二级分流式减速器计算说明书机械设计基础课程设计

1、文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.机械设计基础课程设计二级分流式减速器计算说明书题目运输带传动设计指导教师张旦闻院系机电工程系班级B100303学号B姓名张阳羊3目录目录错误!未定义书签。第一章设计任务书错误!未定义书签。第二章传动方案拟定错误!未定义书签。第三章电动机的选择错误!未定义书签。3.1 选择电动机类型错误!未定义书签。3.2 选择电动机的容量计算错误!未定义书签。3.3 电动机转速选择及型号确定错误!未定义书签。第四章传动装置总体设计错误!未定义书签。4.1 计算传动比及分配各级传动比总传动比错误!未定义书签。4.2 计算传动装置的运动和动力参数错误!

2、未定义书签。第五章皮带轮设计错误!未定义书签。第六章齿轮传动设计错误!未定义书签。6.1 高速级齿轮传动设计错误!未定义书签。6.2 低速级齿轮传动设计错误!未定义书签。第七章轴的设计错误!未定义书签。7.1 中速轴(II)的设计错误!未定义书签。7.2 高速轴(I)的设计错误!未定义书签。7.3 低速轴(田)设计错误！未定义书签第八章轴的校核错误!未定义书签。第九章轴承的选择和校核计算错误！未定义书签。9.1 高速轴I上的轴承选择与计算错误！未定义书签9.2 中速轴II上的轴承选择与计算错误！未定义书签9.3 低速轴加上的轴承选择与计算错误！未定义书签第十章键连接的选择与校核计算错误！未定义

3、书签。第十一章减速器附件设计错误！未定义书签。第十二章润滑方式及密封形式的选择错误！未定义书签。第十三章箱体设计错误！未定义书签。第十四章总结错误！未定义书签。第十五章参考文献错误！未定义书签。第一章设计任务书项目内容结果1.1工作条件连续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。两班制工作，3年大修，使用期限10年（卷筒支撑及卷筒与运输带之间摩擦影晌在运输带工作拉力F中已考虑）。1.2力口工条件生产20台，中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮。1.3设计工作量减速器装配图1张（A0或A1）零件图13张设计说明书1份1.4设运输带工作拉力F(N):F4000N运输带工作速V(m/s):v1.1

4、m/s卷筒直径D(mm):D300mm文档来源为：从网络收集整理.word版本可编辑.欢迎下载支持.第二章传动方案拟定卷筒由电动机驱动，电动机1通过V带2将动力传入减速器3,在经联轴器4传至输送机滚筒5,带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器，结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动传动方案见图1。21图1.运输机传动方案设计1-电动机2T带传动A二级圆柱箝齿轮摩速器4-联轴察5-卷筒6-运楼带两级分流式圆柱斜齿轮减速器第三章电动机的选择项目内容结果3.1选择电动机类型按已知工作条件和要求查1表12-1

5、,选用Y系列一般用途的三相异步电动机3.2选择电动机的容量计算求PW,nw卷筒所需总功率PwcFv40001.1PWkw4.4kw10001000卷筒的转速nwv1.160nwr/min70r/minD0.3Pw4.4wnw707min(2)求电动机至滚筒之间传动装置的总效率为：2321234式中1,2,3,4分别为传动系统中带传动、每对轴承、圆柱齿轮传动及联轴器传动的效率，查1表1-7的1=0.96、2=0.99、3=0.98、4=0.993323212340.960.990.980.9930.891=0.962=0.993=0.984=0.9930.89(3)求Pd所福电动机的功率Pd:P

6、dPkw4.49kw0.89查1表12-1取额定功率P额：P额=5.5kwPd4.49kw%=5.5kw3.3电动机转速选择及型号确定求nd,该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅2表2-3传比为底=闹2840查1表13-2得V带传动比i带24卷筒转速nw70n/min电动机转速口选范围nd，nd，nwi齿i带70281120r/minnd，1120-11200/minndnwi齿i#7044011200r/min(2)确定型号可见同步转速为1500r/min,3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1500r/min,3000r/min的两种电动机进行比较，如卜表3-1表3-1电动

7、机技术数据比较Y132S-4方案电动机型号额定功率P/kw电动机转速n/(n/min)最大转矩-额定转矩质量/kg同步转速港减转速1Y132S1-25.5300029002.3642Y132S-45.5150014402.268综合考虑电动机和传动转至尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选择Y132S-4型电动机。电动机的外形、安装尺寸见表2表3-2电动机的外形、安装尺寸型号ABCDEFGHY132S-4216178890.018380.002801033132KABACADHDBBL12280270210315200475第四章传动装置总体设计项目内容结果4.1计年二传动比及分配各级传动

8、比总传动比总传动比n1440inm144020.57nw70i20.57分配传动比查1表13-2取i带=2.2i20.57i齿9.35i带2.2由2用得分流式减速器中取i1(1.21.3)i2,这里取图速级传动比i11.九，则低速级传动比为i2”-i11.3i2i13.48i22.68i13.48i22.684.2计算传动装置的运动和动力参数各轴转速nmnnn电动机轴为轴m,减速器图速级轴为轴I,中速轴为轴n,低速级轴为轴田，滚筒轴为轴V,则nm1440r/minn-1440nIr/min654.54r/min1 带2.2n654.54nr/min187.87r/min11 3.484n187

9、.87一.nr/min70.1r/min12 2.68卷筒转速在运输带允许误差5%之内，合适nm1440/minn654.54rminn187.87min70.1/min各轴功率PdPPPPd4.94kwPIFd04.940.96kw4.74kwPIIPIPd04.940.960.990.98kw4.6kwPd4.94kwP4.74kwP4.6kwP4.46kwPiiiPiiPd04.940.960.990.980.990.98kw4.46kw各轴转矩TdTTTPn4.94Td95509550Nm32.76Nmn01440TiTdi带032.762.20.96Nm69.19NmTiiTii1T

10、di带0i132.762.20.963.4840.990.98Nm233.88NmTiiiTii2Tdi带0i1i232.762.20.963.4840.990.982.680.990.98Nm608.13NmTd32.7NmT69.1NmT233.8NmT608.113m第五章皮带轮设计项目内容结果1.求Pc查3表13-8得：KA1.2PcKaPd1.24.94kw5.93kwPc5.93w2.选V带型号选用普通V带,由Pc5.93kw,nm1440r/min查3图13-15得此坐标位于A型区域内A型3.求人小带轮基准直径查3表13-9得d1应/、小于75mm现取d1100mm由3式13-9

11、得nm1440d2d1(1)100(10.02)mm215.6mmn654.54取d2224mm,其误差小于5%,故允许d1100mmd2224mm4.验算带速vdg1001440/,vm/s7.54m/s6010060100带速在525m/s范围内，合适v7.54m/s5.求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a01.5(d1d2)1.5(100224)mm486mm取a0500mm，符合0.7(d1d2)a02(d1d2)由3式13-2得带长(d1d2)2Lo2a&d2)12724a2(100224)2500(100224)-mm245001516.63mm查3表13-2对A型带选用L

12、d1600mm再由3式13-16计算实际中心距LdL016001516.63aa0d0500541.7mm542mm22Ld1600nma542nm6.验算小带轮包角11180o-d2d157.3o由3式13-1得ao224100ooo18057.3166.89120542合适合适由3式13-15得：zPC(BB)KKl根据nmd11440r/min100mm，查3表13-3得：P01.32kw,7.求V带根数Z查3表13-3得:传动比id2d1(1)100224(10.02)2.29查3表13-5得:P00.17kw由1166.89o查3表13-7和表13-2得K097K0.99PC5.93

13、z(P0P0)KKL(1.320.17)0.970.994.14由式13-17得：单根V带初8.求作拉力用在带匚500Pc/2.5八2F。(1)qv5005.93(轮轴上zvK57.54的压力作用在带轮轴上的压力Fa为：FaFa2zF0sin25179.74sin查3表13-1得:q0.1kg/m,2521)0.17.542129.74N0.97F0129.7NFa1288.9Na166.89一1288.92N2小带轮工作图，见图5-13.2图5-1小带轮工作图9.带轮结构尺第六章齿轮传动设计项目内容结果6.1高速级齿轮传动设计选择材料、精度及参数按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，带式

14、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88查图表3表11-1,选择：小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为217286HBsfe1600MPaHlim1700Mpa大齿轮材料为45钢（调质），硬度为197286HBsFE2450MPaHlim2600MPa查3表11-5取Sh1,.Sf1.25,齿轮弯曲疲劳许用应力H1-Hm1700700MPaH1Sh1H2-H600600MPaSh1则H=（H1+H2）/2=（700+600）/2=650MPa齿轮接触疲劳许用应力0.7FE10.7600ccicF1FE1336MPaSF1.250.7FE20.7450F2FE2252

15、MPaSF1.25小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBSSh1SF1.25H650MPaF1336MPaF2252MPa（2）按齿面接触强度设计依式*uJZHZEZ计算ydu1h1）确定公式内各计算数值a.载荷系数K1初选载荷系数Ki1.9K11.9b.小、大齿轮齿数Zi、Z2,齿数比Ui初选小齿轮齿数乙25,i23.484则人齿轮齿数Z2乙i2253.48487.i，取Z288实际齿数比：uiiiZ2/Zi88/253.52Zi25Z288u13.52C.小齿轮传递的转矩TiTiT/269.i9/2Nm34.6NmTi34.6Nmd.选

16、ZH、ZE查3(Pi7i)选取节点区域系数Zh2.5查3表ii-4弹性系数ZEi89.8Zh2.5ZE189.8e.螺旋角及其系数Z初选螺旋角：i5o螺旋角系数：ZJcosJcosiS0.96615oZ0.966f.。系数di由3表ii-6知，软齿面、对称分布取：di0.8-d0.8g计算小齿轮分度圆直径dit按式计算小齿轮分度圆宜径ditd1t47.71mm,J2i.934.6i033.52i2.5i89.8Jcosi5d1t3mm丫0.83.5265047.7imm2)计算圆周速度ViVd1tn/60i000=3.i4X47.7iX654.54/(60Xi000)m/s=i.64m/sV1

17、1.64m/s3)计算齿宽b及模数mntbdd1t0.847.7imm38.i7mmmntd1tcos/Z147.71cos15/251.84mmh2.25mnt2.251.84mm4.14mmb/h38.17/4.149.22b38.17mmmnt1.84mm4）计算载荷系数Ki根据有轻微冲击，使用系数Ka1.25;根据V=1.64m/s,7级精度查4图9-23得动载系数Kv1.09；查4表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数Kh的值与直齿轮相同得：KH1.170.18b/d120.47103b1.3;查4图10-13得弯曲强度计算齿向载荷系数：Kf1.23；查4表10-3得齿间载荷分布系数：K

18、hKf1.2则载荷系数K1KAKVKHKH1.251.091.21.32.13KA1.25Kv1.09KH1.3KF1.23KhKF1.2K12.135）按实际载荷系数校正所得分度圆直径d1，八忆一12.13由式ddt31一得：d147.71349.57mm、KtV1.9d149.57mm按齿根弯曲疲劳强度设计按式mn1j2KT1cosY立计算,dZF1）确定公式内各计算数值a.载荷系数K1K1KAKVKFKF1.251.091.21.232.01K12.01b.计算当量齿数Zvi、ZV2ZV1Z1/cos325/cos31527.74一一，3一一，3Zv2Z2/cos88/cos1597.6

19、5ZV12第c.齿形系数查3图11-8YF12.66,YF22.23YF12.66YF22.23d.齿根修正系数查3图11-9YS11.61,YS21.78Ys11.61Ys21.78e.计算大小齿轮的YfYsF并加以比较YF1YS1=2.66X1.61/336=0.01275F1YF2YS2=2.23X1.78/252=0.01575,F20.01275Z292mn12Zi26Z292几何尺寸计算1）中心距mM(Z1Z2)2(2796)a1122.16mm2cos2cos15将中心距圆整为122mma1122mm2）修正螺旋角按圆整的中心距修正螺旋角arccosmnllZ_Z22arccos

20、2（26-92）16.392a12122因值改义/、多,故参数a,K,ZH等/、必修正3）计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2d1Z1mn1/cos262/cos14.71o54.2mmd2Z2mn1/cos922/cos14.71o191.79mm圆整后取d154mm,d2192mmd154mmd2192mm4）计算齿轮宽度b1、b21bldd10.854.243.36mm圆整后取b245mm,b150mmb245mmb150mm将各参数代入3式（11-8）得验算齿面接r2KTu1_joociRd61c3R4*?1HZEZHZ189.82.5/cos16.39t；L,安全EHVbd1u1V45

21、5423.52触强度=542.22MPaH=650MPa安全（6）齿轮d1n54654.54,”，vm/u1Khrnq的圆周vim/si.ujim/s6010060100适宜速度对照3表11-2选7级精度是适宜的结构由2mme小齿轮做成齿轮轴，设计由160mmda2500mm,大齿轮米用腹板式结构6.2低速级齿轮传动设计按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88查图表3表11-1,选择：小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为217286HBsFE3600MPaHiim3700MPa小齿轮材料为40Cr（调大齿轮材料为45钢（

22、调质），硬度为197286HBs质），硬度为FE4450MPaHlim4600MPa260HBS大齿轮材料查3表11-5取Sh1,.Sf1.25,齿轮弯曲疲劳许用应力为45钢（调质），硬度为选择材料、精-HJ也700700MPaSh1220HBSSh1度及参数Hlim2600AnnMpSF1.25h4600MPaSh1H650MPa则H=(H3+H4)/2=(700+600)/2=650MPaF3336MPa齿轮接触疲劳许用应力F4252MPa0.7FE10.7600ccicF3336MPaSF1.250.7FE20.7450F3FE2252MPaF3SF1.25（2）按齿面接触依式d3t3肛

23、3.2计算强度设Vd2U2H计1）确定公式内各计算数值a.载荷系数K2初选载荷系数K21.3K21.3b.小、大齿轮齿数Z3、Z4,齿数比U2初选小齿轮齿数Z330,i22.68则人齿轮齿数Z4Z3i2302.6880.4，取Z281实际齿数比：U2i2Z4/Z381/302.7Z330Z480u22.7c.小齿轮传递的转矩T3T3T233.88NmT3233.88Nmd.选ZH、Ze查3（P171）选取节点区域系数Zh2.5查3表11-4弹性系数ZE189.8Zh2.5ZE189.8f.齿宽系数d2由3表11-6知，软齿面、对称分布取：d20.8-d20.8g.计算小齿轮分度圆直径d3t计算

24、小齿轮分度圆宜径d3t21.3233.881032.712.5189.82d3t3mmV12.760086.69mmd3t86.69mm2）计算圆周速度ViV3d3tn/6010003.1486.69181.87/(601000)m/s0.83m/sV30.83n/s3）计算齿宽b及模数mntbd2d3t0.886.69mm69.35mmmntd3t/Z386.69/302.9mmh2.25m3t2.252.9mm6.5mmb/h86.69/6.513.34b69.35mmmnt2.9mm4）计算载荷系数Ki根据有轻微冲击，使用系数：Ka1.25;根据V=0.83m/s,7级精度查4图9-23

25、得动载系数：Kv1.05；查4表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数：,23Kh1.170.18b/d10.47103b1.32;查4图（图10-13）弯曲强度计算齿向载荷系数得Kf1.62;查4表（表10-3）得齿间载荷分布系数KhKf1则载荷系数K2KaKvKhKh1.251.0511.321.73Ka1.25Kv1.05Kh1.32Kf1.62KhKf1K11.735）按实际载荷系数校正所得分度圆直径d3d395.35mm由式ddt3KTJ1.73一得：d386.69395.35mmKtV1.36）模数m3m3d3/Z398.35/30mm3.28mmm33.28mm按齿根弯曲疲劳强度设计按

26、式mn332KT7d计算d3Z3F1）确定公式内各计算数值a.载荷系数K2K2KaKvKfKf1.251.0511.622.13K12.13b.齿形系数查3图11-8YF32.6,YF42.25Yf32.6Yf42.25c.齿根修正系数查3图11-9YS31.63,YS41.77Ys31.63Ys41.77d.计算大小齿轮的YF3YS3=2.6X1.63/336=0.01261F3大齿轮送工值大FYfYsF并加以比较YF4YS4=2.25X1.77/252=0.01580,F40.012612.13)=34.236mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查参考文

27、献1中表7-12选毡圈35,则d2=35mm该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选d2=35mm用深沟球轴承。根据d235mm,查GB/T276-1994初步取0(3)轴承与轴段及轴段组游隙，0级公差的深沟球轴承6008,其尺寸为dxDXB=40mr68mmK15mm,内圈定位轴肩直径da46mm,外圈定位内径Da62mm,故取轴段的直径d340mmo轴承用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。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箱体内壁距离取10mm,齿轮2左c7d3端面与箱体内壁跑离与齿轮2/右端面与箱体内壁跑离均取为112mm,贝UL3B11

28、5101237mm通常一根轴上的两个轴承应取相同相同的型号，则d7d340mmL7L337mm齿轮与轴段和该段、上安装齿轮1和1为便于齿轮的安装，d4应略大于d3,可初定d442mm,则由参考文献1中表4-1知该处键的截面尺、为bxh=12mrH8mm由于542X42故该轴设计成齿轮轴，则有d4d6df154mm,L4L6b50mmd4c654mmL4l_65cmm轴段由112mm、低速小齿轮齿竟b85mm,则：L5BX21L4L6219212505099mm该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，则d548mmd548mmL599mm(6)轴段的长度该轴段的长度除与轴上的零件有美外，还与轴承座

29、宽度有美及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为：LCiC2(510),由参考文献1中表111知，下箱座壁厚：0.025a30.02518237.55mm8mm,取9mmo由参考文献1中表151知：地脚螺旬直径df0.036a120.0361821218.552mm,取地脚螺栓为M18d10.75df13.914mm,则取轴承旁螺栓直径为M14查参考文献1中表112知C120mm、C218mm,则箱体轴承座宽度LqC2(510)920185105257mm取L53mm0d2(0.50.6)df9.2811.13mm,则取机盖与机座连接螺栓直径为M1Qd3(0.40.5)df7.429.28mm,则

30、取轴承端盖直径为M8L53mmL2=73mme1.2d39.6mm,则取轴承端盖凸缘厚度e10mm,取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t2mm为方便在不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面距轴承端面表面跑离l20mm,带轮采用腹板式，螺栓的装拆空间足够。则B带轮LjgL2LeltB2t280585310202101571mm2轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=31.8mm则由图7-4所示可得轴的支点及受力点间的跑离为八L带轮B5815AL271107.5mm2222QIBL41550BiL33754.5mm2222L4L65050C1L599

31、149mm2222BL61550D1L73754.5mm2222A99.5mmB154.5mmC1148mmD154.5mm4.轴上零件的周向定位带轮与轴段间米用C型普通平键连接，按L1=55mmd130mm查1图表4-1取各键的尺寸为：轴段选键：bxhxL=C10mm8mme45mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m65.确定轴上圆角和倒角尺寸查1表1-27,取轴端倒角为1.5X45,各轴肩处圆角半径为R17.3低速轴（田）设计项目内容结果已知已知低速轴的传递功率P3=4.64kW转速n3=70.1r/min,转矩T608.13Nm齿轮4分度圆直径d4266mm,齿轮宽度b480

32、mm1.求作用在齿轮上的力Ft4Ft34773.1NF.4F.31737.25N弓44773.N总1737.25根据式dCpmm初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查3图表14-2,取C115,得2 .初步确 定轴的最 小直径dill min4.46d11minC3-1153/mm45.91mmnii70.1该轴直径d100mm,有一个键槽，轴颈增大5%-7%,安全起见，取轴颈增大5%Ud111min1.05d111min1.0545.91mm48.21mm拟定轴上零件的装配方案如图所示7-5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度3.轴的结 构设计A1图7-5低速轴上零件的

33、装配方案该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号查3图表17-1,取Ka=1.5,则TcIIIKAT川1.5608.13Nm912.2Nm(1)联轴 器和轴段d8 50mmL8 82mm根据Tciii912.2Nm,查1表8-7标准GB/T5014-2003考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用LX4型弹性柱销联轴器，J型轴孔，选取轴孔直径d=50mm其轴孔长度L=84mm则轴的最小直径d111min50mm,相应的轴端的直径d850mm,取长度略小于毂空宽度取Lg82mm(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，

34、轴肩高度h(0.070.1)d1(0.070.1)503.55mm。轴段的轴径d7d82h5760mm,最终由密封圈确定。该处轴的圆d760mm周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查参考文献1中表7-12选毡圈60,则d7=60mm轴承与轴段和根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6013,其尺寸为dXDXB=65mm(100mme18mm内圈定位轴肩直径da72mm,外圈定位内径Da93mm故d1d665mm轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环宽度初定为B=22mm故LL6BB1182240mmd1d665mmL1L640mm轴段长度轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承

35、座宽度及轴承端盖等零件肩关。轴承端盖连接螺栓为M8X25,其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故联轴器轮毂端面的距离为l218mm0由轴承端盖凸缘厚度e10mm,取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t2mm!U有L7Lel2tB5310182101855mmL755mm齿轮与轴段该段上安装齿轮4,为便于齿轮的安装，d3应略大于d2,可初定d370mm,齿轮4轮毂的宽度范围为(1.21.5)d3=84105mm取其范度为B4轮毂=85mm,其右布米用轴肩止位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取L382mmd370mmL382

36、mm轴段齿轮4右端采用轴肩定位h(0.070.1)d3(0.070.1)704.97mmb1.4h6.689.8mm,取L4b8mm轴段的轴径d4d32h79.884mm,取d480mmd480mmL48mm(6)轴段和轴段轴承采用套筒定位，取d268mm,jpA9Q22385L2cc(B1)23小c2222(2210)2358mmd268mmL258mmd572mm轴段轴承用轴肩定位，于是取d572mmBxB4轮毂、22385L5L4(Bi)22228(2210)49mmL549mm轴上力作用点的间距由图7-5所示可知轴的支点及受力点间的品目离为BxB22318ABi上一10130.5mm2

37、222A130mmB130mm(8)轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接d370mmL382mmd850mmL882mm查1图表4-1取各键的尺寸为：轴段选键：bXhXL=20mrH12mme70mm轴段选键：CbXhXL=16m*10m佛70mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6(9).确定轴上圆角和倒角尺寸查1表1-27,取轴端倒角为1.5X45,各轴肩处圆角半径为R1第八章轴的校核项目内容结果已知BxB22318A1B1一一_10130.5mm2222Ft4Ft34773.1NFr4Fr31737.25N求支承反力垂直囿支承反力F1VF2V星1732.25N868.25N22水平面支承反力F1HF2H4773.1N2386.55N22F力在支点产生的反力FK400073F1FN1118.77N2Al2130.5F2FFFf(40001118.77)N5118.77NF1VF2V868.25NF1F1118.77NF2F5118.77N(2)求弯矩垂直面弯矩MavF1VA1868.250.1305Nm113.31Nm水平向个矩MaHF1HA2386.550.1305Nm311.44NmF力在支点产生弯矩图M2FFK40000.073Nm292NmF在a-a截面力产生的弯矩为：MaFF1fA1118.770.1305Nm146Nma-a截面总弯矩