减速器说明书内容拉力2300.

1、目 录前言.1机械设计课程的目的 . 1机械设计课程的内容 .2机械设计课程设计的步骤 .21.1.设计任务书 .32传动系统的方案拟定 .33电动机的选择 .4 44.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 . 5 555计算传动装置的运动和动力参数.666传动零件的设计计算.77.7.轴的结构设计计算 .128 联轴器的选择.139 . .轴承的寿命计算 .1910. .键联结的选择与验算 .1911. .减速器机体结构尺寸 .2 112.参考文献 .2 2课程设计任务书一、机械设计课程的目的和意义机械设计基础课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计

2、和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原 理和过程。(3)进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。(4) 机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的

3、传动装置或简单机械。课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传 动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联 接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图; 写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作： 减速器装配图1张（A0或A1图纸）； 零件工作图23张（传动零件、轴、箱体等）； 设计计算说明书 1份，60008000字。三、机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较， 然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达 设计结果，

4、用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1设计准备分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。 浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2传动装置总体设计 确定传动方案一圆柱斜齿齿轮传动，画出传动装置简图。 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。确定总传动比和分配各级传动比。计算各轴的功率、转速和转矩。3各级传动零件设计减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。减速器内的传动零件设计（齿轮传动

5、、蜗杆传动等）。4减速器装配草图设计 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5减速器装配图设计标注尺寸、配合及零件序号。编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。完成装配图。6零件工作图设计轴类零件工作图。齿轮类零件工作图。箱体类零件工作图。四、 课程设计的基本要求1、 认真、仔细、整洁。2、 理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好。3、 正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和

6、规范。4、 学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。5、 所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准 确、书写工整，并保证要求的书写格式。五、 减速器的设计计算、校核、说明和结果1设计任务书1.11.1设计任务设计一用于带式运输机上的三角带一单级圆柱齿轮减速器，传动系统为采用两 级圆柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动。8小时，每1.电动机的选择3.13.1确定电动机的功率电动机所需工作功率为PwPd= KWa因为1.21.2原始数据运输带拉力：F=2300N运输带速度：V=1.35 m/s卷筒直径：D=320mm1.31.3工作条件工作机空载启动，载荷变化不大

7、，单向运转使用期限10年，每天工作年工作300天。运输带允许速度误差土5%22传动系统的方案拟定传动方案如图：因此PwFV1000KWPd =FV1000 :KW所以由电动机至运输带的传动总效率为3n ： = n i n 2 n 3 n 4 n 5式中：n 1, n 2 , n 3, n 4 , n 5分别为带传动、轴承、齿轮传动、 联轴器和卷筒的传动效率。取 n 1 =0.96, n 2=0.98, n 3=0.97, n 4=0.99, n 5=0.96，贝Un - =0.96 x 0.983 x 0.97 x 0.99 x 0.96=0.833FV = 1800 1-35 =373kw1

8、000 ：1000 0.8333.33.3确定电动机转速60 1000/60 1000 1.35卷筒机工作转速：n= -= -=80.61 r/mi n.nD3.14x320按表1，取V带传动的传动比i 1=24，一级圆柱减速器传动比i 2 =36,则总传动比合理范围为：ia=624，故电动机转速可选范围为：n d= ia x n= (624)x 80.61 = ( 483.661934.64) r/min.符合这一范围的同步转速有：750, 1000和1500 r/min.根据容量和转速，由有关手册查出，列表如下表，综合考虑选第方案三较合适，因此选型号Y112M 4性能如下页表所示:电动机转

9、速r/min传动装置的传动比方 案电动 机型 号额 疋 功 率P edkw同步 转速满载转速电 动 机 重 量 kg参考价格比例总传动比V 带 传 动减速器1Y160M1 47507201185.0023.83.56.8n轴卷筒轴nn =nmni 480=80.67 r/mini15.95门| =80.67 r/min82Y132M1 641000960733.4815.9935.333Y112M4415001440432.2211.82.54.72选机座带地脚、端盖无凸缘电动机的安装及外形尺寸中心高H外形尺寸地脚安装尺地脚螺轴伸尺装键部位尺寸L x (AC/2+AD) x HD寸A x B栓

10、直径K寸D x EFx GD112400 x 305 x 265190 x1401228 x608x 24 x 284 4计算传动装置的总传动比和分配各级传动比4.14.1总传动比n 1440由式（7）i a = nm =17.86 （其中n表示卷筒机工作转速）n80.614.24.2分配传动装置传动比由式（8）ia=io x i式中io,i分别为V带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i o =3，则减速器传动比为：i=- =5.95io 34.34.3分配减速器的各级传动比因为是一级齿轮传动，所以齿轮传动比是5.9555计算传动装置的运动和动力参数5.15.1各级轴

11、转速I车由nI = 1440 =480r/minni io 35.25.2各轴输入功率卷筒轴PillPii x n 23= Piin 3 x n 4 =3.40 x 0.97 x 0.99= 3.27KW其输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98。卷筒轴5.35.3各轴输入转矩PIPII电动机输出转矩:Pi x 0.98=3.58 x 0.98=3.51kw=p x 0.98=3.40 x 0.98=3.33kwPIIIP Px 0.98=3.30 x 0.98=3.21kwiiiT d = 9550 Pd =9550 x =24.74N.m1440i、n轴输入转矩:I轴：Ti= Td x

12、io x n 01 = Td xio xi =24.74 x 3 x 0.96=71.25 NMn轴：THTi x i x n 12 = TI x i x2 x n 3=71.25x 5.95x 0.98x 0.97卷筒轴输入转矩:Tiii = TH x n 2 x4 =402.99 x 0.98x 0.99=390.98NM1轴：T；= Ti0.98=71.25 x 0.98=69.83NM询：TII =TII卷筒轴输出转矩:Pi =Pd x n 01 = Pd x n 1 =3.73 x 0.96=3.58KWP” = pi x n 12 = p| x n 2 x n 3=3.58 x 0

13、.98x 0.97=3.40KW=402.99NM各轴输出转矩0.98=402.99 x 0.98=394.93NM/Tiii=Tiii x 0.98=390.98 x .98=383.16NM运动和动力参数结果整理于下表:效率P (KW )转矩T (NM )轴名输入输出输入输出转速nr/min传动比i效率n电动 机轴3.7324.7496030.96(3)二 140 1440(5)确定v带的中心距a和基准长度 LdI轴3.583.5171.2569.834805.330.95n轴3.403.33402.99394.9380.67卷筒 轴3.303.23390.98383.1680.671.0

14、00.9666传动零件的设计计算6.16.1 V带的设计（1）已知：电动机转速 nm=1440r/min,电动机功率 pd =3.73kw确定计算功率由表8 7查得工作情况系数 ka =1.1,故=1.1 x 3.73kw=4.10kw ca选V带型号根据Pea、nm由图811选用B型带。求大小带轮基准直径d d并演算带速v.a）初选小带轮的基准直径dd1 。由表86和表8 8,取小带轮的基准直径d d1 =140mmb）演算带速v。按式8 13演算带的速度v= dd1n1 =-=10.55m/s60 1000 60 1000因为5m/sv1dd2 dd1 a810.35由 dd1=14mm和

15、 n m =1440r/min，查表 84a 得 p根据nm =1440r/min , j=3和B型带，查表 8 4b得厶 pP = ( po + p) k. ki = ( 1.64+0.22 ) X 0.95 X 1.03kw=1.82kw 计算v带的根数z。由表8 3得B型带的单位长度质量q=0.18 kg /m,所以孑加500 (25IXCC2+ qvX 48=6.86 伽(25-0.95 匚门。厂0厂0 min(9)计算压轴力压轴力的最小值为0（匚）=2z （匚 J J sinlsinl =2X 3X 125.71 x sin =741.63Np min0 min 22（10）带轮结构

16、设计小带轮毂孔径ds= D电动机轴=28 mm（查机械设计课程设计手册168页）小带轮基准直径 dd1 =140mm , dd2=420mm故小带轮采用腹板式，大带轮采用轮辐式。a)小带轮由图 8 14b其中：L=(1.52) ds=1.8 X 38=68.4 伽B= (z 1) e+2f= (3 1)x 15+2x 9=48mmdd1 =100mmha=2.75 伽 $ =36da = dd1 +2ha=100+2 x 2.75=105.5mm/ 111=(_ )B=-747H H =h a +h f =2.75+11=13.75 mm1( da 2H ds)= 1 X (105.5 2X

17、13.75 38)=20mm22(其中，查表 810 得：e=15 0.3 mm, f=f min =9 mm , h a =2.75 mm ,h f =11 mm)b）大带轮见图 814d 由于大带轮与I轴连接，故应先估算轴I的直径。轴的估算如下：初选材料为45号钢，调质，由于轴既传递转矩又承受弯矩，故式15-2所示d， ?飞时?嗔性和A03j查表 15 3 取 Ao=11，且 P=p =2.304KW , n=门=320 r/min ,P 1103广广21.24mmn320则大带轮的参数如下:B= (z-1) e+2f= (3-1 )x 15+2 x 9=48 mm ds=38 mm d

18、h =2d s=76 mmL=(1.52)d=1.8 x 38=68.4 伽d1 = (1.82) d =1.9x 22=72.2 伽dd2+2h a =315+2 x 2.75=320.5 mmdr = da-2 ( H+ 3) =320. 5-2 x( 13.75+20) =253 d0= (d h +d r) /2= (76+253) /2=164.5mmP=P= p =2.304KW=2.304KW , n=n= n =320=320 r/minr/min ,乙=3=3压=0.8 0=0.8 x 38.83=31.064 伽f 1=0.2 h1 =0.2 x 38.83=7.766 伽

19、f 2=0.2 h2=0.2x 38.83=6.21 伽|1=0.4 h1 =0.4 x 38.83=15.532 伽b2 =0.8 b1 =0.8 x 23.924=19.139 伽6.26.2 齿轮的设计已知载荷变化不大，传动比为：i=5.95小齿轮转速为 n1=nI =480r/min传动功率 p| =3.58KW1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数2.3041）.决定传动形式i=u=5.954选择一级斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88 ）。3）.选择齿轮的材料，精度等级的热处理方式。选择材料及确定许用应力，采用软齿面的组合小

20、齿轮用40Cr调质，齿面硬度为280HBS （表10 1）,大齿轮用45#钢调质, 齿面硬度为240HBS （表10 1），二者材料硬度差为 40HBS。4）.选择小齿轮的齿数和螺旋角？Z1初选 =20= i=20 X 5.95=119Z1Z2 Z实际齿数比u= = 9 =5.95Z-i20初选？=122.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10 21）所示进行运算，即1）确定公式内的各计算数值a）试选载荷系数 丘=1.4b）由图10-30选取区域系数 Z H =2.467c)d)由图 10-26 查得；=0.76,; 一2 =0.84，则；-.= ； .2=1.6计算小齿轮传递的转矩。5595

21、.5 10 p1 95.5 10 3.584804=7.123 X-mme)f)g)由表10 7选取齿宽系数-d=1由表10 6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2.由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1=600Mpa ;大齿轮的接触疲劳强度极限二 Hlim2=550MPa。h）由式10 13计算应力循环次数。N1=60n 1j Lh=60X480X 1X( 16X 300X 10) =1.3824 XL = kHN Lim10.92 600-=552Mpa11.a)b)昇 2=kHN； Lim2= 0.97 550 =533.5Mpa许用接触应力计算H

22、1=( L H H 2) / /2=(552+533.5) / /2=542.75 Mpa计算小齿轮分度圆直径 d1t，代匸J中较小的值，由计算公式的得。(2uM ZH N | 二计算圆周速度=47mmV=b= d=1 X 47.68 伽=47.68mmmnt = d1E47.68 cos1220mm=2.33mmi）由图10 19取接触疲劳强度寿命系数K HN1 =0.92, k HN 2 =0.97j）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数 S=1，由式1012得47.68 480=1.2m/s60 1000 60 1000c）计算齿宽b及模数mnth=2.25 m =2.25

23、X 2.33mm=5.24mm计算齿宽与齿高知比b。hb 47.68 = =9.10h 5.24d)计算纵向重合度；i名 p=0.318d z tan B =0.318 X 1 X 20X tan 12 =1.325N29Ni =1.3824汇10 u 5.95=2.323 X810根据由表由图1013 查得kFB=1.35由表10 3查得kH 一. = kF-.=1.2，故载荷系数K= kA kv k 略 i：=j x j5 x j2 x 1.41=1.95f）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10 10a）得kid 95小詁話皿.68讨乔mm =5325 -g)计算模数： mn =

24、 d1C0S = 53.25Xs12 =2.60 mm203.按齿根弯曲强度设计 由式（10 17）(1)2kY：cos2 -YFaYsa忙z2备 X而确定公式内的各计算数值a)由图1020c查得小齿轮的弯曲强度疲劳极限匚FE1 =500Mpa ;大齿轮的弯曲强度极限匚FE2=380Mpa ;b)由图1018取弯曲疲劳寿命系数 K FN1=0.89, KFN2=0.95c)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式1012得kFN!- FE1s0.89 500 Mpa =329.63Mpa1.35d)12kFN 2- FE2计算载荷系数K。09S0Mpa=267 41Mpa1.

25、35e)f)计算当量齿数e）计算载荷系数k v=1.2m/s , 7级精度，由图10 8查得动载系数 仏九佰104查得kH ：的值与直齿轮的相同，故 k =1.41，K= kAkvkFk 日 x1.15 x1.2 x 1.35=1.86根据纵向重合度；-：=1.325，从图10-28查得螺旋角影响系数 丫 1 =0.90g)Z v1乙20cos3 :cos312Z2119cos3cos312查取齿形系数。h)取应力校正系数。i)计算大小齿轮的丫丫并加以比较。Y FalY sal2.711 1.562m =0.76mm314.29疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d! =53.25 mm

26、,来计算应有的_ d1COS 53.25 COS12 Z广m 26.04，取 z1 =26大齿轮齿数Z2=5.95 X 26=155由表 10 5 查得 YFa1 =2.742 , 丫 Fa2 =2.172由表 10 5 查得 丫sa1=1.566 , 丫sa2=1.792一 2.742566 =0.01302 t F 1329.63丫再2172 I*792 “。隔 t F 2267.41小齿轮的数值大。(2) 设计计算2kT1Y：cos2 ：YFaYsa:dF3 2 1.66 6.876 104 0.88cos2143 ,-1X212.48对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的大于由齿根弯曲

27、强度疲劳计算的法面模数，取 mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触齿数，于是由这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强的，又满足了齿根弯曲 疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。=21.37=127.16Zv2乙mnd1 cos：26 2_=53.15 mC0S12Z2mncos 一： COS12155!_2_ =316.93 m5.结构设计1.计算小齿轮的齿顶圆直径 d a1ni4.几何尺寸计算a）计算分度圆直径计算中心距a = d1 d2=190 m计算齿轮宽度b = d d1 =1 X 53.15=53.15 mB2=60 m, B1 =55 mdai 二(乙 2ha

28、)m= ( 26+2 X 1 )X 2=56 mm因为da1三500 m所以齿轮用腹板式结构。小齿轮见图10 39，其中参数如下:D01 ： da112m =56-12 X 2=32 mCi =0.25 B1 =0.25 X 55=13.75 m因为小齿轮于I轴连接，故D4二d I =53.15 mD3 ： 1.7D4=1 .7X 53.15=90.36 m0.5m=0.5 X 3.7=1.85 m r 5 mD1=( D0 D3) /2= (155.4+36.21) /2=95.80 5 mD2=0.3 ( Do 一 D3)=0.3X( 155.4-36.21 ) =35.757 m2.计算

29、大齿轮的齿顶圆直径D4= du =39-9 6mC1轮辐数为6。da2 =（乙 2ha）m=（ 192+2 X 1）X 3.7=717.8因为齿顶圆直径400 mmv da 3 9-55106 3 PH _ A PHdl1 0.2! 1nilAV nil查表 153 可得 A=115 ； PH =10.55 KW 门11 =87.38 r/mind 3|955：106 3：_PL = A 血卄匹55 = 3m diI ；0.211 I nii A nii, 87.38大齿轮结构参数如下：D3 =1 .7 D4 = 1.7X 39.96=67.93 m .;1 =3m= 3X 3.7=11.1

30、m.：2 =1.1 ： r =1.1X 11.1=12.21 m4=0.9X 39.96=35.96 mH 10.8H=0.8X 35.96=28.77 mC上毕=7.1955H 35.96=5.996 6R 0.5H=0.5 X 35.96=17.98 mB L B,7 7 轴的结构设计计算7.17.1减速器高速轴的设计由结构可知，各轴轴径与长度如下:段：d 1 =d S= 40mmL 1 =B=60 mm取L1 =60 mm （便于安装） 段：轴肩高：a= (0.070.1) d1= (0.070.1)x 38=2.663.8，取 a=3d2=40mmL2=70 mm段:a=3 （安装轴承

31、）d 3=50mmL3=27 mm段:a=4 （定位轴肩）d 4=58 mmL4=20 mm段:a=4 （定位轴肩）d 5=66 mmd （分度圆）w 2 d5故选齿轮轴段:d 6=d 4=58L6=20 mm段:d 7=d 3=50 mmL7=27 mm计算得:D=308 , 3157.27.2减速器低速轴的设计由高速轴及整体结构，低速轴结构如下：（45号钢）段:d1 =55 mmL 1 =29 mm段:d2=65mmL2=21 mm段:d 3=57mmL3=64 mm段:d 4=55 mmL4=49 mm段:d 5=52 mmL5=74 mm段:d 6=74mmL6=112 mm计算得：D

32、=349，取标准值D=355 轴承的选择：高速轴上：A A） 选用角接触轴承，型号为7310，其参数如下：d=50 mm （内径），D=110 mm （外径），B=27 mm （宽）B B） 轴承端盖的选择：选用凸缘式轴承端盖（根据结构），HT150。轴承外径 D=110，螺钉直径d3=10，螺钉个数：6个.其参数如下：d0= d 3 +仁11 mmD 0 =D+2.5 d 3=135 mm D4=D- （1015）=100mmD 2 = D 0+2.5 d 3=160 mm D5=105mmD6=108mme=1.2 d 3 mm，取 m=2 e=24 mm 则轴承盖：L=e+m=12+24

33、=37 mm故段轴长：L 2=74 mm段：与轴承7310型号内径相同 低速轴上：A A） 选用角接触轴承，型号为 7311，其参数如下：d=60 mm （内径），D=130 mm （外径），B=29 mm （宽）B B） 轴承端盖的选择：选用凸缘式轴承端盖（根据结构），HT150。轴承外径D=130，螺钉直径d3=l0，螺钉个数：6个其参数如下：d0=llmm D 0 = 145mm D 2 =170mmD4=110mmD5=115mmD6=118mm则轴承盖：L=e+m=12+24=37 mm7.37.3联轴器的选择：计算转矩：Tc=K AT，（查表141得，K A=1.5）T=T n 出

34、=316.64Nm贝VTc= K AT=1.5 X 316.64= 474.96Nm故选用弹性套柱销联轴器。LT8Y型其参数如下：公称转矩：T=710Nmn=3000r/minL=112mmD=224mm d=50mm材料：铸钢7.3.17.3.1高速轴的校核已知：轴的结构如下页图。 L=137mm , K=140 mm齿轮的啮合力：径向力：Fr= Fttan ：=/cosB =888.65 X tan20 /cos 3 =331.14法向力：Fa= Fttan 3 =888.65X tan 12.38 =195.05N圆周力:2000T164.5作用在轴左端带轮上外力F=3236.8 N38

35、/2 10求垂直面的支承反力（图F2v= F r F1v=331.14-119.65=211.49 N= 119.65 NF 1H =F 2HFt888.652_ 2F力在支点产生的反力（图= 444.33 Nd)FIF =FK _ 3236.8 140L 一 137=3307.68 N求水平面的支承反力（图 C）F 2F =F+ F IF =3236.8+3307.68 =6544.48N外力F作用方向与带传动的布置有关，在尚未确定具体布置前, 可按最不利情况考虑。 绘垂直面的弯矩图（图 b）L 0.137 一 “Mav = F2v 211.4914.49 Nm2 2 / L 一 c 0.1

36、37 c cM av = F 1v119.658.2 Nm2 2 绘水平面的弯矩图（图 c）L0137MaH = F1H 444.3330.44 Nm2 2F力产生的弯矩图（图 d）M 2F=F X K=6544.48 X 0.14=916.23 Nma-a截面F力产生的弯矩为：Mav7川图（d） MaiMe汨-J-M图（f）高速轴校核图Fr图（c）图（g）图（h）Me）L cccrccw 0.137 ccclcM aF = F1F3307.68226.58 Nm2 2求合成弯矩图（图260.3 Nm=258.11 Nm 2 2考虑到最不利的情况，把M aF与.M av * M aH直接相加。

37、M a = 3 円观56 10二35.230.1 二J. 0.1 60Memm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4%,故d=1.04 x 38.2=40.2粗取轴径为50,合适，安全。7.3.27.3.2低速轴的校核已知：L=142 mm , K=138.5 mm , d2 =257.5 mm齿轮的啮合力：圆周力:Ft= 2000J 2000 316化1732 N d2365.5径向力：Fr = Fttan： =5312x tan20 =645.64 N轴向力：F=Ft x tan 12.38 N=380.3N求垂直面的支承反力（图b）yMai-Id图（a,b）FFF图（c）Mav图（f）. .

38、图（g）图（h）低速轴校核图Fa Ft一 FrM轴材料为45号钢，调质处理，由表141 查得 X B=650 MP a，F2v= Fr F1v =645.64+191.49=837.13 N 求水平面的支承反力（图c）Ft 1732.64 c“cc 卩仆=卩2円=；866.32 N2 2 绘垂直面的弯矩图（图 b）L “ 0.141M av= F 2v 19113.5 Nm2 210 141Mav/= F1v 837.1359.02 Nm22 绘水平面的弯矩图（图 c）L0.135M aH = F1H 866.3258.48 Nm2 2 求合成弯矩图（图 e）M a= M av M aH 。M

39、 a = v M av2 M aH2 =、58.482 （-13.5）2 =60.02 NmM a /=aJ 2 + M aH2 =（58.4齐59.022 = 83.08 Nm 求轴传递的转矩（图 f）d20.3655T= Ft x-1732.64316.64 Nm2 2 求危险截面的当量弯矩校正系数 a =（T -1/（X 0=0.6a T=0.6 x 316.64=189.98从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为Me=pM a2 十 0T 2=83.082 189.98207.35计算危险截面处轴的直径F1v =Fr* 646.64 穿“.49 N135Me“207.35 13 =3

40、3.53 mm0.1 55d考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故Lh= 106 ( f60n fpP由表14 3查的许用弯曲应力 t二b 1=55 MPa，则d=1.05 X 33.53=35.2 mm取轴径，合适，安全。8轴承的寿命计算型号为7010AC的轴承参数如下:d=55 mm， D=110 mm， B=27 mm基本额定动载荷：C r =25.2 KN极限转速：n=9000 r/min所需轴承的寿命为：L h =8 X 300 X 10=24000 h计算轴承的内部静向力:Fsi=0.68 F1v=0.68 X 119.65=81.36NFs2=0.68 F2v=0.68 X 2

41、11.49=143.81N因为 FS2+FA=338.86 Fs1故：轴承1为紧压端：Fa1= FS2+FA=338.86N轴承2为放松端：Fa2= FS2=143.81N.计算轴承1, 2的当量动载荷，查表 e=0.68Fa1/F1V=338.86/119.65=2.83 eFa2/ F1V=143.8/211.49=0.68=e查表：X 1=0.41 Y 1=0.87X2=1Y2=0故：P1=X1 F1V+Y1 Fa1=0.41 X 119.65+0.87 X 338.86=343.86P2=X2 F2V+Y2 Fa2=1 X 211.49+0 X 143.81=211.49计算寿命：查表：ft=1fp=1.2E =3 取P1=343.86计算,tc)=106(1 252 103)=1.1 10760 x 342.86 1.2 x 343.86合适，经计算，二轴上的轴承也合适。9 9键联结的选择与验算9.19.1轴I、轴n上所需开键槽的轴径分别为：d 1 =38 mm , d 2 =57 mm , d 3 =50 mm轴段长度分别为：MPP 】=5060,键n：查表 1010 可知，tp 1=100120MPL 1 =70