設計說明書角接觸球軸承

1、.'課程設計課程名稱機械設計基礎題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院專業(yè)班級學號學生姓名指導教師200年月日;.'目錄機械設計基礎課程設計任務書.1一、傳動方案的擬定及說明.3二、電動機的選擇 .3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4四、傳動件的設計計算 .6五、軸的設計計算 .15六、滾動軸承的選擇及計算.23七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.26八、高速軸的疲勞強度校核.27九、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇 .30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇 .31 參考資料目錄;.'題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院專業(yè)班級姓名學號一、課程設計的內(nèi)容設計一帶式運輸機

2、傳動裝置（見圖 1）。設計內(nèi)容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖 2 為參考傳動方案。DFv動力及傳動裝置圖 1 帶式運輸機傳動裝置圖 2 參考傳動方案二、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件：1運輸帶工作拉力：T=450NmkN ；2運輸帶工作速度：v = 0.8m/s；3卷筒直徑：D =350mm ；4使用壽命：8 年；5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量。;.'三、課程設計應完成的工作1減速器裝配圖1 張；2零件工作圖2 張（軸、齒輪各1 張

3、）；3設計說明書1 份。四、課程設計進程安排序號設計各階段內(nèi)容地點起止日期一設計準備 : 明確設計任務；準備設計資料和繪圖用具教 1-201第 18 周一傳動裝置的總體設計 : 擬定傳動方案；選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力參數(shù)第 18周一二教 1-201傳動零件設計計算 :至第 18 周二帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設計計算減速器裝配草圖設計 : 初繪減速器裝配草圖； 軸系部第 18周二三件的結構設計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強度計算;減教 1-201至第 19 周一速器箱體及附件的設計第 19周二四完成減速器裝配圖 :教 1-201至第 20 周一五零件工作圖設計教 1-201第 20 周周二

4、第20周六整理和編寫設計計算說明書教 1-201周三至周四七課程設計答辯工字 2-617第 20 周五五、應收集的資料及主要參考文獻1 孫桓 , 陳作模 . 機械原理 M.北京：高等教育出版社，2001.2 濮良貴 , 紀名剛 . 機械設計 M.北京：高等教育出版社，2001.;.'3 王昆 , 何小柏 , 汪信遠 . 機械設計 /機械設計基礎課程設計M.北京：高等教育出版社， 1995.4 機械制圖、機械設計手冊等書籍。發(fā)出任務書日期： 2008年 6月23日指導教師簽名 ：計劃完成日期：2008年 7月11日基層教學單位責任人簽章：主管院長簽章：;.'設計計算及說明結果一、

5、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為三級減速器 （包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速nW ，即601000v601000243.67 r minnWD320nW43.67 r min二、電動機選擇1電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的三項異步電動機。它為臥式封閉結構2電動機容量1) 卷筒的輸出力 F=T/r=2571.438NFv2571.4380.8卷筒軸的輸出功率 PW10002.056kW10002) 電動機輸出功率 dPdpWPW2.056kW傳動裝置

6、的總效率23212345式中， 12 . 為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由參考書 1 表 2-4 查得：彈性聯(lián)軸器 10.99 ；滾子軸承 2 0.99 ；圓柱齒輪傳動30.97 ；卷筒軸滑動軸承 40.96 ；V 帶傳動 5 =0.96則0.960.9940.9720.990.960.825故PdpW2.0562.49kW0.8250.8253電動機額定功率 PedPd 2.49kW;.'設計計算及說明結果由1 表 20-1 選取電動機額定功率Ped3kW4電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍 i24 34

7、，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為ndn i 243.67 (21 34) 917 1484r / minW可見只有同步轉(zhuǎn)速為960r/min的電動機均符合。選定電動機的型號為 Y132S-6。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速HDXEY132S-63KW1000r/mi132M38X80n5、計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比1）、總傳動比 i=n0/n w=21.982) 、分配傳動比假設 V 帶傳動分配的傳動比 i12 ，則二級展開i =10.99式圓柱齒輪減速器總傳動比。 i10.99i=i1二級減速器中：高速級齒輪傳動比 i 21.4* i。1.4 * 12.153.85i低速級齒輪傳

8、動比i 。 12.152.85i 2 =3.85i34.12i 2i 3 =2.85三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸、軸。各軸轉(zhuǎn)速為：;.'設計計算及說明n 0nm960r / minnnm960480r /mini21nn480124. 67r/ mini3 .852nn124. 6743. 74r/ mini 32. 852各軸輸入功率按電動機所需功率 Pd 計算各軸輸入功率，即電動機的輸入功率， P0Pd2.49kW第一根軸的功率， PPd52.490.962.39kW第二根軸的功率， PP232.390.990.97

9、2.29kW第三根軸的功率， PP2 32.290.96 0.972.13kW3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T(N?m)T09.55 106P0 9.55 106 2.49N mm 24770N mmn0960T 9.55 106 P1 47550N mm n1T 9.55 106 P2 17541N mmn2T 9.55 106 P3 46505N mmn3將計算結果匯總列表備用。項目電動機高 速 軸中 間 軸低 速 軸N 轉(zhuǎn) 速（ r/min960480124.6743.74）P 功 率2.492.392.292.13（kW）轉(zhuǎn)矩 T(N24.7747.55175.41465.05?m)i 傳動比23.

10、852.85效率0.960.990.97結果n0 960r / min n 480r / minn 124.67r / min n 43.74r / minP02.49kWP 2.39kW P 2.29kW P 2.13kWT024770N mmT47550N mmT 17541N mm T 46505N mm;.'設計計算及說明結果四、傳動件的設計計算1設計帶傳動的主要參數(shù)。已知帶傳動的工作條件：單班制（共8h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=2.49kw 小帶輪轉(zhuǎn)速 n1960r / m大帶輪轉(zhuǎn)速 n2480r / m ，傳動比 i 12 。設計內(nèi)容包括選擇帶的型號

11、、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經(jīng)按5 選擇了 V 帶傳動，所以帶的設計按 V 帶傳動設計方法進行）1）、計算功率 papa = K AP1.12.49kw2.739kw2) 、選擇 V 帶型根據(jù) pa 、 n1 由圖 8-10 機械設計 p157 選擇A 型帶（ d1=112140mm）3）、確定帶輪的基準直徑dd 并驗算帶速 v(1) 、初選小帶輪的基準直徑 dd ，由（機械設計 p155 表 8-6和 p157 表 8-8 ，取小帶輪基準直徑d d1 125mmV=6.28m/s（2）、驗算帶速 vvdd 1 n1125 960

12、m / s 6.28m / s601000601000因為 5m/s<19.0m/s<30m/s, 帶輪符合推薦范圍dd 2 =250mm（3）、計算大帶輪的基準直徑根據(jù)式 8-15d d 2i dd12125mm250mm ，初定 dd 2 =250mm（4）、確定 V 帶的中心距 a 和基準長度 Lda、 根據(jù)式 8-20機械設計 p1520.7(dd1dd2 )a02(dd1dd2 )0.7(125250 )a 02(125 250 );.'設計計算及說明262.5a750初定中心距 a0 =500mmb 、由式 8-22 計算帶所需的基準長度d d12l 0 =2

13、a0 + 2d d 2d d1d d 24a0=2×500+×0.5 ×（ 125+250）+（ 250-125）（250-125 ）/4×5001597mm由表 8-2 先帶的基準長度 l d =1600mmc. 計算實際中心距a a0 +( l d - l0 )/2 500+（ 1600-1597）/2 501.5mm中心距滿足變化范圍 :262.5 750mm（5）. 驗算小帶輪包角1 180° - （ d d 2 - dd 1 ） /a ×57.3 ° 180°- （250-125 ）/501.5 

14、5;57.3 ° 166°>90°包角滿足條件（6）. 計算帶的根數(shù)單根 V 帶所能傳達的功率根據(jù) n1 =960r/min和 dd1 =125mm表 8-4a用插值法求得p0 =3.04kw單根 v 帶的傳遞功率的增量p0已知 A 型 v 帶，小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 =960r/min轉(zhuǎn)動比i=n1 =dd 1 / d d 2 =2n2查表 8-4b 得p0 =0.35kw計算 v 帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)k =0.96, 表 8-2得帶長修正系數(shù)結果a0 =500mml d =1600mm1 166°.'設計計算及說明結果k L =0

15、.99pr =( p0 +p0 ) × k × k L =(3.04+0.35)×0.96 ×0.99=5.34KWZ= pc =7.29/5.34=1.37V帶取 2 根.故取 2根.Pr（7）、計算單根 V 帶的初拉力和最小值( 2.5 k ) pc+qVV=190.0NF0 min =190.0NF0 min 500*ZVk對于新安裝的 V 帶 , 初拉力為 :1.5 F0 min =285N對于運轉(zhuǎn)后的 V 帶 , 初拉力為 :1.3 F0 min =247N（8）計算帶傳動的壓軸力FPFP =754NFP =2ZF0 sin(1 /2)=754

16、N（9）. 帶輪的設計結構A. 帶輪的材料為 :HT200B.V 帶輪的結構形式為 : 腹板式 .C 結構圖（略）2、齒輪傳動設計選擇斜齒輪圓柱齒輪先設計高速級齒輪傳動1）、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(HB<=350HBS),8級精度 , 查表 10-1 得小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)處理HB1 =280HBS大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)處理HB2=240HBS2) 、按齒面接觸強度計算 :取小齒輪 z1=22，則 z2 =i 2 z1 ， z2 =223.85=84.7 ，取 z2 =86 并初步選定 11°.'設計計算及說明確定公式中的各計算數(shù)

17、值a. 因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b. 由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) Zh=2.425c. 由圖 10-26 查得0.76 ,0.84 , 則121.6012d. 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 : T147.55 Nmm 。確定需用接觸應力e. 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf. 由圖 10-2 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效, 故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸, 然后驗算輪齒的彎曲強度, 查表 9-5 得齒輪接觸應力lim 1 =600MPa大齒輪的為lim 2 =550MPah. 由式 10-13計算應力循環(huán)

18、次數(shù)N160n jLh60 4801(8 1 8 300)5.521091N 25.5210 91.4393.85i. 由圖 10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 1 =0.90K HN 2 =0.96H1= KHN1lim 1/S=540 MpaH2 =K HN2lim 2/S=528 MpaH=(H 1 +H2 )/2=543 Mpa3）、計算（1) 計算齒寬 B 及模數(shù) mntB=d d1t =1X51.9mm=51.9mmmnt = d1t cos/ z1=2.038mmH=2.25 mnt =5.19mmB/H=51.9/5.19=10（3）、計算縱向重合度結果1.60N15.52

19、109N21.4310 9H 1540MpaH 2528MPa=1.704;.'設計計算及說明結果=0.318 d z1 tan =1.704（4）、計算載荷系數(shù)K=2.001由表 10-8.10-4.10-13.10-3分別查得 :KA 1,KV1.15, KH1.45, KF1.35, KHKF 1.2d1 =44.89故載荷系數(shù)K K AKV KHK H 1 1.15 1.45 1.22.001（5）、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，mn12mm由式 1010a 得d1 = d1t3 k =44.89mmKt（6）、計算模數(shù) mntmnt = d1 Cos /Z1=1.99

20、mm4）、按齒根彎曲強度設計由式 10-172KT1YF 1Ysa1 cos23mn1a (u 1) z12F1(1) 、計算載荷系數(shù) :K KAKVK FK F 11.15 1.21.35 1.863(2) 、根據(jù)縱向重合度=1.704, 從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)Y 0.85(3) 、計算當量齒數(shù)齒形系數(shù)2223.30 ， zv28691.1zv1cos3 11cos3 11（4）、由 1 圖 10-5查得 YFa 1， YFa 22.212.72由表 10-5 查得 YSa11.57， YSa 21.776由圖 10-20C 但得FE 1 =500 MPa FE 2=380 M

21、Pa由圖 10-18 取彎曲疲勞極限 K FN 1 =0.85,K FN 2 =0.88;.'設計計算及說明結果計算彎曲疲勞應力 : 取安全系數(shù) S=1.4, 由 10-12 得:F 1 = K FN 1FE 1/S=303.57 MPaF 2 = K FN 2FE 2/S=238.86 MPa（5）、計算大小齒輪的YF 1Ysa1 ，并比較F1YF 1Ysa12.721.570.0147F 1303.57YF 2Ysa22.2681.7940.01704238.84F 2且 YF 1Ysa1YF 2Ysa 2，故應將 YF 2Ysa2 代入 1 式（ 11-15 ）計算。F 1F 2

22、F 2（6）、計算法向模數(shù)mn1 32KT1YF1Ysa1 cos2a (u 1) z12F 132 1.863 4.189 104 0.85 cos2 151.4811.62020.01704對比計算結果 , 為同時滿足接觸疲勞強度, 則需按分度圓直徑d1 =44.89mm來計算應有的數(shù) , 于是有 :取 mn12mm；d1 cos44.89cos1522.03 ，故取（7）、則 zz1=2212mn. 則 z2 =i2 z1 =8.47 ，取 z286a1 =110mm（8）、計算中心距mn (z1 z2 )2(2286)110.09mma12cos112cos”115 524取 a1=1

23、10mm（9）、確定螺旋角d1 =45.58mm;.'設計計算及說明結果1arccos m n ( z1z2 )d 2 =186.42mm2 a2(2286 )arccos11 .47B244mm，2 110（10）、計算大小齒輪分度圓直徑 :B152mmd1 =Z1 mn44.89mmcos11.47d 2=Z2mn175.10mmcos11.47（11）、確定齒寬b2a d1 144.8944.89mm取 B2 44mm ， B1 52mm5）、結構設計。（略）配合后面軸的設計而定低速軸的齒輪計算1）、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同）(HB<=350HBS),8級精度

24、, 查表 10-1 得小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)處理HB1 =280HBS大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)處理HB2=240HBS2）、取小齒輪34= i3337 =1054z =37，則 zz 2.85取 z =105，初步選定 11°3）、按齒面接觸強度計算:確定公式中的各計算數(shù)值a. 因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b. 由圖 10-30選取區(qū)域系數(shù) zH2.425c. 由圖 10-26查得 10.76, 20.85,則11.612d. 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 :T2 175.41N mm;.'設計計算及說明結果確定需用接觸應力e. 由表 10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=1

25、89.8MPaf. 由圖 10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效, 故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸, 然后驗算輪齒的彎曲強度, 查表 9-5 得齒輪接觸應力lim 1 =600MPa大齒輪的為lim 2=550MPah. 由式 10-13 計算應力循環(huán)系數(shù)N160n1 jL h601241(8 1 8 300) 1.43108N 29.8671080.51082.85i.由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 1 =0.96K HN 2 =0.97H 1= KHN1lim 1/S=576MpaH2 =K HN 2lim 2H=(H1+H2/S=53

26、3.5 Mpa)/2=554.8 Mpa4）、計算（1）、計算齒寬 b 及模數(shù) mntB= d d1t =1X65.87=65.87mmmnt = d1t cos /z1 =1.75mmH=2.25 mnt =3.93mmb/h=16.76(3) 、計算縱向重合度=0.318 dZ1tan =1.704K=1.960a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分別查得 :K A1, KV1.12, K H1.458,K F1.36,K HK H1.2故 載荷系數(shù)（ 4）、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a 得;.'設計計算及說明結果kd1 = d1t 3=75.5

27、8mm（5）計算模數(shù) mntmnt = d1 cos / z3 =2.005mm5）、按齒根彎曲強度設計由式 10-17mn12KT1YF 1Ysa1 cos23a (u1)z12F1a 上式中 K K A KVK FK F1 1.121.2 1.36 1.829b 根據(jù)縱向重合度=1.704, 從圖 10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y =0.85c 計算當量齒數(shù)齒形系數(shù)zv13739.19105111.23， zv23cos 11cos 11由1圖 10-5 查得 YF 12.72， YF 22.292由圖 10-20C 但得FE 1=500 MPaFE 2=380 MPa由圖 10-18 取

28、彎曲疲勞極限 K FN 1 =0.86,K FN 2 =0.89d 計算彎曲疲勞應力 : 取安全系數(shù) S=1.4, 由 10-12 得:F 1=K FN1FE 1/S=307.14 MPaF 2=KFN2FE 2/S=241.57 MPaYF 1Ysa12.715 1.571 0.01363e 比較F 1307.142.212 1.772YF 2Ysa20.01623241.57F 2且 YF 1Ysa1YF 2Ysa 2，故應將 YF 2Ysa2代入 1式（ 11-15 ）計算。F 1F 2F 2f 法向模數(shù);.'設計計算及說明3 2KT1YF 1Ysa1 cos2mn11) z12

29、a (uF 13 2 1.829 1.56 1050.85 cos2 150.01652.26311.61202對比計算結果 ,為同時滿足接觸疲勞強度, 則需按分度圓直徑d1 =75.58mm來計算應有的數(shù) , 于是有 :取 mn1 2mmz3 37. 則 z4 105g 中心距mn (z1 z2 )2(37 105)145mma12cos112cos取 a1=145mm h 確定螺旋角1 arccos mn (z1z2 ) 2aarccos 2 (37 105)11.762 145i 計算大小齒輪分度圓直徑 :Z3mnd3= cos11.7675.586mmd4=Z4 mn214.414mm

30、cos11.76J 齒寬B4a d3 58取 B458mm ， B3 64mm4) 、齒輪結構設計，（略）配合后面軸的設計而定五、軸的設計計算為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為結果mn12mmz337z4105a1 =145mm1 =11.76d3 =75.586mmd4 =214.414mmB4 58mm， B3 64mm;.'設計計算及說明結果Ft12T124.191104d145.581839NFr1Ft1 tgn18.9tg 20693Ncoscos11.471Fa1Ft 1tg 11839 tg11.47496NFt 22T

31、224.603105d34461N206.36Fr2Ft 2 tgn4461 tg 201675Ncoscos11.762Fa2Ft 2tg24461tg11.761134N1高速軸設計1）按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31 ，取 A0100dmin =26mm2）初算軸的最小直徑dmin A0 3 p100 3 2.4922.56mmn480高速軸為輸入軸，最小直徑處跟V 帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，。故取dmin =23.91mmd min =26mm高速軸工作簡圖如圖 (a) 所示首先確定個段直徑A 段： d1 =

32、26mm 有最小直徑算出）B 段： d3 =30mm，與軸承配合，取軸承內(nèi)徑C 段： d3 =36mmD 段： d5 =50mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據(jù)課程設計指導書 p116;.'設計計算及說明結果G段，d7 =30mm, 與軸承配合，取軸承內(nèi)徑第二、確定各段軸的長度A 段： L1 =1.6*26=43.6mm, 圓整取 L1 =44mmB 段： L2 =88mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后取88mmC 段： L3 =70mm,D 段： L552mm ，齒輪的齒寬 B152mmE 段： L4 =36mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度后圓整

33、得L4 =36mm軸總長 L=290mm2、軸的設計計算1）、按齒輪軸設計， 軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31 ，取 A01002）初算軸的最小直徑dmin A03 p100 3 2.9436.563mmn147因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%， dmin =38.75mm。根據(jù)減速器的結構，軸的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初L=290mm選角接觸軸承7208C，故取 dmin =40mmS=174mm軸的設計圖如下：首先，確定各段的直徑;.'設計計算及說明結果A 段: d1 =40mm,與軸承配合dmin =30mmF 段：d6，與軸承

34、配合=40mmE 段：d5，齒輪軸上齒輪的分度圓直徑=42mmB 段： d2=44mm, 非定位軸肩，與齒輪配合C 段： d3=80mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑然后確定各段距離：A 段：L1 =18mm, 考慮軸承寬度與擋油盤的長度B 段： L2 =21mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度C 段： L3 =64mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬E 段：L5 =10mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）F 段： L6 =44mm，考慮了軸承長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離D 段： L4 =42mm, 考慮軸承寬度與擋油盤的長度3、軸的設計計算輸入功率 P=2.13KW,轉(zhuǎn)速 n =4

35、3r/min,T=46505Nmm軸的材料選用 40Cr（調(diào)質(zhì)），可由表 15-3 查得 A0 =110所以軸的直徑 :dminA0 3 P =34.65mm。因為軸上有兩個鍵槽，n故最小直徑加大12%， dmin =38.80mm。由表 13.1( 機械設計課程設計指導書) 選聯(lián)軸器型號為LH3軸孔的直徑 d7 =40mm長度 L=84mm軸設計圖如下：;.'設計計算及說明結果首先，確定各軸段直徑A 段:d1 =60mm, 與軸承（角接觸軸承7312C）配合B 段:d2 =62mm,齒厚C 段:d3 =70mm,定位軸肩，取 h=4mmD 段:d4 =66mm, 非定位軸肩， h=2

36、mmdmin =40mmE 段:d5 =60mm, 與軸承（角接觸軸承7312C）配合F 段: G 段 :d 7 =40mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A 段:L1 =45mm,由軸承寬度和擋油盤尺寸確定B 段:L2 =56mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C 段:L3 =9mm, 定位軸肩E 段:L 5 =60mm, 考慮整體安裝尺寸F 段:L6 =82mm,軸承寬度G段:L7 =82mm,聯(lián)軸器孔長度;.'設計計算及說明結果軸的校核計算 ,第一根軸 :求軸上載荷已知：Ft1839N , Fr693N ,Fa496N , Fp754N設該齒輪軸齒向是右旋，受力如右圖：L181.75mm ，L2132 .25 mmL