机械设计课程设计范例

1、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班级学号姓名完成时间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、润滑与密封十二、参考文献计算及说明结果计算及说明结果LhF=1800NV=0.7m/sD=400mmK=1.3d一、设计任务书1.1工作条件与技术要求：运动速度允许误差为土5%。；工作情况：减速装置可以正反转，有轻微冲击，传动零件工作总时数10000小时，检修周期500小时小修，2000小时大修；

2、工作环境：室内，清洁；制造条件：一般机械厂，单件小批量生产。1.2设计内容确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；传动系统中的传动零件设计计算；绘制减速器装配图草图和装配图各1张(A0);绘制减速器齿轮及轴的零件图各1张(A2)2.原始数据运行阻力F(KN)：1.8运行速度V(m/s)：0.7车轮直径D(mm)：400启动系数：K=1.3d二、传动方案的拟定三叶一I匚兀/.7xw分流式二级圆柱齿轮减速器输送机由电动机驱动，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传至齿轮5,带动车轮6工作。计算及说明结果三、电动机选择电动机输出功率

3、计算方法：已知工作机上作用力F(N)和线速度v(m/s)时：P=Fv/lOOOq(kw)式中耳为总效率总耳=耳耳町耳总123n式中耳,n耳一一传动系统中每一个传动副(带、链、齿轮、蜗杆)、轴承、12n联轴器等的效率查表得：齿轮传动效率耳1=0.97(一对)球轴承效率耳2=0.99联轴器传动效率耳3=0.98开式齿轮传动效率耳=0.96W耳=耳=0.7382总123w运行速度：v=0.7m/s运行阻力：F=1.8(KN)P=kFv/1000n=2.22kwd总电动机所需额定功率Pp总查表16-2得选取的电动机的型号为Y系列1000r/min电动机的具体牌号为：Y132S-6额定功率为3kw,满载

4、转速为960r/min已知：运行速度v=0.7m/s满载转速为960r/min,vx60 x1000贝y：工作机的转速为n=兀D=33.44r/min四、计算总传动比及分配各级的传动比已知电动机满载转速为n及工作机的转速为n时，总传动比等于：i=n/n=28.71总传动比等于各级传动比的连乘积，即i=iiii123nP=kFv/1000n=2.22d总kw电动机的型号Y132S-6计算及说明结果开式齿轮传动比选i二23i=18.58减i=18.58对分流式二级齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传减动比要满足下式：i=J1.4i=4.481飞减i=J1.4i=4.481飞减式

5、中i咼速级传动比1i=i/i=3.22减1i=i/i=3.22减1五、运动参数及动力参数计算从减速器的高速轴开始各轴命名为I轴、II轴、III轴。1）各轴转速计算第I轴转速=n/i=960(r/min)10第II轴转速二ni/=214.29(r/min)第III轴转速珥二/1=66.96(r/min)第W轴转速n【v二nm/io=66.96(r/min)车轮轴n车=口卬/3=33.482(r/min)式中n电动机转速,r/mini电动机至第I轴传动比i第m轴至第W轴00W13第1轴至第1轴，第1轴至第m轴，第W轴至车轮传动比2）各轴功率计算第I轴功率Pi=Pxqxn2=2.9106(KW)第I

6、I轴功率P二Px2xn2=2.72(KW)第m轴功率Pm=Pxn1xn2=2.60(KW)第W轴功率Pw=Pmxn3xn2=2.526(KW)车轮轴P车=PWxn1xn2=2.422(KW)计算及说明结果各轴扭矩计算第I轴扭矩T=9500P/n【=28.95(N.m)第II轴扭矩TH=9500P/n=121.22(N.m)第III轴扭矩TIII=95OOPm/nm=370.82(N.m)第W轴扭矩TW=9500Pw/口旷360.26(N.m)车轮轴扭矩T车=9500P车/n车=690.82(N.m)各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速n(r/min)电机轴960I960II214.29m66.96

7、66.96车轮轴33.482输出功率P（KW）输出扭矩T（N.m）329.842.9128.952.72121.222.6370.822.53360.262.42690.82六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮设计：（由机械设计课本）表6.2选小齿轮40cr调质钢大齿轮45正火钢b许用接触应力（由机械设计课本）由式6-6,b=HimZHHSNHmin解除疲劳极限b（由机械设计课本）查图6-4b=700N/mm2Hlimlb=550N/mm2Hlim2Hlimb=700N/mm2Hlimlb=550N/mm2Hlim2计算及说明结果接触强度寿命系数ZN应力循环次数N（由机械设计课本）由式6-7得

8、小齿轮循环次数Nl=60.nj.Lh=5.76x108N1=60.nj.Lh=5.76N二N/i211X108N=1.704x1082N二1.704x1082（由机械设计课本）查图6-5得Z=1.05Z=1.05N1N1Z=1.15Z=1.15N2N2接触强度最小安全系数SHmin取S=1.25S=1.25HminHmin则XXb=cx1.05/b=bx1.05/.25=588N/mm2H1Hlim1H1Hlim171.25=588N/mm2b=b1.15/1.25=506N/mm2H2Him2xb=bx1.15/则b=588N/mm2HH2Hlim2b=FiimYYSNX1.25=506N/

9、mm2许用弯曲应力bF（由机械设计课本）由式6-12,bFkJFmin弯曲疲劳极限bFlim（由机械设计课本）查图6-7,双向传动乘以0.7b=378N/mm2b=378N/mm2Flim1flim1b=294N/mm2b=294N/mm2Flim2Flim2弯曲强度寿命系数YN（由机械设计课本）查图6-8Y二Y二1Y二Y二1N1N2N1N2弯曲强度尺寸系数YX（由机械设计课本）查图6-9（设模数m小于5mm)Y=1XY=1X弯曲强度最小安全系数sFminS=2Fmin则c=189N/mm2c=189N/mm2f1c=147N/mm2c=147N/mm2F2确定齿轮传动精度等级，按V=（013

10、.022）n3P/n估取圆周速度iiv1V=2.5010（由机械设计课本）参考表6.7、表6.8选取II公差组8级因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。小轮分度圆直径d,（由机械设计课本）由式6-15得122KT(u+1)ud匕=8Z=391Z=1742齿宽系数申（由机械设计课本）参考表6.9d申=0.8d按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数z=391大轮齿数z=Z.i=174.72圆整174,1齿数比u4.46小轮转矩T=28.95N/mm21初定螺旋角卩二12o0载荷系数K=KKK兀AVapKA-使用系数（由机械设计课本）查表6.3计算及说明结果K二1.25AKV-动载系数由推

11、荐值1.051.4K=1.2VKa-齿间载荷分配系数1.01.2K二1.1aK0-齿向载何分布系数由推荐值1.01.2K二1.10K二KKKK=1.815=KKKK=1.AVa0815AVa0材料弹性系数（由机械设计课本）查表6.4锻钢Z二189.8N/mm2匚Z=189.8ilN/节点区域系数Z查图6-3Z-二2.45EY/mm2HH重合度系数Zg由推荐值0.75088，Z=087螺旋角系数Z0=Jcos0二0.99”3(ZZZZ)22KT(u+1)故d-F1-H片0=36.1169ud法面模数m=dcos0n1/z二0.9058取标准1m=1nm=1中心距a二m(z+z)/(2cos00)

12、=108.88圆整n12a=109a=109分度圆螺旋角0=arccosm(z+z)/2a12.295”1c0=arccosm(z+z)/2a12.295分度圆直径d二mz/cos0二39.918d=1/cos0=39.9181n1mzn1圆周速度v=ndn/60000=2.0158m/s11齿宽b=d1巾=28.84圆整b=29mm大轮齿宽b2二b=29小轮齿宽b二b+(510)12b=362（由机械设计课本）由式6-16得Q=2KTYYYYQFbdmFasa&0F1n当量齿数z=z/cos30=41.85v11z=z/cos30=186.7v22应力修正系数（由机械设计课本）查表6.5小轮

13、Y=1.675Sa1大轮Y二1.85Sa2齿形系数小轮Y=2.38Fa1大轮Y二2.13Fa2不变位时，端面啮合角a=arctan(tan20。/cos0)=20.43。端面模数m=m/cos0=1.02mmtn重合度=1.69=1/2兀zCana-tana1at1)+zCanat2-tana丿|at2tb=29mmb2=36YSal=KTYYYYbdmFasa&1n二1.675YSa2二1.85Y二2.38Fa1Y二2.13Fa2N/mm2Y厂0.25+0.75/養=0-6938重合度系数Y二0.25+0.75/二0.6938Ea螺旋角系数Y0选0.89Q=2KT1YYYY=84.25F1b

14、dmFa1Sa1011n计算及说明结果2ktb=1-YYYY=102.18N/mm2F2bdmFa2Sa2&卩21n大齿分度圆直径d=mz/cos0=178mm2n2根圆直径dd=d一2h=37.418mmff11fd=d-2h-176.5mmf22f顶圆直径dd-d+2h-41.918mmaa11ad-d+2h-180mm/a22a2、低速级齿轮设计：由机械设计课本）表6.2选小齿轮40cr调质钢大齿轮45正火钢b许用接触应力b（由机械设计课本）由式6-6，b匸石HimZHHSNHmin解除疲劳极限b（由机械设计课本）查图6-4Hlimb=700N/mm2Hlim1b-550N/mm2Hli

15、m2接触强度寿命系数Z应力循环次数N（由机械设计课本）由式6-7得小齿轮N循环次数N-60njL-60 x284x1x1042h-1.286x10sN-N/i12N-4.01x1072（由机械设计课本）查图6-5得Z=1.15N1d-mz/cos0-178mm2n2d-d一2h-37.418mmf11fd-d2h-176.5mmf22fd-d+2h-41.918mma11ad-d+2h-41.918mma11ad-d+2h-180mma22ab=700N/mm2Hlim1b-550N/mm2Hlim2N-60njL-60 x284x1x10412h-1.286x108计算及说明结果Z=1.25

16、N2接触强度最小安全系数SHmin取S=1.25Hmin则b=700X1.15/1.25=644N/mm2H1b=550 x1.25/1.25=550N/mm2H2则b=550N/mm2Hb许用弯曲应力b（由机械设计课本）由式6-12,b廿mYYFFSNXFmin弯曲疲劳极限b（由机械设计课本）查图6-7，双向传动乘以0.7Flimb二378N/mm2Flim1b二294N/mm2Flim2弯曲强度寿命系数Y（由机械设计课本）查图6-8N=Y=1N1N2弯曲强度尺寸系数K（由机械设计课本）查图6-9（设模数m小于5mm）=1X弯曲强度最小安全系数SFminS=1.4Fmin则b二378x1x1

17、/1.4F1=270N/mm2b二294x1x1/1.4F2=210N/mm2因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。二Y二1N1N2=1XS=1.4Fminb=378x1X1/1.4F1=270N/mm2b=294x1x1/1.4F2=210N/mm2计算及说明结果计算及说明结果确定齿轮传动精度等级，按v=(0.018)n3P/niivi估取圆周速度v=0.8998m/s1t9=0.8dz=251z=iz=78.2211u=z/z=3.1621T=9.55x106P/n11=121220N/mm0=12o0v=0.8998m/sit（由机械设计课本）参考表6.7、表6.8选取II

18、公差组8级小轮分度圆直径d,（由机械设计课本）由式6-15得12KT(u+1)1ud齿宽系数9(由机械设计课本)参考表6.9d(1)9=0.8d按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数z=251大轮齿数z=iz=78.2,取Z=792112齿数比u=z/z=3.1621小轮转矩T=9.55x106P/n11=121220N/mm（6）初定螺旋角0=12o0（7）载荷系数K=KKKKAVa0KA-使用系数（由机械设计课本）查表6.3K=1.25AKV-动载系数由推荐值1.051.4K=1.2计算及说明结果Ka-齿间载荷分配系数1.01.2K二1.1aK0-齿向载荷分布系数由推荐值1.01.2K厂1.1

19、K二KKKKAVa0=1.25x1.2xl.lx1.1二1.815KKKKKAVa01.25x1.2x1.1x1.11.815材料弹性系数（由机械设计课本）查表6.4锻钢Z189.8N/mm2EZ189.8iN/节点区域系数Z查图6-3Z=2.5HHe/mm2重合度系数Z由推荐值0.750.88，Z=0.87故d二卄ZZZZ)1ElH令022KT(u+1)17409mm1/I.U丿9ud法面模数m=d/z=112.96mm取标准m=3mmm3mm中心距a=m(z+z)/2=156.57mm圆整12a=156mma=156mm分度圆直径d=mz11=60mmdmz60mm11圆周速度v=“dn/

20、60000=0.8411m/s11齿宽b=d=60mm1dbd960mm1d大轮齿宽b2=b=60mmbb60mm2小轮齿宽b=b+(5-1210)bb+(510)12b=67mm1b67mm1（由机械设计课本）由式6-16得计算及说明结果c二迟YYYYlcFbdmFaSa1n8PF应力修正系数（由机械设计课本）查表6.5小轮Y二1.59Y1.59SalSa1大轮Y二1.78Sa2Y1.78齿形系数Sa2小轮Y二2.62Y2.62FalFa1大轮Y二2.22Y2.22Fa2Fa2重合度8a=2兀zCana-tana)+zCana-1at1t2一tana丿|at2t=1.781重合度系数Y二0.

21、25+0.75/8二0.67118aY0.25+0.75/80.67118a故c=鸣YYY121.6N/mm2F1bdmFa1Sa1811nc_2KT1YYY128.801N/mm2F2bdmFa2Sa2821n大齿分度圆直径dmz237mmdmz237mm2222根圆直径ddd一2h68.5mmdd一2h68.5mmff11ff11fdd一2h229.5mmdd一2h229.5mmf22ff22f顶圆直径ddd+2h81mmdd+2h81mmaa11aa11add+2h243mma22add+2h243mma22a计算及说明结果3、开式齿轮计算：（由机械设计课本）表6.2选小齿轮40cr钢表

22、面淬火大齿轮45钢表面淬火由于是开式齿轮传动所以只校核弯曲疲劳强度，并将模数增加10%20%许用弯曲应力b（由机械设计课本）由式6-12，b石FimYYFFSNXFmin弯曲疲劳极限b（由机械设计课本）查图6-7，双向传动乘以0.7Flimb378N/mm2Flimlb294N/mm2Flim2弯曲强度寿命系数Y（由机械设计课本）查图6-8NY1N1N2弯曲强度尺寸系数K（由机械设计课本）查图6-9（设模数m小于5mm）=1X弯曲强度最小安全系数SFminS=2Fmin则b378xlx1/2F1245N/mm2b294xlxl/2F2210N/mm2因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进

23、行设计。确定齿轮传动精度等级，按v-（0.018）n3P/n估取圆周速度11v1v0.404m/s1t（由机械设计课本）参考表6.7、表6.8选取II公差组8级bFlim1378N/mm2bFlim2294N/mm2Y1N1N2=1XS=2Fminb378x1x1/2F1245N/mm2b294x1x1/2F2210N/mm2计算及说明结果小轮分度圆直径d,（由机械设计课本）由式6-15得1,3fZZZ丫2KT（u+1）di込hrr厅u耳*H丿d齿宽系数9（由机械设计课本）参考表6.9d9=0.8d按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数z-281大轮齿数z-iz-2x28-56，取Z-562112

24、齿数比u-z/z-221传动误差比Au/uao3n（有机械设计课本）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢r,调质处理。查表8.6A=110,得d二A0mino17.08mmn17.0该轴直径dWIOOmm,有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则d=1.05xd=18mm。minmin输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。算转矩公式为选取联轴器的型号。联轴器的计T二KTcaA(11)查图表（P351表14-1），取Ka皿，则T=1.3X142.47N-mca=185.211N-m根据T=185.211N-m及电动机轴径D=38mm,查标准GB4323-84,ca选用HL

25、2型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径d=25mmmin2.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8mmd1.05xdminmin18mm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d=25mm，由联轴器可知-IIL=56mm,又因为dd=512mm，所以d=30mm-iii-iiii-iiiii-iii2）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d=30mm,查GB276-89初步取-iii0组游隙，0级公差的深沟球轴承60907，故d二d=35mm-iVVii-Viii3）取d=37

26、mm，L=L=36mmV-ViiV-VVi-Vii4）由课程设计指导书知箱体内壁到轴承座孔端面的距离L=8+C+C+（510）mm，取L=45mm,采用凸缘式轴承盖,1121则L=50mmii-iii由深沟球轴承可知LVii-Viii=Liii-iV=10mm5）取小齿轮距箱体内壁的距离为a=15mm,滚动轴承端面距箱体内壁1S=5mm1LWLW=177mm3轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通A型平键连接，按d=25i-ii=mm,L=56mmi-ii查课程设计指导书（表11.1）bxhxl=10mmX8mmX50mm。校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图川I1丨1丨HITTT-II

27、IIIIIIIIVGcaM2+(aT)2W二11.9MPaII1丿2载荷水平面H垂直面V支反力FF二F=1426.1NNH1NH2F二F=531.3NNV1NV2弯矩M=54191.8N-mmHMy=20189.4N-mm总弯矩MM=57830.4N-mm扭矩TT=28450N-mm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a=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计课本（表8.2）得b=60MPa，因此bVb，故轴安全。_1ca_1（二）中速轴的设计与校核已知TII=121.22N-m，n=214.29r/m

28、in1.求作用在齿轮上的力F二F=1361.3N,F二F=507.2N,F二F=110.51NTOC o 1-5 h z12t1r2r1a2a1口2TIIF二=3232.5Nt3d3F12Fr2Fa2F=1361.3Nt1F=507.2Nr1F=110.51Na1F二Ftan2Oo=1176.5Nr313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。查机械设计课本（表.6）,取A=110，于是得odAX3mm=27.526mm。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为minn11=30mmd=30mmmin3.轴的结构设计（1）拟定

29、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d=30mm取d=30mm,轴承与齿轮2，2之间采用套筒IImin/-II定位，取d=d=35mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取II-IIIV-VId=38mm，齿轮3采用轴肩定位，取h=8mm，则d=46mm,III-IVIV-V取L=6mm取L=64mm，贝VL=35mmIV-VIII-IVII-IIIL=26mmV-VI2）初步选择滚动轴承初步选取32006的圆锥滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的，则取L=L=40mm，II一IVI-VII3）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d=38mm，L=64mm

30、-IVIII-IVd=35mmII-iiid=35mm，L=26mmV-VIV-VI查课程设计指导书（表11.1）取各键的尺寸为III-IV段：bXhXL=10mmX8mmX60mmII-III段及V-VI段：bXhXL=10mmX8mmX26mm校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图r-一1载荷水平面H垂直面V支反力FF二F=509.9NNH1NH2F二F=81.05NNV1NV2弯矩M=120522.98N-mmHMv=34861.61N-mm总弯矩MM=145020.9N-mm扭矩TT=121220N-mm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

31、环变应力，取a=0.6，轴的计算应力M2+(aT)2b二二26.43MPaca前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计课本（表8.2）得b=60MPa，因此bVb，故轴安全。_1ca_1（三）低速轴（轴III）的设计=66.96r/min已知TIII=37O.8N-m，nlll1求作用在轴上的力F二F=3129.3N14132.初步确定轴的最小直径F二F=1138,97Nr4r3选取轴的材料为45钢调质处理。查机械设计课本（表&6）取A。，F二F=3129.3N1413F二F=1138,97Nr4r3于是得PdAXminmm=39.96mm。nild39.96mmmin该轴的最小直径为安

32、装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。查课程设计指导书（表14。6），则考虑到运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=42mm，其轴孔长度L=90mm，则轴的最小直径dm=42mm3.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计算及说明结果f*，-I-（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取d=42mm,为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，I-II取d=50mm,联轴器用轴端挡圈紧固II-III2）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32011圆锥滚子轴承，故d=55mmIII-IV3）轴

33、承采用套筒定位，取d=57mm,IV-V4）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d=60mm,齿轮采用轴肩定位，取h=6mm,则d=66mm，VIVVIVII取LVI-VII=6mm,由于轴结构对称所以尺寸对寸取。5）取d=57.8mm,L=2.3mm（S=2mm）L=89.7mm,III-IVIII-IVIV-IVL=8mmin-in6）根据轴II,轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离S3=15mm,贝9L=90mm,L=37mm,L=28mm,L=46mm,I-IIII-IIIIII-IVIV-VLV-VI=57mm，LVII-VIII=55mm3）轴上

34、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d=42mm,L=90mmI-III-IId=60mm,L=57mmV-IVV-VI查课程设计指导书（表11.1）得I-II段：bXhXL=12mmX8mmX80mm计算及说明结果计算及说明结果V段：bXhXL=18mmX11mmX52mm校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图TTrrnTnTnTr载荷水平面H垂直面V支反力FF二F=509.9NNH1NH2F二F=81.05NNV1NV2弯矩M=120522.98N-mmHMv=34861.61N-mm总弯矩MM=145020.9N-mm扭矩TT=121220N-mm按弯扭合成应力校

35、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a=0.6，轴的计算应力caM2+(aT)2W二26.43MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计课本（表8.2）得b=60MPa，因此bVb，故轴安全。_1ca_1八、轴承的选择和校核计算Lh=2000h已知轴承的预计寿命为L=2000hh输入轴承的选择与计算计算及说明结果由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承61907,由于受力对称，只需要计算一个，其受力F=rjFr2+F2=299.62N，F=0，e=3，转速n=960r/min1t1a1）查滚动轴承样本课程设计指导书（表13.3）知深沟球轴承6

36、1907的基本额定动载荷C=9500N,基本额定静载荷C0=6800N2）求轴承当量动载荷P因为F=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，a按机械设计课本（表13-6），取f=1.2，则pP=f(XF+YF)P=f(XF+YF)=1826.8Nprapra=1826.8N3）验算轴承寿命r106rcL=xh60nIpJ=2443.69hL=2000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承619072.轴II上的轴承选择与计算由轴II的设计已知，初步选用圆锥滚子轴承32006，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力F=516.74N，F=0，e=10/3，n=214

37、.29r/minra1）查滚动轴承样本课程设计指导书（表13.3）知圆锥滚子轴承32006的基本额定动载荷C=35800N,基本额定静载荷C=46800N02）求轴承当量动载荷P因为F=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，aP=f(XF+YF)按机械设计课本（表13-6），取P=f（XF+YF）=619.5Nprapra=619.5N3）验算轴承寿命106rc=50000000hL=2000hL=xh60nIp丿h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承32006故所选用轴承满足寿命要求。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III的设计知,

38、初步选用圆锥滚子轴承32011，由于受力对称，只需要计算及说明结果计算一个，其受力F=dF2+F2=1665.1N,F=0,=10/3，转速r耳r414an=66.96/min1）查滚动轴承样本课程设计指导书（表13.3）知圆锥滚子轴承32011的基本额定动载荷C=80200N,基本额定静载荷C=61800N02）求轴承当量动载荷P因为F=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，a按课本（P表13-6），取f=1.0，则pP=f（XF+YF）=1998.08Npra3）验算轴承寿命r106（cL=x=h60nvP丿=3700000hL=2000hh故所选用轴承满足寿命要求。

39、确定使用圆锥滚子轴承32011。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I的设计知初步选用键A8X50，T=28.95N-mI2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表11.1）查得许用应力=100-120MPa,取=110MPa。键的工作长度l=L-b/2=42mm,键、亠2Tx103与轮毂键槽的接触咼度k=05h_05X8mm_4mm。由式一”了可得pkld2Tx103i-i一一=8.MPav|=110MPapkld1-p可见连接的强度足够，选用键A8X502.齿轮2（2与轴II的键连接1）由轴II的设计知初步选用键10X25，T=T/2=60.61

40、N-mII2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表11.1）查得许用应力P=f(XF+YF)pra=1998.08N2Tx103一一=8.MpkldPa计算及说明结果计算及说明结果=100-120MPa，取1-pJ=110MPa。键的工作长度l=L-b=15mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5X8mm=4mm。由式a=p2Tx103kid可得2Tx103ia二一=57.73MPav|apkid1-p=110MPa可见连接的强度足够，选用键A8X253.齿轮3与轴II的键连接1）由轴II的设计知初步选用键10X60，T=T=121.22N-m2）校核键连接的强

41、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1-pJ=110MPa。键的工作长度l=L-b=50mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5X8mm=4mm。由式a=p2Tx103kid可得2Tx103ia二一=31.9MPav|apkid1-p=110MPa可见连接的强度足够，选用键A10X604.齿轮4与轴III的键连接1）由轴III的设计知初步选用键18X52，T=T/2=370.82N-m2）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a1-pJ91-p-1l=L-b=52mm-18m

42、m=34mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5X=110MPa。键的工作长度2Tx10311mm=5.5mm。由式a=可得pkid2Tx103i-a=-一=66.09MPav|apkid1-pkid=110MPa2Tx103kid=66.09MPa可见连接的强度足够，选用键18X525.联轴器与轴III的键连接1）由轴III的设计知初步选用键12X80，T=Tin/2=310.82/2N-m2）校核键连接的强度计算及说明结果键、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1-pJ=110MPa。键的工作长度1-p-1l=L-b=80mm-12mm=

43、68mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5X2Tx1038mm=4mm。由式b=可得kid2Tx103b=32.5MPab=110MPapkid1-p可见连接的强度足够，选用键A12X80十，连轴器选择1输入轴（轴I）的联轴器的选择根据轴I的设计，选用HL2型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T(N-m)n(r/min)d(mm)2L(mm)转动惯量(kg-m2)TL2315560025560.2532输出轴（轴III）的联轴器的选择根据轴III的设计，选用HL4型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T(N-m)L(r/min)d2(mm)L(mm)转动惯量(kg-m2)HL41250400042903.4卜一、减速器附件设计1.视孔盖选用A=120mm的视孔盖。通气器选用通气器（经两次过滤）M27X1.5油面指示器根据课程设计书表15.9，选用