1、1机械设计课程设计计算说明书设计题目卷扬机传动装置设计粮油食品学院科学与工程专业系（院）班设计者 指导教师 2012 年 06 月 02 日河南工业大学2一、设计任务书 .3二、传动装置的总体设计 4（一）传动方案拟定 4（二）电动机的选择 5（三）传动装置的总传动比的计算和分配 8三、传动零件的设计计算 .。（一）V 型带及带轮的设计计算 。（二）高速级斜齿轮副的设计计算 10（三）低速级直齿轮的设计计算 13四、轴系零件的设计计算 17（一） 、输入轴的设计计算 17(二)、中间轴的设计计算 20（三）、输出轴的设计计算 24（四）滚动轴承的校核 281、高速轴上轴承的寿命计算 282、中
2、间轴上轴承的寿命计算 303、低速轴上轴承的寿命计算 32（五）联轴器和键联接的选用说明和计算 32五、减速器的润滑设计 34六、箱体、机架及附件的设计 .39（一） 、减速器箱体的结构设计 39（二） 、减速器箱体的附件设计 41七、设计小结 433一、 设计任务书.4二、传动装置的总体设计（一）传动方案拟定1、由参考方案可知电动机经联轴器将动力直接传到高速轴上，然后通过二级圆柱齿轮减速器减速。考虑到二级圆柱齿轮减速器的传动比不宜过大，否则会导致减速器尺寸很大。2、将弹性联轴器布置于高速级用此联轴器能够使传动平稳，能缓冲减震，因此宜布置在高速轴。3、高速级、低速级齿轮选用斜齿圆柱齿轮斜齿轮传
3、动的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速轴和要求传动平稳的场合。并且能够抵消一部分轴向力。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性（二）电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。2、选择电动机的容量电动机工作功率为 kW, kWwdap10wFV因此 kWda确定电动机到工作机的总效率 ：设 、 、 、 分别为卷筒轴、滚动轴承、1234圆柱斜齿圆柱齿轮传动（精度为 8 级） 、弹性性连轴器的传动效率，由表 22查得 =0.96、 0.98、 0.97、 =0.99，则传动装置的总效率为 由电动1234机至卷筒的传动效率为 21a取
4、， ， ， 。则10.962.30.974.932680.83a所以 561daFVpkW3、确定电动机转速二级圆柱齿轮减速器传动比 ，则总传动比合理范围为 ，故2840i 840ai电动机的转速范围为 (840)1.956.39.6/mindani r5符合这一范围的同步转速有 750 、1000 和 1500 。/minr/inr/minr根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案如表：方案电 动机 型号额定功率电动机转速( )minr同步 满载转速 转速电动机重量（kg）参考价格（元）中心高（mm）外伸轴径（mm）外伸轴长度（mm）磁极对数堵转转矩额定转矩
5、最大转矩额定转矩1 4-Y0L23.0 1500 1430 38 1200 100 28 60 4 2.2 2.42 63S3.0 1000 960 63 1500 132 38 80 6 2.0 2.03 8-M3.0 750 710 79 2100 132 38 80 8 2.0 2.04、计算传动装置的总传动比，并分配各级传动比(1)总传动比： （在 (8-40) 以内） 。5.1749.830wmni（2）分配各级传动比： 因 , 开始二级圆柱齿轮减速器的传动比在21*i(1.31.5 ) 之间,初取 ，1i2i1.i则减速器的传动比 ， ，54.3.7.4i 96.41.i2符合齿轮
6、传动比 之间的范围。535、传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴转速：轴 1： min1430nr轴 2：in31.2896.1rim轴 3： i4.5.2in卷桶轴： =8inIVIr（2）各轴输入功率：6轴 1： 24*.6*098.2.54dPkW轴 2： 3571轴 3: 2.19k卷筒轴： 4*9*082IVIP（3）各轴输入转矩：轴 1： 19502.516.9430TNmn 轴 2： *.7.8.P轴 3: 395095026.541.Tn 卷筒轴： 4*.20.38IVPNm将上述计算结果列于标中，以供查用：各轴的运动及动力参数轴号 转速 nmir功率 PkW转矩 TmN传动
7、比 i电机轴 1430 2.62 1430 2.54 16.96 4.96288.31 2.41 79.83 3.5481.44 2.29 268.54 1.0滚筒轴 81.44 2.22 260.33 1.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器传动比，可见第 1 方案比较适合。选定电动机型号为 ，其尺寸参数见标准Y0L2-44、 电动机主要外形和安装尺寸列于下表7中心高 H 外形尺寸(/2)LACDH底脚安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径轴伸尺寸DE装键部位尺寸FG100 380.54160412 286024（三）传动装置的总传动比的计算和分配1、总传动比： （在 (8-40) 以
8、内） 。5.1749.830wmni2、分配各级传动比： 因 , 开始二级圆柱齿轮减速器的传动比在 (1.31.5) 21*i 1i之间,初取 ，i21.4i8则减速器的传动比 ， ，54.3.17.4i296.41.i2符合齿轮传动比 之间的范围。53（四）传动装置的运动和动力参数计算1、各轴转速轴 1： min140nr轴 2：in31.2896.31rim轴 3： i4.5.2in卷桶轴： =8inIVIr2、各轴输入功率轴 1： 4*2.609.5dPkW轴 2： 3746轴 3: 2.1*2.3k卷筒轴： 490IVIP3、各轴输出功率轴 1： 24*.6*8.2.54d kW轴 2
9、： 350971P轴 3: 2.1k卷筒轴： 4*82IVI4、各轴输入转矩电动机轴输出转矩 .695017.5043ddmpTNmn轴 1： 1*291P轴 2： 950.47.83.nTN 9轴 3: 3950950*2.68.541PTNmn卷筒轴： 4.20.3IV5、各轴输出转矩轴 0.9816.09816.TNm轴 73.723轴 .254. 卷筒轴 0986.0985VTNm将上述计算结果列于标中，以供查用：各轴的运动及动力参数运动和动力参数计算结果整理于下表：效率 PkW转矩 TNm转速 nr/min轴名输入 输出 输入 输出传动比 i电动机轴 2.62 17.50 1430轴
10、 2.59 2.54 16.96 16.62 1430 4.96轴 2.46 2.41 79.83 78.23 288.31 3.54轴 2.34 2.29 268.54 263.17 81.44 1.0卷筒轴 2.27 2.22 260.33 255.33 81.44 1.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器传动比，可见第 1 方案比较适合。选定电动机型号为 ，其尺寸参数见标准Y0L2-4（二）高速级斜齿轮副的设计计算斜齿圆柱齿轮按输入转速 ， ,传递功率 ,正反向传动，断续工作，1430minnr4.96=2.6IPkW有轻微振动，起动载荷为公称载荷的 1.4 倍，且每天工
11、作十二小时，寿命为八年，大修期为三年等条件来计算。1、选择齿轮材料及精度等级10考虑减速器断续工作，故起动次数频繁，所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用 表面淬Cr40火，齿面硬度为 。大齿轮选用 钢，表面淬火，齿面硬度 ；根485HRC45#5HR据指导书选 8 级精度。2、选择齿数和齿宽系数初定齿数 ， ；19z21.964.2iz取 ， ，齿宽系数 。2414.5u1.0d3、确定轮齿的许用应力1、根据两轮轮齿的齿面硬度，由资料查到两轮的齿根弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极限分别为，1720FEMPa2690FEPa，1lim8Hlim135HM安全系数分别取 , ，得.FS.，110.7*720
12、435EFFPa22.698EFFMS,11lim807.3.HPa22li51.2.HS2、按齿根弯曲强度设计计算齿轮阿爸级精度制造，取载荷系数 K=1.4（表 113）。齿宽系数 =0.5（表 11d6）非对称布置。小齿轮上的转矩： 11950*2.5416.90PTNmn初选螺旋角： （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 。1.4tk112）计算小齿轮传递的转矩由前面计算可知， 41.690TNm3）由表 10-7 取 。5d4）计算当量齿数 133921.08cos5vz2334.v5）查取齿形系数由表 11-8 查得 12.8FaY2.19FaY6）查取应力校正系数由表 11
13、-9 查得 57S 8S7）计算大小齿轮的 并加以比较Fa12.8570.1243SFY2.9.36a经比较得小齿轮的数值大。8) 设计计算 2 42133cos21.960cos15.01.45FaSndKTY mZm。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数 与由齿根弯曲疲劳强度计算的模n数相差不大，取 ，已可满足弯曲强度。.0nm4、几何尺寸计算（1）计算中心距 12194216.9coscos5na m将中心距圆整后取 。0a（2）按圆整后的中心距修整螺旋角。1242arcsrcs190nmZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径19.35cos4ndm12219421.64cos0nd
14、mZ（4）计算齿轮宽度10.543.8db取齿宽 ： =40mm, =45mm21b5、 验算齿面接触疲劳强度由表 11-4 查得材料的弹性影响系数 ，标准齿距时 ，19.8Ez2.5Hz。2194.5zu1 31 332 2+1.46904.5+1=Z.25cos05 =437.MPaEHHKTubd。6、齿轮圆周速度： 1.43=.026060n mv s（三）低速级直齿轮的设计计算按输入转速 ， ,传递功率 ,正反向传动，断续28.31minnr3.54=2.41IPkW工作，有轻微振动，起动载荷为公称载荷的 1.4 倍，且每天工作十二小时，寿命为八年，大修期为三年等条件来计算。1、选择
15、齿轮材料及精度等级考虑减速器断续工作，故起动次数频繁，所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用 表面淬Cr40火，齿面硬度为 。大齿轮选用 钢，表面淬火，齿面硬度 ；根485HRC45#5HR据指导书选 8 级精度。2、选择齿数和齿宽系数初定齿数 ， ；32z423.27.8iz取 ， ，实际传动比 ，齿宽系数 。478378.5u23.5i 1.0d3、确定轮齿的许用应力1、根据两轮轮齿的齿面硬度，由资料查到两轮的齿根弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极限分别为，170FEMPa2680FEPa13，1lim60HMPalim210HPa安全系数分别取 , ，得5.FS.，11.7*739.6.2EFFMa2
16、20.805EFFPS,11lim64Ha22li018.2.HMPS2、按齿根弯曲强度设计计算齿轮阿爸级精度制造，取载荷系数 K=1.4（表 113）。齿宽系数 =0.5（表 11d6）非对称布置。小齿轮上的转矩： 229505*.4179.82.IPTNmn初选螺旋角： 1（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 。.4tk2）计算小齿轮传递的转矩由前面计算可知， 427.98310TNm3）由表 10-7 取 。5d4）计算当量齿数 13324.1cos5vz233786.v5）查取齿形系数由表 11-8 查得 12.75FaY2.6FaY6）查取应力校正系数由表 11-9 查得 8
17、S17S147）计算大小齿轮的 并加以比较FaSY12.7580.19396F24aS经比较得小齿轮的数值大。8) 设计计算 2 421333cos21.7980cos15.092.15FaSndKTY mZm。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数 与由齿根弯曲疲劳强度计算的模n数相差不大，取 ，已可满足弯曲强度。.5nm4、几何尺寸计算（1）计算中心距 34278.129.42coscos5na m将中心距圆整后取 。130a（2）按圆整后的中心距修整螺旋角。34 78.5arcsrcs1632230nmZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径3cos156ndm4782.0.83n（4）
18、计算齿轮宽度30.572.6dbm取齿宽 ： =70mm, mm4=b6、 验算齿面接触疲劳强度由表 11-4 查得材料的弹性影响系数 ，标准齿距时 ，189.Ez2.5Hz。2194.5zu1 31 332 2+1.47980.5+1=Z.25cos65 =79404.MPaEHHKTubd。156、齿轮圆周速度： 357.208.31=66016dnmv s高、低速级齿轮参数名称 高速级 低速级中心距 a(mm) 120 130法面摸数 (mm)2.0 2.5螺旋角 （） 1940 1563。齿顶高系数 *ah1 1顶隙系数 c 0.25 0.25压力角 20 2019 22齿数94 78
19、（mm）40.354 57.200分度圆直径(mm)199.646 202.800(mm)1fd35.354 50.95齿根圆直径 (mm)2f 194.646 196.55(mm)1a44.354 62.200齿顶圆直径 (mm)2d203.646 207.800（mm）45 70齿宽（mm）40 56齿轮等级精度 8 8材料及热处理 大、小齿轮的材分别为表面淬火，齿面硬度为40rc48 至 55HRC；45#钢表面淬火，齿面硬度为 5HRC大、小齿轮的材分别为表面淬火，齿面硬度为40rc48 至 55HRC；45#钢表面淬火，齿面硬度为 5HRC16四、轴系零件的设计计算（一） 、输入轴的
20、设计计算1、输入轴上的功率 、转速 、转矩 1p1n1T12.54,30/mi,6.9KWrN2、求作用在齿轮 1 上的力因已知齿轮分度圆直径 1 =4.5 d3126.90 =8.6TtF1tan4.51tan2 =4.891Ncoscos90r 1 =tg80.63. atg3、初步确定轴的最小直径先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45#刚，调质处理。根据表 142，取 ，于是得：C1133min.54=6=.08mdP高速轴的最小直径显然是装带轮处的直径，即大带轮的轴孔直径，因为带轮上有键槽，故将最小直径增加 7%， ，又因为装小带轮的电动机轴径 d=28mm, 因此
21、高速min1.d轴装大带轮处的直径 ，故取 。(082)125dm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）根据计算的最小直径取轴的直径 =25mm。为了满足联轴器能更好的连接电动机和12d17轴，1-2 轴左端需制出一轴肩，故 2-3 段得直径 。由联轴器长度确定230dm。148lm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求，并根据,由轴承产品目录中初步选取角接触球轴承，其型号为 7207C，其尺寸为230d,查得 a=15.7mm.故 ，而5721DTm37=5md314l3）
22、第七段轴的轴承采用套筒定位，右端滚动轴承采用轴肩进行定位。取 。47d4）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离，L=35mm 故取 。25l5）由于滚动轴承座断续要进行轴向固定,采用轴肩固定，故可取 ，中间轴两齿4=37md轮间的距离取 12mm,第二队齿轮的主动轮齿宽为 70mm,故可取 。l6）取安装齿轮处的轴段 5 的直径 ，根据齿轮的轮毂宽度，取 ，取5=40dm5l，轴肩=37dm6=12l去箱体呢你壁之间的距离 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚筒轴承位置时，应距a壁一段距离 S，取 ，已知滚动轴承宽度 ，
23、则 。7s=14t7+=35ltsam已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 ，由教材表 109 查得平键截面125md，键槽用键槽铣刀加工，长为 33mm ，齿轮轮毂与轴的配合配合采用87bhm。带轮与轴的配合采用 。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此76Hn76k处选轴的直径尺寸公差为 k6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 1-27，取右轴端与 2 处倒角为 ，1，2 处圆角 R=1.0mm,其余圆角.045R=1.6mm。（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于角接触球轴承 7207
24、AC,由手册中可查得 a=21mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下：18对水平面进行计算： 12133()NHtFFll1264.57NH127NmM对垂直面进行计算：12132()VrNFFll120.69NV1057.vV求总的弯矩，即合成弯矩：19222(1057)(36)9HVMNm将计算结果列于下表：载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F 1264.,.NNHF120.,.69NNVF弯矩M 273Hm 57.VMm总弯矩 M2+93vH扭矩T1690N（6）按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表
25、的数据，以及轴的正反向旋转，扭转切应力为对称循环应力，取 =1.0 则：22 22391.0695.4ca aTMPW前以选定轴的材料为 40Cr 钢，调质处理，查表的 55Mpa,因此 小于 ，1bc1b故安全。(二)、中间轴的设计计算1、中间轴上的功率 、转速 及转矩2p2n2T12.4,8.3/mi,79.83KWrN2、求作用在齿轮上的力 1 =0.56ttNF23489rr1 .a因已知齿轮分度圆直径 3 =57.20m d239.81 =9.6NTtF3tan7.2tan0 =15.7coscs53r 。203 =tan2791.6tan53=79.5NFa。3、初步确定轴的最小直
26、径初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 142，取 ，0=1A于是得： 233min.41=C6=2.5m8dP中间轴的最小直径显然是轴承处直径 （图 4） 。为了使所选的轴直径 与轴承的,6d1,6d孔径相适应，故需同时选取轴承型号。选取型号为 7309AC 角接触球轴承，其尺寸为 。查得5025DBma=27.5mm,所以 。16=45dm4、轴的结构设计（1)拟定轴上零件的装配方案如下图6 5 4 3 2 1根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度1）轴段 6 的右端与轴承之间采用套筒定位，去吃论据箱体之间的距离 ，考虑到am箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置
27、时应距箱体内壁一段距离 s 取 ，已知轴承=6宽度 ，则 。=25tm6+sa=126540mlt2） 取安装斜齿圆柱齿轮处的轴段处 5 的直径 ，齿轮左端与左轴承之间采用套5d=8筒定位。已知齿轮轮毂长度 ，为了使套筒端可靠的压紧大齿轮，此轴段应略短与8l轮毂长度，故取 。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度5=40l。440.7d,h3m,d=50,l12mh故 取 则 轴 段 处 的 直 径 取3）确定两端轴承处的轴段长度轴段处齿轮的分度圆直径 ，故取 ，又齿宽 ，所以取=57.20d3=7b。3=70l214）轴段处 1 为滚动轴承 ，又轴承宽度 ，故 。轴段 1 靠1=45bdm=25bm
28、125l轴肩固定，取 ， 。2502l（3） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面 ，查表查得平键截面540，键长为 38mm；此处齿轮轮毂与轴的配合配合采用 。滚动轴承与149bhm 76Hn轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6.(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 1-27，取轴端倒角为 ，其余各处取圆角为 R=1.6mm。1.645m(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于角接触球轴承 7308AC,由手册中可查得 a=27.5mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下1235.
29、684.5168.l图：22对水平面进行计算：123230()()0NHtt tFNFlll1230.869NHF1179.NmM2230Hl对垂直面进行计算：123 32 0()()NVr rFFl ll126.705NVF1194.8vNVm2231Nl23求总的弯矩，即合成弯矩： 2 2211(719.3)(4.8)7.4HVMNm222 0605139将各计算结果列于下表：载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F 123.86,3.9NNHF126.,670.5NNVF弯矩M 2790.Hm 23948.VMm总弯矩 M 1410379.8 2，扭矩T83N6）按弯曲合成应力校核轴的强度
30、进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 则：22 221 37.41.07981.55ca aTMPW前以选定轴的材料为 40Cr，调质处理，查表的 55Mpa,因此 ，故安1bc1b全。（三）、输出轴的设计计算1、输入轴上的功率 、转速 及转矩3p3n3T13209,8.4/mi,268540mKWrN2、作用在齿轮上的力因已知齿轮分度圆直径 4 =0. d43 = 791.26NttF05rr43 .a3、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 142，取
31、 C=116，于是得：2433min209=C16=5.7m8.4dP输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴得直径 和联轴器的1d孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表 17-1,考虑到转矩变化很小,故取 ,则.3AK联轴器的转矩计算， ，按照计算转矩ca31.2685403912A NmTK应小于联轴器公称转矩得条件，查手册。caT选用 LT7 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 500000Nmm。联轴器的孔径 ，145md故取 ，半连轴器长度 L112mm，半连轴器与轴配合的毂孔长度 。145md 8L4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图所示（2）根据轴
32、向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段 1 左端需制出一轴肩，故 2 段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度 。为了保证轴端挡圈只压在半联248md84Lm轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比 略短一些，现取 。1178ml2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求，并根据,由轴承产品目录中初步选取角接触球轴承，其型号为 7310AC，其尺寸为248m25,故取 。50127dDBm350md3）取安装齿轮处的轴段的直径 ，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已460知齿轮轮毂的宽度为 85mm，
33、为了使套筒端面可靠地压紧轮齿，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。480l4）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离， ,故取 ，40ml260l取齿轮距箱体内壁左端之距离 。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置50a时应距箱体内壁一段距离 S，取 S 值为 9mm。已知轴承宽度 T=21mm ，则52198Tasml365致此已初步确定了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位联轴器、齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面 ，查表查得平键截面145md，键长为 69mm，齿轮轮毂与轴的配合配合采用 。半联
34、轴器与149bhm 76Hn轴的配合采用 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺76Hk寸公差为 m6.(4) 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 1-27，取轴端倒角为 ，所有圆角半径 R=1.6mm。1.45m(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,作为简支梁的轴的支承跨距 。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图：23904613l26对水平面进行计算：12433()NHtFll1294.876NHF12896NmM对垂直面进行计算：124330()VrNFll12357.69NVF126.vV求总的弯矩，即合成弯矩： 222(849)(316.)90
35、85.6HVMNm扭矩 6850TNm27载荷水平面 H 垂直面 V支反力F1294.,1847.6NNF12357.,69.NNVFF弯矩M86Hm 6.VMm总弯矩M9052.N扭矩T684(6）按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =1.0 则：22 223 39085.61.854013.ca aTMPW前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表的 55Mpa,因此 ，故安1bc1b全。（四）滚动轴承的校核1、高速轴上轴承的寿命计算轴承型号为 7207AC，查表得基本额定动载荷
36、 ,查得温度系数 。=29.0rCkN1.0tf（1）求轴承所受的径向载荷 Fr12264.,0.5769rVrHNF故 122283.167r N（2） 求轴承的计算轴向力 aF28对于 7207AC 型角接触球轴承，其轴向力 30.41aNAF由表 16-12 查得轴承的内部轴向力为110.68.*283.19.56sr NF226740sr又 3.4AN1 209.5.s sNF故轴承 1 放松，轴承 2 被压紧。13.4.69.72SAaF19.56S（3）求比值 12.0.78ar eF249.6ar（4）计算当量载荷 P查表 16-11 得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 1
37、.0,XY对轴承 2 ，则24.8711302.18raPFN22(.169.49.7)14.rXY29（5）计算所需的径向基本额定动载荷 rC因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今 ,故应以轴承 2 的径向当量动载荷12P为计算一句。因受中等冲击载荷，查表 16-9 得 =1.5；工作温度正常，查表 16-8 得2Ppf。所以1.0tf计算得轴承预期寿命 1260849hhL因为 ，所以按轴承 2 的受力大小验算。12P663205()()90817.249601407.hCL hn 所以轴承满足寿命要求。2、中间轴上轴承的寿命计算轴承型号为 7308AC，查表得基本额定动载荷 ,查得温度
38、系数 。=38.5rCkN1.0tf（1）求轴承所受的径向载荷 Fr12230.86,.69705rHrVFN故 122274681r N（3） 求轴承的计算轴向力 aF对于 7308AC 型角接触球轴承，其轴向力302379.530.4196.37aFNA由表 16-12 查得轴承的内部轴向力为110.68.*.28.5sr2241693sr又 49.37AN2 16.2.7s sNFF故轴承 1 放松，轴承 2 被压紧。49.316.4.SAa26.SN（3）求比值 14.71.809ar eF26.3.5ar（4）计算当量载荷 P查表 16-11 得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 10.4,.87XY对轴承 2 ，则因受中等冲击载荷，查表 16-9 得 =1.5；工作温度正常，2 pf查表 16-8 得 。.tf111().5(04132.9087146.2)301.79praPXFY N222.5)rf N（5）验算轴承的寿命因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今 ,故应以轴承 2 的径向当量动载荷12P为计算一句。所以2P计算得轴承预期寿命 1260849hhL因为 ，所以按轴承 2 的受力大小验算。12
