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精密仪器课设以及齿轮减速器设计毕业论文目录第一章设计要求及步骤11.1设计题目11.2设计步骤1第二章传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点2第三章电动机的选择23.1选择电动机类型23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机的容量33.4确定电动机参数33.5确定传动装置的总传动比和分配传动比4第四章计算传动装置运动学和动力学参数54.1电动机输出参数54.2高速轴的参数64.3低速轴的参数64.4工作机轴的参数6第五章普通V带设计计算75.1已知条件和设计内容75.2设计计算步骤75.3带轮的基准直径并验算带速85.4带轮结构设计11第六章减速器齿轮传动设计计算136.1选精度等级、材料及齿数136.2按齿面接触疲劳强度设计146.3确定传动尺寸206.4校核齿根弯曲疲劳强度216.5计算齿轮传动其它几何尺寸236.6齿轮参数和几何尺寸总结24第七章轴的设计247.1高速轴设计计算247.2低速轴设计计算32第八章滚动轴承寿命校核 388.1高速轴上的轴承校核388.2低速轴上的轴承校核40第九章键联接设计计算419.1高速轴与大带轮键连接校核419.2低速轴与大齿轮键连接校核419.3低速轴与联轴器键连接校核42第十章联轴器的选择4210.1低速轴上联轴器42第十一章减速器的密封与润滑4311.1减速器的密封4311.2齿轮的润滑4311.3轴承的润滑44第十二章减速器附件设计4412.1油标4412.2通气器4412.3六角螺塞4412.4窥视孔盖4512.5定位销4512.6启盖螺钉45第十三章减速器箱体主要结构尺寸45第十四章参考文献47第 3 页第一章设计要求及步骤1.1设计题目一级直齿圆柱减速器，拉力F=1510N，速度v=2m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计12.箱体结构设计第二章传动装置总体设计方案2.1传动方案方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。（如图2.1.1 传动方案图） 图2.1.1 传动方案图2.2该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率【1】查表（图3.2.1）得：联轴器的效率：1=0.99一对滚动轴承的效率：2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：3=0.98普通V带的传动效率：4=0.96工作机效率：w=0.96图3.2.1机械传动和轴承等效率的概略值故传动装置的总效率为：a=12234w=0.8763.3选择电动机的容量工作机所需功率为Pw=FV1000=151021000=3.02kW3.4确定电动机参数电动机所需额定功率:Pd=Pwa=3.020.876=3.45kW工作转速：nw=601000VD=60100023.14400=95.54rpm表3.4.1 Y系列电动机的技术数据方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890经查(表3.4.1)按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2-4一级圆柱齿轮减速器传动比范围为：3-5因此理论传动比范围为：6-20。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(6-20)95.54=573-1911r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。电机主要外形尺寸（如表3.4.2和图3.4.1）：表3.4.2电动机的主要尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG1325153152161781238801033图3.4.1电动机的外形图3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比【1】（1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=96095.54=10.048（2）分配传动装置传动比查表（图3.5.1）得：取普通V带的传动比：iv=2.5图3.5.1各种传动中每级传动比的推荐值减速器传动比为i1=iaiv=4.02第四章计算传动装置运动学和动力学参数【2】4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=3.45kW转速：n0=nm=960rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551063.45960=34320.31Nmm4.2高速轴的参数如(图2.1.1) 传动方案图中的为高速轴功率：P1=P04=3.450.96=3.31kW转速：n1=n0iv=9602.5=384rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551063.31384=82319.01Nmm4.3低速轴的参数如(图2.1.1) 传动方案图中的为低速轴功率：P2=P123=3.310.990.98=3.21kW转速：n2=n1i1=3844.02=95.52rpm扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551063.2195.52=320932.79Nmm4.4工作机轴的参数功率：Pw=P2w12=3.210.960.990.99 =3.02kW转速：nw=n2=95.52rpm扭矩：Tw=9.55106Pwnw=3.0295.52=301936.77Nmm运动和动力参数计算结果整理于下(表4.4.1):表4.4.1运动和动力参数计算结果轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.4534320.319602.5120.96轴3.313.2882319.0181495.819938440.97轴3.213.18320932.79317723.462195.5210.95工作机轴3.023.02301936.77301936.7795.52第五章普通V带设计计算5.1已知条件和设计内容:设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=3.45kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。5.2设计计算步骤:（1）确定计算功率Pca查表（图5.2.1）得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.13.45=3.795kW图5.2.1工作情况系数KA（2）选择V带的带型根据Pca、n1由(图5.2.2)选用A型。图5.2.2 普通V带选型图5.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v(1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。(2）验算带速v。按式验算带的速度v=dd1n601000=106960601000=5.33ms因为5m/sv30m/s，故带速合适。取带的滑动率=0.02（3）计算大带轮的基准直径。dd2=idd11-=2.51061-0.02=259.7mm根据(图5.3.1)表，取标准值为dd2=250mm。图5.3.1普通V带轮最小基准直径（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式，初定中心距a0=280mm。(0.7(dd1+dd2)a0120 (适用)（6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=106mm和n1=960r/min,查（图5.3.3）表得P0=1.16kW。图5.3.3单根普通V带的基本额定功率P0根据n1=960r/min，i=2.5和A型带，查（图5.3.4）表得P0=0.112kW。图5.3.4单根普通V带额定功率的增量P0查（图5.3.5）表的K=0.917，表得KL=0.91，于是图5.3.5包角修正系数KPr=P0+P0KKL=1.16+0.1120.9170.91=1.061kW2）计算带的根数zz=PcaPr=3.7951.0613.58取4根。（7）计算单根V带的初拉力F0由表（图5.3.6）得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，图5.3.6普通V带横截面尺寸所以 F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9173.7950.91745.33+0.15.332=156.62N（8）计算压轴力FpFp=2zF0sin12=24156.62sin148.512=1205.95NV带设计参数如下表（表5.3.1）表5.3.1 V带设计参数带型A中心距262mm小带轮基准直径106mm包角148.51大带轮基准直径250mm带长1100mm带的根数4初拉力156.62N带速5.33m/s压轴力1205.95N5.4带轮结构设计（1）小带轮的结构设计（如图5.4.1）小带轮的轴孔直径d=38mm因为小带轮dd1=106300mm因此小带轮结构选择为腹板式因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd1+2ha=106+22.75=112mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5mmL=2.0d=2.038=76mm图5.4.1小带轮尺寸图（2）大带轮的结构设计（如图5.4.2）大带轮的轴孔直径d=25mm因为大带轮dd2=250mm因此大带轮结构选择为孔板式因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.025=50mmda=dd1+2ha=250+22.75=256mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5mmL=2.0d=2.025=50mm图5.4.2大带轮尺寸图第六章减速器齿轮传动设计计算【3】6.1选精度等级、材料及齿数（1）由（6.1.1图）表选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1i=264.02=105。实际传动比i=4.038（3）压力角=20。图6.1.1常用的齿轮材料6.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH21）确定公式中的各参数值查表（图6.2.1）试选载荷系数KHt=1.3图6.2.1载荷系数K高速转轴的扭矩 T=9.55106Pn=95500003.31384=82319.01Nmm查（图6.2.2）表选取齿宽系数d=1图6.2.2尺宽系数由（图6.2.3）查取区域系数ZH=2.46图6.2.3节点区域系数查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 图6.2.4材料弹性系数ZE由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cosz1+2han*=arccos26cos2026+21=29.241a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos105cos20105+21=22.761=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=26tan29.241-tan20+105tan22.761-tan202=1.739Z=4-3=4-1.7393=0.868计算接触疲劳许用应力H由(图6.2.5)查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa图6.2.5齿轮的接触疲劳极限计算应力循环次数NL1=60njLh=603841163008=8.847108NL2=NL1u=8.8471084.02=2.201108由（图6.2.6）查取接触疲劳系数：KHN1=0.982，KHN2=0.996图6.2.6接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9826001=589MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9965501=548MPa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H=548MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.382319.0114.02+14.022.46189.80.8685482=52.678mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v=d1tn601000=52.678384601000=1.059齿宽bb=dd1t=152.678=52.678mm2）计算实际载荷系数KH查（图6.2.6）表得使用系数KA=1图6.2.6使用系数KA查（图6.2.7）得动载系数Kv=1.071图6.2.7动载系数KV齿轮的圆周力。Ft=2Td1=282319.0152.678=3125.366NKAFtb=13125.36652.678=59Nmm100Nmm查（图6.2.8）表得齿向载荷分配系数：KH=1.4图6.2.8尺向载荷分配系数查（图6.2.9）得齿向载荷分布系数：KH=1.442图6.2.9齿向载荷分布系数实际载荷系数为KH=KAKVKHKH=11.0711.41.442=2.1623）按实际载荷系数算得的分度圆直径KH=KAKVKHKH=11.0711.41.442=2.1624）确定模数m=d1z1=62.41226=2.4mm，取m=2.5mm。6.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2m2=163.75mm，圆整为164mm（2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=262.5=65mmd2=z2m=1052.5=262.5mm（3）计算齿宽b=dd1=65mm取B1=70mm B2=65mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmd1YFaYSaYF1） K、T、m和d1同前齿宽b=b2=65齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查（图6.4.1）表得：YFa1=2.57，YFa2=2.156YSa1=1.595，YSa2=1.814图6.4.1外齿轮的尺形系数查（图6.4.2）得重合度系数Y=0.681图6.4.2重合度系数Y查（图6.4.3）得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=245MPa、Flim2=200MPa图6.4.3齿根弯曲疲劳极限由（图6.4.4）查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.803，KFN2=0.903图6.4.4弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.8032451.4=140.525MPaF2=KFN2Flim2S=0.9032001.4=129MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1Y=65.252MPaF1=140.525MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=62.257MPaF2=129MPa故弯曲强度足够。6.5计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=mhan*=2.5mmhf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2ha=mz1+2han*=70mmda2=d2+2ha=mz2+2han*=267.5mm（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=58.75mmdf2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=256.25mm注：han*=1.0，cn*=0.256.6齿轮参数和几何尺寸总结表6.6.1齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮模数mn2.52.5压力角n2020齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z26105齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d65262.5齿顶圆直径da70267.5齿根圆直径df58.75256.25齿宽B7065中心距a164164第七章轴的设计【3】【4】7.1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=384r/min；功率P=3.31kW；轴所传递的转矩T=82319.01Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由（图7.1.1）表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为b-1=75MPa图7.1.1轴材料的许用弯曲应力（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故查（图7.1.2）表取C=112。图7.1.2轴的常用材料的许用扭转切应力和C值dC3Pn=11233.31384=22.96mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0522.96=24.11mm标准轴孔直径为25mm故取dmin=25（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图（图7.1.3）图7.1.3高速轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm轴承端盖厚度e=10mm调整垫片厚度t=2mm箱体内壁到轴承端面距离=10mm各轴段直径的确定 d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=25mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=30mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207 d4：轴肩段，选择d4=40mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=40mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=35mm。各轴段长度的确定 L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=48mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=62mm。 L3：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L3=29mm。 L4：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L4=8mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=70mm。 L6：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L6=8mm。L7：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L7=29mm。C高速轴个轴段数据总结如（表7.1.1）表7.1.1高速轴各轴段数据轴段1234567直径(mm)25303540704035长度(mm)486229870829（5）轴的受力分析a.计算作用在轴上的力 齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）Ft1=2T1d1=282319.0165=2533N齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1tan=2533tan20=921N第一段轴中点到轴承中点距离La=94mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=64mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=64mmb.计算作用在轴上的支座反力水平面内:轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关在水平面内高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1205.95N。轴承A处水平支承力：RAH=Fr1Lb-QLaLb+Lc=92164-1205.959464+64= -425N轴承B处水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=1205.95+2533-425=4164N垂直面内：轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=25336464+64= 1266N轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=25336464+64= 1266N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-4252+12662=1335.43N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=41642+12662=4352.2Nc.计算水平面弯矩数据在水平平面上：截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上弯矩：MBH=QLa=1205.9594=113359Nmm截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAHLc=-42564=-27200Nmm截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上的弯矩：MCV=RAVLc=126664=81024Nmm截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm合成弯矩：截面A处合成弯矩：MA=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=113359Nmm截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=-272002+810242=85468Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩和扭矩T1=81495.82Nmm截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=1133592+0.681495.822=123455Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=854682+0.681495.822=98467Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.681495.822=48897Nmmd.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为W=d332=6280mm3抗扭截面系数为WT=d316=12560mm3最大弯曲应力为=MW=45.03MPa剪切应力为=TWT=6.55MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，（如图7.1.4）故取折合系数=0.6，图7.1.4折合系数=0.6则当量应力为e=2+42=45.71MPa查（图7.1.4）表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力b -1=75MPa，eb -1，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=95.52r/min；功率P=3.21kW；轴所传递的转矩T=320932.79Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=75MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取C=112。dC3Pn=11233.2195.52=36.14mm由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0736.14=38.67mm标准轴孔直径为40mm故取dmin=40（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图图7.2.1高速轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=1610mm(GB/T 1096-2003)，长L=50mm；定位轴肩直径为45mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=40mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=45mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=50mm，选取轴承型号为深沟球轴承6210 d4：齿轮处轴段，选取直径d4=55mm。 d5：轴肩，故选取d5=65mm。 d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=50mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=110mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=59mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=44.5mm。 L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=63mm。 L5：过渡轴段，选取L5=8mm。 L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=34.5mm。C低速轴个轴段数据总结如（表7.2.1）表7.2.1低速轴个轴段数据总结轴段123456直径(mm)404550556550长度(mm)1105944.563834.5（5）弯曲-扭转组合强度校核a.计算作用在轴上的力齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）Ft2=2T2d2=2320932.79262.5=2445N齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2tan=2445tan20=889Nb.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=64mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=66mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=66mm轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLaLa+Lb=8896464+66= 438NRBH=Fr-RAH=889-438=451N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=24456464+66= 1204NRBV=FtLbLa+Lb=24456664+66= 1241N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=4382+12042=1281.19N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=4512+12412=1320.41Nc.计算弯矩：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBHLa=45164=28864Nmm在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RAVLa=120464=77056Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=288642+770562=82285Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩为：T=317723.46Nmm截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6317723.462=190634Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=822852+0.6317723.462=207635Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6317723.462=190634Nmmd.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=d332=16325.55mm3抗扭截面系数为WT=d316=32651.09mm3最大弯曲应力为=MW=12.72MPa剪切应力为=TWT=9.83MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为e=2+42=17.35MPa查（图7.2.2）表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=75MPa，e38400h由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低速轴上的轴承校核根据前面的计算，查（图8.1.1）表选用6210深沟球轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm选定的轴承型号数据(如表8.2.1)：表8.2.1选定的轴承型号数据表轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)621050902035由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=35kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=4382+12042=1281.19NFr2=RBH2+RBV2=4512+12412=1320.41N查（图8.1.2）表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查（图8.1.3）表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11281.19+00=1281.19NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11320.41+00=1320.41N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr3=3249617h38400h由此可知该轴承的工作寿命足够。