《機械設(shè)計課程設(shè)計》設(shè)計過程及計算說明A

1、設(shè)計過程及計算說明設(shè)計項目計算內(nèi)容及說明設(shè)計結(jié)果一、傳動方案的擬定題目：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1）工作條件：（2）原始數(shù)據(jù)：如：F=1500NV=2.0m/sD=500mm二、電動機的選擇按指導(dǎo)書P9例題2.1：1、電動機類型的選擇： 2、電動機功率選擇：3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.0/×500=76.39r/min   按指導(dǎo)書P7表2.1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=36。取V帶傳動比I1=24，則總傳動比理時范圍為Ia=624

2、。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ia×n筒=（624）×76.39=458.341833.36r/min，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由指導(dǎo)書附表10查出有三種適用的電動機型號，其技術(shù)參數(shù)及傳動比的比較情況見下表：表2.1 傳動比方案傳動比方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉(zhuǎn)速（r/min）傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y160M1-847507209.422.3642Y132M1-64100096012.572.5153Y112M-441500144018.853.77

3、5 4、查指導(dǎo)書P119，根據(jù)額定功率Pd及同步轉(zhuǎn)速nd的圍確定電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，可知方案3比較合適（在滿足傳動比范圍的條件下，有利于提高齒輪轉(zhuǎn)速，便于箱體潤滑設(shè)計）。因此選定電動機型號為Y112M-4，額定功率為Ped =4KW，滿載轉(zhuǎn)速n電動=1440r/min。      如：n滾筒=76.39r/min總=0.850Pd=3.53KW           

4、;電動機型號Y112M-4Ped=4KWn電動=1440r/min  三、計算總傳動比 并分配各級傳動比按指導(dǎo)書P11進行：1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1440/76.39=18.852、分配各級傳動比（1）       據(jù)指導(dǎo)書P6表2.2，取齒輪i齒輪=5（單級減速器i=36之間取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，為減少系統(tǒng)誤差，取整數(shù)為宜）（2）       i總=i齒輪×i帶i帶=i總/i齒輪=18.85/5=3.77

5、 i總=18.85i齒輪=5i帶=3.77四、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 參見指導(dǎo)書P12例題2.21、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=n電動/ i帶=1440/3.77=381.96r/minnII=nI/ i齒輪=381.96/5=76.39r/minnIII=nII =76.39r/min2、 計算各軸的輸入功率（KW）PI=Pd×帶=3.53×0.96=3.39KWPII=PI×齒輪軸承×齒輪=3.39×0.99×0.97=3.26KWPIII=PII×齒輪軸承×聯(lián)軸器=3.26×

6、;0.99×0.99 =3.19KW3計算各軸輸入扭矩（N·mm）Td = 9550×Pd / n電動= 9550×3.53/1440 =23.41 N·mm TI=9550×PI/nI=9550×3.39/381.96=84.76N·mmTII=9550×PII/nII=9550×3.26/76.39 =407.55N·mmTIII=9550×PIII/nIII=9550×3.19/76.39 =398.80N·mmnI=381.96r/minnII=7

7、6.39r/minnIII=76.39r/min  PI=3.39KWPII=3.26KWPIII=3.19KWTd=23.41NmmTI=84.76N·mmTII=407.55N·mmTIII=398.80N·mm五、傳動零件的設(shè)計計算1、帶傳動的設(shè)計計算（按教材P77§5-5進行）（1）選擇普通V選帶截型由課本P104表8-4得：kA=1.2PC=KAP=1.2×4=4.8KW由課本P104圖8-11得：選用A型V帶（2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本P104表8-5和表8-6得，取dd1=125mm>dmin

8、=75   dd2=n1/n2·dd1=1440/381.96×125=471.25mm由課本P104表8-6，取dd2=450mm    實際從動輪轉(zhuǎn)速n2=n1dd1/dd2=1440×125/450=400r/min轉(zhuǎn)速誤差為：n2-n2/n2=381.96-400/381.96 =-0.047<-0.05(允許)帶速V：V=dd1n1/60×1000=×125×1440/60×1000 =9.42m/s。在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（3）確定帶長和中心矩根據(jù)

9、課本P105式（8-12）得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(125+450)a02(125+450)   所以有：402.5mma01150mm，取a0=600mm   由課本P105式（8-13）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2 /4a0 =2×600+1.57(125450)+(450125)2/4×600 =2147mm根據(jù)課本P100表8-2取Ld=2000mm根據(jù)課本P105式（8-14）得：aa0+Ld-L0/2=60020002147/2 =60073.5 =5

10、62mm(4)驗算小帶輪包角1=1800（dd2dd1）/a×57.30 =180033.10 =146.90>1200（適用）（5）確定帶的根數(shù)根據(jù)課本P1=1.91KW   P1=0.17KW   K=0.91    KL=1.03得Z= PC/(P1+P1)KKL =4.8/(1.91+0.17) ×0.91×1.03 =2.46 取Z=3(6)計算軸上壓力由課本表8-1  查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K1）+qV2=500&#

11、215;4.8/3×9.42×(2.5/0.91-1)+0.1×9.422N  =157.24N則作用在軸承的壓力FQ，F(xiàn)Q=2ZF0sin1/2=2×3×157.24sin146.9/2=904.35N選用A型V帶 dd1=125mmdd2=450mmi帶實=450/125=3.6  V=9.42m/s需反復(fù)調(diào)整dd1值使系統(tǒng)誤差小于±5%，另外如果齒輪傳動比不是整數(shù)，系統(tǒng)誤差校驗需在調(diào)整齒輪誤差后進行。 Ld=2000mm a562mm 1=146.90

12、0;查表須用插值法Z=3  F0=157.24N  FQ=904.35NV帶和V帶輪的標記分別為：2、齒輪傳動的設(shè)計計算（按教材P127§6-9進行）（1）選擇齒輪材料及精度等級和齒數(shù)   考慮減速器傳遞功率不大，按課本P142表10-8及10-9選，以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。大齒輪選用45鋼，正火，齒面硬度225HBS；根據(jù)表選7級精度。齒面精糙度Ra1.63.2m。取小齒輪齒數(shù)Z1=29。則大齒輪齒數(shù)：Z2= i齒Z1=5×29=145（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計

13、0; 由課本P147式（10-24）d1766E【kT1(u+1)/duHP2】1/3 確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=u=5  由表10-12   取d=0.9  轉(zhuǎn)矩T1  T1=9550×P1/n1=9550×3.39/400 =80.94N·m  載荷系數(shù)k 由課本P144   取k=1.4  齒輪副材料對傳動尺寸的影響系數(shù)E  查表10-11取E=1  許用接觸應(yīng)力HP，由課本P150圖10-33查得：Hlim1=690Mpa  

14、;   Hlim2=580MpaHP1=0.9Hlim1=621Mpa   HP2=0.9Hlim2=522Mpa      取HP=522Mpa故得：d1766E【kT1(u+1)/duHP2】1/3 =766×1×1.4×80.94×(5+1)/0.9×5×52221/3mm=62.93mm（3）確定齒輪傳動主要參數(shù)及幾何尺寸模數(shù)：m=d1/Z1=63.78/29=2.17mm根據(jù)課本P130表10-2 取標準模數(shù)：m=2.5mm分度圓直徑d

15、1=mZ1=2.5×29=72.5mm          d2=mZ2=2.5×145=362.5mm傳動中心距  a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(29+145)=217.5mm齒寬        b2=b=d×d1=0.9×72.5=65mm            b1=

16、b2+（510）mm=70mm驗算齒輪圓周速度  V齒=d1n1/60×1000=3.14×72.5×400/60×1000=1.52m/s由表10-7選齒輪傳動精度等級7級合宜(4)校核齒根彎曲疲勞強度  由課本P148式（10-26）得  F=(2000kT1/bm2Z1)YFSFP確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)許用彎曲應(yīng)力FP由課本P150圖10-34查得：Flim1=290Mpa  Flim2 =230MpaFP1= 1.4Flim1 =406Mpa  FP2= 1.4Flim2 =322Mpa 復(fù)合齒形系數(shù)

17、YFS  由P149圖10-32查得    YFS1=4.06    YFS2=3.95計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力F1=(2000kT1/bm2Z1)YFS1 =（2000×1.4×84.28/70×2.52×29）×4.06Mpa=75.51MpaF2=F1YFS2/ YFS1 =75.51×3.95/4.06Mpa=73.47Mpai齒=5Z1=29Z2=145  u=5d=0.9n1=1440/ i帶實=400 r/minT1=80.94N&#

18、183;mk=1.4E=1 HP=522Mpa  d162.93mm m=2.5mm d1= 72.5mmd2= 362.5mmda1=da2=a=217.5mmb2=65mmb1=70mmV齒=1.52m/s     FP1= 406MpaFP2= 322Mpa F1=75.51MpaFP1F1=73.47MpaFP2彎曲應(yīng)力校驗符合要求六、軸的設(shè)計計算按教材P237例題10-1進行：（一）輸入軸的設(shè)計計算1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由于設(shè)計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設(shè)計

19、問題，選用45#正火鋼，硬度170217HBS，抗拉強度b=590Mpa，彎曲疲勞強度-1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算軸的基本直徑根據(jù)課本P225式13-1，并查表13-3，取A=110dA (PI/ n1)1/3=110 (3.39/400)1/3mm=22.4mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d1=22.4×(1+5%)mm=23.5mm由課本P214表13-4選d1=24mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計               

20、;               （1）軸上零件的定位，固定和裝配  單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=24mm   長度取決于帶輪輪轂結(jié)構(gòu)和安裝

21、位置，暫定L1=70mmh=（23）c    查指導(dǎo)書附表2.5取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=24+2×（23）×1.5=3033mmd2=30mm初選用6006型深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為13mm。（轉(zhuǎn)入輸入軸軸承選擇計算）  考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+13+55）=90mmIII段直徑d3=d2

22、+2h=30+2×（23）×1.5=3639mm 取d3=36mm L3=b1-2=70-2=68mm段直徑d4= d3=d2+2h=36+2×（23）×1.5=4245mm  取d4=42mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm考慮此段滾動軸承左面的定位軸肩，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標準查取由附表6.2得安裝尺寸da=36mm，該段直徑應(yīng)取：d5=36mm。因此將段設(shè)計成階梯形，右段直徑為36mm。段直徑d6=30mm.  長度L6=13mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=13207020=123mm  (3

23、)按彎矩復(fù)合進行強度計算求分度圓直徑：已知d1=72.5mm求轉(zhuǎn)矩：已知T1=80940N·mm求圓周力：FtFt=2T1/d1=2×80940/72.5=2232.83N求徑向力FrFr=Ft·tan=2232.83×tan200=812.68N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=61.5mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2繪制水平面彎矩圖（如圖b）                

24、;             軸承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1116.42N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為MHC= RHA L/2=1116.42×61.5=68659.52N·mm(3)繪制垂直面彎矩圖（如圖c）RVA= RVB = Fr/2=406.34N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為MVC= RVA L/2=406.34×61.5=24989.91N·mm(4)繪制合成彎

25、矩圖（如圖d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(68659.522+24989.912)1/2=73065.89N·mm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P1/n1）×106=80940N·mm(6)按彎扭合成進行強度計算由課本P219式13-3 按脈動循環(huán)：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（73065.892(0.680940) 2）1/2/551/3=25.17mmd3=36mmd該軸強度足夠。（7）進行疲勞強度安全系數(shù)校核   齒輪軸中間截面由鍵槽引起應(yīng)力集中，所受載荷較大

26、，應(yīng)對其進行疲勞強度安全系數(shù)校核。   截面有關(guān)系數(shù)： =0.1（屬中碳鋼）  =1（鍵槽中段處）  =1.523（由表13-13，用插值法求得）  =1.069（由表13-15，用插值法求得） =0.88  =0.81（由表13-14查得）  K=2.906  K =2.145（由表13-10，按配合H7/r6查得）  W=d3/32=4580.44mm3   WT=2W=9160.88mm3  S=1.8(由表13-9查得)  S=-1/( KM/W)

27、20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.906×73065.89/4580.44)20.75(2.1450.1) 80940/9160.88 21/2=5.2SS,軸的強度滿足要求。 b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpa  d1=24mmL1=70mm d2=30mm轉(zhuǎn)入軸承選擇計算     L2=90mmd3=36mm（d3 d1= 72.5mm。故可以設(shè)計成分開式結(jié)構(gòu)）L3=68mmd4=42mmL4=20mmd5=36mmd6=30mmL6=13mmL=123m

28、m d1=72.5mmT1=80940N·mmFt=2232.83N Fr=812.68NLA=LB=61.5mm                MHC=68659.52N·mm  MVC=24989.91N·mm MC=73065.89N·mm   d25.17mm 該軸強度足夠  &#

29、160;        SS,軸的強度滿足要求（二）輸出軸的設(shè)計計算1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由于設(shè)計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設(shè)計問題，選用45#正火鋼，硬度170217HBS，抗拉強度b=590Mpa，彎曲疲勞強度-1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算軸的基本直徑根據(jù)課本P225式13-1，并查表13-3，取A=105dA (P/ n)1/3=105 (3.26/80)1/3mm=36.13mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d1=22.4×(1+5%)mm=37.9mm由課本P21

30、4表13-4選d1=38mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計    （1）軸上零件的定位，固定和裝配  單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=38mm   長度取決于聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)和安裝位置，根據(jù)聯(lián)軸器計算選擇，選取YL7型Y型凸緣聯(lián)軸器L1=82mm。h=（23）c 

31、;   查指導(dǎo)書附表2.5取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=38+2×（23）×1.5=4447mmd2=45mm初選用6009型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,寬度為16mm。（轉(zhuǎn)入輸出軸軸承選擇計算）  考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。而且兩對軸承箱體內(nèi)壁距離一致，（L軸1=L軸2）取套筒長為21mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+21+16+55）=94mmIII段直徑d3=d2

32、+2h=45+2×（23）×1.5=5154mm 取d3=53mm L3=b2-2=65-2=63mm段直徑d4= d3=d2+2h=53+2×（23）×1.5=5962mm  取d4=60mm長度與右面的套筒相同，即L4=21mm考慮此段滾動軸承右面的定位軸肩，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標準查取由附表6.2得安裝尺寸da=51mm，該段直徑應(yīng)取：d5=51mm。因此將段設(shè)計成階梯形，左段直徑為51mm。段直徑d6=45mm.  長度L6=16mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=16216521=123mm  (3

33、)按彎矩復(fù)合進行強度計算求分度圓直徑：已知d2=362.5mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2=9550×P/ n=389.16N·m=389162.5 N·mm求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×389162.5/362.5=2147.10N求徑向力FrFr=Ft·tan=2147.10×tan200=781.48N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=61.5mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2繪制水平面彎矩圖（如圖b）         &#

34、160;                       軸承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1073.55N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為MHC= RHA L/2=1073.55×61.5=66023.33N·mm(3)繪制垂直面彎矩圖（如圖c）RVA= RVB = Fr/2=390.74N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面

35、C在水平面彎矩為MVC= RVA L/2=390.74×61.5=24030.51N·mm(4)繪制合成彎矩圖（如圖d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(66023.332+24030.512)1/2=70260.55N·mm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P/ n）×106=389162.5 N·mm(6)按彎扭合成進行強度計算由課本P219式13-3 按脈動循環(huán)：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（70260.552(0.6×389162.5) 2）1/2/551/

36、3=35.39mmd3=53mmd該軸強度足夠。（7）進行疲勞強度安全系數(shù)校核   齒輪軸中間截面由鍵槽引起應(yīng)力集中，所受載荷較大，應(yīng)對其進行疲勞強度安全系數(shù)校核。   截面有關(guān)系數(shù)： =0.1（屬中碳鋼）  =1（鍵槽中段處）  =1.523（由表13-13，用插值法求得）  =1.069（由表13-15，用插值法求得） =0.81  =0.76（由表13-14查得）  K=3.343  K =2.409（由表13-10，按配合H7/r6查得）  W=d3/32=14615

37、.96mm3   WT=2W=29231.93mm3  S=1.8(由表13-9查得)S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 3.343×70260.55/14615.96)20.75(2.4090.1) 389162.5 /29231.93 21/2=7.7SS,軸的強度滿足要求。b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpad1=38mm轉(zhuǎn)入聯(lián)軸器計算環(huán)節(jié)L1=82mm d2=45mm  L2=94mm d3=53mmL3=63mmd4=60mmL4=21mm d

38、5=51mm  L=123mm d2=362.5mmT2=389162.5 N·mm Ft=2147.10N Fr=781.48NLA=LB=61.5mm               MHC=66023.33N·mm    MVC=24030.51N·mm MC=70260.55N·mm  

39、;   d35.39mm 該軸強度足夠         SS,軸的強度滿足要求七、滾動軸承的選擇及校核計算按教材P261§11-8，參照例題11-2，11-3根據(jù)已知條件，軸承預(yù)計壽命Lh=12×365×8=35040小時1、計算輸入軸軸承（1）求軸承的當量動載荷P1、P2由題目工作條件查課本P253表15-5和15-6選擇載荷系數(shù)fP=1.2，溫度系數(shù)ft=1。已知軸頸d2=30mm，轉(zhuǎn)速n1=400 r/min，假設(shè)軸承僅受徑向載荷

40、R1和R2，由直齒齒輪受力分析公式P144式10-17和10-18可得：Ft=2000T1/d1=2000×80.94/72.5=2232.83NFr=Fttg20=812.68N     因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr/2=406.34NP1=fP R1=1.2×406.34=487.61NP2=ft XR2=1×0.56×406.34=227.55N（2）計算軸承額定動載荷Cr, 并根據(jù)Cr選擇軸承型號   根據(jù)計算軸頸d2=30mm，初選6006型，查指導(dǎo)書P135附表6.2得該型

41、號軸承的基本額定動載荷Cr=10200N，基本額定靜載荷Cor=6880N。（3）由預(yù)期壽命求所需C ？P1P2，即按軸承1計算C=P1/ ft（60n Lh/1000000）1/3=4602.54因CCr=10200N，故選軸承型號為6006型。2、計算輸出軸軸承（1）求軸承的當量動載荷P1、P2由題目工作條件查課本P253表15-5和15-6選擇載荷系數(shù)fP=1.2，溫度系數(shù)ft=1。已知軸頸d2=45mm，轉(zhuǎn)速n1=80 r/min，假設(shè)軸承僅受徑向載荷R1和R2，由直齒齒輪受力分析公式P144式10-17和10-18可得：Ft=2000T2/d2=2000×389.16/36

42、2.5=2147.10NFr=Fttg20=781.48N    因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr/2=390.74NP1=fP R1=1.2×390.74=468.89NP2=ft XR2=1×0.56×390.74=218.81N（2）計算軸承額定動載荷Cr, 并根據(jù)Cr選擇軸承型號   根據(jù)計算軸頸d2=45mm，初選6009型，查指導(dǎo)書P135附表6.2得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=16200N，基本額定靜載荷Cor=11800N。（3）由預(yù)期壽命求所需C P1P2，即按軸承1計算C=P1/ ft

43、（60n Lh/1000000）1/3=2588.25因CCr=16200N，故選軸承型號為6009型。fP=1.2ft=1 Ft=2232.83NFr=812.68N  P1=487.61NP2=227.55N   CCr=10200N選軸承型號為6006型  fP=1.2ft=1 Ft=2147.10NFr=781.48N P1=468.89NP2=218.81N      選軸承型號為6009型八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算按教材P240§10-4，參照例題10-2由于齒輪和軸材料均為剛和合金鋼，故取P=1