同轴式二级圆柱齿轮减速器.pdf

目录1.题目及总体分析.22.各主要部件选择.23.选择电动机.34.分配传动比.35.传动系统的运动和动力参数计算.46.设计高速级齿轮.57.设计低速级齿轮.108.减速器轴及轴承装置、键的设计.141轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计.152轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计.213轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计.279.润滑与密封.3210.箱体结构尺寸.3211.设计总结.3312.参考文献.33一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为4000N,运输带速度为运输机滚筒直 径为400mm o自定条件：工作寿命10年（设每年工作300天），三年一大修连续单向运转，载荷平稳，室内 工作,有粉尘生产批量：10台减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：1为电动机，2及6为联轴器，3为减速器，4为高速级齿轮传动，5为 低速级齿轮传动，7为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞,通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉,轴承套，密封圈等二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜 齿，低速级做成 直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器第2页共44页三.选择电动机目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式 三相异步电动机功率工作机所需有效功率为Pw=FXV=2000NX 1.lm/s 圆柱齿轮传动（7级精度）效率（两对）为n 1=0.972 球轴承传动效率（四对）为H 2=6994弹性联轴器传动效率（两个）取n 3=0.9932输送机滚筒效率为n 4=696-电动机输出有效功率为P=-匕-=-4OOOxL6-=7 4KW r|xr|xr|xr|0.972 x 0.994 x 0.9932 x0.96 12 3 4要求电动机输出 功率为P=7.4 左 Wr型号查得型号Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率kW=7.5满载转速r/min=970满载时效率%=86满载时输出功率为 P=P义月=7500 x0.86=6450W r ep略小于p在允许范围内 r d选用型号Y160M-6封 闭式三相异步电 动机四.分配传动比目的过程分析结论分 酉己 传 动 比.n传动系统的总传动比二一其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的 n总传动等于各级传动比的连乘积；%是电动机的满载转速，r/min；、为工作机 输入轴的转速，r/mino八”,.60v 60 x1600 .计算如下孔=970?7mmzz=-=-=76.4r/min nd 3.14x400、=850（两级圆柱齿轮）=（8 50）x76.4=611 38202 222=12.69 2 1376.4i i=/=3.61 2i=3.61i=3.62第3页共44页五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论设：从电动机到输送机滚筒轴分别为。轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各传动系统的运轴的转速分别为、动和动力参数计算、第4页共44页第5页共44页；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为、第6页共44页第7页共44页；对应于0轴的输出转矩和其余第8页共44页名轴的输入转矩分别为第9页共44页第10页共44页;相邻两轴间的传动比分别为第11页共44页第12页共44页;相邻两轴间的传动效率分别为第13页共44页第14页共44页轴号电动机两级圆柱减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速 n(r/min)no=97O、二970口2=269.44n3=74.84n74.84功率P(kw)P0=6.45P=6.4P2=6.15P5.9P4=5.57转矩T(N m)To=63.5T=63T2=217.98T3=752.87T4=710.76两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i1i12=3.6i23=3-6i34T传动效率 nn oi=O.993n 12=696n 23=0,96n 34=0.944六.设计高速级齿轮目的过程分析结论选 精 度 等 级、材 料 和 齿 数1）选用斜齿圆柱齿轮传2）选用7级精度3）材料选择。小齿轮材料为4 0 C r（调质），硬度为2 8 0 HB S,大齿轮 材料为4 5钢（调质），硬度为2 4 0HBS,二者材料硬度差为4 OHBSo4）选小齿轮齿数Z=2 4,大齿轮齿数Z2=ii2=3.6义24=85,取22=85。选取螺旋角。初选螺旋角P=。第15页共44页目的过程分析结论按 齿 面 接 触 强 度 设 计按式(1021)试算，即、lkT u+lZ Z4()2U V g u o da h1)确定公式内的各计算数值(1)试选 K,=1.6(2)由图1 0 3 0,选取区域系数Z=2.433(3)由图 1 0 2 6 查得%=0.78%=0用88=8+8=1.66a al a2(4)计算小齿轮传递的转矩T=63N-m=6.3 x 104 N-mm 1(5)由表1 0 7选取齿宽系数二 1(6)由表1 0 6查得材料的弹性影响系数Z=189.8。加/2 E(7)由图1 0 2 1 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限o=600Mp。，大齿轮的接触疲劳强度极限0=55QMPaHhml Hlim2(8)由式1 0 1 3计算应力循环次数N=60 鹤=60 x970 x1x(8x300 x10)=1.4x109 1 hN=1.4x109/3.6=0.39x109 2(9)由图1 0 1 9查得接触疲劳强度寿命系数K=0.90 K=0.95UN 1 tiN Z(10)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=l,由式1 0 1 2得K oc:hni=mi=0.9 x 600MPa=540MPahi SK 0O =HN?=m2=0.95 X 550MPa=522.5MPaH2 sa =(0 +a)/2=(540+522.5)/2MPa=53125MpaH H1 H 2第16页共44页目的过程分析结论2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径4,由计算公式得/(2x1.6x6.3x104 4.6 2.433 x 189.8 Vd=J-x x-=48.94mm按“丫 1x1.66 3.6 1 531.25)(2)计算圆周速度兀d nV=_L 1=a 14x4-。4乂070=2.48771/S60 x1000 60 x1000(3)计算齿宽b及模数加而b=d=1 x 48.94=48.94mm d Itd cosp 48.94xcosl4om=u-=-=1.98mmt Z 24ih=2.25m=2.25 x 1.98=4.46mm nt/?/=48.94/4.46=11(4)计算纵向重合度8p=0.318日Z tan P=0.318义 1 x 24x tan 14。=1.903齿 面（5）计算载荷系数K接已知使用系数Ka=1触 强根据v=2.48加/s,7级精度，由图1 0 8查得动载荷系数K=1.1度 设由表1 0 4查得计K=1.12+0.18(1+0.6 2冲2+0.23x10-3/?hP d d=1.12+0.18(1+0.6x12)x12+0.23x10-3 x48.94=1.42由图1 0 1 3查得K R=1.35 邛K F假定.t（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1 0 1 0 a得第17页共44页目的过程分析结论按 齿 面 接 触 强 度 设 计d=d JKIK=48.942.19/1.6=54.34mm1 k t(7)计算模数相d cosp 54.34xcosl4om-u-=-二 2.2mm Z 24id-54.34mm im 2.2mmn按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计lKT.Yn cos2 P 乙匕由式 10 17 m 3-U-Fa SaV限1)确定计算参数(1)计算载荷系数K=K K K K=1x1.1x1.4x1.35=2.08 A V Fa F(2)根据纵向重合度盹=1.903,从图1 0 2 8查得螺旋角影响系数yp=0.88(3)计算当量齿数Z.=-=26.27cos3 P cos314Zp)=93.05 cos3 P cos314(4)查取齿形系数由表 1 0 5 查得“切=2.592 YFa2=2.194(5)查取应力校正系数由表 10 5 查得=L596 YSa2=1.783(6)由图1 0 2 0 c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极B即FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限o FE2=380M(7)由图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数K FN=0,85 K fn2=0,88第18页共44页目的过程分析结论按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式1 0 1 2得 1 KfnF m 0.85x500q FN1 FET=-=303.57MP6ZF 1 S 1.46=Kfn2。FE2=888 x 380=238.86M为F 2 S 1.4(9)计算大小齿轮的?也。b F2.592x1.596 八小3矶=-=0.01363303.57 r 1YFn?Y.?2.194x1.783 八0。板2 3-2=-=0.01638Q J 238.86r Z大齿轮的数据大2)设计计算齿数Z=261Z=942|2x2.08x6.3xl04 x0.88xcos214。_ _.厂/m J-x 0.01638=1.56mmV 1x242 x1.66对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数加几大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数，取加=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足 接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=54.34机机来计算应有1“d cosp 54.34xcosl4o 1的齿数。于是由Z=-=-=26.41 m 2n取Z=26,则Z=iZ=3.6义26=93.6取Z=941 2 1 1 2几 何 尺 寸 计 算(Z+Z)m(26+94)x2 r1)计算中心距=i-2-=-=123.7mm2 cos p 2x cosl4o将中心距圆整为124mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角段(Z+Z)m(26+94)x2 一“p=arccosi-2=arccos-=14.59。2a 2x124因P值改变不多，故参数a、Kp、Z”等不必修正。中心距01=124mm螺旋角P=14.59。第19页共44页目的分析过程结论3)计算大、小齿轮的分度圆直径分度圆直径,Z m 26 x 2 5 d=i n=_=53 7Tlithd-53.7mm 11 cos p cosl4.59o1d-194.3mmZ m 94x2 cn?_ I QZL Smn?z齿根圆直径d=48.7mm fid=189.3mm f2齿轮宽度几 何 尺 寸 计4)2 cosp cosl4.59o计算大、小齿轮的齿根圆直径d=d-2.5m=53.7 2.5 义 2=48.7加加/I 1 nd=d-2.5m=194.3-2.5 x 2=189.3mm/2 2 n5)计算齿轮宽度B=60mm算b=d=1x53.7=53.7mm1d 1B=55mm圆整后取 B=55mm；B=60mm 2 12F 二2T 2x63000 二_j._ 2346 N合适td 53.7i验算K _4.F 1 x2346._ _7.sc._t.=_=43 lN TYITTI 2.32-L.(一M2Vd加1)确定公式各计算数值(1)试选载荷系数K,=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩T=95.5x105 尸/扑=95.5x105 x6.15/269.44 1 1 1=21.798xl04-mm(3)由表1 0 7选取齿宽系数必=1(4)由表1 0-6查得材料的弹性影响系数Z=198.8加a1/2(5)由图1 0 2 1 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限|=600PHliml大齿轮的接触疲劳强度极限o=550MPaHlim2(6)由式1 0 1 3计算应力循环次数N=60 jL=60 x269.44x 1 x(8x300 x 10)=3.88x 10s 1 1 hN=3.88x108/3.6=1.08x108 2(7)由图1 0 1 9查得接触疲劳强度寿命系数K=0.90 K=0.95HNl HN2(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=l,由式1 0 1 2得Q=鼠?修鹏=0.9 x 600MPa=540MPaHl SK oa =_m2_iim2=0.95 x 550MPa=5225MpeiH2 S2)计算(i)试算小齿轮分度圆直径代入rH中的较小值7.“11.3x21.798x104 4.6/89.8、d 2.32J-(-)2=84.18mm“V 1 3.6 522.5目的过程分析结论（2）计算圆周速度v分度圆直径第21页共44页按 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 设 计nd nv=-=我-44刚469：44=1.19m/S60 x1000 60 x1000(3)计算齿宽bb=d-1x84.18=84.18mm d It(4)计算齿宽与齿高之比b/hd 84.18 一模数根=f=-=3.51mmnt Z 24i止一。=2.25m=2.25 x 3.51=7.9mm内同J nt/?/0=84.18/7.9=10.66(5)计算载荷系数K根据v=1.19根/s,7级精度，由图1 0 8查得动载荷系数K=1.03V假设/b100N/mm,由表1 0 3查得KHa=KFa=1-2由表1 0 2查得使用系数Ka=1由表1 0 4查得K=1.12+0.18(1+0.6 2)2+0.23x10-3/?那 dJ d=1.12+0.18(1+0.6x12)x12+0.23x10-3 x84.18=1.427由图1 023查得K尸0=1.35故载荷系数K=K K K K=1x1.03x1.2x1.427=1.76 A V Ha HP(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1 0 1 0 a得4二4 4K/K=84.181.76/1.3=93.12mm(7)计算模数mm=d/Z=93.12/24=3.88i id=93.12mm 1模数m-3.51按齿 根弯 曲强 度设 计由式1 0 5得弯曲强度的设计公式为目的分析过程结论1）确定公式内的算契K第22页共44页按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计（1）由图1 0 2 0 C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限o fe?=380儿。（2）由图1 0 1 8查得弯曲疲劳寿命系数K FN1=段/FN2=，88（3）计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1.4,由式1 0 1 2得a =。匝义加反尸=303.57MP。方i S 1.4 K o 0.88x380 g=咏_=-MPa=23 8.86尸F2 S 1.4（4）计算载荷系数K=K K K K=lxl.03xl.2xl.35-l.67 A V Fa（5）查取齿形系数由表 1 0 5 查得丫小i=2.65 Y=2.21 raL Fa 2（6）查取应力校正系数由表1 0 5查得丫勺川=1.58 Y=1.775“工 Sa 2（7）计算大小齿轮的婴迎，并比较h FY Y 2.65x1.58 八”-al Sal=-=0.01379a 303.57F 1Y Y 2.21x1.775 Fa2 Sci2=-=0.01642a 238.86F 2大齿轮的数据大2）设计计算,2x1.67）J-x 0.01642=2.74mmV 1x242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.74,并就近圆整为标准值m=3.0mmo目的分析过程结论第23页共44页按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计按接触强度算得的分度圆直径d=93.12mm i算出小齿轮齿数Z=d/m=93.12/3=31.04 取Z=31 i i i大齿轮齿数Z=i Z=3.6x31=111.6 取Z=112 2 2 1 2齿数Z=31Z=1122几 何 尺 寸 计 算1)计算分度圆直径d=Z m 31x3=93mm i id-Z m 112x3 336mm 2 22)计算齿根圆直径d=m(Z-2.5)=3 x(31-2.5)=85.5mm/i id=m(Z-2.5)=3x(112-2.5)=328.5mm 于2 23)计算中心距a=(d+d)/2=(93+336)/2=215机机 1 24)计算齿宽d=1x93=93mm d 1取 B=95 mm B=100mm 2 1分度圆直径d-93mmid-336mm2齿根圆直径d=85.5mm/id=328.5mm/2中心距a-215mm齿宽B-100mmiB-95mm2验算 IT 2x217980 人F=u=-=4687.74N d 93iK F 1x4687.74“仆一-4一t-=-=50.4N/mm 1H IvF=F2+/2=511732+295.92=1209.75N2 N 2H 2v、键 的 设 计3)画弯矩图M=M=F xL=1173x56.5=66274.5N.加 1H 2H 1H 2M=F xL=586.1x56.5=33114.65N.mm Iv Iv 2M=F xL-F dZ=16r719N.mm2v Iv 2 a，乙故 M+加2=,66274.52+33114.652=74087N mm 1 V 1H IvM=JM2+M2=66274.52+167192=68351N-mm 2 2H 2v4)画转矩图6校核轴的强度c剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故c剖面左 侧为危险剖面八 bt(d t)2 10 x5x(36-5)2W=0.Id3-=0.1 x 363 -=3998mm32d 2x36E bt(d 1)2”“10 x5x(36-5)2 cW=02d3 -=0.2 x 363 -=8663.8mm3T 2d 2x36第29页共44页目的过程分析结论输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、键 的 设 计M 74087 皿厂 八o=o=-=lQ.5mpa o=0a b W 3998 mT Tt=-=T.21mpa t=t=-i-=3.6mpaT W a m 2T轴的材料为45刚，调质处理.由表15-1查得o=640mpa Bo=215mpa,t=155mpa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系 1 1数a及a按附表3-2查取.因二=。.。3,-=1.2,经插值后可0 T a 30 a 30查得a=2.09 a=1.66O T又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.74 q=0.77O T故有应力集中系数按式(附3-4)为k=1+夕(a-1)=1+0.74(2.09-1)=1.81 o a ak=1+夕(a-1)=1+0.77(1.66-1)=1.51 T T T由附图3-2得尺寸系数=0.77;由附图3-3得扭转尺寸系数=0.88 O T由附图3.4得 P=P=0.92O T轴未经表面强化处理，即P=1，则按式3-12及3-12a得综合系数值为 qk 1 1 L81 IK=-3-+-I=-+-I=2.44o s p 0.77 0.92v k I 1 1.51 1 1 K 1-+1-+.-1-1.01工 s P 0.88 0.92T T由53-1及53-2得碳钢的特性系数(P=0.1 0.2 取5=0.1(P=0.05 0.1 取中=0.05T T目的过程分析结论第30页共44页于是,计算安全系数S值，按式(15-6)(15-8)则得 ca键校核安全输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、键 的 设 计S=-1-o K o+S=1.3 1.57按弯矩合成应力校核轴的强度1551.81 x 3.6+0.05 x 3.6=23.15故安全对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理故取折合系数a=0.6，则Jm 2+(aT)2 o-ca=20.45阿a查表15-1得o=60mpa,因止匕O ，故安全.-1 ca-18校核键连接强度联轴器:4T 4x63000=1-=-=62.5mpadhl 24x7x(28-%)查表得 1 L120 150mpa.o一 p p1 故强度足够.齿轮:4T-u d hli4x6300036x8x(56-10)=19 mpaSTPP查表得I L120150?q.o eF 1311.28rl按表13-6,f=1.01.2,取/=1.0按表13-5注1,对深沟球轴承取 p p4。14.7,则相对轴向载荷为4%/4.7义610.6%300=1.08在表13-5中介于1.031.38之间,对应的e值为0.280.3,Y值为1.551.45线性工 (1.55-1.45)x(1.380-1.08)一插值法求 丫值 y=1.45+-=1.541.3o(J i.03故 p=f(XF+YF)=1.0(0.56x 1311.28+1.54x610.65)-1674A p r aT 106 C x 106 19500 xL=(一)3=-x(-)3=27159。60n P 60 x970 1674查表13-3得预期计算寿命L=1200 S=1.3 1.5 故安全0a JS2+S2Vo T7按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理故取折合系数a=0.6，则Jm 2+(aT)2o 二-二 39mpaca查表15-1得o=60mpa,因止匕。2，故安全.-1 ca-18校核键连接强度4T 4x217980 高速齿轮：o=力怖=77一。s、=65mpap d hl 44 x 8 x(50-12)3查表得1 L12015(hnQ.o 1 故强度足够.p p p4T 4x217980 低速齿轮：O=丁ao/nn=31-8mPap d hl 44x8x(90-12)3查表得1 L120150预%.o 1 故强度足够.p p p9校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向:尸=方=3599.7Nrl 1轴向：方=F-584 al a轴承2 径向:方=F=3199.1 N丫2 2轴向:尸二。al因此，轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算轴校核安全轴承选用6307深 沟球轴承，校核安全寿命（h）为L=28084h叫勺过程分析结论第37页共44页中间 轴的 设计 及其 轴承 装置、键的F计F 584黄=-cc r=0.16 e，查表 13-5 得 X=l,Y=0,按表 13-6=1.0 1.2，取F 3599.7 prl106 Cf=1.2,故尸:/(XF+FF)=4319.6N,L=(一)3=28084。P P 厂 a h 60 P查表13-3得预期计算寿命七=1200 L h h3.3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论1,输出轴上的功率尸=5.9hv,转速n=74.84厂/min 3 3转矩 T=75.2870 x104.mm 12.求作用在车轮上的力 2T 2x75.2870 x104 F=-二 4481N/d 3361F-F tan a=4481 x tan 20。=163 INr t n输 出3.初定轴的最小直径轴选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表1 5-3,取A=112于是由式1及其5 2初步估算轴的最小直径d=A In=48根根这是安装联轴器轴承处轴的最小直径壮一，由于此处开键槽，Wm.n=48x1.05=50.4mm,联装置、轴器的计算转矩 Tca=KATr查表14-1取Ka=1.3,则键的T=K T=1.3x75.287 x 104=978700A-mm ca A 1设 计查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的HL4型弹性柱销联 轴器，其公称转矩为1250N-m。半联轴器的孔径55机机，轴孔长度L=84 mm,J型轴孔,C型键，联轴器主动端的代号为HL4 55*84 GB5014-1985,相应地，轴段1的直径4=55机机，轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取4=84mm4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度目的过程分析结论第38页共44页输 出 轴 及 其 轴 承 装 置、键 的 设 计(1)为满足半联轴器的轴向定位要求，1 2轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度。=。-07O.ld,故取2段的直径d=62mm 2(2)初选型号6313的深沟球轴承参数如下8x0 x6=65x140 x33 C=93.8 及V C=60.5KN r or故d=d=65mm 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取/=33mm 3 7 7(3)轴段4上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d应略大与d,可取 4 3d=yOmm.齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠 4紧，轴段4的长度应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b-95mm,故取0=92mm(4)齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段5的直径，轴肩高度。=0.07 O.ld,取d=76mm,I=L4/z,故取/=10mm 5 5 5为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸，轴段6的直径应根据6313深沟球轴承的定位轴肩直径d确定，即d=d=77mm a 6 a(5)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H=12根根，取轴承上 靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距1=(C-s-B)+e+K=39mm 2离 K=20mm.故 1=B+s+H+(b-l)=56mm 3 4I=(H+s)I=10mm 6 5取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得4=93.5根根，L=L=84mm 1 2 36)键连接。联轴器：选单圆头平键键C 10*80 GBi095-1979仁6mm h=10mm 齿轮：选普通平键键 20*90 GB1095-1979 t=7.5mm h=12mm5 轴的受力分析1)画轴的受力简图2)计算支承反力F 4481在水平面上 F=F=u=-=2240.5N1H 2H 2 2在垂直面上 F=F=尸/2=1631/2=815.5Nlv 2v r选用HL4型弹性 柱销联轴器 轴的尺寸（mm）：d=55d=622d=653d=704d=765d=776d=657I=82iI=392I=563I=924I=105I=106I=337第39页共44页目的过程分析结论输 出 轴 及 其 轴 承 装 置、键 的 设 计总支承反力 F=F=J尸 2+尸2=(2240.52+815.5：=2384N1 2 1H lv3)画弯矩图 M=M=F x L=1882Q2N.mm 1H 2H 1H 2目的 过程分析结论第40页共44页