhZe、2 确定公式各计算数值a) 试选载荷系数Kt 1.6b) 由图10-30选取区域系数Zh2.433c) 由图 10-26 查得 10.7882 0.865，120.7880.8651.653d) 小齿轮传递的传矩T1509.135N me）由表10-7选取齿宽系数 d 1f）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze 189.8, MPag）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ;大齿轮的接触疲

14、劳强度极限H lim 2 550MPah) 计算应力循环次数：N160 n1 j Lh60 480 1 (2 8 365 15)2.523 109N2N1i12.523 1093.7306.764 108i)由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1°.94 , K HN 204j）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数S=1,由式（10-12）得k)hK HN 1H lim10.94600S1K HN 2H lim21.04550S1也应力H1H 2564572MPa 564MPa;22MPa 572MPaH2H】1568MPa 计算a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计

15、算公式得d1t322 1.6 509.135 1033.917 12.433 189.8mm1 1.663.91756893.514mmb）计算圆周速度dit niv 60 1000h）计算模数mnd1 cosZ194.473 cos1424mm3.819mm0.630m s93.514 128-690m s60 1000c) 齿宽b、模数mnt、齿高h、b d d1t 1.0 93.514mm93.514mmdit cos 93.514 cos14mnt mm 3.781mmz124h 2.25mnt2.25 3.781mm 8.507mmb/h 93.514/8.50710.993d) 计

16、算纵向重合度0.318 d 乙 tan 0.318 1 24 tan14 1.903e）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA 1，根据v=0.630m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.03 ；由表10-4查得Kh的值与直齿轮的相同，故Kh 1.321，因 KAFt /b 1 509.135/(93.514/2)/93.514116.442N / mm 100N / mm表10-3查得Kh Kf 1.2 ;图10-13查得Kf1.28故载荷系数:f) KKA Kv KhKh1 1.03 1.2 1.3211.633g) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-1

17、0a)得R11.633d1 d1t3 93.514 3 mm 94.473mmKt- 1.6(3) 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)2KY COS2YFaYSamn 3；2V d Z1f 确定计算参数a)计算载荷系数K Ka Kv KfKf 1 1.03 1.2 1.281.582b)根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.88c)计算当量齿数Zv1Z3cos2426.272d)Z2Zv23COS查取齿形系数cos314909098.521cos 14由表 10-5 查得YFa12.60,YFa22.18e)查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa11.595

18、,YSa2 1.79f)查取弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.84,Kfn2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则KfN1 FE1f1 sK FN 2 FE2f2S0.84 500300 MPa1.40.88 380238.857MPa1.4g）计算大、小齿轮的育a，并加以比较YFa1 Ysa1F】12.60 1.5953000.01382YFa2 YSa2F 22.18 1.79238.8570.01634大齿轮的数值大设计计算（按大齿轮）mn33

19、 22 1.582 509.135 103 0.88 cos141 242 1.6530.01634mm2.840mm对比计算的结果，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，由于齿轮模数mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即 模数与齿数的乘积）有关。故可取有弯曲强度算得的模数2.840mm并就近整园为标准值mn 3mm。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d194.473mm来计算应有的齿数。于是由Z1d1 cosmn94.473 cos14330.556取乙 31，则 z2

20、u乙 3.917 31 121.427取Z2 1220实际传动比为122/31=3.935,与原分配传动比基本一致(4)几何尺寸计算计算中心距乙 Z2 mn2 cos311223mm 236.526mm2 cos14将中心距圆整为236mm 按圆整后的中心距修正螺旋角arccos _乙 mn2aarccos(31 122) 313 28422 236 计算大、小齿轮的分度圆直径dd2乙mncosZ2 mcos31 3mm cos13 28 42122 3 mm cos13 28 4295.634mm376.366mm 计算齿轮宽度b d d11 95.634mm95.634mm圆整后取 B11

21、00mm, B2 95mm3.高速级斜齿轮传动计算高速级斜齿轮设计过程与低速级些齿轮一样，计算得到齿宽 B170mm, B2 65mm。考虑到同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮的其他参数取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计 算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的 要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋， 大齿轮米用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。4.齿轮的参数汇总咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.935模数(mm)3螺旋角13° 28' 42中心距(mm)236齿数3

22、112231122齿宽(mm)706510095直径(mm)分度圆95.63376.3795.63376.37齿根圆88.13368.8788.13368.87齿顶圆101.75382.37101.75382.37旋向左旋右旋右旋左旋七、轴的设计计算1.高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min )高速轴功率(kw)转矩T ( N m)4807.142.5(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d =95.63 mm，贝q2T 2 142.5Ft 3 2908.236 Nd 95.63 10 3Fr 斤怕n n 2908.236 tan201088.490Ncos

23、cos13 2842Fa Ft tan 2908.236 tan13 28 42697.043NFp 2633.181N(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取A。112,于是得P(7 163dmin A03112 327.574mmV n 4801)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为了满足 v带轮的轴向定位，i - n轴段右端需制出一轴肩，取n(4) 轴的结构设计In川IVV W-川段的直径dn -m=32mm。V带轮与轴配合的长度 L1=96mm，为了保证轴端档圈只压在 v

24、带轮上而不压在轴的端面上，故i -n段的长度应比Li略短一些，现取Li - n =90mm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 dn-m =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dx DxT=35mmx 80mm< 22.75mm 故 dm-iv =dw-扯=35mm 而 Lm-iv=B+2仁21+21=42mmLv-可=10mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30307轴承的定位轴肩高 度h=4.5mn,因此，套筒左端高度为 4.5mn, dv-可=44

25、mm 取安装齿轮的轴段W - V的直径dw v=40mm取 Lw v=103mn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Ln-m =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 10mM 8mM 63mm, V带轮与轴的配合为H7/r6 ;齿轮与轴的周向定位选用平键 12mm< 8mm< 63mn,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

26、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计及 说明4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2 45轴段编号长度(mrj)直径(mrj)配合说明I - n9030与V带轮键联接配合n -川6032定位轴肩川-IV4235与滚动轴承30307配合，套筒定位IV - V7840与小齿轮键联接配合V - W1044定位轴环W - VD2335与滚动轴承30307配合总长度303mm(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

27、L 2+L3=74.5+67.5=142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭 矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面 C处的MH、MV及M的值列 于下表。计及 说明载荷水平面H垂直面V支反力FF nh1 1358 N ，Fnh2 1550NF nv 14111N ，Fnv2 2566NC截面弯矩MM HFNH 2 L3120900 N mmM VFNV2L3M a233302N mm总弯矩r22M maxM HM VJ12090022333022262767N mm扭矩T 139057N mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数

28、据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取0.6 ,轴的计算应力V'M 2( T)2ca_W(262767?0.6 13905723MPa 43MPa0.1 403已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表15-1查得70MPa。因此ca -1，故安全。计算及说明95.63mm，根据式(10-14)，则Ft22 如還 10648.02N95.63 102.中速轴的设计(1)中速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)中速轴功率(kw)转矩T( N m)128.6906.861509.(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 di 367.37mm,根据式(10-14)，则F 2T2 5

29、09.1352771.78Nt1Fr 13d367.37 10Ft tan ncostan 202771.78 1037.42Ncos13 28 42Fa1Ft tan2771.78tan 13 28 42664.34N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2Ft tan nF r2tan 20cos10648.023985.33Ncos13 28 42Fa2Ft tan10648.02 tan 13 28 422552.11N初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3，取A。112,于是得112d minA068639.31mm153.6（

30、4）轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）IV2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度故选用单列圆 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，锥滚子轴承。参照工作要求并根据 di-n =dv-灯=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dx DXT=45mrH 100mM27.25mm 故 Li-n=Lv-可=27+20=47mm两端滚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n - m的直径dn-m =50mm齿

31、轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取dm-v=55mm又由于考虑到与高、低速轴的配合,取 Lm- v=100mm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 14mnX 9mnX 70mm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m64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2 45，各圆角半径见图计及 说明轴段编号长度（mi）直径（m）配合说明I - n4945与滚动轴承30309配合，套筒定位n -川73

32、50与大齿轮键联接配合川-IV9055定位轴环IV - V9850与小齿轮键联接配合V - W4545与滚动轴承30309配合，套筒定位总长度355mm（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Li=76mm L 2=192.5， L3=74.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭 矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面 C处的MH、MV及M的值列 于下表。载荷水平面H垂直面V支反F nh i 537 NFnv1 1776N

33、力FFnh2 7339NFnv2 3247NC截M HFNH 2 L 3M VFNV2L3M a2面弯667849N mm444347N mm矩M总弯i122M maxV M hM V矩J66784924443472802163N mm扭矩T 509134N mm（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 0.6 ,轴的计算应力M ( T)2W0.1 5038021632°.6 5091342 MPa 68.67MPa已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表15-1查得-1 70MPa。因此ca-1，故安全。3.低速轴的设计低速

34、轴上的功率、转速和转矩转速(r /min )中速轴功率（kw）转矩T( N m)34.5026.5721819.作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d 367.37mm，根据式（10-14），则FtFr2T 2 1819.045 d 367.37 10 3 Ftta n ncos9903.07 NFa9903.07Ft tan9903.07tan20cos13 28 42tan13 28 423706.51N2373.56N初步确定轴的最小直径先按式（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。根据表 15-3，取 A。112，于是得dmin A0"； 11

35、2 3：云 64.44mm轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）计及 说明i nmivvw2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位，切-w轴段左端需制出一轴肩，故取v -切段 的直径dv-可=64mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 Li=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， 故切-W段的长度应比Li略短一些， 现取 -w=105mm 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 dw-w =65mq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 30314,其尺寸为dx

36、 DXT=70mrH 150mM 38mm 故 di-n =dv-v =70mm 而 Li-n =38mm Lv-v =38+20=58mm左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm因此，取得dn-m =82mm右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得 套筒右端高度为6mm 取安装齿轮出的轴段m - V的直径dm-v =75mm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 95mm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I m-v =93mm 轴承端盖的总宽度为30m m（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴

37、承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离 L=30mm故取Lv-灯=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半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm< 11mrK 80mm半联轴器与轴的配 合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为 20mm< 12mM 80mm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。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2.0 45，各圆角半径见图轴段编号长度(mm直径(mrj)配合说明I - n3870与滚动轴承30314配合n -川1082轴环川-IV9375与大齿轮以

38、键联接配合，套筒定 位IV - V5870与滚动轴承30314配合V - W6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位W - VD10564与联轴器键联接配合总长度364mmFrFa598. 5Ft(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30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=31mm因此，轴的 支撑跨距为Li L288.5 98.5 187mm总弯矩扭矩根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭 矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面 B处的MH、MV及M的值列 于下表。载荷水平面H垂直面V支反Fnh1

39、 5216NFnv1 1953N力FFnh2 4687NFnv2 1754NB截M HF NH1 L1MVFNV2L2面弯461616N mm172769N mm矩MM max ' M H M V46161621727692492888N mmT 1819045N mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度0.6，根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取轴的计算应力M 2(T)2W4616162°6 18190452 MPa0.1 75328.09MPa因此已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表15-1查得-1 70MPaca -1，故安全八、滚动轴承的

40、选择及计算轴承预期寿命Lh' 15 365 8 2 8.76 104h1.高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计手册得 1151 35 , Cr 71.2kNe 1.5ta n1.5 ta n11 51 350.315(1) 求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2由高速轴的校核过程中可知：Fnh1 1358 N，Fnh2 1550 NFnv1 -4111N，Fnv2 2566 N2222Fr1Fnh1Fnv1、1358( 4111).4329 NFr2 Fnh 22FnV22.15502256622998 N(2) 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得

41、FdFr2YF d1F d21136N787N43292 0.4ctg11 51 3529982 0.4ctg11 51 35因为 Fae 697 N所以 Fae Fd2 1484 NFd1Fa1Fae Fd2 1484NFa2Fd2 787N(3)求轴承当量动载荷R和P2(1)求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2由机械设计表13-7得FdFr2YF diF d2537N2307N18662 0.4ctg12 571082052 0.4ctg12 5710因为 Fae Fa2 Fa1 25526641888N所以 Fae Fd2 4195 NFd1Fa1 Fae Fd2 4195NFa2 Fd2

42、 2307N(2)求轴承当量动载荷R和巳Fa1Fr1419518662.248 eFa2Fr2230782050.2814195)由机械设计表13-6，取载荷系数f p 1.1P fp0.4Fr1 YFa1 1.1 (0.4 18660.4ctg12 57 108846NF2 fpFr2 1.1 82059026N(4)验算轴承寿命因为R P2，所以按轴承1的受力大小验算106 C60n P10106102 '360 128.690 9.0264.19 105hLh'故所选轴承满足寿命要求。3低速轴的轴承208kN选用30314型圆锥滚子轴承，查课程设计手册得 12 57 10

43、 ,e 1.5ta n1.5 tan 12 57 100.345(1)求两轴承所受到的径向载荷FM和Fr2由低速轴的校核过程中可知：F NH 15216N，Fnh 24687NF NV11953N，FNV21754 N: 22/ 22F r1 FNH 1F NV1”521619535570 NFr2.Fnh2 0.4ctg12 57 10因为 Fae 2374NF 2NV246872217545004 N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得FdFr2YF d1F d21601N1438N55702 0.4ctg12 57 105004所以 Fae Fd1 3975NF

44、d2Fa1 Fd1 1601NFa2 Fae Fj1 3975N(3) 求轴承当量动载荷R和乌Fa2Fa11601Fr155700.287 eFr25974 0.794 e由机械设计表13-6，取载荷系数f p 1.1R fpFri 1.1 5570 6127NP2fp 0.4Fr2 YFa21.1 (0.4 5004 0.4ctg12 57 10 3975)9806N(4) 验算轴承寿命因为R P2，所以按轴承2的受力大小验算106 C60n F2106 10 208 360 34.502 9.8061.28 1 07hLh'故所选轴承满足寿命要求。九、键联接的选择及校核计算2T 1

45、03 由机械设计式(6-1 )得 pkidPa键、轴和轮毂的材料都是钢，参照机械设计表6-2，取 p 110MPa(1)V带轮处的键取普通平键10X 8X 63键的工作长度i L b 63 10 53mm键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h0.54mm2T 1032 142.5 103pkid44.81MPa4 53 30 p 110MPa高速轴上小齿轮处的键取普通平键12X 8X 63键的工作长度i L b 63 12 51mm(3)键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h0.52T 1032 142.5 103pkid34.93MPa4 51 40 p 110MPa中速轴上大齿轮处的键4mm取普通平键14X 9X 63键的工作长度i L b 6314 49mm键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.54.5mm2T 1032 509.135p103kid92.36MPa4.5 49 50 p 110MPa中速轴上小齿轮处的键取普通平键 14X 9X 70