带式输送机二级同轴式减速器设计-(一).docx

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1、#XTan Technotogical Uixhreraity North institute erf Information Engineering机械设计课程设计卫说明书题目:带式输送机的同轴式二级圆柱齿轮减速器设计系 别 机电信息系专业:机械设计制造及其自动化班级：机电一班姓名：李三三学号：B13020109指导老师：2016 年 512机械设计课程设计一带式输送机同轴式二级圆柱齿轮减速器目录一、设计任务书 1二、传动方案的拟定及说明 1三、电动机的选择 3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 3五、计算传动装置的运动和动力参数 4六、传动件的设计计算 51 . V带传动设计计算 5

2、2 .斜齿轮传动设计计算 7七、轴的设计计算 121 .高速轴的设计122 .中速轴的设计153 .低速轴的设计19精确校核轴的疲劳强度 22八、滚动轴承的选择及计算 261 .高速轴的轴承262 .中速轴的轴承273 .低速轴的轴承29九、键联接的选择及校核计算 31十、联轴器的选择 32十一、减速器附件的选择和箱体的设计 32十二、润滑与密封33十三、设计小结343设计计算及说明结果设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1 .总体布置简图2 .工作情况工作平稳、单向运转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

3、年限 (年)工作制度(班/日)13500.7032051024 .设计内容(1)电动机的选择与参数计算(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张(0号或1号图纸)(2)齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸)(3)设计计算说明书一份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。结果带式输送机的展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书机械设计课程设计一带式输送机同轴式二级圆

4、柱齿轮减速器nw60 1000vD60 1000 0.732041.778r/min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)卷筒轴的输出功率PWFv10002T vD10002 13500.3200.7010005.90625kWPw5.90625kW设计计算及说明结果130.82015Pd 7.2014kWPed 7.5kW由表2-1查得V带传动常用传动比范围i124 ,由表2-2查得两级同轴式圆(2)电动机的输出功率PdPdPw传动装置的总效率式中，1, 2为从电动机至卷筒轴之间

5、的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计(以下未作说明皆为此书中查得)表 2-4查得：V带传动1 0.955；滚动轴承 2 0.9875；圆柱齿轮传动3097 ；弹性联轴器40.9925；卷筒轴滑动轴承5 0.955,则320.955 0.98750.970.9925 0.955 0.82015故 PdPw5.96257.2014kW0.82015(3)电动机额定功率Ped由第二十章表20-1选取电动机额定功率 Ped7.5kW 。3.电动机的转速柱齿轮减速器彳动比范围i2 860,则电动机转速可选范围为nd nw i1i2 66810026r/ min可见同步转速为 750r/min、1

6、000r/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:方 案电动机 型号额定功率(kW电动机转速(r/min )电动机质 量(kg)传动装置的传动比同步总传动 比V带传 动两级减 速器1Y132M-47.5150014408134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此,可采用方案1,选定电动机型号为 Y132M-4。4.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由

7、表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸, 并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKLF X GD质量(kg)1323880331251510X 881四、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nmnw144041,77834.468i 34.468i12.5i2 i3ii134.4682.513,7872,分配各级传动比取V带传动的传动比i12.5,则两级圆柱齿轮减速器的传动比为i2 i3 3.713i

8、2 i3 3.713所得i2 i3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范围。五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为n轴，低速轴为出轴，各轴 转速为n0 nm 1440r/minninoii144025576r / minnnnii25763.713155.13r/minn2155.13nm- 45.78r/mini33.7132 .各轴输入功率按电动机额定功率 Ped计算各轴输入功率，即Po Ped 7.5kWKF0 17.5 0.955 7.1625kWPnR 2 3 7.1625 0.9875 0.97 6.8608kWPm

9、P2 2 3 6.8608 0.9875 0.97 6.5718kW3 .各州转矩P07.5T0 9550 09550 49.74N mn01440R7.1625Ti 9550 9550 118.75N mni576Pn6.8608Tn9550 9550 422.36N mn155.13Pm6.5718Tm 9550 9550 1370.92N mnm45.78电动机轴高速轴I中速轴n低速轴m转速（r/min ）1440576153.640.96功率（kW7.206.916.646.37转矩（N m）49.74118.75422.361370.92六、传动件的设计计算1. V带传动设计计算(1

10、) 确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计书)表8-7得，工作情况系数KA 1.2Pca KaR 1.2 7.5 9kW(2) 选才i V带的带型由Pca、/由图8-11选用A型(3) 确定带轮的基准直径 dd并验算带速V(V带设计部分未作说明皆查此初选小带轮白基准直径dd1。由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1 125mm验算带速V。按式(8-13)验算带的速度ddno60 1000125 144060 10009.425m/s因为5m/s v 30m/s,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径dd2dd2idd12.5 125

11、312.5mm根据表8-8 ,圆整为dd2 315mm(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld根据式(8-20),初定中心距a0 500mm。由式(8-22)计算带所需的基准长度 2(dd2 d d1 )4aO(315 125)24 500Ld0 2a0 一(d d1 d d2 )22 5002 (125 315)由表8-2选带的基准长度 Ld1800mm2a0- (dd121709.2mmd d2)2(dd2 dd1)4aOPca9kWA型dd1 125mmdd2 315mmLd 1800mm按式(8-23)计算实际中心距a。aaoLd500 1800 17092 5454mm22中心距变化范

12、围为 518.4599.4mni(5) 验算小带轮上的包角157,357.31 180 (dd2 dd1) 180(315 125) 16090a545.4(6) 确定带的根数计算单根V带的额定功率由 dd1 125mm 和 n0 1440r / min ,查表 8-4a 得 P0 1.91kW根据 n01440r/min, 1=2.5 和 a型带，查表 8-4b 得 P00.03kW查表8 5得K0,95,表8 2得KL0.99于是Pr (P0P0) K KL 1.91kW 1.8246kW计算V带的根数zoPcaPr4.931.8246a 545.4mm1160取5根。(7) 计算单根V带

13、的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m ,所以(2.5 K )Pca2(F0)min500 K zv qv500(2.5 0.95) 90.95 5 9.42520.1 9,4252 N165N(F0)min165N应使带的实际初拉力F0(F0)min(8) 计算压轴力Fp(Fp)min2z(F0)min sin 2 5 165 Sin1521622N(Fp)min 1622N2.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1Tn422.36N m，小齿轮转速n1 nn 155.13r/min ,传动比 i i3 3.713。（1）选定齿轮类型、精

14、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 7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）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240HB&二者 硬度差为40HBs选小齿轮齿数乙 24：大齿轮齿数z2 i z1 3.713 24 89初选取螺旋角14（2） 按齿面接触强度设计按式（10-21 ）试算，即人2KtT1 u 1/ZhZe、2d1t 3（r J,d u h确定公式内各计算数值a）试选载荷系数Kt 1.6b）由图10-30选取区域系数 Zh 2.433c)由图 1

15、0-26 查得 1 0.78, 2 0.88,2 0.78 0.88 1.66d）小齿轮传递的传矩Ti 422.36N me）由表10-7选取齿宽系数d 11f）由表10-6查得材料弹性影响系数 Ze 189.8MPa2g）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HHm1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPah）由式10-13计算应力循环次数:NiN260 n1 j Lh 60 576 1 (2 8 365 10)2.02 109斜齿圆柱齿轮7级精度z12414Nii192.02 1093.7135.44 108机械设计课程设计一带式输送机同轴式二级圆

16、柱齿轮减速器设计计算及说明结果i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khni 0.90,Khn2 0.94j）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 HN 1 H lim1H1 SK HN 2 H lim 2H2 Sk)许用接触应力0.90 600MPa 540MPa;10.94 550MPa 517MPaH1H 22540 517 528.5MPa17计算a)试算小齿轮分度圆直径由计算公式得dt一 一 一一一一 一 33 2 1.6 422.36 103.713 12.433 189.8b)c)d)e)1 1.663.713528.5mm 92.40mm

17、d1t92.40mm计算圆周速度d1tn160 1000齿宽mnt92.40 155.1360 10000.7505m s0.7505m sb及模数dd1td1t cosmt1.092.40mm 92.40mm92.40 cos14 mm 3.74mm242.25mnt 2.25b/h 92.40/8.41计算纵向重合度0.318 d Zi tan计算载荷系数K3.74mm8.41mm10.760.3181 24 tan14 1.903由表10-2查得使用系数 KA1 根据 v 0.7505ms,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.04；由表10-4查得Kh的值与直齿轮的相同，故Kh

18、1.321KAFt/b 1 422.36/(92.4/2)/92.4 98.9N /mm 100N/mm表 10-3查得 Kh Kf 1.4；图 10-13 查得 Kf 1.28故载荷系数:KKA Kv KH KH 1 1.04 1.4 1.321 1.92f)g)(3)d1 d1t计算模数3KtK 90.40mnd1 cosZi按齿根弯曲强度设计由式(10-17)mn31923,mm 98.19mm 1.698.19 cos14 mm243.97mmmn 3.97 mm2KT1Y cos2YFaYSa2 dZ1f确定计算参数a)计算载荷系数K Ka KvKfKf 1 1.04 1.41.28

19、 1.86b)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)Zizv13cos24326.27cos 14d)e)f)Z2Zv23cos查取齿形系数893cos1497.43由表10-5查得YFa1查取应力校正系数由表10-5查得YSa1计算弯曲疲劳许用应力2.592,YFa21.596,YSa22.1851.787按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 (10-10a)得由图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

20、弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得F1F2K FN1SK FN2SFE1FE2g）计算大、小齿轮的Y Fa1 YSa1F1Y Fa2 YSa2F20.84 500300.0MPa1.40.88 500238.9MPa1.4YFaYSa ,并加以比较f2.592 1.596 0.013793002.185 1.787 0.01634238.9大齿轮的数值大设计计算mn3,22 1.86 422.36 103 0.88 cos1421 242 1.660.01634mm 2.81mm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mn2.81mm度计算的法面模

21、数，取 mn 3mm,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d1 98.19mm来计算应有的齿数。于是由Z1d1 cos98.19cos1431.76mn32取Z132,贝U Z2UZ13.713 24119Z2119（4） 几何尺寸计算计算中心距Zi Z2 mn a 2 cos32 119 3 mm2 cos14233.43mm233.43mm将中心距圆整为 233mm按圆整后的中心距修正螺旋角机械设计课程设计一带式输送机同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果23乙 Z2 mn arccos2a因值改变不多，故参数计算大、小齿轮的分度圆直径,乙 m

22、n 32 3dicoscos13 33 55,Z2 mn119 3d2cos cos13 33 55(32 119) 3arccos13 33 552 233,K ,Zh等不必修正mm 98.75mmmm 367.24mm计算齿轮宽度b d d11 98.75mm 98.75mm圆整后取 B1 105mm,B2 100mm由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，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。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.713模数(mm)3螺旋角13 33 55中心距(

23、mm)233齿数3211932119齿范(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75367.2498.75367.24齿根圆91.25359.7491.25359.74齿顶圆104.75373.24104.75373.24旋向左旋右旋右旋左旋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。d198.75mmd2 367.24mmB1105mmB2100mm设计计算及说明七、轴的设计计算结果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)5766

24、.91118.75（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d =98.75 mm ,根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式 （10-14）,则FtFr2T 2 118.75d 98.75 10 32405.06NFt tan ntg20t n 2405.06 gcoscos13 33 55900.49NFa Ft tan 2405.06 tg20 875.37NFp 1622N pFt 2405.06 NFr 900.49 NFa 875.37N aFp 1622N p（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1

25、5-3,dmin 25.64mm取Ao 112,于是得一 P 一 6.91dminAo3112 325.64mm.n576（4）轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）In1111Vv vi vn2）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， 故取n -m段的直径d n-32mmV带轮与轴配合的长度 Li=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I -n段的长度应比Li略短一些，现取 Li-n=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dn-

26、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 d x DX T=35mm x 80mm x22.75mm,故 d，iv=d皿-皿=35mm ;而 Liv=21+21=42mm , l_v-vi=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 , dv-w=44mm。取安装齿轮的轴段IV -V的直径div-v=40mm ,取Lv-v=103mm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） 。

27、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-=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 x 8mm x 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 x 8mm x 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H而6 ;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1,2 45 ,各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I

28、-n7530与V带轮键联接配合n -m6032定位轴肩m-w4235与滚动轴承30307配合，套筒定位w-v10340与小齿轮键联接配合V -VI1044定位轴环vi-vn2335与滚动轴承30307配合总长度313mm（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。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+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

29、。设计计算及说明结果机械设计课程设计一带式输送机同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果载荷水平囿H垂直向V支反力FFnhi 1143N , Fnh2 1262NFnvi2237N , Fnv2 1516NC截回弯矢1 MM HFNH 2L3 85185N mmMv FNV2 L3 Ma145551N mm总弯矩M max JM； M； J851852 1455512168646N mm扭矩T 118750N 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.M2( T)2W,1686462 0.6 1187500.1

30、403Mpa28.61Mpaca 28.61Mpa29安全已选定轴的材料 为45Cr,调 质处理。由 表15-1查得. 70MPa。因此ca -1,故安全。2.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)153.66.64422.36(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d1367.24mm,根据式(10-14),则2T 2 422.36 d367.24 10 3Ft tan n- n- 2300.19 cos2300.19Ntg 20 cos13 33 55861.22NFa1Ft tan2300.19 tg20 837.20

31、NFt1 2300.19NFr1 861.22NFa1 837.20N已知低速级齿轮的分度圆直径为d298.75mm ,根据式(10-14),则Ft2Fr22 422.36 3 8554.13N98.75 10Ft tan ncos8554.13tg20cos13 33 553202.79NFa2 Ft tan 8554.13 tg20 3113.45NFt28554.13NFr23202.79NFa23113.45N（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A0112,于是得dmin 39.31mm（4）轴的结构设计1

32、 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）1nmwvw2）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 i-n=dv-vi=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 DX T=45mm x 100mm x 27.25mm ,故 Li-u=Lv-w=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d 口皿

33、=50mm ;齿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-iv=55mm ,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取 L入iv=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14mm x 9mm x 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H而6;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m6o4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.2 45 ,各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I -n4945与滚动轴承30309配合，套

34、筒定位n -m9850与大齿轮键联接配合m-w9055定位轴环w-v10350与小齿轮键联接配合V -VI4545与滚动轴承30309配合总长度385mm（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。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, L2=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。载荷水平囿H垂直向V支反力FFnh1 68NFnh2 6186NFnv1 1

35、382NFnv22682NC截回 弯矩MM H FNH2 L3 460875N mmMvFnV2 L3 Ma2353536N mm总弯矩Mmax M2 M/v4608752 3535362580856N mm扭矩T 422360N 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? 99. M2( T)2W22,58085620.6 4223600.1 503Mpa50.70Mpaca=50.70Mpa安全已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得 70MPa。因此ca -1,故安全。3.低速轴的设计(1)低速

36、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)40.966.371370.92(2)作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d 367.24mm,根据式(10-14),则FtFr2T 2 1370.92d 367.24 10 37466.07 NFt tanntg 20t-7466.07gcoscos13 33552791.54NFaFt tan7466.07 tg20 2717.43NFt 7466.07 NFr 2791.54NFa 2717.43N(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-

37、3,取Ao 112,于是得P6.37dmin 60.23mmdminAo3112 3 60.23mmn40.96(4)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为了满足半联轴器的轴向定位，VI-vn轴段左端需制出一轴肩，故取v-VI段的直径dv-v1=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V1-口段的长度应比 Li略短一些，现取 Lw-皿=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dvi-i =65mm,由轴承

38、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 dXDXT=70mmX 150mm x 38mm,故d：-n =dw-v=70mm ;而 Li-口 =38mm, Lw-v =38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进彳T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du样二82mm。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-IV的直径dm-iv=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 100mm,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M-N=98

39、mm。轴承端盖的总宽度为 30mm （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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm,故取Lv-w=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 x 11mm x 80mm ,半联轴器与轴的配合为H0k6。齿轮与轴的联接， 选用平键为20mm x 12mm x 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H而6。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（mm）配合说明I - n3870与滚动轴承30314配合n -m1082轴环m-w9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位w-v5870与滚动轴承30314配合V-VI6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位v