二级减速器课程设计说明书

机械设计课程设计计算说明书题目（分流式二级圆柱齿轮减速器）指导教师院系机械系班级学号姓名完成时间2012512目录一设计任务书二、传动方案拟定三、电动机的选择四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算八、滚动轴承的选择及校核计算九、键联接的选择及计算十、联轴器的选择十一、减速器附件设计十二、润滑与密封十三、附录（零件及装配图）计算及说明结果一设计任务书11工作条件与技术要求忙闲程度中等，工作类型中等，运动速度允许误差为5。工作情况减速器装置可以正反转，载荷平稳，环境温度不超过40；传动零件工作总小数小时，滚动轴承寿命4000小时；检修410间隔期间2000小时一次大修，500小时小修制造条件极其生产批量中型机械制造厂，单件小批量生产。12设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图1张（A0）（5）齿轮及轴的零件图各1张（A1）2原始数据运行阻力F（KN）16运行速度V（M/S）06车轮直径DMM350启动系数16DK10000HHLF1600NV06M/SD350MM16DK计算及说明结果二传动方案的拟定电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至减速器外的齿轮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。1电动机2联轴器3减速器4联轴器5齿轮6车轮分流式二级圆柱齿轮减速器计算及说明结果三电动机的选择1选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2选择电动机的容量1）滚筒所需功率WPFV/1000160006/1000096KWW滚筒的转速N601000V/D3274R/MINN2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为W63521其中，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承效率，是齿轮至车轮的效率，097，096，098096W123W0633W635219608970533）确定电动机的额定功率EDP电动机的输出功率为13X16X096/0633316KW/WDPKK为功率储备系数，为启动系数D确定电动机的额定功率EP选定电动机的额定功率4KWD3、选择电动机的转速3274R/MINWN该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅机械设计教材表推荐传动比为86012I则总传动比可取20至150之间则电动机转速的可选范围为20832746548R/MIN1DNW1506057324911R/MIN2可见同步转速为1000R/MIN，1500R/MIN，3000R/MIN的电动机都符合，这里初选同步转速为1000R/MIN，1500R/MIN，3000R/MIN的三种电动机进行比较，如下表096KWWP3274R/MINN0633316KWDP4KWED6548R/MIN1DN4911R/MIN2计算及说明结果由参考文献1中表161查得电动机转速N/R/MIN方案电动机型号额定功率（KW）同步转速满载转速额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩质量/KG1Y112M243000289022222Y112M441500144022223Y132M164100096020204Y160M1847507202020由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案3四总传动比确定及各级传动比分配41计算总传动比由机械设计课程上机与设计中表162查得满载转速NM960R/MIN；总传动比NM/960/32742932AIW42分配各级传动比查阅机械设计课程上机与设计中表51各级传动中分配各级传动比，取减速器外齿轮传动比为，则720I高速级的圆柱齿轮传动比383，则8610/IA1I43低速级的圆柱齿轮的传动比为/1086/3832812I1电动机型号为Y32M16I2932720I3831I2812I计算及说明结果五计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速级轴为轴，减速器外的轴为小齿轮轴、大齿轮轴则960R/MINIIN960/393R/MIN25065R/MIN1III25065/281R/MIN2IIVNI8920R/MIN8920/273304R/MIN0IN解得车轮速度在速度允许误差为5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率EDP4KWI4098KW380KW1II380098KW32P29603434KW3434096098KW23IVI3231KW3231098097KW31VIPP3071KW30710960982889KW323各轴转矩95504/960950IIPTNNM398960IINR/MIN2506/MINIR89IVN3304R/MIN0I4KWIP380KWI3434KWI3231KWIVP3071KWV2899KW950IIPTN398NMII3784计算及说明结果9550380/960950IIPTNNM378495503434/25065II13084NM95503231/8920950IVIVPTN3459295503071/8920VVN32879M95502889/3304NPT95083505N表3轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV减速器外大齿轮轴转速（R/MIN）9609602506589203304功率（KW）4380343432312889转矩NM3983784130843459283505传动比138328127效率095090094065六、齿轮传动设计1高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数A按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动B塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）C材料选择。查机械设计教材图表（P75表62），选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。950IIPTN13084NMIVIV34592950VVPTN32879NM835058级精度（GB1009588）小齿轮40CR（调质）280HBS大齿轮45钢（调质）240HBS计算及说明结果D初选小齿轮齿数24，则大齿轮齿数1Z383249223831UE初选螺旋角4F选取齿宽系数12D1）确定公式内的各计算数值由公式计算3121UKTZDDHEA分流式小齿轮传递的转矩/21I3784/21892NMB查图表（P79图63）选取区域系数245HZC查图表（P78表64）选取弹性影响系数1898E12MPAD由公式0985014COSZE由许用接触应力,查表取，NHSLIM1,50,7LIMLI2LIM1LHHS查表取得5,012NZ735MPA，605MPA，则605MPAHHHF由式N60NJHL计算应力循环次数160HNNJ6096011000057681083/125760/383158241Z922831U412D1U18921TNM245HZ1898E2MPA9850735MPA1H2H605MPA605MPA8107651N152计算及说明结果G计算载荷系数K使用系数，查机械设计教材表63，取125AAK动载系数，由推荐值10212,取108VV齿间载荷分配系数，由推荐值114，取14齿向载荷分配系数，由推荐值112，取12KK得208AVH确定重合度系数Z由推荐值075088，取082Z2）计算A按计算小齿轮分度圆直径1TD2331605981894282109TD3171MMB计算法面模数COS/3171/24128,取标准值M2MMNM1TD1Z04COSC计算中心距AA（Z1Z2/2COS22492/11956N01S圆整A120MMD计算分度圆螺旋角ARCCOS（Z1Z2/2AARCCOS2（2492/2NMO814E计算分度圆直径DMZ1/224/4965MM1OCSO814CSF计算圆周速度V11/60TDN125A108V1412208082ZM2MMA120MMO8144965MM1D计算及说明结果3144965960/（601000）M/S25M/SG计算齿宽BB123171MM38052MM圆整D1T大齿齿宽B39MM2小齿齿宽44MM1B3）按齿根弯曲疲劳强度校核计算按式校核计算FSAFNFYBDMKT121）确定计算系数A计算载荷系数由式AVFK得1251081412208K1B计算当量齿数2656814COS/2COS/331ZV1018092C查取齿形系数查机械设计表（P81表65）258，21871FY2FD查取应力校正系数查机械设计表（P81表65）1596，17861S2SE计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数14，弯曲强度寿命系数查机械设计LIMFNY教材图68，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教121NYX材图69取1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限600MPA，X1FE25M/S1V39MM2B44MM1125AK108V14HF121K20826561VZ1018022581FY2187215961S17862Y计算及说明结果大齿轮弯曲疲劳强度极限500MPA，双向传动乘以072FE由公式XNFYSLIM得07600/14MPA300MPA107400/14MPA200MPA2F计算重合度系数Y不变位时，端面啮合角000632814COS/2ARCTNT端面模数MMT7S/重合度ATANT2TANT1221TTZZ00632TAN2963COSSTANRC924411692重合度系数025075/16920693YG计算螺旋角系数螺旋角系数由推荐值085092，取089Y2）（2）校核计算YMDBKTSAFNF1122654989063180845752/N14LIMFS121NY1X600MPA1FE500MPA2300MPA1200MPA20693Y089计算及说明结果YMDBKTSAFNF22165493890637810848962/N故，齿根弯曲强度满足。（3）齿轮其他几何尺寸计算大轮分度圆直径1903MM2DCOS/2ZMN0814COS/92根圆直径MMF656541FFHMM3302FF顶圆直径ADMA291H19422低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数A按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动B选用8级精度（GB1009585）C材料选择小齿轮40CR（调质），硬度为280HBS大齿轮45钢（调质），硬度为240HBSD初选小齿轮齿数25，25281703Z432IE选取齿宽系数122D（2）按齿面接触强度设计按下式试算32311UKTZDDHE45751F2/MN48962F2/MN圆整后MD501190MM2F8MDF451A928级精度（GB1009585）小齿轮40CR（调质）280HBS大齿轮45钢（调质）240HBS；253Z704122D计算及说明结果1）确定公式内各计算数值A确定小齿轮传递的转矩130843ITNMB查图表（P79图63）选取区域系数245HZC查图表（P78表64）选取弹性影响系数1898E12MPAD由许用接触应力,查表取，NHZSLIM,50,70LIMLI4LIM3LHHS查表取得15,043N735MPA，605MPA，则605MPAHHHE确定应力循环次数602506511000015360HNNJL81015/281547/48107F计算载荷系数K使用系数，查机械设计教材表63，取125AAK动载系数，由推荐值10212,取108VV齿间载荷分配系数，由推荐值112，取12齿向载荷分配系数，由推荐值112，取11KK得1782AVG确定重合度系数Z由推荐值085092，取087Z2）计算A由公式计算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值3TDH605MPA得4H130843TNM245HZ1898E12MPA700MPALIM3H550MPALI4735MPA3H4H605MPA605MPA153N810745125A108V12111782087ZMDT6323计算及说明结果233605871928210472TD6263MMB计算齿轮模数MM6263/25251,取标准值M3MM3/ZDC计算小轮分度圆直径M75MM25D计算圆周速度3V3/601TIDN314626325065/60000M/S098M/SE计算标准中心距A（Z3Z4/222570/21425MM圆整145MMMD计算齿宽BB1DM275632大齿轮齿宽4小齿轮齿宽B803（3）按齿根弯曲强度校核计算计算公式为FSAFFYMBDKT321）确定公式内各计算数值A计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数14，弯曲强度寿命系数查机械设计LIMFSNY教材图68，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教143NYX材图69取1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限600MPA，X3FE大齿轮弯曲疲劳强度极限500MPA，双向传动乘以074FE由公式XNFYSLIMMDT6323M3MM75MM3D098M/S3VA145MMMB754803计算及说明结果得07600/14MPA300MPA307400/14MPA200MPA4B计算载荷系数。2K由公式得VA1782210851C查取齿形系数。查图表（P81表65）得262,2243FY4FD查取应力校正系数。查图表（P81表65）得159，1753S4SE计算重合度系数Y重合度ATANT4TANT32133TTZZ002TAN37COSSTANRC705251171重合度系数025075/1710689Y2设计计算YMDBKTSAFF32375806890124177442/N253Z704300MPA3200MPA417822K2623FY22441593S1754SY0689Y计算及说明结果YMDBKTSAFF342375689012408177462/N（4）计算齿轮其他几何尺寸计算1）计算中心距3（2570）/2MM145MM234MZA2）计算分度圆直径325MM75MM323D370MM210MM（CAD图修正为215）44Z3根圆直径FMHDFF5673217523FF0844）顶圆直径AMHDA132753A43减速器外齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数A按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动B塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）C材料选择。查机械设计教材图表（P75表62），选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。（2）按齿根弯曲强度设计由公式计算325FSADYMZKT23/47MNF24/67MNF145MM2AMD75314MDF683F204MDA81428级精度（GB1009588）小齿轮40CR（调质）280HBS大齿轮45钢（调质）240HBS265Z计算及说明结果A计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数14，弯曲强度寿命系数查机械设计LIMFSNY教材图68，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教143NYX材图69取1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限600MPA，X3FE大齿轮弯曲疲劳强度极限500MPA，双向传动乘以074FE由公式XNFYSLIM得07600/14MPA300MPA307400/14MPA200MPA4B选取齿宽系数123DC初选小齿轮齿数26，2627715Z056ID确定小齿轮传递的转矩7928TNME查图表（P79图63）选取区域系数245HZF查图表（P78表64）选取弹性影响系数1898E12MPAG确定应力循环次数608920110000054HJLNN605810054/270272/8107H计算载荷系数K使用系数，查机械设计教材表63，取125AAK动载系数，由推荐值10212,取108VV齿间载荷分配系数，由推荐值112，取12齿向载荷分配系数，由推荐值112，取11KK得1782AV716Z300MPA3200MPA4123D7928TNM245HZ1898E12MPA85104N762125A108V计算及说明结果I查取齿形系数查机械设计表（P81表65）260，2235FY6FJ查取应力校正系数查机械设计表（P81表65）1595，1765S5SK比较大小FSY，取两者大值。013825FS0196246FSYL重合度系数取0687Y将上面参数带入公式325FSADYMZKT320196241798269MM由于减速器外是开式齿轮传动，所以将模数加大1020，故115M309,圆整取3MM3M3M3计算齿轮相关几何参数A计算齿轮分度圆直径ZD7826535MM136B计算圆周速度5V0/5NDSM/360/28974C计算标准中心距ZA51/632/65D计算齿宽D978153B12K111782265FY22361595S176Y0196246FS0687Y3MM378MM5D213MM6036M/S5VA1455MM计算及说明结果大齿轮宽，小齿轮宽MB956MB95E根圆直径FDHFF703217825MFF56F顶圆直径ADHA843275MA196七、高速轴的设计已知38024KW，960R/MIN，3784IPINITNM，18921/2ITNM1求作用在齿轮上的力21892/3171N11933N1DFT310N44923N84COS2TAN9COSTAN1R119331148N31529NT1AFT圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示1T1RF1AMB956MDF570F26MDA8452196NFT3191R24A51计算及说明结果1初步确定轴的最小直径。先按式30PDAN初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计教材表86取112，0IA得112MM1772MM3MINPAD3960824该轴直径D100MM，有一个键槽，轴颈增大3,安全起见，取轴颈增大3则，圆整后取D219MM。MD5175101MIN2IN2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CAATK查图表（P173表112），取23，则233784ACAITNM87032根据87032及电动机轴径D38MM，查标准GB432384，CAITNM选用TL6型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径32MMMINIDMD721IN2D219MM87032CAITNM32MMMINID计算及说明结果计算及说明结果2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（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，12段比半联轴器毂孔长短14MM，80MM。联轴器靠轴肩定位并考虑O型密封圈标准内径，21L取35MM。3D2）初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据35MM，查GB27689初步取32D0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008，其尺寸为DDB40MM68MM15MM，故40MM10433）为减少装配轴承处的精加工而设置的轴肩，取44MM，10854D取轴承到减速器箱体内壁为8MM，取箱体内壁到高速轴小齿轮距离为15MM,故23MM。54L4）由机械设计课程上机与设计查箱体内壁到轴承座孔端面的距离MM，取65MM，采用凸缘式轴承盖，1120LC1L取轴承盖的总宽度为50MM，到联轴器的距离为15MM，则68MM32L5）34段装配轴承，取轴径长度小于轴承宽度3MM，故154312MM，同理1011段装配轴承，并需倒角，故18MM，10L8020595MM52376CB6）56和78段为齿轮，长度，直径ML4876554MM875D32MM21D80MML35MM32深沟球轴承600840MM1043D44MM8523MM54L68MM32L12MM418MM10LM9576L4854MM765D键10MM8MMBHL72MM计算及说明结果（3）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3221DMM，80MM查机械设计课程上机与设计图表（111）选用键21L10MM8MM72MM。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，BH选用直径尺寸公差为M64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表1512），取轴端倒角为16，各轴肩处圆角半径为R245（二）中速轴（III轴）的设计已知3434KW，13084，25065R/MINIITNMIN1求作用在齿轮上的力119331N，44923N，31529N21TTF21RF21AF213084/625N418688N3ITTD15239N03TAN2RF轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径根据初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质30PDAN处理。查图表（86），取112，于是得0I过渡配合M6119331N21TTF44923NR31529N21AFT8463R9530MMMINID计算及说明结果112MM268MM。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，MIND652043取为30MMINI3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1）根据30MM取30MM，轴承与齿轮2，之间采用轴肩定MINID21D位，取35MM，齿轮2，与齿轮3之间用套筒定位，取327643MM，由于轴环宽度B14H轴II的设计，取543C10MM因为80MM，39MM取80，6L3B2B54L393MM36MM23B2）初步选择滚动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，初步选取0组游隙，0级公差的轴承30306，其尺寸为DDB30MM72MM19MM。又由于箱体内壁之间距离相等，故21815253495,轴的21L两端倒角，取52MM21L取轴承端盖的总宽度为45MM3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接按43MM6543D30MM21D8735MM3643MM5410MM63L805436MM32L76圆锥滚子轴承3030652MM21L80MM54L键10X8X28BHL计算及说明结果，80MM54L35MM32D7636MML查图表（表111）取各键的尺寸为23段和67段10X8X28BHL滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为M64）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为16，各轴肩处的圆角半径为R245（三）低速轴（轴IV）的设计已知3231KW，34592，8920R/MINIVPIVTNMIVN1求作用在轴上的力418988N15239N43TTF43RF2初步确定轴的最小直径按初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。30PDAN查图表（P表153）取112，于是得0IV112MM371MM。该轴的最小直径为安装联轴器处MINIVD28931的直径，选取联轴器的型号。根据式，查图表（P173表112），取23，则CAATKAK2334592795616IVNM根据795616，查标准GB501485考虑到起重机运输机运转平稳，CAIM选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径D40MM，其轴孔长度L84MM，则轴的最小直径40MMMINIVD3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3231KWIVP34592ITNM8920R/MINIVN418988N43TTF15239NR371MMMINIVD795616CAIVTNHL4型弹性柱销联轴器40MMMINIVD84MM1213L计算及说明结果（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取40MM，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定132D位，由H15MM，取45MM2312D2）初步选择滚动轴承根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6210，其尺寸为DDB50MM90MM20MM故50MM3410D3）取55MM，28MM45910D3410L4）根据轴颈取安装齿轮处轴段60MM，齿轮左端采用轴肩定位，5678D取H15MM，则63MM，轴环宽度B14H143MM42MM，取8910MM89L5）已知75MM。取558MM，23MM（S2MM）747MM，4B67D67L78L8MM6L6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离8MM，则3S1425201025823577MM45L7根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离60MM，及8MM，B20MM，取轴承1L3盖的总宽度为45MM，轴承盖与联轴器之间的距离为20MM则S盖联65MM2312L3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据40MM,84MM1321D1213L40MM1321D45MM深沟球轴承621050MM3410D55MM5928MM3410L60MM5678D63MM8910MML558MM67D23MML747MM788MM56L577MM491065MM232L键BHL12MM8MM78MMBHL18MM11MM68MM计算及说明结果查图表（P表111）得12和1213段BHL12MM8MM78MM78段BHL18MM11MM68MM滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为M6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表1512），取轴端倒角尺寸为16,轴上圆角R245（4）轴的校核1求高速轴的校核1）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6008，A75MM,从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出FT作用处是危险截面，L248MM，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表其中弯矩合成公式2HVM当量弯矩公式CAT计算应力公式W表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F119331N12N44923N12NF弯矩65035395HMM244830351VMM323652852总弯矩M6949116272643751N2N扭矩TT11352M计算及说明结果2）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，扭转切应力为对称循环变应力，取1，轴的计算应力2222136941150CAMTW5882/NM22223764510CAT5632/前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表151）得60MPA，因此，故轴安全。1CA12求中间轴的校核1）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，圆锥滚子轴承30306，2158/CANM2263/CA轴校核安全计算及说明结果A23MM,从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出FT作用处是危险截面，L225MM，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表其中弯矩合成公式2HVM当量弯矩公式CAT计算应力公式W表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F90013N3N31272N34NF弯矩3870561HMM145494082HN13446961VMM16505592364503VN总弯矩M40974921M42078187771523M扭矩TT13084N计算及说明结果2）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，扭转切应力为对称循环变应力，取1，轴的计算应力2222134097108465CAMTW152/NM2222340781465CAT1532/222323187108465CAMTW6942/NM2150/CANM22153/CA22694/CANM故轴安全计算及说明结果前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表151）得60MPA，因此，故轴安全。1CA13求低速轴的校核1）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6210，A10MM,从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出FT作用处是危险截面，L249MM，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表其中弯矩合成公式2HVM当量弯矩公式CAT计算应力公式W表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F209344N56N76195N56NF弯矩26063328HMM9485278VMM总弯矩M277360扭矩TT34592N计算及说明结果2）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，扭转切应力为对称循环变应力，取1，轴的计算应力222236014597CAMTW053MPA前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表151）得60MPA，因此，故轴安全。1CA1八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为10000HHL1输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力127507RF2211NH224931053MPACA故轴安全10000HHL深沟球轴承6008127507NRF0A3N960R/MINC17000N11800N0C12PFP1530082381123HHL确定使用深沟球轴承6008圆锥滚子轴承30306计算及说明结果N，0，3，转速N960R/MINAF1）查滚动轴承样本（GB/T2761994）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷C17000N，基本额定静载荷11800N0C2）求轴承当量动载荷P因为0，径向载荷系数X1，轴向载荷系数Y0，因工作情况平稳，AF按课本（P160表106），取12，则PFP（XY）12（11257070）NPFRA153008N3）验算轴承寿命H366101070958HCLNP238112310000HHL故所选用轴承满足寿命要求。2轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用圆锥滚子轴承30306，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力9529NRF2234NH22901370，10/3，N27273R/MINA1）查滚动轴承样本（GB/T2761994）知圆锥滚子轴承30306的基本额定动载荷C5250