機械設計課程設計說明書 (僅供參考)

1、目錄 設計任務書 傳動方案的擬定及說明 電動機的選擇 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 齒輪傳動的設計計算及核算 聯(lián)軸器的選擇 軸的設計與強度計算 潤滑與密封 減速器的箱體和附件 滾動軸承的選擇及計算 鍵的選擇及校核計算 設計小結(jié) 參考資料目錄 課題：帶式運輸機的傳動裝置設計 工作條件 1使用期限：10年，二班制（每年按300天計算）。 2載荷平衡。 3運輸物品：谷物。 4單向傳動，轉(zhuǎn)速誤差不得超過±5%。 原始數(shù)據(jù) 1運輸帶牽引力P：2500N。 2運輸帶速度V：1.3m/s。 3滾筒直徑D：280mm。 設計計算內(nèi)容 （一）傳動裝置的整體設計 1方案擬定； 2電動機的選擇； 3傳動比及其

2、分配； 4傳動裝置的運動和動力學參數(shù)； (1各軸轉(zhuǎn)速n： (2各軸傳遞功率P； (3各軸轉(zhuǎn)矩T； （二）傳動零件的設計計算 1、齒輪的設計計算及校核； 2、聯(lián)軸器的選擇； 3、軸的設計與強度計算； 4、滾動軸承的選擇與強度校核； 5、鍵的選擇與強度校核； 6、其他零件的選擇； 設計任務 1減速器裝配圖總圖一張（A0）； 2零件工作圖四張（齒輪A3，低速級軸A3，箱體A1，箱蓋A1）。 (裝配圖底稿完成后，需經(jīng)指導教師審閱同意后方可加深。 3. 設計計算說明書1份。 參考資料 1 機械設計 2 機械原理 2 畫法幾何及機械制圖 計算及說明 一、傳動裝置的總體設計 （一）擬定傳動方案 1、分析傳動

3、系統(tǒng)的工作情況 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速nw ，即 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為11或16。故可以擬定出以二級傳動為主的多種方案。根據(jù)傳動要求：使用期限：10年，2班制（每年按300天計算）；載荷平衡；運輸物品：谷物；單向傳動，轉(zhuǎn)速誤差不得超過±5%。故可以采用雙級圓柱直齒輪（展開式）傳動方案。 2、傳動裝置簡圖：展開式（ 書上有 圖略） 計算及說明 （二）選擇電動機 1、 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的

4、Y（IP44）系列籠型三相異步電動機。臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2、 電動機容量 （1）、取各傳動效率： 聯(lián)軸器： ；滾動軸承： ； 圓柱齒輪傳動： ，卷筒滑動軸承： 則總效率為： （2）、卷筒軸的輸出功率Pw （3）、電動機輸出功率Pd （4）、電動機額定功率Ped 3、 電動機的轉(zhuǎn)速 根據(jù)課程設計指導書表21單級圓柱齒輪傳動比范圍 。則總傳動比范圍為 ，由于 =88.7170, 可得 。因此同步轉(zhuǎn)速可為，1000r/min，1500r/min，3000r/min的電動機。如下表： 方案 電 動 機型 號 額 定 功 率 電動機轉(zhuǎn)速(r/min 電動機質(zhì)量（kg） 同 步 滿 載 1 Y132M1-6

5、 4kw 1000 960 73 2 Y112M-4 4kw 1500 1440 43 3 Y112M-2 4kw 3000 2890 45 =0.8769 計算及說明 由表中的數(shù)據(jù)可知第2個方案可行，選用方案2使得總傳動比在16左右，且可使各圓柱齒輪傳動比在36之間，符合擬定方案。故選用第2種方案。 （三）計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動 1、傳動裝置總傳動比 第根軸轉(zhuǎn)速： 第根軸轉(zhuǎn)速： 所以：i= 2、分配各級傳動比 為了使兩級的大齒輪有相近的浸油深度，高速級傳動比 和低速級傳動 可按下列方法分配： 取 則: （四）計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸： 第根軸： 第根軸

6、： 第根軸： 2、各軸輸入功率 電動機軸： 計算及說明 選方案2 電機型號； Y112M-4 i=10.79 結(jié)果 第根軸： 第根軸： 第根軸： 3、各軸轉(zhuǎn)矩 電動機軸： 第根軸： 第根軸： 第根軸： 二、傳動零件的設計計算 （一）齒輪設計計算及校核 高速級： 1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) （1）按傳動方案任務書裝置圖，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。 （3）材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS， 大齒輪材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。 （4）選小齒輪齒

7、數(shù) ，則大齒輪齒數(shù) 。 2、按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（109a）（機械設計）計算，即 T0= T1= T2= T3= 計算及說明 確定公式內(nèi)的各計算值 （1）試選載荷系數(shù) 。 （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=24579 。 （3）由表107（機械設計）選取齒寬系數(shù) 。 （4）由表106（機械設計）查得材料的彈性影響系數(shù) 。 （5）由圖1021d（機械設計 ）按齒輪面硬度查得小、大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為： 。 （6）由式1013（機械設計）計算應力循環(huán)次數(shù)。 （7） 由圖1019（機械設計）取接觸疲勞壽命系數(shù) 。 （8） 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S1，由

8、式（1012）（機械設計）得 計算小齒輪分度圓直徑 ,代入 中較小的值 計算及說明 N1= N2= =53.121mm 計算圓周速度： 計算齒寬b： 計算齒寬與齒高之比b/h： 計算載荷系數(shù)K。 根據(jù) ，7級精度，由圖108（機械設計）查得動載系數(shù) ；直齒輪， = =1；由表102（機械設計）查得使用系數(shù) ；由表104（機械設計）用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由 查圖1013（機械設計）查得 ；故載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）（機械設計）得 計算模數(shù) 。 3，按齒根彎曲強度設計 由式（1017）（機械設計） 計算及說明 =2.213m

9、m h=5.0065mm b/h=8 K=1.5874 =42.8064mm m=2.3781mm 結(jié)果 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）由圖1020c（機械設計）查得小、大齒輪彎曲疲勞強度極限分別為 （2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)： （3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式（1012）（機械設計）得 （4）計算載荷系數(shù)。 （5）查取齒形系數(shù)。 由表105（機械設計）查得 （6）查取應力校正系數(shù)。 由表105（機械設計）查得 （7） 計算大，小齒輪的 并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大. 設計計算 計算及說明 K=1.4672 =0.01379 =0.01655 大齒輪數(shù)

10、值大 結(jié)果 2、按齒面接觸強度計算 由設計計算公式（109a）計算，即 確定公式內(nèi)的各計算值 （1）試選載荷系數(shù) 。 （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1= 。 （3）由表107（機械設計）選取齒寬系數(shù) 。 （4）由表106（機械設計）查得材料的彈性影響系數(shù) 。 （5）由圖1021d（機械設計）按齒輪面硬度查得小，大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為： 。 （6）由式1013（機械設計）計算應力循環(huán)次數(shù)。 （7）由圖1019（機械設計）取接觸疲勞壽命系數(shù) 。 （8）計算接疲勞許用力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 計算 試算小齒輪分度圓直徑 ,由計算公式得 計算圓周速度。 計算齒寬b

11、。 N1= N2= =62.6319mm v=1.3486m/s 計算齒寬與齒高之比b/h. 計算載荷系數(shù)K。 根據(jù) ，7級精度，由圖108（ 機械設計）查得動載系數(shù) ；直齒輪， = =1；由表102（機械設計）查得使用系數(shù) ；由表104用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由 查圖1013查得 ；故載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得 計算模數(shù) 。 3、按齒根彎曲強度設計 由式（1017） b=62.6319mm =2.6097mm h=5.8718mm b/h=10.67 K=1.4267 =65.6633mm m=2.7360mm 計算及說

12、明 結(jié)果 ，確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ，由圖1020c查得小，大齒輪彎曲疲勞強度極限分別為 ，由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)： ，計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由式（1012）得 ，計算載荷系數(shù)。 ，查取齒形系數(shù)。 由表105查得 ，查取應力校正系數(shù)。 由表105查得 ， 計算大，小齒輪的 并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大. ，設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于齒根彎 K=1.365 =0.01430 =0.01642 大齒輪數(shù)值大 =1.9075mm 計算及說明 結(jié)果 曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度多決定的承載能力，而齒面接

13、觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.9075mm并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 ，算得小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 。 4、幾何尺寸計算 ，計算大，小齒輪的分度圓直徑。 ，計算中心距。 ，計算齒輪寬度 圓整后取 。 5、結(jié)構(gòu)設計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。 6、校核齒面接觸疲勞強度 由公式（10-8a） = ? ? 標準直齒輪a=20o時， =2.5；Ft= , =b/d1 計算及說明 z1=26 z2=91 d1=65m

14、m d2=228mm =146.5mm b=65.6633mm 結(jié)果 由前面可知 ； 所以 = ?2.5?189.8=427.858 故齒面接觸疲勞強度足夠. 7，校核齒根彎曲疲勞強度 由（10-5a） 以及前面的數(shù)據(jù)可知， =109.78 =303.57 =8.098 =238.86 故齒根彎曲疲勞強度足夠。 參數(shù) 齒輪 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒數(shù)z 20 91 26 91 齒頂d 44 186 70 232.5 分度圓d 40 182 65 228 齒寬b 60 51 76.5 70 齒高ha 5 5 6 6 模數(shù)m 2 2 2.5 2.5 中心距a 111 146.5 注：h*

15、a=1,C*=0.25,a=20o 計算及說明 =448.8 齒面接觸強度足夠 09.78 =8.098 齒根彎曲疲勞強度足夠 結(jié)果 （二）、聯(lián)軸器選擇 高速級：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩： ；電動機直徑D=28mm 查標準GB5014 85（機械設計指導書），選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為315N?m。 低速級：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩： 查標準GB501485（機械設計指導書），選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為630N?m。 （三）、軸的設計（低速軸） 1、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取A0 126-103，則有： 第根軸： （外伸軸，取A0 112

16、），根據(jù)聯(lián)軸器參數(shù)選擇dmin=20mm 第根軸： （非外伸軸，取A0 118） 第根軸： （外伸軸，取A0 112）, 根據(jù)聯(lián)軸器參數(shù)選擇dmin=40mm 計算及說明 選TL6 選TL8 dmin=20mm dmin=25mm dmin=40mm 結(jié)果 2、軸的結(jié)構(gòu)設計(參考機械設計教材圖15-26及其例題 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（低速軸） 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩： 查標準GB501485（機械設計指導書），選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱扭矩為630N?m。半聯(lián)軸器的孔 。故取 ，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 。 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸

17、器上面不壓在軸的端面上， 故12段的長度應比 略短一些，現(xiàn)取 。為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求，12軸段右端需制出一軸肩，故取12段直徑 。則，左端擋圈直徑 。 （2）初選滾動軸承。 按工作要求，查標準：GB27689（機械設計指導書），選取中窄(3系列深溝球軸承6309。其尺寸為： ，則 ；為了使左端軸承定位壓緊，利用套筒定位，則取 ，而 。 （3）取安裝齒輪的一段 ，齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂寬度為62mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，故取 。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 ，故取 ，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，取 。 （4）軸承端蓋總寬度28.5，根據(jù)軸承端蓋的裝拆

18、及便于對軸承潤滑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ，故 =35 （5）齒輪距箱體內(nèi)壁10mm，根據(jù)設計和結(jié)構(gòu)，其它尺寸可定，軸長為： L=355 計算及說明 結(jié)果 3、軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 由表61（機械設計）查得平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，配合為 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m7。 4、確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表152（機械設計），取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角如零件圖所示。 5、求軸上的載荷 齒輪的作用力：

19、 圓周力： 徑向力： 軸上的作用力： 支反力： 彎 矩： 總彎矩： Ft=3383N Fr=1231.3N FtA=1345N FtC=2488N FrA=741.8N FrC=1973.1N MB1= MB2= MB2= 計算及說明 結(jié)果 扭 矩： 由以上計算和軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下： 計算及說明 結(jié)果 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，以軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取 ，軸的計算應力 已知軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得 ，因此 ，故安全。 7,精確校核軸的疲勞強度 （1） 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的

20、影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面B上的應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。 （2） 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×483=11059.2mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2×483=22118.4mm3 截面左側(cè)的彎矩M為：M=294908× 182734N?mm T=385637.8 N?mm 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 =640 =275Mpa, =155 因r/d=1/5

21、0=0.020，D/d=50/48=1.04按附表3-2經(jīng)插值后查得a=1.80，a=1.27；又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為q=0.75，q=0.80。 （機械設計第三章附表） 計算及說明 = 安全 W=11059.2mm3 WT=22118.4mm3 M182734N?mm T=385637.8 N?mm = =640 =275Mpa =155 結(jié)果 故按式（附表3-4）可知： k=1+q（a-1）=1+0.75×（1.80-1）=1.6； k=1+q（a-1）=1+0.80×（1.27-1）=1.216 由附圖3-2和3-3可知尺寸系數(shù)=0.74，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=

22、0.84。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，按式（3-12）和（3-12a） 得綜合系數(shù)為 K= k/+1/-1=1.6/0.74+1/0.92-1=2.25 K= k/+1/-1=1.216/0.84+1/0.92-1=1.53 又由3-1和3-2得碳鋼的特性系數(shù) =0.1-0.2，取=0.1 =0.05-0.1，取=0.05 于是按式（15-6）（15-8）計算安全系數(shù)得 S= = =7.40 S= = =14.04 Sca= = =6.55S=1.5 故可知其安全。 k=1.6 k=1.216 =0.84 =0.92 K=2.25 K

23、= 1.53 =0.1 =0.05 S=7.40 S=14.04 Sca=6.55 軸強度足夠、安全 計算及說明 結(jié)果 （3） 截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×503=12500mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2×503=25000mm3 截面左側(cè)的彎矩M為：M=182734N?mm T=385637.8N?mm； 過盈配合處的k/,由附表3-8有插值法求出，并取 k/=0.8k/， 于是得k/=2.616，k/=0.8k/=2.093 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.92 軸未經(jīng)表面強 化處理，即q=1，按式（3-12）和（3-1

24、2a） 得綜合系數(shù)為 K= k/+1/-1=2.616+1/0.92-1=2.703 K= k/+1/-1=2.093+1/0.92-1=2.18 又由3-1和3-2得碳鋼的特性系數(shù) =0.1-0.2，取=0.1 =0.05-0.1，取=0.05 于是按式（15-6）（15-8）計算安全系數(shù)得 S= = =6.96 S= = =9.01 Sca= = 2.14S=1.5 故可知其安全。 注：此減速器的高速軸和中間軸為齒輪軸 W=12500mm3 WT=25000mm3 M=182734N?mm T=385637.8 N?mm = k/=3.16 k/=2.53 =0.92 K=2.703 K=

25、2.18 =0.1 =0.05 S=6.96 計算及說明 結(jié)果 （四）、潤滑與密封 、潤滑： 齒輪采用浸油潤滑。（課程設計指導書表3-3）當齒輪圓周速度 時，圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm。參考1。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的 ，采用稠度較小潤滑脂。 、密封： 防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А＃C械設計指導書） （五）、減速器的箱體和附件 、箱體：用來支持旋轉(zhuǎn)軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤滑。 材料為：HT2

26、00。加工方式如下： 加工工藝路線：鑄造毛坯時效油漆劃線粗精加工基準面粗、精加工各平面粗、半精加工各主要加工孔精加工主要孔粗、精加工各次要孔加工各緊固孔、油孔等去毛刺清洗檢驗 、箱體的結(jié)構(gòu)尺寸：（機械設計課程設計手冊p17） 箱座壁厚：=0.025a+38mm，而=0.025×160+38mm 所以，取=8mm。 S=9.01 Sca=2.14 軸強度足夠、安全 1課程設計手冊 P153 2課程設計手冊P156表16-8 =8mm 計算及說明 結(jié)果 箱蓋壁厚：1=0.02×a+38mm，而1=0.02×160+38mm所以，取1=8mm。 箱座、箱蓋、箱底座凸緣的

27、厚度： b=b1=1.51=12mm；b2=2.51=20mm 箱座、箱蓋的肋厚：m=m1= 0.851=7mm 地腳螺釘?shù)闹睆剑篸f=0.036a+12,取M18； 地腳螺釘?shù)臄?shù)目為4個。 軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：d1=0.75df=12.095mm,取M12 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：d2=0.5df=10mm取M10；L=100mm 軸承蓋外徑：D2=D+(55.5d3 （其中，D為軸承外徑， 為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑?。（見?-9，表9-10）（機械設計指導書） 中心高：HRa+30+20;取170mm 軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑?d=8mm;數(shù)目為4個 窺視孔蓋板螺釘?shù)闹睆剑篸=6mm，取M6。

28、至箱外壁的距離： C1f=16mm,C11=12mm,C12=14MM 至凸緣邊緣的距離C2f=24mm,C21=20mm,C22=14mm 軸承旁凸臺的半徑：R1=c2 ，h由結(jié)構(gòu)確定。 外箱壁到軸承座端面的距離：l1=C1+C2+10=50 mm 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：11.2=9.6mm，?。?=12mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：21.2=9.6mm，取： 。 ，附件： 包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。 1=8mm b=b1=12mm b2=20mm m=m1=6.8mm df取M20 d1取M16 d2取M10 課程設計手冊 P7

29、7 H=184mm d3=8mm d4取M8 C1f=26mm C11=22mm C12=16mm C2f=24mm C21=20mm C22=14mm l1=53mm 1=12mm 2 =9.6mm 計算及說明 結(jié)果 （六）、滾動軸承的選擇和強度校核 、初選軸承： 高速軸：6205, d×D×B=25×52×15 中間軸：6205, d×D×B=25×52×15 低速軸：6309, d×D×B=45×100×25 軸承端蓋外徑：D2=D+(55.5d3； 高速軸：D2=D+

30、5d3=40+5×8=99mm 中間軸：D2=D+5d3=45+5×8=99mm 低速軸：D2=D+5d3=60+5×8=158.5mm 、軸承使用壽命的計算（Lh=t=48000h,n=1440r/min） 低速軸軸承：選用6309，Cr=40.8kN,Cor=29.8kN Fr=1231.3N Ft=2844N FNH1=1345N, FNH2=2488;F NV1=1973.1N, F NV2=741.8N Fr1= Fr2= 教材表13-6查得 =1.2 徑向當量動負荷：Pr= r=1.2 2596.23=3115.476N 所以由式Cj= ，查表13-4

31、可知ft=1 =413973.7224h>48000h 故可滿足預期壽命的要求。 D2=80mm D2=85mm D2=100mm Fr1=2387.92N FtA=2596.23N Pr=3115.476N 滿足壽命要求 計算及說明 結(jié)果 低速軸軸承：選用6309，Cr=40.8kN,Cor=29.8kN Fr=1231.3N Ft=2844N FNH1=1345N, FNH2=2488;F NV1=1973.1N, F NV2=741.8N Fr1= Fr2= 教材表13-6查得 =1.2 徑向當量動負荷：Pr= r=1.2 2596.23=3115.476N 所以由式Cj= ，查表

32、13-4可知ft=1 =413973.7224h>48000h 故可滿足預期壽命的要求。 Cj=11.5kN 滿足壽命要求 Fr1=2387.92N FtA=2596.23N Pr=3115.476N 滿足壽命要求 計算及說明 結(jié)果 （七）、鍵連接的選擇和校核計算（低速級） 校核低速級軸上齒輪聯(lián)接鍵 長度為50 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，且其材料為鋼，由表6-2可知 =（100120） ，取 =110 ，鍵工作長度為 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為 ；由式6-1得，（機械設計） 所以上述各鍵皆為安全的 （八）、完成裝配圖： （1）、標注尺寸：參考3，標注尺寸反映其的特性、配合、外形、安裝尺

33、寸。 （2）、零件編號（序號）：由重要零件，按順時針方向依次編號，并對齊。 （3）、技術(shù)要求：參考3P107110 （4）、審圖 （5）、加深 安全 課程設計手冊 P95 見裝配圖 計算及說明 結(jié)果 三、零件圖設計 （一）、零件圖的作用： 作用： 1、反映設計者的意圖，是設計、生產(chǎn)部門組織設計、生產(chǎn)的重要技術(shù)文件。 2、表達機器或部件運載零件的要求，是制造和檢驗零件的依據(jù)。 （二）、零件圖的內(nèi)容及繪制： 1、選擇和布置視圖： （1）、軸：采用主 視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置，再在鍵槽處的剖面視圖。 （2）、齒輪：采用主視圖和側(cè)視圖。主視圖按軸線水平布置（全剖），反映基本形狀；側(cè)視圖反映輪廓、輻板、鍵槽等。 2、合理標注尺寸及偏差： （1）、軸：參考機械設計指導書P113，徑向尺寸