带式输送机的同轴式二级圆柱齿轮减速器设计模板.doc

1、带式输送机的同轴式二级圆柱齿轮减速器设计摘 要：设计二级圆柱齿轮减速器，根据所给的设计数据，从选择电动机到齿轮轴等零件的选择逐步进行了计算及研究，选择了最优的设计方案和尺寸，完成了对减速器的设计，并且在设计之后运用了 cad 和 proe 等软件，对圆柱齿轮减速器绘制了装配图和三维图。关键词： 减速器、齿轮传动、AutoCAD、 Pro/e1 主要的设计数据及任务本次设计的是圆柱齿轮减速器，设计任务如老师所给的。1.1 设计内容（1）在设计减速器过程中，传动装置的设计包括了传动方案的确定，传动装置如何进行运动，其中还有动力参数的计算，其后还包括了电动机的选择和传动比的分配；（2）设计中需要选择

2、合适的联轴器和传动零件设计计算；（3）减速器的设计中减速器的装配图和零件图绘制（应用AutoCAD软件）；（4）减速器的三维实体造型（应用ProE 或其它软件）本次毕业设计选用的三维软件是solidworks ；（5）编写设计说明书；（6）完成论文综述（ 5000 字以上）和外文翻译（英文期刊论文翻译成中文，至少翻译 3000 字）；（7）提交设计图纸及毕业论文。1.2 总体布置简图根据所给的图形，减速器的基本结构和传动简图如图下所示：图 1 减速器简图1.3 工作情况连续单向运转，工作时有轻微的振动1.4 原始数据根据设计任务书上的所给的基本数据再结合一般减速器的设计要求，本次设计的原始基1

3、本数据如下表所示：表 1 减速器原始设计数据运输机工作运输带工作卷筒直径运输带速度使用期限工作制度轴转矩（ N?m） 速度（ m/s）D（mm）允许偏差（%）（年）（班/ 日）12001.443051012 同轴式二级圆柱齿轮减速器整体设计2.1 传动方案的拟定及说明根据上图所给的齿轮减速器布置简图我们可以选择采用起到过载保护作用的 V 带，同轴式二级圆柱齿轮减速箱， 因为选择同轴式可以使减速器横向尺寸变得较小。 根据原始数据可以得到同轴式二级圆柱齿轮减速器输出轴的转速根据公式有：601000v6010001.4nwD 43062.213r / min2.2 电动机的选择2.2.1 电动机类型

4、选择按照说明书所给的工作条件和工作要求，我们查表后可以选用（ IP44 ）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2.2.2 电动机容量（1）卷筒轴的输出功率 PwFv2T v212001.4PwD0.4307.814kW100010001000（2）电动机的输出功率 PdPwPd传动装置的总效率：3212345上式中，1 , 2为传动过程中电机到轴，齿轮之间，每对轴承，每个联轴器的效率。由参考文献 2 查得：V 带传动：1 0.955滚动轴承：2 0.9875圆柱齿轮传动：3 0.972弹性联轴器：4 0.9925卷筒轴滑动轴承：5 0.955则： 0.955 0.98753 0.97 2 0

5、.9925 0.9550.82015故：PwPd7.8140.820159.5275kW（3）电动机额定功率Ped查看参考文献 2 根据上面的计算结果：Pd9.5275kW我们可以选取电动机额定功率为：Ped11kW 。（4）电动机的转速通过参考文献 2 查得：1）V 带传动传动比范围：i1 2 4 ；2）同轴式二级圆柱齿轮减速器传动比范围查表可以得出i 2 860 ，根据公式计算，电动机转速范围为nd nw i1 i2 66810026r / 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10

6、00r/min和 1500r/min的两种电动机进行比较，如表2 所示：表 2 电动机性能对比方案电动机额定功电动机转效率型号质量对比率（ kW） 速（ r/min ） （ %）1Y2-132M-146088%411电机 1电机 2Y2-160L-297087.5%6113根据上表可以发现 2 种方案都可以选择，但是方案 1 的电动机效率比方案 2 的高，并且查参考文献 2 可以看出方案 1 中电动机的质量较小，并且比价比较低。由上面的解释我们可以采用方案1，并且确定了型号为Y2-132M-4 的电动机。2.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比2.3.1传动装置总传动比nm1460i23.

7、468nw62.2132.3.2分配各级传动比根据设计所需， V 带传动比我们可以选取为i12.5 ，则根据计算我们可以得出二级圆柱齿轮减速器的传动比为i2i3i23.468i19.3872.5i2i33.065上式计算出的传动比符合一般二级圆柱减速器的传动比的常用范围。2.3.3 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速设计中为了方便计算和观察， 我们规定电动机轴为 0 轴，所以依次减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴。再计算出各轴转速：n0nm1460 r / minn1n01460i1584r / min2.5n2n1584i2190.54 r / min3.065n3n2190.

8、54i362.17r / min3.065（2）各轴输入功率根据电动机额定功率Ped 计算出来各个轴的输入功率，即P0Ped11kWP1P0 111 0.95510.505kWP2P12310.5050.98750.9710.06kWP3P2 236.86080.98750.979.639kW（3）各轴转矩计算4T09550 P095501171.95N mn01460T19550P1955010.505171.786Nmn1584T29550 P2955010.06504.214 Nmn2190.54T39550P395509.6391480.657 Nmn362.17通过上述计算结果可知同

9、轴式二级圆柱齿轮减速器各轴的计算结果如表所示：表 3 减速器各轴基本数据统计电动机轴 O高速轴中速轴低速轴转速（ r/min ）1460584190.5462.17功率（ kW）1110.50510.069.639转矩（ N m ）71.95171.786504.2141480.6573 重要的零部件设计3.1 传动件的设计计算3.1.1 V带传动设计计算（1）确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查参考文献2 可以知道，工作情况系数：KA1.2由此可知：PcaK A Pd1.21113.2kW（2）选择 V 带的带型由 Pca 、 n0 由参考文献 2 可以将 V 带选取为： A 型。

10、（3）确定带轮的基准直径 d d 并验算带速 v1) 初选小带轮的基准直径 d d1 。取小带轮的基准直径为：dd 1125mm2) 验算带速 v。5根据公式可以算得V 带的速度为：dd 1n0 125 1460v1000609.55m / s601000由于带传动的基本速度范围为：5m / sv30m / s故带速合适。3) 计算大带轮的基准直径。根据参考文献 2,计算大带轮的基准直径 d d 2 为：dd 2 i1 d d1 2.5 125 312.5mm根据上述结果，可以将带轮的基准直径可以圆整为：d d 2315mm(4) 确定 V带的中心距 a 和基准长度 Ld1) 根据参考文献 2

11、 带轮设计，初定中心距： a0 500mm。2) 根据参考文献 2 计算带所需的基准长度：Ld 0 2a0(d2d1dd 22)( dd 2dd 1 )2a0(d2d1dd 2)( dd 2dd 1 )24a02500(315125)2(125315)500241709.2 mm由参考文献 2选带的基准长度： Ld1800mm3) 按参考文献 2计算实际中心距 a。aa0LdLd 1250018001709.22545.4mm中心距的变化范围为518.4 599.4mm。(5) 验算小带轮上的包角11180(dd 2dd 1) 57.3a180(315125) 57.3545.4160906(

12、6) 确定带的根数1) 计算单根 V 带的额定功率由 dd 1和 n01460r / min ，查参考文献 2 得：P03.16kW根据 n01460r / min ， i2.5和 A 型带，查参考文献 2 得：P00.03kW查参考文献 2 得：K 0.95K L0.99于是有：Pr(P0P0 ) K K L3.0kW2) 计算 V 带的根数 z。Pca13.2z4.4Pr3.0取5根。(7) 计算单根 V 带的初拉力的最小值 ( F0 )min查看参考文献 2 得到 A 型带的单位长度质量为q=0.1kg/m ，所以(F0 )min500 (2.5 K )Pcaqv2K zv500(2.5

13、 0.95)13.20.1 9.552 N0.9559.55234.5N应使带的实际初拉力 F0(F0 ) min(8) 计算压轴力 Fp( Fp ) min2z(F0 ) min sin1215225234.5 sin22305N3.2 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩：7T1T2504.214N m小齿轮转速：n1n2190.54r / min传动比：ii33.065 。3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选7 级精度（ GB10095-88）3) 材料选择。由参考文献 2 查得我们

14、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。4) 选小齿轮齿数：z124 ：大齿轮齿数：z2i z13.0652474为了减小齿轮的传动磨损等选取：z2755) 初选取螺旋角143.2.2 按齿面接触强度设计按式 (10-21 ）试算，即d1t2K t T1u 1ZH ZE)23( H du1) 确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数 K t 1.6b) 选取区域系数 ZH 2.433c)1 0.78, 2 0.88，12 0.78 0.88 1.66d) 小齿轮传递的传矩 T1 504.214N m

15、e) 选取齿宽系数 d 1f) 由参考文献 1 表 10-6 查得材料的弹性影响系数：1Z E189.8MPa 2g) 由 参 考 文 献 1 图10-21d按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的接 触 疲 劳强 度 极 限H lim 16 0 0M P a；8大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPah) 由参考文献 1 式 10-13 计算应力循环次数：N160 n1j Lh605841 (2836510)2.046109N2N12.046 1096.72 108i13.065i) 接触疲劳寿命系数K HN 10.90KHN 20.94j) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为

16、1%，安全系数 S=1，则有：K HN1H lim 10.90600540MPa ;H 1MPaS1K HN2H lim 20.94550517MPaH 2MPaS1k) 许用接触应力H 1H 2540 517H528.5MPa222) 计算a) 试算小齿轮分度圆直径 d1t ，代入上式中较小的值。21.6504.2141033.06512.43323189.8mm 97.0mmd1t11.663.065528.5b) 计算圆周速度v d1t n1 97190.54 m s 0.955m s601000601000c)齿宽 b 及模数 mntbd d1t1.097mm 97mmd1tcos 9

17、7cos14mntz1mm 3.94mm24h 2.25mnt2.25 3.94mm 8.865mmb / h97 / 8.865 10.95d) 计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 24 tan14 1.9039e) 计算载荷系数 K使用系数 K A1 根据 v0.7505m s ，7 级精度，由参考文献 2 查得动载系数：K v1.04由参考文献 2 查得 K H 的值与直齿轮的相同，故：K H1.321因K A Ft / b1 504.214 / (97 / 2) / 97107 N / mm查参考文献 2 得：KHKF1.4查参考文献 2 得：K F1.28故载荷

18、系数：KK AKV K H K H1 1.041.41.3211.92f) 按照校正实际的载荷系数结果所算得的分度圆直径：dd 3K97 3 1.92mm 103mm11tK t1.6g) 计算模数 mnmnd1 cos 103cos14 mm 4.01mmz1243.2.3按齿根弯曲强度设计由参考文献 2 根据公式：2KT1Y cos2YFa YSamn 32 F d z11) 确定计算参数a) 计算载荷系数KK AKV K F K F 1 1.041.4 1.281.8610b) 根据纵向重合度：1.903从而查得螺旋角影响系数：Y0.88c) 计算当量齿数z12426.27zv1cos3

19、 cos3 14z275zv 2cos382.1cos3 14d) 查取齿形系数由参考文献 2 查得：YFa 12.592YFa 22.185e) 查取应力校正系数由参考文献 2 得：YSa11.596YSa21.787f) 计算弯曲疲劳许用应力由参考文献 2 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：FE 1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限：FE 2380MPa由参考文献 2 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数：K FN 1 0.84K FN 2 0.88取弯曲疲劳安全系数：S=1.4由参考文献 2 得：F1K FN1FE 10.84500300.0MPaS1.4F 2KFN 2F

20、E 20.88500238.9MPaS1.4g) 计算大、小齿轮的 YFa YSa ，并加以比较：F YFa1 YSa12.592 1.5960.01379F 130011YFa 2 YSa22.185 1.7870.01634F 2238.9大齿轮的数值大2)设计计算21.86504.2141030.8823cos140.01634mmmn12421.662.95mm对比上面的计算结果，我们可以发现齿面接触疲劳强度计算的模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，齿轮模数的大小更主要是弯曲强度和疲劳强度所决定的承载能力与齿轮的直径有关，我们可取由弯曲强度算的的模数就近圆整为标准值m=3mm，

21、按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1103mm ，算出小齿轮齿数d1 cos 103cos14z133.35mn3取：z134则：z2uz13.06534104取：3.2.4几何尺寸计算1) 计算中心距az2105Z1Z2 mn2cos 341053mm2 cos14231mm将中心距圆整为235mm2) 计算分度圆直径d1Z1mn343mm99.0mmcos cos13 3355dZ2mn1053324mm2cos mmcos13 33 553) 计算齿轮宽度12bd d199mm圆整后取：B1105mmB2100mm设计的是同轴式二级圆柱齿轮减速器， 为了保证中心距完全相等的要求， 且可以满

22、足根据弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求以及低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度，所以两对齿轮取成完全一样。为了减小中间轴上齿轮的轴向力， 也尽可能的让其抵消一部分的力， 所以我们采用了高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋和大齿轮左旋。表 4 减速器齿轮数据统计高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.065模数 (mm)3螺旋角13 33 55中心距 (mm)235齿数3410534105齿宽 (mm)105100105100旋向左旋右旋右旋左旋3.3 轴的设计计算3.3.1高速轴的设计(1) 求输入轴上的功率、转速和转矩，若取每级齿轮传动的效率0.97 ，则表

23、 5 高速轴基本参数转速（ r / min ） 高速轴功率（ kw ） 转矩 T（ N m ）58410.505171.786(2) 作用在轴上的力因已知高速级齿轮的分度圆直径为d =99mm ，而Ft2T2171.7863470 Nd99 103FrFttan n3470tg 20cos 1299.25 Ncos13 33 55FaFttan 3470tg 20 1260.53NF p1622 N(3) 初步确定轴的最小直径先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 A012,于是得13dminA03 P112 3 10.50528.56mmn584(

24、4) 轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案图 2 轴的结构设计简图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 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 带轮与轴之间的配合的长度 L1=80mm，设计的时候为了保证轴端档圈压在了 V 带轮上，不能压在轴的端面上，所以 - 段的长度应该比 L1 短一点，可以取 L - =75mm。b) 初步选择滚动轴承。 在设计中我们选用单列圆锥滚子轴承， 是因为轴承在工作时收到了径向力和轴向力的作用， 。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

25、锥滚子轴承30307，其尺寸为 dD T=35mm 80mm22.75mm，故 d- =d- =35mm；而 L - =21+21=42mm，L- =10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30308 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。c) 取安装齿轮的轴段 - 的直径 d - =40mm，取 L - =103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。d) 轴承的端盖的总宽度为36mm。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。表

26、 6 轴基本参数表轴段编号长度（ mm） 直径（ 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 - 10340与小齿轮键联接配合 - 1044定位轴环 - 2335与滚动轴承 30307 配合总长度313mm2）轴上零件的轴向定位V 带轮与轴的周向定位选用平键 10mm8mm 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 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14直径尺寸公差为m

27、6。3）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角 1.2454）求轴上的载荷首先根据轴的结构图。在确定轴承支点位置时，从参考文献 2 查取 a 值。对于 30307 型圆锥滚子轴承，由参考文献 2 查得 a=18mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm， L 2+L3 =74.5+67.5=142mm。根据轴的计算可知：。表 7 轴上的载荷载荷水平面 H垂直面 V支反FNH 11143N ， FNH 21262NFNV12237N ，FNV 2 1516N力 FC截面 MHFNH 2 L385185 N mmM VFNV 2L3M a弯矩 M145551Nmm总弯M maxM H2M V285185

28、21455512168646Nmm矩扭矩T118750N mm5）按弯扭合成应力校核轴的强度以及轴单向旋转，扭转切应力，取0.6 ，轴的计算应力M 2(T) 2caW58085620.624223600.1503Mpa50.70Mpa已选定轴的材料为 40Cr，调质处理。由参考文献2 查得 -1 70MPa 。因此：ca -1故安全。3.3.2中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩表 8 中速轴基本参数转速（ r / min ） 中速轴功率（ kw ） 转矩 （T N m ）190.5410.06504.214(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 d1 324mm ，则2

29、T2504.2143099.6NFt 1324 10 3d15Fttan n3099.6tg 201160.625 NFr 1cos cos13 33 55Fa1Ft tan 3099.6 tg 201128.25 N已知低速级齿轮的分度圆直径为d299mm，则Ft 22504.21410186.14 N99103Ft tan n10186.14tg 203810.38 NFr 2cos13 33 55cos Fa 2Ft tan 10186.14tg 203704.47 N(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。取 A0 112

30、 ,于是得dminA03 P112310.0642.56mmn190.54(4)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案图 3 轴的结构设计简图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 初步选择滚动轴承。 轴承在工作时受到了径向力和轴向力的作用， 所以我们选用了单列圆锥滚子轴承。根据所需的工作要求，根据 d- =d- =45mm，再查表，可以选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309，其尺寸为 d D T=45mm 100mm27.25mm，故 L - =L - =27+20=47mm。两端的滚动轴承采用套筒来进行轴向定位。 再根据手册， 查得了 30309 型轴承的定位轴肩高度 h=

31、4.5mm，所以左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为 4.5mm。b) 安装大齿轮的轴段- 我们可以取直径d - =50mm；齿轮的左端与轴承采用套筒定位。c) 为了使大齿轮轴向定位，取 d - =55mm，根据高低速轴的配合，取 L - =100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。16表 9轴基本参数表轴段编号长度（ mm）直径（mm）配合说明 - 4945与滚动轴承 30309 配合，套筒定位 - 9850与大齿轮键联接配合- 9055定位轴环- 10350与小齿轮键联接配合- 4545与滚动轴承 30309 配合总长度mm3853）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

32、 14mm9mm 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 m6。4 ）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献 2 ，取轴端倒角 1.2 45 求轴上的载荷（5）在确定轴承支点位置时，从参考文献 2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=76mm， L 2=192.5 ， L3=74.5mm。根据轴的计算，从轴的结构图计算出截面的MH、 MV 及 M的值列于下表。表 10 轴上的载荷载荷水平面 H垂直面 V支反力 F FNH

33、168NFNH 26186NFNV 11382NFNV 22682NC 截面弯FNH 2L3460875 NmmM VFNV 2L3M a 2M H353536N mm矩 M总弯矩MmaxM 2M222N mmHV460875 353536580856扭矩T422360Nmm（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴单向旋转，扭转切应力，取0.6 ，轴的计算应力：M 2( T)2580856220.6 422360Mpa 50.70MpacaW0.1503已选定轴的材料为 40Cr，调质处理。由参考文献2 查得 -1 70MPa 。因此：ca-1故安全。3.3.3低速轴的设计(1) 低速轴上的功

34、率、转速和转矩17表 11 低速轴的基本参数转速（ r / min ） 中速轴功率（ kw ） 转矩 （T N m ）40.966.371370.92(2) 作用在轴上的力因已知低速级齿轮的分度圆直径为 d 324mm，则：Ft2T21480.6579135.8 Nd324 10 3Ft tanntg 20Fr9135.83450.1Ncos cos13 33 55Fa Ft tan 9135.8 tg 203314.74 N(3) 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。根据参考文献1 表 15-3 ，取 A0112 ，于是得：dminA03 P112 3

35、 9.36960.0mmn62.17(4) 轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案图 4 轴的结构设计简图2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 设计时半联轴器要满足轴向定位要求， - 轴段左端就要制出轴肩， 取 - 段的直径 d - =64mm。右端的定位可以用轴端挡圈，挡圈直径 D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=107mm，轴端挡圈应该压在半联轴器上，所以 - 段的长度应比 L1 要短一点，取 L - =105mm。b) 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 - =65mm，由轴承产品目录中初步选

36、取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30314，其尺寸为 dDT=70mm150mm38mm，故 d - =d - =70mm；而 L - =38mm，L- =38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。根据手册查得30314 型轴承的定位高度h=6mm，取 d- =82mm。c) 取安装齿轮处的轴段 - 的直径 d- =75mm；齿轮的右端与轴承采用套筒定位。 已知齿轮轮毂的宽度为100mm，套筒端面压紧齿轮，就需要轴段要短于轮毂宽度，所以取l - =98mm。18d) 轴承端盖的总宽度为 30mm。为了方便轴承端盖的装拆，还有对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面

37、与半联轴器左端面间的距离 L=30mm，故取 L - =60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表 12 输出轴的基本参数轴段编号长度（ mm）直径（ mm）配合说明- 3870与滚动轴承 30314 配合- 1082轴环- 9875与大齿轮以键联接配合， 套筒定位- 5870与滚动轴承 30314 配合- 6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位- 10563与联轴器键联接配合总长度mm3693） 轴上零件的周向定位齿轮丶轴和半联轴器的周向定位都采用平键连接。查表6-1 查得平键截面 bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，齿轮与轴的配合要保证有良好的对中性，轮毂与轴的配合选H7/

38、n6；半联轴器与轴的联接，选用平键为 18mm11mm80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承和轴的周向定位是由过度配合来保证的，轴的直径尺寸公差选m6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角 2.045 ，各轴肩处的圆角半径见图：5）求轴上的载荷首先要画出轴的简图，再确定轴承支点的位置，然后通过手册查找a 值。 30314 型圆锥滚子轴承查得是a=31mm。所以轴的支撑跨距L1L26775142mm通过计算再画出轴的弯矩图和扭矩图。 从图中我们可以看出截面 B 是轴的危险截面。 现将计算出截面 B 处的 MH、MV 及 M的值列于下表。表 13轴上的载荷载荷水平面 H垂直面 V支反

39、FNH 13943.35NFNV 12039.50N力 FFNH 23522.72NFNV 24831.04NB 截面M HFNH1L 1264204 NmmM VFNV 2L2弯矩 M362325Nmm总弯M maxM H2M V226420423623252448423N mm矩扭矩T1370920N mm6）按弯扭合成应力校核轴的强度校核的时候， 一般只要校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度就行了。根据上面给的数据，取0.6 ，轴的计算应力19M 2(T )2caW44842320.6213709200.175322.21Mpa根据参考文献 2 表 15-1 查得 -1 70MPa 。因此：ca-1 故安全7）精确校核轴的疲劳强度a) 判断危险截面截面受到了扭矩作用， 所有引起的应力集中削弱了轴的疲