减速传动系统设计？ 1）试总结归纳机械传动系统设计的一般方法和步骤。 （2）说明...
\u6c7d\u8f6e\u673a\u51cf\u901f\u5668\u4f20\u52a8\u7cfb\u7edf\u8bbe\u8ba1\uff0c\u5305\u62ec\u54ea\u4e9b\u9996\u5148\u9700\u8981\u786e\u5b9a\u4f60\u7684\u8bbe\u8ba1\u53c2\u6570\uff0c\u50cf\u4f20\u9012\u7684\u529f\u7387\uff0c\u8f93\u5165\u8f93\u51fa\u8f6c\u901f\u7b49\uff0c\u4f20\u52a8\u6548\u7387\u7b49\u4f60\u6700\u597d\u770b\u770b\u8bfe\u7a0b\u8bbe\u8ba1\u4e0a\u9762\uff0c\u5f88\u5168
\u7b2c\u4e00\u90e8\u5206\u4e3a\u7535\u52a8\u673a\u9009\u62e9\u53ca\u4f20\u52a8\u7cfb\u7edf\u603b\u7684\u4f20\u52a8\u6bd4\u5206\u914d;\u4e3b\u8981\u786e\u5b9a\u7535\u52a8\u673a\u7c7b\u578b\u548c\u7ed3\u6784\u5f62\u5f0f\u3001\u5de5\u4f5c\u673a\u4e3b\u52a8\u8f74\u529f\u7387\u3001\u7535\u52a8\u8f93\u51fa\u529f\u7387\u53ca\u4f20\u52a8\u7cfb\u7edf\u603b\u7684\u4f20\u52a8\u6bd4\u5206\u914d\u3002\u7b2c\u4e8c\u90e8\u5206\u4e3a\u4f20\u52a8\u88c5\u7f6e\u7684\u8fd0\u52a8\u548c\u52a8\u529b\u53c2\u6570\u8ba1\u7b97,\u4e3b\u8981\u786e\u5b9a\u5404\u8f74\u8f6c\u901f\u3001\u5404\u8f74\u7684\u8f93\u5165\u529f\u7387\u3001\u53ca\u5404\u8f74\u8f6c\u77e9\u3002\u7b2c\u4e09\u90e8\u5206\u4e3a\u6709\u5173\u9525\u9f7f\u8f6e\u7684\u8ba1\u7b97,\u9009\u62e9\u9f7f\u8f6e\u3001\u6750\u6599\u3001\u7cbe\u5ea6\u3001\u7b49\u7ea7\u3001\u786e\u5b9a\u9f7f\u8f6e\u9f7f\u6570\u3001\u8f6c\u77e9\u3001\u8f7d\u8377\u7cfb\u6570\u3001\u8f6e\u5bbd\u7cfb\u6570\u53ca\u9f7f\u6839\u5f2f\u66f2\u75b2\u52b3\u5f3a\u5ea6\u6821\u6838\u3002\u7b2c\u56db\u90e8\u5206\u4e3a\u5e26\u8f6e\u7684\u8bbe\u8ba1\u5305\u62ec\u5e26\u8f6e\u7c7b\u578b\u7684\u9009\u62e9\u3001\u5e26\u8f6e\u5c3a\u5bf8\u53c2\u6570\u7684\u786e\u5b9a\u3002\u7b2c\u4e94\u90e8\u5206\u4e3a\u8054\u8f74\u5668\u7c7b\u578b\u7684\u9009\u62e9\u53ca\u8054\u8f74\u5668\u5c3a\u5bf8\uff08\u578b\u53f7\uff09\u7684\u786e\u5b9a \u3002
\u8be5\u53d8\u901f\u5668\u4e3b\u8981\u7531\u9f7f\u8f6e\u3001\u8f74\u3001\u8f74\u627f\u3001\u7bb1\u4f53\u7b49\u7ec4\u6210\u3002\u4e3a\u65b9\u4fbf\u51cf\u901f\u5668\u7684\u5236\u9020\u3001\u88c5\u914d\u53ca\u4f7f\u7528 \uff0c\u8fd8\u5728\u51cf\u901f\u5668\u4e0a\u8bbe\u7f6e\u4e00\u7cfb\u5217\u9644\u4ef6\uff0c\u5982\u68c0\u67e5\u5b54\u3001\u900f\u6c14\u5b54\u3001\u6cb9\u6807\u5c3a\u6216\u6cb9\u9762\u6307\u793a\u5668\u3001\u540a\u94a9\u53ca\u8d77\u76d6\u87ba\u9489\u7b49\u3002\u5728\u539f\u52a8\u673a\u4e8e\u53d8\u901f\u5668\u95f4\u91c7\u7528\u662f\u673a\u68b0\u8bbe\u5907\u4e2d\u5e94\u7528\u8f83\u591a\u7684\u4f20\u52a8\u88c5\u7f6e\u5e26\u4f20\u52a8\uff0c\u4e3b\u8981\u6709\u4e3b\u52a8\u8f6e\u3001\u4ece\u52a8\u8f6e\u548c\u4f20\u52a8\u5e26\u7ec4\u6210\u3002\u5de5\u4f5c\u65f6\u9760\u5e26\u4e0e\u5e26\u8f6e\u95f4\u7684\u6469\u64e6\u6216\u556e\u5408\u5b9e\u73b0\u4e3b\u3001\u4ece\u52a8\u8f6e\u95f4\u8fd0\u52a8\u548c\u52a8\u529b\u7684\u4f20\u9012,\u5177\u6709\u7ed3\u6784\u7b80\u5355\u3001\u4f20\u52a8\u5e73\u7a33\u3001\u4ef7\u683c\u4f4e\u5ec9\u3001\u7f13\u51b2\u5438\u632f\u53ca\u8fc7\u8f7d\u6253\u6ed1\u4ee5\u4fdd\u62a4\u5176\u4ed6\u96f6\u4ef6\u7684\u4f18\u70b9\u3002
\u8bbe\u8ba1\u8005\u4ee5\u4e25\u8c28\u52a1\u5b9e\u7684\u8ba4\u771f\u6001\u5ea6\u8fdb\u884c\u4e86\u6b64\u6b21\u8bbe\u8ba1\uff0c\u4f46\u7531\u4e8e\u77e5\u8bc6\u6c34\u5e73\u4e0e\u5b9e\u9645\u7ecf\u9a8c\u6709\u9650\u3002\u5728\u8bbe\u8ba1\u4e2d\u96be\u514d\u4f1a\u51fa\u73b0\u4e00\u4e9b\u9519\u8bef\u3001\u7f3a\u70b9\u548c\u758f\u6f0f\uff0c\u8bda\u8bf7\u4f4d\u8bc4\u5ba1\u8001\u5e08\u80fd\u7ed9\u4e8e\u6279\u8bc4\u548c\u6307\u6b63\u3002
\u6458 \u8981
\u8fd9\u6b21\u6bd5\u4e1a\u8bbe\u8ba1\u662f\u7531\u5c01\u95ed\u5728\u521a\u6027\u58f3\u5185\u6240\u6709\u5185\u5bb9\u7684\u9f7f\u8f6e\u4f20\u52a8\u662f\u4e00\u72ec\u7acb\u5b8c\u6574\u7684\u673a\u6784\u3002\u901a\u8fc7\u8fd9\u4e00\u6b21\u8bbe\u8ba1\u53ef\u4ee5\u521d\u6b65\u638c\u63e1\u4e00\u822c\u7b80\u5355\u673a\u68b0\u7684\u4e00\u5957\u5b8c\u6574\u7684\u8bbe\u8ba1\u53ca\u65b9\u6cd5\uff0c\u6784\u6210\u51cf\u901f\u5668\u7684\u901a\u7528\u96f6\u90e8\u4ef6\u3002
\u8fd9\u6b21\u6bd5\u4e1a\u8bbe\u8ba1\u4e3b\u8981\u4ecb\u7ecd\u4e86\u51cf\u901f\u5668\u7684\u7c7b\u578b\u4f5c\u7528\u53ca\u6784\u6210\u7b49\uff0c\u5168\u65b9\u4f4d\u7684\u8fd0\u7528\u6240\u5b66\u8fc7\u7684\u77e5\u8bc6\u3002\u5982\uff1a\u673a\u68b0\u5236\u56fe\uff0c\u91d1\u5c5e\u6750\u6599\u5de5\u827a\u5b66\u516c\u5dee\u7b49\u5df2\u5b66\u8fc7\u7684\u7406\u8bba\u77e5\u8bc6\u3002\u5728\u5b9e\u9645\u751f\u4ea7\u4e2d\u5f97\u4ee5\u5206\u6790\u548c\u89e3\u51b3\u3002\u51cf\u901f\u5668\u7684\u4e00\u822c\u7c7b\u578b\u6709\uff1a\u5706\u67f1\u9f7f\u8f6e\u51cf\u901f\u5668\u3001\u5706\u9525\u9f7f\u8f6e\u51cf\u901f\u5668\u3001\u9f7f\u8f6e-\u8717\u6746\u51cf\u901f\u5668\uff0c\u8f74\u88c5\u5f0f\u51cf\u901f\u5668\u3001\u7ec4\u88c5\u5f0f\u51cf\u901f\u5668\u3001\u8054\u4f53\u5f0f\u51cf\u901f\u5668\u3002
\u5728\u8fd9\u6b21\u8bbe\u8ba1\u4e2d\u8fdb\u4e00\u6b65\u57f9\u517b\u4e86\u5de5\u7a0b\u8bbe\u8ba1\u7684\u72ec\u7acb\u80fd\u529b\uff0c\u6811\u7acb\u6b63\u786e\u7684\u8bbe\u8ba1\u601d\u60f3\uff0c\u638c\u63e1\u5e38\u7528\u7684\u673a\u68b0\u96f6\u4ef6\uff0c\u673a\u68b0\u4f20\u52a8\u88c5\u7f6e\u548c\u7b80\u5355\u673a\u68b0\u8bbe\u8ba1\u7684\u65b9\u6cd5
\u548c\u6b65\u9aa4\uff0c\u8981\u6c42\u7efc\u5408\u7684\u8003\u8651\u4f7f\u7528\u7ecf\u6d4e\u5de5\u827a\u6027\u7b49\u65b9\u9762\u7684\u8981\u6c42\u3002\u786e\u5b9a\u5408\u7406\u7684\u8bbe\u8ba1\u65b9\u6848
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N�6�1m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N�6�1m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N�6�1m
五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N�6�1mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N�6�1m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft�6�1tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N�6�1m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N�6�1m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N�6�1m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N�6�1m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N�6�1m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N�6�1m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft�6�1tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N�6�1m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N�6�1m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N�6�1m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N�6�1m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
绛旓細锛2锛 鍘熷鏁版嵁锛氭粴绛掑渾鍛ㄥ姏F=1.7KN锛涘甫閫烿=1.4m/s锛涙粴绛掔洿寰凞=220mm銆傝繍鍔ㄧ畝鍥 浜屻佺數鍔ㄦ満鐨勯夋嫨 1銆佺數鍔ㄦ満绫诲瀷鍜岀粨鏋勫瀷寮忕殑閫夋嫨锛氭寜宸茬煡鐨勫伐浣滆姹傚拰 鏉′欢锛岄夌敤 Y绯诲垪涓夌浉寮傛鐢靛姩鏈恒2銆佺‘瀹氱數鍔ㄦ満鐨勫姛鐜囷細锛1锛浼犲姩瑁呯疆鐨勬绘晥鐜囷細畏鎬=畏甯γ椢2杞存壙脳畏榻胯疆脳畏鑱旇酱鍣椢锋粴绛 =0.96...
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