机设计-分流式二级直齿圆柱齿轮减速器

1、 机械设计课程设计计算说明题 目 两级（分流式）圆柱齿轮减速器 院 （系）： 汽车与交通学院 专业班级： 车辆工程102班 学 号： 设计人 ： 指导老师： 韦丹柯 完成时间： 2013年1月 目录一、课程设计任务································&

2、#183;·4三、电动机的选择···········································5四、传动零件设计计算··

3、;·································7一、 带的确定···············

4、83;·······················7二、 齿轮的设计·························

5、············9三、 传动轴和传动轴承设计及计算·····················21五、箱体的结构及其附件设计···········

6、3;·················31六、密封件，润滑剂及润滑方式的选择······················33七、心得体会······&

7、#183;··································33八、参考文献··············

8、;···························34十三、附录（零件及装配图）计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书 （一） 设计题目：设计带式运输机的两级（分流式）圆柱齿轮减速器（如下图），用于装配车间，双班制工作，工作比较平稳，使用寿命为8年（轴承寿命为3年以上）。其原始数据如下：参数题号滚筒直径D（mm）输送带

9、速度v（m/s）输送带从动轴所需扭矩T（N·m）63700.8500（二） 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）手绘减速器装配图1张（A1或以上，比例1：1）；二、传动装置总体设计方案:输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传入减速器3，再经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器，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。 三.电动机的选择1） 带机构的输入转速为2） 带式运输机所需的工作功率为 3） 传动

10、系统总效率为其中，为V带的效率,为三对齿轮传动的效率，为四对轴承的效率，为联轴器的效率，4） 电动机所需工作功率为：5）根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500 r/min和1000 r/min，以便比较。根据电动机所需工作功率=2.73 kw查表8-53 和表8-54确定如下两个电动机选择方案：方案电动机型号额定功率/kw电动机转速/()外伸轴径/mm外伸轴长/mm中心高/mm同步转速满载转速1Y100L2-431500142028601002Y132S-6310009603880132因为方案1转速高，所以选择方案1。四、确定

11、传动装置的总传动比和分配传动比（1） 传动比分配传动系统的总传动比为： 带传动的传动比取为=3，则减速器总传动比为 则两级（分流式）圆柱齿轮减速器高速级的传动比低速级的传动比（2）各轴转速计算  1420/3473.33r/min  473.33/3.55133.33r/min =41.32 r/min（3）各轴输入功率计算3×0.95 kw2.85 kW  2.85××0.98 kw2.63 kW  2.63×0.97×0.98 kw2.50 kW4=2.50&#

12、215;0.98×0.99 kw2.43kW(4)各轴输入转矩计算 9550/=9550×2.85/473.33 =57.50 N·m9550/ =9550×2.63/133.33=188.38 N·m9550/=9550×2.50/41.32=577.81 N·m=9550/=9550×2.43/41.32=561.63 N·m 各轴运动与动力参数项目高速轴中间轴低速轴滚筒轴转速r/min473.33133.3341.3241.32功率kW2.852.632.502.43转矩57.50188.

13、38577.81561.63=12000hF=5500NV=1.2m/sD=400mm分流式二级圆柱齿轮减速器 =2.16 kw=41.32r/min=0.79=2.73kw=11 kw电动机型号为Y100L24i=34.37= 3.55=3.23三电动机的选择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）滚筒的转速=60×1000V/D=41.32r/min滚筒所需功率： =T /9550= 2.16 kw 2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统中V带传动、联轴器，齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率，

14、=0.99，=0.96，=0.98 =0.96 0.816 3）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=/ =6.6/0.816=8.09kw 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=11 kw 3、 选择电动机的转速 =57.32 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=860 则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速的可选范围为=8=8×57.32=458.56r/min =60=60×57.32=3439.2r/min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

15、1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)质量/kg同步转速满载转速1Y160M1-211300029302.02.21172Y160M-411150014602.22.21233Y160L-61110009702.02.01474Y180L811750730 1.72.0184 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4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=7

16、30 r / min；总传动比i=nm /=730/57.32=12.74 4.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比= =4.15，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=12.74/4.15=3.07 =6.6kw=57.32r/min=0.816=8.09kw=11 kw=458.56r/min=3439.2r/min电动机型号为Y180L8i=12.74= 4.15 =3.07五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，滚筒轴为轴，则 = 730 r/min 730

17、/4.15 r/min=175.90 r/min 175.90/ 3.07 r/min = 57.30 r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率 =2.85 kw =2.63kw =2.50kw =2.43 2. 各轴转矩 =9550×11/730 =57.50 =9550×10.89/730 =188.38 =9550×10.245/175.90 =577.81 =9550×9.639/ 57.30 =561.63 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带轮轴

18、V转速（r/min）730730175.957.3057.30功率（kw）1110.8910.2459.6399.352转矩()143.9142.47556.221607.91560.02传动比14.153.071效率0.990.940.940.97六、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 . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为250H

19、BS，二者的硬度差为30 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=17，则大齿轮齿数=3.55×17=60.35所以取整数=61=3.55 e .初选螺旋角=15 f .选取齿宽系数：=0.82）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6 =(95.5×10b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=28750 c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.425 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.725 ，=0.855 =0.725+0.855=1.58 取失效概率为1%，安全系数S=

20、1，由公式得 e. 许用接触应力=( KHN1*lim1)S=0.94×555=521.7MPa，=( KHN2*lim2)/S =(0.96×390)1=347.4MPa 则许用接触应力为：=（+）2 =（521.7+374.4）2=448.05 MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60×473.33×1×(8×16×300)=1.09×109 N2=N1=(1.09×109)/ 3.55 =3.07× 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 d1t=46.15mm b.

21、 计算圆周速度 =3.14×46.15×473.33（60×1000）m/s =1.14m/s c. 计算齿宽b及模数 b=0.8×46.15mm=36.92mm =cos/= 46.15×cos1517=2.62mm h =2.25=2.25×2.62mm=5.895mm b/h=36.925.895=6.27 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.318×0.8×17×tan=1.16 e. 计算载荷系数K 使用系数=1，根据=1.03m/s，8级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=

22、1.09 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 查表104的KH的值与直齿轮相同所以KH=1.32 查图表（P198图10-13）得=1.27 由式 得载荷系数=1×1.09×1.4×1.32=2.01 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 =41.76×=45.06 mm g. 计算模数 =cos=45.06×cos17 mm =2.56 mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1×1.09×1.4×1.27=1.94b. 根据纵向重合度=

23、1.58查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数=0.875c. 计算当量齿数ZV1=Z1cos315=17cos315=19.97 ZV2=Z2cos315=61cos315=67.69 d. 查取齿形系数查图表（P表10-5）=2.80 ，=2.25e. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.55 ，=1.745f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由图1018取弯曲疲劳寿命系数=0.93 ，=0.95 。由图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=375 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=385 MPa ，由式 得1=KFN1 FE1S=0.93×3751

24、.4 MPa=249.11 MPa 2= KFN2 FE2S =0.95×385/1.4 MPa=261.25 MPag. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.80×1.55249.11=0.01742 =2.25×1.745261.25=0.01503大齿轮的数值大2） 设计计算 mm =1.51 mm 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=45.06mm计算应有的齿数=45.06×cos/2=21.76取=22 ，则=3.55×22=79 （4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 104.56mm 将中心距圆整为105mm2） 按

25、圆整的中心距修正螺旋角 =15度57分12因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =22×2cos =45.75mm =79×2/ cos =164.28mm4） 计算齿轮宽度 =0.8×45.75mm=36.6mm圆整后取=40mm ，=45mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm<<500mm ，大齿轮采用腹板式结构2. 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（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：45钢（调质），硬度为2

26、50HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为220HBS d. 初选小齿轮齿数=19 ，=25×3.23=61.37取Z4=62 e. 选取齿宽系数=1（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩(95.5×105*P2)/n2=95.5×105×2.633.33 =1.88×c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表（P图10-21dc）得小齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa ，=390MPae. 由式确定应力循环次数=60×473.33

27、15;1×(8×16×300)=1.09×109=1.09×1093.23=3.37×108f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.94 ，=0.96g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.98×555MPa=521.7MPa =0.96×390MPa=374.4MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=374.4MPa得 =100.1mm b. 计算圆周速度 =3.14×100.1×133.3360000m/s=0.69m/

28、s c. 计算齿宽 =1×100.1mm=100.1 mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=100.119=5.26 齿高=2.25=2.25×5.26 mm=11.835 mm 则/=100.111.835=8.46 e. 计算载荷系数 根据=0.69m/s ，8级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.10 ，直齿轮=1.4 ，查表104得=1.3305 查图表（P图10-13）得=1.27 故根据式得=KAKV=2.05 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=116.51mm g. 计算模数 =116.5119mm=6.13 mm（3） 按齿根

29、弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=375MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=385MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.93，=0.95c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 =0.93×3751.4MPa=249.11MPa =0.95×3851.4MPa=261.25MPad. 计算载荷系数。由式得=1.25×1.10×1.4×1.27=1.96e. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.85 =2.272f

30、. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.54 ，=1.726g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.85×1.54/249.11 =0.01762 =2.272×1.726261.25=0.01501 大齿轮的数值大2） 设计计算 mm=3.87mm由以上计算结果，取模数=4mm。按分度圆直径=116.51mm计算应有的齿数得=116.514=29.12取=29，则=3.23×29=93（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距2） a2=（d3+d4/2=（116+372）/2=245mm=3） 计算分度圆直径 4×29mm=116mm 4&

31、#215;93 mm=372mm4） 计算齿轮宽度 =1×102 mm=102mm 取=105mm ，=110 mm5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构七、 高速轴的设计已知=2.85 kw ，=473.33r/min ，=57.5 1. 求作用在齿轮上的力 =2×57.5××cos /54.13N=2553.02N N=958.04 N =2553.02×14.0876N=640.69N 圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，

32、调质处理。查图表（表15-3），得 18.56mm该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则，圆整后取d2=20mm。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 （11） 查图表（P351表14-1），取=1.3，则=1.3×142.47 =185.211 根据=185.211及电动机轴径D=48mm，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=40 mm2 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=730 r/min175.90 r/min= 57.30

33、r/min=11kw=10.89 kw=10.245kw=9.639 kw=9.352 kw=143.9 142.47=556.22=1607.9=1560.027级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=2= 104=1.2=1.6=71.24=2.433 =189.8=0.768 =0.871.638=600MPa=530MPa=565 MPa× 1.267×=b=54.9 mm= 1.78 mmh=4.0mmb/h=13.72=2.13 =1.25=1.09=1.4 =1.351=2.65 =2.1mm=2

34、.58=0.87=2.563=2.187=1.604=1.786S=1.4=0.85=0.88=500 Mpa =500 MPa=303.57 Mpa=238.86 MPa=0.01354=0.01635=228118150mm57.74 mm243.32mm69.288mm=70mm=75mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=1.2=1.3=5.5622×=189.8=550Mpa=530MPa1.27×=0.98=1.02=539Mpa =541MPa122.27mm.09=1.06=1.31

35、3=1.352=1.392 108.44 mm4.33mm=500Mpa=380Mpa=0.83=0.86 =1.4296.4MPa233.4Mpa=1.791=2.62 =2.24 =1.59 ，=1.76=0.01405 =0.01682 100mm308mm=120 mm=125mm2553.02N958.04 N640.69 N27.08mm=40 mm （1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=40mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=44mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=47mm，=80mm2）

36、 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=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm ，故=50mm3） 取=44mm，=80mm 4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为40.2mm，到联轴器的距离为15.8mm，则=56mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为=12mm，大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则=15+12

37、+12-5=34mm=34 mm=110mm（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=35 =mm，=80mm 查图表（P表6-1）选用键=10mm×8mm×70mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，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15-12），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计 已知=2.63kw，=188.38 ，=133.33r/min 1求作用在齿轮上的力 =2523.2 N ，=964.5N，=629.13 N =2×188.38/0

38、.116N=3247.93N=1182.1 N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（P表15-3），取=110 ，于是得110×mm=27.56mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm3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，之间采用套筒定位，取=35mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=40mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=46mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴II的设计，取=c=10

39、mm 因为=110 mm ，=40mm 取=110 mm ，则=40+10+3-3mm=50mm =50-2mm=48mm 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的N系列轴承N206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指导书表13-17）选用M27×1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，

40、则取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，则 =41mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm 3）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=34mm ，=92 mm =32mm ，=70mm =32mm ，=68mm 查图表（P表6-1）取各键的尺寸为 III-IV段：b×h×L=12mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段：b×h×L=10mm×8mm×56mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P

41、表15-2），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处的圆角半径为R1三）低速轴（轴IV）的设计（三）低速轴（轴IV）的设计 已知=2.50kw ，=577.81 ，=41.32r/min 1求作用在轴上的力 =10075.4N =3667.1N 2初步确定轴的最小直径 按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=115，于是得 115×mm=40.04mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5 ，则=1.5×1686.6=2529.9根据=2529.9，查

42、标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用TL9型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=50mm，其轴孔长度L=mm，则轴的最小直径=50mm3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（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=65mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=70mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=75mm，=112mm 2）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6313，其尺寸为d

43、5;D×B=65mm×120mm×23mm 故=65mm 3）轴承采用套筒定位，取=75mm，,=35 4）根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=62mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=74mm ，轴环宽度b1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm5）查图表（指导书表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=10mm，则=+c+2.5-

44、（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=81mm=+c+2.5-16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=10mm，B=20mm，根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20.4mm则=60mm7）3）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=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查图表（P表6-1）得 IV-IV段：b×h×L=18mm×11mm

45、15;80mm VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100mm 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15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm4求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6210，a=10mm，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，L=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 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F=633.84N =1

46、741.465N弯矩=102682=282117.33总弯矩M=300222.89扭矩TT=407502.81 5. 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，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =244501.69/20849.146MPa=11.727MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。八、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=72000h1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=299.62 N，=0，=3 ，转

47、速n=960r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷=9420N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2×（1×299.62+0）N =359.54N 3）验算轴承寿命 h=859127h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60082轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受

48、力=1176.74N，=0，=10/3，n=272.73r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206的基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷=22800N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×1176.74+0）N =1412.09N3）验算轴承寿命 h=1200000h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206 3）验算轴承寿命 h=73714h>=72000h 故所选用

49、轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。3输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=3706.46 N，=0，=3 ，转速n=87.4/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷=19800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=1.×（1×3706.46+0）N =3706.46N3）验算轴承寿命 h=73714h>=

50、72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键C10×70，=39.39 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×39.39/4×65×35MPa=8.66MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C10×

51、702齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键10×56，=65.305 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×65.305/4×46×32MPa=22.18MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10×563齿轮3与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键10×

52、;80，=130.61 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×130.61/4×70×34MPa=27.44MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10×804齿轮4与轴IV的键连接1) 由轴IV的设计知初步选用键18×80，=383.53 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式