带式传输机的传动装置课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式传输机的传动装置班 级： 10级机械设计制造及其自动化 姓 名： 学 号： 指导教师： 二一 年 十二 月十六日 机电工程系 目 录1.机械设计课程任务书12.电动机选择23.计算总传动比及分配各级的传动34.运动参数及动力参数计算35.传动零件的设计计算36.轴的设计计算127.轴承的选择及校核计算198.键连接的选择及校核计算219.减速器的附件选择2210.减速器的润滑 22心得与体会23参考文献231.机械设计课程设计任务书一、 设计题目：带式传输机的传动装置题目数据：数据编号 1234567运输机工作拉力f(kn)1.61.822.22.42.

2、64.6运输带工作速度v（m/s） 1.210.81.41.210.85卷筒直径d(mm)440400320440420360400数据编号 8910运输机工作拉力f(kn)342.8运输带工作速度v（m/s） 0.81.61.4卷筒直径d(mm)300400275二、 运输机工作条件工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制；设计任务1进行二级斜齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计（已拟定完成）2 电动机功率及传动比分配，3 主要传动零件的参数设计标准件的选用.4 减速器结构、箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计。5 装配图的设计要点及步骤等。6 设计和绘制零件工作图7 整理和编写设计说

3、明书三、 设计成果要求1. 二级圆柱齿轮减速器装配图1张；2. 零件工作图2张；3. 设计计算说明书1份。2.电动机选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：总=带4轴承2齿轮联轴器滚筒=0.950.9840.9720.990.95=77.54(2)电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=18001/10000.7754=2.32kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=6010001.0/400=47.77r/min按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36 ia=840。取v带传

4、动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=16160。故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（16160）47.77=764.327463.2r/min符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。m根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：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，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min。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y100l2-6。其主要性能：额定功率：3kw，满载转速1420r/min，额定转矩2.2n.m。3.计算总传动比及分配各级的传动比

5、1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/47.77=29.732、分配各级传动比(1) 带传动比取i带=3(2) 则：减速器总传动比为ij= i总/i带=9.9双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为i1=(1.3ij) 0.5 =3.59低速级传动比为i2 =ij / i1=2.764.运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）ni=n电机/n带=1420/3=473.33r/minnii=ni/i1=473.33/3.59=131.85r/minniii= n= nii/i2=131.85/2.76=47.77r/min2、 计算各轴的输入功率（kw）pi=p工作x带=2.32x

6、0.95=2.204kwpii=pi轴承x齿轮=2.204x0.98x0.97=2.095kwpiii=pii轴承齿轮=2.095x0.98x0.97=1.99kwp=piii轴承联轴器=1.99x0.99x0.98=1.932kw3、 计算各轴扭矩（nmm）ti=9550pi/ni=9550x2.204/473.33=44.47 nmmtii=9550pii/nii=95502.095/131.85=151.74nmmtiii=9550piii/niii=95501.99/47.77=397.83nmmt=9550p/n=95501.932/47.77=386.24nmm各轴的转速、转矩，各

7、级之间的传动比和效率，并整理填写在表格中，如下表所示。轴号转速n(r/min)功率p/kw扭矩t/( nm)电动机轴14202.20444.47473.332.095151.74131.851.99397.8347.771.932386.24 5.传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1） 确定计算功率pc由课本表8-7得：工作情况系数ka=1.1pc=kap=1.13=3.3kw由课本p157图8-11得：选用a型v带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速1） 初选小带轮直径由课本表8-6，8-8得，取小带轮基准直径为则取dd1=90mmdmin=752） 验算带速v：按公式v=dd1n

8、1/601000v=901420/601000=6.6882m/s又因为5v1200（适用）（5）确定带的根数 1）计算单根v带的额定功率根据dd1比=90mm,n1=1420r/min查表8-5得p0 =0.93+（1.07-0.93/1450-1200）x（1420-1200） =1.0532kw根据n1=1420r/min i=3 a型带 查表8-4b得 p00.17kw查表8-5得ka =0.943 查表8-2得kl =1.01 pr比=（p0 +p0）kakl =(1.0532+0.17)x0.943x1.01=1.165 2)计算v带根数zz=pc/pr=3.3/1.65=2.83

9、取3根 （6）计算单根v带初拉力最小值f0 (min)由表8-3得 a型带单位长度质量 q=0.1kg/mf0 (min)=500x(2.5-ka) pca / ka zv+qv2=500x(2.5-0.943)x3.3/(0.943x3x6.69)+0.1x6.692 =140.21n应使带实际拉力f0 f0 (min) （7）轴压力fp轴压力最小值fpfp(min)=2zf0（min）sin1/2=23140.21sin158.25/2=826.125n结构草图：2、齿轮传动的设计计算 a高速级齿轮设计（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40c

10、r调质，齿面硬度为280hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240hbs； 选7级精度。齿面精糙度ra1.63.2m 选小齿轮齿数z1 =24，大齿轮齿数z2 =24x3.95=86.16 取z2 =86 初选螺旋角b=140（2）按齿面接触疲劳强度设计小齿分度圆直径d1t2kt1(u+1) zh2ze2 /ua (min)d h21/3确定公式内各计算数值： 1）试选kt =1.6 2）计算小齿轮传递的转矩t1t1=9.55106p/n1=44.47n.m3）选取齿宽系数d =1.0（表10-7）4）由表10-6查得 材料的弹性影响系数ze =189.8mpa 0.55）由图10-21d

11、按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限hlim1 =600mpa 0lim2 =550mpa 6）由式10-13计算应力循环次数 n1=60n1jlh=60x473.33x1x(16x300x10)=1.36319x109 n2=n1/i=1.36319x109 /3.5833=3.8x108 7）由图取接触疲劳寿命系数 khn1 =0.94 khn2 =1.03 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1 安全系数 s=1h1=hlim1khn1/s=0.94x600/1mpa=564mpah2=hlim2khn2/s=1.03x550/1.0mpa=566.5mpa 9）由图10-30选取区域

12、系数 zh =2.433 10）由图10-26查得 a1 =0.78 a2 =0.88 a =a1 +a2 =1.66 11）许用接触应力 h=( h 1 + h 2)/2 =564+566.5/2=565.25mpa 计算1)试计算小齿轮分度圆直径d1t 由公式得：d1t =2x1.6x4.447x10 4 x4.59x2.4332 x189.8 2/(1x1.66x3.59x565.25 2 )=41.82mm 2)计算齿轮的圆周速度v v=d1tn1/601000=3.1441.82473.33/601000 =1.036m/s 3)计算齿宽b及模数mnt b=d1td =1x41.82

13、=41.82mmmnt =d1t xcosb/z1 =41.82xcos140 /24=1.69h=2.25mnt =2.25x1.69=3.8025mmb/h=41.82/3.8025=10.99811 4)计算重合度 b =0.318d z1 tanb =0.318x1x24xtan140 =1.903 5)计算载荷系数使用系数ka =1 又v=1.036m/s 7级精度 由图10-8查得 动载荷系数kv=1.1由表10-4查得 khb=1.417由图10-13查得kfb=1.35由表10-3查得kha=kfa=1.4 故 载荷系数 k= khb khakakv =1x1.1x1.4x1.

14、417=2.1826)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得d1 = d1t （k/ kt）1/3 =41.82x(2.182/1.6)1/3 =46.38mm7)计算模数mn = d1 cosb/z=46.38xcos14/24=1.875mm（3） 按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）mn2kt1 yb cos2 byfafsa /(d z12a f) 1/3 确定计算参数 1）计算载荷系数 k= kfb kfakakv =1x1.1x1.4x1.35=2.1 2）根据纵向重合度b =1.903由图10-28查得 螺旋角影响系数yb =0.883）计算当量齿数zv1 = z

15、1 /cos3b= 24 /cos3140=26.27zv2 = z2 / cos3b= 86 /cos3140=94.144）查取齿形系数由表10-5查得 yfa1 =2.592 yfa2 =2.19175）查取应力校正系数 ysa1 = 1.596 ysa2 =1.784 6)由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 fe1 =500mpa fe2 =380mpa7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 kfn1 =0.83kfn2 =0.86 8)计算弯曲疲劳使用应力 取弯曲安全疲劳系数 s=1.4 由式 10-12得 f1=fe1kfn1/s=296.43mpaf2=fe2kfn2/s=

16、233.43mpa 9）计算大小齿轮的yfafsa /f并比较yfa1fsa1 /f 1=2.592x1.596/296.43=0.013956yfa2fsa2 /f2 =2.1917x1.784/233.43=0.01675 大齿轮数值大 设计计算mn =2x2.10x4.447x104 x0.88xcos2 140 x0.01675/(1x242 x1.66) 1/3 =1.4mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取mn =2.0mm，可满足弯曲强度，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比=46.38mm来计算应有的齿

17、数。于是有 z1 = d1 cosb/ mn =46.38 xcos140 /2=22.5 于是 取z1 =23 z2=23 x i=83 （4）几何尺寸计算1）中心距计算 a= (z1+z2) mn/2cosb=109.245mm中心距元整为a=109mm2）按元整后的中心距修正螺旋角 b=arccos(z1+z2) mn /2a=arccos（23+83）x2/2x109 =130 28 15” 3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1=z1 mn /cosb=23x2/cos130 28 15”=47.3d2=z2 mn /cosb=83x2/cos130 28 15”= 170.69 4）计

18、算齿轮宽度 b=dd1 =1x47.3=47.3mm元整后 取b2 =50mm b2=55mm结构设计草图： b低速级齿轮设计（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为280hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240hbs； 选7级精度。齿面精糙度ra1.63.2m 选小齿轮齿数z1 =36，大齿轮齿数z2 =36x2.76=99.36 取z2 =100 初选螺旋角b=100（2）按齿面接触疲劳强度设计小齿分度圆直径d1t2kt1(u+1) zh2ze2 /ua (min)d h21/3确定公式内各计算数值： 1）试选kt =

19、1.6 2）计算小齿轮传递的转矩t1t1=9.55106p/n1=151.74n.m3）选取齿宽系数d =1.0（表10-7）4）由表10-6查得 材料的弹性影响系数ze =189.8mpa 0.55）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限hlim1 =600mpa 0lim2 =550mpa 6）由式10-13计算应力循环次数 n1=60n1jlh=60x473.33x1x(16x300x10)=3.79728x108 n2=n1/i=3.79728x108 /2.76=1.3758x108 7）由图取接触疲劳寿命系数 khn1 =0.94 khn2 =1.03 8）计算接触疲

20、劳许用应力 取失效概率为1 安全系数 s=1h1=hlim1khn1/s=0.94x600/1mpa=564mpah2=hlim2khn2/s=1.03x550/1.0mpa=566.5mpa 9）由图10-30选取区域系数 zh =2.47 10）由图10-26查得 a1 =0.81 a2 =0.91 a =a1 +a2 =1.72 11）许用接触应力 h=( h 1 + h 2)/2 =564+566.5/2=565.25mpa计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t 由公式得：d1t 2x1.6x15.174x10 5 x3.76x2.472 x189.8 2/(1x1.72x2.76x56

21、5.25 2 )=64.159mm 2)计算齿轮的圆周速度vv=d1tn1/601000=3.1464.159151.74/601000 =0.51m/s 3)计算齿宽b及模数mnt b=d1td =1x64.159=64.159mmmnt =d1t xcosb/z1 =64.1592xcos140 /36=1.755h=2.25mnt =2.25x1.755=3.949mmb/h=64.159/3.949=16.256 4)计算重合度 b =0.318d z1 tanb =0.318x1x36xtan100 =2.0186 5)计算载荷系数使用系数ka =1 又v=0.51m/s 7级精度

22、由图10-8查得 动载荷系数kv=1.05由表10-4查得 khb=1.422由图10-13查得kfb=1.36由表10-3查得kha=kfa=1.4 故 载荷系数 k= khb khakakv=2.096)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得d1 = d1t （k/ kt）1/3 =64.195x(2.1/1.6)1/3 =70.286mm7)计算模数mn = d1 cosb/z=70.286xcos100/36=1.923mm（3）按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）mn2kt1 yb cos2 byfafsa /(d z12a f) 1/3 确定计算参数 1）计算载荷系

23、数 k= kfb kfakakv =1x1.05x1.4x1.36=2.0 2）根据纵向重合度b =2.0186由图10-28查得 螺旋角影响系数yb =0.923）计算当量齿数zv1 = z1 /cos3b= 36 /cos3100=37.69zv2 = z2 / cos3b=100 /cos3100=104.74）查取齿形系数由表10-5查得 yfa1 =2.423 yfa2 =2.1765）查取应力校正系数 ysa1 = 1.66 ysa2 =1.794 6)由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 fe1 =500mpa fe2 =380mpa7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 k

24、fn1 =0.86kfn2 =0.89 8)计算弯曲疲劳使用应力 取弯曲安全疲劳系数 s=1.4 由式 10-12得 f1=fe1kfn1/s=307.14mpaf2=fe2kfn2/s=241.57mpa9）计算大小齿轮的yfafsa /f并比较yfa1fsa1 /f 1=2.423x1.66/307.14=0.0131yfa2fsa2 /f2 =2.176x1.794/241.57=0.01616 大齿轮数值大设计计算mn=2x1.5174x105x0.92xcos2140x0.01616/(1x362 x1.72) 1/3 =1.963mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大

25、于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取mn =2.0mm，可满足弯曲强度，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比=70.286mm来计算应有的齿数。于是有 z1 = d1 cosb/ mn =70.286 xcos100 /2=34.6 于是 取z1 =35 z2=35 x i=97 （4）几何尺寸计算1）中心距计算 a= (z1+z2) mn/2cosb=134.036mm中心距元整为a=134mm2）按元整后的中心距修正螺旋角 b=arccos(z1+z2) mn /2a=arccos（35+97）x2/2x134 =90 54 42” 3）计算大小齿轮的分度圆直径

26、d1=z1 mn /cosb=35x2/cos90 54 42”=71.066d2=z2 mn /cosb=97x2/cos90 54 42”= 196.95 4）计算齿轮宽度 b=dd1 =1x71.066=71.066mm元整后 取b2 =72mm b1=78mm（5）结构设计草图：6轴的设计计算低速级联轴器的选择由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为ka=1.5，计算转矩为 tca=kaxt=1.5x393.15=589.7 nm因此选择联轴器的型号为yl10型低速轴与工作机轴相连，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但是传递转矩较大，又因为减速器与工作机常在同

27、一底座上，不需要有较大的轴线偏移补偿，因此选用弹性联轴器。其主要参数如下：型号公称转矩n.m轴孔直径 mm轴孔长度mmy型j1 型yl106303811284输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs查表15-3，取a0 =105d105 (2.204/473.33)1/3mm=17.5366mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=17.5366(1+5%)mm=18.41选d=19mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级减速器中可将齿轮安排在远离箱体处(右边)，齿轮左面由轴环定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒

28、定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度段：d1=19mm 长度取l1=75mmii段:d2=d1+2h=19+221.1.0=23mmd2=23mm初选用7205ac型角接触球轴承，其内径为25mm,宽度为15mm.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，为此取该段长为33mm，故l2=33mmiii段直径d3=28mml3=90mm段直径 即轴环直径d4=35mm由手册得：c=1.2 h=2c=21.2=2.4mm轴环宽度b1.4h b取5mm 取l4=5mm段：直径d5=28mm. 因为此处齿轮宽度为55m

29、m 取长度l5=53mm段：取套筒为25mm考虑此处轴承及套筒长度及其之间的配合，取l6 =40mmd6 =25mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=221mm结构草图：（3）按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=47.3mm求转矩：已知t1=44470nmm求圆周力：ftft=2t1/d1=2x44470/47.3=1880.34n求径向力frfr=fttan/cosb=1880.34tan200/cos140=705.34nla=l2 +l3 +l4 +l齿轮/2=154.5mm lb=l6 +l5 l齿轮/2=66.5mm1)绘制轴受力简图（如图a）2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴

30、承支反力：fayx154.5=fbyx66.5fay+fby=fr得 fay =212.24nfby =493.1n截面c在垂直面上弯矩为：mc1=fayx154.5mm=32.79nm3）绘制水平面弯矩图（如图c）fazx154.5=fbzx66.5faz+fbz=ft得： faz=565.8nfbz=1314.54n截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazlx154.5=87.416nm4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=(32.792+87.4162)1/2=93.36nm5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55（p1/n1）106=44.47nm6)当量弯矩转

31、矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=1，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2=93.362+(1444.47)21/2=103.41nm7)校核危险截面c的强度e=mec/0.1d43=103.4/0.1283=47.1mpa -1b=60mpa该轴强度足够。级轴的设计1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs查表15-3，取a0 =105d110(2.095/131.85)1/3mm=27.65mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=27.65(1+5%)mm=29选d=30mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级减速器中两齿轮中间用轴环定位，两齿轮另

32、一侧都用套筒轴向固定，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度段：初选用7206ac型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为19（考虑到齿轮及轴承的安装），通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，为此取该段长为36mm，故l1=36mmd1=30mm ii段: 直径d2=37mm. 因为此处齿轮宽度为78mm 取长度l2=75mmiii段 轴环宽度b1.4h b取20mm 取d3=42mml3=20mm段 直径d4=36mm. 因为此处齿轮宽度为50mm 取长度l4=48mm段：取套筒为24+2=26考虑此处轴承及套筒

33、长度及其之间的配合，取l5=42mmd5 =30mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=221mm结构草图：（3）按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=71mm d2=170.69mm 求转矩：已知t2=151740nmm求圆周力：ftft1=2t2/d2=2x151740/170.69=1777.96nft2=2t2/d1=2x151740/71=4274.366n求径向力frfr 1=ft2tan/cosb=1777.96tan200/cos140=657.1nfr 2=ft 1tan/cosb=4274.366tan200/cos100=1579.74nla=l5 +l4 -l齿轮/

34、2=65mm lb=l1+l2 l齿轮/2=72mm1)求支反力fax、fby、faz、fbz轴承支反力fa：fay1x65=fby1x156y1+fby1=fr 1得 fay1 =2463.8nfby1 =193.26nfay2x149=fby2x72fay2+fby2=fr 2得 fay2 =514.666nfby2 =1065nf ay =fay1+fay2=-50.8nf by =fby1+fby2=-871.74nfaz1x65=fb1x156faz1+fbz1=ft1 =1777.96n得： faz1=1255nfbz1=522.9nfaz2x149=fb2x72faz2+fbz2

35、=ft2 =4274.366n得： faz2=1392.55nfbz2=2881.8nf az =faz1+faz2=2647.55nf bz =fbz1+fbz2=3407.7n2）计算垂直面弯矩截面c 1在垂直面上弯矩为：mc1=fayx65mm=3302nm截面c 2在垂直面上弯矩为：mc2=fbyx72mm=62765.28nm3）计算水平面弯矩截面c 1在水平面上弯矩为：mc 1 =fazx65=172090.75nm截面c 1在水平面上弯矩为：mc 2 =fbzx72=245354.4nm4)计算合弯矩mc1合=(mc12+mc12)1/2=(3.3622+172.092)1/2=

36、172.12nmmc2合=(mc22+mc22)1/2=(62.7652+245.32)1/2=253.2nm5)扭矩转矩：t=9.55（p1/n1）106=44.47nm6)当量弯矩转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=1，截面c处的当量弯矩：mec 1合=mc1合2+(t)21/2=172.122+(1151.74)21/2=229.45nmmec 2合=mc2合2+(t)21/2=253.22+(1151.74)21/2=295.18nm7)校核危险截面c的强度e 1=mec 1合/0.1d3=229.45/0.1363=59.79mpa -1b=60mpae 2=mec 2合/0.1d3

37、=295.18/0.1373=58.11mpa -1b=60mpa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs查表15-3，取a0 =105d105 (1.99/47.77)1/3mm=36.05mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=36.05(1+5%)mm=37.85选d=38mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级减速器中可将齿轮安排在远离箱体处(左边)，齿轮右面由轴环定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴的各段直径和长度初选7209ac型角接球轴承，其内径为

38、45mm，宽度为19mm。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39mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。段：d1=45mm 长度取l1=39mmii段:直径d2=52mm. 因为此处齿轮宽度为72mm 取长度l2=70mm段直径 即轴环直径d3=60mm由手册得：c=1.2 h=2c=21.2=2.4mm轴环宽度b1.4h 取l3=15mm段：d4=50mml4 =53段：取套筒为24mm考虑此处轴承及套筒长度及其之间的配合，取l5 =43mmd5 =45mm段：d6=38mml6 =65mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=221mm结构

39、草图：（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d4=196.95mm求转矩：已知t3=397.83nm求圆周力ft：ft=2t3/d4=2397830/196.95=4039.9n求径向力fr根据课本p127（6-35）式得fr=fttan/cosb=1806.70.36379cos10=1493n la=l1+l2 l齿轮/2=73mm lb=l5 +l4 +l3 +l齿轮/2=174mm 1)求支反力fax、fby、faz、fbzfayx73=fbyx147fay+fby=fr得 fay =997.65nfby =495.4nfazx73=fbzx147faz+fbz=ft得： faz=

40、2699.39nfbz=1340.5n2)截面c在垂直面弯矩为mc1=fayx73mm=72.83nm3)截面c在水平面弯矩为mc2=fazlx73=197.055nm4)计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2=（72.832+197.0552）1/2=210.08nm5)计算当量弯矩：=1mec=mc2+(t)21/2=210.082+(1397.83)21/2=449.89nm6)校核危险截面c的强度e=mec/（0.1d）=449.89/(0.1d3)=31.99mpa-1b=60mpa此轴强度足够7.滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命lh=2830010=480

41、00h（1）计算输入轴承1）已知n1=473.33r/min两轴承径向反力：fr1=(f2ay+ f2az ) 1/2=604.3nfr2=(f2by+ f2bz ) 1/2=1404n初先两轴承为角接触球轴承7205ac型根据课本p322得轴承内部轴向力fd=0.68fr 则fd1= 0.68fr1=410.9nfd2= 0.68fr2=954.72n2) fa= fttan1=1880.34xtan14=468.82 n故fd1 + fa=879.72nfd2 =954.72n则左端被压紧，右端放松fa1= fd2 - fa =485.9n fa2=fd2=954.72n3)求系数x、yf

42、a1/fr1=485.9n/604.3n=0.804fa2/fr2=954.72n/1404n=0.68根据课本p321表（13-5）得e=0.68fa1/fr1 =0.804e ，则 x1=0.41 y1=0.87； fa2/fr2=0.68=e，则 x2=1 y2=0 4)计算当量载荷p1、p2由于受轻微冲击根据课本p321表（13-6）取f p=1.1根据课本p320（13-8）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1(0.41604.3+0.87485.9)=737.5np2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.1(11404+0)=1544.4n5)轴承寿命计算因p1p2 故

43、取p2=1544.4n故角接触球轴承=3根据手册得7205ac型的cr=12200n由课本p320（13-5a）式得lh=16670/ n1 (ftcr/ p2)=(16670/473.33)(112200/1544.4)3=17357h48000h故预期寿命不足查手册另选轴承类型为7305ac，此时cr=20800经计算得lh=86019.248000h故预期寿命足够。（2）计算中间轴轴承1）已知n=131.85r/min两轴承径向反力：fr1=(f2ay+f2az)1/2=2648nfr2=(f2by+ f2bz ) 1/2=3517.4n初先两轴承为角接触球轴承7206ac型根据课本p3

44、22得轴承内部轴向力fd=0.68fr 则fd1= 0.68fr1=1800.64nfd2= 0.68fr2=2391.8n2) fae1= ft1tan1=443.3 n fae2= ft2tan2=753.69 n所以fa= fae2- fae1=310.4n故fd2 + fa=2702.2fd1 ，则左端放松，右端压紧 fa1= fd2 + fa =2702.2n fa2=fd2=2391.8n 3)求系数x、yfa1/fr1=2702.2/2648=1.02fa2/fr2=2391.8/3517.4=0.68根据课本p321表（13-5）得e=0.68fa1/fr1 = 1.02e ，

45、则 x1=0.41 y1=0.87:； fa2/fr2=0.96=e，则 x2=1 y2=0 4)计算当量载荷p1、p2由于受轻微冲击根据课本p321表（13-6）取f p=1.1根据课本p320（13-8）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1(0.41x2648+0.87x2702.2)=3780.25np2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.1(13517.4+0)=3869.14n5)轴承寿命计算因p1p2 故取p2=3869.14n故角接触球轴承=3根据手册得7206ac型的cr=16800n由课本p320（13-5a）式得lh=16670/ n1 (ftcr/ p2)=

46、(16670/131.85)(112200/3869.14n)3=1034848000h故预期寿命不足查手册另选轴承类型为7406ac，此时cr=425000经计算得lh=167529h48000h故预期寿命足够。（3）计算输出轴承1）已知n=47.77r/min两轴承径向反力：fr1=(f2ay+ f2az)1/2=(997.65 2+ 2699.392) 1/2=2877.84nfr2=(f2by+ f2bz ) 1/2=( 495.42+ 1340.52) 1/2=1429.1n初先两轴承为角接触球轴承7209ac型根据课本p322得轴承内部轴向力fd=0.68fr 则fd1= 0.68

47、fr1=1956.9nfd2= 0.68fr2=971.8n2) fa= fttan2=712.34 n故fd1fd2+ fa=1684.14 ，则左端放松，右端压紧fa1=fd1=1956.9n fa2= fd1 - fa =1244.56n 3)求系数x、yfa1/fr1=1956.9n /2877.84n =0.68fa2/fr2=1244.56n /1429.1n =0.87根据课本p321表（13-5）得e=0.68fa1/fr1=0.68=e ，则 x1=1 y1=0； fa2/fr2=0.87e，则 x2=0.41 y2=0.87 4)计算当量载荷p1、p2由于受轻微冲击根据课本p321表（13-6）取f p=1.1根据课本p320（13-8）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.1(12877.84n+0)=3165.62np2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.1(0.411429.1+0.871244.56)=1835.57n5)轴承