塔式起重机行走部减速装置设计书

塔式起重机行走部减速装置设计书计算及说明结果—、设计任务书1、设计条件L=10000hhL=10000hh2）工作情况减速装置可以正反转，载荷平稳，环境温度不超过40°C；3）运动要求运动速度误差不超过5%；4）使用寿命忙闲程度中等，工作类型中等，传动零件工作总数104小时，滚动轴承寿命4000小时；5）检修周期500小时小修；2000小时大修；F=1600NV=0.7m/sD=350mmF=1600NV=0.7m/sD=350mm7）生产厂型中型机械制造厂。2、原始数据号运行阻力（KN）运行速度（m/s）H21.60.7车轮直径（mm）350启动系数kd3、设计任务1）设计容电动机选型；减速机设计；开式齿轮传动设计；传动轴设计；轴承选择计算；键、联轴器选型设计。2）设计工作量减速器装配图一（A1）；零件图2（A3），分别为高速级输入轴和输出轴上大齿轮；设计说明书一份。3）设计要求至少一对斜齿。传动装置总图分流式二级4圆柱齿轮减速器分流式二级4圆柱齿轮减速器1—电动机；2—减速器；3—传动轴；4—开式齿轮传动；5—车轮；6—轨道计算及说明结果二、传动方案的拟定1）行走部由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3,在经联轴器4传至开式齿轮5,带动车轮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。2）根据机构工作计算车轮转速,vx60xlOOO0.7x60xlOOO.n===38.2r/mm兀D3.14x350备用1500r/min的Y系列电动机，因此初步计算总传动比i-1420-37.17。查设计书表5-1选用二级分流式圆柱齿轮减38.2速器。3）为加工方便采用水平剖分式。4）由于高速级转速较高且无轴向力，故选用深沟球轴承；中、低速级选用圆柱滚子轴承。5）电动机和输入轴，工作机构和输出轴均选用弹性套柱销联轴器。

计算及说明结果二、电动机的选择

计算及说明结果查得公式p=Fv/1000耳（kw）式中F=1.8KN,v=0.7m/s，式中n为总效率。查表9-1知：滚动轴承效率耳二0.98，齿轮效率耳二0.97，联12轴器效率n二0.99，车轮效率耳二0.90。得总效率34n二0.993x0.996x0.973x0.90二0.728。故p=1.6x0.7/1000x0.728=1.538kw由题目一直条件取K=1.4,则电动机所需额定功率P>KP=2.153kw查表16-2得：Y系列1500r/min电动机的具体牌号为Y100L2-4型，额定功率为3kw，满载转速为1420r/min。四、计算总传动比及其各传动比分配已知：运行速度v=0.7m/s满载转速为1420r/min则：利用公式计算工作机的转速为n'=vx60x1000=38.2r/minnD故总传动比为：i=n/n'=37.17对于分流式减速机，起传动比应逐级递减，故高速级传动比i=5.05、中速级传动比i=3.95，低速级传动比i=1.86。123五、计算传动装置运动参数1）各轴转速计算从减速器的高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴，电动机轴记为0轴，输出轴为4轴，连接车轮的轴记为5轴。n=n=1420/1=1420r/min01n=n/i=312r/min211n=n/i=79r/min322n=n=79r/min43n=n/i=38.35r/min5432）各轴功率计算

计算及说明结果P=P-01x0.98=2.94(KW)P=Pnn=2.94x0.98x0.97=2.79(KW)101:2p=Pnn212=2.79x0.97x0.99=2.6793(KW)p=pnn=2.679x0.97x0.99=2.573(KW)3223P=Pnn=2.604X0.98X0.99=2.496(KW)4313p=pnn542=2.496x0.97x0.99=2.3973(KW)3）各轴扭矩计算T=9500P/n=19.77(N.m)000T=9500P/n=18・76(N.m)111T=9500P/n=91.08(N.m)222T=9500P/n=359(N.m)333T=9500P/n=301(N.m)444T=9500P/n=592.4(N.m)5554）各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速n(r/min)输出功率P（KW）输出扭矩T(N.m)014202.9419.77114202.7918.7622812.67991.8371.12.573359471.12.496301538.212.397592.4六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮设计：1）选择齿轮材料，确定许用应力

计算及说明结果由教材表6..2选小齿轮40cr调质大齿轮45正火2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按v=（0.013〜0.022）件何斤估取圆周速度v=3.56m/s1v=3.56m/s1查表6.7、表6.8（教材）选取小轮分度圆直径d，1由式6-15（教材）得dJj\ZZZZ)'H丿22KT(u+1)11q©ud齿宽系数*参考表6.9（教材）d申=1.2d*=1.2d按齿轮相对轴承为非对称布置z=27小轮齿数z=2711大轮齿数z=z.i=136.3211z=1372齿数比u'=z/z=5.0721u'=5.07小轮转矩T=198.77T=T/2=198.77N/mm2111初定螺旋角P二19。0N/mm2P二19。载荷系数K二KKKKAVaP0-使用系数查表6.3（教材）K二1AK二1A-动载系数由推荐值1.05~1.4K二1.1K二1.1VV-齿间载荷分配系数K二1.21.0~1.2a-齿向载荷分布系数由推荐值1.0~1.2

计算及说明结果K二1.1PK二1.2aK二KKKK=1.452AVaP材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢Z二189.8I1Ne/mm2K二1.1P节点区域系数Z查图6-3（教材）Z二2.4HH重合度系数Z由推荐值0・75~0・88,Z二0.8K=1.452££螺旋角系数ZZ=Jcosp==0.972Z=E189.8\N/计/mm2许用接触应力[a]由式6-6（教材），H「-ia[a]=—ZHSNZ=2.4HHmin接触疲劳极限a查图6-4（教材）Z=0.8Hlim小齿a=750N/mm2Z=0.972HlimlP大齿a=700N/mm2Hlim2接触强度寿命系数Z应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮N循环次数N1=60.nj.L=8.82x108hN二N/i=1.7x108211查图6-5（教材）得Z=1・18N1Z=1・02N2接触强度最小安全系数S=1.2HminZ=1.18则N1[a]=ax1.18/1.2=625N/mm2Z=1.02N2H1Hlim1[a]=ax1.11/1=595N/mm2H2Hlim2S=1.2Hmin取较小的一个，即a=595N/mm2H

计算及说明结果综上，‘31\ZZZZ)22KT(u+1)d>1F-He0=27.54mm11qdu法面模数m-dcos0/z-0.99取标准m-1.5n11nb=H中心距a-m(z+zn1)/(2cos0o)=125圆整2595N/mm2a=130d=27.54mm1分度圆螺旋角0=arccos[m(z+z)/2a]=19。n12分度圆直径d=mz1n/cos01i-42.8mm,圆整取42mm齿宽b二d$=50.4圆整取55mma=130大轮齿宽b=b=55mm2小轮齿宽b=b+(5〜10)12d-42mm1b二60mm1b=55mm由式6-16（教材）得3）齿根弯曲疲劳强度校核计算2KT]Q-―YYYY<laFbdmFaSae0F1nb—60mm当量齿数1z-z/cos30—v1131.21z-z/cos30-156.06v22查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数小轮Y-1.83Y-2.13Sa1Fa1大轮Y—1.63Y-2.52Sa2Fa2不变位时，端面啮合角a'-二arctan(tan20。/cos0)-21.15。Y-1.83Sa1端面模数m-m/cos0-1.55mmY-2.13fnFa1

计算及说明结果重合度8=1/2兀zCana-tana')+z(tana-tana')1=1.69Y=1.63a-1at1t2at2t」Sa2重合度系数Y二0.25+0.75/8二0.6948aY=2.52Fa2螺旋角系数Y,推荐0.85~0.92选0.89Pa'=21.15°2KTYb=1—YYYY=43.3N/mm2F1bdmFa111nSa180m二f=1.55mm2ktb=1-YYYY=45.3N/mm2F2bamFa2Sa280Y=0.69421n0许用弯曲应力[b]由式6-12（教材），[b1b]=YYFFSNXFminb,b满弯曲疲劳极限b查图6-7（教材），双向传动乘以0.7F1F2Flim足b=420N/mm2Flim1b=371N/mm2Flim2弯曲强度寿命系数Y查图6-8（教材）NY=Y=1N1N2弯曲强度尺寸系数Y查图6-9（教材）（设模数Xm小于5mm)Y=1X弯曲强度最小安全系数SFminS=1.4Fmin则[b]=300N/mm2F1[b]=265N/mm2F2综上知，齿轮弯曲强度满足大齿分度圆直径d=mz/cos0=217mm，2n2圆整取218mm根圆直径dd=d一2h=40.5mmff11f

计算及说明结果d=d—2h=214.5mmf22f顶圆直径dd=d+2h=46mmaal1ad=d+2h=220mmd=218mma22a2d=40.52、低速级齿轮设计：f1由表6.2（教材）选d=小齿轮40cr调质f2大齿轮45正火214.5mm许用接触应力［a］由式6-6（教材），［a］=^-HHmZd=46mmHHSNa1Hmin解除疲劳极限a查图6-4（教材）d=220mma2Hlima=700N/mm2Hlimla=600N/mm2Hlim2接触强度寿命系数Z应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮N循环次数N=60njL=60x284x1x10412h=1.41x108N=N/i212N=4.12x1072查图6-5（教材）得Z=1.18N1Z=1.11N2接触强度最小安全系数SHmin取S=1Hmin则Z=1・18N1[a]=700x1.18/1=826N/mm2Z=111H1N2

计算及说明结果[b]=600X1.11/1=666N/mm2H2则b=666N/mm2H许用弯曲应力[b]由式6-12（教材）,[b]^-FiimYYFFSNXFmin弯曲疲劳极限b查图6-7（教材），双向传动乘以0.7Flimb二378N/mm2Flim1b二295N/mm2Flim2弯曲强度寿命系数Y查图6-8（教材）N二Y二1N1N2弯曲强度尺寸系数Y（由机械设计课本）查图6-9（设模数m小X于5mm）=1X弯曲强度最小安全系数SFminS=1.5Fmin则[b]二378x1x1/1.5二252N/mm2F1[b]二294x1x1/1.5二210N/mm2F2因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按v=（0.018）nJP7T估取圆周速度11N1v=l・O8m/s1t参考表6.7、表6.8（教材）选取II公差组8级小轮分度圆直径d，由式6-15（教材）得1bH1=666N/mm2II公差组8级

计算及说明结果,T(ZZZZ)22KT(u+1)di'J亍u1VH丿d齿宽系数申(由机械设计课本)参考表6.9d申二1.2d按齿轮相对轴承为对称布置小轮齿数25大轮齿数z二iz二98.75，取Z二992112齿数比u=z/z=3.9621小轮转矩T=9.55x106P/n=90086N/mm11载荷系数K二KKKKAVaP-使用系数查表6.3(教材)K二1A-动载系数由推荐值1.05~1.4K二1.2VZ二992u=3.96T二190086N/mmK二1AK二1.2V

计算及说明结果计算及说明计算及说明结果-齿间载荷分配系数1.0~1.2K二1.1a-齿向载荷分布系数由推荐值1.0~1.2K二KKKK=lx1.2x1.1x1二1.32AVa卩材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢Z二189.8.'W—ey/mm2节点区域系数Z查图6-3Z二2.5HH重合度系数Z由推荐值0.75~0.88，Z二0.8££K=1.32ZZZZ）El-H£P国1丿H722KT（u+1）…1=43.17mm©ud189.8jn/mm2Z=2.5HZ=0.8£法面模数m=d/z=1.79取标准11m=2.5分度圆直径d=mz=62.5mm，圆整取70mm11d=mz=247.5mm22中心距a=m（z+z）/2=150mm12齿宽b=d©=75mm1d大轮齿宽b2=b=80mm小轮齿宽b=b+（5〜10）12b=80mm1由式6-16（教材）得c=YYYY<la]FbdmFasaspf1n查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数d>343.79mm1m=2.5d1=62-5a=150b=75b2=75b=80mm1计算及说明结果小轮Y—2.65小轮Y—1.58Sa1Fa1大轮Y—2.19大轮Y—1.78Sa2Fa2重合度s=1/2兀「zCana-tana')+zCana-tana'丿1—1.12a-1at1t2at2t」重合度系数Y—0.25+0.75/s—0.694s=1.12saa故Y—0.6942KTsb—YYY—92.2N/mm2F1bdmFa1Sa1s11nb-竺YYY—93.6N/mm2F2bdmFa2Sa2s21n根圆直径dd—d-2h—53.5mm满足强度ff11fd二d—d-2h—233.75mmf1f22f53.5mm顶圆直径dd—d+2h—65mmd二—233.75maa11af2d—d+2h—245mmma22ad二-65mma1d二-245mma2

计算及说明结果3、开式齿轮计算：表6.2（教材）选小齿轮40cr表面淬火大齿轮45表面淬火由于是开式齿轮传动，主要形式是疲劳打断和齿面磨损，所只能进行弯曲疲劳强度计算，并将模数增加10%~20%考虑磨损的影响。许用弯曲应力[c]由式6-12（教材），[c]=^-FOmYYFFSNXFmin弯曲疲劳极限c（教材）查图6-7，双向传动乘以0.7Flimc二378N/mm2Flimlc二295N/mm2Flim2弯曲强度寿命系数Y查图6-8（教材）NY二Y二1N1N2弯曲强度尺寸系数Y查图6-9（教材）XY=1（初设模数小于5）X弯曲强度最小安全系数SFminS=2Fmin则[c]二378x1x1/2F1=245N/mm2[c]二395x1x1/2F2=197.5N/mm2因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按v=（0.013~0.022）nJF7T=0.4184八44估取圆周速度v二0.418m/sv=0.418m/s4t4t参考表6.7、表6.8（教材）选取II公差组8级II公差组8级小轮分度圆直径d，由式6-15（教材）得1计算及说明结果计算及说明结果>_TK22、丿z1±+齿宽系数申参考表6.9（教材）d甲=0.8d由于齿轮为非对称布置选小轮齿数z二281大轮齿数z二iz二1.55X28二43.4，211齿数比u=z/z=1.5521小轮转矩T=33209N/mm25载荷系数K二KKKKAVaP-使用系数查表6.3（）教材K=1.25A-动载系数由推荐值1.05~1.4取K二1.2V-齿间载荷分配系数1.0~1.2取K二1.1a-齿向载荷分布系数由推荐值1.0~1.2取K二1.1PKKKK二1.25x1.2x1.1x1.1二1.81材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢Ze=189叫甲=0.8dz二281z=43.42T=33209N/mm25K=1.25AK=1.2VK=1.1a节点区域系数Z查图6-3（教材）Z二2.4HH重合度系数Z由推荐值0.85~0.92,取Z二0.9££K=1.1PK=1.81ZE=叫NZ=2.4H计算及说明结果Z—0.98—3|(ZZZ)22KT(u+1)故d'{8—1、H丿0udd>102.16mm1齿轮模数m=d/z=3.64加大15%,11即m—m'x1.15=4.19取标准m=4.5小轮分度圆直径d=mz=126mmiim=4.5大齿分度圆直径d二—mz—195.3mmd—126mm221d—195.3mm圆周速度v—兀dn/60000112v—0.46m/s标准中心距a=m(z+z)/2—107mm12v—0.46m/s齿宽b=d0=100.8mm给b=100mmida—107mm大轮齿宽b=b=100mm2b=100mm小轮齿宽b=b+(5〜10)=105mm12b—100mm2由式6-10（教材）得b—105mm1Q—2KT1YYY<[c]FbdmFaSai8F查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数小轮Y—1.61小轮Y—2.55sa1Fa1Y—1.61Sa1大轮Y—1.725大轮Y—2.29Y—2.55Sa2Fa2Fa1Y—1.725Sa2重合度8a—1/2兀z1-1(tana-tana)+za1(tana-2a2tana)]Y—2.29Fa2—1.704重合度系数Y—0.25+0.75/8—0.698a8—1.704a从2KTv故c—YY—12.4N/mm2Y—0.698F1bdmFa111Sa1

计算及说明结果2KTb=hYY=5.4N/mm2F2bdmFa2Sa221根圆直径dd=d一2h=114.35mmffiifd=d-2h=184.05mmf22f顶圆直径dd=d+2h=204.3mmaa22a七、轴的设计计算轴的设计（一）.高速轴设计已知n=1420r/min,T=19.77N-mT'二T/2=9.885N-m1.求作用在齿轮上的力（斜齿）2T圆周力F二—i二0.45KNt1d1径向力F=七tan：n=0.16KNrcos卩轴向力F二Ftan0二0.17KNat法向力F=F/（cosacos0）=0.488KNntnb二12.4F1N/mm2b二5.4F2N/mm2d=114.35mf1md=184.05mf2md=204.3mma2F二0.45KNt1F=0.16KNrF=0.17KNaF=0.488KNn计算及说明计算及说明结果圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图所示t1r1al初步确定轴的最小直径。公式d>A3P（教材）oYnA=1100初选轴的材料为45#,调质处理。查表8.6（教材）A=110A=1100TOC\o"1-5"\h\zd-A3—-14.77mmminOnd=14.77mmmind=14.77mmmind>1.03d-14.19mmmin输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为(11)T-KT(11)caA查表14-1（教材），取K=1.3,则T=1.3X18.76N-mAca=24.38N-m根据T=22.5N-m及电动机轴径D=28mm,查标准caGB4323-1984,选用TL5型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径d=25mmmin轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案

■436'411Z「60■436'411Z「602ZT|""76134*"r41-根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）联轴器采用轴肩定位，查GB联轴器尺寸可知L=42mm，又因联轴器采用轴肩定位，肩高3.5mm,-II2）有前面传动方案分析知，初选深沟球轴承。根据d=30mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的-III深沟球轴承61907，故d二d=35mm-IVVII-VIII3）取d=37mm，根据小斜齿齿宽取L=L=76mmV-VIIV-VVI-VII4）由于箱体壁到轴承座孔端面的距离L=5+C+C+（5~10）mm（教材），取L=45mm，采1121用凸缘式轴承盖，则L=53mmII-iii5）选定齿轮端面到箱体壁的距离为16mm。根据角接触球轴承尺寸标准可知L=25mm（轴承多III-IV出轴外端面A=2mm）L=25mm3VII-VIII6）根据总的传动方案，参考大小斜齿齿宽及中速轴上直齿齿宽选定LvL诉115mm轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按d=25=mm，L=42mmi-iii-ii查GB/T1095-2003取bxhxl=8mmX7mmX33mm。校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图

载荷水平面H垂直面V支反力FR二R二470NH1H2R=载荷水平面H垂直面V支反力FR二R二470NH1H2R=R=190NV1V2弯矩M=27260N-mmHM=13570N-mmV总弯矩MM=30531.5N-mm扭矩TT=19570N-mm校核,=0.6,ca根据扭力弯矩图确定危险面并根据上表对危险截面进行以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力M=ca=4.9MPa-W前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2,8.9（教材）,得［g］=60MPa，因此bV［g］，故轴安全。—1ca—1caca（二）中速轴的设计与校核caca已知TII=91.8N-m,nll=281r/min求作用在齿轮上的力

F二F=293.7N，F二F=106N，F二F=130NTOC\o"1-5"\h\z12t1r2r1a2al2TIIF二=2937.3Nt3d3F=Ftan2Oo=1069Nr313轴上力的方向如下图所示轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径，方法同上，选取轴的材料为45钢,

调质处理。查表8.6(教材)，取A=110，于是得0d>AX3d>AX3minnilmm=24.64mm。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，参考GB,取d=30mmmin3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图(2)确定轴的各段直径和长度根据d=30mm取d=30mm，轴承与齿轮1,3之间IIminI-II采用挡油环定位，取d=d=36mm，齿轮1与齿II-IIIV-VI

轮2之间用套筒定位，取d=42mm,齿轮2与3之-IV间采用轴环定位，查阅资料取h=5mm，则d=52mm,IV-V查资料知两齿轮之间间隙为10mm，计算得出L=7.5mm取L=105-3=102mm，则IV-VIII-IVL=62.5mmL=52mmII-IIIV-VI2）根据GB/T283-1994选NF206型圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的，则取L二L=42.5mm，II-1VI-VII3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通A平键连接查GB/T1095-2003取各键的尺寸为1、bXhXL=10mmX8mmX40mm2、bXhXL=10mmX8mmX70mm3、bXhXL=10mmX8mmX30mm中速轴的校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图载荷水平面H垂直面V载荷水平面H垂直面V支反力FR=R=支反力FR=R=872.15NH1H2R=R=298.5NV1V2弯矩M=365262.675HN-mmM=47080.75N-mmV总弯矩MM=368284.4N-mm扭矩TT=93950N-mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据扭力弯矩图确定危险面，并根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力阳2+㈣）2二51.2MPaGca前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2（教材）得[g]=60MPa，因此gV[g]，故轴安全。—1ca—1ca（三）低速轴（轴III）的设计已知TIII=359000N-mca求作用在轴上的力F二F=2901.1NF二F=1055N1413r4r3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。查表8.6（教材）取A=110,于是得0d>AXminP

d>AXminnil该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，根据GB选取联轴器的型号为TL8型。选取轴孔直径d=62mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径d/〃=40mm3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案57232125113349IV—IIIIII（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取dIX-X二dITI=40mm,LIX-X二Ll-II=81mm，考虑到避免干涉现象，联轴器采用套筒定位。因此取dW-W=43mm。联轴器外部用轴端挡圈固定。2）查GB,初选NF209型圆柱滚子轴承，故dlll-W二dW-训I=45mm3）轴承采用嵌入式端盖定位。考虑到端盖的轴肩定位，取dIV-V=60.4）考虑到齿轮采用轴肩定位，给dIII-V=55mm,LIII-V=100-3=97mm。齿轮的另一端采用轴套定位。给dllTII=50mm5）因为箱体壁轴的长度应相等，根据结构图，确定LII-III=86.5mmLV-V=83.5mm6）参考轴承宽度，以及轴承到箱体壁的距离取8mm.确定LV-W=25mm3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器采用普C连接，轴的周向定位采用普A连接，查GB得：1、3：bXhXL=16mmX10mmX60mm2：bXhXL=14mmX9mmX50mm校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图计算及说明计算及说明结果载荷水平面H垂直面VR二R载荷水平面H垂直面VR二R二1342.15NH1H2R=R=488.5NV1V2支反力FM=202664N-mmHM=73763.5N-mmV总弯矩M=215638.6N-mmM扭矩TT=306860N-mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力M2+（aT）2G二二22.49MPacaJW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2（教材）得[g]=60MPa，因此bV[g]，故轴安全。—1ca—1八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为L=2000hh1.输入轴承的选择与计算由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承，由于受力对称，只需要计算一个，其受力F=.：F2+F2=506.95N,F=0,£rr1t1a=3，转速n=1420r/min1）查GB知深沟球轴承的基本额定动载荷C=9500N，基本额定静载荷C=6800N02）求轴承当量动载荷P因为F=0,径向载荷系数X=l,轴向载荷系数Y=0,因工作a情况平稳，查表13-6（教材），取f=1.2，则pP=f（XF+YF）=228pra3）验算轴承寿命106(c¥X—60nIP丿=849000h>Lh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用角接触球轴承7007AC轴II上的轴承选择与计算由轴II的设计已知，初步选用角接触球轴承7010AC型，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力F=298.5N，F=0，rae=10/3，n=281r/min1）查GB知圆柱滚子轴承的基本额定动载荷C=19500N，基本额定静载荷C=18200N02）求轴承当量动载荷P因为F=0,径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作a情况平稳，查表13-6（教材），取P=f（XF+YF）=298.5NTOC\o"1-5"\h\zpra3）验算轴承寿命106（CL=——x—=66000000h>Lh60nJP丿h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用角接触轴承7010AC型。输出轴上的轴承选择与计算由轴III的设计知，初步选角接触球轴承7010型，由于受力对称，只需要计算一个，其受力F=JF2+F2=488.5N，F=0，er耳r414a=10/3，转速n=91.8r