学位论文-—机械设计课程设计说明书.doc

目录

一、题目……………………………………………………………1
二、传动方案的拟定………………………………………………2
三、电动机选择……………………………………………………4
四、传动比的分配…………………………………………………5
五、传动系统运动学和动力学参数计算…………………………6
六、传动件的设计计算……………………………………………7
七、轴的设计计算…………………………………………………22
八、轴承的选择计算………………………………………………37
九、键联接的选择和校核…………………………………………42
十、联轴器的选择…………………………………………………45
十一、减速器的润滑、密封………………………………………46
十二、减速器箱体设计……………………………………………47
十三、设计总结……………………………………………………49
十四、参考文献……………………………………………………51

一、 题目：卷扬机传动装置设计
1.基本数据
设计参数如下表所示。
数据编号
QB-5
运输带工作拉力F/N
2000
运输带工作速度v/(m/s)
1.4
卷筒直径D/mm
340
滚筒效率η
0.96
2.工作情况 ：两班制工作，连续单向运转，工作时有轻微冲击；
3.工作环境 ：室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。
4.工作年限10年，大修年限3年，每年300个工作日，每日工作16小时
5.制作条件及生产批量: 专门小工厂制造；加工条件：小批量生产。
6.部件：电动机，减速器，联轴器，钢丝绳，卷筒
7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作；
钢丝绳速度允许误差±5%；
两班制工作，3年大修，使用期限10年。
8.设计工作量：1、减速器装配图1张(A1)；
　　　　　  2、零件图2张（A2）；
　　　　　  3、设计说明书一份。　　　

二、 传动方案的拟定
根据设计任务里预给定的参数（卷筒直径和牵引速度），结合一般原动机的转速（千转/min），可以估算出传动装置所需的传动比大致为70~100，由此拟定出以下三种方案。
方案一：电动机→闭式三级圆柱齿轮→工作机（卷筒），示意图见下图。

方案一示意图
方案二：电动机→闭式二级圆柱齿轮→工作机（卷筒），其中高速级为直齿齿轮，低速级为直齿齿轮。示意图见下图。

方案二示意图
方案三：电动机→蜗轮蜗杆→闭式单级圆柱齿轮→工作机（卷筒），示意图见下图。

方案三示意图
方案论证与定性比较
方案一：该方案的传动部分为三级圆柱齿轮，其优点在于传动平稳、可靠，传动效率高、精度高，传递功率大，使用寿命长；不足之处其一是没有自锁性能，其二是结构不够紧凑，使减速箱箱体过于笨重。
方案二：该方案用V带取代了方案一中最高速级的圆柱齿轮，从而缩小了齿轮箱的体积，此外，V带还具有传动较平稳，传动效率高，有一定过载保护作用等优点；其缺点在于带传动不可避免的弹性滑动，由此会引起带传动圆周速度损失、传动效率降低以及引起带的磨损和温升，降低使用寿命等缺点。
方案三：该方案用一对蜗轮蜗杆取代了方案一中高速级的两对圆柱齿轮，从而可以使传动结构更为紧凑，此外，还具有传动精度较高、使用寿命长、具有自锁功能等优点；而其最大的缺点在于蜗杆与蜗轮间相对滑动速度的存在，这会造成较大的摩擦效率损失以及不得不考虑的摩擦发热。
综上，三种方案的优劣比较如表1。
方案序号
传动精度
平稳性
传动效率
使用寿命
箱体体积
自锁性能
一
高
高
高
长
大
无
二
较高
较高
高
较长
中
无
三
较高
一般
较低
较长
小
有
表1.三种方案的对比
经过综合比较，确定方案二（V带+二级圆柱齿轮）为最佳方案。
三、 电动机选择

所选最佳方案示意图
所选工作参数：F=4.1KN，v=1.0m/s，D=460mm。

1.确定电动机类型
按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。
2.确定电动机的容量
（1）工作机卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000=4100 × 1.0/1000 =4.1kw
(2)电动机所需的输出功率
为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、η4、η5、η6，分别为弹性联轴器、带传动、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由表9-4 P6查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.98，η4 = 0.99，η5 = 0.99，η6=0.96，则传动装置的总效率为
η总=η1η2η32η43η5η6= 0.99 x 0.98 x 0.982 x 0.993 x 0.99x0.96=0.86 4.1/0.86=4.77kw
3.选择电动机转速
推荐的传动副传动比合理范围
带传动 i带=2～4
联轴器传动 i联=1
两级减速器传动 i减=8～40(i齿=3～6)
则传动装置总传动比的合理范围为
i总= i带×i联×i齿1×i齿2
i‘总=1×（2～4）×（8～40）=（16～160）
电动机转速的可选范围为
nw==60×1000×1.0/(3.14×460)＝41.54r/min
nd=i‘总×nw=（8～40）×nw=16nw～160nw=664.64～6646.4r/min
根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步转速有3000r/min、1500r/min、1000。
选用同步转速为1500r/min，选定电动机型号为Y132S1-4，输出轴直径为38k5mm。
四、 传动比的分配
1.传动装置总传动比
i总= nm / nw=1440/41.54＝34.67
式中nm----电动机满载转速，1440 r/min;
nw----工作机的转速，41.54r/min。
2.分配传动装置各级传动比
i总=i带×i联×i齿1×i齿2

分配原则：（1） 取带传动传动比i带=2.7
（2） i齿=3～6 i齿1=（1.3～1.4）i齿2
减速器的总传动比为
i = i总/ （i联×i带）=12.8 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：
i齿1 = = 4.08
低速级的传动比为：
i齿2 = i/i齿1 =3.24
五、 传动系统运动学和动力学参数计算
1.各轴转速计算
n0= nm =1440 r/min
nⅠ= nm / （i联 ×i带）=480 r/min
nⅡ= nⅠ / i齿1 = 480/3.88=123.71 r/min
nⅢ= nⅡ / i齿2 =123.71/2.98=44.51r/min
2.各轴输入功率
P0= Pd=4.77kw
PⅠ= Pdη1 = 4.77x0.99=4.722kw
PⅡ= PⅠη2η3η4 =4.722x0.98x0.98x0.99=4.490kw
PⅢ= PⅡη3η4 =4.490x0.98x0.99=4.226kw
3.各轴输入转矩
T0 = 9550Pd/n0 =9550x4.77/1440=31.634
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x4.722/480=94.943
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550x4.490/123.71=346.613
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550x4.226/44.51=906.724

表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表

项目
轴号
功率
转速

转矩
0轴

4.77

1440

31.634
Ⅰ轴

4.722

480

94.943
Ⅱ轴
4.490

123.71
346.613

Ⅲ轴

4.226

44.51

906.724
六、 传动件的设计计算
渐开线直齿圆柱齿轮设计
（一） 高速级直齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1．选齿轮精度等级
查设计手册
卷扬机为一般工作机速度不高
级
8
2．材料选择
查设计手册
小齿轮40Cr(调质)
大齿轮45钢(调质)

小齿轮250HBS,大齿轮220HBS
3．选择齿数Z

Z2=i齿1 Z1

Z3=（20~40）
Z4=i齿2Z3

Z1=24
Z2=4.08x24
=97.92
U1=98/24=4.08
Z3=24
Z4=3.24x24
=77.76
U2=78/24=3.25
个
＝24
＝98
U1＝4.08
Z3＝24
Z4＝78
U2＝3.25
计 算 及 说 明
主 要 结 果

4. 按齿面接触疲劳强度设计
由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。

按设计计算公式计算
（5-1）
1)确定公式的各计算值
（1）试选载荷系数
（2）齿轮传递的转矩
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x4.722/480=94.943
（3）查设计手册选取齿系数
（4）查设计手册得材料的弹性影响系数。
（5）查设计手册查得，小齿轮疲劳极限为：
600
大齿轮疲劳极限为：550
（6） 计算应力循环次数
N1= 60njLh= 60×480x1x(300x2x8x10x15%)= 2.07x108
N2=2.07x107 /3.88=5.34x107
（7）查设计手册得接触疲劳寿命系数为：
KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.95，
（8） 计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为１％，安全系数为S=1
[σH]1= =0.90X600/1=540
[σH]2= =0.95X550/1=522.5
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值：
＝56.16mm
（2）计算圆周速度
＝1.41m/s

（3）计算齿宽
b = φdd1t ＝56.16mm
（4）计算模数与齿高之比
模数： ＝ 2.34
齿高：h = 2.25mnt =5.265

b/h =56.16/5.265=10.667

（5）计算载荷系数
根据，＝1.41m/s，8级精度，查设计手册得，载荷系数为KV=1，因为是直齿轮，假设，查设计手册得，
查设计手册得使用系数为KA=1.50（*中等冲击），查设计手册，小齿轮7级精度，非对称布置时：

由b/h= 10.667，KHβ=1.408，查设计手册得，故载荷系数为

（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径
d1=d1t=62.88mm

(7) 计算模数m
＝62.88/24=2.620
3.按弯曲疲劳强度校核
弯曲强度的设计公式：

1）确定公式内的各参数值：
由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为：
由设计手册查得弯曲疲劳寿命系数
，
计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数，由机械设计手册得：
（4）计算安全载荷系数：

（5）计算齿形系数：查设计手册得：
（6）计算齿形校正系数：
查设计手册得

（7）计算大、小齿轮并加以比较 ：

比较得，大齿轮的数值大。
2）设计计算：
将中较大值代入公式得：
=2.09
对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=2.620）大于由齿根弯曲强度计算的模数（m=2.09)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=2.5。按接触强度得的
分度圆直径d1=62.88mm，算出小齿轮齿数：
=62.88/2 .5=25.15
大齿轮齿数：Z2 = Z1×i齿1 =25x4.08=102
4、几何尺寸计算：
1）计算分度圆直径：
d1=2.5x24=60mm
d2=2.5x102=255mm
2）计算中心距：
= (24+102)×2.5/2
=157.5mm

3）计算齿轮宽度：
b = φdd1=60mm
圆整后取：
B1 = 65mm
B2 = 60mm
5、验算：
=2x9494.3/60N =316.48N
=1x316.48/60N/mm = 5.27N/mm＜100N/mm
故尺寸计算合适。
高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：
高速级齿轮传动的几何尺寸
名称
计算公式
数值
模 数
m
2.5
压 力 角

分 度 圆 直 径
d1
60
d2
255
齿 顶 圆 直 径

65mm

260mm
齿 根 圆 直 径
=53.75mm

53.75mm

=248.75mm
248.75mm
中 心 距

157.5
齿 宽

65

60
7.齿轮结构设计
由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮（齿轮2）的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表：
表：齿轮结构设计
名称
结构尺寸设计
数值（单位：mm)
轮毂处直径D1

轮毂轴长度L

倒角尺寸n

齿根圆处厚度

腹板最大直径D0

板孔直径d0

腹板厚度C

8.高速级齿轮设计草图如下：
图 齿轮的结构设计
低速级齿轮传动设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料（与齿轮1、2相同）及齿数；直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮选用40Cr(调质），调质后硬度为250HBS，大齿轮选用45（调质），硬度为220HBS.
选小齿轮齿数为，大齿轮齿数
=3.25x24=78，取=78
2、按齿面接触强度设计：

（5-15）
1）确定公式内的各计算数值：
试选载荷系数
Ⅱ轴的转矩
TⅡ=346.613Nm
选取齿轮宽系数
由设计手册查得材料弹性影响系数为
由设计手册查得齿面的接触疲劳强度极限

计算应力循环次数：
N3=60n3jLh=60x123.71x16x300x1.5=5.344x107
N4 = N3/ i齿2 =5.344x107/3=1.78x107
（7）由设计手册查得接触疲劳寿命系数
,
（8） 计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为１％，安全系数为S=1
[σH]3= =700X0.93/1＝651
[σH]4= ＝0.95x560/1＝532
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径：
＝98.47mm
（2）计算圆周速度
=3.14x98.47x123.71/60x1000
=0.638m/s

（3） 计算齿宽
b = φdd3t ＝98.47mm

（4）计算模数
模数：=98.47/24=4.10
h=2.25mnt =9.225
b/h=10.674

（5）计算载荷系数
由表10-2查得使用系数
根据，v=0.638m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷系数1.06
由表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X103X64.579=1.475
由[1]图10-13查得KFβ=1.4
假定，由[1]P195表１０－３查得1.4
故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1X1.06X1.4X1.475=2.1889

（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径
d3=d3t=105.15mm
（5-18）
(7) 计算模数m
=105.15/24
=4.38
3.按弯曲疲劳强度校核
弯曲强度的设计公式：

1）确定公式内的各参数值：
由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：500 ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为：380
由资料[1]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
0.92
0.97
计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数，由资料[1]式（10-12）得：[σF]3= =0.92x500/1.4=328.57
[σF]4= =0.97x380/1.4=263.29
（4） 计算安全载荷系数：
K=KAKVKFαKFβ=1X1.06X1.4X1.4=2.0776
（5）计算齿形系数：查资料[1]表10—5得
YFa3=2.65
YFa4=2.236
（6）计算齿形校正系数：
查资料[1]表10—5得
YSa3=1.58
YSa4=1.75+(1.77-1.75)(72-70)/(80-70)=1.754，

1）计算大、小齿轮并加以比较 ：
=(2.65x1.58)/328.57=0.01274
=2.236x1.754/263.29=0.014896
结论：比较得，大齿轮的数值大。
2）设计计算：
将中较大值代入公式得：

=3.34
对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=3.5。按接触强度算得的分度圆直径d3= 105.15mm，算出小齿轮齿数：
=105.15/3.5= 30.04
取30，则大齿轮齿数：Z4 = Z3×i齿2 =97.5 取Z4 = 97
4、几何尺寸计算：
1）计算分度圆直径：
d3=30x3.5=105mm
d4=97x3.5=339.5mm
2）计算中心距：
=(30+97)3.5/2
=222.25mm

3）计算齿轮宽度：
b = φdd3
圆整后取：
B3 =110mm
B4 = 105mm
5、验算：
=2x346.613x103 /105 N = 6.002x103N
=1x6.002x103 /105N/mm = 54.072N/mm＜100N/mm
故设计的尺寸合理。

TⅠ=94.943

600
550

N1=2.07x108

N2=5.34x107

KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.95

[σH]1=540

[σH]2= 522.5

＝56.16mm

b＝56.16mm

=2.34
h =5.265
b/h= 10.667

KA=1.50

d1=62.88mm

m=2.620

m＝2.5

Z1=25
Z2 = 102

d1=60mm
d2=255mm

a=157.5mm

B1 = 65mm
B2 = 60mm

=78
i齿2=3.25

TⅡ=346.613Nm

N3=5.344x107
N4 =1.78x107

[σH]3=＝651
[σH]4＝532

＝98.47mm

v=0.638m/s

b =98.47mm

mnt=4.10
h=9.225
b/h=10.674

1.06

KHβ=1.475

KFβ=1.4

1.4

K=2.1889

d3=105.15mm

=4.38

500
380

0.92
0.97

[σF]3=328.57
[σF]4=263.29

K=2.0776

YFa3=2.65
YFa4=2.236

YSa3=1.58
YSa4=1.754

=0.01274
=0.014896

m=3.5

30
Z4 = 97

d3=105mm
d4=339.5mm

a=222.25mm

B3 =110mm
B4 = 105mm

（三）直齿轮设计参数表
传动类型
模数
齿数
中心距
齿宽
高速级
直齿圆柱齿轮

2.5
25

102

157.5
60

55
低速级
直齿圆柱齿轮

3.5
30

97

222.25
110

105
七、 轴的设计计算
减速器轴的结构草图

一、Ⅰ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查表15-1选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径，热处理方法为正火。
2．确定轴的最小直径
查式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
=25.57mm

再查 表15-3，A0=(112 ～ 97)
考虑键：有一个键槽，d≥25.57×（1+5％）=26.85mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于轴的最小直径26.85,且
考虑与带轮内孔标准直径配合

30

大带轮定位d2= d1+2（0.07~0.1）d1
=30+4.2~6=34.2~36
考虑密封圈得d=35

35

考虑轴承d3> d2选用6206轴承从机械设计手册软件（R2.0）

40

考虑轴承定位
＝46

46

考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大，选用齿轮轴，此时d5=d1a=65

65
d6
d6＝（同一对轴承）

40
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果

箱体壁厚

选12

12

地脚螺栓直径及数目n
df=0.036a+12
a<250时,n=4

=22mm
n=4
轴承旁联接螺栓直径
=0.75=0.75×22=16.5

=16
轴承旁联接螺栓扳手空间、

=33
=24

轴承盖联接螺钉直径
=(0.4-0.5)=0.45x22=9.9

10

轴承盖厚度
e=(1～1.2) =(1～1.2)×11=11~13.2

12
小齿轮端面距箱体内壁距离
≥δ（或10～15）

10
轴承内端面至箱体内壁距离

=10

10
轴承支点距轴承边端面距离a
查机械手册软件版

8
5.计算各轴段长度。
名称
单位
计算结果

=58

=56

=36

＝115

=65

＝38
L（总长）

L＝368
L’(支点距离)

L’＝235

二、Ⅱ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据轴的直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
=41.72
再查 表15-3，
考虑键：d≥41.72×（1+5%）=43.8mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于轴的最小直径43.8mm,且考虑与轴承公称直径配合试选代号7309AC,da=45mm

45

考虑轴承定位

48

轴环定位= d2+2（0.07~0.1）d2=48+2(0.07~0.1)48=54.72~57.6
取55

55

=

48

=（一对同型号轴承）

45

4．计算各轴段长度
名称
单位
计算结果

＝47

＝107

＝8

＝58

＝50
L（总长）

L＝270
L’（支点距离）

L’＝242
三、Ⅲ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据轴的直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
＝54.74mm
再查 表15-3，
考虑键： d≥54.74×（1+5％）＝57.48mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于最小直径57.48mm且考虑到与联轴器内孔标准直径配合, =60

60

>,考虑联轴器定位,并考虑与密封垫配合，取d=70

70

考虑与轴承公称直径配合> ，轴承代号：6015
da＝75

75

考虑到轴承定位，d4＝82

82

考虑到齿轮定位,
d5=95

95

考虑到与齿轮内孔配合定位
= 80

80

= （一对同型号轴承）

75
4．计算各轴段长度
名称
单位
计算结果

＝104

＝53

＝40

＝60

＝12

＝102

＝45
L（总长）

L＝416
L’(支点距离)
mm
L’＝236
四、校核I轴的强度
齿轮的受力分析：

齿轮1上的圆周力

齿轮1上的经向力
齿轮1上的轴向力

3164.767×
=1151.881N

0
1．求支反力、绘弯矩、扭矩图

轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。
在XAY平面上：
Ft1X174.5=235
3164.767X174.5=235
所以，=2350.008N =Ft1—=814.759N
所以，C断面 =174.5=174.5x814.759=142.175X

在XAZ平面上：
Fr1x174.5=x235
1151.881x174.5=x235
所以，=855.333N =Fr1—=296.548N
所以，C断面 =X174.5=296.548X174.5=51.748X
合成弯矩C断面 ==151.300X
===25.261MPa

查表15-1得[]=70MPa,因为<[],所以安全。

五、校核Ⅱ轴的强度
齿轮的受力分析：

齿轮2上的圆周力

齿轮2上的经向力
齿轮2上的轴向力

=2×346.613×103/255
=2718.5N

2718.5*=989.465N

0
齿轮3上的圆周力

齿轮3上的经向力
齿轮3上的轴向力

=2×346.613×103/105
=6602.15N

6602.15*=2402.987N

0
1．求支反力、绘弯矩、扭矩图

轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。
在XAY平面上：
X64+X（64+91）=（64+91+81）
所以，=5073.38N =+—=4247.27N
所以，C断面 =64=271.825X
D断面 =81=410.944X
在XAZ平面上：
x64+X236=x（64+91）
所以，=1309.90N =2723.422N
所以，C断面 =X64=174.299X
=X63=106.102X
合成弯矩C断面 ==322.907X
合成弯矩D断面 ==424.420X
因为> , 所以D断面为危险截面。
===42.74MPa

查表15-1得[]=55MPa,因为<[],所以安全。
六、校核Ⅲ轴的强度
齿轮的受力分析：

齿轮4上的圆周力

齿轮4上的经向力
齿轮4上的轴向力

5333.671×
=1941.297N

0
1．求支反力、绘弯矩、扭矩图

轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。
在XAY平面上：
Ft4X205=236
5333.671X205=236
所以，=4633.062N =Ft4—=700.609N
所以，C断面 =205=205x700.609=143.625X

在XAZ平面上：
Fr4x205=x236
1941.297x205=x236
所以，=1686.296N =Fr4—=255.001N
所以，C断面 =X205=255.001X205=52.275X
合成弯矩C断面 ==152.842X
===11.037MPa

查表15-1得[]=55MPa,因为<[],所以安全。
八、 轴承的选择计算
一、I轴承的选择和校核
1．I轴轴承的选择
查机械手册，选择I轴轴承的一对6208轴承，
校核轴承，减速器使用寿命为10年，每年按300天计算。
2．根据滚动轴承型号，查出和。
Cr=29500N
Cor=18000N
3．校核I轴轴承是否满足工作要求
（1）画轴的受力简图。

（2）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、
= =814.759N
==2350.008N
（b）水平面支反力、
==296.548N
==855.333N
（c）合成支反力、
=867.048N
=2500.826N
（5）计算轴承的当量载荷、
由于Fa=0
查[1]表13-6取载荷系数 1
P1＝fPFr1=1×867.048=867.048N
P2＝fPFr2＝1×2500.826=2500.826N
（6）校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计算，对球轴承去ε=3，查[1]表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：
==56993.2h>(16×300×10)h=48000h
结论：所选的轴承满足寿命要求。
二、Ⅱ轴承的选择和校核
1．Ⅱ轴轴承的选择
查机械手册，选择Ⅱ轴轴承的一对6309轴承，
校核轴承，减速器使用寿命为10年，每年按300天计算。
2．根据滚动轴承型号，查出和。
Cr=52800N
Cor=31800N
3．校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求
（1）画轴的受力简图。

（2）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、
= =4247.27N
==5073.38N
（b）水平面支反力、
==2723.422N
==1309.90N
（c）合成支反力、
=5045.427N
=5073.509N
（5）计算轴承的当量载荷、
由于Fa=0
查[1]表13-6取载荷系数 1.1
P1＝fPFr1=1.1×50