机械课程设计.docx

目录
一、 传动方案拟定---------------------------------------------------------------------------------------2

二、 电动机的选择---------------------------------------------------------------------------------------2

三、 确定传动装置的总传动比和分配传动比---------------------------------------------------3

四、 计算传动装置的运动和动力参数-------------------------------------------------------------4

五、 齿轮的设计计算------------------------------------------------------------------------------------4

六、 轴的设计----------------------------------------------------------------------------------------------7

a) I轴的设计计算----------------------------------------7

b) II轴的设计计算--------------------------------------12

七、 滚动轴承的设计计算-----------------------------------------------------------------------------17

八、 键的选择及设计计算-----------------------------------------------------------------------------19

九、 润滑与密封-------------------------------------------------------------------------------------------19

十、 设计结果----------------------------------------------------------------------------------------------20

十一、 设计总结---------------------------------------------------------------------------------------------20

十二、 参考资料目录--------------------------------------------------------------------------------------20

计算项目及内容
主要结果
一 传动方案的拟定
1传动结构组成：电动机 V带 减速器 联轴器 工作机构

2工作条件：a、传动不逆转 b、工作连续、平稳 c、启动载荷为公称载荷的1.25倍 D、每天工作8个小时，寿命10年 e、批量生产

3原始数据：输送带拉力F=4000N;速度V=0.75m/s；鼓轮直径D=300mm。

4设计方案:单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

本设计原动机为电动机。工作机为皮带输送机。传动方案采用了单级传动，为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟订传动方案，可以由已知道条件计算驱动卷筒的转速：

N筒=60×1000V/πD
=60×1000×0.75/（π×300）
=47.7r/min

二 电动机选择
1、电动机类型的选择：卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机

2、电动机功率选择：
①传动装置的总功率：依据老师所给取弹性联轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带、链、滚筒的效率分别为η联轴器=0.99；η齿轮=0.975;η轴承=0.988; η带=0.95； η链=0.97；η滚=0.96
η总=η带×η轴承3×η轴承×η联轴器 ×η链×η滚
=0.95×0.9883×0.975×0.99×0.97×0.96
=0.8235

原始数据：
F=4000N
V=0.75m/s
D=300mm

驱动卷筒的转速
N筒=47.7r/min

η总=0.8235
计算项目及内容
主要结果
②电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η带
=4000×0.75/（1000×0.8235）
=3.64kw

确定电动机转速：
按手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比I1=3～6。取V带传动比I2=2～4，滚子链传动比I3=2～6则总传动比范围为：
I总=I1I2I3=（3～6）（2～4）（2～6）
=12～144

电动机转速范围为
N电动机= I总×n筒=（12～144）×47.7=527.4～6868.8r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、和3000r/min。
  根据容量和转速，查有关手册有三种适用的电动机型号：现比较四种如下：
型号
额定功率
Kw
同步转速
r/min
满载转速r/min
电动机质量kg
总传动比
Y160M1-8
4
750
720
105
37.89
Y132M1-6
4
1000
960
75
50.53
Y112M-4
4
1500
1440
47
75.79
Y112M-2
4
3000
2890
45
152.11

根据传动方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选Y112M-4

③确定电动机型号
  根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-4
其主要参数 额定功率 4kw 满载转速 1440r/min
额定转速1500 r/min 总传动比75.79

三 计算总传动比及分配各级的传动比
1 总传动比：
I总=n电动/n筒=1440/47.7=30.19

2分配各级传动比：
取滚链 I链=30.19（1/3）=3.11(I=2-6合理)
令I带=2.5（普通V带 I=2-4合理）
I总=I齿轮×I链×I带
电机所需的工作功率:
P工作=3.64kw

依据《电动机规范大全》得出各电动机参数

选择电动机
Y112M-4

主要参数：
额定功率 4kw
满载转速
1440r/min
额定转速
1500r/min
总传动比75.79

实际总传动比：
I总=30.19
计算项目及内容
主要结果
令I带=2.5（普通V带 I=2-4合理）
I总=I齿轮×I链×I带
I齿轮=30.19/(3.11×2.5)=3.88(单级齿轮减速器 I=3-6合理)
所得传动比符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮传动的常用范围

四 传动装置的运动参数及动力参数计算
1 计算各轴转速
n电动机=1440r/min
nI= n电动机/I带=1440/2.5=576r/min
nII= nI/I齿轮=576/3.88=148.45r/min
nIII= nII/I链=148.45/3.11=47.73r/min

2计算各轴的功率
PI=P电动机×η带=3.64×0.95=3.46kw

PII=PI×η齿×η轴=3.46×0.975×0.988=3.33kw

PIII=PII×η链×η轴=3.33×0.97×0.988=3.19kw

3 计算各轴扭矩
T1=9550×PI/nI=9550×3.46/576=57.37 N·m

TII=9550×PII/nII=9550×3.33/148.45=214.22 N·m

TIII=9550×PIII/nIII=9550×3.19/47.73=638.27 N·m

运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴名
功率
Kw
转矩
N·m
转速
r/min
I
3.46
57.37
576
II
3.33
214.22
148.45
III
3.19
638.27
47.73

五 齿轮设计计算
（1).选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
①由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

②输送机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）。

③材料选择：根据题目设计要求，选择中碳钢由表11-1选择小齿轮材料为45号钢(调质)，硬度为260HBS,σHlim 1=610 MPa，σFE1=460 MPa。大齿
I带=2.5
I链=3.11
I齿轮=3.88

各轴转速：
nI=576r/min
nII=148.45r/min
nIII=47.73r/min

各轴功率：
PI=3.46kw
PII=3.33kw
PIII=3.19kw

各轴扭矩：
T1=57.37 N·m
TII=214.22 N·m
TIII=638.27 N·m

动力参数计算结果

选择45号钢
依据《机械设计基础》11-1
计算项目及内容
主要结果
③材料选择：根据题目设计要求，选择中碳钢由表11-1选择小齿轮材料为45号钢(调质)，硬度为260HBS,σHlim 1=610 MPa，σFE1=460 MPa。大齿轮材料为45钢(正火处理)，硬度为215 HBS，σHlim 2=400MPa，σFE2=320 MPa两者材料硬度差为45HBS

由机械设计基础表11-5，取SH=1.1, SF=1.25
[σH]1=σHlim 1/SH=610/1.1MPa=555MPa

[σH]2=σHlim 2/SH=400/1.1 MPa=364 MPa

[σF]1=σFE1/SF=460/1.25 MPa=368MPa

[σF]2=σFE2/SF =320/1.25 MPa=256MPa

（2）.按齿面接触强度设计
1由机械设计基础表11-3试选载荷系数Kt=1.3. 由机械设计基础表11-6取齿宽系数φd=0.9

2计算小齿轮传递的转矩
已知小齿轮轴输入功率PI=3.46×0.988=3.42kw
由公式TI=9.55×106PI/nI =9.55×106×3.42/576=56703 N·mm

3由表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188 MPa1/2。

4由公式10-13计算应力循环次数(一年按300计算)
N1=60 nIjLh=60×576×(10×300×8)=8.29×108h
N2=8.29×108/3.88 = 2.14×108h
5由设计计算公式（10-9a）进行试算，
即d≥ [2(u+1)ZH2KtTIZE2/u [σH]2φd]1/3则小齿轮分度圆直径d1，代入[σH]中较小的值得：

d1≥ (2×1.3×56703×4.88×2.52×1882/（0.9×3.88×3642）)1/3 =55.6mm

取小齿轮的齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2 =i×Z1=3.88×24=93.12
取Z2=93
故实际传动比i=93/24=3.875
则模数m=d1/z=55.6/24=2.317

6计算齿宽
b=φd·d1=0.9×55.6mm = 50.04mm
由此取 b1=55mm b2=50mm

SH=1.1, SF=1.25

齿轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计基础》第166-176页

TI=56703 N·mm

d1≥55.6mm

Z1=24
Z2=93
b1=55mm b2=50mm
计算项目及内容
主要结果
7计算中心距
取m=2.5mm
实际的d1=z×m=24×2.5=60mm
d2=93×2.5=232.5mm

中心距a= （d1+ d2）/2
=(60+232.5)/2
=146.25mm

(3).按齿根弯曲强度设计
由机械设计基础图11-8和图11-9，取 YFa1=2.76 YFa2 =2.25
YSa1=1.58 YSa2=1.82
σF1=2k×TI×YFa1×Ysa1 /bz1m2=2×1.3×56703×2.76×1.58/(50×2.52×24)=85.72MPa<[σF]1

σF2=σF1×(YFa2 ×Ysa2 )/ (YFa1×YSa1)=85.72×2.25×1.82/(2.76×1.58)
=80.49Mpa<[σF]2
达到安全要求
(4).齿轮的速度
V=πd1nI/60×1000
=π×60×576/60000 = 1.81m/s<6m/s
对照表11-2可知选择8级精度是合宜的

（5）齿轮各项尺寸的计算
齿顶圆直径
da1=d1+2ha=60+2×2.5×1=65mm

da2=d2+2ha=232.5+2×2.5×1=237.5mm

齿根圆直径
df1= d1-2hf=60—2×2.5×1.25=53.75mm

df2= d2-2hf=232.5—2×2.5×1.25=226.25mm

齿厚
S1= S2=m×3.14/2=3.93mm

（六）注意点
齿轮润滑油的高度>=30—50mm
以保证足够的油量润滑

（七）齿轮的结构示意图
模数m=2.5mm
d1=60mm
d2=232.5mm
中心距
a=232.5mm

σF1=85.72MPa
σF2=80.49Mpa

齿轮的速度
V=1.81m/s

各项尺寸：
da1=65mm
da2=237.5mm

df1=53.75mm
df2=226.25mm

S1= S2=3.93mm

润滑油的高度>=30—50mm
计算项目及内容
主要结果

六、 轴的设计计算
轴的结构设计总体要求：
1轴要便于加工，轴上零件要易于装拆（制造安装要求）

2轴和轴上零件要有准确的工作位置（定位）

3各零件要牢固而可靠的相对固定（固定）

4改善受力状况，减小应力集中和提高疲劳强度

A、I轴的设计计算
1》、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。由机械设计基础表14-1和表14-3可知：
Σσb=650Mpa,σs=360Mpa,其中 [σ+1b] =210Mpa
[σ0b]=100Mpa, [σ-1b]=60Mpa

按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输入端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C

查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118
则d≥118×(P/n)(1/3)mm=118×(3.64/576)(1/3)
=21.81mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，轴的直径要增大5%，
故d=21.81×(1+5%)=22.9mm 取d=24mm

2、轴的结构设计

大齿轮结构示意图（如左图）

依据《机械设计基础》第242页

选择45号钢
机械设计基础表14-1和表14-3可得出相关数据

C=118

d=24mm

轴计算公式和有关数据皆引自《机械设计基础》241—248页
计算项目及内容
主要结果
1）.轴的零件定位，固定和装配
  单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，

齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位，周向定位

采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，轴向定位则用过

渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮套筒，左轴承

和联轴器依次从左面装入。将估算轴d=24mm作为外伸端直径d1与联轴

器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=26mm，

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴

处d3应大于d2，取d3=30mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应

大于d3，取d4=35mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直

径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴

承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=30mm.

择轴承型号.由由手册初选深沟球轴承,代号为6206,查手册表6-1

可得:轴承宽度B=16,安装尺寸D=30mm,故轴环直径d5=40mm

2）.确定轴的各段直径和长度
①Ⅰ段：d1=24mm
考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=50mm

②II段：d2=26mm
通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 L2=55mm 。

③III段：d3=30mm
初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参照工作状况以及轴径要求选6206,查手册d×D×B=30×60×16（手册表6-1）。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取套筒长为20mm。故取长度为 L3=36mm

④Ⅳ段：d4=35mm

依据《机械设计基础设计手册》和《机械设计基础设计指导书》

Ⅰ段：
d1=24mm
L1=50mm

II段:
d2=26mm
L2=55mm

III段：
d3=30mm
L3=36mm
计算项目及内容
主要结果
由于齿轮的宽度b2=55mm，且此段轴的分度圆直径为D=60mm，可知此段的长度为 L4=55mm

⑤Ⅴ段：d5=40mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L5=20mm

⑥初步选择滚动轴承型号为6206,查手册d×D×B=30×60×16，故VI段：为L6=17mm

见附图
定义：轴的支承跨距指两个轴承各自中心距离
由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=111mm

3、按弯矩复合强度计算
a.已知转矩TI=57.37 N·m根据（6-34）式得圆周力
  Ft=2 TI/d1=2×57.37/0.06=1779N

b.求径向力Fr根据（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1779×tan200=648N

V带轮对I轴产生的径向力:
查表13—8 KA=1.1 PC= KAP=4.4kw
选择V带型号为A型 取d1=90mm 则d2=224mm
则V带的速度为V=6.79m/s 速度范围合适
a0=1.5(d1+d2)=471mm 取a0=500mm
V带基准长度L=1502mm 取L=1500mm
则实际中心距a0=549mm
小带轮的包角α=1800-(d2-d1)/a×57.30
=1800-(224-90)/549×57.30= 1660 >1200
V带的根数 查表13-5和13-7
z=Pc/（Po+ΔPo）Kα Kl =4.4/（2.54+0.17）×0.97×1=1.67
则取z=2
Fo=500(2.5/Kα-1)Pc/zV +qV2
Ⅳ段：
d4=35mm
L4=55mm

Ⅴ段：
d5=40mm
L5=20mm

VI段：
d6=30mm
L6=17mm

圆周力：
Ft=1779N

径向力
Fr=648N

《机械设计基础》V带的传动计算P221页
计算过程依据机械课程设计基础例题13-2
计算项目及内容
主要结果
=500×(2.5/0.97-1)×4/(2×6.79)+0.12×6.792
=238N
作用在轴上的压力F==2×2×238×Sin(166/2)=945N

c.因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mm

d.绘制轴受力简图（如下图）
e.绘制垂直面弯矩图

轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=648/2=324 N
FAZ=FBZ=Ft/2=1779/2=890N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyLA=324×0.0555= 17.97N·m 则绘制垂直面弯矩图（如下图）

f.绘制水平面弯矩图（如下图）

作用在轴上的压力F=945N

LA=LB=55.5mm

例题计算过程仿照《机械设计基础》例题14-1计算过程

FAY=FBY=324N
FAZ=FBZ=890N

垂直面弯矩：
MC1=17.97N·m
计算项目及内容
主要结果
MC2=FAZL/2=890×0.555=49.37 N·m

g.F力在支点产生的反力
F1F=F×/111=945×87.5/111
=745N
F2F=F+ F1F=1690N

外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定，可按最不
利情况考虑

h.F力产生的弯矩图（如下图）

M2F=F×K=945×0.0875=82.69 N·m

C-C截面F力产生的弯矩为

MaF= F1F×LA=745×0.0555=40.98 N·m

i.考虑到最不利情况把MaF和（Mc12+Mc22）1/2直接相加

Ma= MaF+（Mc12+Mc22）1/2

= (17.972+49.372）1/2+40.98

=93.52 N·m

j.轴传递的转矩（如下图）

TI=57.37 N·m

水平面弯矩：
MC2=49.37 N·m

F1F=745N
F2F=1690N

F力在B截面产生的弯矩
M2F=82.69 N·m

F力在C截面产生的弯矩：
MaF=40.98 N·m

Ma=93.52 N·m

TI=57.37 N·m
计算项目及内容
主要结果

k.危险截面的当量弯矩（如下图）

由弯矩图可知b—b截面最危险

M2=M2F=82.69 N·m<Ma=93.52 N·m

其当量弯矩
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[93.522+(0.6×57.37)2]1/2=97.35 N·m

m.校核危险截面b-b的强度   

σe=Mec/0.1d33
=97.35/(0.1×0.033)
=36.06Mpa< [σ-1b]=60MPa

∴该轴强度足够。

B、II轴的设计计算

1、轴的材料设计
1》、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。由机械设计基础表14-1和表14-3可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,其中 [σ+1b] =210Mpa
[σ0b]=100Mpa, [σ-1b]=60Mpa
按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C

危险截面的当量弯矩：
Mec=97.35 N·m

校核危险截面的强度：
σe=36.06Mpa

选择45号钢
计算项目及内容
主要结果
查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118
则 d≥118×(P/n)(1/3)mm=33.28mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，
故d=33.28×(1+5%)=34.94mm.取d=36mm

2、轴的结构设计
1）.轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。

轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键

和过配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实

现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过

盈配合分别实现轴向定位和周向定位。

将估算轴d=36mm作为外伸端直径d1与链轮相配，考虑联轴器用轴肩实

现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴

处d3应大于d2，取d3=44mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应

大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直

径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴

承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴

承宽度B=19,安装尺寸D=44mm,故轴环直径d5=60mm.

2）、确定轴的各段直径及长度
①Ⅰ段：d1=36mm
考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=56mm

②II段:d2=40mm
通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 L2=57mm 。
C=118

d=36mm

依据《机械设计基础设计手册》和《机械设计基础设计指导书》

Ⅰ段：
d1=36mm
L1=56mm

II段:
d2=40mm
L2=57mm
计算项目及内容
主要结果
③III段：d3=45mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取套筒长为20mm。故取长度为 L3=39mm

④Ⅳ段：d4=50mm
由于齿轮的宽度b2=50mm，此段轴的长度要比齿轮宽小2，可知此段的长度为 L4=48mm

⑤Ⅴ段：d5=60mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L5=10mm

⑥VI段：L=30mm，其中包括轴承定位轴肩d=50mm，L=10mm，由于初选的轴承为6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm，故轴d=45mm，长度为L=20mm。如下图
由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=107mm

3）、按弯矩复合强度计算
a.已知转矩TII=214.22 N·m根剧式得圆周力
Ft=2TII/d2=2×214.22/0.2325=1843N

b. ②求径向力Fr根据（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1843×tan200=671N
c.因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=53.5mm
d绘制轴受力简图（如下图）

III段：
d3=45mm
L3=39mm

Ⅳ段：
d4=50mm
L4=48mm

Ⅴ段：
d5=60mm
L5=10mm

VI段：
L=30mm

圆周力：
Ft=1843N

径向力：
Fr=671N
计算项目及内容
主要结果
e. 绘制垂直面弯矩图（如下图）

轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=671/2=335.5 N
FAZ=FBZ=Ft/2=1843/2=921.5N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyLA=335.5×0.0535=17.95 N·m

f.绘制水平面弯矩图（如下图）
MC2=FAZL/2=921.5×53.5=49.30 N·m

g.F力在支点产生的反力
F1F=F×85/107=2000×94/107
=1757N
F2F=F+ F1F=3757N

外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定，可按最不利情
况考虑

h.F力产生的弯矩图（如下图）

轴承支反力：FAY=FBY=335.5 N
FAZ=FBZ=921.5N

垂直面弯矩：
MC1=17.95 N·m

水平面弯矩：
MC2=49.30 N·m

F力在支点产生的反力：
F1F=1757N
F2F=3757N

计算项目及内容
主要结果

M2F=F×K=2000×0.094=188 N·m

C-C截面F力产生的弯矩为

MaF= F1F×LA=1757×0.0535=94 N·m

i.考虑到最不利情况把MaF和（Mc12+Mc22）1/2直径相加

Ma= MaF+（Mc12+Mc22）1/2

= (17.952+49.302）1/2+94

=146.47 N·m

j.轴传递的转矩（如下图）

TII=214.22 N·m

k.危险截面的当量弯矩（如下图）

由弯矩图可知b-b和c-c截面最危险

M2=M2F=188N·m>Ma=146.47 N·m但是b-b截面直径比c-c截面大

F力在B截面产生的弯矩：
M2F=188 N·m

F力在C截面产生的弯矩：
MaF=94 N·m

Ma=146.47 N·m

TII=214.22 N·m

计算项目及内容
主要结果
其当量弯矩
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[1882+(0.6×214.22)2]1/2=227.74 N·m

m.校核危险截面b-b的强度   
σeb=Mec/0.1d33
= 227.74/0.1×0.053
=18.22 Mpa< [σ-1b]=60MPa
同理：σec=21.33 Mpa< [σ-1b]=60MPa

∴该轴强度足够。

七．滚动轴承校核计算

1、 输入轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×8=24000h

由初选的轴承的型号为: 6206,

查设计手册表6-1可知:d=30mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=23.0KN, 基本静载荷CO=15.0KN,

（1）已知nI=576(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=890N

根据课本P281（16-12）得轴承内部轴向力
Fs=0.68FR 则Fs1=Fs2=0.68FR1=0.68×890=605N

(2) ∵Fs1+Fa=Fs2 Fa=0
由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr<e.由此得其系数为 x=1， y=0。

(3)计算当量载荷P
根据课本P279表16-9 取fp =1.5
根据课本P282（16-9）式得

P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×890)=1335N

(4)轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19.5KN
危险截面的当量弯矩：
Mec=227.74N·m

校核危险截面的强度：
σeb=18.22Mpa
σec=21.33Mpa

L'h=24000h
轴承的型号为: 6206

依据《机械设计基础设计手册》查得相关数据

轴承计算公式和有关数据皆引自《机械设计基础》第277—282页

P=1335N
计算项目及内容
主要结果
由课本表16-8得，ft=1

故 LH=106(ftCr/fpP) ε/60n
=106 (1×19500/1.5×1335)/60×576
=26719h>24000h

∴预期寿命足够

2.输出轴上的轴承:

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×8=24000h

由初选的轴承的型号为: 6209,
查设计手册表6-1可知:d=45mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,

（1）已知nII=148.45(r/min)
两轴承径向反力：FR=Faz=1843N

根据课本P281（16-12）得轴承内部轴向力
Fs=0.68FR 则Fs1=Fs2=0.68FR1=0.68×1843=1253N

(2) ∵Fs1+Fa=Fs2 Fa=0
由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr<e.由此得其系数为 x=1， y=0。

(3)计算当量载荷P
根据课本P279表16-9 取fp =1.5
根据课本P279（16-9）式得

P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×1843)=2765N

(4)轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31.5KN
由课本表16-8得，ft=1

故 LH=106(ftCr/fpP)ε/60n
=106(1×31500/1.5×2765)/60×148.45
=49186h>24000h

∴预期寿命足够

LH=26719h

L'h=24000