徐晓初 较完整的减速器设计例子.doc

机械设计课程设计 设计说明书 设计题目： 胶带输送机两级减速器 机电学院 机自 0503 班 设 计 者： 徐晓初 指导教师： 刘红 沈彦南 2007 年 9 月 1 日 浙江工业大学 第一部分、设计任务书 已知条件： 1、输送带工作拉力 F= 2.5 kN； 2、输送带工作速度 v= 1.6 m/s （输送带速度允许误差为 5%）； 3、滚筒直径 D= 450 mm； 4、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平 稳； 5、工作环境：室内，有粉尘，环境最高温度 35； 6、使用期限：折旧 10 年，大修 3 年； 7、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V（电机工作效率 0.96）； 8、制造条件及规模、一般机械厂制造，小批量生产。 完成设计的基本要求： 1、装配图 1 张，画出完整的减速器二维装配图纸 (包括所需选择的输入输出半联轴器 )。建议采用 A0 或 A1 标准图幅，比例自选。图面应附有完整标题栏和明细表及相关技术要求、基本工作参数等。 2、零件工作图（图纸规格自定， 3 张）：输出轴、输出轴上齿轮、箱座。 3、设计说明 书一份，包括：总体运动参数拟定及设计、整体动力参数拟定及设计，齿轮传动设计计算，蜗杆机构的设计计算，结构草图绘制，轴的设计计算，滚动轴承类型的选择和寿命计算，键的设计计算等，联轴器选型及相关计算等。（注意：设计说明书请严格按照规定格式书写，应分为三栏，包括 设计内容、计算及说明、结果 ） 计算及说明 结 果 一、减速器结构分析 目的：分析传动系统的工作情况。 1、传动系统的作用 作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在 此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。 2、传动方案的特点 特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 3、电机和工作机的安装位置 电机安装在远离高速轴齿轮的一端； 工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 图 1、 胶带输送机 传动方案 计算及说明 结 果 二、传动装 置总体设计 一 )选择电动机 1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即： 电压为 380V 的 Y 系列的三相交流电源电动机。 2、选电动机功率 （ 1）传动滚筒所需有效功率 KWFVPww17.496.01000 6.125001000 （ 2）传动装置总效率 332221 联轴器 99.01 ，齿轮 97.02 ，轴承 995.03 91.09 9 5.097.099.0 322 （ 3）所需电动机功率 KWPP W 58.491.0 17.40 3、确定电动机转速 滚筒转速： m in/91.674 5 0 6.1606 0 0 0 0 rD Vn W 根据各传动机构的传动比范围：单级圆柱齿轮传动比 3 5，则总传动比 3 3 5 5 9 25，可见电机转速的可选范围 m in/75.169719.61191.67)259( rnin w 符合这一范围的同步转速有 750r/min 和 1000r/min 型号 Y132M2-6 Y160M2-8 额定功率 5.5KW 5.5KW 电机满载转速 960r/min 720r/min 选用 Y132M2-6 型号，电机尺寸查表（ 8-170 8-172）。 KWPw 17.4 91.0 KWP 58.40 min/91.67 rnW 计算及说明 结 果 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 （ 1）总传动比 14.1491.679 6 00 Wnni （ 2）分配各级传动比 根据两级齿轮传动比 21 )6.13.1( ii 原则，取 61.41 i ， 07.32 i 。 5、计算传动装置的运动和动力参数 （ 1）各轴转速 电机轴： min/9600 rn 高速轴： min/96001 nn中间轴： m in/24.20861.4960112 rinn 低速轴： m in/83.6707.3 24.208223 rinn 工作轴： m in/83.6734 rnn （ 2）各轴输入功率 高速轴： KWP 53.499.04 . 5 8P0101 中间轴： KWP 37.497.0995.04. 53P 1212 低速轴： KWP 22.497.0995.037.4P2323 工作轴： KWP 16.499.0995.022.4P3434 （ 3）各轴输出转矩 电机轴： mNnPT 56.459550000高速轴： mNnPT 06.459 5 50 111中间轴： mNnPT 41.2 0 09 5 5 0 222低速轴： mNnPT 15.5 9 49 5 5 033314.14i 61.41 i 07.32 i 计算及说明 结 果 工作轴： mNnPT 70.5 859 55 0 444将以上算的运动和动力参数计算结果列表如表 1。 表 1、装置运动和动力参数 轴名 参数 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 工作轴 转速 n(r/min) 960 960 208.24 67.83 67.83 功率 P（ KW） 4.58 4.53 4.37 4.22 4.16 转矩 T(N m) 45.56 45.06 200.41 594.15 585.70 传动比 i 1 4.61 3.07 1 效率 0.99 0.965 0.965 0.985 计算及说明 结 果 四、高速轴齿轮的设计与校核 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，选用 7 级精度。 选小齿轮： 40Cr，调质处理 HBSHB 2801 选大齿轮： 45 钢，调质处理 HBSHB 2402 选小齿轮齿数 1z 24，则大齿轮齿数 1112 z 2、按齿面接触强度设计 由公式 3 211 )(12 H EHd tt ZZuuTkd 进行试算 （ 1） 确定公式内各数 1) 试选tK 1.6， 节圆螺旋角 =14 2) 由文 2图 10-30 选取区域系数 HZ 2.433 3) 由文 2图 10-26 查得1 0.78，2 0.88，则12 1.66 4) 由 上面算 得小齿轮传动的转矩 T1=45060 Nmm 5) 由文 2图 10-7 选取齿宽系数d 1 6) 文 2表 10-6 查得 EZ 189.8 2/1MPa 7) 由文 2图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH 550MPa 8) 计算应力循环次数 hjLnN 11 60 60 960 1（ 2 8 300 10） 2.765 109 892 10998.561.4 10765.2 N 9) 由文 2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 1HNK =0.90，1HNK 0.95 10) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1 M P aSK HNH 5 40 1l i m11 ， M P aSK HNH 5.522 2l i m22 HBSHB 2801 HBSHB 2402 1z 24， 1112 z 计算及说明 结 果 M P aHHH 25.5312 21 （ 2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得 mmd t 1.4325.531 8.189433.261.4 61.566.11 10506.46.123241 2） 计算圆周速度 smndv t /16.2100060 9601.43100060 11 3） 计算齿宽 b 及模数ntmmmdb td 1.431.4311 74.124 14c o s1.43c o s11 zdm tnt mmmh nt 92.325.274.125.2 99.1092.3 1.43/ hb 4） 计算纵向重合度903.114t a n241318.0t a n318.0 1 zd 5） 计算载荷系数 K 已知使用系数 1AK ，根据 smv /18.2 ， 7 级精度，查表 10-8 动载系数 11.1VK；由表 10-4 查得 42.1HK； 由图 10-13 查得 4.1FK； 由表 10-3 查得 4.1 FH KK。故载荷系数 19.242.14.11.11 HHVA KKKKK 6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 85.476.1 19.21.43 3311 tt KKdd 计算及说明 结 果 7） 计算 模数nmmmzdm n 93.124 14c o s85.47c o s11 3、按齿根弯曲强度设计 由公式（ 10-17） 3 2121 c os2FSaFadnYYzYKTm （ 1）确定计算参数 1） 计算载荷系数 16.24.14.11.11 FFVA KKKKK 2） 根据纵向重合度 903.1，从图 10-28 查得 88.0Y3） 计算当量齿数 27.2614c o s 24c o s 3311 zz V ， 51.12114c o s111c o s 3322 zz V 4） 查取齿形系数 由表 10-5 查得 65.21 FaY， 17.22 FaY5） 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 58.11 SaY, 80.12 SaY6） 由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ，大齿MPaFE 3802 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 85.01 FHK ， 88.02 FHK 7） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，由式（ 10-12）得 M P aSK FEFNF 57.303111 ， M P aSK FEFNF 86.238222 8） 计算大小齿轮 FSaFaYY并加以比较 0 1 3 7 9.057.3 0 3 58.165.21 11 F SaFa YY ， 01635.086.238 80.117.22 22 F SaFa YY 计算及说明 结 果 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 40.101635.066.1241 14c o s88.010506.416.223 2 24 nm mm 对比 计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 5.1nmmm，满足弯曲强度，为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 85.471 d 来算齿数，于是由 9.305.1 14c o s85.47c o s11 nmdz 取 311 z ， 14 361.4312 z 4、几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 50.13414c o s2 5.1174c o s2 21 nmzza mm 将中心距圆整为 135mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 8.141352 5.1174a r c c o s2a r c c o s 21 a mzz n 因 值变化不大，参数不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmzd n 498.14c o s 5.131c o s11 mmmzd n 2 2 28.14c o s 5.11 4 3c o s22 （ 4）计算齿宽 mmdb d 494911 圆整后取 mmB 502 ， mmB 551 。 注：两个齿轮的结构尺寸后面统一计算，可参见文 1 230 页图 10-36， 231 页图10-39。 计算总结： 311 z ， 1432 z ； mmd 491 ， mmd 2222 ； mmB 502 ， mmB 551 ； 中心距： 135mm 螺旋角： 8.14 ；模数： 5.1nm。 计算及说明 结 果 五、中间轴齿轮传动的设计与校核 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；选用 7 级精度 选小齿轮： 40Cr，调质处理 HBSHB 2801 选大齿轮： 45 钢，调质处理 HBSHB 2402 选小齿轮齿数 1z 24，则大齿轮齿数 68.732 z ，取 742 z ， u=3.07。 2、按齿面接触强度设计 由公式 3 221 )(12 H EHd tt ZZuuTkd 进行试算 （ 1）确定公式内各数 1)试选tK 1.6， 节圆螺旋角 =14 2)选取区域系数 HZ 2.433 3)查得1 0.78，2 0.81，则12 1.59 4)计算小齿轮传动的转矩 T2=200410 Nmm 5)选取齿宽系数d 1 6)查得 EZ 189.8 2/1MPa 7)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1Hlin 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限2Hlin 550MPa 8)计算应力循环次数 hjLnN 31 60 2.765 109， 892 10007.907.310765.2 N 9)取接触疲劳寿命系数1HNK=0.90，1HNK 0.95 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1， aHNH MpSK 540 1l i m11 ，aHNH MpSK 5.522 2l i m22 M P aHHH 25.5312 21 计算及说明 结 果 （ 2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得 mmd t 02.7325.531 8.189433.207.3 07.465.11 10041.206.123241 2)计算圆周速度 smndv t /80.0100060 24.20802.73100060 31 3)计算齿宽 b 及模数ntmmmdb td 02.7302.7311 95.224 14c o s02.73c o s11 zdm tnt mmmh nt 638.625.295.225.2 00.116 38.6 02.73/ hb 4)计算纵向重合度903.114t a n241318.0t a n318.0 1 zd 4)计算载荷系数 K 已知使用系数 1AK ，根据 smv /58.0 ， 7 级精度，查表 10-8 动载系数 1VK；由表 10-4 查得 42.1HK；由图 10-13 查得 4.1FK； 由表 10-3 查得 4.1 FH KK。故载荷系数 99.142.14.111 HHVA KKKKK 5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 53.786.1 99.102.73 3311 tt KKdd 6)计算模数nmmmzdm n 17.324 14c o s53.78c o s11 计算及说明 结 果 3、按齿根弯曲强度设计 (1)由式（ 10-17） 3 2123 c os2FSaFadnYYzYKTm (2)确定计算参数 1)计算载荷系数 99.14.14.111 FFVA KKKKK 2)根据纵向重合度 903.1，从图 10-28 查得 88.0Y3)计算当量齿数 27.2614c o s 24c o s 3311 zz V ， 01.8114c o s 74c o s 3322 zz V 4)查取齿形系数 由表 10-5 查得 59.21 FaY， 22.22 FaY5)查取应力校正系数 由表 10-5 查得 59.11 SaY, 77.12 SaY6)由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强 度极限 MPaFE 5001 ，大齿MPaFE 3802 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 85.01 FHK ， 88.02 FHK 7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，由式（ 10-12）得 M P aSK FEFNF 57.303111 ， M P aSK FEFNF 86.238222 8)算大小齿轮 FSaFaYY并加以比 较 0 1 35 7.057.303 59.159.21 11 F SaFa YY ， 01645.086.238 80.117.22 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 9)计算 28.201645.059.124114c o s88.010041.2099.123224 nm 计算及说明 结 果 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 5.2nmmm，满足弯曲强度，为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 05.471 d 来算齿数 ，于是由 48.305.2 14c o s53.78c o s11 nmdz 取 311 z ， 17.9507.3312 z ，取 962 z 4、几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 61.16314c o s2 5.2127c o s2 21 nmzza mm 将中心距圆整为 164mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 54.141642 5.2127a r c c o s2a r c c o s 21 a mzz n 因 值变化不大，参数不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmzd n 8154.14c o s 5.231c o s11 mmmzd n 24854.14c o s 5.296c o s22 （ 4）计算齿宽 mmdb d 818111 圆整后取 mmB 852 ， mmB 801 计算总结： 311 z ， 962 z ； mmd 811 ， mmd 2482 ； mmB 852 ， mmB 801 ； 中心距： 164mm 螺 旋 角 ： 54.14 ；模数：5.2nm 。 计算及说明 结 果 六、高速轴的设计与校核 1、整理 高速 轴上的齿轮的参数如下表 2： 模数 螺旋角 齿宽 小 齿轮 1.5 14.8 55mm 2、由表 1 得中间轴上的功率、转速、扭矩如下： mNTrKWP 06.45min/960n53.4 111 ， 3、初步确定轴的最小直径： mmnPAd 46.19960 53.4116 33110m i n 4、求作用在齿轮上的力 求作用在小齿轮上的力 NDTF t 183949 1006.4522 3111 NFF ntr 6928.14c o s 20t a n1839c o st a n111 NFF ta 4868.14t a n1839t a n 111 5、初步拟定轴上零件的装配方案和各部分尺寸 装配方案见图（略）。 计算及说明 结 果 6、根据初步确定的尺寸要求，计算轴承的支反力， 受力分析见图（略）。 计算及说明 结 果 水平面上： 225160 21121NHttNHNHFFFFF 解得NFNFNHNH 73.130 7 27.53121 垂直面上： 2252160 2111121NVarrNVNVFDFFFFF 代入数据解得NFNFNVNV 17.43 9 83.25 221 。 轴向力： NFF aa 4861 轴承合成支反力 NFFFNFFFNHNVRNHNVR50.137936.5882222221211 7、轴承的选择 因轴承主要承受径向力，少量轴向力，这里选择深沟球轴承。参照工作要求并根据轴承处轴的直径查表，有 6206， 6306， 6406 三种轴承符合要求。 1) 计算轴径比（轴承支反力取大值）： 352.050.1379486 RaFF2) 计算当量载荷，根据工作条件取 2.1pf 80.1 8 6 2)4864.150.1 3 7 956.0(2.1 aRp YFXFfP 3) 求轴承应有的基本额定动载荷，深沟球轴承取 3 3 6610/10300829606080.186210/60 hnLPC =26144.93 根据基本额定动载荷查表选取 6406，此型号的轴承的基本额定静载荷为24.50KN。 4) 相对轴向载荷 0 1 9 8.02 4 5 0 04860CF a 对应的取 X 1， Y 0（可用插值法求出精确值，这里估取）。 5) 求当量动 载荷 NYFXFfP aRp 44.1868)486003.15571(2.1 计算及说明 结 果 6) 验算轴承 6406 型的使用寿命 hhPCnL h4800010300829.28165844.18684730096060 106010366 选用的轴承合格。 7) 轴上零件的周向定位 半 联轴器与轴的周向定位均采用圆头平键连接。根据轴的直径查表取平键，键参数如下 键宽 b键高 h： 8 7；键长：联轴器 L=56mm 键与轮毂的接触高度： k 0.5h 3.5 键的工作长度：联轴器 l L b 48 根据普通平键连接的强度较核计算公式：kldTp3102 只需较核大齿轮上的 平键，代入数据得 M Pak ldTp 9525485.3 1041.2 0 02102 33 查表 MPap 100，故所取的键符合强度要求 8) 确定轴上倒角和倒圆角角 轴端倒角为 2 45，轴肩处倒圆角见图 9) 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的机构图以及弯矩和扭矩图中可以看出小齿轮处是轴的危险截面，现将计算出的截面出的 MMMVH 及、值列于下表 3。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNFNHNH 73.130 7 27.53121 NFNFNVNV 17.43 9 83.25 221 弯矩 M NM H 2.85003 NM V 8.40452 总弯矩 mmNMMMVH 05.9413822扭矩 mmNT 45060 10) 按弯矩合成应力较核轴的强度， W 查表，扭转切应力为脉动循环变应力，取 取 0.6。 M PaWTMca 28.36301.04 5 0 6 06.005.9 4 1 3 832222 轴的材料为 45 钢，调质处理，查得 MPa601 ， 1 ca，故安全。 半 联轴器 与轴周向定位采用圆头平键连接： b h： 8 7； 联轴器 L=56。 轴承选用 6405 型。 轴的结构与尺寸见图（略）。 计算及说明 结 果 七、中间轴的设计与校核 1、整理中间轴上的齿轮的参数如下表 2： 模数 螺旋角 齿宽 小齿轮 2.5 14.54 85mm 大齿轮 1.5 14.8 50mm 2、由表 1 得中间轴上的功率、转速、扭矩如下： mNTrKWP 41.200min/24.208n37.4 222 ， 3、初步确定轴的最小直径： mmnPAd 89.3024.208 37.4112 33220m i n 4、求作用在齿轮上的力 a) 求作用在小齿轮上的力 NDTF t 494881 1041.20022 3121 NFF ntr 186154.14c o s 20t a n4948c o st a n111 NFF ta 128354.14t a n4948t a n 111 b) 求作用在大齿轮上的力 NDTF t 1805222 1041.20022 3222 NFF ntr 6808.14c o s 20t a n1805c o st a n222 NFF ta 4778.14t a n1805t a n 222 5、初步拟定轴上零件的装配方案和各部分尺寸 装配方案见图（略）。 计算及说明 结 果 6、根据初步确定的尺寸要求，计算轴承的支反力， 受力分析见图（略）。 计算及说明 结 果 水平面上： 2251605.82 2212121NHttttNHNHFFFFFFF 解得NFNFNHNH 82.3097 18.365521 垂直面上： 225160225.82 22221112121NVraarrrNVNVFFDFDFFFFFF 代入数据解得NFNFNVNV 07.665 93.51521 负号表示与图示方向相反。 轴向力： NFFF aaa 80621 轴承合成支反力 NFFFNFFFNHNVRNHNVR41.316841.36912222221211 7、轴承的选择 因轴承主要承受径向力，少量轴向力，这里选择深沟球轴承。参照工作要求并根据轴承处轴的直径查表，有 6207， 6307， 6407 三种轴承符合要求。 11) 计算轴径比（轴承支反力取大值）： 218.041.3691806 RaFF轴径比小于 e 12) 计算当量载荷，根据工作条件取 2.1pf 69.4 4 2 9)303041.3 6 9 11(2.1 aRp YFXFfP 13) 求轴承应有的基本额定动载荷，深沟球轴承取 3 3 6610/103008224.2086069.442910/60 hnLPC =37355.58 根据基本额定动载荷查表选取 6407，此型号的轴承的基本额定静载荷为29.60KN。 14) 相对轴向载荷 0 2 7 2.02 9 6 0 08060CF a 查表取 e 0.23 对应的取 X 0.56， Y 1.9（可用插值法求出精确值，这里估取）。 15) 求当量动载荷 NYFXFfP aRp 85.3966)8069.141.316856.0(2.1 计算及说明 结 果 16) 验算轴承 6407 型的使用寿命 hhPCnL h4800010300822 3 6 2 0285.39665690024.20860 106010366 选用的轴承合格。 17) 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用圆头平键连 接。根据轴的直径查表取平键，键参数如下 键宽 b键高 h： 14 9；键长：小齿轮 L=80mm，大齿轮 L=45mm 键与轮毂的接触高度： k 0.5h 4.5 键的工作长度：小齿轮 l L b 66，大齿轮 l L b 31 根据普通平键连接的强度较核计算公式：kldTp3102 只需较核大齿轮上的平键，代入数据得 M Pak ldTp 85.6345315.4 1041.2002102 33 查表 MPap 100，故所取的键符合强度要求。 18) 确定轴上倒角和倒圆角角 轴端倒角为 2 45，轴 肩处倒圆角见图 19) 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的机构图以及弯矩和扭矩图中可以看出小齿轮处是轴的危险截面，现将计算出的截面出的 MMMVH 及、值列于下表 3。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNFNHNH 82.3097 18.365521 NF NFNVNV 07.655 93.51521 弯矩 M NM H 35.30 15 52 NM V 73.94525 总弯矩 mmNMMMVH 46.316 02022扭矩 mmNT 200410 20) 按弯矩合成应力较核轴的强度， W 查表，扭转切应力为脉动循环变应力，取 取 0.6。 M PaWTMca 16.37451.02 0 0 4 1 06.046.3 1 6 0 2 032222 轴的材料为 45 钢，调质处理，查得 MPa601 ， 1 ca，故安全。 齿轮与轴周向定位采用圆头平键连接： b h： 14 9； 小齿轮 L=80，大齿轮 L=45mm。 轴承选用 6407 型。 轴的结构与尺寸见图（略）。 计算及说明 结 果 八、低速轴的设计与校核 1、整理 低速 轴上的齿轮的参数如下表 2： 模数 螺旋角 齿宽 齿轮 2.5 14.54 90mm 2、由表 1 得中间轴上的功率、转速、扭矩如下： mNTrKWP 15.594m in/83.67n22.4 333 ， 3、初步确定轴的最小直径： mmnPAd 79.4283.67 22.4108 33330m i n 4、求作用在齿轮上的力 求作用在齿轮上的力 NDTF t 4792248 1015.59422 3131 NFF ntr 180254.14c o s 20t a n4792c o st a n111 NFF ta 124354.14t a n4794t a n 111 5、初步拟定轴上零件的装配方案和各部分尺寸 装配方案见图（略）。 计算及说明 结 果 6、根据初步确定的尺寸要求，计算轴承的支反力， 受力分析见图。 计算及说明 结 果 水平面上： 2255.82 21121NHttNHNHFFFFF 解得NFNFNHNH 03.175 7 93.303 421 垂直面上： 22525.82 2111121NVarrNVNVFDFFFFF 代入数据解得NFNFNVNV 76.134 5 24.45621 轴向力： NFF aa 12431 轴承合成支反力 NFFFNFFFNHNVRNHNVR19.2 2 1 303.3 0 6 92222221211 7、轴承的选择 因轴承 除了 承受径向力， 还承受 轴向力，这里选择 圆锥滚子 轴承。参照工作要求并根据轴承处轴的直径查表，有 30209， 30309， 32209， 32309 三种轴承符合要求。 21) 计算轴径比（轴承支反力取大值）： 405.003.30691243 RaFF22) 计算当量载荷，根据工作条件取 2.1pf 53.3710)12435.103.30694.0(2.1 aRp YFXFfP 23) 求轴承应有的基本额 定动载荷， 圆锥滚子 轴承取 3/10 3/10 6610/103 0 08283.676053.3 7 1 010/60 hnLPC =9050.66 根据基本额定动载荷查表选取 30209，此型号的轴承的基本额定静载荷为83.8KN。 24)