展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

机械设计课程设计 计算说明书 设计题目 步进式推钢机 汽车学院 市场营销 2 班 设计者 张雪燕 指导教师 张帆 2012 年 6 月 9 号 长安大学 2 目录目录 前前 言言.4 4 第一章第一章 设计说明书设计说明书.5 5 设计题目 .5 工作条件 .5 原始技术数据（表 1） .5 设计工作量 .5 第二章 机械装置的总体设计方案.6 电动机选择.6 选择电动机类型 .6 6 选择电动机容量 .6 6 确定电动机转速 .6 6 传动比分配 .7 总传动比 .7 7 分配传动装置各级传动比考虑到传动装置的外部空间尺寸取 V.7 7 运动和动力参数计算运动和动力参数计算.7 7 0 轴（电动机轴）： .7 7 1 轴（高速轴）： .7 7 2 轴（中间轴）： .8 8 3 轴（低速轴）： .8 8 4 轴（卷筒轴）： .8 8 第三章 主要零部件的设计计算8 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 .9 高速级齿轮传动设计 .9 9 低速级齿轮传动设计 .1212 第四章 轴系结构设 计.15 高速轴的轴系结构设计 .1616 中间轴的轴系结构设计 .1818 低速轴的轴系结构设计.2121 第五章键的设计计第五章键的设计计 算算 3131 第六章箱体结构的设第六章箱体结构的设 计计 3434 3 第七章设计小 结 37 参考文参考文 献献 3838 前前 言言 机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于 实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将 机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、 机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计 实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我 们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。 本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一 种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地 应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、 环保及食品轻工等领域。 本次设计综综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使 已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动 及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决 问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验 估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图 的机会。 最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同 学表示衷心的感谢。 由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学 提出宝贵意见。 4 第一章第一章 设计说明书设计说明书 设计题目 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图 1 所示。 图 1 已知条件 1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内 工作，有粉尘，环境最高温度 35； 2.使用折旧期：8 年； 3.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次 小修； 4.动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V； 5.运输带速度允许误差：5%； 6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 5 原始技术数据（表 1） 表表 1 1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据 题号 参数 12345678910 运输带工作拉力 F/N 1500220023002500260028003300400045004800 运输带工作速度 v/(m/s) 1.25 卷筒直径 D/mm220240300400220350350400400500 本组设计数据： 第 6 组数据：运输带工作拉力 F/N 2800 运输带工作速度 v/(m/s) 1.4 卷筒直径 D/mm 350 设计工作量设计工作量 （1）减速器装配图一张；（零号图纸） （2）零件工作图一张（输入轴，3 号图纸） ； （3）设计说明书一份。 第二章第二章机械装置的总体设计方案机械装置的总体设计方案 电动机选择 选择电动机类型选择电动机类型 按工作要求选用 Y 系列（IP44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该 电动机的工作条件为：环境温度-15- +40，相对湿度不超过 90%，电压 380V，频率 50HZ。 选择电动机容量选择电动机容量 电动机所需工作功率（kW）为 d P w d P P 工作机所需功率（kW）为 =28001.4=3920 W w P www PFV 传动装置的总效率为 =1234 6 按机械课程设计手册表 2-4 确定各部分效率为:联轴器效率为，99.0 1 闭式齿轮传动效率，滚动轴承，卷筒效率，代入得96 . 0 2 98 . 0 3 96. 0 4 =0.99*0.96*0.98*0.96=0.8941 所需电动机功率为 Pd=Pw/=3.92kw/0.8941= 4.38 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由机械课程设计手册表 ed P d P 20-1，Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 5.5kW。 ed P 确定电动机转速确定电动机转速 卷筒轴工作转速 nw =60*1000v/ 通常，二级圆柱齿轮减速器为，故电动机转速的可选范围为608 2 i min/ 6 . 4458594min/31.74)608(rrnin wd 符合这一范围的同步转速有 750 r/min,1500r/min 和 3000r/min,其中减速器以 1500 和 1000r/min 的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械课程设计 手册第十二章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 2： 表表 2 2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响额定功率为时电动机选择对总体方案的影响 方案电动机型号 额定功率 /kW 同步转速/满载转速 /(r/min) m n 电动机质量 /kg 1Y132S-45.51500/144068 2Y132M2-65.51000/96084 表 2 中，方案 1 与方案 2 相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重 量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择 方案 2，即所选电动机型号为 Y132M2-6。 传动比分配 总传动比总传动比 9 . 12 31.74 960 w m a n n i 7 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 为 12.9,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i ，为了分配均匀取，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级 21 )5 . 11 . 1 (ii 21 2 . 1 ii 的传动比，低速级的传动比。93 . 3 1 i28. 3 2 i 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 0 0 轴（电动机轴）：轴（电动机轴）： mN n P T rnn kWPP m d 71.549550 min/960 5 . 5 0 0 0 0 0 1 1 轴（高速轴）：轴（高速轴）： mN n P T rnn kWkWPP 17.549550 min/960 445 . 5 99 . 0 5 . 5 1 1 1 01 101 2 2 轴（中间轴）：轴（中间轴）： mN n P T r i n n kWkWPP 28.2009550 min/275.244 93 . 3 960 123 . 5 98 . 0 96 . 0 445 . 5 2 2 2 1 1 2 3212 3 3 轴（低速轴）：轴（低速轴）： mN n P T r i n n kWkWPP 11.6189550 min/47.74 82 . 4 98 . 0 96 . 0 123 . 5 3 3 3 2 2 3 3223 4 4 轴（卷筒轴）轴（卷筒轴）： 8 mN n P T rnn kWkWPP 16.6009550 min/47.74 68 . 4 98 . 0 99 . 0 82 . 4 4 4 4 34 4234 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表 3 如下： 项目电动机 轴 高速轴中间轴低速轴卷筒轴 转速 （r/min） 960960244.27574.4774.47 功率(kW) 5.55.4455.1234.824.68 转矩(N*m) 54.1754.17200.28618.11600.16 传动比 13.933.281 效率 0.990.940.940.98 第三章第三章 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 高速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88） 。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的 齿面硬度分别为 240HBS,280HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取20z 6 . 782093 . 3 2 z 。79 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 H E d t z u uKT d (1)确定公式内的各计算数值 9 1) 试选载荷系数3 . 1 t K 2) 由以上计算得小齿轮的转矩mNT17.54 1 3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，1d 2 1 8 .189 MPaZE 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳MPa H 600 1lim 强度极限。.550 2lim MPa H 4)计算应力循环次数 9 11 107648 . 2 )1030082(19606060 h jLnN 91 2 107 . 0 93 . 3 7648 . 2 N N 5) 按接触疲劳寿命系数 92 . 0 1 HN96 . 0 2 HN 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1 由 得 S Nlim MPa S MPa S HN H HN H 52855096 . 0 5526002 . 0 lim2 2 1lim1 1 （2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 H td1 mm z u uKT d H E d t 79.54) 528 8 . 189 ( 93 . 3 93 . 4 1 10417 . 5 5 . 1 32 . 2 .) ( 1 .32. 2 3 2 4 3 21 1 2) 圆周速度： sm nd t /75 . 2 100060 96079.5414 . 3 100060 1 3) 计算齿宽： mmdb td 79.5479.541 1 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: mm d m t t 74 . 2 20 79.54 1 1 齿高: mmmh t 165 . 6 74 . 2 25 . 2 25 . 2 10 89. 8 165 . 6 79.54 h b 5) 计算载荷系数： 根据 ,7 级精度，查 10-8 得 动载系数 sm/75 . 2 1 . 1V 对于直齿轮 1 FH 查 10-2 得使用系数 由表 10-4 用插值法查得 7 级1 A 精度小齿轮非对称布置时， 由，42 . 1 H 89 . 8 h b 可查 10-13 得 42 . 1 H 32 . 1 F 故载荷系数 562 . 1 42 . 1 11 . 11 HHVA 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmdd t t 25.58 3 . 1 562 . 1 79.54 3 3 11 7） 计算模数： mm d m9125 . 2 20 25.58 1 1 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m (1)确定公式内的各计算数值 1) 查图 10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲;500 1 MPa FE 劳强度极限;MPa FE 380 2 2) 查 10-18 图取弯曲疲劳寿命系数;88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 3) 计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 MPa S K MPa S K FNFN F FEFN F 86.238 4 . 1 38088 . 0 58.303 4 . 1 50085 . 0 22 2 11 1 4) 计算载荷系数 K. 452 . 1 32 . 1 11 . 1 . 1 FFVA KKKKK 11 5) 查取齿形系数. 查 10-5 表得 35 . 2 ;80 . 2 21 FaFa YY 6) 查取应力校正系数. 查 10-5 表得 70 . 1 ;55 . 1 21 SaSa YY 7) 计算大、小齿轮的并加以比较. F SaFaY Y 016725 . 0 86.238 7 . 135 . 2 014296 . 0 58.303 55 . 1 8 . 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数值大. (2)设计计算 mmmmm874 . 1 0016725* 201 10417 . 5 452 . 1 2 3 2 4 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关, 可取弯曲强度算得的模数 1.874，并接近圆整为标准值,按接触强度算得2m 的分度圆直径,算出小齿轮齿数mmd25.58 1 ，29 2 25.58 1 1 m d z 大齿轮齿数 ，取.1142993 . 3 2 z114 2 z 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强 度,并做到结构紧凑,避免浪费. 4. 几何尺寸计算 （1） 分度圆直径： mmmd mmmd 2281142 58292 22 11 （2）中心距： mm dd a143 2 22858 2 21 （3）齿轮宽度： 12 mmdb d 58 1 取 mmB58 2 mmB65 1 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88） 。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的 齿面硬度分别为 240HBS,280HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取24z72.7828 . 3 24 2 z 。79 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .) ( 1 .32 . 2 3 21 1 H E d t z u uKT d 2) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数3 . 1 t K 2） 由以上计算得小齿轮的转矩mNT28.200 1 3） 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，1d 2 1 8 .189 MPaZE 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触MPa H 600 1lim 疲劳强度极限。.550 2lim MPa H 4） 计算应力循环次数 9 11 1070272 . 0 )1030082(12446060 h jLnN 9 9 1 2 1021424 . 0 28 . 3 1070272 . 0 N N 5) 按接触疲劳寿命系数 96 . 0 1 HN99 . 0 2 HN 6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1 13 由 得 S Nlim MPa S MPa S HN H HN H 5 . 54455099 . 0 57660096 . 0 lim2 2 1lim1 1 （2） 计算： 1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 H 1t d 84.39) 528 8 . 189 ( 28 . 3 128 . 3 1 100028 . 2 5 . 1 32 . 2 .) ( 1 .32 . 2 3 2 4 3 21 1 H E d t z u uKT d 2) 圆周速度： sm nd t /5093 . 0 100060 275.24484.3914 . 3 100060 1 3) 计算齿宽： mmdb td 84.3984.391 1 4) 计算齿宽与齿高比： 模数: mm d m t t 66 . 1 24 84.39 1 1 齿高: mmmh t 735 . 3 66 . 1 25 . 2 25 . 2 67.10 h b 5) 计算载荷系数： 查 10-8 得 动载系数 1 . 1V 对于直齿轮 1 FH 查 10-2 得使用系数 用 10-4 插值法查得 7 级精度1 A 小齿轮非对称布置时， 由，42 . 1 H 67.10 h b 可查得 42 . 1 H 34 . 1 F 故载荷系数 562 . 1 HHVA 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mmdd t t 35.42 3 . 1 562 . 1 84.39 3 3 11 14 7） 计算模数： mm d m76 . 1 24 35.42 1 1 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m (3)确定公式内的各计算数值 查 10-20c 图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲;500 1 MPa FE 劳强度极限;查 10-18 图取弯曲疲劳寿命系数MPa FE 380 2 计算弯曲疲劳许用应力.;88 . 0 ,85 . 0 21 FNFN KK 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 MPa S K MPa S K FNFN F FEFN F 86.238 4 . 1 38088 . 0 57.303 4 . 1 50085 . 0 22 2 11 1 计算载荷系数 K. 474 . 1 34 . 1 11 . 1 . 1 FFVA KKKKK 8) 查取齿形系数. 查 10-5 表得 22 . 2 ;65 . 2 21 FaFa YY 9) 查取应力校正系数. 查表得 77 . 1 ;58 . 1 21 SaSa YY 10)计算大、小齿轮的并加以比较. F SaFaY Y 0165 . 0 86.238 77 . 1 22 . 2 0138 . 0 57.303 58 . 1 65 . 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数值大. (4)设计计算 mmmmm35 . 1 0165 . 0 * 201 100028 . 2 474 . 1 2 3 2 4 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 15 度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关, 可取弯曲强度算得的模数 1.35，并接近圆整为标准值,按接触强度算得5 . 1m 的分度圆直径 105,算出小齿轮齿 ，29 5 . 1 35.42 1 1 m d z 大齿轮齿数 ，取.12.952928 . 3 2 z96 2 z 这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强 度,并做到结构紧凑,避免浪费. 4. 几何尺寸计算 （1） 分度圆直径： mmmd mmmd 1445 . 196 5 . 435 . 129 22 11 （2）中心距： mm dd a75.93 2 144 5 . 43 2 21 （3）齿轮宽度： mmdb d 5 . 43 1 取 , 5 .43 2 BmmB5 .48 1 第四部分 轴的设计 1. 选择轴的材料及热处理。 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求， 故选择常用材料 45 钢调质处理。 2. 初估轴径。 按扭矩初估轴的直径。 查表 15-3（课本） 取 C=110 16 =19.73 mm 1 3 1 1 P dC n =30.3 mm 2 3 2 2 P dC n =44.1 mm 3 3 3 3 P dC n 3. 初选轴承（深沟球轴承） 。 查表 6-1（手册） 轴承型号 1 d 1 D 1 B 轴 600840 6815 轴 6007356214 轴 6010508016 4. 结构设计 1） 轴结构设计 a.草图 17 b.各轴段直径及联轴器的确定 初估轴经后，即可按轴上零件的安装顺序开始确定轴径，该轴 1 段安装轴承 6005，故该段直径为 40mm,2 段装齿轮，为了便于安装， 取 2 段为 44mm，取 3 段为 53mm，5 段装轴承，直径和 1 段一样为 40mm，4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位及轴承安装， 取 4 段为 42mm。第 6 段 36mm 由电动机 D=42mm，转矩 T=108.3Nm，转速 n=960r/min 查表 8-5（手册）选 LT6 型弹性套柱销联轴器，公称转矩为 250 Nm，半联轴器的孔径=28mm，故取该轴 7 段直径 32mm,半联轴器 1 d 长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=84mm. 1 L 2） 轴结构设计 a. 草图 3 18 2 4 1 5 b. 各轴段直径的确定 从左端开始确定直径，该轴 1 段安装轴承 6007，故该段直径 为 45mm，2 段安装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 49mm，齿轮右 端用轴肩固定轴肩高度为 5mm，取 3 段为 59mm，5 段装轴承，直 径和 1 段一样为 45mm，4 段安装齿轮，为了便于安装，取 4 段为 49mm . 3） 轴结构设计 a. 轴草图 19 b.各轴段直径及联轴器的选择 从左段开始确定直径，该轴轴 1 段安装轴承 6010，故该段 直径为 50mm，2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 54mm，齿轮右 端用轴肩固定，轴肩高度为 5mm，取 3 段为 64mm，5 段装轴承，轴 径和 1 段一样为 50mm，4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定 位及轴承的安装，取 4 段为 60mm。第 6 段为 42mm 由轴转矩 T=618.11 Nm，转速 n=74.7r/min 查表 8-5（手册）选 LT10 型弹性套柱销联轴器，公称转矩为 2000Nm，半联轴器的孔径=50mm，故取该轴 7 段直径 35mm,半联 1 d 轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=107mm. 1 L 5. 各轴段长度的确定 20 2 啮合线 啮合线 2 齿 轮 1 轴 齿 轮 3 齿 轮 2 轴 齿 轮 4 轴 18 10 7 10 18 综上 1 段 2 段 3 段 4 段 5 段 6 段 7 段 DLDLDLDLDLDLDL 轴 4032447353642109401536613290 轴 4530499859749504535 轴 50805440643060675064279357 6. 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合，与轴承7/ 6Hr 内圈配合轴径选用 k6。 7. 轴上的倒角与圆角 为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据手册推荐，取 轴肩圆角半径为 1mm，其他轴肩圆角半径均为 2mm，轴的左右端倒角 均为 1 45。 8. 轴的校核 轴的受力分析 圆周力 径向力 法向力 =54.17225=4337N 1 1 2 t T F d =tan20=43370.3639=1578N r F t F =4337N/0.9397=N cos20 t n F F =4337N t F =1578N r F =4615.3N n F 21 水平面支反力 垂直面支反力 画水平面弯矩 图 画垂直面弯矩 图 画合成弯矩图 画轴转矩图 许用应力 许用应力值 应力校正系数 画当量弯矩图 =923024337N=1321.2N 1t F 2 12 t l F ll =-=4337N-1321.2N=3015.8N 2t F t F 1t F =923021578N=480.7N 1r F 2 12 r l F ll =-=1578N-480.7N=1057.3N 2r F r F 1r F =1321.2210=277452 1H M 1t F 1 l Nmm =3015.892=277453.6 2H M 2t F 2 l Nmm =480.7210=100947 1V M 1r F 1 l Nmm =1057.392=97271.6 2V M 2r F 2 l Nmm =183792 22 HV MM M 1 MNmm =183795.9 2 MNmm =104.0T 1 T 3 10Nmm 轴材料选用 45 钢调质处理 =650Mpa =360 Mpa B S 用插入法由表 16.3（课本）查得 =102.5 Mpa 0b =65Mpa b =0.634 0 b b 65 102 当量转矩 =0.634104.0=65936T 3 10Nmm 当量弯矩（在小齿轮中间截面处） =195261.5 22 MMTNmm =1321.2N 1t F =3015.8N 2t F =480.7N 1r F =1057.3N 2r F =277452 1H MNmm =277453.6 2H MNmm =100947 1V MNmm =97271.6 2V MNmm =183792 1 MNmm =183795.9 2 MNmm =104.0T 3 10Nmm =102.5 Mpa 0b =65Mpa b =0.634 =65936TNmm =195261.5 MNmm 22 210 92 1r F 2r F 1t F r F 2t F n F H M t F 1H M 2H M V M 1V M 2V M T M 1 M 2 M M M 校核轴径 齿根圆直径= f d * 2(22) a dhfZhc m =（26-2 1-2 0.5） 2 =47mm 轴径 =31.1mm47mm 1 d 3 0.1 b M 3 195261.5 0.1 65 故此轴合理 9. 轴的校核 轴的受力分析 23 圆周力 径向力 法向力 水平面支反力 垂直面支反力 画水平面弯矩 图 =2200.2835=1144N 2 1 2 2 t T F d =8915.6N 2 2 3 2 t T F d 3 2 401.2 10 90 =tan20=3479.50.3639=1364.4N 1r F 1t F =tan20=8915.60.3639=3244.4N 2r F 2t F =3749.5N/0.9397=3990.1N 1 1 cos20 t n F F =8915.6N/0.9397=9487.7N 2 2 cos20 t n F F = 3t F 323 12 123123 tt lll FF llllll = 59142 3749.58915.6 220220 =6760.1N = 4t F 112 21 123123 tt lll FF llllll = 78161 6760.13749.5 220220 =5140.8N = 3r F 323 12 123123 rr lll FF llllll = 59