機械設計課程設計范例

1、機械設計課程設計計算說明書題目分流式二級圓柱齒輪減速器指導教師院系班級學號姓名完成時間目錄一設計任務書二、傳動方案擬定三、電動機的選擇四、計算總傳動比及分配各級的傳動比五、運動參數及動力參數計算六、傳動零件的設計計算七、軸的設計計算八、滾動軸承的選擇及校核計算九、鍵聯接的選擇及計算十、聯軸器的選擇十、潤滑與密封十二、參考文獻計算及說明結果計算及說明結果LhF=1800NV=0.7m/sD=400mmK=1.3d一、設計任務書1.1工作條件與技術要求：運動速度允許誤差為土5%。；工作情況：減速裝置可以正反轉，有輕微沖擊，傳動零件工作總時數10000小時，檢修周期500小時小修，2000小時大修；

2、工作環(huán)境：室內，清潔；制造條件：一般機械廠，單件小批量生產。1.2設計內容確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖；選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數計算；傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算；繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各1張(A0);繪制減速器齒輪及軸的零件圖各1張(A2)2.原始數據運行阻力F(KN)：1.8運行速度V(m/s)：0.7車輪直徑D(mm)：400啟動系數：K=1.3d二、傳動方案的擬定三葉一I匚兀/.7xw分流式二級圓柱齒輪減速器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傳至齒輪5,帶動車輪6工作。計算及說明結果三、電動機選擇電動機輸出功率

3、計算方法：已知工作機上作用力F(N)和線速度v(m/s)時：P=Fv/lOOOq(kw)式中耳為總效率總耳=耳耳町耳總123n式中耳,n耳一一傳動系統(tǒng)中每一個傳動副(帶、鏈、齒輪、蝸桿)、軸承、12n聯軸器等的效率查表得：齒輪傳動效率耳1=0.97(一對)球軸承效率耳2=0.99聯軸器傳動效率耳3=0.98開式齒輪傳動效率耳=0.96W耳=耳=0.7382總123w運行速度：v=0.7m/s運行阻力：F=1.8(KN)P=kFv/1000n=2.22kwd總電動機所需額定功率Pp總查表16-2得選取的電動機的型號為Y系列1000r/min電動機的具體牌號為：Y132S-6額定功率為3kw,滿載

4、轉速為960r/min已知：運行速度v=0.7m/s滿載轉速為960r/min,vx60 x1000貝y：工作機的轉速為n=兀D=33.44r/min四、計算總傳動比及分配各級的傳動比已知電動機滿載轉速為n及工作機的轉速為n時，總傳動比等于：i=n/n=28.71總傳動比等于各級傳動比的連乘積，即i=iiii123nP=kFv/1000n=2.22d總kw電動機的型號Y132S-6計算及說明結果開式齒輪傳動比選i二23i=18.58減i=18.58對分流式二級齒輪減速器，為保證其高低速級大齒輪浸油深度大致相近，其傳減動比要滿足下式：i=J1.4i=4.481飛減i=J1.4i=4.481飛減式

5、中i咼速級傳動比1i=i/i=3.22減1i=i/i=3.22減1五、運動參數及動力參數計算從減速器的高速軸開始各軸命名為I軸、II軸、III軸。1）各軸轉速計算第I軸轉速=n/i=960(r/min)10第II軸轉速二ni/=214.29(r/min)第III軸轉速珥二/1=66.96(r/min)第W軸轉速n【v二nm/io=66.96(r/min)車輪軸n車=口卬/3=33.482(r/min)式中n電動機轉速,r/mini電動機至第I軸傳動比i第m軸至第W軸00W13第1軸至第1軸，第1軸至第m軸，第W軸至車輪傳動比2）各軸功率計算第I軸功率Pi=Pxqxn2=2.9106(KW)第I

6、I軸功率P二Px2xn2=2.72(KW)第m軸功率Pm=Pxn1xn2=2.60(KW)第W軸功率Pw=Pmxn3xn2=2.526(KW)車輪軸P車=PWxn1xn2=2.422(KW)計算及說明結果各軸扭矩計算第I軸扭矩T=9500P/n【=28.95(N.m)第II軸扭矩TH=9500P/n=121.22(N.m)第III軸扭矩TIII=95OOPm/nm=370.82(N.m)第W軸扭矩TW=9500Pw/口曠360.26(N.m)車輪軸扭矩T車=9500P車/n車=690.82(N.m)各軸轉速、功率、扭矩列表軸號轉速n(r/min)電機軸960I960II214.29m66.96

7、66.96車輪軸33.482輸出功率P（KW）輸出扭矩T（N.m）329.842.9128.952.72121.222.6370.822.53360.262.42690.82六、傳動零件的設計計算1、高速級齒輪設計：（由機械設計課本）表6.2選小齒輪40cr調質鋼大齒輪45正火鋼b許用接觸應力（由機械設計課本）由式6-6,b=HimZHHSNHmin解除疲勞極限b（由機械設計課本）查圖6-4b=700N/mm2Hlimlb=550N/mm2Hlim2Hlimb=700N/mm2Hlimlb=550N/mm2Hlim2計算及說明結果接觸強度壽命系數ZN應力循環(huán)次數N（由機械設計課本）由式6-7得

8、小齒輪循環(huán)次數Nl=60.nj.Lh=5.76x108N1=60.nj.Lh=5.76N二N/i211X108N=1.704x1082N二1.704x1082（由機械設計課本）查圖6-5得Z=1.05Z=1.05N1N1Z=1.15Z=1.15N2N2接觸強度最小安全系數SHmin取S=1.25S=1.25HminHmin則XXb=cx1.05/b=bx1.05/.25=588N/mm2H1Hlim1H1Hlim171.25=588N/mm2b=b1.15/1.25=506N/mm2H2Him2xb=bx1.15/則b=588N/mm2HH2Hlim2b=FiimYYSNX1.25=506N/

9、mm2許用彎曲應力bF（由機械設計課本）由式6-12,bFkJFmin彎曲疲勞極限bFlim（由機械設計課本）查圖6-7,雙向傳動乘以0.7b=378N/mm2b=378N/mm2Flim1flim1b=294N/mm2b=294N/mm2Flim2Flim2彎曲強度壽命系數YN（由機械設計課本）查圖6-8Y二Y二1Y二Y二1N1N2N1N2彎曲強度尺寸系數YX（由機械設計課本）查圖6-9（設模數m小于5mm)Y=1XY=1X彎曲強度最小安全系數sFminS=2Fmin則c=189N/mm2c=189N/mm2f1c=147N/mm2c=147N/mm2F2確定齒輪傳動精度等級，按V=（013

10、.022）n3P/n估取圓周速度iiv1V=2.5010（由機械設計課本）參考表6.7、表6.8選取II公差組8級因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。小輪分度圓直徑d,（由機械設計課本）由式6-15得122KT(u+1)ud匕=8Z=391Z=1742齒寬系數申（由機械設計課本）參考表6.9d申=0.8d按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數z=391大輪齒數z=Z.i=174.72圓整174,1齒數比u4.46小輪轉矩T=28.95N/mm21初定螺旋角卩二12o0載荷系數K=KKK兀AVapKA-使用系數（由機械設計課本）查表6.3計算及說明結果K二1.25AKV-動載系數由推

11、薦值1.051.4K=1.2VKa-齒間載荷分配系數1.01.2K二1.1aK0-齒向載何分布系數由推薦值1.01.2K二1.10K二KKKK=1.815=KKKK=1.AVa0815AVa0材料彈性系數（由機械設計課本）查表6.4鍛鋼Z二189.8N/mm2匚Z=189.8ilN/節(jié)點區(qū)域系數Z查圖6-3Z-二2.45EY/mm2HH重合度系數Zg由推薦值0.75088，Z=087螺旋角系數Z0=Jcos0二0.99”3(ZZZZ)22KT(u+1)故d-F1-H片0=36.1169ud法面模數m=dcos0n1/z二0.9058取標準1m=1nm=1中心距a二m(z+z)/(2cos00)

12、=108.88圓整n12a=109a=109分度圓螺旋角0=arccosm(z+z)/2a12.295”1c0=arccosm(z+z)/2a12.295分度圓直徑d二mz/cos0二39.918d=1/cos0=39.9181n1mzn1圓周速度v=ndn/60000=2.0158m/s11齒寬b=d1巾=28.84圓整b=29mm大輪齒寬b2二b=29小輪齒寬b二b+(510)12b=362（由機械設計課本）由式6-16得Q=2KTYYYYQFbdmFasa&0F1n當量齒數z=z/cos30=41.85v11z=z/cos30=186.7v22應力修正系數（由機械設計課本）查表6.5小輪

13、Y=1.675Sa1大輪Y二1.85Sa2齒形系數小輪Y=2.38Fa1大輪Y二2.13Fa2不變位時，端面嚙合角a=arctan(tan20。/cos0)=20.43。端面模數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廠0.25+0.75/養(yǎng)=0-6938重合度系數Y二0.25+0.75/二0.6938Ea螺旋角系數Y0選0.89Q=2KT1YYYY=84.25F1b

14、dmFa1Sa1011n計算及說明結果2ktb=1-YYYY=102.18N/mm2F2bdmFa2Sa2&卩21n大齒分度圓直徑d=mz/cos0=178mm2n2根圓直徑dd=d一2h=37.418mmff11fd=d-2h-176.5mmf22f頂圓直徑dd-d+2h-41.918mmaa11ad-d+2h-180mm/a22a2、低速級齒輪設計：由機械設計課本）表6.2選小齒輪40cr調質鋼大齒輪45正火鋼b許用接觸應力b（由機械設計課本）由式6-6，b匸石HimZHHSNHmin解除疲勞極限b（由機械設計課本）查圖6-4Hlimb=700N/mm2Hlim1b-550N/mm2Hli

15、m2接觸強度壽命系數Z應力循環(huán)次數N（由機械設計課本）由式6-7得小齒輪N循環(huán)次數N-60njL-60 x284x1x1042h-1.286x10sN-N/i12N-4.01x1072（由機械設計課本）查圖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計算及說明結果Z=1.25

16、N2接觸強度最小安全系數SHmin取S=1.25Hmin則b=700X1.15/1.25=644N/mm2H1b=550 x1.25/1.25=550N/mm2H2則b=550N/mm2Hb許用彎曲應力b（由機械設計課本）由式6-12,b廿mYYFFSNXFmin彎曲疲勞極限b（由機械設計課本）查圖6-7，雙向傳動乘以0.7Flimb二378N/mm2Flim1b二294N/mm2Flim2彎曲強度壽命系數Y（由機械設計課本）查圖6-8N=Y=1N1N2彎曲強度尺寸系數K（由機械設計課本）查圖6-9（設模數m小于5mm）=1X彎曲強度最小安全系數SFminS=1.4Fmin則b二378x1x1

17、/1.4F1=270N/mm2b二294x1x1/1.4F2=210N/mm2因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。二Y二1N1N2=1XS=1.4Fminb=378x1X1/1.4F1=270N/mm2b=294x1x1/1.4F2=210N/mm2計算及說明結果計算及說明結果確定齒輪傳動精度等級，按v=(0.018)n3P/niivi估取圓周速度v=0.8998m/s1t9=0.8dz=251z=iz=78.2211u=z/z=3.1621T=9.55x106P/n11=121220N/mm0=12o0v=0.8998m/sit（由機械設計課本）參考表6.7、表6.8選取II

18、公差組8級小輪分度圓直徑d,（由機械設計課本）由式6-15得12KT(u+1)1ud齒寬系數9(由機械設計課本)參考表6.9d(1)9=0.8d按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數z=251大輪齒數z=iz=78.2,取Z=792112齒數比u=z/z=3.1621小輪轉矩T=9.55x106P/n11=121220N/mm（6）初定螺旋角0=12o0（7）載荷系數K=KKKKAVa0KA-使用系數（由機械設計課本）查表6.3K=1.25AKV-動載系數由推薦值1.051.4K=1.2計算及說明結果Ka-齒間載荷分配系數1.01.2K二1.1aK0-齒向載荷分布系數由推薦值1.01.2K廠1.1

19、K二KKKKAVa0=1.25x1.2xl.lx1.1二1.815KKKKKAVa01.25x1.2x1.1x1.11.815材料彈性系數（由機械設計課本）查表6.4鍛鋼Z189.8N/mm2EZ189.8iN/節(jié)點區(qū)域系數Z查圖6-3Z=2.5HHe/mm2重合度系數Z由推薦值0.750.88，Z=0.87故d二卄ZZZZ)1ElH令022KT(u+1)17409mm1/I.U丿9ud法面模數m=d/z=112.96mm取標準m=3mmm3mm中心距a=m(z+z)/2=156.57mm圓整12a=156mma=156mm分度圓直徑d=mz11=60mmdmz60mm11圓周速度v=“dn/

20、60000=0.8411m/s11齒寬b=d=60mm1dbd960mm1d大輪齒寬b2=b=60mmbb60mm2小輪齒寬b=b+(5-1210)bb+(510)12b=67mm1b67mm1（由機械設計課本）由式6-16得計算及說明結果c二遲YYYYlcFbdmFaSa1n8PF應力修正系數（由機械設計課本）查表6.5小輪Y二1.59Y1.59SalSa1大輪Y二1.78Sa2Y1.78齒形系數Sa2小輪Y二2.62Y2.62FalFa1大輪Y二2.22Y2.22Fa2Fa2重合度8a=2兀zCana-tana)+zCana-1at1t2一tana丿|at2t=1.781重合度系數Y二0.

21、25+0.75/8二0.67118aY0.25+0.75/80.67118a故c=鳴YYY121.6N/mm2F1bdmFa1Sa1811nc_2KT1YYY128.801N/mm2F2bdmFa2Sa2821n大齒分度圓直徑dmz237mmdmz237mm2222根圓直徑ddd一2h68.5mmdd一2h68.5mmff11ff11fdd一2h229.5mmdd一2h229.5mmf22ff22f頂圓直徑ddd+2h81mmdd+2h81mmaa11aa11add+2h243mma22add+2h243mma22a計算及說明結果3、開式齒輪計算：（由機械設計課本）表6.2選小齒輪40cr鋼表

22、面淬火大齒輪45鋼表面淬火由于是開式齒輪傳動所以只校核彎曲疲勞強度，并將模數增加10%20%許用彎曲應力b（由機械設計課本）由式6-12，b石FimYYFFSNXFmin彎曲疲勞極限b（由機械設計課本）查圖6-7，雙向傳動乘以0.7Flimb378N/mm2Flimlb294N/mm2Flim2彎曲強度壽命系數Y（由機械設計課本）查圖6-8NY1N1N2彎曲強度尺寸系數K（由機械設計課本）查圖6-9（設模數m小于5mm）=1X彎曲強度最小安全系數SFminS=2Fmin則b378xlx1/2F1245N/mm2b294xlxl/2F2210N/mm2因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進

23、行設計。確定齒輪傳動精度等級，按v-（0.018）n3P/n估取圓周速度11v1v0.404m/s1t（由機械設計課本）參考表6.7、表6.8選取II公差組8級bFlim1378N/mm2bFlim2294N/mm2Y1N1N2=1XS=2Fminb378x1x1/2F1245N/mm2b294x1x1/2F2210N/mm2計算及說明結果小輪分度圓直徑d,（由機械設計課本）由式6-15得1,3fZZZ丫2KT（u+1）di込hrr廳u耳*H丿d齒寬系數9（由機械設計課本）參考表6.9d9=0.8d按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數z-281大輪齒數z-iz-2x28-56，取Z-562112

24、齒數比u-z/z-221傳動誤差比Au/uao3n（有機械設計課本）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼r,調質處理。查表8.6A=110,得d二A0mino17.08mmn17.0該軸直徑dWIOOmm,有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，取軸頸增大5%則d=1.05xd=18mm。minmin輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處的直徑。算轉矩公式為選取聯軸器的型號。聯軸器的計T二KTcaA(11)查圖表（P351表14-1），取Ka皿，則T=1.3X142.47N-mca=185.211N-m根據T=185.211N-m及電動機軸徑D=38mm,查標準GB4323-84,ca選用HL

25、2型彈性套柱銷聯軸器。確定軸最小直徑d=25mmmin2.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8mmd1.05xdminmin18mm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d=25mm，由聯軸器可知-IIL=56mm,又因為dd=512mm，所以d=30mm-iii-iiii-iiiii-iii2）初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據d=30mm,查GB276-89初步取-iii0組游隙，0級公差的深溝球軸承60907，故d二d=35mm-iVVii-Viii3）取d=37

26、mm，L=L=36mmV-ViiV-VVi-Vii4）由課程設計指導書知箱體內壁到軸承座孔端面的距離L=8+C+C+（510）mm，取L=45mm,采用凸緣式軸承蓋,1121則L=50mmii-iii由深溝球軸承可知LVii-Viii=Liii-iV=10mm5）取小齒輪距箱體內壁的距離為a=15mm,滾動軸承端面距箱體內壁1S=5mm1LWLW=177mm3軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位采用普通A型平鍵連接，按d=25i-ii=mm,L=56mmi-ii查課程設計指導書（表11.1）bxhxl=10mmX8mmX50mm。校核：4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖川I1丨1丨HITTT-II

27、IIIIIIIIVGcaM2+(aT)2W二11.9MPaII1丿2載荷水平面H垂直面V支反力FF二F=1426.1NNH1NH2F二F=531.3NNV1NV2彎矩M=54191.8N-mmHMy=20189.4N-mm總彎矩MM=57830.4N-mm扭矩TT=28450N-mm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a=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查機械設計課本（表8.2）得b=60MPa，因此bVb，故軸安全。_1ca_1（二）中速軸的設計與校核已知TII=121.22N-m，n=214.29r/m

28、in1.求作用在齒輪上的力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。查機械設計課本（表.6）,取A=110，于是得odAX3mm=27.526mm。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為minn11=30mmd=30mmmin3.軸的結構設計（1）擬定

29、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d=30mm取d=30mm,軸承與齒輪2，2之間采用套筒IImin/-II定位，取d=d=35mm，齒輪2與齒輪3之間用套筒定位，取II-IIIV-VId=38mm，齒輪3采用軸肩定位，取h=8mm，則d=46mm,III-IVIV-V取L=6mm取L=64mm，貝VL=35mmIV-VIII-IVII-IIIL=26mmV-VI2）初步選擇滾動軸承初步選取32006的圓錐滾子軸承，初步選取0組游隙，0級公差的，則取L=L=40mm，II一IVI-VII3）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d=38mm，L=64mm

30、-IVIII-IVd=35mmII-iiid=35mm，L=26mmV-VIV-VI查課程設計指導書（表11.1）取各鍵的尺寸為III-IV段：bXhXL=10mmX8mmX60mmII-III段及V-VI段：bXhXL=10mmX8mmX26mm校核：4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖r-一1載荷水平面H垂直面V支反力FF二F=509.9NNH1NH2F二F=81.05NNV1NV2彎矩M=120522.98N-mmHMv=34861.61N-mm總彎矩MM=145020.9N-mm扭矩TT=121220N-mm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

31、環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力M2+(aT)2b二二26.43MPaca前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查機械設計課本（表8.2）得b=60MPa，因此bVb，故軸安全。_1ca_1（三）低速軸（軸III）的設計=66.96r/min已知TIII=37O.8N-m，nlll1求作用在軸上的力F二F=3129.3N14132.初步確定軸的最小直徑F二F=1138,97Nr4r3選取軸的材料為45鋼調質處理。查機械設計課本（表&6）取A。，F二F=3129.3N1413F二F=1138,97Nr4r3于是得PdAXminmm=39.96mm。nild39.96mmmin該軸的最小直徑為安

32、裝聯軸器處的直徑，選取聯軸器的型號。查課程設計指導書（表14。6），則考慮到運轉平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL4型彈性柱銷聯軸器。選取軸孔直徑d=42mm，其軸孔長度L=90mm，則軸的最小直徑dm=42mm3.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計算及說明結果f*，-I-（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取d=42mm,為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，I-II取d=50mm,聯軸器用軸端擋圈緊固II-III2）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32011圓錐滾子軸承，故d=55mmIII-IV3）軸

33、承采用套筒定位，取d=57mm,IV-V4）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d=60mm,齒輪采用軸肩定位，取h=6mm,則d=66mm，VIVVIVII取LVI-VII=6mm,由于軸結構對稱所以尺寸對寸取。5）取d=57.8mm,L=2.3mm（S=2mm）L=89.7mm,III-IVIII-IVIV-IVL=8mmin-in6）根據軸II,軸III的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離S3=15mm,貝9L=90mm,L=37mm,L=28mm,L=46mm,I-IIII-IIIIII-IVIV-VLV-VI=57mm，LVII-VIII=55mm3）軸上

34、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d=42mm,L=90mmI-III-IId=60mm,L=57mmV-IVV-VI查課程設計指導書（表11.1）得I-II段：bXhXL=12mmX8mmX80mm計算及說明結果計算及說明結果V段：bXhXL=18mmX11mmX52mm校核：4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖TTrrnTnTnTr載荷水平面H垂直面V支反力FF二F=509.9NNH1NH2F二F=81.05NNV1NV2彎矩M=120522.98N-mmHMv=34861.61N-mm總彎矩MM=145020.9N-mm扭矩TT=121220N-mm按彎扭合成應力校

35、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a=0.6，軸的計算應力caM2+(aT)2W二26.43MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查機械設計課本（表8.2）得b=60MPa，因此bVb，故軸安全。_1ca_1八、軸承的選擇和校核計算Lh=2000h已知軸承的預計壽命為L=2000hh輸入軸承的選擇與計算計算及說明結果由軸I的設計知，初步選用深溝球軸承61907,由于受力對稱，只需要計算一個，其受力F=rjFr2+F2=299.62N，F=0，e=3，轉速n=960r/min1t1a1）查滾動軸承樣本課程設計指導書（表13.3）知深溝球軸承6

36、1907的基本額定動載荷C=9500N,基本額定靜載荷C0=6800N2）求軸承當量動載荷P因為F=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)，a按機械設計課本（表13-6），取f=1.2，則pP=f(XF+YF)P=f(XF+YF)=1826.8Nprapra=1826.8N3）驗算軸承壽命r106rcL=xh60nIpJ=2443.69hL=2000hh故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承619072.軸II上的軸承選擇與計算由軸II的設計已知，初步選用圓錐滾子軸承32006，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力F=516.74N，F=0，e=10/3，n=214

37、.29r/minra1）查滾動軸承樣本課程設計指導書（表13.3）知圓錐滾子軸承32006的基本額定動載荷C=35800N,基本額定靜載荷C=46800N02）求軸承當量動載荷P因為F=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)，aP=f(XF+YF)按機械設計課本（表13-6），取P=f（XF+YF）=619.5Nprapra=619.5N3）驗算軸承壽命106rc=50000000hL=2000hL=xh60nIp丿h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用圓錐滾子軸承32006故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。3.輸出軸上的軸承選擇與計算由軸III的設計知,

38、初步選用圓錐滾子軸承32011，由于受力對稱，只需要計算及說明結果計算一個，其受力F=dF2+F2=1665.1N,F=0,=10/3，轉速r耳r414an=66.96/min1）查滾動軸承樣本課程設計指導書（表13.3）知圓錐滾子軸承32011的基本額定動載荷C=80200N,基本額定靜載荷C=61800N02）求軸承當量動載荷P因為F=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)，a按課本（P表13-6），取f=1.0，則pP=f（XF+YF）=1998.08Npra3）驗算軸承壽命r106（cL=x=h60nvP丿=3700000hL=2000hh故所選用軸承滿足壽命要求。

39、確定使用圓錐滾子軸承32011。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I的設計知初步選用鍵A8X50，T=28.95N-mI2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課程設計課本（表11.1）查得許用應力=100-120MPa,取=110MPa。鍵的工作長度l=L-b/2=42mm,鍵、亠2Tx103與輪轂鍵槽的接觸咼度k=05h_05X8mm_4mm。由式一”了可得pkld2Tx103i-i一一=8.MPav|=110MPapkld1-p可見連接的強度足夠，選用鍵A8X502.齒輪2（2與軸II的鍵連接1）由軸II的設計知初步選用鍵10X25，T=T/2=60.61

40、N-mII2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課程設計課本（表11.1）查得許用應力P=f(XF+YF)pra=1998.08N2Tx103一一=8.MpkldPa計算及說明結果計算及說明結果=100-120MPa，取1-pJ=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=15mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5X8mm=4mm。由式a=p2Tx103kid可得2Tx103ia二一=57.73MPav|apkid1-p=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵A8X253.齒輪3與軸II的鍵連接1）由軸II的設計知初步選用鍵10X60，T=T=121.22N-m2）校核鍵連接的強

41、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1-pJ=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=50mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5X8mm=4mm。由式a=p2Tx103kid可得2Tx103ia二一=31.9MPav|apkid1-p=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵A10X604.齒輪4與軸III的鍵連接1）由軸III的設計知初步選用鍵18X52，T=T/2=370.82N-m2）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a1-pJ91-p-1l=L-b=52mm-18m

42、m=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5X=110MPa。鍵的工作長度2Tx10311mm=5.5mm。由式a=可得pkid2Tx103i-a=-一=66.09MPav|apkid1-pkid=110MPa2Tx103kid=66.09MPa可見連接的強度足夠，選用鍵18X525.聯軸器與軸III的鍵連接1）由軸III的設計知初步選用鍵12X80，T=Tin/2=310.82/2N-m2）校核鍵連接的強度計算及說明結果鍵、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1-pJ=110MPa。鍵的工作長度1-p-1l=L-b=80mm-12mm=

43、68mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5X2Tx1038mm=4mm。由式b=可得kid2Tx103b=32.5MPab=110MPapkid1-p可見連接的強度足夠，選用鍵A12X80十，連軸器選擇1輸入軸（軸I）的聯軸器的選擇根據軸I的設計，選用HL2型彈性套柱銷聯軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T(N-m)n(r/min)d(mm)2L(mm)轉動慣量(kg-m2)TL2315560025560.2532輸出軸（軸III）的聯軸器的選擇根據軸III的設計，選用HL4型彈性柱銷聯軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T(N-m)L(r/min)d2(mm)L(mm)轉動慣量(kg-m2)HL41250400042903.4卜一、減速器附件設計1.視孔蓋選用A=120mm的視孔蓋。通氣器選用通氣器（經兩次過濾）M27X1.5油面指示器根據課程設計書表15.9，選用