【正文】 =48720h∴此軸承合格(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=FA2/FR2=根據(jù)課本P263表（118）得：e=∵FA1/FR1e七 滾動軸承的選擇計算輸入軸承選用6209型深溝球軸承，其內徑d為45mm,外徑D為85mm，寬度B為19mm. Cr=根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命163658=48720小時（1）已知nⅡ=兩軸承徑向反力：FR1=FR2=初先兩軸承為6209型深溝球軸承根據(jù)課本P265（1112）得軸承內部軸向力FS= 則FS1=FS2==tanα==⑤校核(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=FAZ=FBZ=Ft/2=截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=50= 齒輪傳動的設計計算 TIV=106 PIV / nIII= 9550 計算各軸的輸入功率（KW）V帶低速軸 電動機的選擇……………………………………….…三學 減速箱體結構………………………………………….十 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。本設計采用的是單級直齒輪傳動。具體要求： 單機減速器的齒輪、軸、軸承、箱體等的設計及強度計算 裝配圖一張（1號圖紙）、齒輪及軸的零件圖各一張 按手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I‘1=3～6。四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算計算各軸轉速（r/min）V帶高速軸 PI=P工作=減速器高速軸（3）由課本P195式（132）得：L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2dd1)/4a0小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS，取250HBS。 實際傳動比I0=傳動比誤差：ii0/I=1%% 可用模數(shù)：m=2a/ Z2+Z1=2*+35=根據(jù)課本表41取標準模數(shù)：m=確定中心距 a=m/2(Z2+Z1 ）=210 mm(4)齒寬b=φdd1=*210=84取大齒輪寬為84mm 小齒輪齒寬89mm(5)校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)課本P167圖（119）得YF1= YF2 =m(4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2 FA2=FS2= y1=0∵FA2/FR2e 減速箱體結構箱體是減速器結構和受力最復雜的零件，其各部分的尺寸均根據(jù)內部的零件的尺寸以及經驗計算。D0TIV= Ni齒=d=30mmFt =σe=LH=1047500h∴預期壽命足夠Lh =故軸承合格熟悉和利用已有的資料，既可避免許多重復的工作，加快設計進程，同時也是提高設計質量的重要保證。通過課程設計，讓我們找出自身狀況與實際需要的差距，并在以后的學習期間及時補充相關知識，為求職與正式工作做好充分的知識、能力準備，從而縮短從校園走向社會的心理轉型期。 作為整個學習體系的有機組成部分，課程設計雖然安排在兩周進行，但并不具有絕對獨立的意義。σp= 四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。c1箱殼外壁至螺釘中心線間的距離c1=26c1=24可由手冊查得k底座上部或下不凸緣寬k= c1+ c1=50 l=L1b=7516=59mm （1110c）式得Lh=16670/n(ftCr/P) ε=16670/(130500/1355)3 Fa=0∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=x2=1(6)校核危險截面C的強度由式（103）σe=Mec/（）=(543)=[σob]=70Mpa∴此軸強度足夠m③求圓周力Ft：根據(jù)課本P163（111）式得Ft=2T3/d2=2103/=④求徑向力Fr根據(jù)課本P163（111）式得Fr=Ft（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=FAZ=FBZ=Ft/2=由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。 u=i齒=則a=(u+1)3 （335/[σH]2*KT1/ uφa = =則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（519）FQ=2ZF0sinα1/2=1571N 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0. 實際從動輪轉速n2‘=n1dd1/dd2=960125/300m開式齒輪高速二、電動機選擇電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：η總=η帶η4軸承η閉式齒輪η聯(lián)軸器η滾筒η開式齒輪 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 滾動軸承的選擇………………………………………八2009年1月8日 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….…五傳動裝置是用來傳遞原