一级圆锥齿轮减速器(孔).doc

机械设计课程设计计算说明书

一级直齿圆锥齿轮减速器

专 业： 09级机电业余班
设 计： 孔 晓 俊
学 号：
指导教师： 王 云 辉

二○一一年七月二十二日

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定
设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动示意图：

（1） 工作条件：单向运转，载荷平稳。
启动载荷为名义载荷的1.25倍，输送链速度误差为±5%，每天工作16小时，工作年限为10年，η总=0.9.
（2） 原始数据：输送链拉力F（N）=2500N；输送链速度V=1.2m/s; 输送链轮直径D=200mm.
二、电动机选择
1.电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，具有适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2.电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ/ηa(kw)
式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW)
因此　　 Pd=FV/（1000η）(KW)
由电动机至输送链的传动总效率为：
η总=η１×η２×η３×η４×η×η×η
式中：η1、η2、η3、η4、η5、η、η分别为联轴器、轴承、齿轮传动、轴承、链传动、轴承和链传动的传动效率。
取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.95，η４＝0.99。η=0.96，η=0.99η=0.96。则：
η总=0.99×0.99×0.95×0.99×0.96×0.99×0.99=0.867
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pw　= FV/1000η总
=(2500×1.25)/(1000×0.867)
=4.18 (kw)
3.确定电动机转速
由公式 V=得：
n=
链轮工作转速为：
n＝r/min
=135.9375 r/min
而链传动比i=2，
根据机械设计手册Ｐ表1-8推荐的传动比合理范围，取齿轮传动比一级减速器传动比范围i3。则总传动比理论最大值为：I＝６。
故电动机转速的可选范为
nd i×i
　　　　　 =6 135.9375 r/min
=815.625 r/min
则符合这一范围的同步转速且额定功率大于4.18Kw的只有：Y160M2-8.
额定功率：Pd=5.5Kw
满载转速：nd=720r/min

η总=0.867

Pw=4.18 (kw)

n=135.9375 r/min

电动机主要外形和安装尺寸：

中心高H

外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
底角安装尺寸 A×B
地脚螺栓孔直径 K
轴 伸 尺 寸
D×E
装键部位尺寸 F×GD
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41

三、传动装置的运动和动力参数计算

1、 计算各轴转速（r/min）
nI =nI/i带=960/2.78 r/min =345.32 r/min
nII=nII/i齿轮=345.32/3 r/min =115.1 r/min
II轴即为工作机构的转速nII=n

2、 计算各轴的功率（KW）
PI= P工作×η带=3.39×0.96=3.25 KW
PII= PI×η轴承×η齿轮=3.2544×0.98×0.96
=3.06 KW

3、 计算各轴扭矩（N·m）
电动机轴的输出转矩Td
Td＝9550 P工作／n＝9550×3.39／960N·m
＝33.72 N·m
TI= Td·i带·η带＝33.72×2.78×0.96
＝89.99N·m
TII= TI·i齿轮·η齿轮＝89.99×3×0.96
＝259.2 N·m

四、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本P150表9.21得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×3.25=3.58KW
由课本P75表6-2得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由课本表6-2得，推荐的小带轮基准直径为
80~100mm
则取dd1=100mm>dmin=75 mm
dd2=i·dd1=2.78×100=278mm
由课本P68表6-2，取dd2=450mm
实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=354.32×278/450
=219.00r/min
转速误差为：n2-n1`/n2=115.1-345.32/115.1
=–0.019<+0.5%(允许值)
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×75×354.32/60×1000
=5.39m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心矩
根据课本P151式（9.18）得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(278+75)≤a0≤2×(278+75)
由课本P76式（6-13）得： 所以有：247.1mm≤a0≤706mm
按结构设计初定a0=500 mm
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+1.57(278+75)+(278-75)2/4×500
=1242.05mm
根据课本P70表（6-3）取Ld=1250mm
根据课本P76式（6-15）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+(1250-1242.05)/2
=500-3.975
=496.03mm

(4)验算小带轮包角
α1=180°-dd2-dd1/a×57.3°
=180°-(278-75)/496.03×57.3°
=179.75°>120°（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P73表（6-5）P0=0.40KW
根据课本P74式（6-6）△P0=0.08KW
根据课本P74表（6-7）Kα=0.99
根据课本P70表（6-3）KL=0.93
由课本P76式（6-17）得
Z=PC/P=PC/(P0+△P0)KαKL
=3.58/(0.40+0.08) ×0.93×0.99
=6.86
圆整得z=7根
(6)计算轴上压力
由课本P77表9.6查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV²
=[500×3.58/7×5.39×(2.5/0.99-1) ]+0.1×5.39²N
=3445.76N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P77式（6-19）
=2×5×3445.76sin153.37/2
=2239.74N
选用7根A—2000 GB/T 11544—1997V带中心距a=496.03 带轮直径dd1=75mm dd2=278mm
轴上压力FQ =2239.74N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220~250HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度170~210HBS；根据课本P107表7-7选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥[KT1/φRu[4.98 ZE/(1-0.5φR）(σH) ]2] 1/3

由式（7-20）
确定有关参数如下：传动比i齿=3
取小齿轮齿数Z1=28。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=3×28=84
实际传动比I0=84/28=3
传动比误差：i-i0/I=3-3/3=0%<0.75% 可用
齿数比：u=i0=3
由课本P115表7-14取φr=0.3
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.3/333
=0.92×N·mm
(4)载荷系数k
由课本P112表7-10取k=1.1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本P110图7-25查得：
σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa
由课本P109式7-17计算应力循环次数NL
NL1=60njLn=60×333×1×(10×52×40)
=4.144×
NL2=NL1/i=4.144×108/3=1.38×由课本P109图7-23查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=1.1 ZNT2=1.13
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.1/1.0Mpa
=616 Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.13/1.0Mpa
=598.9 Mpa
故得：
由d1≥[KT1/φRu[4.98 ZE/(1-0.5φR）(σH) ]2] 1/3 d1=77.2
模数：m=d1/Z1=77.2/28=2.76mm
根据课本表11.3取标准模数：m=2.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P114（7-21）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×28mm=70mm
d2=mZ2=2.5×84mm=210mm
锥距R= (d12+ d22) 1/2=221.4
齿宽：b=R/3=73.8
取b=74mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=28,Z2=84由表7-12相得
YFa1=2.58 YSa1=1.61
YFa2=2.25 YSa2=1.77
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P114（7-21）式：
[σF]= σFlim YNT/SF
由课本图7-26查得：
σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa
由图7-23查得：YNT1=YNT2=1
按一般可靠度选取安全系数SF=1.3
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YNT1/SF=210×1/1.3Mpa
=162Mpa
[σF]2=σFlim2 YNT2/SF =190×1/1.3Mpa
=146Mpa
将求得的各参数代入式
σF1=4kT1YFYS/φR(1-0.5φR)2 Z2 m3(u2+1) 1/ 2
=4×1.1×1.1×105×2.58×1.61/0.3(1-0.5×0.3) 2 282×2.53×(27+1) 1/ 2 Mpa
=121.43Mpa< [σF]1

σF2=4kT1YFYS/φR(1-0.5φR)2 Z2 m3(u2+1) 1/ 2
=4×1.1×1.1×105×2.25×1.77/0.3(1-0.5×0.3) 2 ×842×2.53×(27+1) 1/ 2Mpa
=116.42Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×77.2×333/60×1000
=1.34m/s
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
i= i×i （式中i×i分别为减速器和链传动的传动比）
分配各级传动装置传动比：
已知链传动传动比i=2
因为：　　　i= i×i
所以：　　i＝i／i=5.3/2=2.65
由文献[1]P84页的表0-4、表0-9及表4-4、4-5进行选材和热处理。由表4-6确定精度等级，设计后由表4-7校定或由表5-3查出。
3.确定齿数Z及校核
(1)选Z=20。软齿面应尽量选大些。
(2)Z= iZ=2.6520=53
(3)计算U==53／20=2.65
(4)==2.65-2.65／2.65=05％

五、按接触强度计算d1
1.计算公式

2.计算T1
T1=95500=95500005.50.99/720=72221.9 N*mm

Pd=0.99Kw
Nd=720r/min
η１=0.99
3.计算K
K=KAKVK
(1)由表4-8选用系数 KA=1.0

(2)选动载荷系数KV记为KVt=1.1
(3)取值。一般取=0.3
==0.500
(4)由7-10查出齿向载荷分布系数K=1.03
(5)计算
K=KAKVK
取KV=KVt故Kt=KAKVK
4.弹性系数ZE由表7-11查得ZE=189.8

5.节点系数ZH由表4-48查得ZH=2.5

6.许用应力[]H=ZNZW
(1)由图4-58查得
=570MPa
=460MPa

(2)由已知条件计算
N1=60n1*r*tn=1.27
N2=N1/U=4.76
n1=345.32r/min
tn=29200每天工作小时
N=年300天/年小时/天
(3)由图7-24查得寿命系数
ZN1=1 ZN2=1
(4)由表7-9查得安全系数SH=1
(5)由图查得工作硬化系数Zw=1
(6)计算
[]H1=ZNZW=11570／1=570MPa
[]H2=ZNZW=11／460=460MPa
(7)计算d1
d1代入计算得
d1t

试选Kt=Kvt
六、校核d1
因为试选的Kv可能与实际不符合。
(1)模数m=取标准值。可改变Z1而达到选用适当的m的目的，但 u有变则需重新计算d1。
(2)按几何关系计算d1
d1=m Z1 =90mm
dm1= d1(1-0.5) =76.5mm

(3)圆周速度Vm（平均直径dm）
Vm==2.88m/s
计算=0.576
由查图4-43得Kv
(4)校核d1
d1==85.14mm
七、校核齿根弯曲强度
(1)计算公式

(2)当量齿数计算 Zv=
a. =0.936
=20.67

=0.353
=69.33

b. =21.37
=150.14
c.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa1,YFa2
YFa1=2.63 YFa2=2.16

查图4-56得齿根应力修正系数Ysa1,Ysa2.
Ysa1=1.56 Ysa2=1.89

d.确定[]F=YHYx
查图7-26得和
=230MPa
=190MPa

查图7-23得YN1, YN2
YN1=YN2=1

查图4-63得尺寸系数Yx=1
查图7-9得安全系数SF=1
计算
=230MPa =190MPa

<故取大齿轮计算

合格

校核弯曲强度

八、几何尺寸计算
1.分度圆直径d
d1 =mZ1=90mm
d2=mZ2=238.5mm
2.节锥
=arctan=20.674
=90-=69.326
3.节锥距R
R===127.46mm
4.齿宽b=R=38.238mm
5.周节P=m=14.13mm
6.齿顶高ha ha=m=4.5mm
7.齿根高hf hf=1.2mm
8.齿顶间隙 c=0.2mm
9.齿顶圆直径
=m(Z+2)=91.9mm
=m(Z+2)=241.7mm
10.齿根圆直径
= m(Z-2.4)=91.9mm
= m(Z-2.4)=241.7mm
九、受力分析

Ft1=-Ft2==1888.15N
Fr1=-Fa2= Ft1*tan=643.25N
Fa1=-Fr2= Ft1*tan242.59N

十、 轴的设计
1.齿轮轴的设计
(1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=5.445 Kw
转速为nⅠ=72.95r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=117
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
从大带轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ28mm，又带轮的宽度b=40 mm 则第一段长度L1=40mm
右起第二段直径取D2=Φ36mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=40mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30209型轴承，其尺寸为45×85×19，那么该段的直径为D3=Φ45mm，长度为L3=20mm
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ50mm，长度取L4= 80mm
右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为D5=Φ45mm，长度为L5=20mm
右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机Y160M2-8的轴的直径为d2=Φ42mm，故选择齿式联轴器GICL3型，选d1=Φ42mm。即D6=Φ42mm。长度取L6= 100mm 。
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=90mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =84.97 N·m
求圆周力：Ft
Ft=1888.15N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1888.15×tan200=643.25N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA==944.08N RB==2832.23 N
垂直面的支反力： RA’= =321.67N
RB’ ==964.88 N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面处的弯矩：
水平面的弯矩：M水平=RA×0.08=37.76 Nm
垂直面的弯矩：M垂直= RA’×0.08=12.87 Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d1/2=84.59 Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以该剖面为危险截面。
已知M当=93.87Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= M当/W= M当/(0.1·D43)
=93.87×1000/(0.1×453)= 10.30MPa<［σ-1］
右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=50.75×1000/(0.1×283)=33.12 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。

PI=3.25 KW
PII=3.06 KW

Td＝33.72 N·m

TI＝89.99N·m

T II＝259.2 N·m

PC=3.58KW

dd1=75 mm
dd2=278mm

V=5.39m/s

a0=500 mm
L0=1242.05mm

Ld=1250mm

a=496.03mm

所需皮带：
z=7根

F0=3445.76N

FQ =2239.74N

T1=0.92×N·mm

NL1=4.144×

NL2=1.38×

[σH]1=616 Mpa
[σH]2=598.9 Mpa

m=2.5mm

d1=70mm
d2=210mm

b=74mm

σF1=121.43Mpa

σF2=116.42Mpa

V=1.34m/s

i=2.65

Z=20
Z=53
U=2.65

T1=72221.9N*mm

KA=1.0

KVt=1.1
=0.3
=0.500
K=1.03

Kt=1.133

ZE=189.8
ZH=2.5

=570MPa
=460MPa
N1=1.27
N2=4.76

tn =29200

ZN1=1
ZN2=1
SH=1
Zw=1

[]H1=570MPa

[]H2=460MPa

d1t

m=4.395
取m=4.5mm
d1=90mm
dm1=76.5mm

Vm=2.88m/s
=0.576

Kv=1.0

d1=85.14mm

=0.936
=0.353

=21.37
=150.14

YFa1=2.63 YFa2=2.16

Ysa1=1.56 Ysa2=1.89

d1=90mm
d2=238.5mm

=20.674
=69.326

R=127.46mm
b=38.238mm
取b=40mm
P=14.13mm
ha=4.5mm
hf=1.2mm
c=0.2mm

=91.9mm
=241.7mm

Ft1=Ft2= Ft
Ft=1888.15N
Fr1 =643.25N
Fa1 =242.59N

D1=Φ28mm
L1=40mm

D2=Φ36mm
L2=40mm

D3=Φ45mm

L3=20mm

D4=Φ50mm
L4=80mm

D5=Φ45mm
L5=20mm

D6=Φ42mm
L6= 100mm

Ft=1888.15Nm

Fr=643.

十一、箱体结构设计
(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：

名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
5
机座凸缘厚度
b
15
机盖凸缘厚度
b 1
5
机座底凸缘厚度
b 2
15
地脚螺钉直径
df
15
轴承旁联结螺栓直径
d1
8
机盖与机座联接螺栓直径
d2
6
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
8
轴承旁凸台半径
R1
16
凸台高度
h
据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60，44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1 ,m2
7， 7
轴承端盖外径
D2
130
轴承端盖凸缘厚度
t
8
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2

十二、键联接设计
1．输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=28mm,L1=40mm
查手册得，选用A型平键，得：
A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=40-8=32mm
T=72.22N·m h=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×72.22×1000/（28×7×32）
=46.06Mpa < [σR] =110Mpa
2、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=50mm L3=38mm TⅡ=180Nm
查手册P51 选用A型平键
键14×9 GB1096-79
l=L3-b=38-14=24mm h=9mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×180×1000/（50×9×24）
=66.7Mpa < [σp] =110Mpa

十三、密封和润滑的设计
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。

十四、键联接设计
1．输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=28mm,L1=40mm
查手册得，选用A型平键，得：
A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=40-8=32mm
T=72.22N·m h=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×72.22×1000/（28×7×32）
=46.06Mpa < [σR] =110Mpa
2、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=50mm L3=38mm TⅡ=180Nm
查手册P51 选用A型平键
键14×9 GB1096-79
l=L3-b=38-14=24mm h=9mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×180×1000/（50×9×24）
=66.7Mpa < [σp] =110Mpa

十五、联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
（2）载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×180=234Nm，
其中KA为工况系数，取KA=1.3
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。

十六、滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh=5×365×（8+8）=29200小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：派生轴向力Fs=0.4Fr,且系数X=0.4,Y=1.1。经计算得：P1=1356.6N P2=2378N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
P2>P1,故满足要求。
（3）选择轴承型号
选择型号为30209的圆锥滚子轴承
查表得：Cr=67.8kN

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：派生轴向力Fs=0.4Fr,且系数X=0.4,Y=1.1。经计算得：P1=1491.2N P2=594.72N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
P1>P2,故计算P1就可以了
（3）选择轴承型号
选择型号为30209的圆锥滚子轴承
查表知， Cr=67.8KN

∴预期寿命足够 ∴此轴承合格

十七、设计小结
　　机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
　 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

参考文献：
[1] 王中发主编《实用机械设计》，北京理工大学出版社，1998年2月。
[2] 李秀珍主编《机械设计基础（少学时）》，机械工业出版社，2006年4月。
[3] 马保吉主编《机械设计基础》，西北工业大学出版社，2005年9月。
[4] 庞振基　黄其圣主编《精密机械设计》机械工业出版社，2007.8.1。
[5]《机械设计手册，（新版）3卷》，机械工业出版社。
[6] 罗玉福、王少岩，主编《机械设计基础》，大连理工大学出版社。
[7] 马保吉主编《机械设计基础》，西北工业大学出版社。

σp=46.06Mpa

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