同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书 课程设计

机械设计课程设计0机械设计课程设计设计题目带式运输机的同轴式两级圆柱齿轮减速器材料目录1装配图1张2零件图3张3说明书1份专业班级学生姓名学号完成日期指导教师成绩机械设计课程设计1机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机的同轴式两级圆柱齿轮减速器专业班级学生姓名学号指导教师完成日期机械设计课程设计2同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书设计计算及说明计算结果1、设计任务设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器（如图），工作平稳，单向运转，两班制工作。运输带容许速度误差为5。减速器成批生产，使用期限10年，大修周期为3年。设计参数运输机工作轴扭矩T1450NM，运输带速度V14M/S，卷筒直径D420。2、传动方案的分析与拟定如设计任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱。采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。3、电动机的选择31电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，工作电压为380V。32选择电动机的容量321确定电动机所需功率工作机的有效功率WP10VF2DTKW679104453取V带传动效率，滚动轴承传递效率，（三对）齿轮传动效69带8滚率，卷筒传动效率，联轴器传动效率097。79齿卷KWPW679机械设计课程设计3从电动机到工作机输送带间的总效率7609679086902424联卷齿滚带电动机所需功率KWP5127609W0由表163可选取电动机的额定功率为15KW322电动机转速的选择同步转速是1500RMIN的电动机，其满载转速NM是1460RMIN。工作机的转速I693I42031606RRDVNWV带传动范围，二级圆柱齿轮减速器传动比,51I082总传动比范围,68电动机转速可选范围（16300）6369RMIN（10190419107）RMINWNI0符合这一范围的同步转速为1500RMIN、和3000RMIN2种。选同步转速为3000RMIN和1500RMIN的两种电动机比较。方案型号同步转速RMIN满载转速RMIN额定功率/KW总传动比I1Y160L415001460152292Y160M22300029301546由表中数据知，两个方案均可行，但方案2电动机总传动比过大，故采用方案1。根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y160L4。查表163,164,知电动机有关参数如下电动机的额定功率P15KW电动机的满载转速NM1460R/MIN电动机的外伸轴直径D42MM电动机的外伸轴长度E110MM760KWP5120KM1693WN电动机型号为Y160L4机械设计课程设计44、传动装置运动及动力参数计算。41传动装置总传动比和分配各级传动比411传动装置总传动比229WMNI693140412分配各级传动比II其中，为使两级大齿轮直径相近，取，I取V带传动的传动比，两级圆柱齿轮减52I速器传动比I169I302I169符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。42传动装置的运动和动力参考数的计算421各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴。MIN1460RNI584I2RIIN319IN03RINMI64I2RIIN64RNW92I52I023I机械设计课程设计5设计计算及说明计算结果422各轴功率KWP5120K12960带W487滚齿KKP3604滚齿KW997361022卷联滚423各轴扭矩NM845950MNTNM23196PNM54950NTNM1683PNM9245950WWNT运动和动力参数如下表轴名参数电动机轴高速轴中速轴低速轴卷筒轴转速NRMIN146058419336464功率P（KW）12512114108364969扭矩T（NM）817631962356321616144592传动比I253023021机械设计课程设计6设计计算及说明计算结果5、传动零件的设计51V带轮的设计511V带设计电动机功率，转速RMIN，传动比，每天工作KWP51201460N52I16小时。1、确定计算功率CA由机械设计表查得工作情况系数，故31AKKWPKACA2561302、选择V带带型根据、，根据机械设计选用B型。CA0N3、确定V带轮的基准直径并验算带速D1）初选小带轮的基准直径。由机械设计查表知，取小带轮基准直径1D。MD322）验算带速VSMSNVD091106432106因为，故带速合适。SMVS53）计算大带轮的基准直径2DDI3015212由机械设计（第八版）157页表89，大带轮基准直径圆整为KWPCA2516B型MD132MD352机械设计课程设计7。MD352设计计算及说明计算结果机械设计课程设计84、确定V带的中心距和基准长度ADL1）由式得，初2102170DDMA9743400定中心距。MA652）计算带所需的基准长度0212104ADDALDM65336522M084由机械设计知选带的基准长度。LD203）计算实际中心距MLAD6082465020中心距的变化范围是M875、验算小带轮上的包角19015608371235805718012AD6、计算带的根数Z1）计算单根V带的额定功率RP由和查机械设计表知得，MD321IN1460N。KWP50MLD20A608159设计计算及说明计算结果机械设计课程设计9根据，和B型带，查表84得，MIN1460RN52B，查表85得，查表82得，于是KWP090K980LKKWLR725465202）计算V带的根数Z，故取6根带。87516RCAPZ7、计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F由机械设计得，B型带的单位长度质量，故KGQ182MIN052VZKPFCAN2091809165N237应使带的实际初拉力。MIN0F8、计算压轴力P压轴力的最小值为NFZP279615SIN2376SIN21M0INKPR726根NF237MIN0NFP2796MIN设计计算及说明计算结果机械设计课程设计10512V带轮的结构设计电动机主轴直径，长度，转速，主轴上MD42ME10IN1460RN键槽深，键槽宽。选择平键。GF5FM821、小V带轮的设计选材，由于（其中，20HT30DDD4），故采用腹板式带轮。MD3小V带轮，MD67542811L635由机械设计查得，MHA03INHF810INE4019MF51IN。4则，MHDAA139502132MIN，取，EFB6494MB9，取。C752171C20轮槽工作表面粗糙度取16或者32。2、大V带轮的设计选材，由于，故采用轮辐式带轮。查表108得0HT305D。38依小V带轮取，取，则，MB9D45MD8145181，DL814518，MHAA13950232MIN腹板式带轮轮辐式带轮机械设计课程设计11，MZNPHA73458290331设计计算及说明计算结果机械设计课程设计12，MH783548012，B9111，34870812，MHF9511MHF16720轮槽工作表面粗糙度取16或者32。52齿轮传动设计521低速级齿轮强度设计输入功率，扭矩NM，转速，齿数KWP412563TMIN319RN比，工作寿命10年两班制（每天16H）。0231、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3）材料选择。由表选择小齿轮材料为40CR，调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取241Z152845312Z。852Z2、按齿面接触强度设计2311HEDTZKTD直齿圆柱齿轮7级精度241Z85设计计算及说明计算结果机械设计课程设计131）确定公式内的各计算数值。试选载荷系数，31TK计算小齿轮传递的扭矩，MNNNPT55510633194009由表选取齿轮宽系数，D由表查得材料的弹性影响系数，2189MPAZE由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大PAH601LIM齿轮的接触疲劳强度极限，AH502LIM计算应力循环次数81107363819360NJLN88120247由图取接触疲劳强度寿命系数，91HNK9602HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数，SMPASKHN5860981LIM1HN22LI2设计计算及说明计算结果机械设计课程设计142）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值TD2H2321HEDTTZTKDM3258190316M281计算圆周速度VSSNDVT171063928062计算齿宽BMDT282计算齿宽与齿高之比H模数ZDMTT845216齿高MHT90156710928B计算载荷系数根据，7级精度，由查表得动载系数，SMV1VK直齿轮，1FHK由表查得使用系数，AMDT612082SV17MB2816T845设计计算及说明计算结果机械设计课程设计15由表用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，4321HK由，查表得，故载荷系数60HB4321H351FK90VA按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径MKDTT351245902816332计算模数MZD18524313、按齿根弯曲强度设计21FSADYZKTM1）确定公式内的各计算数值由表查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲MPAFE501强度极限。MPAFE3802由图取弯曲疲劳寿命系数，9201FNK9502FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，4SMPAAKFENF573281509211MD35124185设计计算及说明计算结果机械设计课程设计16MPAASKFENF86257413809522计算载荷系数K49135FVA查取齿形系数由表查得，6521FAY20FA查取应力校正系数由表查得，81SA7512SA计算大小齿轮的，并加以比较FSAY，01274532861FSAY，562FSA大齿轮的数值大。2）设计计算MYZKTMFSAD423015241765903321对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度M计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，M而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数342并就近圆整为标准值，按接触4强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数D146M4234设计计算及说明计算结果机械设计课程设计17，取，0429161MDZ291Z大齿轮齿数，取，85312Z1032Z这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算1）计算分度圆直径MMZD1642920322）计算中心距MDA26416213）计算齿轮宽度，DB161取，MB20251522高速级齿轮强度计算输入功率，扭矩NM，转速，齿KWP1223196TMIN584RN数比，工作寿命10年两班制（每天16H）。031、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。291Z032MD1642MA264MB1250直齿圆柱齿轮7级精度机械设计课程设计18设计计算及说明计算结果3）材料选择。由表101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，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取241Z4872032Z。732Z2、按齿面接触强度设计2311HEDTZKTD1）确定公式内的各计算数值。试选载荷系数，31T计算小齿轮传递的扭矩，MNNNPT55510968420909由表107选取齿轮宽系数，1D由表106查得材料的弹性影响系数，2189MPAZE由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限，MPAH601LIMAH502LIM计算应力循环次数811076358219360NJLN88120427241Z73机械设计课程设计19设计计算及说明计算结果由图1019取接触疲劳强度寿命系数，9501HNK9802HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数，SMPAKHN57069501LIM1SHN3982LI22）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值TD1H2312HEDTTZTKDM3253981014M081计算圆周速度VSSNDVT950106584361计算齿宽BMDT831计算齿宽与齿高之比HMDT0831SV950机械设计课程设计20设计计算及说明计算结果模数MZDMTT295140831齿高HT256710983B计算载荷系数根据，7级精度，由图108查得动载系数，SMV512VK直齿轮，1FHK由表102查得使用系数A由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，421HK由，查图1013得，故载荷系数60HB421H351FK94VA按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径MKDTT2731590831计算模数MZD38124731MD27318机械设计课程设计21设计计算及说明计算结果3、按齿根弯曲强度设计21FSADYZKTM（1）确定公式内的各计算数值由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的MPAFE501弯曲强度极限。MPAFE3802由图1018取弯曲疲劳寿命系数，801FNK9302FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，4SMPAAKFENF29314150811SFENF549322计算载荷系数K512312FVA查取齿形系数由表105查得，651FAY02FA查取应力校正系数由表105查得，81SA7512SA计算大小齿轮的，并加以比较FSAY机械设计课程设计22设计计算及说明计算结果，0132293145861FSAY，54572FSA大齿轮的数值大。（2）设计计算MYZKTMFSAD25015424153321对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度M计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，M而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数225并就近圆整为标准值，按接52触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数D2931，取，52931MDZ41Z大齿轮齿数，取，2801Z432Z这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径MMZD35210742（2）计算中心距MDA2523521255214Z32MD351072MA51机械设计课程设计23设计计算及说明计算结果（3）计算齿轮宽度，MDB351取，。B752801由于减速器为同轴式，要求高低速级齿轮中心距相等。且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。故高速级齿轮传动选择的齿轮与低速级相同。523齿轮结构设计参数。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3548模数（MM）M4中心距（MM）A264啮合角20齿数2910329103齿宽（MM）B125120125120分度圆116421116412齿根圆106402106402直径（MM）齿顶圆124420124420MB801752机械设计课程设计24设计计算及说明计算结果6、轴的设计计算61高速轴的设计计算611按转矩确定轴的最小直径1、高速轴上的功率、转速和转矩功率（）KW转速（）MINR转矩（）N12584196232、作用在轴上的力高速级小齿轮的分度圆直径，D16NDTFT27381069TR4130TANANNFTN92672COS383、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表153，取，于是得120AMNPAD67358412330MIN612轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案NFT2738R41N92367MD673IN机械设计课程设计25设计计算及说明计算结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。为了满足V带轮轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23MD4521段的直径是。V带轮与轴的配合长度，为了保证轴挡圈只MD523L81压在V带轮上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比略段些，取。L7821按径取挡圈直径。D初选滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组。标准精度级的圆柱MD523滚子轴承，其尺寸为，故取EN1MBD215，而。8743L2187右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计实践与创新表145查得型轴承的定位轴肩高度，因此套筒左端高度为，且有21MH5454。MD647取安装齿轮的轴段45的直径，已知齿轮轮毂的宽度为125MM，为D6054使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，取，齿轮的ML1254左端与左端轴承之间采用套筒定位，右端用轴肩定位，取，轴DH07H56段的直径，轴环宽度，故取。MD7065B41L65机械设计课程设计26轴承端盖的总宽度为20MM（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端设计计算及说明计算结果机械设计课程设计27的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离，故取。ML30ML5032取齿轮距箱体避之间距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置MA19时，应距箱体内壁一段距离，取，滚动轴承宽度，则有S8B1，考虑到轴承承受载荷SABL5242543的对称性和高低两级的齿轮距离，取。ML981076至此，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。V带轮与轴的周向定位选用平键，V带轮与轴的配合为，M7091467RH齿轮与轴的周向定位选用平键，为了保证齿轮与轴的配合有18良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度6NH配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表152，取轴端倒角。4502轴段编号长度（MM）直径（MM）配合说明127845与V带轮键连接配合235052定位轴肩345255与滚动轴承配合，套筒定位EN214512160与小齿轮键连接配合561070定位轴环672964定位轴肩782155与滚动轴承配合EN21总长度361MM设计计算及说明计算结果机械设计课程设计285）轴上载荷的计算根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。设计计算及说明计算结果机械设计课程设计29载荷水平面H垂直面V支反力FNN05123H6NFN6048921V72弯矩MM7129MMV31N9642总弯矩，N306810762扭矩TT140613按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，60轴的计算应力，MPAWTMCA13951040639832212已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得，因此61，故安全。1CA62中速轴的设计计算621按转矩确定轴的最小直径1、中速轴上的功率、转速和转矩功率（）KW转速（）MINR转矩（）N114193356322、作用在轴上的力高速级大齿轮分度圆直径，MD412，NDTFT3210413761MPACA139安全NFT321设计计算及说明计算结果机械设计课程设计30，NFTR6284120TAN321AN1。NTN76COS1高速级小齿轮分度圆直径，MD12，NDTFT76801634722，TR209820TANAN2。NFTN4873COS6123、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表153，取，于是得120AMNPAD264160138230MIN622轴的设计计算1）拟定轴上零件的装配方案NFR62841N7301NFT76821R092NFN5487392MD2641IN设计计算及说明计算结果机械设计课程设计312）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力作用，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求确定，据此由轴承产品目录中初步选取0基本游隙、标准精度MD50621级的圆柱滚子轴承，其尺寸为。EN3MBDD2715左右两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由查得型轴承94276TGEN3定位轴肩高度，因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为。H55取安装齿轮的轴段23和45直径。齿轮与轴承之间采用套筒D5432定位，大齿轮轮毂长，小齿轮轮毂长，为了使套筒压紧齿ML10ML12轮端面故取，。L632L54大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度，取，则DH07H6，考虑高低速轴的配合，取。D743L243大齿轮左端面与箱体间距，小齿轮右端面与箱体间距，考虑MA19MA19箱体铸造误差，故。S8BSL547819652至此，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大小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。大齿轮周向定位按查32D选用平键，小齿轮周向定位按查203196TGBM101654选用平键。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过67NH度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表152，取轴端倒角。4502设计计算及说明计算结果机械设计课程设计32轴段编号长度（MM）直径（MM）配合说明125450与滚动轴承配合EN3102311655与大齿轮键连接配合3422067定位轴肩，保证高低速齿轮配合4512155与小齿轮键连接配合565450与滚动轴承配合EN310总长度565MM5轴上载荷的计算根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。设计计算及说明计算结果机械设计课程设计33载荷水平面H垂直面V支反力FNFN59341H072NFN83124V5弯矩MM61NH5482MMV691N42总弯矩，03710374582扭矩TT63623按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴60的计算应力，MPAWTMCA9847510476307483222已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得，因此1，故安全。1CA63低速轴的设计计算631按转矩确定轴的最小直径1、低速轴上的功率、转速和转矩功率（）KW转速（）MINR转矩（）N10836416162、作用在轴上的力高速级大齿轮分度圆直径，D421PACA9847安全设计计算及说明计算结果机械设计课程设计34NDTFT957610423TR18240TANANNFTN638192COS5763、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表153，取，于是得120AMNPAD946148301230MIN632轴的设计计算1）拟定轴上零件的装配方案NFT9576R1824MD9461IN设计计算及说明计算结果机械设计课程设计352）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。联轴器的设计计算转矩87D，查表141，考虑到转矩变化很小，故取，则3TKACA31AK。按照，查标准，选用MN89216TCA2054TGBHL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器孔径，半联MN3150MD7轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。L7L13为了满足半联轴器的轴向定位要求，78轴段左端需制出一轴肩，取该段直径，则取67段直径，右端用轴端挡圈定位。按轴段直径取MD587D8276挡圈直径。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面，故取D78段直径比略短，取。L132ML13087初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子MD876轴承，其尺寸为，故EN21BDD28158，而。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查得56ML21定位轴肩高度，因此取H93取安装齿轮处的轴段45的直径，齿轮的右端与轴承之间采用套筒D054定位。齿轮轮毂的宽度为，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短M120于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，L654DH07故取。则轴环处的直径，轴环宽度，取H7D143B41。L1243轴承端盖的总宽度为20MM（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离，故取。ML30ML5076机械设计课程设计36设计计算及说明计算结果取齿轮距箱体避之间距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位MA19置时，应距箱体内壁一段距离，取，故S8。考虑到轴载荷对称MBSAL594221565分布以及装配工艺性，取。L03至此，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齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按选用平键ML1654，同时为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮轮M10425毂与轴的配合为。半联轴器与轴连接按选用平键67NHD78，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是2506KH由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。M4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表152，取轴端倒角为。452轴段编号长度（MM）直径（MM）配合说明122885与滚动轴承配合EN217232095定位轴肩3412104定位轴环4511690与大齿轮键连接配合565985与滚动轴承配合，套筒定位EN217675082定位轴肩7813075与半联轴器键连接配合总长度415MM机械设计课程设计37设计计算及说明计算结果5）求轴上载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。载荷水平面H垂直面V支反力FNFN7238901H42NFN1461V3572弯矩MM6MMV0总弯矩328扭矩TNT10机械设计课程设计38设计计算及说明计算结果633按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴60的计算应力，MPAWTMCA8149016233482232已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得，因此01，故安全。1CA7、滚动轴承的选择计算轴承预期寿命HHLH41085236071高速轴上滚动轴承的选择计算711轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，EN21MBDD2105。KC80712轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和1RF2由高速轴的校核过程可知，；NFNH05231NH5632，；V6489FV1704，NNHR510892211。FVR875632222、轴承当量动载荷和1P查机械设计（第八版）表136，载荷系数，1PFPACA6814安全机械设计课程设计39设计计算及说明计算结果NFFPRP5615011R987223、验算轴承寿命因为，所以按照轴承1的受力大小验算21P，NNLHHCL566109258040310故所选轴承满足寿命要求。72中速轴上滚动轴承的选择计算721轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，EN310MBDD27105。KC5722轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和1RF2由中速轴的校核过程可知，；NFNH59341NH5072，；V82FV348，NNHR31621922211。FVR8975507222、轴承当量动载荷和1P查机械设计（第八版）表136，载荷系数，1PFNFFPRP6439856211R27522满足寿命要求机械设计课程设计40设计计算及说明计算结果3、验算轴承寿命因为，所以按照轴承2的受力大小验算12P，NNLHHCL566107343810540310故所选轴承满足寿命要求。73低速轴上滚动轴承的选择计算711轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，EN217MBDD281508。KC58712轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和1RF2由高速轴的校核过程可知，；NFNH7238901NH042，；V46FV3517，NNHR421068922211。FVR640222、轴承当量动载荷和1P查机械设计（第八版）表136，载荷系数，1PFNFFPRP46524011R10876223、验算轴承寿命满足寿命要求设计计算及说明计算结果机械设计课程设计41因为，所以按照轴承2的受力大小验算12P，NNLHHCL766104687145390310故所选轴承满足寿命要求。8、键连接的选择计算普通平键链接的强度条件为，1023PPKLDT键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计（第八版）表62取。MPAP1081电机上键键连接的选择计算取普通平键，203196012TGBC键的工作长度，MBLL94键与轮毂键槽的接触高度，HK85，31042976810233PPMPAKLDT故该键满足强度要求。82轴上键连接的选择计算821V带轮处的键的选择计算取普通平键，203196704TGBC键的工作长度，MBLL4键与轮毂键槽的接触高度，HK545，7304631291023PPMPAKLDT故该键满足强度要求。满足寿命要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明计算结果机械设计课程设计42822小齿轮处键的选择计算取普通平键，203196018TGB键的工作长度，MBLL98键与轮毂键槽的接触高度，HK515，26095231023PPMPAKLDT故该键满足强度要求。83轴上键连接的选择计算831大齿轮处键的选择计算取普通平键，203196016TGB键的工作长度，MBLL94键与轮毂键槽的接触高度，HK515，39402631023PPMPAKLDT故该键满足强度要求。832小齿轮处键的选择计算取普通平键，203196016TGB键的工作长度，MBLL94键与轮毂键槽的接触高度，HK515，