机械设计课程设计圆柱和圆锥减速器课程设计说明书

1、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、联轴器的选择十一、减速器附件设计十二、润滑与密封十三、附录（零件及装配图）计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书 1.1工作条件与技术要求：忙闲程度中等，工作类型中等，运动速度允许误差为5。工作情况：减速器装置可以正反转，载荷平稳，环境温度不超过40；传动零件工作总小数小时，滚动轴承寿命4000小时；检修间隔期间：2000小时一次大修，500小时小修：制造条件极其生产批量：中型

2、机械制造厂，单件小批量生产。1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图1张（a0）;（5）齿轮及轴的零件图各1张（a1） 2原始数据运行阻力f（kn）：1.6运行速度v（m/s）：0.6车轮直径d (mm)：350启动系数：1.6 二传动方案的拟定电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至减速器外的齿轮5，带动车轮6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿

3、圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。 1.电动机 2.联轴器 3.减速器 4.联轴器 5.齿轮 6.车轮=10000hf=1600nv=0.6m/sd=350mm=1.6分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需功率： =fv/1000=16000.6/1000=0.96 kw 滚筒的转速=601000v/d=32.74r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承效率，是齿轮至车轮的效率，=0.97，=0.96，=0.98 =0.96 =0.6

4、33 3）确定电动机的额定功率 电动机的输出功率为 =1.3x1.6x0.96/0.633=3.16kw k为功率储备系数，为启动系数 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=4 kw 3、 选择电动机的转速 =32.74 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅机械设计教材表推荐传动比为=860 则总传动比可取 20至150之间 则电动机转速的可选范围为=20=832.74=654.8r/min =150=6057.32=4911r/min可见同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r

5、/min ，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速n/(r/min)质量/kg同步转速满载转速1y112m-24300028902.22.22y112m-44150014402.22.23y132m1-6410009602.02.04y160m1-8 4750720 2.0 2.0 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案3 四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由机械设计课程上机与设计中表16-2查得：满载转速nm=960 r / min；总传动比=nm /=9

6、60/32.74=29.32 4.2 分配各级传动比查阅机械设计课程上机与设计中表5-1各级传动中分配各级传动比，取减速器外齿轮传动比为，则高速级的圆柱齿轮传动比=3.83，则 低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=10.86/3.83=2.81 =0.96kw=32.74r/min=0.633=3.16kw=4kw=654.8r/min=4911r/min电动机型号为y32m1-6i=29.32= 3.83 =2.81五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速级轴为轴，减速器外的轴为小齿轮轴、大齿轮轴则 = 960 r/min 960/3.93

7、 r/min=250.65 r/min 250.65/ 2.81 r/min = 89.20r/min =89.20/2.7=33.04r/min解得车轮速度在速度允许误差为5范围内2.按电动机额定功率计算各轴输入功率 =4 kw =40.98kw=3.80kw =3.800.98 kw =3.434kw =3.4340.960.98 kw =3.231kw =3.2310.980.97 kw =3.071 kw =3.0710.960.98=2.889kw3.各轴转矩 =95504/960 =39.8 =95503.80/960 =37.84 =95503.434/250.65 =130.8

8、4 =95503.231/ 89.20 =345.92=95503.071/89.20 =328.79=95502.889/33.04 =835.05表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴i高速级轴ii中间轴iii低速级轴iv减速器外大齿轮轴转速（r/min）960960250.6589.2033.04功率（kw）43.803.4343.2312.889转矩()39.837.84130.84345.92835.05传动比13.832.812.7效率0.950.900.940.65六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动

9、 b .塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度（gb10095-88） c . 材料选择。查机械设计教材图表（p75表6-2），选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280 hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 hbs，二者的硬度差为40 hbs。 d . 初选小齿轮齿数=24，则大齿轮齿数=3.8324=92=3.83 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数：=1.21）确定公式内的各计算数值 由公式计算 a. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=37.84/2=18.92 b. 查图表（p79图6-3）选取区域系数=2.45 c. 查图表（p78表6-4）选取弹

10、性影响系数=189.8 d. 由公式=0.985 e. 由许用接触应力 , 查表取， 查表取得 =735mpa，=605mpa，则=605mpa f. 由式 n=60nj 计算应力循环次数 =60960110000=5.76 =5.76/3.83=1.5 g.计算载荷系数 k -使用系数，查机械设计教材表6-3，取=1.25 -动载系数，由推荐值1.02-1.2, 取=1.08 -齿间载荷分配系数，由推荐值1-1.4，取=1.4 -齿向载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取=1.2 得=2.08h.确定重合度系数 由推荐值0.75-0.88，取=0.822） 计算 a. 按计算小齿轮分度圆直径

11、=31.71 mm b. 计算法面模数 =cos/=31.71/24=1.28 ,取标准值m=2mm c.计算中心距a a=（z1+z2)/2cos=2(24+92) / =119.56 圆整a=120mm d.计算分度圆螺旋角 =arccos（z1+z2)/2a=arccos2（24+92)/2 = e.计算分度圆直径 =mz1/=224/=49.65mm f.计算圆周速度 =3.1449.65960/（601000）m/s =2.5m/s g. 计算齿宽b b=1.231.71mm=38.052mm 圆整 大齿齿宽 =b=39mm 小齿齿宽 =44mm 3）按齿根弯曲疲劳强度校核计算 按式

12、校核计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1.251.081.41.2=2.08=kb. 计算当量齿数26.56 101.80 c. 查取齿形系数查机械设计表（p81表6-5）=2.58 ，=2.187d. 查取应力校正系数查机械设计表（p81表6-5）=1.596 ，=1.786e. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数=1.4， 弯曲强度寿命系数查机械设计教材图6-8，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教材图6-9取=1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=600 mpa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=500 mpa ，双向传动乘以0.7 由公式 得=0.7600/1.4 mpa=300mp

13、a =0.7400/1.4 mpa=200mpaf. 计算重合度系数不变位时，端面啮合角 端面模数 重合度 =1.692重合度系数=0.25+0.75/1.692=0.693g.计算螺旋角系数螺旋角系数由推荐值0.85-0.92，取=0.892） （2）校核计算 = =45.75 =48.96故，齿根弯曲强度满足。（3） 齿轮其他几何尺寸计算 大轮分度圆直径 =190.3mm 根圆直径 mm mm 顶圆直径 2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用8级精度（gb10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40cr（调质），硬度为

14、280hbs 大齿轮：45钢（调质），硬度为240hbs d. 初选小齿轮齿数=25 ，=252.81=70 e. 选取齿宽系数=1.2（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值 a. 确定小齿轮传递的转矩=130.84 b. 查图表（p79图6-3）选取区域系数=2.45c. 查图表（p78表6-4）选取弹性影响系数=189.8 d. 由许用接触应力 , 查表取， 查表取得 =735mpa，=605mpa，则=605mpae. 确定应力循环次数=60250.65110000=1.5=1.5/2.81=5.4f.计算载荷系数 k -使用系数，查机械设计教材表6-3，取=1

15、.25 -动载系数，由推荐值1.02-1.2, 取=1.08 -齿间载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取=1.2 -齿向载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取=1.1 得=1.782g.确定重合度系数 由推荐值0.85-0.92，取=0.872）计算 a. 由公式计算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=605mpa得 =62.63 mm b.计算齿轮模数m m=62.63/25=2.51 ,取标准值m=3mm c.计算小轮分度圆直径 =m=75mm d.计算圆周速度 =3.1462.63250.65/60000m/s=0.98m/s e.计算标准中心距 a=（z3+z4)/2=2(25+70) /

16、 2=142.5mm 圆整145mm d. 计算齿宽b b= 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 （3） 按齿根弯曲强度校核计算计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数=1.4， 弯曲强度寿命系数查机械设计教材图6-8，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教材图6-9取=1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=600 mpa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=500 mpa ，双向传动乘以0.7 由公式 得=0.7600/1.4 mpa=300mpa =0.7400/1.4 mpa=200mpa b.计算载荷系数。 由公式得 =1.782c.查取齿形系数。查图表（p81表6-5）得=2

17、.62 ,=2.24d. 查取应力校正系数。查图表（p81表6-5）得=1.59，=1.75e.计算重合度系数 重合度 =1.71重合度系数=0.25+0.75/1.71=0.689(2)设计计算 = =74.4 = =74.6（4） 计算齿轮其他几何尺寸计算1） 计算中心距=3（25+70）/2 mm=145mm2） 计算分度圆直径 325mm=75mm 370 mm=210mm（cad图修正为215） 3)根圆直径 4）顶圆直径 3. 减速器外齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b .塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用

18、8级精度（gb10095-88） c . 材料选择。查机械设计教材图表（p75表6-2），选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280 hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 hbs，二者的硬度差为40 hbs。（2）按齿根弯曲强度设计 由公式计算 a.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数=1.4， 弯曲强度寿命系数查机械设计教材图6-8，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教材图6-9取=1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=600 mpa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=500 mpa ，双向传动乘以0.7 由公式 得=0.7600/1.4 mpa=300mpa =0.7400/1.4 mpa

19、=200mpa b.选取齿宽系数=1.2 c.初选小齿轮齿数=26 ，=262.7=71 d.确定小齿轮传递的转矩 e.查图表（p79图6-3）选取区域系数=2.45 f. 查图表（p78表6-4）选取弹性影响系数=189.8 g. 确定应力循环次数=6089.20110000=0.54=0.54/2.7=0.2 h.计算载荷系数 k -使用系数，查机械设计教材表6-3，取=1.25 -动载系数，由推荐值1.02-1.2, 取=1.08 -齿间载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取=1.2 -齿向载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取=1.1 得=1.782 i.查取齿形系数查机械设计表（p81表

20、6-5）=2.60 ，=2.23 j.查取应力校正系数查机械设计表（p81表6-5）=1.595 ，=1.76 k.比较大小 ，取两者大值。 l.重合度系数取=0.687 将上面参数带入公式 = =2.69mm 由于减速器外是开式齿轮传动，所以将模数加大10%20%，故=1.15m=3.09,圆整取=3mm. (3)计算齿轮相关几何参数 a.计算齿轮分度圆直径 b.计算圆周速度 = c.计算标准中心距 d.计算齿宽 大齿轮宽，小齿轮宽 e.根圆直径 f.顶圆直径 七、 高速轴的设计已知=3.8024kw ，=960r/min ，=37.84 ，=18.921. 求作用在齿轮上的力 =218.9

21、2/31.71n=1193.3n n=449.23 n =1193.3114.8n=315.29n 圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计教材表8-6取=112，得 112mm=17.72mm该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大3%,安全起见，取轴颈增大3%则，圆整后取d2=19mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 查图表（p173表11-2），取=2.3，则=2.337.84 =87.032 根据=87.032及电动机轴径d=38mm，查

22、标准gb4323-84，选用tl6型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=32 mm= 960 r/min =33.04r/min=4kw=3.80 kw=3.434kw=3.231 kw= =3.071kw=2.899kw=39.8 =37.84=130.84=345.92=328.79=835.058级精度（gb10095-88）小齿轮：40cr（调质）280 hbs大齿轮：45钢（调质）240hbs=24= 92=1.2=18.92=2.45=189.8=735mpa=605mpa=605 mpa 1.5=1.25=1.08=1.4=1.22.08=0.82m=2mm=a=120mm =49

23、.65mm=2.5m/s=39mm=44mm=1.25=1.08=1.4=1.2=2.08=26.56=101.80=2.58 =2.187=1.596 =1.786=1.4=1=600 mpa=500 mpa=300mpa=200mpa=0.693=0.89=45.75=48.96圆整后=190mm8级精度（gb10095-85）小齿轮：40cr（调质）280hbs大齿轮：45钢（调质）240hbs；=25=1.2130.84=2.45=189.8=700mpa=550mpa=735mpa =605mpa=605mpa1.5=1.25=1.08=1.2=1.11.782=0.87m=3mm=

24、75mm=0.98m/s a=145mm =300mpa=200mpa=1.782=2.62 =2.24=1.59=1.75=0.689=145mm8级精度（gb10095-88）小齿轮：40cr（调质）280 hbs大齿轮：45钢（调质）240hbs=26=71=300mpa=200mpa=1.2=2.45=189.8 =1.25=1.08=1.2=1.11.782=2.6=2.23=1.59=1.76=0.687=3mm.=78mm=213mm=0.36m/sa=145.5mmd2=19mm=87.032 =32 mm 2 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

25、方案（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，1-2段比半联轴器毂孔长短14mm，=80mm。联轴器靠轴肩定位并考虑o型密封圈标准内径，取=35mm 。2） 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=35mm，查gb276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008，其尺寸为ddb=40mm68mm15mm ，故=40mm3） 为减少装配轴承处的精加工而设置的轴肩，取=44mm，取轴承到减速器箱体内壁为8mm，取箱体内壁到高速轴小齿轮距离为15mm,故=23mm。4） 由机械设计课程上机与设计查

26、箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=65mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为50mm，到联轴器的距离为15mm，则=68mm.5）3-4段装配轴承，取轴径长度小于轴承宽度3mm，故=15-3=12mm， 同理10-11段装配轴承，并需倒角，故=18mm， =80+20-5=95mm6）5-6和7-8段为齿轮，长度，直径=54mm（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通c型平键连接，按=32 mm，=80mm 查机械设计课程上机与设计图表（11-1）选用键=10mm8mm72mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺

27、寸查图表（p表15-12），取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为r2（二）中速轴（iii轴）的设计 已知=3.434kw，=130.84 ，=250.65r/min 1求作用在齿轮上的力 =1193.31 n ，=449.23n，=315.29 n =2130.84/62.5n=4186.88n=1523.9 n轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 根据初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（8-6），取=112 ，于是得=112mm=26.8mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各

28、段直径和长度 1）根据=30mm 取=30mm，轴承与齿轮2，之间采用轴肩定位，取=35mm，齿轮2，与齿轮3之间用套筒定位，取=43mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴ii的设计，取=c=10mm 因为=80 mm ， =39mm 取=80，=39-3mm=36mm . 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，初步选取0组游隙，0级公差的轴承30306，其尺寸为ddb=30mm72mm19mm 。 又由于箱体内壁之间距离相等，故21+8+15+2.5+3=49.5,轴的两端倒角，取52mm 取轴承端盖的总宽度为45mm 3）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=

29、43mm，=80mm =35mm =36mm 查图表（表11-1）取各键的尺寸为 2-3段和6-7段=10x8x28 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为1.6，各轴肩处的圆角半径为r2（三）低速轴（轴iv）的设计 已知=3.231kw ，=345.92 ，=89.20r/min 1求作用在轴上的力 =4189.88n =1523.9n 2初步确定轴的最小直径 按初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（p表15-3）取=112，于是得 112mm=37.1mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根

30、据式，查图表（p173表11-2），取=2.3 ，则=2.3345.92=795.616根据=795.616，查标准gb5014-85考虑到起重机运输机运转平稳，选用hl4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=40mm，其轴孔长度l=84mm，则轴的最小直径=40mm3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（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=40mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=1.5mm，取=45mm 2）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级公差的深沟球轴承6210，其尺寸为ddb=50mm90m

31、m20mm 故=50mm 3）取=55mm，=28mm 4）根据轴颈取安装齿轮处轴段=60mm，齿轮左端采用轴肩定位，取h=1.5mm，则=63mm ，轴环宽度b1.4h=1.43mm=4.2mm，取10mm5）已知=75mm。取=55.8mm ，=2.3mm（s=2mm） =74.7mm ，=8mm6）根据轴ii，轴iii的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=8mm，则=14+2.5+20+10+2.5-8-2.3=57.7mm7)根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=8mm，b=20mm，取轴承盖的总宽度为45mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20mm则=65mm(3）轴上零件的周

32、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=40mm,=84mm 查图表（p表11-1）得 1-2和12-13段：bhl=12mm8mm78mm 7-8段：bhl=18mm11mm68mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（p表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6,轴上圆角r2.（4） 轴的校核 1求高速轴的校核 1.） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6008， a=7.5mm, 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出ft作用处 是危险截面， l=248mm，将该截面的所受弯矩和扭矩

33、列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式 表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面h垂直面v支反力f=1193.31n =449.23n弯矩=65035.395=24483.035=32365.285总弯矩m=69491.162 =72643.75扭矩tt=11352 =32mm=80mm=35mm深沟球轴承6008=40mm=44mm=23mm=68mm=12mm=18mm=54mm键=10mm8mm72mm过渡配合m6=1193.31 n=449.23n=315.29 n=30mm=30mm=35mm=43mm=10mm =80=36mm 圆锥滚子轴承3030652mm=80m

34、m键=10x8x28=3.231kw=345.92 =89.20r/min=4189.88n =1523.9n37.1mm =795.616hl4型弹性柱销联轴器=40mm=84mm=40mm=45mm深沟球轴承6210=50mm=55mm=28mm=60mm=63mm 10mm=55.8mm=2.3mm=74.7mm =8mm=57.7mm=65mm键bhl=12mm8mm78mm bhl=18mm11mm68mm 2.） 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，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力 =5.88 =5.63前已选定轴的材料为45钢，

35、调质处理，查图表（p表15-1）得=60mpa，因此，故轴安全。2.求中间轴的校核 1） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，圆锥滚子轴承30306， a=23mm, 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出ft作用处 是危险截面， l=225mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式 表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面h垂直面v支反力f=900.13n =312.72n弯矩=38705.6=145494.08=13446.96=16505.59=36450总弯矩m =40974.92=42078 =187771.5扭矩t t=130.8

36、42.） 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，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力 =1.5 =1.53 = 6.94前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（p表15-1）得=60mpa，因此，故轴安全。3.求低速轴的校核 1.） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6210， a=10mm, 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出ft作用处 是危险截面， l=249mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式 表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面h垂直面v支反力f=2093.4

37、4n =761.95n弯矩=260633.28=94852.78总弯矩m=277360扭矩tt=345.922）. 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，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力 =0.53mpa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（p表15-1）得=60mpa，因此，故轴安全。八、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=10000h 1输入轴承的选择与计算由轴ii的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1275.07 n，=0，=3 ，转速n=960r/min1）查滚动轴承样本（gb/t276-1994）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷c=17000n，基本额定静载荷=11800n 2）求轴承当量动载荷p 因为=0，径向载荷系数x=1，轴向载荷系数y=0，因工作情况平稳，按课本（p160表10.6），取=1.2，则 p=（x+y）=1.2（11257.07+0）n =1530.08n 3）验算轴承寿命 h=23811.23=10000h 故所选用轴承满足寿命要求。2轴iii上的轴承选择与计算由轴iii的设计已知，初步选用圆锥滚子轴承30306，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=952.9