带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、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一、减速器设计任务及分析21.1零件的用途及基本原理 21.2零件设计任务31.3零件的工艺分析4二、项目组织与分工2三、课程设计23.1总体设计方案53.2电动机的选择 63.3计算传动装置总传动比和分配各级传动比 73.4计算传动装置的运动和动力参数 73.5传动件的设计计算83.51 V带传动设计计算 83.62 中速轴的设计103.63 低速轴的设计103.64精确校核轴的疲劳强度 103.7滚动轴承的选择及计算 103.71高速轴的轴承103.72中速轴的轴承103.73低速轴的轴承103.8键联接的选择及校核计算 103.9联轴器

2、的选择 103.61高速轴的设计113.63 低速轴的设计223.7滚动轴承的选择及计算 353.72中速轴的轴承 353.73低速轴的轴承353.8键联接的选择及校核计算 353.71高速轴的轴承353.72中速轴的轴承 373.73低速轴的轴承393.8键联接的选择及校核计算 413.9联轴器的选择 41四、课设总结227一、减速器设计任务及分析1.1零件的用途及基本原理带式输送机带式输送机（belt conveyor）又称胶带输送机，广泛应用于家电、电子、电器、机械、 烟草、注塑、邮电、印刷、食品等各行各业，物件的组装、检测、调试、包装及运输 等。线体输送可根据工艺要求选用：普通连续运行

3、、节拍运行、变速运行等多种控制 方式；线体因地制宜选用：直线、弯道、斜坡等线体形式输送设备包括：皮带输送机也叫带式输送机或胶带输送机等，是组成有节奏的流水作业线所不可缺少的经济型物 流输送设备。皮带机按其输送能力可分为重型皮带机如矿用皮带输送机，轻型皮带机 如用在电子塑料，食品轻工，化工医药等行业。皮带输送机具有输送能力强，输送距 离远，结构简单易于维护，能方便地实行程序化控制和自动化操作。运用输送带的连 续或间歇运动来输送 100KG以下的物品或粉状、颗状物品，其运行高速、平稳，噪音 低，并可以上下坡传送。工作原理带式输送机主要由两个端点滚筒及紧套其上的闭合输送带组成。带动输送带转动的 滚筒

4、称为驱动滚筒（传动滚筒）；另一个仅在于改变输送带运动方向的滚筒称为改向滚 筒。驱动滚筒由电动机通过减速器驱动，输送带依靠驱动滚筒与输送带之间的摩擦力 拖动。驱动滚筒一般都装在卸料端，以增大牵引力，有利于拖动。物料由喂料端喂入， 落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送到卸料端卸出。联轴器的作用：是用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转并传递扭矩，部分联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联 轴器与工作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的连接部件。常用联轴器有膜片联 轴器，齿式联轴器，梅花联轴器，滑块

5、联轴器，鼓形齿式联轴器，万向联轴器，安全 联轴器，弹性联轴器及蛇形弹簧联轴器。V带传送机理：该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来 的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减 速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大 的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载 荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流？异步电动机？总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此

6、外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高同轴式二级减速器：同轴式减速器的输入轴与输出轴在同一轴线上，箱体较短，但箱体内须设置轴承 支座，使箱体轴向尺寸增大，中间轴加长，结构变得复杂。减速器轴向尺寸和重量较 大，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差， 载荷沿齿宽分布不均匀。由于两伸出轴在同一轴线上，在很多场合能使设备更为方便。1.2零件设计任务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(mr)带速允许 偏差(%使用年限(年)工作制度(班

7、 / 日)18001.230051024. 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1.3零件的工艺分析项目组织与分工我们是根据自己的特长，结合彼此间的优势互补而组成的，大家态度认真，分工明确，互帮互助，相互探讨，积极准备，团结一致，大家都积 极完成自己的分工，总之，整个过程中大家统筹兼顾，具体分工如下表:姓名学号职位职责杨洋6136206组长对项目进行总体的安排与分工，主要承担螺栓设计计算部分，以及任务书的打印和递交冯秀霞6136232组员资料的

8、搜集和绘制螺栓的工作图湛小雪61361组员写零件课程设计任务书以及最后的排版及打印刘月洋6136207组员资料的搜集和绘制螺栓的工作图三、课程设计3.1总体设计方案r =0.8417Pd - 7.58kWPed = 11kW当速比分配适当时，两对齿轮浸入油中深度大致相同。减速器轴向尺寸和重量较大，高 速级齿轮的承载能力难于充分利用。中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差，载荷沿 齿宽分布不均匀。传动方案的确定要求：运输机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，输送带速度为1.2m/s，允许误差土 5%，每天两班制工作，载荷平稳，环境要求清洁，每年按360个工作日计算，使 用期限10年。如同任务

9、书布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可以起到缓冲吸振和过载保护作用；同轴式可使减速器横向尺寸较小。齿轮相对于轴承位置不对称，当轴产生弯曲变形时，在和在齿宽上分布不均匀，因此， 轴应设计得具有较大的刚度，并尽量使高速级齿轮远离输入端。高速级可制成斜齿，低 速级可制成直齿。总体设计方案设计二级减速器步骤如下：1.由于该减速机为皮带传动滚筒用的减速机故不需要设计为立式结构，可采用卧式 减速器的型式进行设计。2.行星传动减速器结构虽然紧凑，但成本也高，故在本次设计中不考虑采用，而锥 齿轮及蜗杆传动型式的输入输出轴垂直，这样与传动滚筒配合起来布置不够紧凑，而且加工起来也较

10、困难，故拟采用圆柱齿轮传动。3.2电动机的选择由于本传动的工作状况是：载荷平稳、单向运转，调速范围宽。综合考 虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，减小振动和噪 声，提高运转效率，所以选用 丫系列封闭式三相异步电动机。卷筒轴所需功率Pw二FV=i4.4kw2通过查找机械设计手册得出V带传动1 = 0.955，滚动轴承2二0.9875，齿轮 3 =0.97，联轴器（弹性） 4 =0.9925，卷筒轴滑动轴承0.95523232=i 2340.9925 0.9875 0.970.955 0.955=0.82014电动机的输出功率Pd =-Pw- = 17.56 kw卷筒输入轴的转速

11、=60V 型竺76.43r minnD3.14X0.3已知V带传动的传动比为h =2-4，二级同轴式直齿圆柱齿轮减速器的传动比i2 =7.1-50所以，电动机转速的可选范围：nd 二入 i2 =76.43 （7.1 50） =542.63821.5r/min暂取值为 1000选电动机型号为 Y200L1-6,同步转速1000r/min，满载转速970r/min，额定功率18.5Kw电动机外形尺寸中 心 高H外形尺寸L (b2 /2 +R) x h底脚安装 尺寸A汉B底脚螺栓直径K轴伸 尺寸DX E键联接 部分尺寸FX CD200770 汇(420/2 +305)汇 480318X 305195

12、5 X 11016X 103.3计算传动装置总传动比和分配各级传动比理论总传动比i总总、分配各级传动比i2 i3:97 . =12.6976.43取V带传动的传动比h =3，则二级圆柱齿轮减速器的传动比i 总=1269 =4.23ii 3而二级同轴式圆柱齿轮减速器内部两组齿轮传动为同级传动，故二二 i2 i3 二 2.06所得i2和i3符合一般圆柱齿轮传动和二级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。3.4计算传动装置的运动和动力参数3.41确定各轴转速首先定义电动机轴为 o轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为n轴，低速轴为川轴n根据公式ni. i 可得+)n0970no =970r / minni =3

13、23.33r / min0I 3n323.33 “ccc / n2 156.96.n2 - -156.96r/minn3 - -76.19r/mini22.06i32.063.42确定各轴输入功率Po 二 Pd =17.56kw高速轴 P1 = Fd 1 =17.56 0.955 = 16.769Kw中间轴 P2 =P n2 珥=16.764 0.9875汇0.97 = 16.063Kw低速轴 P3 = P2 2 3 =16.063 0.9875 0.97 = 15.386Kw3.43确定各轴输出转矩P17 56由于电机输出转矩 T0 二 Td =9.55 103d =9.55 103172.

14、88N mnd970所以各轴的输出转矩T =9.55勺03 汇旦= 9.55 汉103 x16769 = 495.296N mn1323.33T2 =9.5503汉氏=9.55 03 汉16063 =977.329N m n2156.96T3 =9.55 103 p3 =9.55 103 15.386 =1928.550N m n376.19带式传动装置的运动和动力参数如下表所示轴名功率p/Kw转矩T/Nm转速n/ r/min传动比i电机轴17.56172.8897012.69高速轴I16.769495.296323.33中速轴n16.063977.329156.962.06低速轴川15.38

15、61928.55076.193.5传动件的设计计算3.51V带传动设计计算3.511确定计算功率由于是带式运输机，功率 90a3.526确定带的根数因为单根V带的基本额定功率 P是在特定条件下由实验得到的，当带的实际工作情况与 特定的条件不同时，需要对 P进行修正，修正后的单根V带所能传递的额定功率P（P0P0） kak31-3 可得 P0 = 3.85kw31-4 可得 P0 二 0.28kw根据dd1 = 200mm和n0 =970r/min，查机械设计基础表再根据i=3，B型带，n =970r/min，查机械设计基础表根据包角值，查机械设计手册表13-1-22可得包角系数k=0.91，根

16、据基准长度Ld = 2800mm，查机械设计手册表13-1-23可得长度系数k|=1.04所以P(P0P)kak(3.85 0.28) 0.91 1.04 = 3.9086kw已知计算载荷R =20.35kwV带的根数由公式話關T5.206兰10，并且z值介于37之间，综合可得z=5。3.527确定带的初拉力 F。其中的单位长度质量由机械设计手册表 13-1-24可得rl二0.17对于V带传动，单根带的初拉力为p 2 5220 352 52F0 =500 c（1） Tv =500（ -1） 0.17 10 .153 = 367.73Nv,z k_.10.153 5 0.91由于新带容易松弛，因

17、此安装新带时的预紧力应为上述的初拉力的1.5倍。3.528确定传动带作用在轴上的压轴力FqGt145 27 口根据公式 Fq =2zF0sin 1 = 2 5 367.73 sin3509.7N2 23.62 中速轴的设计3.63 低速轴的设计3.64精确校核轴的疲劳强度3.7滚动轴承的选择及计算3.71高速轴的轴承3.72中速轴的轴承3.73低速轴的轴承3.8键联接的选择及校核计算3.9联轴器的选择结果设计计算及说明3.6轴的设计计算3.61 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）486.6710.56207.22（2）作用在轴

18、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f-2T2 207.22113.28 10= 3658.55NFt tano(ntg20二一七-n-=3658.553371.37Ncos ：cos 13 33 55Fa =Ft tan=3658.55 tg20 =907.51NFp =1936.4N（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A =112,于是得PI 10 54d 二民3.= 112 331.21mmV n 486.67因为d乞

19、100mm,轴上有一个键槽，所 以增大5%dmin = d（1 0.05）31.21 1.05 = 32.77mm取 d =35mm轴的结构设计Ft = 3658.55NFr 371.37NFa =907.51NFp =1936.4Ndmin = 32.77mm1）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v带轮的轴向定位，I -n轴段右端需制出一轴肩， 故取n -川段的直径d n-m=37mm。带轮与轴配合的长度 Li=99mm ,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 =95mm

20、。 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=37mm,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30308，其尺寸为 d x DX T=40mm x 90mm x25.25mm，故 dm=di-=40mm ;而 Lm=24+24=48mm , Lv-可=15mm。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=5mm，因此，套筒左端高度为5mm , dv-可=50mm。 取安装齿轮的轴段W - V的直径dw- v =45mm，取Lw- v=115mm齿轮的左端与左端 轴承之间采

21、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） 。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-m =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 80mm , V带轮与轴的配合为 Hr6 ;齿轮与轴的周向定位选用平键14mm x 9mm x 90mm ,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H7n6 ;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

22、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 -n9535与V带轮键联接配合n -m6037定位轴肩m -w4840与滚动轴承30307配合，套筒定位w-V11545与小齿轮键联接配合v -w1550定位轴环w -w2640与滚动轴承30307配合总长度359mm（1） 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。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=19.5mm。因此，轴的支撑跨距为 L1=129mm, L2+L3=83.5+76.5=160mm。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

23、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。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =1749N，Fnh2 =1909NFNV1 = -2964N， Fnv 2 = 2398NC截面 弯矩MM H = Fnh 2 汉 L3 = 14638N mmMv = FnV2 汉 L3+Ma=203865 N mm总弯矩M max =JM ； +M； =460382038652 = 250775 N mm扭矩T= 207220 N mmca.M2(:T)2W25077520.6 20722020.1 x453Mpa 二 30.72Mpa二 ca =30.72Mpa（2

24、）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 4-l，故安全。3.62中速轴的设计中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）中速轴功率（kw）转矩T（ N m）140.6510.14688.49(1) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为dj =396.49mm，根据式(10-14)，则2T 2 汇 688.49Ft13472.92 Nd 396.49 10入=3472.92NFr1 N301.79NFa1 =1264.04N

25、Fr1= Fttan n 3472.92 垃20-心01.79 Ncos：cos 13 33 55Fa1 =Fttan 1 =3472.92 tg20 =1264.04 N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 = 113.28mm，根据式(10-14)，则Ft22 688.49113.28 10J2155.54NFr2-仙二1215554 cos；3233 554555.89Ncos :Fa2 二Fttan=12155.54 tg20 -4424.25NFt2 =12155.54NFr2 =4555.89NFa2 =4424.25N（2）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。

26、选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A =112,于是得P1014代3,=112 346.61mmd min =48.94mm斗 n 140.65因为d乞100mm,轴上有一个键槽，所 以增大5%dmin =d（1 0.05）46.61 1.048.94mm轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）in川Wvw2）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_w=50mm ,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30310，其尺寸为 dx DX T

27、=50mm x 110mm x 29.25mm ,故 Li_n=Lv畀=29+20=49mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为5mm。 取安装大齿轮出的轴段n-川的直径d n=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d“ =66mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取Lm-w =110mm。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 18mm x 11mm x 90mm ,为了保证齿轮与轴配 合有良好的对中性，故选

28、齿轮轮毂与轴的配合为H7n6;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 -n5450与滚动轴承30309配合，套筒定位n -川11060与大齿轮键联接配合川-W11065定位轴环IV-V11560与小齿轮键联接配合V -W5450与滚动轴承30309配合总长度433mm（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。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm。因此，轴的支撑跨距为L1

29、=78.5mm , L?=217.5, L3=81mm。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。载荷水平面H垂直面V支反力Fnh 1 = 790NFnv1 =2262NFFnh 2 = 9065NFnv2 =3597NC截面Mv = Fnv2 汉 L3*Ma2弯矩MM H = FnH2 3 = 734265N mm=424084N m m总弯矩M max = Jm H + MJ7342652 + 4240842 = 847934 N mm扭矩T =688490 N mm(6)按弯扭合成应力

30、校核轴的强度:-=0.6，轴的计根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 算应力 M2 (T)2；84793420.6 68849020.仆 603Mpa 二 46.38Mpa-ca=46.38Mpa已选定 轴的材 料为45Cr,调质处 理。由表15-1查得cr-1=70MPa。因此安全6a十-l，故安全。3.63 低速轴的设计低速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min )中速轴功率(kw )转矩T( N -m )40.669.742288.24(1)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Ft2T2 2288.2439

31、6.49 10= 11542.49NFt ta nJtg20Ft =11542.49 NFr =4326.12 NFa =4201.12NFr =七n, =11542.494326.12Ncos ：cos 13 33 55F Ft tan 一： =11542 .49 tg 20 = 4201.12N(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,I PI 9 74取 A =112，于是得dmin 二 A03=112 369.56mmdmin =73.03mm、n 40.66因为d100mm,轴上有一个键槽，所 以增大5%dmi

32、n = d (1 0.05) 69.56 1.05 = 73.03mm(4) 轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图)I n 川Wvwvn2）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，W-四轴段左端需制出一轴肩，故取V-W段的直径d v=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=i07mm，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W-四段的长度应比 Li略短一些，现取 L忙1=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dm =75m m,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆

33、锥滚子轴承30317,其尺寸为 d x DX T=85mm x 180mm x 44.5mm，故di .n =dw一v=80mm ;而 Li_n =45mm , Lw.v =45+20=65mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30317型轴承的定位高度h=6m m,因此，取得d n=97mm。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川-W的直径dm=95mm ;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115mm，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h=110mm。 轴承端盖的总宽度为 30mm

34、 （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.可=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 20mm x 12mm x 85mm ,半联轴器与轴的配合为 H7k6。齿轮与轴的联接， 选用平键为25mm x 14mm x 95mm ,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H7n6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角3.0 45，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明i -n455与滚动轴承30314配合n

35、 -m1597轴环m -w11090与大齿轮以键联接配合，套筒定位IV -V6585与滚动轴承30314配合V -w6079与端盖配合，做联轴器的轴向定位w -110574与联轴器键联接配合总长度400mmFr81.5、Fmii FnviF： F |66 5FtGJFnV2Fnh:Fr（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。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=36mm。因此，轴的支撑跨距为Li L2 二 66.5 81.5 二 148mm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B是轴的危

36、险截面。先计算出截面 B处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FNH1 =6356NFnv1 =1105NFFnh2 =5186NFnv2 =3221NB截面M = FNH P2，所以按轴承1的受力大小验算10-5.78 105h Lh106 cf10690.8 卩60n f 丿-60 486.67 4.897 丿故所选轴承满足寿命要求。3.72中速轴的轴承选用30310型圆锥滚子轴承，查课程设计表 15-7，得，Cr =130kNe =0.35 Y =1.7（1）求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2由中速轴的校核过程中可知：Fnh1 =790N， Fnh2 =9065N

37、Fnv1 =2262N，Fnv2 =3597NFr FNH12 - FNV12 = 709222622 = 2396 NFr2 = FNH22 FnV22 二 90652 35972 = 9753 N（2）求两轴承的计算轴向力 Fa1和Fa2由机械设计表13-7 得设计计算及说明结果F d22396705N2 1.797532869 N2 1.7因为Fr2YFae = Fa2 - Fa1 = 4424 -1264 = 3460 N所以 Fae Fd2 =3160 2869N = 6029 N Fd1Fa Fae Fd2 =6029NFa2 二 Fd2 =2869N(3)求轴承当量动载荷 p和巳

38、Fa1Fr160292396= 2.516 eFa2Fr228699753=0.2942 ： e由机械设计表13-6，取载荷系数fp =1.1p = fp 0.4Fr1 YFa1 =1.1 (0.4 23961.7 6029)=12328NP2 = fpFr2=1.1 9753 =10728 N(4)验算轴承寿命因为P A P2，所以按轴承1的受力大小验算10,106 fc 屮106( 130 卩Lh = I = I60n iP 丿60X40.6 12.328 J= 2.69 105h Lh故所选轴承满足寿命要求。设计计算及说明Fa1 = 6029 NFa2 二 2869NR 二12328NP2 =10728NLh =2.69 105hLh满足寿命要求结果3.73低速轴的轴承选用30317型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得，=305kNe =0.35 Y =1.7（1） 求两轴承所受到的径向载荷Fr