带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器的设计毕业设计计算说明书

1、目 录一、传动方案的总体设计.1二、传动装置的总体设计.2三、高速级大小齿轮的设计.6四、低速级大小齿轮的设计.10五、中间轴的设计及校核.14六、高速轴的设计及校核.21七、低速轴的设计及校核.29八、箱体的尺寸设计.36九、润滑油的选择.38结 论.39参考文献.40一、传动方案的总体设计设计热处理车间零件清洗用设备。该传动设备的动力由电动机经减速装置后传至输送带。每日两班制工作，工作年限为 年。已知8条件：输送带直径,输送带速度每秒米，输送带轴所需mmd30063. 0转矩。mnt 7001.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载

2、荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。1.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 v 带设置在高速级。 其传动方案如下：1）外传动为 v 带传动。2）减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器 3）方案简图如下：1、电动机 2、v 带 3、减速器4、联轴器 5、输送带带轮 6、输送带二、传动装置的总体设计2.1、选择电动机类型按已知的工作要求和条件选用 y 型全封闭笼型三相异步电动机。2.2、选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为：wdpp由于，9550wwwtnp60 1000wnd所以60 100095509550wdwwtntpd 由电动机至工作机之间的总效率为：32123456w

3、式中：、分别为带传动、齿轮传动的轴承、123456齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率, 取，10.96，。20.9930.9740.9750.9860.96则 320.96 0.990.970.97 0.98 0.960.80w 所以 60 100060 1000 700 0.633.6895509550300 0.80dwtpkwd 2.3、确定电动机转速卷筒轴的工作转速，按60 100060 1000 0.6340.13min300tnrd推荐的合理传动比范围，取 v 带的传动比，单级齿轮传动比12 4i ，则合理总传动比范围为，故电动机转速可选范围23 5i 18 100i 为：

4、18 10040.13722 4013mindni nr 符合这一范围的同步转速有，750minr1000minr1500minr再根据计算出的容量由附录 8 附表2查出有三种适用的3000minr8.1电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况下表：22表 两级展开式圆柱齿轮减速器电动机型号22电动机转速minr传动装置 的传动比方案电动机型号额定功率edpkw同步 转速满载 转速总传 动比带传 动比齿轮传动比一1601 8ym 475072017.9433.14二1321 6ym 41000960三1121 4ym 41500144035.883.55.385四1122y

5、m 43000289072.0289.003由表可知选取方案三中的电动机型号。222.4、分配传动比传动装置的总传动比为：96023.940.13mnin因总传动比，初取12122ii ii12.2i 则齿轮减速器的传动比为：123.910.92.2iii按展开式布置，取可算出，则：21221.2ii2231.2ii2110.93.653i2.5、计算运动和动力参数（1） 、各轴的功率轴的输入功率：i10113.68 0.963.53ddpppkwkw轴的输入功率：ii21121233.53 0.99 0.973.39pppkw 轴的输入功率：iii32232233.39 0.99 0.973

6、.26pppkw 轴的输入功率：iv43343243.26 0.99 0.973.13pppkw （2） 、各轴的转速轴的转速：i11960min436.36min2.2mnnrri轴的转速：ii1221436.36min121.21min3.65nnrri轴的转速：iii2322121.21min40.4min3nnrri轴的转速：iv4340.4minnnr（3） 、各轴的转矩电动机的输出转矩：3.689550955036.61960ddmptn mn mn轴的输入转矩：i10011136.61 2.2 0.9677.32ddttitin mn m 轴的输入转矩：ii21112121237

7、7.32 3.6 0.99 0.97267.3tt it in mn m 轴的输入转矩：iii3222322223267.3 3 0.99 0.97770.07tt it in mn m 轴的输入转矩：iv4334324770.07 0.99 0.97739.5tttn m 各轴主要参数如表所示：22表 两级展开式圆柱齿轮减速器各轴的主要参数22轴参数输入功率kw转速minr输入转矩n mi3.53436.3677.32ii3.39121.21267.3iii3.2640.4770.07iv3.1340.4739.5三、高速级大小齿轮的设计3.1、选择齿轮材料及精度等级考虑两对齿轮传递的功率不

8、大，故两对齿轮都选用软齿面，小齿轮都选用，调质，齿面硬度为，大齿轮选用 4540cr240 260hbs钢，调质，齿面硬度为，由表1选用 7 级精度，要求齿220hbs6 12面粗糙度。1.6 3.2ram3.2、按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式1得：6451312176.43dhkt udu确定有关参数如下：（1） 、齿数和齿宽系数zd取小齿轮齿数，则大齿轮齿数，125z 22113.65 2591.25ziz取291z 则实际传动比：21913.6425ziz传动比误差：，可用21213.653.640.0030.3%2.5%3.65iii齿数比：3.64ui由表

9、1取（因非对称布置及软齿面） 。6 100.9d（2） 、转矩1t6641113.539.55 109.55 107.73 10436.36ptn mn（3） 、载荷系数k由表1取671.35k （4） 、许用接触应力hlimhnthnzs由图1查得，633clim1770hmpalim2500hmpa由式1计算应力循环次数652ln9116060 436.36 18 365 161.2 10lhnn rt 8123.4 10llnni由图1查得接触疲劳的寿命系数，63410.89ntz20.93ntz通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数。所以计算两轮的许用接触应力：1.0hsl

10、im111770 0.89685.31.0hnthhzmpampaslim222500 0.934651.0hnthhzmpampas故得：4133122211.35 7.73 103.64 176.4376.4367.330.9 3.64 465dhkt udmmu则模数：1167.332.6925dmz由表1取标准模数： 6 13m （5） 、校核齿根弯曲疲劳强度由式1得：6481212fasafktyf ybm z确定有关参数和系数： 分度圆直径：113 2575dmzmmmm 223 91273dmzmmmm 齿度： 10.9 7567.5dbdmmmm取 ， 70bmm175bmm

11、齿形系数和应力修正系数faysay根据齿数，由表1查得：125z 291z 69，12.62fay11.59say，22.20fay21.78say 许用弯曲应力f由式1得：653limfstntffyys由图1查得，653clim1290fmpalim2210fmpa由图1查得，63610.88nty20.99nty试验齿轮的应力修正系数：2sty按一般可靠度选取安全系数1.25fs 计算两轮的许用弯曲应力：lim111290 2 0.88408.321.25fstntfnyympampas lim222210 2 0.9302.41.25fstntfnyympampas 将求得的各参数代入

12、式1：64911112142122 1.35 7.73 102.62 1.5970 32555.2ffasafktyybm zmpampa122221242222 1.35 7.73 102.2 1.7875 39113.3ffasafktyybm zmpampa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。（6） 、计算齿轮传动的中心距a123259117422mazzmmmm（7） 、计算齿轮的圆周速度1 13.14 75 436.361.7160 100060 1000d nm sm s由表1可知选用 7 级精度的齿轮。6 12四、低速级大小齿轮的设计4.1、选择齿轮材料及精度等级考虑对齿轮传递的功率不大

13、，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮选用，调质，齿面硬度为，大齿轮选用 45 钢，40rc240 260hbs调质，齿面硬度为(表)1，因是机床用齿轮，由表1220hbs666 12选 7 级精度，要求齿面粗糙度。1.6 3.2arm4.2、按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以由1式得:6451312176.43dhkt udu确定有关参数如下：（1） 、齿数和齿宽系数z取小齿轮齿数，则大齿轮齿数。132z 213 3296zi z 齿数比：3ui 由表1取（因非对称布置及软齿面） 。6 101d（2） 、转矩1t665113.399.55 109.55 102.67 10121.21

14、ptn mmn（3） 、载荷系数k由表1取671.35k （4） 、许用接触应力hlimhnthnzs由图1查得，633clim1775hmpalim2520hmpa由式1计算应力循环系数：652ln8116060 121.21 116 365 83.4 10lhnn rt 88123.4 101.13 103llnni由图1查得接触疲劳的寿命系数，63411.11ntz21.15ntz通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数。所以计算两轮的许用接触应力：1.0hslim111775 1.11860.251.0hnthhzslim222520 1.155981.0hnthhzs故得

15、：513312211.35 2.67 103 176.4376.4384.071 3 598dhkt udu 计算模数：1184.072.6332dmmmz由表1取标准模数：6 13m （5） 、校核齿根弯曲疲劳强度由式1得：6481212ffasafktyybm z确定有关参数和系数： 分度圆直径：113 3296dmzmm 223 96288dmzmm 齿宽：11 9696dbdmm 取，396bmm4101bmm 齿形系数和应力修正系数faysay根据齿数，由表1查得，132z 296z 6912.33fay，11.679say22.188fay21.786say 许用弯曲应力f由式1得

16、：653limfstntffyys由图1查得：，635clim1290fmpalim2210fmpa由图1查得：，33610.89nty20.91nty试验齿轮的应力修正系数，按一般可靠度选取安全系数2sty1.25fs 计算两轮的许用弯曲应力：lim111290 2 0.89412.961.25hstntfnyympas lim222210 2 0.91305.761.25hstntfnyympas 将求得的各参数代入式1：64911112142122 1.35 7.73 102.33 1.67996 33229.5ffasafktyybm zmpampa12222242222 1.35 7

17、.73 102.188 1.786101 3969.35ffasafktyybm zmpampa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。（6） 、计算齿轮传动中心距a123329619222mazzmm（7） 、计算齿轮的圆周速度。1 13.14 96 121.210.6160 100060 1000d nm sm s五、中间轴的设计及校核5.1、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故因此由表1选用的钢材为 45 钢，正火处理，由表1查得强度极限10-110-1，由表1查得其许用弯曲应力。600bmpa10-3155bmpa5.2、确定轴的输出端直径按扭转强度估算轴输出直径，由表1

18、取，则：10-2110c 333.3911033.38121.21pdcmmmmn考虑有键槽，将直径增大，则。3% 5%35dmm5.3、轴承部件的结构设计（1） 、轴承部件结构设计因该轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。mind（2） 、轴承的选择与轴段及轴段的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为2，经过验算，轴承的寿命不满足减6208c6208c速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取进行设计计算，由6208c表2得轴承内径，外径，宽度，故11-940dmm80d

19、mm18bmm，通常一根轴上的两个轴承取相同的两个型号，则140dmm。540dmm（3） 、轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮 3，轴段上安装齿轮 2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定，齿轮 2 轮毂2d4d1d5d2442ddmm宽度，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮270bmm3 的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为使套3101bmm筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂宽度略短，故取，。299lmm468lmm（4） 、轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为:，20.07 0

20、.12.94 5.2dmmmm取其高度为，故：5hmm322422 552ddhmm 齿轮 3 左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁均取为:110mm 齿轮 2 与齿轮 3 的距离初定为，则箱体内壁之间的距310mm 离为：12133757022 10 10 101223.522bbbmmmm 取，则箱体内壁距离为，齿轮 2 的右端面310.5mm 224mm 与箱体内壁的距离为：122175701012.522bbmm 则轴段的长度为：3310.5lmm （5） 、轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度小于，故轴承采用脂润滑，需要2m s用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内

21、端面距箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成。12mm 则轴段的长度为：，1118318 12 10343lmmmm 轴段的长度为：52218 12 12.5244.5lmmmm 5.4、绘制中间轴草图中间轴草图如图所示15图 中间轴草图155.5、校核该中间轴和轴承已知，183.5lmm294lmm369.5lmm作用在齿轮 2，齿轮 3 上的圆周力：522222 2.67 101958273ttfnd533322 2.67 105562.596ttfnd径向力：22tan1958 tan20712.65rtffn33tan5562.5 tan202025rtffn求垂直面

22、的支反力：3 122111232025 83.5712.659483.5172.483.59469.5rrvf lfllfnlll 23122025 172.4712.651139.95vrvrffffn计算垂直弯矩：13172.4 69.511981.8mavvmf ln mm 1322 2172.469.594712.65 9495176.5navvrmfllf ln mm 求水平面的支承力：3 122111235562.5 83.5 19589483.53287.583.59469.5tthf lfllfnlll223119585562.53287.54233htthffffn计算并绘制

23、水平面弯矩图：133287.5 69.5228481.25mahhmf ln mm222295176.5169220.5194149.8nnanavahmmmn mm 求合成弯矩图（图）： 25222211981.8228481.25228795.2mmamavahmmmn mm222295176.5169220.5194149.8nnanavahmmmn mm fr2ft2fr3ft3l1l2l3f1vfr2fr3f2vf1hft2ft3f2hmahmmahnmammant2abcdemn图 中间轴合成弯矩图25求危险截面当量弯矩：从图看见，处截面最危险，其当量变矩为：（取折mmnn合系数）

24、0.622252194149.80.6 2.67 10194150.2eanmmtn mm22252228795.20.6 2.67 10228795.6eammmtn mm计算危险截面处轴的直径：截面：nn3311940.1 55ebmdmm截面：mm331228795.7 55ebmdmm由于，故该轴是安全的。2442ddd5.6、轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向61060hclnp载荷的作用，所以，rpf32222111172.43287.53292rvhfffn22222221139.9542334383.8rvhf

25、ffn则：336632101029.5 10419146060 121.214383.8hclhnp符合轴承使用使用寿命，因此该轴承符合要求。5.7、键的设计与校核：已知，2442ddmm2267.3tn m查附表2由于5.14238 44dmm所以取键12 8b h因为齿轮材料为 45 钢，查附表1得，则10-5 100 120pmpa,取键长；,根据表 10-470763lmm151llbmm101 1091lmm1系列值中取得，取键长l90lmm278llbmm根据挤压强度条件，键的校核力： 321144 267.3 1062.342 8 51pptmpadhl 322244 267.3

26、 1040.842 8 78pptmpadhl 所以所选键位，。12 8 51b h l 12 8 78b h l 六、高速轴的设计及校核6.1、选择轴的材料选择轴的材料并确定许用应力，选用 45 钢正火处理，由表1查得强度极限为：，由表1查得许用弯曲应10 1600bmpa103力。155bmpa6.2、确定轴的输出端直径按扭转强度估算轴输出直径，由表1取，则：102110c 333.5311022.08436.36pdcmmmmn考虑有键槽，将直径增大，则。3% 5%25dmm6.3、轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用部分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端

27、固定方式，按轴上零件的安装顺序从轴的最细处开始设计。（1） 、轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行，已算得轴段的轴径。125dmm且带轮轮毂的宽度范围为：11.5 2.01.5 2.02537.5 50dmmmmmm取带轮轮毂宽度，轴段的长度略小于毂孔宽度，则050lmm取。148lmm（2） 、密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定和密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度:10.07 0.10.07 0.1251.75 2.5hdmmmmmm轴段的轴径，211221.75 2.52.85 30ddhdmmmmmm 最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于，

28、可选用毡圈油封，3m s查附表2选毡圈 30 ，则。6.14606 1997jb zq230dmm（3） 、轴承与轴段及轴段初选 62082型深沟球轴承，轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。已知轴承内径，外径，宽度，故取轴40dmm80dmm18bmm段的直径，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内340dmm润滑油溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距离箱体内壁的距离取 ，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁。1 2mmmm可取挡油环轴孔宽度初定为，则：115mm 3118 1533lmm 通常一根轴上的两个轴承应取相同型号则，740dmm7118 153

29、3lmm （4） 、齿轮与轴段该段轴上安装齿轮，为了便于齿轮安装，应略大于，可初5d3d定，则由机械设计手册查得：545dmm该处键的截面尺寸为，则根据表1轮毂键149b hmmmm104槽深度为。13.8tmm则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离：13167.54 3.282222fddetmmmmmm故该轴设计成齿轮轴，则有：，567.5fddmm5175lbmm（5） 、轴段和轴段的设计该轴段的直径可取略大于轴承安装尺寸，齿轮4648ddmm右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度:161112 10 157lmmmm 轴段的长度:4111224 12 1075 151

30、06lbmmmm （6） 、轴承的长度该段轴的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关，轴承座宽度为，由表125 8lccmm可知下箱座壁厚，则取4 120.02530.025 17437.358ammmm， ，取轴承旁连接螺栓为8mm12174 192366400aammmm，16m则取，124cmm220cmm箱体轴承座宽度，取，824205 857 60lmmmm58lmm可取箱体凸缘连接螺栓，地脚螺栓，则有轴承端盖连接12m20dm为，查得轴承端盖凸缘厚度取为，取端0.40.4 208dmm10dmm 盖与轴承座间的调整垫片厚度为，则端盖连接螺钉查附表2tmm 2得

31、采用螺钉，为方便不拆卸带轮的条件下，可5 15781gb t8 25m 以装拆轴承端盖连接螺钉。取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。28kmm则：0022605558 1028212 18275.5dtlllkmm 为带轮宽度，为带轮长度。00l6.4、绘制高速轴草图高速轴草图如图所示16图 高速轴草图166.5、校核该高速轴和轴承已知：，177.5l 2168.5l 3132.5l 作用在齿轮上的圆周力为：31122 77.32 10206275ttfnd径向力：tan2062 tan20750tffn作用在轴带轮上的外力：1244.3qffn求垂直面的支承

32、力：2112168.5 750513.777.5 168.5l ffnll21750513.7236.3fffn计算垂直弯矩并绘制垂直弯矩图：22236.3 168.539816.55avmf ln mm11513.7 77.539811.75avmf ln mm求水平面的支承力：由得1122htfllfl2112168.5 20621412.477.5 168.5thflfnll212062 1412.4649.6hthfffn计算并绘制水平面弯矩图：111412.4 77.5109461ahhmf ln mm22649.6 168.5109457.6ahhmf ln mm求在支点产生的反力

33、：f3112132.5 1244.3670.277.5 168.5fl ffnll21670.2 1244.31914.5fffffn求并绘制产生的弯矩图：f31244.3 132.5164869.8afmfln mm11670.2 77.551940.5affmf ln mm在 处产生的弯矩：fa11670.2 77.551940.5affmf ln mm求合成弯矩图（图）：26l1l2l3frftff1hf2hf1ff2ffabcdemafmaft1f2vf1vfr图 高速轴合成弯矩图26考虑最不利的情况；把与相加得afm22avahmm222251940.539816.551094611

34、68418aafavahmmmmn mm222251940.539811.75109457.6168413aafavahmmmmn mm求危险截面当量弯矩由图可见处截面最危险，其当量变矩为：（取折合系数 mm）0.6222231684180.6 77.32 10174691eammtn mm计算危险截面处轴的直径：由材料为 45 钢，正火处理，则：600mpa155bmpa33117469131.670.10.1 55ebmdmm因为374031.67ddmmmm所以该高速轴是安全的。6.6、轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向61060hclnp载荷的作用，所以，取，按最

35、不利考虑，则有rpf32211122513.71412.4670.22173rvhfpffffn则：336633101029.5 10956546060 436.362173hclhnp所以该轴上轴承是适合要求的。6.7、键的设计与校核根据，确定带轮选铸铁，125dmm177.32tn mv200ht由附表2取，取键5.14122 30d 8 7b h 采用型普通键：键校核为a148840lmm根据表1中 系列的取值得，综合考虑取104l40lmm32lmm则得： 3144 77.32 105550 6025 32 7ptmpampadlh所选键为。8 7 32b h l 七、低速轴的设计及校

36、核7.1、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表1得选用常用材料的 45 钢，正火处理，强度极限，10 1600mpa许用弯曲应力。155bmpa7.2、初算轴径查表1得，考虑轴端只承受转矩，故取最102118 107c 则：110c 33min3.2611047.5240.4pdcmmn轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大，则轴端最3% 5%细处直径：47.521 5%49.896dmm7.3、结构设计轴承部件的结构设计：该减速器发热小，轴不长，故轴承用两端固定方式，按轴上零件安装顺序，从最小轴径处开始设计。（1） 、联轴器及轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联

37、轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器，查表1取，671.35k 则计算转矩1.35 7700701040ctktn mmn m由附表2查得型弹性柱销联轴器符合要求：公称转矩9.44hl，许用转速，考虑，取联轴器毂孔直1250n m2800minr49.896dmm径为，轴孔长度为，则相应的轴段的直径为，50mm84mm150dmm其长度略小于毂孔长度取。182lmm（2） 、密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度10.07 0.13.5 5hdmm则轴段的轴径：，21257 60ddh

38、mm最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于，则可选用毡3m s圈油封，由附表2得。6.1260dmm（3） 、轴承与轴段及轴段的设计轴段及轴段上安装轴承，其直径应便于轴承安装，又符合轴承内径系列，选用轴承 62132，轴承内径，外径，65dmm120mm宽度，故，轴承采用脂润滑需要挡油环，挡油环23mm 365dmm宽度初定为，故。13123 1538lmm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故。665dmm（4） 、齿轮与轴段该段上安装齿轮 4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初5d6d定为，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位，为使套568dmm筒端面能够顶到齿轮面，轴段的长度应比轮毂略短

39、，故取。594lmm（5） 、轴段轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为：50.07 0.14.76 6.8hdmm取，则，5hmm478dmm齿轮左端面距箱体内壁距离,3441101 961012.522bbmm 取轴段的长度4441224 12.596 12 1592.5lbmm （6） 、轴段与轴段的长度箱体外壳应与联轴器有一定空隙，故取250lmm轴段的长度6423 12 12.547.5lmm 7.4、绘制低速轴草图低速轴草图如图所示17图 低速轴草图177.5、校核该低速轴和轴承已知： 183lmm2166lmm3143.5lmm作用在圆周上的圆周力 ：53422 7.7

40、105347.2288ttfnd径向力 ：tan5347.2 tan201946.2rtffn502 7.7 100.251492.2258ffn求垂直面的支承力：22112166 1946.21297.583 166vl ffnll211946.2 1297.5648.7vrvfffn计算垂直弯矩： 22648.7 166107684.2avvmf ln mm111297.5 83107692.5avvmf ln mm求水平面的支承力： 2112166 5347.23564.883 166thl ffnll215347.23564.81782.4hthfffn计算、绘制水平面弯矩图： 113

41、564.8 83295878.4ahhmf ln mm221782.4 166295878.4ahhmf ln mm求 f 在支点产生的反力： 31121492.2 143.586083 166fflfnll21860 1492.22352.2fffffn求 f 力产生的弯矩： 231492.2 143.5214130.7fmfln mm11860 8371380mffmf ln mm求合成弯矩图（图）：27l1l2l3frftff1hf2hf1ff2ffabcdemnfmmft3f2vf1v图 低速轴合成弯矩图27考虑最不利的情况；把与相加mfm22avahmm222271380107684

42、.2295878.4386244.9ammfavahmmmmn mm222271380107692.5295878.4386247.8amafavahmmmmn mm求危险截面当量弯矩由图可见处截面最危险，其当量变矩为：（取折合系数 mm）0.6223225386244.90.6 7.7 10602187eammmtn mm计算危险截面处轴的直径：331602187 55ebmdmm考虑到键槽的影响，取1.05 47.850.19dmm因为，所以该轴是安全的。568dmmd7.6、轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向61060hclnp载荷的作用，所以，取，按最不利考虑，则有rpf322111221297.53564.88604653.6rvhfpffffn则336633101057.2 10767684.46060 40.44653.6hclhnp所以轴上轴承是适合要求的。7.7、键的设计与校核根据，150dmm568dmm537.7 10tn m查附表2，5.14150 58dmm565 75dmm则取键，16 10