分流式二級直齒圓柱齒輪減速器

1、目錄一設計任務書3二、傳動方案擬定3三、電動機的選擇4. 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比5 五、運動參數及動力參數計算7 六、皮帶輪的設計計算8七、齒輪的設計計算10 八、滾動軸承的選擇及校核計算19 九、鍵聯接的選擇及計算31 十、聯軸器的選擇33十一、潤滑與密封34十二、總結35十三、參考文獻37十三、附錄（零件及裝配圖）36計 算 及 說 明結 果一 . 設計任務書 1.1工作條件與技術要求： 連續(xù)單向運轉，載荷有輕微震動，戶外工作有粉塵。 兩班制工作，3年大修，使用期限10年(卷筒支撐及卷筒與運輸帶之間摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮)。 1.2 設計內容 減速器裝配圖1張（A0

2、或A1） 零件圖2張 設計說明書1份 1.3設計參數 運輸帶工作拉力F()： F=2600N 運輸帶工作速V()： 卷筒直徑D()： 二傳動方案的擬定輸送機由電動機驅動，電動機1通過聯軸器2將動力傳入減速器3，在經聯軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結構較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。=12000hF=5500NV=1.1m/sD=300mm分流式二級圓柱齒輪減速器三電動機的選擇1 選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機2 選擇電動機的

3、容量1）滾筒所需功率： =4.2kw 滾筒的轉速： =60×1000V/D=51r/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為： 其中分別為傳動系統(tǒng)中聯軸器、帶傳動效率、齒輪傳動及軸承的效率，是滾筒的效率， 0.80 3）確定電動機的額定功率 電動機的輸出功率為 4.2/0.80=5.25kw 確定電動機的額定功率 選取功率儲備系數為K=1 5.25kw 選定電動機的額定功率=5.5kw 3、 選擇電動機的轉速 =51 r/min i初選25 1273.25r/min 電動機Y132M-4 查得：方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉速n/(r/min)同步轉速滿載轉速Y132M-

4、47.5150014402.22.2 由表中數據，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比，即選定電動機Y132M-4 四總傳動比確定及各級傳動比分配4.1 計算總傳動比由參考文獻1中表16-1查得：滿載轉速nm=1440 r / min；總傳動比i=1440/50.93=28.27 4.2 分配各級傳動比查閱參考文獻1機械設計課程設計中表23各級傳動中分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比=2.7，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為20.57/2.7=7.62 取高速級的圓柱齒輪傳動比= =3.15，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 =/=7.62/3.15=2.42 =2.86kw=70r

5、/min=0.83=3.43kw=4 kw電動機型號為 Y112M-4i=20.57= 3.15 =2.42五計算傳動裝置的運動和動力參數1. 各軸轉速電動機軸為軸I，減速器高速級軸為軸II，中速軸為軸III，低速級軸為軸IV，滾筒軸為軸V，則 解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為±5范圍內2按電動機額定功率計算各軸輸入功率 =4 kw =4×0.96 kw=3.86kw =3.86×0.96×0.98 kw =3.82kw =3.82×0.97×0.98 kw =3.56kw =3.56×0.98×0.99 kw

6、=3.52 kw2. 各軸轉矩 =9550×4/1440 =26.53 =9550×3.86/533 =69.16 =9550×3.82/169.2 =215.61 =9550×3.56/ 70 =485.7表3 軸的運動及動力參數項目電動機軸I高速級軸II中間軸III低速級軸IV帶輪軸V轉速（r/min）1440533169.2069.9270功率（kw）43.863.82 3.563.52轉矩()26.5369.16215.61485.7480.22傳動比13.152.421效率0.990.940.940.976、 皮帶輪設計和計算 1求 查表13-

7、8得：2 選V帶型號 選用普通V帶，由和小帶輪轉速n=1440r/min查圖13-15得此坐標位于B型區(qū)域內3、求大小帶輪基準直徑 大帶輪的基準直徑4、 驗算帶速V 帶的速度合適5、 求V帶基準長度和中心距 初定中心距 查表得 6、 驗算小帶輪包角 故小帶輪上的包角符合要求。7、 確定V帶根數Z 查表得 則 故取2根8、 求作用在帶輪軸上的壓力 查表13-1得：，由式13-17得：單根V帶初拉力 作用在帶輪軸上的壓力為： 9、帶輪結構尺寸七、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數 a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動 b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度

8、不高，故選用 7級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS，二者的硬度差為40 HBS。 d . 初選小齒輪齒數=20，則大齒輪齒數=3.15×20=63=3.15 e .初選螺旋角= f .選取齒寬系數：=12）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1）確定公式內的各計算數值 a . 試選=1.6 b. 分流式小齒輪傳遞的轉矩=/2=34.58 c. 查圖表（P217圖10-30）選取區(qū)域系數=2.433 （表10-6）選取彈性影響系數=189.8

9、 d. 查圖表（P215圖10-26）得 =0.76 ，=0.86 =0.768+0.87=1.62 e. 按齒面硬度查表： 小齒輪接觸疲勞強度極限： 大齒輪接觸疲勞強度極限： 查表得接觸疲勞強度系數： 取失效概率為1%，安全系數為S=1 許用接觸應力=552MPa，=533.5MPa 則=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj 計算應力循環(huán)次數 =60×533×1×19200=6.14× =6.14×/3.15=1.95× 2） 計算 a. 按式計算小齒輪分度圓直徑 =50.67mm b. 計

10、算圓周速度 =3.14×50.67×533/（60×1000）m/s =1.41m/s c. 計算齒寬b及模數 b=1×50.67mm=50.67mm =cos/= 2.458mm h =2.25=2.25×1.983mm=5.531mm b/h=51.76/4.462=9.16 d. 計算縱向重合度 =0.318tan =0.318×1×20×tan=1.59 e. 計算載荷系數K 使用系數=1，根據=1.4m/s，7級精度查圖表（P194圖10-8）得動載系數=1.06 查圖表（P195表10-3）得齒間載荷分

11、布系數=1.4 由公式 得 = 1.417 查圖表（P198圖10-13）得=1.40 由式 得載荷系數=1×1.06×1.2×1.417=2.1 f. 按實際載荷系數校正所得分度圓直徑 由式 得 g. 計算模數 =cos/=55.48×cos/20 mm =2.69mm 3）按齒根彎曲疲勞強度設計 按式計算1） 確定計算系數a. 計算載荷系數由式 得=1×1.06×1.4×1.4=2.078b. 根據縱向重合度=1.59查圖表（P圖10-28）得螺旋角影響系數=0.87c. 計算當量齒數 d. 查取齒形系數查圖表（P表10

12、-5）=2.80 ，=2.77e. 查取應力校正系數查圖表（P表10-5）=1.55 ，=1.74f. 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，彎曲疲勞壽命系數=0.85 ，=0.88 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=380 MPa ，由式 得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPag. 計算大小齒輪的并加以比較 =2.80×1.55/303.57=0.01430 =2.27×1.74/238.86=0.01653大齒輪的數值大2）

13、 設計計算 由以上計算結果，取=2 ，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑=53.83 mm計算應有的齒數=53.83×cos/2=27 取=27 ，則=3.15×27=85（4） 幾何尺寸計算1） 計算中心距 將中心距圓整為115mm2） 按圓整的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數 ， ，等不必修正3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 =27×2/cos =55.93mm =85×2/ cos =176.08mm4） 計算齒輪寬度 =1×55.42mm=55.42mm圓整后取=55mm ，=60mm5） 結構設計 由e2，小齒輪做成齒輪軸 由160mm

14、<<500mm ，大齒輪采用腹板式結構2. 低速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數 a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調質），硬度為280HBS 大齒輪：45鋼（調質），硬度為240HBS d. 初選小齒輪齒數=20 ，=20×2.42=48 e. 選取齒寬系數=1（2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1） 確定公式內各計算數值a. 試選=1.3b. 確定小齒輪傳遞的轉矩=215.61 =2.1561×c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數=189.8d. 查圖表

15、（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa ，=550MPae. 由式確定應力循環(huán)次數=60×533×1×19800=6.14×=6.14×/2.42=42.54×f. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數=0.95 ，=0.97g. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1，由式得=0.95×600MPa=540MPa =0.97×550MPa=522.5MPa2）計算 a. 由式試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=522.5MPa得 =85.5mm b. 計算圓周速度 =

16、3.14×85.5×533/60000m/s=2.39m/s c. 計算齒寬 =1×85.5 mm=85.5mm d. 計算模數、齒寬高比 模數=/=85.5/20=4.275 齒高=2.25=2.25×4.275mm=9.62 mm 則/=85.5/9.62=8.89 e. 計算載荷系數 根據=0.51 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數=1.03 ，直齒輪=1 ，由=1和=85.5mm ，根據式得=1.424 由/8.89和=1.424查圖表（P圖10-13）得=1.34 故根據式得=1.467 f. 按實際載荷系數系數校正所得分

17、度圓直徑。由式得=89.01mm g. 計算模數 =89.01/20mm=4.45 mm（3） 按齒根彎曲強度設計計算公式為 1） 確定公式內各計算數值a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。b. 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數=0.87，=0.89c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數=1.4 ，由式得 =0.87×500/1.4MPa=310.71MPa =0.89×380/1.4MPa=241.57MPad. 計算載荷系數。由式得=1×1.03×1&#

18、215;1.34=1.38e. 查取齒形系數。查圖表（P表10-5）得=2.80 =2.33f. 查取應力校正系數。查圖表（P表10-5）得 =1.55 ，=1.69g. 計算大、小齒輪的，并加以比較 =2.80×1.55/310.71 =0.013968 =2.33×1.69/241.57=0.016300 大齒輪的數值大2） 設計計算 由以上計算結果，取模數=3mm。按分度圓直徑=89.1mm計算應有的齒數得=89.1/3=30，則=2.42×30=73（4） 幾何尺寸計算1） 計算中心距=3×（30+73）/2 mm=155mm2） 計算分度圓直徑

19、 3×30mm=90mm 3×73mm=219mm3） 計算齒輪寬度 =1×90 mm=90mm 取=90mm ，=95 mm5）結構設計 小齒輪（齒輪3）采用實心結構大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構八、滾動軸承的選擇及校核計算 高速軸的設計已知=3.86 kw ，=1440r/min ，=69.16 =34.581. 求作用在齒輪上的力 =2×69.16××cos /55.93N=2473.09N =2473.09×15.1N=641.61N 圓周力 ，徑向力及軸向力的方向如圖所示1 初步確定軸的最小直徑。先按式 初步估算軸

20、的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r，調質處理。查圖表（表15-3），取=126，得 該軸直徑d100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5%則，圓整后取d2=26mm。輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處的直徑。選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩公式為 （11） 查圖表（P351表14-1），取=1.3，則=1.3×34.58 =44.954 根據=34.489及電動機軸徑D=48mm，查標準GB4323-84，選用TL7型彈性套柱銷聯軸器。確定軸最小直徑=30 mm2 軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案。經分析比較，選用如圖所示的裝配方案=4kw=3.86 kw=3

21、.82kw=3.56 kw=3.52 kw=26.53 =69.16=215.61=485.7A帶V=13.57m/sL=1846ma=377mmZ=27級精度（GB10095-88）小齒輪：40Cr（調質）280 HBS大齒輪：45鋼（調質）240HBS=20= 63=1=1.6=34.58=2.433 =189.8=0.76 =0.861.62=552MPa=533.5MPa=565 MPa 1.95×=b=50.67mm=2.458 mmh=5.531mmb/h=9.16=1.59=1=1.06=1.4 =1.351=2.65 =2.69mm=2.078=0.87=2.563=

22、2.187=1.604=1.786S=1.4=0.85=0.88=500 Mpa =380 MPa=303.57 Mpa=238.86 MPa=0.01430=0.01653=22785115.43mm55.93 mm176.08mm55.48mm=55mm=60mm7級精度（GB10095-85）小齒輪：40Cr（調質）280HBS大齒輪：45鋼（調質）240HBS；=25=1.2=1.3=2.1561×=189.8=550Mpa=530MPa6.14×=0.95=0.97=540Mpa =522.5MPa85.5mm=1.03=1424=1.34=1.467 89.01

23、 mm4.45mm=500Mpa=380Mpa=0.87=0.869 =1.4310.71MPa241.57Mpa=1.38=2.80 =2.33 =1.55，=1.69=0.013968 =0.016300 90mm219mm=90 mm=95mm2473.09N932.32 N641.61 N26.08mm=30mm（1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 聯軸器采用軸肩定位，I-II段=30mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=35mm ，軸端用軸端擋圈固定，查圖表（指導書表13-19），取擋圈直徑=40mm，=50mm2） 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高

24、速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據=44mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6010，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm ，故=52mm3） 取=34mm，=54mm 4） 由指導書表4-1知箱體內壁到軸承座孔端面的距離mm ，取=60mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為34.2mm，到聯軸器的距離為10.8mm，則=45mm5） 取小齒輪距箱體內壁的距離為=12mm，大齒輪2和與齒輪3之間的距離c=10mm，滾動軸承端面距箱體內壁=12mm則=15+12+12-5=34mm=34 mm=108mm

25、（3）軸上零件的周向定位 半聯軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=20 =mm，=50mm 查圖表（P表6-1）選用鍵=8mm×4mm×40mm 。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-12），取軸端倒角為1.6×，各軸肩處圓角半徑為R1（二）中速軸（III軸）的設計 已知=3.82kw，=215.61 ，=169.20r/min 1求作用在齒輪上的力 =2473.09 N ，=932.32N，=667.29 N =2×209.34/176.08N=2377.90N=896.4

26、4N軸上力的方向如下圖所示初步確定軸的最小直徑 根據式（10）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查圖表（P表15-3），取=120 ，于是得。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為=33mm3軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖（2）確定軸的各段直徑和長度 1）根據=35mm 取=40mm，軸承與齒輪2，之間采用套筒定位，取=44mm，齒輪2與齒輪3之間用套筒定位，取=50mm ，齒輪3采用軸肩定位，取h=3mm ，則=45mm ，由于軸環(huán)寬度b1.4h 軸II的設計，取=c=10mm 因為=85.5 mm ，=55mm 取=92 mm ，則=55+10-7-3

27、mm=55mm =55-2mm=53mm 2）初步選擇滾動軸承 由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸II相對于機座固定，則III軸應兩端游動支承，選取外圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步選取0組游隙，0級公差的N系列軸承N206，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于軸承內圈受軸向力，軸端不受力，軸承內圈軸端采用圓螺母與墊片緊固，根據GB812-88（指導書表13-17）選用M27×1.5規(guī)格的圓螺母及相應的墊片，圓螺母厚度m=10mm，墊片厚度s=1mm，則取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，則 =1

28、4.5+11+16+3-2mm=42.5mm選用嵌入式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為27mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接按=50mm ，=92 mm =44mm ，=55mm =45mm ，=53mm 查圖表（P表6-1）取各鍵的尺寸為 III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段：b×h×L=8mm×8mm×40mm 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m61） 確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-2），取軸端倒角為1.0×，

29、各軸肩處的圓角半徑為R1（三）低速軸（軸IV）的設計 已知=3.56kw ，=485.7 ，=69.92r/min 1求作用在軸上的力 =2377.90N =896.44N 2初步確定軸的最小直徑 按式（10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。查圖表（P表15-3）取=112，于是得 該軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，選取聯軸器的型號。 根據式（11），查圖表（P表14-1），取=1.5 ，則=1.5×485.7=728.55根據728.55，查標準GB5014-85（指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL6型彈性柱銷聯軸器。選取軸

30、孔直徑d=45mm，其軸孔長度L=107mm，則軸的最小直徑=45mm3軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=45mm，為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=50mm，聯軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13-19），取=75mm，=130mm 2）初步選擇滾動軸承 根據軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6313，其尺寸為d×D×B=65mm×140mm×33mm 故=55mm 3）軸承采用套筒定位，取=

31、60mm，=36mm 4）根據軸頸查圖表（P表15-2，指導書表13-21）取安裝齒輪處軸段=66mm，齒輪采用軸肩定位，根據h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，則=74mm ，軸環(huán)寬度b1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm5）查圖表（指導書表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm6）根據軸II，軸III的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離=10mm，則=+c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=81mm=+c+2.5-16 =（

32、10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm6） 根據箱體內壁至軸承座孔端面的距離=60mm，及=10mm，B=20mm，根據指導書表9-9，取軸承蓋的總寬度為39.6mm，軸承蓋與聯軸器之間的距離為=20.4mm則=60mm7）3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查圖表（P表6-1）得 IV-IV段：b×h×L=16mm×11mm×60mm VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100m

33、m 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為1.6×。軸上圓角=1.0mm，=1.6mm4求軸上的載荷軸的計算簡圖如下圖所示，由機械設計圖15-23知，深溝球軸承6210，a=10mm，從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處是危險截面，L=162mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 表4 危險截面所受彎矩和扭矩 載荷水平面H垂直面V支反力F=485.7N =856.44N彎矩=78683.4=138743.28總彎矩M=217426.68扭矩TT=295120.09 5.

34、 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力 =280408.40/20849.146MPa=13.449MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查圖表（P表15-1）得=60MPa，因此，故軸安全。七、 軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為=72000h1輸入軸承的選擇與計算由軸II的設計知，初步選用深溝球軸承6008，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力=1131.76 N，=0，=3 ，轉速n=1440r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6008的基本額定動載荷C=13200N

35、，基本額定靜載荷=9420N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.2，則 P=（X+Y）=1.2×（1×1131.76+0）N =1358.11N 3）驗算軸承壽命 =106278h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承60082軸III上的軸承選擇與計算由軸III的設計已知，初步選用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力=896.44N，=0，=10/3，n=533r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-5）知外圈無擋邊圓

36、柱滾子軸承N206的基本額定動載荷C=36200N，基本額定靜載荷=22800N2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×896.44+0）N =1075.728N3）驗算軸承壽命 =777446h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N2063輸出軸上的軸承選擇與計算由軸IV的設計知，初步選用深溝球軸承6210，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力=2541.26 N，=0，=3 ，轉速n=69.20/min1）查滾動軸承樣本（

37、指導書表15-3）知深溝球軸承6210的基本額定動載荷C=27000N，基本額定靜載荷=19800N 2）求軸承當量動載荷P 因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P表13-6），取=1.0，則 P=（X+Y）=1.×（1×3706.46+0）N =2541.26N3）驗算軸承壽命 =118139h>=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。九、鍵連接的選擇與校核計算1輸入軸與聯軸器的鍵連接 1) 由軸II的設計知初步選用鍵C10×70，=69.16 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都

38、是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×69.16/4×65×35MPa=15.2MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵C10×702齒輪2（2）與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用鍵10×56，=107.805 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa

39、。鍵的工作長度=L-b=56mm-10mm=46mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×107.805/4×46×32MPa=36.62MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10×563齒輪3與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設計知初步選用鍵10×80，=215.61 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=80mm-10mm=70mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.

40、5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×215.61/4×70×34MPa=45.29MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵10×804齒輪4與軸IV的鍵連接1) 由軸IV的設計知初步選用鍵18×80，=485.7 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=80mm-18mm=62mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得 =2×485.7/5.5&#

41、215;62×62MPa=45.95MPa<=110MPa 可見連接的強度足夠，選用鍵18×805聯軸器與軸IV的鍵連接 1) 由軸IV的設計知初步選用鍵12×100，=383.53 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b=100mm-12mm=88mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×383.53/4×88×42MPa=51.88MPa<=110MPa 可見連接的

42、強度足夠，選用鍵12×100十、聯軸器的選擇1輸入軸（軸II）的聯軸器的選擇 根據軸II的設計，選用TL6型彈性套柱銷聯軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉動慣量（）TL6250380035820.0262輸出軸（軸IV）的聯軸器的選擇 根據軸IV的設計，選用HL3型彈性柱銷聯軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉動慣量（）HL36305000421120.6十、減速器附件設計1視孔蓋 選用A=120mm的視孔蓋。2通氣器 選用通氣器（經兩次過濾）M18×1.53油面指示器 根據指導書表9-14，選用2型油標尺M164油塞 根據指導書9-16，選用M16×