分流式二级直齿圆柱齿轮减速器

TOC\o"1-5"\h\z一.设计任务书3二、传动方案拟定3三、电动机的选择4.四、计算总传动比及分配各级的传动比5五、运动参数及动力参数计算7六、皮带轮的设计计算8七、齿轮的设计计算10八、滚动轴承的选择及校核计算19九、键联接的选择及计算31十、联轴器的选择33十一、润滑与密封34十二、总结35十三、参考文献37十三、附录（零件及装配图）计算及说计算及说明结果计算及说计算及说明结果L'L'=12000hhF=5500NV=sD=300mm分流式二级圆柱齿轮减速器．工作条件与技术要求：♦连续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。♦两班制工作，3年大修，使用期限10年（卷筒支撑及卷筒与运输带之间摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑）。设计内容减速器装配图1张（A0或A1）♦零件图2张♦设计说明书1份设计参数运输带工作拉力F（N）：F=2600N运输带工作速丫（m/s）：v=1.1m/s卷筒直径D（mm）：D=300mm4.4二.传动方案的拟定输送机由电动机驱4.4动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3,运输机传动方案41—电动机2—联轴器3—城速器运输机传动方案41—电动机2—联轴器3—城速器4一联轴器3—覆篙E一法送带计算及说明结果器结构较复杂，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圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。

计算及说明结果三.电动机的选择P=w1选择电动机类型n=70r/min按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步w电动机2选择电动机的容量n=1）滚筒所需功率P：3p=P=T-n/9550=3dP=4kw滚筒的转速n：ed3n=60X1000V/nD=51r/min电动机型号为32）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为n：其中n,n，n，n，n分别为传动系统中联轴器、带传动12343Y112M-4效率、齿轮传动及轴承的效率，n是滚筒的效率，3n=0.99,n=0.96,n=0.96,n=0.99,n=0.9612343i=n=n3*n1-n2*n3-n1二i=123433）确定电动机的额定功率P1edi=电动机的输出功率为Pdp=p/n—=d3确定电动机的额定功率Ped选取功率储备系数为K=1P—K-P—edd选定电动机的额定功率P=ed3、选择电动机的转速n=51r/min3i初选25n—i-n—min3电动机Y132M-4查得：2计算及说明结果方案电动机型号额定功率(KW)电动机转速n/(r/min)同步转速满载转速Y132M-415001440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，即选定电动机Y132M-4四.总传动比确定及各级传动比分配计算总传动比由参考文献［1］中表16-1查得：满载转速n=1440r/min；总传动比i=n/n=1440/=m①分配各级传动比查阅参考文献［1］《机械设计课程设计》中表2—3各级传动中分配各级传动比取V带传动的传动比"二，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为二

计算及说明结果(1.3~1.4)i取高速级的圆柱齿轮传动比『(二，则低速级的圆柱齿轮的传动比为i=i/i==21

计算及说明结果五.计算传动装置的运动和动力参数.各轴转速电动机轴为轴I,减速器高速级轴为轴II,中速轴为轴III,低速级轴为轴IV,滚筒轴为轴V,则解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5%范围内2按电动机额定功率勺计算各轴输入功率P=P=4kwIedP=P.刈=4Xkw=iiiiP=P・叩・“=XXkwIIIII23P=P・“・”=XXkwIVIII23P=P・“・”=XXkwVIV31=kw.各轴转矩T=9550xP=9550X4/1440N•mInI=N・mPT=9550xi=9550X533N・mIInii=N・mP=4kwIP=kwIIP=IIIP=kwP=kw~~P=T=9550x-tIniN・mP=T=9550x-itIIniiN・mc…P=T=9550x—777-iiiniiiN・m=N・mA带V=sL=1846ma=377mmZ=27级精度(GB10095-88)小齿轮：40Cr(调质)280HBS

计算及说明结果PT=9550x*=9550Xn.miiiniii=N.mPCiiT=9550xi=9550X70n•mIVnIV=N.m表3轴的运动及动力参数大齿轮：45钢(调质)240HBsZ=20Z=12638二14。巾=1dk=11T=N,miZ=Z=2，MpaHE、£=£=a1a2£二a[o]=552MPaH1[o]=H2[o]=565MPaHN=6.14x10N=X1082b=m=mmnth=b/h二项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速(r/min)144053370功率(kw)4转矩(N•m)传动比11效率H0..94六、皮带轮设计和计算1.求P口=1.1查表13-8得：KA

计算及说明结果2.选V带型号8=P选用普通V带，由p=44kw和小带轮转速n=1440r/minK=1A查图13-15得此坐标位于B型区域内K=V3、求大小带轮基准直径K-K=HaFa大带轮的基准直径d=id=2.7义180=486K=21FP14、验算带速VK=1带的速度合适m=n15、求V带基准长度L和中心距adK=1初定中心距a-400mmY=P0查表得L-1800mmZ-27.37V1d6、验算小带轮包角Z-131.36Y=V2Fa1故小带轮上的包角符合要求。Y=Fa27、确定V带根数ZY=Sa1查表得p-4.39kwAP-0.46kwY=Sa200则pZ-f-1.109(P+AP)KK0aS=K=故取2根FN1K=o=5008、求作用在带轮轴上的压力FFN2FE1aMpao=380MPa查表13-1得：q-0.1kg/m,由式13—17得：单根V带初拉FE1[o]=Mpa力1[o]=MPa作用在带轮轴上的压力F为：a2

计算及说明结果9、带轮结构尺寸YY_YYBe1L=1-OF1F2七、齿轮传动设计=1.高速级齿轮传动设计m=2n1（1）选择材料、精度及参数Z=271a.按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动Z=852a—b.带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用17级精度（GB10095-88）d—mm1c.材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280口85，大齿轮材料为45d―2b―1钢（调质），硬度为240HBS，=者的硬度差为40HBS。B=55mm1d.初选小齿轮齿数Z=20，1则大齿轮齿数B=60mm2Z=X20=637级精度u=1(GB10095-85)e.初选螺旋角8=14。小齿轮：40Cr（调f.选取齿宽系数巾：巾=1dd质)280HBS2）按齿面接触强度设计大齿轮：45钢（调按下式试算质）240HBS；Z=2539=d2K=12,JkTu+1d23・.1t39£udda11)确定公式内的各计算数值，ZZ、口】;、H72①

计算及说明结果a.试选k=11T==X3b.分流式小齿轮传递的转矩T=T/21II105N•mm二N.mZ二MPa2Ec.查图表（P217图10-30）选取区域系数Z=Ho=550MpaHlim3（表10-6）选取弹性影响系数Z=MPa2Eo=530MPaHlim4d.查图表（P215图10-26）得N=X1083£二，£二a1a2K二HN3£=£+£=+=aa1a2K二HN4e.按齿面硬度查表：小齿轮接触疲劳强度极限：0二Hlim1大齿轮接触疲劳强度极限：O二Hlim2查表得接触疲劳强度系数二600MPa5550MPa：K=0.92[o]=540MpaH3[o]=H4b二3K二V2K=0.97HN2HN1K=1424HP2取失效概率为1%，安全系数为S=1K=FP2许用接触应力[o]=552MPa，[o]H1H2则[o]=([o]+[o])/2HH1H2=K=2d=mm3=(600+530)/2=565MPam=2f.由式o=500MpaFE3N=60njLh②o=380MpaFE4计算应力循环次数K=FN3二60X533X1X19200=X108K=S=FN42

计算及说明结果二X108/二X1082）计算a.按式①计算小齿轮分度圆直径d11b.计算圆周速度=XX533/（60X1000）m/s=sc.计算齿宽b及模数mntb=巾d=1X=d1tm=dcos8/Z=nt1t1h=m=X=ntb/h==d.计算纵向重合度EPE=巾Z8Pd1=X1X20Xtan14。=e.计算载荷系数K使用系数K=1,根据V=s,7级精度查图表（P194图A110-8）得动载系数K=V查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数K=K=HaFa由公式K=1.12+0.18。2+0.23x10-3bHPd[O]=F3[O]=F4K=2Y=Y=Fa4Fa3Y=，Y=sa3sa4YY_Fa3qa3=LoJF3YY_Fa4qa4=LoJF4d=90mm3d=219mm4B=90mm3B=95mm4F=11F=Nr1F=Na1d>nmind=30mmIImin

计算及说明结果③得K=1.12+0.18x1.22+0.23x10-3x49.392Hp1查图表（P198图10-13）得K=FP1由式K=KKKK④AVHaHP得载荷系数K1=1XXX=f.按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式d=d3K⑤得d=50.67x巴mm=55.48^%16g.计算模数mn1m=dcosB/Z=Xcos14。/20mmn1113）按齿根弯曲疲劳强度设计士史叶2KTYc0s2pYY.筲按式m>11p--fa坪计算n19Z2£"Jd11aF确定计算系数a.计算载荷系数

计算及说明结果由式K=KKKK⑥AVFaFP得K=1XXX=1根据纵向重合度e二查图表（P图10-28）P得螺旋角影响系数y=p计算当量齿数d.查取齿形系数查图表（P表10-5）Y=,Y=FalFa2e.查取应力校正系数查图表（P表10-5）Y=,Y=SalSa2f.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S二，弯曲疲劳寿命系数K二，FN1K=。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限o=500MPa,FN2FE1大齿轮弯曲疲劳强度极限o=380MPa，由式FE1[o]=KN°lim⑦S得[o]=X500/MPa=MPa1[o]=X380/MPa=MPag.计算大小齿轮的y°ya并加以比较FYY—一Fa1Sa1—X—101TF1

计算及说明结果yy--Fa2qa2一入一LcJF2大齿轮的数值大设计计算由以上计算结果，取m=2,按接触疲劳强度得的分度圆n1直径d=mm计算应有的齿数1Z=dxcosP/m=Xcos14。/2=2711n取Z=27,则Z=uZ=X27=851211（4）几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为115mm2）按圆整的中心距修正螺旋角因P值改变不多，故参数s,K,Z等不必修正aPH3）计算大小齿轮的分度圆直径d=Zm/cosP=27X2/cos15.11n1°d二Zm/cosP=85X2/cos15.102n1°4）计算齿轮宽度=^d=1X=1d1圆整后取B=55mm,B=60mm12

计算及说明结果5）结构设计由e<2m，小齿轮做成齿轮轴11由160mm<d<500mm，大齿轮采用腹板式结构a22.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280HBs大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBsd.初选小齿轮齿数Z=20,Z=Zl=20X=483432e.选取齿宽系数巾=1d2（2）按齿面接触强度设计按下式试算d>2.323，272•"2+1]⑧333。u1LcJ1dd22'H71）确定公式内各计算数值a.试选K=12b.确定小齿轮传递的转矩T=T=Nm3III=X105N•mmc.查图表（P表10-6）选取弹性影响系数Z=MPa2Ed.查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限

计算及说明结果o=600MPa,o=550MPaHlim3Hlim4e.由式②确定应力循环次数N=60njL=60X533X1X19800=X10833hN二N/2.42=X108/=X10f.查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数K=,K=HN3HN4g.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⑦得[o]=X600MPa=540MPaH3[o]=X550MPa=H42）计算a.由式⑧试算小齿轮分度圆直径d，代入[o]中的较小31H值[o]二得H4b.计算圆周速度V3=XX533/60000m/s=sc.计算齿宽b3b=。d=1Xmm=3d231d.计算模数、齿宽高比模数m=d/Z=20=12313"齿高h=m=X=mm312

计算及说明结果则b/h==33e.计算载荷系数根据V=m/s,7级精度，查图表（P图10-8）得3动载荷系数K二，直齿轮K=K=1，由巾=1和V2Ha2Fa2d2b二，根据式③得K=3HP2由b/h和K二查图表（P图10-13）得K=33HP2FP2故根据式④得K=2f.按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式⑤得d=d=dJ=—=3t3Kg.计算模数m2m=d/Z=20mm=mm233（3）按齿根弯曲强度设计计算公式为2KKT（YY]em＞』-；—jFa2用2⑨23巾Z21[o]1Yd23、F/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o=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3o=380MPa。FE4b.查图表（P图10—18）取弯曲疲劳寿命系数K=,K=FN3FN4C.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S二，由2

计算及说明结果式[。]=黑鼠得卜]二KfnFfe3=X500/=FSF3S2卜]=KFN40FE4=X380/二F4S2d.计算载荷系数K。由式⑥得K=1XX1X=22e.查取齿形系数。查图表（P表10-5）得Y=Y=Fa3Fa4f.查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得Y二，sa3Y=sa4g.计算大、小齿轮的冷，并加以比较FYY[a3]a3=X=F3YY一-Fa4Sa4=X-lcJF4大齿轮的数值大2）设计计算由以上计算结果，取模数m=3mm。按分度圆直径d二计算应有的23齿数得Z=d/m=3=30,则Z=uZ=X30-73332423（4）几何尺寸计算1）计算中心距a=m2（Z3+ZJ=3X（30+73）/2mm-155mm222）计算分度圆直径d=mZ=3X30mm=90mm323

计算及说明结果d=mZ=3X73mm=219mm4243）计算齿轮宽度b=。d=1X90mm=90mm3d23取B=90mm,B=95mm345）结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构八、滚动轴承的选择及校核计算高速轴的设计已知P=kw,n=1440r/min,T=N.mT=T/2=iiiiiiiii.求作用在齿轮上的力F=2T1CosB=2XX103Xcos14.0876。/t1diF=FtanP=Xtan。=a111圆周力F,径向力F及轴向力F的方向如图t1r1a1所示1.初步确定$由的最小直径。先按式d>A§区⑩0Vn初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r,调计算及说明结计算及说明结果计算及说明结计算及说明结果质处理。查图表（表15-3），取A=126,得0IId=AP=1263.86=24.38mmn3.nn533nminon该轴直径dW100mm,有一个键槽，轴颈增大5%〜7%,安全起见，取轴颈增大5%’则d=1.05xd=1.07x24.30=26.08mm，圆整后取2min2mind=26mm。2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T=KT

caA(11)查图表（P351表14—1）,取K=,则T=XNmAcall=N.m根据T=Nm及电动机轴径D=48mm,查标准callGB4323-84,选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径d=30mmIImin2.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方案

1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度联轴器采用轴肩定位，I-II段dI〃=301mm，由式h=()d，取dIII=35rnm，轴端用轴端挡圈固定，查图表(指导书表13T9)，取挡圈直径D=40mm，L=50mm1I-II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d=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的II-III深沟球轴承6010,其尺寸为dXDXB=50mmX90mmX20mm,故d=d=52mmIII-IVVII—VIII3)取d=34mm,L=L=54mmV-VIIV-VVI-VII由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离L=6+C+C+(510)mm,取L=60mm,采用凸缘式轴1121承盖，取轴承盖的总宽度为，到联轴器的距离为，则L=45mmII-III取小齿轮距箱体内壁的距离为a=12mm,大齿轮2和2’1与齿轮3之间的距离c=10mm,滚动轴承端面距箱体内壁TOC\o"1-5"\h\zS=12mm则UL=B+S+a-(L-B)1III-IVIV-V1=15+12+12-5=34mmL=L=34mmVII-VIIIIII-IVL=B+2c-5=108mmV-VI3(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d=20=mm，L=50mm查图表（P表6T）选用键bxhxl=8mmI—III—IIX4mmX40mm。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寸查图表（P表15T2）,取轴端倒角为X45。，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计TOC\o"1-5"\h\z已知P=,T=N•m,n=minIIIIIIIII1.求作用在齿轮上的力F=F=N,F=F=,F=F=N1211r2r1a2a12T八，F=——n=2X=t3d3F=Ftan20o=r313轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径根据式（10）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A=120，于是0III得d>3356s-。该轴的最小直径为安装轴承IIImin120x3[=33.12mm1169.20处的直径，取为d=33mmIIImin计算及说明结计算及说明结果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d=35mm取d=40mm，轴承与齿轮2，2’之间IIIminI—II采用套筒定位，取d=d=44mm，齿轮2与齿轮3II-IIIV—VI之间用套筒定位，取dIIIIV=50mm,齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm,则d=45mm,由于轴环宽度bN轴IV-VII的设计，取L=b=c=10mm因为B=mm,IV-VIV-V3B=B=55mm取L=92mm,则22,III-IVL=B+c+(B-L)-3=55+10-7-3mm=55mmII-III23III-IVL=B-2=55-2mm=53mmV-VI2,2)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dXDXB=30mmX62mmX16mm。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13-1)选用M27X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L=L=16mm,由a=12mmS=12mm取a=,I'-IVII-VII'112计算及说明结果S=11mm,则2=+11+16+3-2mm二选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm3）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d=50mm，L=92mmIII—IVIII—IVd=44mm，B=55mmII-III2d=45mm，L=53mmV-VIV-VI查图表（P表6-1）取各键的尺寸为III—IV段：bXhXL=10mmX8mmX80mmII-III段及V-VI段：bXhXL=8mmX8mmX40mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61）确碍轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2）,取轴端倒角为X45。，各轴肩处的圆角半径为R1（三）低速轴（轴IV）的设计已知P=,T=N.m,n=minIVIVIV.求作用在轴上的力F=F=F=F=1413r4r3.初步确定轴的最小直径按式（10）初步确碍轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取A=112,于是得0IV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K二，则AT=XN•m=N•mcaIV根据TNm，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式caIV运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=45mm,其轴孔长度L=107mm,则轴的最小直径d=45mmIVmin3.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dVIIIIX=45mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（）d,取dVIIVI〃=50mm,联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13T9）,取D=75mm,2L=130mmVIII-IX2）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6313,其尺寸为dXDXB=65mmX140mmX33mm故d=d=55mmI-IIVI-VII3）轴承采用套筒定位，取d=d=60mm,L=L=36mmII-IIIV-VII-IIVI-VII计算及说明结果4）根据轴颈查图表（P表152,指导书表1321）取安装齿轮处轴段d=d=66mm，齿轮采用轴肩定位，根据III—III'IV-IVh二（）d=，取h=5mm,则d=74mm，轴环宽度bN二XIV—V5mm=7丽，取L=10mmIV—V5）查图表（指导书表13-21）,已知B=90mm。取d=,L=4III'—IV'III'—IV'（S=2mm）L=,L=8mmIV'—IVIII—III'6）根据轴II,轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离S=10mm,则UL=S+a+B+c+（n+S）-163II—III322=（10++70+10+）mm=81mmL=S+a+B+c+LV—VI322IV—V=（10++70+10+）mm=81mm6）根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离L=60mm,及1S=10mm,B=20mm,根据指导书表9-9,取轴承盖3的总宽度为，轴承盖与联轴器之间的距离为S=盖-联贝UL=60mm—VIII3）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d=62mm,L=IV'—IVIV'—IVd=42mm,L=110mm—IXVIII—IX查图表（P表6-1）得计算及说明结计算及说明结果计算及说明结计算及说明结果IV’-IV段：bXhXL=16mmX11mmX60mmVIH-IX段：bXhXL=12mmX8mmX100mm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X45。。轴上圆角R二R=R=R=,R=R=R=IIVIVIIVIIIIIIIVV4.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FF=F=NH1NH2F=F=NV1NV2弯矩M=N,mmHM=N・mmV总弯矩MM=N•mm扭矩TT=N•mm5.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a二，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得[o1]=60MPa，因此oV[oj,故轴安全。七、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为Lh=72000h.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F=JF2+F2=N,F=0,£rYri11a=3，转速n=1440r/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C=9420N0结结果结结果计算及说明2）求轴承当量动载荷P因为F=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数Y=0,因工作a情况平稳，按课本（P表13-6），取f二，则pP=f（XF+YF）=X（1X+0）Npra3）验算轴承寿命二106278h>L=72000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6008.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F=,rF=0,£=10/3,n=533r/mina1）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C=22800N02）求轴承当量动载荷P因为F=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数Y=0,因工作a情况平稳，按课本（P表13-6）,取P=f（XF+YF）=Xpra（1X+0）N3）验算轴承寿命计算及说明结计算及说明结果计算及说明结计算及说明结果二777446h>L=72000h

h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N2063.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F=、,:F2+F2=N,F=0,r'r414a£=3，转速n=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C=19800N

02）求轴承当量动载荷P因为F=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数Y=0,因工作a情况平稳，按课本（P表13-6）,取f二，则

pP=f（XF+YF）=1.XC1X+0）Npra3）验算轴承寿命二118139h>L=72000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。计算及说明结果九、键连接的选择与校核计算.输入轴与联轴器的键连接1）由轴n的设计知初步选用键C10X70,T=N-mII2）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[o]=100-120MPa，取[。]=110MPa键的工作长度p」|_p-1/=L-b/2=70mm-5mm=65mm,键与轮毂键槽的接触高度k==X8mm=4mm。由式o=2T*1°3可得pkldo=2Ti*103=2Xx1034X65X35MPapkld=<[o]=110MPa可见连接的强度足够，选用键C10X70.齿轮2（2,）与轴HI的键连接1）由轴III的设计知初步选用键10X56,T=T/2=NmIII2）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[o]=100-120MPa,取[o]=110MPa键的工作长度l=L-b=56mm-10mm=46mm,键与轮毂键槽的接触高度k==X8mm=4mn。由式。=2T*103可得pkld

计算及说明结果o=2Txl03=2XX1034X46X32MPapkld=<［。］=110MPap_i可见连接的强度足够，选用键10X56.齿轮3与轴III的键连接1）由轴III的设计知初步选用键10X80,T=T=N-mIII2）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［o］=100-120MPa,取［。］=110MPa键的工作长度p」pp_|l=L-b=80mm-10mm=70mm,键与轮毂键槽的接触高度k==X8mm=4mn。由式0=2T*103可得pkldo=2Ti*103=2x*1034X70X34MPapkld=<To］=110MPap_i可见连接的强度足够，选用键10X80.齿轮4与轴IV的键连接1）由轴IV的设计知初步选用键18X80,T=T=NmIV2）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［o］=100-120MPa,取［o］=110MPa键的工作长度p」p」l=L-b=80mm-18mm=62mm,键与轮毂键槽的接触高度k==X计算及说明结计算及说明结果计算及说明结计算及说明结果11mm=。由式o=2T*103可得

pkld11mm=。由式o=2T*103可得

pkldo=2TIxl°3=2XX103X62X62MPapkld=<=110MPa可见连接的强度足够，选用键18X805.联轴器与轴IV的键连接1）由轴IV的设计知初步选用键12X100,T=T=N-mIV2）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=100-120MPa,取「。一p_i=110MPa键的工作长度/=L-b=100mm-12mm=88mm,键与轮毂键槽的接触高度k==X8mm=4mm。由式o=2T*103可得pkldo=2Ti*103=2Xx1034X88X42MPapkld二＜[o]=110MPa

p_i可见连接的强度足够，选用键12X100十、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()N•m\n](r/mind(mm)2L(mm)转动惯量(kg•m2)计算及说明结果)TL6250380035822.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），其尺寸如下表所示型号T晨)N-m}](r/min)d(mm)2L(mm)转动惯量(kg-m2)HL3630500042112十、减速器附件设计.视孔盖选用A=120mm的视孔盖。.通气器选用通气器（经两次过滤）M18X.油面指示器根据指导书表9-14,选用2型油标尺M16.油塞根据指导书9-16,选用M16X型油塞和垫片.起吊装置

计算及说明