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1、1 传动装置总体设计方案1。1 传动装置的组成和特点组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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.1。2 传动方案的拟定 选择V带传动和二级同轴式圆柱斜齿轮减速器.考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。初步确定传动系统总体方案如图1。1所示. 图1。1 传动装置总体设计图1。2。1 工作机所需功率Pw（kw)5.7×103×0。75/（1000×0.96）4.453 kw式中，Fw为工作机的阻力，N；w为工作机的线速度，m/s；为带式工作机的效率。1.2.2 电动机至工作机的总效率
2、320.96×0.983×0。982×0.990。859为V带的效率,为第一、二、三三对轴承的效率，为每对齿轮(齿轮为7级精度,油润滑,因是薄壁防护罩，采用开式效率计算）啮合传动的效率，为联轴器的效率.2 电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/4.453/0.8595.184 kw , 执行机构的曲柄转速为33.33 r/min经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比35,则925，则总传动比合理范围为18100,电动机转速的可选范围为:×（18100）×33.33599.943333.3 r/min按
3、电动机的额定功率P，要满足PP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Y132M26的三相异步电动机，额定功率P为5.5 kw，额定电流8。8 A,满载转速960 r/min,同步转速1000 r/min。 （a)（b) 图2。1 电动机的安装及外形尺寸示意图表2。1 电动机的技术参数方案电动机型号额定功率P/kw额定转速（r/min）同步转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/Kg价格/元1Y132M2-65.596010002。02.084230表2.2 电动机的安装技术参数中心高/mm 外型尺寸/mm L×(AC/2+AD)×
4、;HD 底脚安装 尺寸A×B地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸D×E 装键部位 尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781238× 8010 ×433 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1 总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为：/960/33.3328.803.2 分配传动装置的传动比×式中、分别为带传动和减速器的传动比.对于同轴式圆柱齿轮减速器,传动比按下式分配：式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比.为使V带传动外廓尺寸不致过大，
5、初步取2。3,则减速器传动比为：3.544 计算传动装置的运动和动力参数4。1 各轴转速高速轴的转速 960/2。3417。39 r/min中间轴的转速 417.39/3.54117.91 r/min低速轴的转速 / 117。91/3。5433.30 r/min 滚筒轴的转速 =33.30 r/min4.2 各轴输入、输出功率4.2。1 各轴的输入功率P(kw） 高速轴的输入功率 P×5。5×0.965.28 kW 中间轴的输入功率 ×2×5。28×0.98×0.985。12 kW 低速轴的输入功率
6、×2×5。28×0.98×0。984。92 kW滚筒轴的输入功率 ×2×4=4。92×0.98×0。994.77 kW4.2。2 各轴的输出功率P（kw） 高速轴的输出功率 ×0.985.17 kW中间轴的输出功率 ×0.985。02 kW低速轴的输出功率 ×0.994。87 kW滚筒轴的输出功率 ×0.964.67 kW4。3 各轴输入、输出转矩4。3.1 各轴的输入转矩 （ N·m）转矩公式： 9550P/ N·m电动机轴的输出转
7、矩 9550 9550×5.5/960254.71 N·m高速轴的输入转矩 95509550×5。28/417.39120。81 N·m中间轴的输入转矩 95509550×5。12/117。91414.69 N·m低速轴的输入转矩 95509550×4。92/33.301410。99 N·m 滚筒轴的输入转矩 95509550×4.77/33。301367。97 N·m4.3。2 各轴的输出转矩 高速轴的输出转矩 ×0.98118。39 N·m中间轴的输出转矩 ×0
8、。98406.40 N·m低速轴的输出转矩 ×0。991396。88 N·m滚筒轴的输出转矩 ×0.961313。25 N·m 轴 参数 电机轴 轴 轴 轴滚筒轴功率P/KW5.55。285.124.924。77转矩T/（N·m)54.71120.81414。691410。991369.97转速n/（r/min）960417。39117.9133.3033.30传动比i2。33.543。54效率0.960.97020。97600。9702表2.3传动和动力参数结果5 设计带和带轮5。1 确定计算功率查机械设计课本表8-7选取工作情况系
9、数：1。2×1。2×5.56。6 kw 式中为工作情况系数,为传递的额定功率，既电机的额定功率。5。2 选择V带的带型根据6。6 kw，1。2 ，查课本图8-11选用带型为A型带。5。3 确定带轮基准直径并验算带速5.3。1 初选小带轮的基准直径查课本表86和表8-8得小带轮基准直径100 mm。5。3。2 验算带速 5.024 m/s 因为5 m/s30 m/s ，故带速合适.5。3。3 计算大带轮的的基准直径大带轮基准直径2。3×100230 mm ,式中为带传动的传动比，根据课本表88，圆整为250 mm 。5.4 确定V带的中心距和带的基准长度
10、由于0。72，所以初选带传动的中心距为:1.5525 mm 所以带长为：=1610.49 mm 查课本表82选取v带基准长度1600 mm，传动的实际中心距近似为:+519.76 mm圆整为520 mm,中心距的变动范围为：-0.015496 mm+0.03568 mm故中心距的变化范围为496568 mm 。5.5 验算小带轮上的包角163.47o90o，包角合适。5。6 计算带的根数z5.6。1 计算单根V带的额定功率 Pr (kw）因100 mm，带速v5。024 m/s，传动比，则查课本、表84a、表8-4b，并由内插值法得单根普通V带的基本额定功率0。95 kw，额定功率增量0.11
11、 kw 。查课本表8-2得带长修正系数0。96 。查课本表8-5，并由内插值法得小带轮包角修正系数0。96 ，于是（0.95+0.11）×0。96×0.991.007 kw5。6。2 计算V带的根数Z由公式826得6。55故取7根。5.7 计算单根V带的初拉力的最小值查课本表8-3可得V带单位长度的质量 0。10 kg/m，故：单根普通带张紧后的初拉力为155。17 N5。8计算压轴力压轴力的最小值为：22122。07 N表5。1 V带的设计参数总汇带型基准直径/mm带速V/m/s基准长度/mm包角V带根数Z最小压轴力/NA1002505.0241610.49163。47o
12、72122。075.9 V带轮的设计5.9.1 带轮的材料。由于减速器的转速不是很高,故选用HT150型.5。9.2 带轮的结构形式V带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据V带根数Z7,小带轮基准直径100 mm，大带轮基准直径250 mm.故由课本图8-14小带轮选择腹板式.大带轮选择孔板式.5。9。3 V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应,见课本表8-10.V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作表面的夹角发生变化。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40o.V带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圈，也不应与轮槽底部接触。具体参数见表
13、5。2.。9.4 V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下,允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补;由于带轮的转速低于极限转速,故要做动平衡.表5.2 轮槽的截面尺寸槽型Bd/mm/mm/mmeFmin/mmA11。0 2。758。715±0。3938o6 齿轮的设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。6。1 低速级齿轮传动的设计计算6.1。1 选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
14、。（1) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 1009588）。（2） 材料选择。由表101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。（3） 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z2Z1i224×3.5484.96，取Z285.（4） 初选螺旋角14o。6.1。2 按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式(10-21）进行计算，即（1)确定公式内的各计算数值 试选=1.6. 小齿轮传动的转矩为 T414.69×103 查课本P205表10-7选取齿宽系数1。 查课本P201表10-6得材料的弹性影响系
15、数ZE189。8 由课本P209图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim2550 MPa。 计算应力循环次数。 60nj 60×117。91×1×(2×8×300×15）5.09×108 1。44×108由课本P207图1019去接触疲劳寿命系数KHN10。90；KHN20。95.查课本P217图1030选取区域系数Z=2。433 。 由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.77 ，0.855.则+1。625。 计算接触疲劳
16、许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1，应用公式（10-12)得：=0.9×600540 0.95×550522.5 则许用接触应力为:531.25 （2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得84。555 mm计算圆周速度。0。522m/s计算齿宽b和模数。计算齿宽b b84。555 mm计算摸数m=3。42 mm计算齿宽与高之比。 齿高 h2。25 2.25×3.427.695 10。99 计算纵向重合度=0。318=1。903 计算载荷系数K.已知使用系数=1，根据0。522 m/s，7级精度， 由课本图10-8查得动载系数K0。95；由课本表10
17、4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,K1.423；由10.99，K1。423查图1013得 K1。35；由课本表103 得: K1。4。故载荷系数K KK K 1×0.95×1.4×1.4231。893按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd84.555×89。430 计算模数3.62 mm6。1。3 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1）确定计算参数 计算载荷系数.K K K1×0。7×1.4×1。351。323 根据纵向重合度1。903，从课本图1028查得螺旋角影响系数0。88小齿轮传递的转矩
18、414。69 kN·m。确定齿数z。因为是硬齿面，故取Z124，Z2i21Z13.54×2484.96,取Z285。传动比误差 iuZ2/Z185/243。54,i0。017%5，允许。 计算当量齿数。26。2793。05 查取齿形系数和应力校正系数.查课本表105得齿形系数2。592；2.211 应力校正系数1.596；1。774查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。
19、0; 查课本图1018得弯曲疲劳寿命系数K0.88；K0。90。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 计算接触疲劳许用应力。314.29 MPa244。29 MPa计算大小齿轮的 并加以比较。0.013 160。017 49大齿轮的数值大,故选用。（2） 设计计算2。56 mm对比计算结果，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，按GB/T13571987圆整为标准模数,取m3 mm，但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d89。430来计算应有的齿数.于是由:z28.9 取z29那么zuz13。54
20、5;29102 6.1。4 几何尺寸计算（1）计算中心距 a202。516 将中心距圆整为203.（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d89.879 d316.125 (4）计算齿轮宽度B1×89。87989.879 mm圆整后取90 mm；95 mm。（5） 修正齿轮圆周速度0。555m/s6。2 高速级齿轮传动的设计计算6。2.1 选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB
21、1009588)。（2) 材料选择。由表101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。(3） 考虑到此设计减速器为同轴式，故仍选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z2Z1i224×3.5484.96，取Z285。（4） 初选螺旋角仍为14o。6.2.2 按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（1021）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值 试选=1。6。 小齿轮传动的转矩为 T120.81×103 查课本P205表10-7选取齿宽系数0.8. 查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8 由课本P
22、209图102d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim2550 MPa。 计算应力循环次数。 60nj 60×417.39×1×（2×8×300×15）1。803×109 5.093×108由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95。查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433 . 由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0。77 ，0。855。则+1。625 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1
23、,安全系数S=1，应用公式（1012)得：=0.9×600540 0.95×550522.5 则许用接触应力为：531.25 （2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得66.049 mm计算圆周速度.1。443m/s计算齿宽b和模数。计算齿宽b b52.839 mm计算摸数m=2。67 mm计算齿宽与高之比。 齿高 h2。252.25×2.676.008 10.99 计算纵向重合度0.3181。522 计算载荷系数K。已知使用系数=1,根据1。443 m/s，7级精度， 由课本图10-8查得动载系数K1。07；由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮
24、相对支承非对称布置时，K1。423；由10。99，K1。423查图10-13得 K1。35；由课本表10-3 得: K1。4。故载荷系数K KK K 1×1.07×1。4×1。4232。13按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd66。049×72。658 计算模数2。94 mm6.2。3 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1）确定计算参数 计算载荷系数。K K K1×1。07×1。4×1.352.02 根据纵向重合度1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数0.88小齿轮传递的转矩120.81 kN
25、3;m.确定齿数z。因为是硬齿面,故取Z124,Z2i21Z13。54×2484.96，取Z285。传动比误差 iuZ2/Z185/243.54，i0.017%5，允许。 计算当量齿数。26。2793。05 查取齿形系数和应力校正系数。查课本表105得齿形系数2.592;2.193 应力校正系数1.596；1.783查课本图1020c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。
26、 查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数K0.85;K0.88. 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 计算接触疲劳许用应力。303。57 MPa238。86 MPa计算大小齿轮的 并加以比较。0。013 160.016 40大齿轮的数值大，故选用.（3） 设计计算2.16 mm对比计算结果，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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m2.5 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d66。049来计算应有的齿数。于是由：z25。63 取z26那么zuz13。54×2692.04
27、，取 z292。6.2.4 几何尺寸计算(1)算中心距 a141.906 将中心距圆整为141.为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a203 mm。并调整小齿轮齿数Z135,则Z2ui3。54×35123。9,圆整为124。（2）按要求设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角arccosarccos（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d89.370 d316.628 （4）计算齿轮宽度B0.8×89.37071。496 mm圆整后取 B275 mm；B180 mm。（5)修正齿轮的圆周速度1.952m/s表6.1 各齿
28、轮的设计参数 齿轮参数高速级齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速级齿轮4材料40Cr（调质)，硬度为280HBS45钢(调质) 硬度为240HBS40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS齿数3512429102螺旋角模数2.53齿宽/mm80759590中心距/mm203齿轮圆周速/m/s1。9520.555修正传动比3.546.3 齿轮的结构设计高速轴齿轮1做成实心式如图6。1（b），中间轴齿轮3做成齿轮轴，中间轴齿轮2和低速轴齿轮4两个大齿轮使用腹板式结构如图6.1（a)图6.1 齿轮结构设计示意图7 传动轴和传动轴承的设计7。1 低速轴、传动轴承以及联轴器的设计
29、 7。1.1 求输出轴上的功率P，转速,转矩P4.92 KW 33。30 r/min 1410。99 Nm7。1。2 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 316。125 而 F8926.93 N FF3356。64 N FFtan4348。16×2315。31 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图7.1所示。图7。1 轴的载荷分布图7。1。3 初步确定轴的最小直径(1）先按课本式(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。根据课本，取，于是得112×61。32（2)联轴器的选择.输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。
30、为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表141，考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1。3×1410.99×1091834.287 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器(GB/T43232002)，其公称转矩为2000。半联轴器的孔径d165 mm，故取65 mm，半联轴器的长度L142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm.7.1。4 轴的结构设计(1）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要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩，故取-的直
31、径80 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故的长度应比L1略短一些，现取105 mm。 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80 mm，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(GB/T 2971994）30217型，其尺寸为d×D×T85 mm×150 mm×30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则
32、44。5 mm。 取安装齿轮处的轴段90 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为90 mm,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86 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取b12 mm。 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(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及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取67.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图7。2 低速轴的结构设计示意图表 7。1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 H
33、7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10567.546861244。5键b×h×L/mm20 ×12 ×9025×14×70C或R/mm处2×45o处R2处R2。5处R2。5处R2.5处R2。5处2.5×45o（2） 轴上的零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm由课本表6-1查得平键截面b×h25 mm×14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的
34、连接，选用平键为20 mm×12 mm×90 mm，半联轴器与轴的配合为。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。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表152，取轴左端倒角为2×，右端倒角为2.5×。各轴肩处的圆角半径为:处为R2，其余为R2.5。7。1.5 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7。2）作出轴的计算简图(图7。1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承,由手册中查得a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71。6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的
35、弯矩图和扭矩图(图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下:57。1+71。6128。7 mm4 966。34 N3 960。59 N2 676。96 N3 356.64-2 676。96679。68 N4 966.34×57。1283 578.014 2 676.96×57.1152 854.416 679。68×71。6486 65.09 322 150。53 287 723。45 表7.2 低速轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676。96 N，679。68 N弯
36、矩M283 578.014 152 854。416 486 65。09 总弯矩322 150。53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 7.1.6 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C)的强度。根据课本式（15-5）及表7。2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表151得60MP。因此 ，故此轴安全。7.1。7 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱
37、轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面A，,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面左右两侧即可.(2）截面左侧抗弯截面系数 W0。10。161 412.5 抗扭截面系数
38、0.20。2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1。48 MPa截面上的扭转切应力 11.49 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表151查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取.因 经插值后查得1.9 1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 0.88故有效应力集中系数按式（课本附表3-4）为1。756由课本附图32的尺寸系数;由课本附图3-3的扭转尺寸系数.轴按磨削加工,由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理,即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数
39、为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（156）（15-8）则得S65.66S16。9216.38S1。5 故可知其安全.（3） 截面右侧抗弯截面系数 W0。10.172 900 抗扭截面系数 0.20。2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834。04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1。25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，由课本附表38用插值法求出，并取0.8，于是得3。24 0。8×3。242.59轴按磨削加工，由课本附图34得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式(312)及式（
40、312a)得综合系数为3。332.68又由课本及32得碳钢的特性系数，取,取于是，计算安全系数值，按课本式（156）(15-8）则得S66。07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核.至此，低速轴的设计计算即告结束.7。2 高速轴以及传动轴承的设计 7。2.1 求输出轴上的功率，转速,转矩5。28 KW 417。39 r/min 120.81 Nm7。2.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级小齿轮的分度圆直径为 89。370 而 F2703.59 N FF2703.591014.15 N FFtan270
41、3.59×984。03 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图7.1所示。7.2.3 初步确定轴的最小直径先按课本式(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。根据课本，取，于是得112×26。10 mm故圆整取30 mm,输出轴的最小直径显然是V带轮处的直径(图7.3）.V带轮与轴配合的毂孔长度L1108 mm。7。2。4 轴的结构设计(1)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带轮的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩，故取的直径40 mm。V与轴配合的毂孔长度L1108 mm，故的长度取108 mm。 初步选择滚动轴承。因轴
42、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35 mm，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（GB/T 2971994）30209型,其尺寸为d×D×T45 mm×85 mm×20。75 mm，故45 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则34。75 mm。 取安装齿轮处的轴段50 mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为75 mm，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70 mm。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高h0。07d，故
43、取h4 mm，则58 mm。轴环宽度,取b10 mm. 轴承端盖的总宽度为27。25 mm（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及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取57.25 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图7。3 高速轴的结构设计示意图表 7.3 高速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm30 H7/k64045 m650 H7/n65845 m6长度/mm10857。2539。75701034。75键b×h×L/mm10 ×8 ×9016×10×56C或R/mm处1。2×45o处R1。2处R1.6处R1。6处R1。6处R1。6处1。6×45o（2）轴上的零件的周