一级斜齿圆柱减速器.doc

一级斜齿圆柱减速器

Dongguan University of Technology 减速器课程设计
机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定………………………………………………………3
二、电动机的选择………………………………………………………3
三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………………4
四、运动参数及动力参数计算…………………………………………4
五、传动零件的设计计算………………………………………………4
六、轴的设计计算………………………………………………………7
七、滚动轴承的选择及校核计算…………………….………………11
八、键联接的选择及计算…………………………….………………13
九、联轴器的选择与校核计算…………………………………………14

设计题目：V带——单级斜齿圆柱齿轮减速器
班级：械工程学院计算机辅助设计与制造1班
设计者：XX运
学 号：2007XXX116
指导教师：XX、XXXXX
日期：二○一二年六月十七日

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定
第九组：设计单级斜齿圆柱齿轮减速器和一级带传动
(1)工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
(2)原始数据：滚筒圆周力F=2.1kN；带速V=2.6m/s；
滚筒直径D=350mm。

二、电动机选择
1、电动机类型的选择：Y系列卧室封闭结构的三相异步电动机
2、电动机功率选择：
(1)传动装置的总功率：按课程设计书本P7表2-4选取各传动装置的传动功率，得
η带=0.95, η轴承=0.98,η齿轮=0.97,η联轴器=0.99,η滚筒=0.96, 则
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.8411
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=2100×2.6/1000×0.8411
=6.5KW

(3)确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.6/π×350
=142r/min
由指导书P4表2-1查得常用传动比范围I’a=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围I’a=6~24，则电动机转速的可选范围为：
n’d=I’a×n筒
=（6~24）×142=852~3408r/min
符合这一范围的同步转速有1000，1500和3000r/min。
由指导书P196表20-1，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格、带传动和减速器的传动比，可见方案②较合适，则选n=1500r/min。
（4）确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4。
其主要性能：额定功率7.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量81kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/141.95=10.14
2、分配各级伟动比
(1)据指导书P4表2-1，取V带传动比i带=2.7（带传动比推荐合理值为i=2~4）
(2)∵i总=i齿轮×i带
∴i齿轮=i总/ i带=10.14/2.7=3.756

四、运动参数及动力参数计算
1.计算各轴转速
n1=n电机=1440r/min
n2=n1/i带=1440/2.7=533.3(r/min)
n3=n2/i齿轮=533.3/3.756=142(r/min)
2.计算各轴的功率
P1=P工作=6.5KW
P2=P1×η带=6.5×0.95=6.175KW
P3=P2×η轴承×η齿轮=6.175×0.98×0.97
=5.87KW
3.计算各轴扭矩
T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×6.5/1440
=43108N·mm
T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×6.175/533.3
=110578N·mm
T3=9.55×106P3/n3=9.55×106×5.87/142
=394778N·mm

五、传动零件的设计计算

1.皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V带
由机械设计基础课本P218表13-8得工作系数kA=1.2
则计算功率为PC=KA P额=1.2×7.5=9KW
由课本P219图13-15得，选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本P219图13-15得，小带轮基准直径推荐值为112~140mm
则取d1=140mm>dmin=112mm
取V带传动的滑动率ε=0.02（一般ε=0.01~0.02）
d2=n1d1（1-ε）/n2=1440×140×（1-0.02）/533.3=370mm
由课本P219表13-9，取d2=375mm
实际从动轮转速n2’=n1d1（1-ε）/d2=1440×140×（1-0.02）/375
=516.8r/min
转速误差为：（ n2-n2’ ）/n2=（533.3-526.8）/533.3
=1.21%<5%(允许)
带速V：V=πd1n1/60×1000
=π×140×1440/60×1000
=10.55m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带的基准长度和中心矩
初选中心距a0=1.5(d1+d2)=1.5×（140+375）=772.5mm
取a0 =800mm符合中心距推荐式得
0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)
0.7(140+375)≤a0≤2×(140+375)
即360.5mm≤a0≤1030mm
由课本P220带长公式得
L0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)/4a0
=2×800+π×(140+375)/2+(375-140)2/4×800
=2426mm
由课本P212表13-2取Ld=2500mm
由课本P220式（13-16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=800+（2500-2426）/2
=837mm

(4)验算小带轮包角
α1=1800-（d2-d1）×57.30/a
=1800-（375-140）×57.30/873
=163.90>1200（适用）

（5）确定带的根数
由课本P214表（13-3）P0=2.28KW
由课本P216表（13-5）△Pc=0.17KW
由课本P217表（13-7）Kα=0.96
由课本P212表（13-2）KL=1.09
由根数Z= PC/(P0+△P0)KαKL
=9/(2.28+0.17) ×0.96×1.09
=3.51
取Z=4

(6)计算轴上压力
由课本P212表13-1查得q=0.1kg/m
由课本P220式（13-17）单根V带的初拉力
F0=500PC（2.5/Kα- 1）/ZV +qV2
=500×9×(2.5/0.96-1) /4×10.55+0.1×10.552
=182.19N
则作用在轴承上的压力FQ，由课本P221式（13-13）得
FQ=2ZF0sin（α1/2）
=2×4×182.19sin（163.90/2）
=1443N

2.齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
因为要求结构紧揍，所以齿轮采用硬齿面的齿轮组合。小齿轮选用40MnB表面淬火，齿面硬度为45~55HBC，接触疲劳极限强度为1130~1210Mpa，弯曲疲劳强度为690~720MPa；大齿轮选用38CrMnAIA表面淬火，齿面硬度45~55HBC,接触疲劳极限强度为1130~1210Mpa，弯曲疲劳强度为690~720MPa；根据课本P168表11-2选8级精度,齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）许用接触应力
取σHlimZ1=σHlimZ2=1200Mpa，σEF1=σEF2=700Mpa
由课本P171表11-5得
最小安全系数是SH =1.0 SF =1.25
[σF1]= [σF2]=0.7σEF1/ SF=0.7×700/1.25=392Mpa
[σH1]= [σH2] =σHlim1 /SH =1200/1=1200Mpa

(3)按轮齿弯曲强度设计计算
由课本P169表11-3取载荷系数K=1.1；
由课本P175表11-6取齿形系数φd=0.8；
由课本P171表11-4取弹性系数ZE=189.8；
由于齿轮为标注齿轮，所以节点区域系数ZH=2.5；
确定传动比i=3，转矩T1=9.55×106 P/n1=110578N.mm
由课本P177得β=80~200，初选螺旋角β=150
取小齿轮齿数Z1=26，则Z2=iZ1=3×26=78
由课本P178公式得当量齿数ZV=Z/cos3β
故ZV1= Z1/cos3β=26/ cos315=28.8
ZV2= Z2/cos3β=78/cos315=86.5
由课本P173图11-8得YFa1= 2.65 YFa 2=2.23
YSa 1= 1.62 YSa2=1.77
因为YFa1 YSa 1/[σF1]= 2.65×1.62/392=0.01095 ①
YFa1 YSa 1/[σF1]= 2.23×1.77/392=0.01007 ②
显然①>②，所以选用小齿轮进行弯曲强度计算
由课本P178式（11-11）得，法向模数
mn≥[2KT1 YFa1 YSa 1 cos2β/φd Z12 [σF1]]1/3
=[2×1.1×110578×2.65×1.62×cos2150/0.8×262×392]1/3
=1.66mm
由课本P57表4-1取标准模数m=2mm
中心距a= mn (Z1 + Z2) /2 cosβ
=2×（26+78）/2×cos150
=107.67mm
取中心距a=110mm
确定螺旋角β=arc cos[mn(Z1 + Z2) /2a]
=arc cos[2×（26+78）/2×110]
=19000′41″
齿轮分度圆直径d1=mnZ1/ cosβ=2×26/cos19000′41″=55mm
d2=mnZ2/cosβ=2×78/cos19000′41″=165mm
齿宽b=φd d1= 0.8×55=44mm
取b2=45mm b1=50mm

（4）验算齿面接触强度
由课本P178式Zβ=（cosβ）1/2= （cos19000′41″）1/2=0.97
由课本P177式11-8得
σH=ZEZHZβ[2KT1(u+1)/b ud12] 1/2
=189.8×2.5×0.97×[2×1.1×110578×(3+1)/45×3×262] 1/2
=710.5MPa<[σH1]=1200Mpa （安全）

（5）齿轮圆周速度计算
V=πd1 n1/60×1000
=π×55×533.3/60×1000
=1.5m/s

六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
由课本P241表4-1得，选用45调质钢，硬度217~255HBS，强度极限650MPa，屈服极限360MPa，弯曲疲劳极限300MPa。
由课本P245表14-2得，c=115
由课本P245式（14-2）得
d≥c (P2/n2)1/3
=115× (6.175/533.3)1/3mm=26mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=26×(1+5%)mm=27.3mm
∴取d=28mm

2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。

（2）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=28mm，长度取L1=50mm
因h=2c，所以c=1.5mm
Ⅱ段:d2=d1+2h=28+2×2×1.5=34mm ∴d2=35mm
初选用7307C型角接触球轴承，其内径为35mm,宽度为21mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此取该段长为60mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（17+20+60+3）=100mm
Ⅲ段：d3=40mm
L3=L1-L=50-3=47mm
Ⅳ段：d4= d3+2h =40+2×2×1.5=46mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：35+3×2=41mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm。
Ⅴ段直径d5=30mm，长度L5=23mm。
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=100mm，轴承总长为L=240mm

(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：d1=55mm
②求转矩：T2=110578N·mm
③求圆周力：Ft=2 T2/ d1=2×110578/55=4021N
④求径向力：Fr=Fttanα/cosβ
=4021×tan200/cos19000′41″=1547.96N
⑤求轴向力：Fa= Fttanβ=4021×tan19000′41″=1385.4N
⑥该轴两轴承对称则：LA=LB= L/2=100/2=50mm
(4)绘制轴受力简图（如图a）
(5)求垂直面的支反力（如图b）
F1v=(FrL/2- Fa d1/2)/L
=（1547.96×100/2-1385.4×55/2）/100=393N
F2V=Fr- F1v =1547.9-393=1154.96N

(6)绘制垂直面弯矩图（如图c）
M′aV=F1V L/2=393×100/2=19.650N.m
MaV=F2V L/2=1154.96×100/2=57.748N.m

(7)求水平面的支反力（如图b）
F1H=F2H=Ft/2=4021/2=2010.5N

(8)绘制水平弯矩（如图d）
MaH=F1HL/2=2010.5×100/2=100.525N·m

(9)绘制合弯矩图（如图e）
考虑到最不利的情况，把MaH与MaV直接相加
Ma=(MaH2+MaV2)1/2=(100.5252+57.7482)1/2=115.9N·m
M′a=(MaH2+M′aV2)1/2= (100.5252+19.6502)1/2=102.4N.m

(10)绘制扭矩图（如图f）
T=110578N·mm

(11)求危险截面的当量弯矩
由课本P246得折合系数α=1，得
Me=[Ma2+(αT)2]1/2=[115.92+(1×110.578)2]1/2=150.7N.m

(12)校核危险截面的强度
由课本P246表14-3查得45调质钢对称循环下的弯曲应力为
[σ-1 b]=60MPa
由课本P246式（14-5）得
σe=Me/0.1d33=150700/0.1×403
=23.55MPa< [σ-1 b] =60MPa
∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
由课本P241表14-1选用45号调质钢，硬度217~255HBS，强度极限为650MPa，屈服极限为360MPa，弯曲疲劳极限为300Mpa。
由课本P245表14-2得，c=115
由课本P245式（14-2）得
d≥c(P3/n3)1/3=115×(5.87/142)1/3=39.8mm
取d=40mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选7309c型角接球轴承，其内径为45mm，宽度为25mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长50mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为3mm。
Ⅰ段：d1=40mm 长度取 L1=20mm
因h=2c，所以取c=2
Ⅱ段: d2=41mm ， L2=60mm，由于利用轴肩定位，所以设计成阶梯状直径为50mm。
Ⅲ段：d3=40mm L3=35mm
Ⅳ段：d4=38mm L4=50mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，所以
Ⅴ段直径d5=35mm，取长度 L5=70mm
所以轴总长度为225mm，支撑跨距为95mm
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：d1=165mm
②求转矩：T2=394778N·mm
③求圆周力：Ft=2 T2/ d1=2×394778/165=4785.2N
④求径向力：Fr=Fttanα/cosβ=4785.2×tan200/cos19000′41″
=1842.2N
⑤求轴向力：Fa= Fttanβ=4785.2×tan19000′41″=1647.6N
⑥该轴两轴承对称则：LA=LB= L/2=95/2=47.5mm

(4)求轴的垂直面支反力
F1v=(FrL/2-Fad1/2)/L
=（1842.2×95/2-1647.6×165/2）/95=-509.7N
F2V=Fr- F1v =1842.2-(-509.7)=2351.9N

(5)求轴的垂直面弯矩
M′aV=F1V L/2=-509.7×95/2=24.21N.m
MaV=F2V L/2=2351.9×95/2=111.67N.m

(6)求轴的水平面支反力
F1H=F2H=Ft/2=4785.2/2=2392.6N

(7)求轴的水平弯矩
MaH=F1HL/2=2392.6×95/2=113.65N·m

(8)求合弯矩
考虑到最不利的情况，把MaH与MaV直接相加
Ma=(MaH2+MaV2)1/2=(113.652+111.62)1/2=159.3N·m
M′a=(MaH2+M′aV2)1/2= (113.652+24.212)1/2=116.2N.m

(9)轴受到的扭矩为
T=394778N·mm

(10)求危险截面的当量弯矩
由课本P246得折合系数α=1，得
Me=[Ma2+(αT)2]1/2=[159.32+(1×394.778)2]1/2=425.9N.m

(11)校核危险截面的强度
由课本P246表14-3查得45调质钢对称循环下的弯曲应力为：
[σ-1 b]=60MPa
由课本P246式（14-5）得σe=Me/0.1d33
=425900/0.1×453
=46.74MPa< [σ-1 b] =60MPa
∴该轴强度足够。

七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=46720小时
1、计算输入轴承
(1)计算轴承的轴向力
已知n2=533.3r/min
两轴承载荷：Fr1=Fr2= Fr /2=773.98N
初选两轴承为角接触球轴承7307C型
由课本P281表16-12查得轴承内部轴向力
FS1 =0.68Fr1=0.68×773.98=526.3N
FS2= 0.63Fr2=0.68×773.98=526.3N
轴向载荷：Fa=1385.4N
∵FS2+Fa=526.3+1385.4=1911.7N>FS1=526.3N
故轴承1为压紧端Fa1 =FS2+Fa=526.3+1385.4=1911.7N
而轴承2为放松端Fa2=FS2=526.3N

(2)求当量动载荷的X.Y值
由课本P280表（16-11）得e=0.68，则
Fa1/Fr1=1911.7/773.98=2.47> e
Fa2/Fr2=526.3/773.98=0.68=e
所以得：x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0

(3)计算当量载荷P1、P2
根据课本P262（11-6）式得
P1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41×773.98+0.87×1911.7=1980.5N
P2=X2Fr2+Y2Fa2=1×773.98+0×526.3=773.98N

(4)轴承寿命计算
因轴的结构要求两端选择同意尺寸的轴承，今P1>P2，故应以轴承1的径向当量动载荷P1计算依据。因受轻微冲击，故由课本P279表16-9取载荷系数
f P=1.2，由课本P279表16-8得温度系数ft=1
∵角接触球轴承ε=3，由手册P149表15-6得7307C型的Cr=34.2KN
由课本P279式（16-3）式得
LH=106 (ftCr/fPP1) ε/60n
=106×(1×34200/1.2×1980.5) 3/60×533.3
=93317h>46720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)计算轴承的轴向力
已知n3=142r/min
两轴承载荷：Fr1=Fr2= Fr /2=921.1N
初选两轴承为角接触球轴承7309C型
由课本P281表16-12查得轴承内部轴向力
FS1=0.68Fr1=0.68×921.1=626.35N
FS2=0.63Fr2=0.68×921.1=626.35N
轴向载荷：Fa=1647.6N
∵FS2+Fa=626.35+1647.6=2273.9N>FS1=626.35N
故轴承1为压紧端Fa1=FS2+Fa=626.35+1647.6=2273.9N
而轴承2为放松端Fa2=FS2=626.35N

(2)求当量动载荷的X.Y值
由课本P280表（16-11）得e=0.68，则
Fa1/Fr1=2273.9/921.1=2.46> e
Fa2/Fr2=626.35/921.1=0.68=e
所以得：x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0

(3)计算当量载荷P1、P2
根据课本P262（11-6）式得
P1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41×921.1+0.87×2273.9=2355.9N
P2=X2Fr2+Y2Fa2=1×921.1+0×626.35=921.1N

(4)轴承寿命计算
因轴的结构要求两端选择同意尺寸的轴承，今P1>P2，故应以轴承1的径向当量动载荷P1计算依据。因受轻微冲击，故由课本P279表16-9取载荷系数
f P=1.2，由课本P279表16-8得温度系数ft=1
∵角接触球轴承ε=3，由手册P149表15-6得7309C型的Cr=49.2KN
由课本P279式（16-3）式得
LH=106 (ftCr/fPP) ε/60n
=106×(1×49200/1.2×2355.9) 3/60×142
=164636h>46720h
∴预期寿命足够

八、键联接的选择及校核计算
1.轴径d1=28mm L1=50mm
查手册选用C型平键，得
键 8×7 GB/T1095-2003 l=L1-b=50-8=42mm
T2=110.578N·m h=7mm
由课本P158式（10-26）得
σp=4T2/dhl=4×110578/28×7×42
=53.7Mpa<[σR]=110Mpa

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=40mm L3=47mm
由课本P156页选A型平键
键12×8 GB/T1095-2003 l=L3-b=47-12=35mm
T2=110.578N·m h=8mm
由课本P158式（10-26）得
σp=4T2/dhl =4×110578/40×8×35
=39.5Mpa<[σp]=110Mpa

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=41mm L=50mm
由课本P156页选A型平键
键14×9 GB/T1095-2003 l=L-b=60-14=4 mm
T3=394.778N.m h=9mm
由课本P158式（10-26）得
σp=4T3/dhl=4×394778/41×9×46
=93MPa<[σp] =110Mpa
4、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d5=35mm L=70mm
由课本P156页选A型平键
键8×7 GB/T1095-2003 l=L-b=70-8=62mm
T4=394.778N.m h=7mm
由课本P158式（10-26）得
σp=4T4/dhl=4×394778/35×7×62
=103.9MPa<[σp] =110Mpa

九、联轴器的选择及校核计算
(1)选择类型
为了缓和机器自身的冲击和减轻电动机与减速器之间的振动，选用弹性柱销联轴器。

(2)求计算转矩
转矩T=43.108N.mm
由课本P291表17-1查得工作机为输送机，工作情况系数为Ka=1.5,故计算转矩：
Tc=KaT=1.5×43.108=64662N.m

（3）确定型号
由设计手册P163选取弹性套柱联轴器TL5。它的公称转矩为125N.m，版联轴器材料为钢时，许用转速为4600r/min，允许轴孔直径在25~35mm之间。

F=2.1KN
V=2.6m/s
D=350mm

η总=0.8411
P工作=6.5KW

n筒=142r/min
n’d=852~3408r/min

选n=1500r/min。
电动机型号Y132M-4

i总=10.14
据手册得
i带=2.7
i齿轮=3.756

n1 =1440r/min
n2=533.3r/min
n3=142r/min

P1=6.5KW
P2=6.175KW
P3=5.87KW

T1=43108N·mm
T2=110578N·mm
T3=394778N·mm

PC=9KW

d2=370mm
取标准值d2=375mm
n2’=516.8r/min
V=5.03m/s

360.5mm≤a0≤1030mm
取a0=800
Ld=2426mm
实际a=837mm

α1=163.90

Z=4根

F0=182.19N
FQ =1443N

[σF1]= 392Mpa
[σF2]= 392Mpa
[σH1]= 1200Mpa
[σH2] =1200Mpa

i齿=3
Z1=26
Z2=78
mn=1.66mm
T1=110578N·mm
取中心距a=110mm
初选螺旋角β=150
确定螺旋角β=19000′41″
d1 =55mm
d2=165mm
b2=45mm
b1=50mm

Zβ=0.97
σH=710.5MPa

V=1.5m/s

d≥26mm
取d=28mm

d1=28mm
L1=50mm
d2=35mm
L2=100mm
d3=40mm
L3=47mm
d4=46mm
L4=20mm
d5=30mm
L5=23mm
支承跨距l=100mm
轴承总长L=240mm

Ft=4021N
Fr=1547.96N
Fa=1385.4N
LA=LB=50mm

F1v=393N
F2V=1154.96N

M′aV=19.650N.m
MaV=57.748N.m

F1H=F2H=2010.5N

MaH=100.525N·m

Ma=115.9N·m
M′a=102.4N.m

T=110578N·mm

Me=150.7N.m

[σ-1 b]=60MPa
σe=23.55MPa

d1=40mm
L1=20mm
d2=41mm
L2=60mm
d3=40mm
L3=35mm
d4=38mm
L4=50mm
d5=30mm
L5=70mm
轴总长度为235mm
支撑跨距为95mm

d1=165mm
Ft=4785.2N
Fr=1842.2N
Fa=1647.6N
LA=LB=47.5mm

F1v=-509.7N
F2V=2351.9N

M′aV=24.21N.m
MaV=111.67N.m

F1H=F2H=2392.6N

MaH=113.65N·m

Ma=159.3N·m
M′a=116.2N.m

T=394778N·mm

Me=425.9N.m

[σ-1 b]=60MPa
σe=46.74MPa

寿命=46720小时

Fr1=Fr2=773.98N
初选轴承7307C型
FS1= FS2=526.3N
Fa=1385.4N
Fa1=1911.7N
Fa2=526.3N

x1=0.41
y1=0.87
x2=1
y2=0

P1=1980.5N
P2=773.98N

Cr=34.2KN
LH=93317h（合适）

初选轴承7309C型
Fr1=Fr2=921.1N
FS1= FS2=626.35N
Fa=1647.6N
Fa1=2273.9N
Fa2=626.35N

x1=0.41
y1=0.87
x2=1
y2=0

P1=2355.9N
P2=921.1N

Cr=49.2KN
LH==164636h（合适）

C型平键
d1=28mm
L1=50mm
l=42mm
T2=110.578N·m
h=7mm
σp=53.7Mpa
[σR]=110Mpa

A型平键
d3=40mm
L3=47mm
l=35mm
T2=110.578N·m
h=8mm
σp=39.5Mpa
[σR]=110Mpa
A型平键
d2=41mm
L=60mm
l=46mm
T3=394.778N.m
h=9mm
σp=93Mpa
[σR]=110Mpa
A型平键
d5=35mm
L=70mm
l=62mm
T3=394.778N.m
h=7mm
σp=103.9Mpa
[σR]=110Mpa

T=43.108N.mm
Tc==64662N.m
取弹性套柱联轴器TL5

取弹性套柱联轴器TL5

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