绞车传动装置设计3

1、金陵科技学院机械设计基础课程设计设计计算说明书题 目：绞车传动装置院 系：机电工程学院专 业：车辆工程姓 名：蒋达年 级：11 车辆工程（统） 指导教师：智淑亚二零一四年十二月目录第一章总体方案的确定 3第二章 传动部件设计与计算 6第三章齿轮的设计与校核 8第四章轴和联轴器材料选择和主要零件 12第五章主动轴的设计 18第六章从动件的设计 23第七章轴承的校核27第八章键及联轴器的选择 28第九章箱体及附件的设计 28第十章参考文献30第1章总体方案的确定结果计算步骤与说明1.1任务分析、传动方案拟订任务书中给出的是绞车卷筒，具体参数如下表1工作参数表1卷筒圆周力F/N7500卷筒转速 n(

2、r/min)55卷筒直径D mm400工作间隙每隔2分钟工作一次，停机 5分钟工作年限10批量大批注:总传动比误差为+5%，转动可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名 义载荷的1.25倍。1 电动机；2 联轴器；3 圆柱斜齿轮减速器；4 开式齿轮; 5卷筒1.2、电动机的选择选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定 电动机具体型号。1.2.1选择电动机类型和结构形式按工作要求和条件查表14.1和表14.2，选取一般用途的全封闭自扇冷鼠 笼型y系列三相异步电动机。具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪声低、 振动小、可靠性能好、功率等级安装尺寸符合IEC标准及使用维护方便等

3、优 点。适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求有较好的启动 性能的机械。1.2.2选择电动机的容量电动机容量选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性多有影响.容量小 于工作要求，会使电动机因超载而损坏，不能保证工作机正常工作；而容量选 得过大，则电动机的体积大、价格咼，性能又不能充分利用，并且由于效率和 功率因数低而造成浪费.1.2.3. 1、电动机所需的工作功率：FvPw =1000 w所以：pd =1000 w其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到.w为卷筒效率， 为电动机至输出轴传动装置的总效率，包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动机至工作机之间传动装置的总效率为：

4、2w =123 45式中，1、2、3、4、5、6分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表9.4可以查到1=0.97、 2=0.97、w =0.833 =0.99、4 =096 5 =0.98,6=096则:5 6 =0.83又已知卷筒卷速n为55r/min,卷筒直径D为400 mm,故电动机所需的工作功 率为：Pd =Fv1000 w=(FX nxx D)/(60X 1000x 1000x/ =10.4kw1. 2. 3.2.确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为nw =55 r/min按推荐的合理传动比范围，取单级齿轮传动比i=35,则总传动比的范围为 i'

5、; =925故电动机转速的可选范围为n'd = i' x nw = (925/x 55r/minn'd =4951375r/mi n符合这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/mi n,再根据计算出的容量, 考虑到起动载荷为名义载荷的1.25倍，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量及价格等因素，为使传动比装置结构比较好，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表：电动机型号额定功率同步转速满载转速Y180L-615kw1000r/mi n970r/mi n第2章 传动部件设计与计算pd =10.4Kwn

6、'd =495 1375r/mi n电动机型号为:Y180L-6nm =970 r/mini =17.63h =3.5i2=4.5m =970r/mi nn2 =277r/m inn3 = 62/minP1 =10.088kwF2 =9.688 kw p3=9.207 kwTd =1.024 X105 N.mmTi =9.933 X410 N.mmTn =3.372 X2.1. 计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置 的总传动比。2.1.2总的传动比i = nm/n w =970/55=17.632.1.3分配传动比i=i! i

7、2根据分配传动比的原则，机械设计课程设计手册可查得，单级减速器的传动比h：35.开式齿轮的传动比i2：8，因此可以分配h=3.5, i2=4.5。2.2计算传动装置及各轴的运动和动力参数2.2.1各轴的转速I 轴口 = nm =970r/minU轴n2= n1 =970/3.5=277r/mini1川轴（输出轴）n3=n2 =277/4.5=62 r/mi ni22.2.2各轴的输入功率I 轴5 = Pd 1=10.4 0.97=10.088kwII 轴P2= P1 2 3=10.088X 0.97X 0.99=9.688 kwIII 轴（输出轴）P3= P2 3 4=9.688X 0.99X

8、 0.96=9.207 kw2.2.3各轴的输入转距电动机的输出转距Td为Td =9.55X 106 Pd =9.55X 106 X 10.4/970=1.024X 105N.mmnmI 轴Ti =Td 1=10.24X 104 X 0.97=9.933X 104N.mm5II 轴Tn =Ti 2i1=9.933X 104 X 0.97 X 3.5=3.372X 10 N.mmIII 轴（输出轴）Tm =Th 3 4 i2 =3.372X 105 X 0.99X Q.96X 4.5=1.442X 106N.mm最后将所计算的结果填入下表:参数轴名电动机轴I轴n轴川轴转速r/min9709702

9、7762功率Kw10.410.0889.6889.207转矩N mm51.024X 109.933X 1043.372X 1051.442 X 106各轴参数表2.3轴的初步计算：轴选用45钢,did2d3调质处理.C值查表得118106,可选C=100.由轴的设计公式得:9.55 106p0.2 t n3 9.55 106p3 02 T n3 9.55 106p 0.2 T n1001001003 10.088kw 970r/min3 9.207kw 62r/min39.688kw 277r/min21.83mm32.70mm52.96mm105 N.mmTih =1.442 X106 N.

10、mm由于上式求出的直径，只宜作为承受转距作用的轴段的最小直径。 当轴上开有 键槽时，应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱。当直径 d< 100 mm时，单键 应增大5%7%,双键应增大10%15%。所以：d1的最小直径为21.83mm增大后取25mmd2的最小直径为32.70mm增大后取38mmd1 取 25mmd2 取 38mmd3 取 60mmd3的最小直径为52.96mm 增大后取60mm第三章齿轮的设计与校核3.1. 减速齿轮传动的设计计算3.1.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由表11.8,选择小齿轮材料40钢，调质处理，硬度为220250HBS,大齿轮材料45钢正火，硬

11、度为170210HBS;参考表11.20,可选精度等级为8级.要求齿面粗糙度 Ra 3.26.3 m.Z1=28z2=98因 i1 =3.5取 Z1 =28, Z2= i1 Z1=3.5X 28=98 取 Z2=98实际传动比U= Z2/z1=98/28= 3.5在传动比范围内 3.1.2确定设计准则由于该减速器为闭式软齿面传动 HBS 350,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根 的弯曲疲劳强度。3.1.3齿面接触疲劳强度设计计算公式按式11.36d1u 1u(3.17Ze)2HK=1.1d =1(1) 转矩T1、

12、载荷系数K、齿宽系数d、螺旋角取T1 =9.933 104 N mm，软齿面齿轮，对称安装，由表11.19 d =0.81.4取d=1由表11.10取载荷系数K=1.1，初选螺旋角=15o(2) 弹性系数由表 11.11 查得 Ze =189.8(3) 许用接触应力HHlim1= 550Mpa， Hiim2=520Mpa。由表11.9查取安全系数sH=1N160njLh60 2 720 0.7 (10 52 16 5)3.57 108N2Ni 3.57 108i13.51.02 108查图 11.28 得 ZNi=1.07 , Zn2=1.12由式 11.15可得：H1=凸 9 "U

13、07550Mp=588.5MpaShH2 = ZN2-gHlim2= 1.12520Mp =582.4MpaSh1d1将有关数据代入以上公式得:d1 =66.93mm3.2mnd1 cos2.32mm由表11.3取标准模数mn 2.5(6)确定中心距a和螺旋角2.5 (Z1 Z2)2 cos2.5 (28 98)2 COS1516306mm圆整后取a=163mm圆整中心距后确定的螺旋角arccoS?：/) 1492此值与初选值15相差不大，不必重新计算主要尺寸计算d1mh Z1cos72.47mmd2mn Z2cos253.64mmb= d d1 =1 72.47mm=72.47mmh1 =5

14、88.5Mpah2 =582.4Mp ab1 =80mmb2 =72mmd=72.47mmd2=253.64m m取 b2=72mm； b3.3按齿根弯曲疲劳强度校核(1)当量齿数zv1z13 cosZ23cos$14.92(2)齿形系数查表11.12得YF1b2 8 80mm28cos314.921092.54 , Yf2应力修正系数Ys查表11.13得Ys11.63，Ys2(3)许用弯曲应力由图由表由图由式11.26查得11.9SF11.2711.16F1F2Yn1Flim1 210 MPa，1.3YN 2 =1YN 1 g F Iim1SFYn2 F lim 2SF312.181.80F

15、lim 2190 MPa162 MPa146MPa1.6KT1 cosYfYs 55.15MPabmnz1F1 :士 52.70MPa f 22YF1S1齿根弯曲强度校核合格3.4验算齿轮的圆周速度F1=55.15Mpa f 2 =52.70Mpaw卯1V 6010007247 9706010003.6m/s 10m/s由表11.21可知 选8级精度是合适的3.5齿轮几何尺寸计算小齿轮：da1 d1 2ha (72.472 1 2)76.47mmdf1 d1 2hf (72.47 2 1.25 2)67.47mm齿根圆只键槽底部的距离d f 1x 亍(20 2) 11.735 (22.5)m

16、56.25所以主动轴采用实体式齿轮结构大齿轮：da2 d2 2da (253.64 2 1 2.5)258.64mm由于200mm da2 500mm 所以采用腹板式结构第4章轴和联轴器材料选择和主要零件4.1选择轴的材料，确定许用应力d1 取 30mmd2取 40mmd3取 70mm选45钢，正火处理。根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径, 面设计选择联轴器的时候进行过初步计算。轴的初步计算知：di的最小直径为21.69mm增大后取30mmd2的最小直径为36.59mm增大后取40mmd3的最小直径为60.89mm增大后取70mm在前由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用齿轮轴， 式。对大

17、齿轮米用腹板根据条件轴1806 tano20需要有如下基本的零件：联轴器一个，轴承端盖两cos15个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。根据条件轴 需要有如下基本的零件：轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。对输出轴轴川需要如下基本的零件：轴承端盖两个，调整环一个,轴承一对，齿轮一个.对与四个轴相关的零件可列表如下：表4-1 与轴相联接的零件零件轴承轴承端盖调整环或套筒齿轮联轴器轴I一对两个一个一个一个轴U一对两个套筒两个两个无轴一对两个套筒两个一个无4.2联轴器的选择与校核421联轴器的选择按工作情况，转速咼低，转矩大小及两轴对中情况选疋联轴的类型.连接电动 机和减速器的联轴器，为了减

18、小起动转矩，应有较小的转动惯量和良好的减 震性能.但在本设计中传递的转矩较小，所以也可选择刚性联轴器.可选择 GT30对中榫凸缘联轴器.4.2.2联轴器的校核1. 联轴器的计算转矩Tc KT选择工作情况系数K查表可得取K=1.7,Tc KT 1.7 102.4N.m174.08N.m2. 选择联轴器的型号查手册可得,选择用GT30凸圆型联轴器，其许用转矩T =500Nm,轴孔直径为30mm.符合要求。Tc 174.08N.m联轴器符合要求4.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数:由机械设计书表6-3、表6-6,选择小齿轮材料45钢调质，硬度为220250HBS, 大齿轮选用45钢正火，硬度1

19、70210HBS。参考机械设计课本中表 6-5可选精 度等级为9级，要求表面粗糙度 Ra 6.3. m。4.2确定设计准则由于该减速器为闭式软齿面传动 HBS 350,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核 齿根的弯曲疲劳强度。4.3齿面接触疲劳强度设计：计算公式按式11-36d! > 3巴 (17)2V d uH(1) 转矩 t1 = Ti =1.64X 105 N.mm(2) 载荷系数K查表 11.10,取 K=1.1(3) 齿数，螺旋角，齿宽系数因 ii =5 取 Zi =30， Z2= i1 Zi=3.5X

20、30=105实际传动比U= Z2/zi=105/30= 3.5在传动比范围内。初选螺旋角=15因单级圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表11.19选取 d=i.(4) 弹性系数由表 11.11 查得 Ze =189.8(5) 许用接触应力由图11.25查得h limi = 550Mpa，h im2=520Mpa。由表11.9查取安全系数sH =12 8Z =20z2=100K=1.676】Hi=588.5MpaNi 60njLh 60720 0.7 (10 52 16 5) 3.57 1083.57 1083.51.02108查图 11.28 得 Zni=1.07, Zn2=1.12

21、由式11.15可得：治二乙刑 5=1.07 550MP =588.5MpaShh2 =582.4Mpab1 =75mmb2 =70mmZ N2 H2= 2g 皿12 520MP =582.4MpaSh1d1将有关数据代入以上公式得：d1=68.80mm2.56mmd1gcosmn Z1由表11.3取标准模数 mn 2.5(6)确定中心距a和螺旋角2.5 （乙Z2）a2gcos2.2 151.41mm2 cos15d1 =67.11mmd2=234.89mm圆整后取a=151mm圆整中心距后确定的螺旋角arc cosmn(Z1 Z*14.412a此值与初选值15相差不大，不必重新计算4.4主要尺

22、寸计算d1 mngZ167.11mmcosmngz2d2-2234.89mmcosb= d d1 =1 67.11mm=67.11mm取 b2=67mm；b1 b2 8 75mm4.5按齿根弯曲疲劳强度校核(4)当量齿数zZvi 329cosZv2Z2100cos(5) 齿形系数查表 11.12 得 Yfi2.56, Yf22.18(3) 应力修正系数Ys查表 11.13 得 Ys1 1.62，Ys21.80(6) 许用弯曲应力 F由图 11.26 查得 Flim1 210 MPa， Flim2 180 MPa由表 11.9 SF1.3由图 11.27 Yn1Yn2=1由式11.16F2YN1

23、g F lim1SfYN2g Flim2Sf1.6k% cosbmz.YF2YS2YF1YS1162MPa138.5MPaF2 =113.26MpaF2 =107.2MpaYfYs113.26MPa107.2MPa齿根弯曲强度校核合格4.6验算齿轮的圆周速度da1 72.1mmd1n167.11 720 c厂/ c厂,v 2.5m/s 3.5m/s60 1000 60 1000由表11.21可知 选9级精度是合适的4.6齿轮几何尺寸计算小齿轮：da1d12ha(67.112 1 2.5)72.1mmdf1d12hf(67.112 1.25 2.5)60.86mmda1 239.89mm齿根圆只

24、键槽底部的距离d f1x(202)8.43(2 2.5)m5 6.252所以主动轴采用实体式齿轮结构大齿轮：da2 d2 2ha (234.892 1 2.5)239.89mm由于200mm da2 500mm 所以采用腹板式结构d=30mm第5章主动轴的设计5.1选择轴的材料，确定许用应力由已知条件可知，此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求。 故选45钢并经调质处理，由表16.1查得强度极限 B 637MPa，再由表16.3得许用弯曲因应力1b 60MPa5.2按扭转强度估算轴径据表16.2得C = 118107，又由式16.2得d c3 P （107118片 90；mm 23.6

25、 26.0mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽的存在，故直径加大3% 5%，取为24.7827.3mm,由设计手册取标准值 25mm5.3轴承的初选由于斜齿轮传动，轴承初选向心角接触球轴承7207AC，d=35mm,D=72mm,B=17mm。5.4设计轴的结构并绘制草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称 安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。（1） 确定轴上零件位置和固定方式要确定轴的结构形式，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式。齿轮从轴的左端装入，齿轮的左端用套筒定位，右端用轴肩固定。这样齿 轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮周向固定采用平键连接

26、。轴承对称安装于齿轮两侧，其轴向用轴肩和轴承端盖固定，周向采用过盈配合 固定。（2） 确定各轴段直径轴段1直径最小，d仁30mm ；考虑到要对安装在轴段 1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为了能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2的直径：d2=35mm ;用相同的方法确定轴段 3、4的直径d3、d4分别为：40mm、50mm ;为了 便于拆卸左轴承，可查7207AC型向心角接触球轴承的安装高度为3.5mm，取 d5=42mm， d6= d2=35mm。确定各轴段的长度：齿轮轮毂宽度为80mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略微短于齿轮轮毂的宽度， 却

27、为78mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相 碰，齿轮端面与箱体内壁间应有一段间距，取间距为15mm ；为保证轴承安装在箱体轴承座孔内(轴承宽度17mm)，并考虑轴承的润滑，取轴端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段4长度为20mm，轴承支点距离1135mm,根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一段距离的要求，取1' =75mm ;查阅联轴器相关资料取1 =70mm ;在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度 比相应的轮毂宽度小约 510mm,键槽宽度按轴段直径可查手册得到。5.5按弯扭合成强度校核轴径(1) 画出轴的受力图(2) 作水平面内的弯矩图。支点反力为

28、Ft12T1彳鵲102741NFha FhbF2n1371N1截面处弯矩：M H1 1371 竽 92542 .5N mm1截面处弯矩：M H2 1371 2939759N mm(3) 作垂直面里的弯矩图(4) Fri用处“ 1032NFa1Ft1 tan 658NF/bF2F2ld339Nd仁 30mmd2=35mmd3=47mmd4=35mml 135 mm1l 75mmnl 70mmFha 1371NM H1 92542.5N mmM H 239759 N mmFr1 1032NFa1 658NFvb 339 NFva 693NFVAFriFvb693N1截面右侧面弯矩为MV1 右FVb

29、 丨/2 228825N mm1截面左侧面弯矩为MV1 左Fva l/2 46777.5 N mm2截面处弯矩为M V2 Fva (20 17/2)19750.5N(4) 作合成弯矩图m , mH m；1截面M 左 x M 2V1左 M 2h 1103693N mmi1 22M1右 M V1 右 M H1 95330N mm2截面M2. M 2v2 M 2h2 44394N mm(5 )作转矩图Td=9.55X 106 Pd =9.55X 106 X 10.4/970=1.02X 105N.mm nm(6)求当量弯矩因减速器传动可逆，故修正系数=11截面Me1 M21 右(T)2139613

30、N mmMe2 L M 22 ( T)2111242 N mmM V1右M V1左M V 222882.5N46777.5N19750.5NM1左M 1右M2103693N mm95330N mm44394 N mmMe1Me2139613J mm111242N mm7)确定危险截面及校核强度由图可看出，1,2截面所受转矩相冋，但弯 M el Me2 , 且轴上还有键槽，故 1截面可能为危险截面，但轴径 d2 d3 故也应对2截面校核。Me1Me1e1 丽忌 13.4 MPaMe2Me2e2 耐 25.9 MPa查表得16.3得1b 60MPa，所以满足条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕度

31、。弯矩图，受力图见后页e1 13.4MPae2 25.9MPa第6章从动轴设计6.1选择轴的材料，确定许用应力由已知条件可知， 此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求。故选45钢并经调质处理，由表16.1查得强度极限 B 637MPa， 再由表16.3得许用弯曲因应力1b 60MPa6.2按扭转强度估算轴径据表16.2得C _118107，又由式16.2得d c_P- （107118）3 零 35.0 38.9mmd=40mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽的存在，故直径加大3% 5%，取为36.140.8mm,由设计手册取标准值 40mm6.3轴承的初选由于斜齿轮传动，轴承

32、初选向心角接触轴承7210AC，d=50mm,D=90mm,B=20mm。6.4设计轴的结构并绘制草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将 轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。（1）确定轴上零件位置和固定方式要确定轴的结构形式，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式。齿轮从轴的右端装入，齿轮的右端用套筒定位， 左端用轴肩固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮两侧，其轴向用轴肩和轴承端盖固定，周向采用 过盈配合固定。（3）确定各轴段直径d1=45mmd2=50mmd3=55mm轴段1直径最小，d仁45mm ;考虑到要对

33、安装在轴段 1上的联轴 器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为了能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2的直径：d2=50mm ；用相同的方法确定轴段 3、4的直径d3、d4分别为：55mm、65mm ； 为了便于拆卸左轴承，可查7210AC型向心角接触球轴承的安装高度为 3.5mm，取 d5=57mm， d6= d2=50mm。确定各轴段的长度：齿轮轮毂宽度为70mm，为保证齿轮固定可靠，轴段 3的长度应略 微短于齿轮轮毂的宽度，却为68mm ;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应有一段间距，取改间距为15mm ;为保证轴承安装在箱体轴承座孔内（轴

34、承宽度20mm），并考虑轴承的润滑，取轴端面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴段4长度为20mm，轴承支点距离1130 mm,根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一段d4=65mm距离的要求，取1=75mm;查阅联轴器相关资料取1 =75mm ;在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽d5=57mm的长度比相应的轮毂宽度小约510mm,键槽宽度按轴段直径可查手册得到。l 130mm6.5按弯扭合成强度校核轴径1l75mm（1）画出轴的受力图（2）作水平面内的弯矩图。支点反力为nl75mm匸2T12 9.933 1040-7 A M厂 t1d172.47乙f1八FHAFhb学

35、 1371N1截面处弯矩：Ft12741NM H1 1371 罟 89115N mm1截面处弯矩：F HA1371NM H2 1371 (2020/2)41130N mm（3）作垂直面里的弯矩图M H1 89115N mm匚匚tan nFr1Ft1 cos1032NM h241130 N mmFa1Ft1 tan658N厂F1Fa1 dFVA22l78.5NFVBF r1FVA1110.5N78.5N1截面右侧面弯矩为1 VAM v 1 右fvb丨 /272182 .5N mmFvb2102.6NMv1右 721825N mm1截面左侧面弯矩为M V1左F va ! / 2-5102.5 N

36、mm2截面处弯矩为M V1 左-5102 .5N mMV2Fva (20 20/2) -2355 N mm(4)作合成弯矩图mJmH2 mVi截面M 左Jm2vi左 M 2hi 89261.0 N mmM Jm2v佑 M2H1114681.3N mm2截面M2Jm 2v2 M 2h2 =41197.4 N mm(5)作转矩图Td =9.55X 106 Pd -9.55X 106 X 9.688/277=3.3X 105 N.mm nm(6)求当量弯矩因减速器传动可逆，故修正系数=11截面Me1 v'M 21 右(T)2349359 N mm22Me2 'M 2 ( T) 332

37、561 N mm7)确定危险截面及校核强度由图可看出，1,2截面所受转矩相冋，但弯 M e1 Me2， 且轴上还有键槽，故 1截面可能为危险截面，但轴径 d2 d3 故也应对2截面校核。Me1Me1e1Wo.1d321MPaM e2M e2e2W01d扌 20MPa查表得16.3得1b 60MPa，所以满足条件，故设计的轴有足M V22355 N mmM 佐 89261 .0N mmM1右 114681.3N mmM 241197.4N mmM e1 349359 N mmM e2 332561 N mme1 21MPae2 20MPa够强度，并有一定裕度。第7章轴承的校核7.1、轴承类型的选

38、择根据载荷条件、承载转速、调心性能、安装及拆卸要求、经济性等条件。初步选定角接触球轴承中的 7207AC和7210AC型。计算步骤与说明计算结果（1）7207AC型校核查手册得d 35mm D 72mm B 17mm G 29KNCor 19.2轴承的预期寿命L 9359.7hL 10 52 518 29359.7h查表17.8动载荷系数Fa0.71 eCor0.68Fa eFr所以X0.41当量动载荷P fp(XFr YFa)1840 0.41)取 fr1720r / min0.87P 1893.2N0.87 13091893.2 Np 1.4Lh 30320.5Lh 30320.5 L所以所选轴承满足条件(2) 7210AC型校核因为从动轴上当量动载荷与主动轴上一样，而