機(jī)械設(shè)計二級減速器課程設(shè)計說明

1、計算過程結(jié)果1 題目及總體方案分析1 題目：設(shè)計一個帶式輸送機(jī)用減速器已知條件：帶式輸送機(jī)兩班制連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動，室工作有粉塵，使用期限 15 年，大修期 3 年，動力源為三相交流電，小批量生產(chǎn)，輸送速度允許誤差為5% 。輸送工 作 拉 力F=2800N， 輸 送 速 度 v =0.9m/s， 卷 筒 直 徑D=260mm。2 傳動裝置總體設(shè)計：1. 組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2. 特點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V 帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：I231II5Pd

2、III2 電動機(jī)的選擇2.1電動機(jī)輸出功率的確定Pw4IV（ 1）確定各級傳動效率并計算總效率- 查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表 2-101 帶傳動效率： 0.962 每對軸承傳動效率： 0.993 圓柱齒輪的傳動效率：0.984 聯(lián)軸器的傳動效率： 0.995 卷筒的傳動效率： 0.96說明：電機(jī)至工作機(jī)之間的傳動裝置的總效率：1? 24? 32? 4? 50.960.9940.9820.990.960.842（ 2）工作機(jī)卷筒上所需功率PwF ?v2800 0.9Pw2.5210001000（ 3）電動機(jī)所需輸出的功率為：Pw2.52P電2.993kW0.8422.2 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定執(zhí) 行機(jī) 構(gòu)的

3、 曲 柄轉(zhuǎn) 速為 n 1000 60v 100060 0.9 D26066.11 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理圍，V 帶傳動的傳動比 i1 2 4 ，二級圓柱齒輪減速器傳動比i 8 40 ，則總傳動比合理圍為ia 16 160 ，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選圍為：ndi a×n（16160）×66.111057.7610577.6r/min按電動機(jī)的額定功率 P m ，要滿足 P m P d 以及綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y132S-4 的三相異步電動機(jī)，額定功率 P m 為 5.5 kw ，滿載轉(zhuǎn)速 nm 1440 r/mi

4、n 。3 分配傳動比nm144021.783（ 1）總傳動比 i a66.11n（ 2）分配傳動裝置傳動比： iai0 i 式中， i 0 , i 分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 V 帶外廓尺寸不致過大，初步取 i02.2（實際的傳動比要在V 帶設(shè)計時，由選定大小帶輪標(biāo)準(zhǔn)直徑之比計算），則減速器的傳動比：ia21.783i9.901i02.20.842（ 3）分配減速器的各級傳動比。Pw2.52兩級齒輪減速器，應(yīng)按照高速級和低速級的大齒輪浸入油中深度大致相近的條件進(jìn)行傳動比分配，這就要求兩個大齒輪直徑相近。因為低速級齒輪中心距大于高速級齒輪中心距，故必須P電2.993KW使 i高i 低 ，

5、故?。篿高1.3i低i高3.588i低2.764. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)4.1 各軸轉(zhuǎn)速n66 .11減速器傳動裝置各軸轉(zhuǎn)速為rmin電動機(jī)軸 ：n01440r/ min各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸、軸。高速軸：nnm1440655r / mini02.2中間軸：nn655183 / mini高3.588r低速軸：nn18366r / mini低2.76卷筒軸：n卷筒n66r / min4.2 各軸輸入功率電機(jī)軸： P0Pm5.5kW軸： PP0 ? 15.50.965.28kW軸： PP?2?35.280.990.985.123kW軸： PP? 2?3 5.123 0.99

6、 0.984.97 kW卷筒軸： P卷筒 P ?4 ? 54.970.99 0.96 4.72kWnm1440 r min4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T(N?m)電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：T0 9550 Pm95505.536.48N ? mnm1440軸輸入轉(zhuǎn)矩：T 9550 P95505.2876.98 N ? mn655軸輸入轉(zhuǎn)矩：T 9550 P95505.123267.35 N ? mn183ii a9.901i 0軸輸入轉(zhuǎn)矩：T9550 P95504.97719.14 N ? mn66卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩：卷P卷95504.72682.97N?mT955066n卷5 設(shè)計減速器齒輪i高1.3i 低5.1

7、 高速級齒輪設(shè)計i高3.588因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，選用軟齒面齒輪傳動。齒輪i低2.76選用便于制造且價格便宜的材料，小齒輪：40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為 260HBS ；大齒輪： 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 230HBS ，二者材料硬度差為30HBS ；1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1 ）由已知條件知，選用直齒圓柱齒輪傳動；2 ）選擇精度等級 : 帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故齒輪選用 7 級精度；3 ）選取齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度4)選小齒輪齒數(shù) z1 =24 ，大齒輪齒數(shù) z2 =243.588=86.112 ，取 z2 =87 。2按齒面接觸強(qiáng)度計算n655r

8、/ min2d1t2.323 Kt T1 u1ZEn183r / minduH （ 1）確定公式的各計算數(shù)值n66r / min1 ）初選載荷系數(shù) K t 1.3 ；2 ）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩n卷筒66/ minT1 9.55 106 P19.551065.287.698 104 N mm N·mmn16553）選取齒寬系數(shù)d由表 8 7 ，選齒寬系數(shù)d =1 。P05.5kW41）彈性系數(shù) Z E由表 8 6，查取彈性系數(shù) Z E 189.8 MPa 2 。5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限p5.28KWH lim 1 =710 MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim 2

9、=590 MPa 。 P5.123KW6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 、 N 2N1 60n1 jL h60655 1(2 8365 15)3.443 109P4.97KW3.443109P卷筒4.72KWN 29.5961083.5887 ）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，由圖8 19 查取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN 1 0.94 ； K HN 2 0.96 。8 ）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S=1 ；K HN10.94710T036.481lim 1N ? mHS1667.4MPa MPa2KHN2lim 20.96590HS566.4MPa Mpa1T76.98取 H H 2

10、 566.4 MPaN ? m（2）計算1 ）試算小齒輪分度圓直徑T267.35N ? m2d1t2.323 Kt T1u 1 ZEduH 10 42T719.142.323 1.37.6954.588189.856.396mmN ? m13.588566.42 ）計算圓周速度vtd1t n13.1456.396 6552.093m / sT卷682.97N ?m6010006010003 ）計算齒寬 b 。b=dd1t156.396mm56.396mmb4 ）計算齒寬與齒高之比模數(shù)mtd1t56.396 2.35mmz124齒高h(yuǎn)2.25mt2.25 2.35 5.29mmb56.396h1

11、0.665.295 ）計算載荷系數(shù)。根據(jù) v =2.093m/s，7 級精度，由圖10 8，動載系數(shù) K v 1.08 ；直齒輪， K HK F1由表 10 2查取使用系數(shù) K A 1；由表 10 4用插值法查得7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KH1.421。由 b10.66， KH1.421查圖 10 13得 K F1.38 ，故載荷h系數(shù)KKAKVKH KH 1 1.08 11.4211.5356 ）按實際的載荷系數(shù)校正所算得小齒輪分度圓直徑K3z1 =24d1 d1t1.535356.3961.359.608 mmK tz2 =877 ）計算模數(shù) md159.608m2.484

12、 mmz1243 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式 (10-5) 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為m2KT1YFa YSa3 F d z12（ 1）確定公式的各計算數(shù)值1 ） 由 圖10-20c查 得 小 齒 輪 的 彎 曲 疲 勞 強(qiáng) 度 極 限FE 1 590MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 2 420MPa2 ）由圖 10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 10.91, K FN 2 0.933 ）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 ，得KFN 1FE 10.91 590F 1S383.5MPa1.4KFN2FE 20.93 420F 2S279MPa1.4K t 1.3T1 7.6

13、98 104 N mmd =1Z E189.81MPa 2H lim 1710MPaH lim 2590MPa4 ）計算載荷系數(shù)KK AK v K F K F11.08 11.38 1.49N13.4431095 ）查取齒形系數(shù)N 29.59610 8由表 10-5查得 YFa 12.65;YFa 22.206K HN 1 0.946 ）查取應(yīng)力校正系數(shù)KHN 20.96由表 10-5查得 YFa 11.58;YFa 21.777 H1667.47 ）計算大、小齒輪的 YFa YSa ，并加以比較MPa H2566.4 F YFa 1YSa12.651.58MPa0.010918383.5H1

14、H 2F 1YFa 2YSa22.2061.777566.4MPa2790.014050F 2大齒輪的數(shù)值大（ 2）設(shè)計計算d1t 56.396m321.497.698104mm12420.01405mm1.78mm對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 m2.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d159.608mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由vt 2.093m / sd159.608z123.84m2.5取 z124 ，b=56.396m大齒輪齒數(shù)z2uz13.588 24 86.112m取

15、整 z290 。4 幾何尺寸計算（ 1）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1z1m242.5mm60mmd2z2m902.5mm225mmmt2.35mm（ 2）計算中心距ad1 d260 225 mm 142.5mm22（ 3）計算齒輪寬度bd d11 60mm60mm圓整后取 B165mm, B260mm5 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪 1 由于直徑較小 ,設(shè)計為實心齒輪。大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸如下表代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式結(jié)果 /mm模數(shù)mn2.52.5分度圓直徑d2225齒頂圓直徑da 2d22ha*mn230=225+21 2.5=230齒根圓直徑d f 2d22h*f mn218.75225- 21.252

16、.5 =218.75中心距a(d1d2 ) / 2142.5齒寬B160輪轂處直徑 D111.6d1.65080D80h5.29mmb10.66hKv 1.08KHKF1KA1K H1.421K1.535d159.608mmm 2.484mm輪轂軸向長 LL(1.2 1.5)d601.54060倒角尺寸 nn0.5mn0.52.51.25齒根圓處厚度 00(2.5 4)mn7.532.57.5腹板最大直徑 D 0D0df 22 0203.75218.7527.5203.75板孔分布圓直徑 D 2D2 0.5( D0 D1 ) 142.875 0.5 (203.75 80)142.875板孔直徑

17、 d1d1 0.25(D0 D1)30.940.25( 203.7580)30.94腹板厚 CC0.3b20.3601818FE 1590MPaFE 2420MPaF1383.5 MPaF2279 MPaK1.49YFa 12.65YFa 22.206YFa 11.58YFa 21.777m1.78mm5.2 低速級齒輪設(shè)計因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，選用軟齒面齒輪傳動。齒輪選用便于制造且價格便宜的材料，小齒輪：40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為 260HBS ；大齒輪： 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 230HBS ，二者材料硬度差為30HBS ；1 選定齒輪類型、精度等級、材料及Z124齒數(shù)。1 ）由已知

18、條件知，選用直齒圓柱齒輪傳動；2 ）選擇精度等級 : 帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故齒輪選用 7 級精度；Z2 903 ）選取齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度4)選小齒輪齒數(shù) z1 =24 ，大齒輪齒數(shù) z2 =242.76=66.24 ，取z2 =67 。2 按齒面接觸強(qiáng)度計算2d1t2.323 Kt T1u 1 ZEdu H （ 2）確定公式的各計算數(shù)值1 ）初選載荷系數(shù) K t 1.3 ；2 ）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T1 9.55 106 P19.55 106 5.1232.673 105 N mmn11833）選取齒寬系數(shù)d 由表8 7，選齒寬系數(shù) d =1 。41）彈性系數(shù) ZE 由表

19、 86，查取彈性系數(shù) Z E 189.8 MPa 2 。5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim 1 =710 MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim 2 =590 MPa 。6 ）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 、 N 2N1 60n1 jL h60 183 1(2 8365 15)9.618 108N 29.6181083.4851082.76d160mmd 2225mma 142.5mmb 60mmB165mmB260mm7 ）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，由圖8 19 查取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN 1 0.95 ； K HN 2 0.96 。9 ）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為

20、1% ，安全系數(shù) S=1 ；H 1K HN 1 lim 10.95 710S674.5MPa MPa1K HN 2 lim 20.96 590 H2S566.4MPa Mpa1取 H H 2 566.4 MPa（2）計算1 ）試算小齒輪分度圓直徑2d1t2.323 Kt T1u 1 ZEduH 1.32.6731053.76189.822.32387.23mm12.76566.44 ）計算圓周速度 vtd1t n13.14 87.23 183m / s601000600.83510005 ）計算齒寬 b 。b= d d1t1 87.23mm 87.23mm5 ）計算齒寬與齒高之比 bh模數(shù)d1

21、t87.23mmmt3.63z124齒高h(yuǎn) 2.25mt2.25 3.63 8.168mmb87.23h10.688.1686 ）計算載荷系數(shù)。根據(jù) v =0.835m/s，7 級精度，由圖10 8，動載系數(shù) K v 1.04 ；直齒輪， K HK F1z124由表 10 2查取使用系數(shù) K A 1；z267由表 10 4用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KH1.429。由 b10.68， KH1.429 查圖 10 13 得 KF1.32 ，故載荷h系數(shù)KK AKV K H K H1 1.0411.4291.4867 ）按實際的載荷系數(shù)校正所算得小齒輪分度圓直徑3d1

22、d1t3K87.231.48691.21 mmK t1.38 ）計算模數(shù) md191.21m3.8mmz1243 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式 (10-5) 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為m2KT1YFa YSa3 F d z12（ 2）確定公式的各計算數(shù)值1 ） 由 圖10-20c查 得 小 齒 輪 的 彎 曲 疲 勞 強(qiáng) 度 極 限FE 1 600MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE 2 480MPa2 ）由圖 10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) K FN 10.93, K FN 2 0.953 ）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 ，得K FN1FE 10.93 600F 1S398.6

23、MPa1.4KFN2FE 20.95 480F 2S325.7MPa1.45 ）計算載荷系數(shù)KK AK v K F K F11.041 1.321.3736 ）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa 12.65;YFa 22.2527 ）查取應(yīng)力校正系數(shù)T1 2.673 105 N mmd =1Z E189.81MPa 2H lim 1710MPaH lim 2590MPaN1 9.618 108 N 2 3.485 108K HN 1 0.95KHN 20.96H 1674.5MPaH 2566.4MPaH1H2566.4MPa由表 10-5查得 YFa 1 1.58;YFa 2 1.72

24、17 ）計算大、小齒輪的 YFa YSa ，并加以比較d1t87.23 F YFa 1YSa12.65 1.580.0105042F 1398.6YFa 2YSa22.252 1.7210.0118995F 2325.7vt0.835m / s大齒輪的數(shù)值大（ 3）設(shè)計計算b 87.23mmm321.3732.67310512420.0118995mm 2.48mm對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 m3.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d159.608mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由

25、z1d191.21m26.063.5取 z127 ，大齒輪齒數(shù)z2uz1 2.76 27 74.52取整 z280 。4 幾何尺寸計算（ 1）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1z1m273.5mm94.5mmd2z2m803.5mm280mm（ 2）計算中心距ad1 d294.5 280 mm 187.25mm22mt3.63mmh8.168mmb10.68hK v1.04K HK F1K A1K H1.429K F1.32K1.486（ 3）計算齒輪寬度bdd1194.5mm94.5mm圓整后取 B1100mm, B295mm5 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪 3設(shè)計為實心齒輪。大齒輪 4結(jié)構(gòu)如下代號結(jié)構(gòu)

26、尺寸計算公式結(jié)果 /mm模數(shù)mn3.53.5分度圓直徑d4280齒頂圓直徑da4d4 2ha* mn287=280+ 2 13.5=287齒根圓直徑d f 4d42h*f mn271.25280-21.25 3.5=271.25中心距a(d4d3 ) / 2187.25齒寬B195輪轂處直徑 D1D11.6d961.66096輪轂軸向長 LL(1.2 1.5)d801.56080倒角尺寸 nn0.5mn1.750.53.51.75齒根圓處厚度 00(2.5 4)mn10.533.510.5d191.21mmm3.8mmFE 1600MPaFE 2480MPaK FN10.93KFN20.95F

27、 1398.6MPaF 2325.7MPaK1.373YFa 11.58YFa 21.721腹板最大直徑 D0D0d f 220250.25271.25210.5250.25m 2.48mm板孔分布圓直徑 D2D20.5(D0D1 )173.1250.5(250.2596)173.125板孔直徑 d1d1 0.25(D0 D1)38.560.25 (250.25 96)z12738.56z280腹板厚 CC 0.3b228.50.39528.56 帶傳動設(shè)計1確定計算功率 Pca查機(jī)械設(shè)計課本表8-7 選取工作情況系數(shù)： K A 1.2d194.5mmPca K A × P 1.2

28、× 5.5 6.6 kwd 2280mm2選擇帶的帶型a187.25mm根據(jù) Pca 6.6 kw ，1.2 , 查課本圖 8-11 選用帶型為 A 型帶。3 K A 確定帶輪基準(zhǔn)直徑 dd 并驗算帶速1 ）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd 1查課本表 8-6 和表 8-8 得小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd 1 100 mm。驗算帶速vdd 1nm 100 14407.536m / s601000601000因為 5m / sv30m / s ，故帶速合適。b94.5mmB1100mmB294 .5mm2 ）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd 2 i1dd1 2.2 ×100 220

29、mm，式中 i1 為帶傳動的傳動比，圓整為dd 2 224 mm 。確定 V 帶的中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長度 Ld由于 0.7（dd1）a0 （），所以初選帶傳動的中dd 22 dd1dd 2心距 a0 為：a0 1.5（ dd 1dd 2）486 mm（dd 22所以帶長為： L d 0 = 2a0（dd1 dd 2）dd1）1489 mm4a02查課本表 8-2 選取 v 帶基準(zhǔn)長度 Ld 1600 mm，傳動的實際中心距近似為：a a0 + Ld L'd 542 mm2中心距的變化圍為 518 590 mm。3 ）驗算小帶輪上的包角11dd 2dd 1 180 165.38 o

30、90 o，180a162.94包角合適。4 ）計算帶的根數(shù) z因 dd 1 100 mm，帶速 v7.536 m/s，傳動比 2.2,則查課本表 8-4a、表 8-4b,并由插值法得單根普通 V 帶的基本額定功率P0 1.31 kw，額定功率增量P0 0.17 kw。查課本表8-2得帶長修正系數(shù)K L 0.99。查課本表8-5,并由插值法得小帶輪包角修正系數(shù)K 0.96，于是Z Pca K A P1.25.54.69K A1.2Pr ( P0P0)K KL1.320.170.960.99故取5根。Pca6.6kw5 ）計算單根 V 帶的初拉力的最小值（ F ）o min查課本表 8-3可得 V

31、 帶單位長度的質(zhì)量q 0.10 kg/m,故 :Pc6.6kw單根普通帶緊后的初拉力為（） Pca2.524.8 500 2.52500(1)qv145 N(1) 0.17.17 158.80NFo min0F5 7.17zvk0.96v7.536m / s6 ）計算壓軸力 F p壓軸力的最小值為 : （ F ） Fp2 z（2zF ）F0 sin1214375.6158.80sin 162.941570.43NPminomin22Ndd 2224mm7 ）帶輪結(jié)構(gòu)V 帶由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據(jù)V 帶根數(shù) Z5，小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1 100mm ，大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd 2 224mm

32、。故由課本 p160 圖 8-14小帶輪選擇腹板式。大帶輪選a0486mm擇孔板式 .輪槽的截面尺寸槽型b d/ha min/hf min/e/mfmin /mmmmmmmmmA11.02.758.715±938a542mm0.3o大帶輪寬度 :B=(z-1)e+2f=80 mm7 減速器軸及軸承、鍵設(shè)計7.1中間軸以及傳動軸承的設(shè)計1. 求輸出軸上的功率 p2 ，轉(zhuǎn)速 n2 ，轉(zhuǎn)矩 T2p2 5.123KWn2 183 r/minT2 267.35N m2. 求作用在齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為 d 2 =180 mm2 TF t 2 2267.35 1032376.

33、44 N2225F r F t tann 2376.44 × tan 20 864.95N低速級小齒輪的分度圓直徑 d1 =71.13mmF2T22267.35 1035658.2 Ntd194.5Fr 'Ft 'tanan5658.2 tan 202058.28NZ 53. 初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為 45鋼 ,調(diào)質(zhì)處理。B600MPa， 0b 95MPa ; M 1b 55MPa根據(jù)課本P361表153 ，取 Ao116 ，于是得dmin A03PP116 × 3 5.12335.22 mm12nn1 2183F0 min145N4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 ）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）FP min1437.6 Ndd 1100mmdd 2224mm2 ）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d - =d - =45mm ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30309 ，其尺寸為 d ×D ×T=45mm ×100mm ×27.25mm，故B=100mmL -=L - =27+20=47mm。兩端滾動軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30309 型軸承