一级齿轮减速器带传动设计计算说明书

1、一级齿轮减速器带传动设计计算说明书作者:日期：目录一、设计任务书2二、传动方案的分析与拟定3三、电动机的选择计算4四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算6五、传动零件的设计计算8六、轴的设计计算16七、滚动轴承的选择和计算25八、键连接的选择和计算28九、联轴器的选择29十、减速器的润滑方式和密封类型的选择润滑油的牌号选择和装油量计算30十一、铸造减速器箱体的主要结构尺寸31十二、设计小结32十三、参考文献33设计任务书1.1机械课程设计的目的课程设计是机械设计课程中的最后一个教学环节，也是第一次对学生进行较全面的机械设计训练。其目的是：1.1 过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程

2、的理论和实际知识，来解决工程实际中的具体设计问题。通过设计实践，掌握机械设计的一般规律，培养分析和解决实际问题的能力。1.2 养机械设计的能力，通过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设计构思设计技能等方面得到相应的锻炼。1.3 设计题目设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮一级减速器。1.4 工作与生产条件两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天,减速器设计寿命10年，电压为三相交流电(220V/380V).运输带允许速度误差：土5%1

3、.5 设计要求根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计一级齿轮减速器(所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件)和与输送带连接的联轴器。滚筒及运输带效率=0.96,工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产。1.6 原始数据见下表表1原始数据输送带拉力F(N)输送带速度v(m/s)驱动带轮直径D(m)40000.93501.7 设计内容1.7.1 确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。1.7.2 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。1.7.3 传动装置中的传动零件设计计算。1.7.4 绘制传动装置中一级减速器

4、装配图一张(A0)。1.7.5 绘制高速轴齿轮轴、低速轴和低速轴大齿轮零件图各一张(A3)1.7.6 编写和提交设计计算说明书(电子版和纸版)各一份。、传动方案的分析与拟定1、设计方案单级圆柱齿轮减速器及带传动。2、原始数据(按学号分到第A16组)输送带拉力F(N)输送带速度v(m/s)驱动带轮直径D(m)40000.93503、工作与生产条件两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天,减速器设计寿命10年，电压为三相交流电(220V/380V),运输带允许速度误差：±5%。4、传动方案的分析整体传动方案主要分为两部分，即带传动和齿

5、轮传动，由于带传动传动平稳，故放在高速级，减速器齿轮传动放在带传动之后。由于滚筒的工作转速较低，故减速器的齿轮传动采用直齿圆柱齿轮啮合传动就好，又由于滚筒的工作载荷较大，故带传动的传动比不宜过大，否则带容易打滑。4、传动方案的拟定(如下图)1、带传动2、减速器3、联轴器4、输送带5、滚筒6、电动机三、电动机的选择计算(1)选择电动机的类型：Y系列三相异步电动机(2)选择电动机的功率根据已知条件F、v和D,确定求出输送带的功率PwcFv40000.9cc、八PW3.6kW10001000传动装置的总效率：式中各部分效率由机械设计基础课程设计邢琳、张秀芳主编82页表8-20差得普通V带传动效率41

6、、一对滚动轴承(球轴承)的效率42、闭式齿轮传动效率43、刚性联轴器效率44、卷筒传动效率45取邛=0.96,平=0.99,邛=0.97,%=0.97,甲=0.96那么有0.96 0.990.97 0.970.960.8737电动机所需功率:FdK且4.14kW0.87式中，取载荷系数K=1查机械设计课程设计表16-1,取电动机的额定功率Ped=5.5kW(3)选择电动机的转速滚筒的转速:v6010000.9601000，.n49.11r/minD350由机械设计课程设计朱文坚、黄平主编表2-1差得V带传动比常用值范围ii2:4,单级齿轮减速器传动比i23:6则总传动比范围为i6:24。故电动

7、机转速的可选范围为2951178.6r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min根据容量和转速，由机械设计课程设计表16-1查出有两种适用的电动机型号，故有两种传动方案可供选择，如下表传动力杀电动机型号额定功率(kvy电动机转速(r/min)传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M2-85.575071014.462.8952Y132M2-65.5100096019.53.95(4)确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择方案2较为适合(在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计)因此，

8、选用电机的型号和主要数据如下:电动机型号额定功率(kW同步转速(r/min)满载转速nm(r/min)堵截转截额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-65.510009602.02.0四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1、传动装置的总传动比：nmnw96049.1119.5又ii1i2i12:4i23：6取V带传动比：i13.9单级圆柱齿轮减速器传动比i22、计算运动和动力参数(1)计算各轴的输入功率电动机轴Pd=4.14kW轴I(减速器高速轴)P1Pd0.964.143.97kW轴II(减速器低速轴)PII23P0.990.973.973.81kWPiii2 4P2 0.99 0.97

9、3.81 3.66kW卷筒轴(2)计算各轴的转速电动机轴nm960r/minnm960i13.9246r/min轴II:Qiq246i2549r/min卷筒*由：QiinII49r/min(3)计算各轴的转矩电动机轴TdPd9550nm95504.1496041.18Nm轴ITiP9550ni95503.97246154Nm轴IITiiP,9550nii95503.8149743Nm卷筒*由Tiii9550PLnm95503.6649713Nm把上述计算结果列于下表:轴号转速n/(r/min)输入功率P/kW输入转矩T/N?m传动比i传动效率4电机轴9604.1441.183.90.96I轴2

10、463.9715450.96II轴493.8174310.96卷筒轴493.66713五、传动零件的设计计算1、普通V带的设计计算传动比：ii3.9两班制，每天工作16小时电机轴输入功率Pd4.14kW电机轴转速nm960r/min1）确定计算功率PcaPcaKaPj1.37.59.75kW式中取工作情况系数Kx由机械设计第八版表8-7查得，取K=1.32）选择V带的类型根据计算功率巳与小带轮的转速n1,查机械设计第八版图8-10,选择A型V带3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1第八版表8-6和表8-8 ,取小带轮的基准直径由机械设计dd1112mmdd1%112

11、960 ， 5.6m/ s60 100060 1000验算带速vv由于5m/s<v<30m/s,故带速合适。计算大带轮的基准直径dd2dd2idd13.9112436.8mm根据机械设计第八版表8-8,圆整为dd2=450mm4）确定V带的中心距a和基准长度Ld初定中心距0.7(dd1 dd2) a02(d d1 d d 2)0.7 (112 450) a0 2(112 450)故393.4mm a0 1124mm,初定a0700mm计算带所需的基准长度2Ld0 2a0 -(dd1 dd2)(dd1 dd2)24a°700 23382562 2324mm4 700由机械设

12、计 第八版表8-2选带的基准长度Ld2500mm计算实际中心距aa。LdLd027002500 2324 788mm2amina 0.015Ld7880.015 2500 751mmamax a 0.03Ld7880.03 2500 863mm故中心距的变化范围为751: 863mm5）验算小带轮上的包角11 180 dd2 dd1 57.3180a450 11257.3788155 1206）计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由dd1112mm和n1960r/min查机械设计第八版表8-4a得Po1.15kW根据n1960r/min,i1=3.9和A型带，查机械设计第八版表8-4b得P

13、00.11kW查机械设计第八版表8-5得K0.93查机械设计第八版表8-2得Kl1.09故prpoP0KKL1.150.110.931.091.28kW计算V带根数zz员6054.7取5根Pr1.287)计算单根V带的初拉力的最小值Fo min由机械设计第八版表8-3得B型带的单位长度质量q=0.1kg/m所以典（空zv K21) qv500 6.052.52(1) 0.1 5.62 186N5 5.60.93应使带的实际初拉力Fo> F。min8)计算压轴力Fq1FQ2Z Fo min Sin 2 5 186155sin1816N29)带轮的结构设计材料选择HT150小带轮直径dd11

14、12mm<300mm采用腹板式大带轮实景dd2450mm>300mm采用轮辐式机械设计第八版表8-10差得各参数如下小带轮大带轮基准宽度bd1111基准线上槽深hamin2.752.75基准线下槽深hfm.8.78.7槽间距e150.3r150.3槽边距fmin99轮缘厚min88外径da112450内径ds3030带轮宽度B38080带轮结构实心式轮辐式槽型AA2、齿轮传动的设计计算齿轮传动传动比i2=5,工作寿命10年，每年工作300天，每天两班制，每班8小时。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动卷筒机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-

15、88)材料选择由机械设计第八版表10-1选大、小齿轮的材料均为40Cr,并经调质及表面淬火，两齿轮均为硬齿轮，齿面硬度均为4855HRC初选小齿轮的齿数Zi20,大齿轮的齿数Z2i2Zi520100按齿面接触强度设计确定公式内的各计算值试选载荷系数Kt1.3小齿轮传递的转矩T1154Nm15.4104Nmm由机械设计第八版表10-7选取齿宽系数d1由机械设计第八版表10-6查得齿轮材料的弹性影响系数1Ze189.8MPa2由机械设计第八版表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim11100MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim21100MPa计算应力循环次数N160nljL

16、hj为齿轮每转一周，同一齿面啮合的次数，取j=1Lh为齿轮的工作寿命，Lh283001048000h故N160nljLh609601480002.76109N2Ni_ 92.76 10955.53 108由机械设计第八版表10-19取接触疲劳寿命系数Khni0.9,Khn20.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1KHN 1 H lim1SKHN 2 Hlim2s0.9 1100 990MPa0.95 1100 1045MPa计算dt2.32计算小齿轮分度圆直径d1t,带入H中较小的值46.3mm31.315.41046189.821510452计算圆周速度vdm60 1000

17、46.3 96060 10002.3m/s计算齿宽bb d d1t 146.346.3mm计算齿宽与齿高之比d1t46.3校数mt2.32mmzI20齿高 h 2.25mt2.25 2.32 5.22mm46.35.228.87计算载荷系数根据v2.3m/s,7级精度，由机械设计第八版表10-8查得动载荷系数kv1.12;直齿轮选kHkF1由机械设计第八版表10-2查得使用系数kA1由机械设计第八版表10-4用插值法查得7级精度、两齿轮相对支承对称布置取KH1.316第八版图10-13得Kf1.25,b由8.87,Kh1.316查机械设计h故载荷系数KKaKvKhKh11.1211.3161.

18、474按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d146.331474 1.348.3mm计算模数mdZ148.3202.415按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式m2KTYFaYsa3-2；dZ 1 F确定公式内的各计算数值由机械设计第八版图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1620MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2620MPa由机械设计第八版图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn10.85,Kfn20.88计算弯曲疲劳许用应力KFN1 FE1SKFN2 FE2S取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则0.85620376.43MPa1.40.88620389.71MPa1.4计算载荷系数K

19、KaKvKfKf1 1.12 1 1.25 1.4由机械设计查取齿形系数第八版表10-5查得YFa12.8,YFa22.18查取应力校正系数由机械设计第八版表10-5查得Ysai1.55,YSa21.79计算大、小齿轮的YaYSa并加以比较FYFalYSal2.8 1.55 0.0115376.43YFa2YSa22.18 1.79 0.0100389.71故小齿轮的YFaYa较大F设计计算2KTYFaYsa3 dZ21 F3 2 1.4 15.4 104 0.1001 2022.2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取

20、决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，故可取由弯曲疲劳强度所算得的模数2.2 ,并就近圆整为标准值 m=2.5,由接触疲劳强度所算得的分度圆直径d148.3mm算出小齿轮的齿数z, d1驾19.32 取4 20m 2.5大齿轮的齿数Z2 i2Z1 5 20 100这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算计算分度圆直径d1mz12.52050mmd2mz22.5100250mm计算中心距di d2 a 50 2502150mm计算齿轮宽度d d d1 1

21、50 50mm取大齿轮宽度B2 50mm，小齿轮宽度B1 55mm则齿轮传动的几何尺寸，制表如下：（详细见零件图）计算大、小齿轮的齿顶高取ha 1 c 0.25haiha2mh a 2.5 1hf1hf2m h a ch1h2ha1hf1 2.5ha、齿根高hf和齿全高h2.5mm2.5 1 0.253.125mm3.125 5.625mm齿轮的结构设计计算大、小齿轮齿顶圆直径da和齿根圆直径dfda1d12ha15022.555mmda2d22ha225022.5255mmdf1d12hf15023.12543.75mmdf2d22hf225023.125243.75mm由于小齿轮的直径很小

22、，故暂定为齿轮轴结构，大齿轮采用孔板式结构，大齿轮结构设计如下如图所示D470mm（由后面轴的计算决定）D3I.6D41.670112mmD0da210:14m25510:142,5220:230mm取D0222mmD0D3222112D1167mm22D20.25:0.35D0D30.25:0.3522211227.5:38.5mm203取D230mmC0,2:0.3B0,2:0,35010:15mm六、轴的设计计算输入轴（高速轴）的设计计算选择轴的材料，确定许用应力输入轴为齿轮轴，故其材料应和小齿轮的材料一样，选用40Cr,调质处理，由机械设计第八版表15-1查得材料的硬度为241:286

23、HBs拉伸强度极限b735MPa,弯曲疲劳强度极限1355MPa,许用弯曲应力I 70MPa估算轴的基本直径根据教材机械设计第八版公式，取A。110,则考虑有键槽，将直径增大5%则dimin28.315%29.7mm轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径di30mm;根据密封件的尺寸，初选装轴承处的轴径为d=35mm轴上零件的定位、固定和装配如下图所示:如图所示，由于是单级减速器，可将齿轮轴段安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，整个轴系的轴向定位由左右两轴肩、挡油环和轴承端盖实现，固定方式为两支点单向固定，即全固式，选取挡油环高度h=6mm轴承端盖宽度A=

24、30mm确定各段轴的直径和长度I段：直径d130mm长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，取L1B380mmII 段：定位轴肩高度h0.07:0.1di0.07:0.1302.1:3mm故d2di2h3022.1:334.2:36mm取d235mm选取6407型深沟球轴承，内径35mm外径100mm宽B25mm（输入轴轴承选择计算）取轴承端盖断面到大带轮的距离为x30mm则L2hBx625303091mmHI段：直径d3d32h3522.1:339.2:41mm取d340mm该段轴为定位轴肩，取L315mmIV段：该段位齿轮轴，直径为小齿轮分度圆直径，故d450mm长度等于小齿轮宽度，即L4B15

25、5mmV段：由于两轴承相对于齿轮对称布置，故须两定位轴肩也相对于齿轮对称，则d5d340mmL5L315mmVI段：VI段轴和II段轴出装轴承，故d6d235mm取VI段轴轴头露出轴承的长度为3mm则L6hB3625334mm按弯扭合成应力校核轴的强度由轴上零件的装配图有lil2l3Li 2 B 2 L 2L2L5B2802916252l42561555万B255万25万万156万hh112.5mm61mm61mm1）绘出轴的计算简图轴的计算简图如图所示2）计算作用在轴上的力计算作用在小齿轮上的力圆周力：Ft1 2TL 2 154 6160N d10.05径向力：Fr1 Ft1 tan n 6

26、160 tan 20大带轮的压轴力Fq 1816N2242 N3）计算支反力水平面Fy0FqFByFDy%0Mcz0Fq112.56161FBy61FDy算得FBy410NFDy4754N垂直面Fz0FbzFdzFri0MBy0261Fdz61Fri0算得FbzFdz1121N4）作弯矩图作X0y面的弯矩图Mz,如图（c）所示作x0z面的弯矩图My,如图（d）所示作合成弯矩图M如图（e）所示5）作扭矩图如图（f）所示T154Nm6）按弯扭合成应力校核轴的强度通常需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，故需校核C截的强度，在C截面处McMmax298Nm,TC154Nmd440mm轴单向旋转，

27、扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6则29820.6 15430.1 0.0525MPa p1 70MPa故安全此外，B截面也可能是危险截面，因为d2Pd4在B截面处，MB204Nm,TB154Nm,d235mm1 70MPa20420.6154364MPap0.10.035故安全确定轴上圆角和倒角参考机械设计第八版表15-2,由d130mm,d635mm取左轴端倒角为145,右轴端倒角为1.545,各轴肩处圆角半径为1.5mm绘制轴的工作图（见零件图齿轮轴）输出轴（低速轴）的设计计算选择轴的材料，确定许用应力选用40Cr,调质处理，由机械设计第八版表15-1查得材料的硬度为241:286HB

28、s拉伸强度极限b735MPa，弯曲疲劳强度极限I 355MPa,许用弯曲应力170MPa估算轴的基本直径根据教材机械设计第八版公式，取A。110,则考虑有键槽，将直径增大5%则dL47.815%50mm轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取与联轴器连接处轴径d150mm;根据密封件的尺寸，初选装轴承处的轴径为d=60mm轴上零件的定位、固定和装配如图所示，将大齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，大齿轮左端面由轴肩轴向定位，右端面由轴套轴向定位，靠平键和过盈配合实现周向固定，两轴承分别以轴肩和轴套实现轴向定位，靠过盈配合和轴承座实现周向固定，固定方式为两支点单向固

29、定，即全固式，选取挡油环高度h=6mm轴承端盖宽度A=30mm确定各段轴的直径和长度I段：直径d150mm该段轴与联轴器配合，长度取决于联轴器的结构和安装位置，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L84mm（转入联轴器的选择计算）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I段轴左端需制出一轴肩，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D65mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I段轴的轴头长度应比L略短一些，取L182mmII 段：定位轴肩高度h0.07:0.1d10.07:0.1503.5:5mm故d2di2h5023.5:557:60mmMd260

30、mm选取6212型深沟球轴承，内径60mm外径110mm宽B22mm（输入轴轴承选择计算）取轴套长度a17.5mm,内径为60mm外彳全为78mm轴承端盖端面到联轴器的距离为x30mm,则L22ahBx217.56253030107.5mm取L2108mmHI段：直径d3d22h6023.5:567:70mm取d370mm该段轴与大齿轮配合，为了保证大齿轮的定位可靠，故取该段轴的轴头长度比大齿轮宽度B250mm小2mm取L3B2250248mmIV段：直径d4d32h7023.5:577:80mm取d478mm该段位大齿轮的定位轴肩，由于两轴承相对于大齿轮对称布置，故须大齿轮左端的定位轴肩和右

31、端的定位轴套也要关于大齿轮对称，则该段定位轴肩的长度应等于定位轴套的长度，即L417.5mmV段：由于该段和II段同装轴承，故d5d260mmL5Bh22628mm,取L530.5mm则轴的总长为L=286mm按弯扭合成应力校核轴的强度由轴上零件的装配图有I .B8222II L2ah-210817.562112.5mm2222BB2225012ha22617.559.5mm22222B2B5022132L4h17.5659.5mm22221）绘出轴的计算简图轴的计算简图如图所示2）计算作用在轴上的力计算作用在大齿轮上的力圆周力：2T22-435944Nd20.25径向力：Fr2Ft2tann

32、5944tan202163N简化力系如图（b）所示3）计算支反力水平面Fy0FAyFCyFt20Mbz059.5FAy59.5FCy算得FAyFCy2972N垂直面Fz0FazFezFr20MBy059.5FAz59.5Fez0算得FazFez1082N4）作弯矩图作x0y面的弯矩图Mz,如图（c）所示作x0z面的弯矩图My,如图（d）所示作合成弯矩图M如图（e）所示5）作扭矩图如图（f）所示T743Nm6）按弯扭合成应力校核轴的强度只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的B截面的强度，在B截面处MBMmax180Nm,TC743Nm,d370mm轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6则M2

33、maxTc 2CaW18020.6 743 20.10.07314MPa p 1 70MPa故安全。确定轴上圆角和倒角参考机械设计第八版表15-2,由d150mm,d560mm取左端倒角为1.545,右轴端倒角为245,各轴肩处圆角半径为2mm绘制轴的工作图（见零件图输出轴）七、滚动轴承的选择和计算根据工作条件，各轴承的预计寿命均为L；283001048000h1、计算输入轴承轴承转速n1nI246r/min由输入轴的设计计算可求得两轴承的径向载荷FrBF2ByF)z14102112121194NFrD"2DyF2DzJ47542112124884N>Frb故取径向载荷Fr1F

34、rD4884N,又因为减速器传动为直齿轮传动，故理论上轴向力为零，即Fa10初步计算当量动载荷P按机械设计第八版式13-8a计算当量动载荷Pfp(XFrYFa)查机械设计第八版表13-5得e=0.22,载荷系数X=1,Y=0查机械设计第八版表13-6得fp1.0:1.2,取fp1.2则Rfp(XFr1YFa1)1.2(148840)5860.8N根据机械设计第八版式13-6a机械设计第八版式13-6求轴承应有的基本额定动载荷工作温度正常，查机械设计基础表18-8得，温度系数为ft 1 ,则5860.8 60 2461( 106148000?52248N试选轴承型号根据计算轴颈d35mm及基本额

35、定动载荷值，由机械设计手册选择C=56800N的6407型深沟球轴承验算6407轴承的寿命根据机械设计第八版式13-5得Lh1106 C60 nl R1065 6 8 0060 246 5860.861672h > Lh故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴承轴承转速n2nII49r/min由输入轴的设计计算可求得两轴承的径向载荷FrAFrcF2AyF2Az29722108223163N故取径向载荷Fr2FrA3163N,又因为减速器传动为直齿轮传动，故理论上轴向力为零，即Fa20初步计算当量动载荷P按机械设计第八版式13-8a计算当量动载荷Pfp(XFrYFa)查机械设计第八版表13-

36、5得e=0.22,载荷系数X=1,Y=0查机械设计第八版表13-6得fp1.0:1.2,取fp1.2则ppP2fp(XFr2YFa2)1.2(131630)3795.6N根据机械设计第八版式13-6a机械设计第八版式13-6求轴承应有的基本额定动载荷工作温度正常，查机械设计基础表18-8得，温度系数为ft1,则1P> 6 60n2 1 3ft 106 h3795.61160 49 TUF 48000)319761N试选轴承型号根据计算轴颈d60mm及基本额定动载荷值，由机械设计手册选择C=47800N的6212型深沟球轴承验算6212轴承的寿命根据机械设计第八版式13-5得Lh2106 C60n2 P21064780060 49 3795.6680000h > Lh故所选轴承满足寿命要求。八、键连接的选择和计算1.高速轴(输入轴)与大带轮用平键联接(1)选择键联接的类型和尺寸由于大带轮在轴端，故选