单级圆柱齿轮带传动-机械课程设计.doc

机 械 设 计 课 程 设计计 算 说 明 书设计题目： 单级圆柱齿轮带传动 （系）院 专业 机械设计制造及其自动化 班 设计人： 指导老师： 年 月 日XX大学目 录设计任务书一、传动方案的拟定及说明二、电动机的选择三、传动装置运动和动力参数计算四、传动零件的设计计算五、轴的设计计算六、滚动轴承的选择及计算七、键联接的选择及校核计算八、联轴器的选择九、润滑与密封十、设计小结参考资料机械设计课程设计任务书(三)一、设计题目带式输送机传动装置设计。二、工作原理及已知条件工作原理：带式输送机工作装置如下图所示己知条件 1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘； 2.使用寿命：8年（每年300工作日）； 3.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，一年一次小修； 4.动力来源：电力，三相交流，电压380220 V 5.运输带速度允许误差；5；6.一般机械厂制造，小批量生产；7. 滚筒中的摩擦力影响已包含在工作力F中了。三、原始数据编号参数2传送带工作拉力F（kN）4.5传送带工作速度v（m/s）0.7滚筒直径D（mm）200四、设计内容1.按照给定的原始设计数据(编号) A2 和传动方案(编号) 1 设计减速器装置；2.传动方案运动简图1张（附在说明书里）；3.完成减速器装配图1张（可计算机绘图，A0或A1）；4.完成二维主要零件图2张（传动零件、轴或箱体，A3或A4）；5.设计说明书1份（正文约20页，60007000字）。班级： 姓名： 指导教师： 日期： 第一章 传动方案拟定及说明1、传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。2、传动方案的分析与拟定1、工作条件：使用年限8年，工作为两班工作制，载荷平稳，室内工作。2、原始数据：滚筒圆周力F=4500N；带速V=0.7m/s；滚筒直径D=200mm；3、方案拟定： 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。图1 带式输送机传动系统简图 计算与说明主要结果第二章电动机的选择I选择电动机的类型和结构1 选择电动机的类型因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用Y型闭式笼型三项异步电动机，电压为380V。该电机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。2 确定电动机功率（1）根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为=0.96工作机所需功率=4500x0.7/(1000x0.96)=3.281kw（2）查机参考文献2表1-7可以确定各部分效率： 联轴器效率：=0.98；滚动轴承传动效率：=0.99；闭式直齿圆柱齿轮传动效率：查参考文献2表16-2，选取齿轮精度等级为8级，传动效率不低于0.97（包括轴承不低于0.965）故取=0.97；滚筒传动效率：一般选取=0.99；V带传动效率：查参考文献2表3确定选用普通V带传动，一般选取=0.96；由上数据可得传动装置总效率：= = 0.98 0.99 0.97 0.99 0.96 =0.89 （3）电动机所需功率：=3.281/0.89=3.66kw（4）确定电动机的额定功率：因为载荷平稳，连续运转，电动机额定功率略大于计算与说明主要结果查参考文献2表12-1，Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为=4.0kw。3 确定电动机转速（1）滚筒轴工作转速=66.9r/min（2）传动比齿轮查参考文献2表1-8，给定的传动比范围，4，6。可以确定圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围是=35或=57。但查参考文献2表1-8，推荐传动比i68，选用速度较低失望直齿圆柱齿轮，故可选=35。带V带传动比范围是24； 总传动比范围=620。（3）电动机转速范围=（620）66.9r/min=（401.31137.6）r/min查参考文献1表19-1，符合这一范围的同步转速有：1000 r/min；750 r/min。4 初定方案根据容量和转速，查参考文献1表19-1，初步确定3种方案如表2表2 3种初选方案比较方案电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩质量额定转矩额定转矩6极Y131M1-649602.02.2738极Y160 M1-847202.02.0118=4.0kw=66.9r/min=620=（401.31137.6）r/min=0.96=3.281kw=0.98=0.99=0.97=0.99=0.96=0.89=3.66kw计算与说明主要结果5确定电动机型号因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少，尺寸和重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大，成本提高；选用低速电动机则正好相反。因此，综合考虑高、低速的优缺点，采用方案，即选定电动机型号为：Y132M-6，其主要性能是：额定功率：4kw满载转速：960r/min。 方案电动机型号Y132M-6计算与说明主要结果第三章传动装置运动和动力参数计算 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1 总传动比=/=/=960/66.9=14.3568.99420，合适。2 分配各级传动比（1）根据参考文献2表1-8，选取齿轮传动比为：=4.8，单级直齿圆柱齿轮减速器=35，合理。（2）因为=，所以=/=14.35/4.8=3。二、各轴的转速、功率和转速1各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动比进行计算。电动机轴：=960r/min轴：=/=（960/3）r/min =320 r/min轴：=/=(320/4.8)r/min=66.95r/min轴：=66.95r/min验算带速: V工作带=3.14d筒n/60x1000=0.701m/s误差: V=（0.7-0.701）/0.7=-O.14% -5%5%，合适。2计算各轴的功率电动机轴：Pd=Pw/总=3.281/0.89=3.66 kw轴： P=Pd/带=3.66/096=3.51 kw轴： P= P滚.齿=3.51x0.99x0.97=3.37 kw轴： P= P. 联齿=3.37x0.98x0.97=3.27 kw=14.35=4.8=3=320r/min=66.95r/min=66.95r/minPd=3.66 kwP=3.51 kwP=3.37 kwP=3.27 kw计算与说明主要结果 3计算各轴的输入转矩电动机轴：Td=9550Pd/n电动=9550x3.66/960=36.41(N.m)轴：T=T0带i带=104.8(N.m)轴： T=T1齿轴承i齿=481.3(N.m)轴：T=T2联轴器轴承i齿带=471.7(N.m)4将以上结果记入表3表3 运动和动力参数 I轴II轴III轴转速（r/min）32066.9566.95输入功率P（kw）3.513.373.27输入扭矩T（N.m）104.48481.3471.3传动比（i）34.8效率（）0.960.95传动零件设计计算1皮带轮传动的设计计算（外传动）（1）选择普通V带因为每天1016 h，且选用带式输送机，所以查参考文献1表8-7，选取工作系数Ka=1.0所以Pca=Ka.Pd=3.66kw。（2）选择V带类型根据，查参考文献1图8-11，选用A型V带（3）确定带轮基准直径，并验算带速初选小带轮基准直径查参考文献1表8-6和表8-8，取小带轮直径=125mm验算带速V小带轮=3.14dd2n2/60x1000=6.28m/s，查参考文献2表8-9知道范围是6.510，故带速合适。计算大带轮基准直径dd2=i带dd1=3x125=375mm，查参考文献2表8-8，圆整为dd2=375mm验算弹性功率，很小，满足要求。验算转速误差i带实= dd2/ dd1(1-)=2.988从动轮实际转速n2=n1/ i带实=321.29r/min转速误差n2=(320-321.29)/320=-0.4%，对于带式输送装置，转速误差在5%范围内，故合适。（4）初选中心距 根据得 0.7(125+375)a02(125+375)，初定=500mm。（5） 初选基准长度由公式计算带所需基准长度Ld2a0+ /2(dd2+dd1)+ (dd2-dd1)2/4a0=1816.25mm查参考文献2表8-2的带的基准长度=1800mm。(6)计算实际中心距aaa0+(Ld+L0)/2=500+(1800-1816.25)/2=491.88mm由于amin=a-0.015Ld=491.88-0.015x1800=464.88mmamax=a+0.03 Ld=491.88+0.03x1800=545.88mm所以实际中心距的变化范围是464.88mm 545.88mm（7）验算小带轮包角1800-57.30(dd2-dd1)/a=150.8501200，合适。（8）计算单根V带额定功率由dd2=125mm,n1=960r/min查参考文献1表8-得普通V带的基本额定功率P0=1.632kw；根据n1=960r/min; ，查参考文献2表8-得；查参考文献1表8-5得包角修正系数k=0.968；查参考文献1表8-2得长度系数kL=0.95 所以：Pr=(P0+P0) k.kL=1.416kw（9）计算V带根数zz=Pca/Pr=2.31,圆整取3根。（10）计算轴上压力确定单根V带的出拉力的最小值Td =36.41(N.m)T=104.8(N.m)T=481.3(N.m)T=471.7(N.m)Ka=1.0Pcad=3.66kwA型V带=125mmV小带轮=6.28m/s=375mmn2=-0.4%=500mmLd =1800mma =491.88mmamin=464.88mmamax=545.88mm=150.850k=0.968kL=0.95Pr =1.416kwz=3根查参考文献2表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m,所以有：=500(2.5- k)Pca/ kzv+qv2=207.05N应使实际初拉力计算轴上压力压轴力最小值：(Fp)min=2z(F0)sin=1199.97N（11）计算结果查参考文献2，选用3根V带=207.05N(Fp)min=1199.97N第四章 传动零件的设计计算齿轮传动的设计计算（内传动）（1）选择齿轮类型，材料及精度等级 根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮根据参考文献2表6-19因为载荷小，且要求，所以可以选用8级精度。查参考文献1表10-1选小齿轮材料为40C（调质），齿面硬度为241 286HBS，取270HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217 255HBS，取230HBS。根据参考文献1P192的要求，大，小齿轮均属软齿面，二者硬度差为30 50HBS，（此处相40HBS）。齿面粗糙度查参考文献2表9-13，得Ra3.26.3m 确定齿数取小齿轮齿数为=20，传动比为i齿 =4.8，则大齿轮齿数为=i齿.z1=96（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式参考文献2进行试算，即 1确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.2计算小齿轮传递转矩T1=95.5x105Pt/n1=95.5x105x3.51/320=10.475x105N.mm查参考文献1表10-7选取齿宽系数=1查参考文献1表10-6的材料弹性影响系数=189.8Ra3.26.3m=20=96Kt=1.2T1=10.475x105N.mm=1=189.8查参考文献1图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限同理，小齿轮接触疲劳强度极限查参考文献2计算应力循环次数小齿轮：N1=60n1jLh=60x320x1x(8x16x300) =7.373x108大齿轮：=/=7.373x108/4.8=1.536x108查参考文献1图10-19，选取接触疲劳系数计算接触疲劳许用应力齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数S=1，失效概率为1%。查参考文献2得=0.95x700/1=665=1.15x570/12计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值即 =59.84mm注：齿数比u与传动比i相等计算圆周速度vV=d1tn1/60x1000=320x3.14x59.84/60x1000=1.0055m/s满足第（1）中的要求。计算齿宽bb=d.d1t=1x59.84=59.84mm计算齿宽与齿高之比b/h模数=59,84/20=2.992齿顶高ha=mt=2.992mm齿根高hf=1.25mt=1.252.992=3.74mm齿全高h=ha+hf=2.25mt=6.732mm齿宽与齿高之比b/h=59.84/6.732=8.889计算载荷系数根据V=1.005m/s，8级精度，查参考文献1图10-8得动载系数Kv=1.2;查参考文献1表10-3得直齿轮齿间载荷分配系数查参考文献1表10-2得使用系数；查参考文献1表10-4，用插值法查8级精度小齿轮相对支承对称不知，接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数;查参考文献1图10-13，根据b/h=8.889，得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数载荷系数K=Kv11.211.343=1.6116按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献2得d1=d1=59.84=66.02mm计算模数m=d1/z1=66.02/20=3.30(3)按齿根弯曲强度设计查参考文献1得弯曲强度的设计公式为： 定公式内的各计算值查参考文献1图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限。查参考文献1图10-18取弯曲疲劳寿命系数;计算弯曲疲劳许用应力按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数S=1.0查参考文献2得：F1=KFN1/FE1/S=0.9x480/1=432MPaF2=KFN2/FE2/S=0.95x360/MPa=342MPa计算载荷系数K K=Kv11.211.295=1.552查参考文献1表10-5,取齿型系数YFa=2.80;YFa2=2.19;应力校正系数YSa1=1.55,YSa2=1.78.N=7.373x108N=1.536x108安全系数S=1失效概率为1%665=655.5d1t59.84mmV=1.005m/sb=59.84mmb/h=8.889Kv=1.2K=1.6116d1=66.02mmS=1.0432MPaF2=342MPaK=1.552计算大，小齿轮的/并加以比较/=2.801.55/432=0.01004;/=2.191.78/342=0.01139大齿轮数值大，取大值。设计计算=2.098mm分析对比计算结果，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的是的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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，可取由弯曲强度算得的模数2.098并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径d1=66.02mm,算出小齿轮的齿数：Z1=d1/m=66.02/2=33;小齿轮的齿数：Z2=4.833=158。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。（4）几何尺寸计算计算分度圆直径：d1=z1m=332=66mm;d2=z2m=1582=316mm.计算中心距：a=(d1+d2)/2=(66+316)/2mm=191mm.计算齿轮宽度：b=d1=166=66mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，一般b1=b+(510)mm,所以此处=66mm;=71mm。2.098mmm=2mmZ1=33Z2=158d1=66mmd2=316mm.a=191mm.=66mm=71mm第五章 轴的设计计算输入轴（高速轴）的设计计算 齿轮机构参数如表4表4 齿轮机构参数Z1m(mm)齿宽332201B1=711 求输入轴上的功率,转速和转矩前面已经求得：P1=P=3.51kw;n1=n=320r/min;T1=T=104.8N.m 2 求作用在小齿轮上的力因为分度圆直径d1=66mm,圆周力Ft=2/d1=2104.8103/66N=3166.16N;径向力Fr=Fttan=3166.16tan20=1152.33N沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn=Ft/cos=3166.16/cos20=3369.37N3按扭矩初步确定轴的最小直径按参考文献1初步估算轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求，齿轮轴也选用与小齿轮一样的材料，即40Cr（调质），硬度为241268HBS。根据参考文献1表15-3取A=118，得：=118=26.22mm输入轴最小直径是安装大带轮的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%，即dmin=27.53mm4轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配固定单级减速器中可以将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒定位；左轴承用用轴肩和轴承端盖固定，右轴承用套筒和右轴承端盖固定。皮带轮在右端，用轴肩和轴端挡圈固定。周向定位键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性大带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合。安装d1=66mmFt=3166.16NFr=1152.33NFn=3369.37N40Cr（调质）241268HBSA=118dmin=27.53mm轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖依次从左面装入；轴肩，齿轮，齿轮套筒，右轴承，右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴各段直径和长度轴段因为=27.53mm,所以暂取=30mm.轴段轴肩为定位轴肩，查参考文献1，定位轴肩高度=（0.070.1）则=+2=（1.141.2）=（34.236）mm,暂取=35mm轴段查参考文献2表6-1，选取滚动轴承6208，其内径为40mm,=40mm,合适。因为轴肩，为非定位轴肩，轴肩高度可以任意取，现取，则=42mm。轴段暂定小齿轮内径=42mm；齿根圆直径df=m(33-2.5)=61确定键的型号尺寸，查参考文献2表4-1，选取普通平键A型，其中t1=3.3mm,则查参考文献1图10-36a，知齿根圆到键槽底部距离e为：e=df/2(/2+t1)=61/2-(42/2+3.3)=0.575mm2m=3mm,可见偏差较大，故应将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。5 采用齿轮轴重新设计轴的结构（1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中仍将齿轮安装下在箱体中央，相对两轴承对称分布。左右轴承都用轴肩和轴承端盖固定，大带轮装在右端，用轴肩和轴端挡圈固定，周向定位采用键和过渡配合。轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖一次从左面装入；右轴承右轴承端盖和大带轮依次从右面装入。轴的结构与装配如图3暂取=30mm暂取=35mm暂取=40mm暂取=42mm=422mmdf=61mmt1=3.3mme=0.575mm2m图3 轴的结构与装配图（2）重新确定各轴段直径和长度确定轴段和轴段的直径和考虑到需由右轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸，定出，再由=（1.141.2）得出。查参考文献2知道，为了保证密封性，防止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端盖，右端盖采用透盖，左端盖采用闷盖，右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置，查参考文献1表7-12得油毛毡密封尺寸主要数据选取如表5表5 油毛毡密封尺寸轴径毡圈槽dDd1B1Ddb354934748366故取=35mm，则根据=（1.141.2）得出=30mmdmin=27.531mm,合适。根据=30mm确定轴端挡圈的设计查参考文献2表5-3，选取A型轴端单孔挡圈（GB/T891-1986）,其数据如表6=35mm=30mm表6 轴端单孔挡圈数据轴径公称直径螺钉紧固轴端挡圈DHLdd1CD1螺钉（GB/T891）圆柱销（GB/T119）35，取=35455126.63.2113M616A312确定轴段的长度确定轴伸长度：查参考文献1图8-14知道d1=30mm的轴对应的长轴伸L=60mm,短轴伸L=58mm,极限偏差为j6。因为1.5=45mm，故不必令L=B，考虑到B,故取L轮=60mm，则应选取=L=58mm。带轮槽截面尺寸如表7L=60mmL=58mm轮辐式d1=58mmB=56mmL轮=60mm=L=58mm表7 带轮槽截面尺寸槽型A基准宽度bd基准线上槽ha基准线下槽深hf槽间距e=150.3第一槽对称面至端面距离11mm2.75mm8.7mm15mm取f=13 带轮宽B=（z-1）e+2f外径da=d+2ha轮槽角极限偏差56mm380mm380.5确定键：查参考文献2表4-1选取轴段上的键为普通平键A型。表8 键的数据如下表轴键键槽公称直径d公称尺寸bh宽度深度公称尺寸b轴t公称尺寸毂t1公称尺寸308784.03.3因为=58mm，则查参考文献1 表12-11中键的长度系列，选取=50mm键的外型图和键槽的安装图如图4图4 键的外型图和键槽的安装=50mm轴段的长度因为=（：右轴承端盖的宽度；：大带轮轮毂到右轴承端盖的距离）轴承端盖的主要数据要根据装配图确定。故暂时取=61mm.因为轴承端盖的部分数据需要根据与之相配合的轴承，故先选择轴承。查参考文献2表6-1，选取滚动轴承6208，其图如图5图5滚动轴承6208的外形滚动轴承6208部分数据如表9:表9 滚动轴承6208的数据轴承代号基本尺寸安装尺寸6208dDB4080181.147731.0基本额定动载核基本额定静载荷极限转速Cr/KN/KN脂润滑29.518.08000轴段与根据滚动轴承确定，即=B=18mm,=40mm.轴段轴肩-为定位轴肩，查参考文献2，定位轴肩高度=（0.070.1）=(0.070.1)40mm=(2.84.0)mm,取=3mm,，则=+2=（40+23）=46mm,暂取.=46mm=61mm=B=18mm=40mm=3.0mm=46mm轴段的长度暂取=12.5mm齿轮段宽度由前面计算得齿轮宽度B=71mm确定轴段根据对称性，轴段与轴段尺寸一样，即=12.5；=46mm确定轴段根据对称性，轴段与轴段尺寸一样，即=18mm；=40mm选取左轴承端盖左轴承端盖的部分尺寸与右轴承端盖一样，但左轴承端盖采用内嵌式闷盖。左右轴承端盖的具体尺寸待以后查参考文献2表11-10，并结合箱体共同确定。轴的总长度+=58+61+18+12.5+71+12.5+18=251mm6 求轴上的载荷轴的载荷分析图如图6=12.5mmB=71mm12.5mm=46mm=18mm=40mm251mm图6 轴的载荷分析图(1)受力分析，并绘制受力分析图前面已经算出带轮作用在轴上的压轴力高速轴的齿轮直径为d1=66mm 扭矩T1=104800N.mm则作用于齿轮上的圆周力：Ft=3166.6N 径向力：Fr=1152.33NT1=104800N.mmFt=3166.6NFr=1152.33N法向力：Fn=3369.37N 求垂直面的支承反力FNV1=576.17NFNV2=FNV1=576.17N求水平面的支撑反力外力F作用方向与带的布置有关，在未有具体确定前，按最不利的情况考虑。（2）求垂直弯矩，绘垂弯矩图（3）求水平弯矩，绘水平弯矩图（4）求合成弯矩 (5）求扭矩，绘扭矩图轴传递的转矩=104800mm7 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常之校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据查参考文献1以及前面第5步中的数据，又轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，齿轮轴取最小直接d=21mm,查参考文献1表15-4计算的抗弯截面系数W0.1d,则轴的计算应力为：根据选定轴材料为40Cr，调质处理，查参考文献2表15-1得，可见，故安全。Fn=3369.37NFNV1=576.17NFNV2=576.17N=104800mmW，安全8 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面A、C、D只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直接选取较宽裕，故截面A、C、D均无需校核，截面B虽然应力较大，但由于是齿轮轴，相当于轴的直径最大，故截面B也不必校核。因此，此齿轮轴较简单，无其他危险截面。9轴承的选择与校核（1）根据前面设计，选取左右轴承都为深沟球轴承6208，查本设计任务书表8得：基本额定动载荷Cr=47.5N, 查参考文献1得轻微冲击时的载荷系数fp的范围是1.01.2，取fp=1.1。（2）轴上受力分析前面已经求得以下数据：轴上传递的扭矩T1=104800N.mm齿轮圆周力FT=3166.16N.mm齿轮径向Fr=1315.31N.mm轴上的垂直支撑反力：轴上的水平支撑反力：；计算合力： （3）计算当量动载荷求比值轴承1：因为选用的直齿齿轮轴不受轴向力，所以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,则查参考文献1表13-5得深沟球轴承的最小半段系数e值为0.22，可见比值:Fa/Fre 算当量动载荷P查参考文献1表13-5得：径向动载荷系数X=1; 轴向动载荷系数Y=0，根据参考文献2得=1.11319.19+0 =351.11N;=1.111790.68+0 =1969.75N.为确保安全，选用较大的进行校核。fp=1.1Fa/Fr=0e351.11N;1969.75N 由条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间为=38400h。根据参考文献2