分流式减速器设计说明书

1、 计算过程及其说明结果一、 设计任务书1 总体布置简图 如右图所示 2工作条件：使用年限为15年，（每 年 工 作300天），两 班 制，带 式运输机工作平稳，转向不变。 3原始数据运输带曳引力f（n）：1900运输带速度v（m/s）：1.6滚筒直径d (mm)：350 4设计内容（1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动装置的设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核（5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制（8）编写设计计算说明书 5设计任务（1）减速器总装配图一张（2）低速轴、闷盖零件图各一张（3）设计说明书一份 6设计进度（1）第一阶段：总体计算和传动件参数

2、计算（2）第二阶段：轴与轴系零件的设计（3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写=72000hf=1900nv=1.6m/sd=350mm二、 传动方案的拟定 由设计任务书知传动类型为：分流式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。分流式二级圆柱齿轮传动三、 电动机的选择1、电动机类型的选择：y系列三相异步电动机y系列2、选择电动机容量： （1）工作机所需功率 =fv/1000=1900×1.6/1000 =3.04 kw=3.04kw =60×

3、1000v/d =87.4 r/min=87.4r/min (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 试中为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 其中，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，取=0.99，=0.96，=0.98 = =0.85=0.85 电动机的输出功率为 =/ =3.04/0.85 =3.58 kw=3.58 kw（3）确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=4 kw=4 kw3、 选择电动机的转速 =87.4 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，=36 则总传动比可取 =9，=36 则电动机转速的可选范围为 =9=9&#

4、215;87.4=786.6 r/min =36=36×87.4=3146 r/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/min ，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：=786.6r/min=3146r/min 表1 电动机方案比较表（指导书 表20-1）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传种装置总传动比同步满载1y132m1-6410009607310.982y112m-44150014404316.483y112m-243

5、00028904533.07 由表中数据可知，方案1的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案1，选定电动机型号为y132m-6电动机型号y132m-6 4、电动机的技术参数和外型、安装尺寸 表2 电动机参数（指导书 表20-2）型号habcdef×gdgy132m-613221617889388010×833kabadachdaabbhal122802101353156023818515四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比 =960/87.4 =10.98 （2）分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比=3.52 ，则低速级的圆柱齿轮

6、的传动比为 =/=10.98/3.52=3.12 由指导书 表2-1 及表2-2知，传动比合理 =10.98=3.52=3.12五、 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，带轮轴为轴，则 =960 r/min 960/3.52 r/min=272.73 r/min 272.73/3.12 r/min =87.4 r/min =960 r/min=272.73r/min87.4r/min=87.4r/min2. 按电动机额定功率计算各轴输入功率 =4 kw =4×0.99 kw=3.96 kw =3.96×0.9

7、6×0.98 kw =3.73 kw =3.73×0.96×0.98 kw =3.51 kw =3.51×0.98×0.99 kw =3.40 kw=4 kw=3.96 kw=3.73 kw=3.51 kw=3.40 kw3. 各轴转矩 =9550×4/960 =39.79 =9550×3.96/960 =39.39 =9550×3.73/272.73 =130.61 =9550×3.51/87.4 =383.53 =9550×3.40/87.4 =371.51 =39.79 =39.39=13

8、0.61=383.53=371.51 将计算结果汇总列表如下表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带轮轴v转速（r/min）960960272.7387.487.4功率（kw）43.963.733.513.40转矩()39.7939.39130.61383.53371.51传动比13.523.121效率0.990.940.940.97六、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 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（gb10095-88） c . 材料选择。查图

9、表（p表10-1），选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为275 hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为236 hbs，二者的硬度差为39 hbs。 d . 初选小齿轮齿数=25，则大齿轮齿数=3.52×25=88=3.52 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数：=1.27级精度（gb10095-88）小齿轮：40cr（调质）275 hbs大齿轮： 45钢（调质） 236 hbs=25=88=3.52= （2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6 b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=19.70 c. 查图表（p图10-30）选取区域

10、系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（p图10-26）得 =0.768 ，=0.87 =0.768+0.87=1.638 e. 许用接触应力=600mpa，=530mpa 则=（+）/2 =（600+530）/2=565 mpa f. 由式 n=60nj 计算应力循环次数 =60×960×1×72000=4.15× =4.15×/3.52=1.178×=1.2=1.6=19.70=2.433=189.8 =0.768=0.87=1.638=600mpa=530mpa=565 mpa=4.15

11、15;=1.178× 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 mm =30.19 mm b. 计算圆周速度 =3.14×30.19×960/（60×1000）m/s =1.52 m/s c. 计算齿宽b及模数 b=1.2×30.19 mm=36.23 mm =cos/=1.17 mm h =2.25=2.25×1.17 mm=2.64 mm b/h=36.23/2.64=13.74 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.318×1.2×25×tan=2.378 e. 计算载荷系数k 使用系数

12、=1，根据v=1.52 m/s，7级精度查图表（p图10-8）得动载系数=1.08 查图表（p表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由公式 得 =1.387 查图表（p图10-13）得=1.352 由式 得载荷系数=1×1.13×1.4×1.387=2.194 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得 mm=33.54 mm g. 计算模数 =cos/=33.54×cos/25 mm =1.3 mm =30.19 mm=1.52 m/sb=36.23 mm=1.17 mmh =2.64 mmb/h=13.74=2.378=1=1.08=1.4=

13、1.4=1.387=1.352=2.194=33.54 mm=1.3 mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1×1.13×1.4×1.352=2.14b. 根据纵向重合度=2.378 查图表（p图10-28）得螺旋角影响系数=0.87c. 计算当量齿数=27.37=96.33d. 查取齿形系数查图表（p表10-5）=2.563 ，=2.187e. 查取应力校正系数查图表（p表10-5）=1.604 ，=1.786f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得

14、小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 mpa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 mpa ，由式 得=0.85×500/1.4 mpa=303.57 mpa =0.88×380/1.4 mpa=238.86 mpag. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.563×1.604/303.57=0.01354 =2.187×1.786/238.86=0.01635大齿轮的数值大=2.14=0.87=27.37=96.33=2.563=2.187=1.604=1.786s=1.4=0.85=0.88=500 mpa=380 mpa=303.57 mpa=238.86 mpa

15、=0.01354 =0.016352） 设计计算 mm =0.97 mm 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=33.54 mm计算应有的齿数=33.54×cos/2=16.27取=28 ，则=3.52×28=98=2 mm=28=98（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 mm =129.86 mm将中心距圆整为130 mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =28×2/cos =57.78 mm =98×2/ cos =202.22 mm4） 计算齿轮宽度 =1.2&#

16、215;57.78mm=69.34mm圆整后取=75mm ，=70mm=130 mm=57.78 mm=202.22mm=75mm=70mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm<<500mm ，大齿轮采用腹板式结构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7级精度（gb10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40cr（调质），硬度为275hbs 大齿轮：45钢（调质），硬度为236hbs d. 初选小齿轮齿数=25 ，=25×3.12=78 e. 选取齿宽系数=1.2（2）按齿面接触强度

17、设计 按下式试算 7级精度（gb10095-85）小齿轮：40cr（调质）275hbs大齿轮：45钢（调质）236hbs=25=78=1.21） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=130.61 =1.3061×c. 查图表（p表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表（p图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600mpa ，=530mpae. 由式确定应力循环次数=60×272.73×1×72000=1.178×=1.178×/3.12=3.776×f. 查图表（p图10-19

18、）取接触疲劳寿命系数=0.90 ，=0.95g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1，由式得 =0.9×600mpa=540mpa =0.95×530mpa=503.4mpa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=503.4mpa得 =mm =69.22 mm b. 计算圆周速度 =3.14×272.73×69.22/60000m/s=0.99 m/s c. 计算齿宽 =1.2×69.22 mm=83.06 mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=69.22/25 mm=2.77 mm 齿高=2.25=2

19、.25×2.77 mm=6.23 mm 则/=83.06/6.23=13.33 e. 计算载荷系数 根据=0.99 m/s ，7级精度，查图表（p图10-8）得动载荷系数=1.06 ，直齿轮=1 ，由=1.2和=83.06 mm ，根据式得=1.398 由/=13.33和=1.398查图表（p图10-13）得=1.352 故根据式得=1.482 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=72.31 mm g. 计算模数 =72.31/25 mm=2.89 mm=1.3=1.3061×=189.8=600mpa=530mpa=1.178×=3.776

20、15;=0.90=0.95s=1=540mpa =503.4mpa69.22 mm=0.99 m/s83.06 mm=2.77 mm=6.23 mm/=13.33=1.06=1=1=1.398=1.352=1.482=72.31 mm=2.89 mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（p图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpa 。b. 查图表（p图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得=0.85×500/1

21、.4mpa=303.57mpa =0.88×380/1.4mpa=236.86mpad. 计算载荷系数。由式得=1×1.06×1×1.352=1.433e. 查取齿形系数。查图表（p表10-5）得=2.62 =2.224f. 查取应力校正系数。查图表（p表10-5）得 =1.59 ，=1.758g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.62×1.59/303.57 =0.01372 =2.224×1.758/238.86=0.01637 大齿轮的数值大=500mpa=380mpa=0.85 =0.88=1.4=303.57mpa=23

22、6.86mpa=1.433=2.62 =2.224=1.59 =1.758=0.01372=0.016372） 设计计算 mm=2.01mm由以上计算结果，取模数=3mm。按分度圆直径=72.31mm计算应有的齿数得=72.31/3=24.1取=25 ，则=3.12×25=78=3 mm=25=78（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=3×（25+78）/2 mm=154.5mm2） 计算分度圆直径 mm=75 mm mm=234mm3） 计算齿轮宽度 =1.2×75 mm=90 mm 取=95 mm ，=90 mm=154.5 mm=75 mm=234 mm=9

23、5 mm=90 mm（5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构 大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构七、 轴的设计（一） 高速级轴（轴ii）的设计已知=3.96 kw ，=960r/min ，=39.39 =19.70 1. 求作用在齿轮上的力 =2×19.70××cos/57.78 n =660.92n n=248.19 n n=167.85 n 圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示2 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40cr，调质处理。查图表（p表15-3），取=105，得 mm=16.84 mm输入轴的最小直径是安装联轴器处的

24、直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 （11） 查图表（p表14-1），取=1.3 ，则=1.3×39.39 =51.21 根据=51.21及电动机轴径d=38 mm，查标准gb4323-84，选用tl6型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=35 mm3 轴的结构设计（1） 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方案=660.92 n=248.19 n=167.85 n16.84 mm=51.21=35 mm（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，i-ii段=35 mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=38mm ，轴端

25、用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=45mm，=80mm2） 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=38mm，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d×d×b=40mm×68mm×15mm ，故=40mm3） 取=44mm，=80mm 4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为40.2mm，到联轴器的距离为15.8mm，则=56mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为=12mm，大齿轮

26、2和与齿轮3之间的距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则=15+12+12-5=34mm=34 mm=110mm=45mm=35 mm=80mm=38mm=56mm=40mm=34 mm=80mm=44mm=110mm=80mm=40mm=34mm=12mmc=10mm=12mm=60mm （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=35 =mm，=80mm 查图表（p表6-1）选用键=10mm×8mm×70mm 。 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m6i-ii段：键c10×70gb1096-

27、79 滚动轴承内圈与轴的配合：m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（p表15-12），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为r1轴端倒角：1.6×轴肩圆角：r1（二）中速轴（iii轴）的设计 已知=3.73 kw，=130.61 ，=272.73r/min 1求作用在齿轮上的力 =660.92 n ，=248.19 n，=167.85 n =2×130.61/0.075n=3482.93n=1267.68 n轴上力的方向如下图所示=660.92n=248.19n=167.85n=3482.93n=1267.68n 2初步确定轴的最小直径 根据式（10）初步确定

28、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=110 ，于是得 110×mm=26.31mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm轴iii材料：45钢调质处理=30mm 3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图 （2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=30mm 取=30mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=32mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=34mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=40mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴ii的设计，取=c=10mm 因为=95 mm ，=70mm 取=92 mm ，则=70+1

29、0+3-3mm=80mm =70-2mm=68mm 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴ii相对于机座固定，则iii轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的n系列轴承n206，其尺寸为d×d×b=30mm×62mm×16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据gb812-88（指导书表13-17）选用m27×1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm

30、，则 =14.5+11+16+3-2mm=42.5mm 选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm 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=34mm ，=92 mm =32mm ，=70mm =32mm ，=68mm 查图表（p表6-1）取各键的尺寸为 iii-iv段：b×h×l=10mm×8mm×80mm ii-iii段及v-vi段：b×h×l=10mm×8mm×56mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m64） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（p表15-2），取轴端倒角为1.

31、0×，各轴肩处的圆角半径为r1=m2716mm=30mm=42.5mm=32mm=80mm=34mm=92 mm=40mm10mm=32mm=68mm=30mm42.5mm=m27=16mm=14.5mm=11mmiii-iv段：键10mm×8mm×80mm ii-iii段及v-vi段键10mm×8mm×56mm倒角： 1.0×圆角半径：r1（三）低速轴（轴iv）的设计 已知=3.51 kw ，=383.53 ，=87.4r/min 1求作用在轴上的力 =3482.93n =1267.68n 2初步确定轴的最小直径 按式（10）初步确

32、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 112×mm=38.35mm 。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。 根据式（11），查图表（p表14-1），取=1.3 ，则=1.3×383.53=498.59 根据=498.59，查标准gb5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用hl3型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=42mm，其轴孔长度l=112mm，则轴的最小直径=42mm 3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=3482.93n=

33、1267.68n轴iv联轴器： hl3型弹性柱销联轴器 d=42mm l=112mm=42mm （2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=42mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=48mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=55mm，=110mm 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d×d×b=50mm×90mm×20mm 故=50mm 3）轴承采用套筒定位，取=58mm，=36mm 4）根据轴颈查图表（p表15

34、-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=62mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=74mm ，轴环宽度b1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm 5）查图表（指导书表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（s=2mm） =89.7mm ，=8mm 6）根据轴ii，轴iii的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=10mm，则=+c+2.5-（n+s）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm =81mm =+c+2.5-16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-

35、16 ）mm=81mm 7）根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=10mm，b=20mm，根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20.4mm则=60mm=50mm=36mm=58mm=81mm=62mm=8mm=62mm=89.7mm=74mm10mm=58mm=81mm=50mm=36mm=48mm=60mm=42mm=110mm=10mm=20.4mm轴用弹性挡圈：挡圈gb894.1-86-62滚动轴承：6210轴端挡圈：挡圈gb892-86 55（3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=62mm ，

36、=89.7mm =42mm ，=110mm 查图表（p表6-1）得 iv-iv段：b×h×l=18mm×11mm×80mm viii-ix段：b×h×l=12mm×8mm×100mm 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m6iv-iv段：键18×80gb1096-79 viii-ix段：键c12×100gb1096-79滚动轴承与轴的配合：m6轴端倒角：1.6×（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=1

37、.0mm，=1.6mm轴上圆角：=1.0mm=1.6mm4求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23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=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 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=633.84n =1741.465n弯矩=102682=282117.33总弯矩m=300222.89扭矩tt=407502.81 5. 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，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =24

38、4501.69/20849.146mpa=11.727mpa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。=11.727mpa=60mpa八、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=72000h1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=299.62 n，=0，=3 ，转速n=960r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷c=13200n，基本额定静载荷=9420n 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

39、工作情况平稳，按课本（p表13-6），取=1.2，则 p=（x+y）=1.2×（1×299.62+0）n =359.54n 3）验算轴承寿命 h=859127h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6008。=72000h=299.62 n=0=3n=960r/minc=13200n=9420nx=1y=0=1.2p=359.54n=859127h深沟球轴承60082轴iii上的轴承选择与计算由轴iii的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承n206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=1176.74n，=0，=10/3，n=272.73

40、r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承n206的基本额定动载荷c=36200n，基本额定静载荷=22800n2）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（p表13-6），取=1.2，则 p=（x+y）=1.2×（1×1176.74+0）n =1412.09n3）验算轴承寿命 h=3035776h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承n206=1176.74n=0=10/3n=272.73r/minc=36200n=22800nx=1y=0=1.2p

41、=1412.09n=3035776h外圈无挡边圆柱滚子轴承n206 3输出轴上的轴承选择与计算由轴iv的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=3706.46 n，=0，=3 ，转速n=87.4/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷c=27000n，基本额定静载荷=19800n 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（p表13-6），取=1.0，则 p=（x+y）=1.×（1×3706.46+0）n =3706.46n 3）验算轴承寿命 h

42、=73714h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。=3706.46n=0n=87.4/minc=27000n=19800nx=1y=0=1.0p=3706.46n=73714h九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴ii的设计知初步选用键c10×70，=39.39 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（p表6-2）查得许用应力=100-120mpa，取=110mpa。键的工作长度=l-b/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =

43、2×39.39/4×65×35mpa=8.66mpa<=110mpa 可见连接的强度足够，选用键c10×70选用键c10×70gb1096-792齿轮2（2）与轴iii的键连接 1) 由轴iii的设计知初步选用键10×56，=65.305 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（p表6-2）查得许用应力=100-120mpa，取=110mpa。键的工作长度=l-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×65.305/4

44、15;46×32mpa=22.18mpa<=110mpa 可见连接的强度足够，选用键10×563齿轮3与轴iii的键连接 1) 由轴iii的设计知初步选用键10×80，=130.61 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（p表6-2）查得许用应力=100-120mpa，取=110mpa。键的工作长度=l-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×130.61/4×70×34mpa=27.44mpa<=110mpa 可见连接的强

45、度足够，选用键10×80选用：键10×56gb1096-79选用：键10×80gb1096-794齿轮4与轴iv的键连接 1) 由轴iv的设计知初步选用键18×80，=383.53 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（p表6-2）查得许用应力=100-120mpa，取=110mpa。键的工作长度=l-b=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得 =2×383.53/5.5×62×62mpa=36.28mpa<=110mpa

46、可见连接的强度足够，选用键18×80选用：键18×80gb1096-795联轴器与轴iv的键连接 1) 由轴iv的设计知初步选用键12×100，=383.53 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（p表6-2）查得许用应力=100-120mpa，取=110mpa。键的工作长度=l-b=100mm-12mm=88mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×383.53/4×88×42mpa=51.88mpa<=110mpa 可见连接的强度足够，选用键12×100选用：键12×100gb1096-79十、联轴器的选择 1输入轴（轴ii）的联轴器的选择 根据轴ii的设计，选用tl6型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号t（）（r/min）（mm）l（mm）转动惯量（）tl6250380035820.026 2输出轴（轴iv）的联轴器的选择 根据轴iv的设计，选用hl3型弹性柱销联轴器（35钢），