带式输送机的传动装置两级同轴式圆柱斜齿轮减速器机械课程设计报告

1、 . PAGE34 / NUMPAGES35带式输送机的传动装置(两级同轴式圆柱斜齿轮减速器)机械设计课程设计题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减速器）方案图如下：1234561电动机2V带传动3减速器4联轴器5鼓轮6输送带目 录1. 设计目的22. 设计方案33. 电机选择54. 装置运动动力参数计算75.带传动设计 96.齿轮设计187.轴类零件设计288.轴承的寿命计算319.键连接的校核3210.润滑与密封类型选择 3311.减速器附件设计 33 13.心得体会 3414参考文献 351. 设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械

2、设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。 （2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准

3、和规等。2. 设计方案 据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减速器）方案图如下：1234561电动机2V带传动3减速器4联轴器5鼓轮6输送带技术与条件说明：1）传动装置的使用寿命预定为 15 年每年按300天计算， 2 班制工作每班按8小 时计算2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差35%。设计要求 1）减速器装配图1； 2）零件图2（低速级齿轮，低速

4、级轴）； 3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写 4）相关参数：F=2050N，V=1.2，D=300mm。设计容计算与说明结 果电动机选择装置运动和动力参数计算带传动设计齿轮设计轴类零件的设计轴承的寿命计算键连接的校核润滑与密封类型的选择减速器的附件设计心得体会参考文献参考文献3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=2050V，V=1.2。则有：P=2.46KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为=式中，分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒和V

5、带传动效率。据1表9.1知=0.99，=0.98，=0.97，=0.96，=0.96，则有：=0.99 =0.792所以电动机所需的工作功率为： P=3.11KW3.3 确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i=840和带的传动比i=24。则系统的传动比围应为：i=i=（840）（24）=16200工作机卷筒的转速为 n=所以电动机转速的可选围为 n=i=（16200）76 =（121612160）符合这一围的同步转速有1500和3000两种，但是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为1500的电动机。据1表15.1和15.2可选择Y112M4电动

6、机，其主要参数如表3.1所示 表3.1 Y112M4型电动机主要参数电动机型号额定功率/KW满载转速（）Y112M-44 14402.2 2.2电动机型号中心高/mm总长/mm键/mmY112M-4112 400 84.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 i=2）分配到各级传动比 因为i=已知带传动比的合理围为24。故取i则i在840的围故合适。分配减速器传动比，因为i=i其中i为齿轮高速级的传动比，i为齿轮低速级的传动比。故可先取i=3.64则i=2.64.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机：转速：n=1440输入功率：P=P=3.11KW输出转矩：T=9.55=9

7、.55 =2.06N1轴：转速：n=输入功率：P=PKW输入转矩：T=Ti=2.06 =3.96N2轴：转速：n=输入功率：P=P =2.84KW输入转矩：T=1.37N3轴：转速：n输入功率：P =2.69KW输入转矩：T =1.37 =3.39卷筒轴：转速：n输入功率：P=P =2.69 =2.61KW输入转矩：T =3.39 =3.29N 表4.1 各轴运动和动力参数轴 号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴3.112.0614401轴2.993.967202轴2.841.37197.83轴2.693.3976卷同轴2.613.29765.1 确定计算功率P 据2表8-7查得工作情况系数

8、K=1.1。故有： P=KP5.2 选择V带带型 据P和n有2图8-11选用A带。5.3 确定带轮的基准直径d并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径d有2表8-6和8-8，取小带轮直径d=90mm。 （2）验算带速v，有： v= =6.87 因为6.78在530之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d d5.4 确定V带的中心距a和基准长度L(1)据2式8-20初定中心距a=400mm(2)计算带所需的基准长度 L2a+ =2（180+90）+ =1244mm由2表8-2选带的基准长度L=1250mm（3）计算实际中心距 a5.5 验算小带轮上的包角5.6 计算带的根数z（1）计算单根V

9、带的额定功率P由d和n查2表8-4a得 P=1.064KW据n=1440，i=2和A型带，查28-4b得P=0.17KW查2表8-5得K=0.97，K=0.93，于是： P=(P+P)KK =（1.064+0.17）0.970.93 =1.11KW（2）计算V带根数zz=3.96 故取4根。5.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型带的单位长质量q=0.1。所以 （F）=500 =500 =133N应使实际拉力F大于（F）5.8 计算压轴力F压轴力的最小值为： （F）=2（F）sin=241330.99 =1053N5.9 带轮设计 （1）小带轮设计 由Y112M电动机可知其轴

10、伸直径为d=28mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=28mm。有4P表14-18可知小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计 大带轮轴孔取22mm，由4P表14-18可知其结构为辐板式。6.1 速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料与模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB1009588） 3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS； 4）选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=i得Z=87.36，取

11、87； 5）初选螺旋角=14。2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： d （1）确定公式中各数值 1）试选K=1.3。 2）由2图10-30选取区域系数Z=2.433 3）由3图16.2-10可得：=0.78，=0.87 则=0.78+0.87=1.65。 4）由2表10-7选取齿宽系数=1。 5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T=3.96N。 6）由2表10-6查的材料的弹性影响系数Z=189.8MP 7）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。 8）由2图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.90； K=0.95。

12、9）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有 =0.9600=540MP =0.95550=522.5MP 所以= =531.25MP (2) 计算 1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得： d =39.17mm 2)计算圆周速度。 v= =1.48 3）计算齿宽b与模数。 b=139.17=39.17mm m=1.58mm h=2.25m=2.251.58=3.56mm b/h=11.00 4）计算纵向重合度。=0.318 =0.318124tan14=1.903 5）计算载荷系数K。 已知使用系数K=1，据v=1.57，7级精度。由2图10-8得K=1.08，K=1

13、.417。由2图10-13查得K=1.35，由2图10-3查得K=K=1.4 故载荷系数： K=KKKK =1=2.14 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d=d=39.17=46.25mm 7）计算模数m m=1.86mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： m（1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KKKK=1 =2.04 2）根据纵向重合度=1.903，由2图10-28查得螺角影响系数Y=0.88。 3）计算当量齿数。 Z=26.29 Z=95.29 4）查取齿形系数 由2表10-5查得Y=2.592，Y=20216 5）查取应力校正系数 由2表10-5查得Y=1.596

14、，Y=1.777 6）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP 7）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85，K=0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： =303.57Mp =238.86MP 9）计算大、小齿轮的 ，并加以比较=0.01363 =0.01649 （2）设计计算 m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =1.5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d=46.25mm来计算应有的齿数。于是由： Z= = =2

15、9.9 取Z=30，则Z=3.64=1094.几何尺寸计算（1）计算中心距 a= =107.9mm 圆整为108mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=14.45 因值在允许围，故等参数比用修正 （3）计算大，小齿轮的分度圆直径 d46.63mm d=169.43mm （4）计算齿轮宽度 b=46.63=46.63mm 圆整后取B=47mm，B=52mm 5. 大小齿轮各参数见下表 高速级齿轮相关参数名称符号计算公式与说明法面模数端面模数法面压力角端面压力角螺旋角齿顶高齿根高全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径中心距6.2 低速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精

16、度等级，材料与齿数 1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮； 2）选用7级精度；（GB10095-88） 3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS二者的硬度差为40HBS； 4）初选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮Z=2.6=62.4，取63； 5）初选螺旋角。2.按齿面接触疲劳强度设计 d （1）确定公式各数值 1）初选K=1.3 2）由2图10-30选区域系数Z=2.433 3）由3图16.2-10可取：=0.78，=0.86 则=0.78+0.86=1.64 4）由2表10-7选取齿宽系数=15）计算小齿

17、轮传递的转矩： T= =13.7Nmm6)由2表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MP7）由2图10-21d按齿面硬度得小齿轮齿面接触疲劳强度极限=600MP，大齿轮的齿面接触疲劳强度极限=551MP8）由2图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.90，K=0.959）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%。安全系数S=1，有 =0.9600 =540MP =0.95550 =522.5MP 所以= =531.25MP （2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径d。由公式得 d2）计算圆周速度V= =0.6323）计算齿宽b与模数b=161.02=61.02mm m=2.47mm h=2.2

18、5m=2.252.47=5.56mm b/h=10.974)计算纵向重合度=0.318=0.318 =1.9035）计算载荷系数K 已知使用系数K=1，据v=0.632，7级精度。由 2图10-8得K=1.02，K=1.424由2图10-13查得K=1.38，由2表10-13查得 K=1.4.故动载系数 K=KKKK=11.021.41.424 =2.036）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d=d=61.02=70.79mm7）计算模数m m=2.863.按齿根弯曲疲劳强度设计 由2式10-17可知 m（1）确定计算参数 1）计算载荷系数 K=KKKK=11.021.41.38 =1.

19、97 2）计算纵向重合度=1.903，由2图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88. 3）计算当量齿数 Z=26.29 Z=69 4）查取齿形系数 由2表10-5查得Y=2.592，Y=2.239 5）查取应力校正系数 由2表10-5查得Y=1.596，Y=1.748 6）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP。 7）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85，K=0.88. 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4。则有： =303.57MP =238.86MP 9）计算大小齿轮的，并加以比较（2）设计计算m 可取

20、m=2mm，又由于两级中心距相等，所以由Z和a=以与算得的a=108mm联立解得Z=29，Z=764.几何尺寸计算 （1）按圆整后的数值修正螺旋角=arccos= =13.53 因值相差不多，故参数等不用修正 （2）计算大小齿轮的分度圆直径 d=59.7mm d=156.3mm （3）计算齿轮宽度 b=159.7=59.7mm 圆整后取B=60mm，B=65mm5.大小齿轮各相关参数见下表 低速级大小齿轮各相关参数名称符号计算公式与说明法面模数端面模数法面压力角端面压力角螺旋角齿顶高齿根高全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径中心距7.1 I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前

21、面算得P=2.99KW，n=720，T =2.06N 2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d=46.63mm 而 F=884N F=F=884=332N F=Ftan=884=228N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=118，于是得： d=A=19mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=22mm，查4P表14-16知带轮宽B=56.4mm故此段轴长取55mm。 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用2

22、图15-1的装配方案 I II III IV V VI VII VIII（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段是与带轮连接的其d=22mm，l=55mm。 2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器与轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸与便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为30mm。故取l=50mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=29mm。 3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d=29mm，由轴承目录里初选30207号其尺寸为d=35mm72mm18.25mm故d=35mm。又右边套筒

23、长取32.75mm所以l=18.25=32.75=51mm 4）取安装齿轮段轴径为d=40mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为52mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l48mm。齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=4mm则此处d=48mm。宽度b1.4h取l=10mm 5）VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30207所以d=35mm，所以此处轴肩高h0.07d取h=5mm故d=45mm轴肩宽度b1.4h，取l=8mm，l=22mm （3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 d由5P表

24、4-1查得平键截面b 键槽用键槽铣刀加工长为45mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键12齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以与轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以与弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M，M 和M的值如下： F=440N F=444N F=208N F=124N M=27720N M=13104N M=77

25、88N M=30661N M=28793N T=2.06N 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据2 式15-5与上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =5.2MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.2 III轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=2.69KW，n=76，T=3.39N 2.求作用在齿轮上的力 已知低速级小齿轮的分度圆直径为 d=156.3mm 而 F=4338N F=F=4338=1625N F=Ftan=4338=1044N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径

26、。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=112，于是得： d=A=36.8mm 显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径d与联轴器的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查2表14-1取K=1.3.则： T 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P表8-7可选用LX3型弹性柱销联轴器。其公称转矩为 1250000N。半联轴器孔径d=40mm，故取d=40mm半联轴器长度L=112，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用2图15-8的装配方案I II III IV V VI VII VIII（

27、2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=45mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=46mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l=82mm. 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为20mm。据d =45mm可取l=50mm。 3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d=45mm，由轴承目录里初选30210号其尺寸为d=50mm90mm21.75mm故d=50mm。又右边套筒长取20mm所以

28、l=20+21.75=41.75mm. 4）取安装齿轮段轴径为d=54mm，已知齿轮宽为65mm取l=63mm。齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=6mm则此处d=66mm。宽度b1.4h取l=10mm 5）VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30210所以d=50mm，所以此处轴肩高h0.07d取h=5mm故d=60mm轴肩宽度b1.4h，取l=8mm，l=21.75mm （3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平键截面b键槽用键槽铣刀加工长为63mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的

29、连接用平键16齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以与轴的弯矩图和扭矩图如图7.2.1 从轴的结构图以与弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M，M 和M的值如下： F=2199N F=2139N F=260N F=1365N M=156680N M=99986N M=18397N M=185865N M=157756N T=3.39N 图7.2.1 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行

30、校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据2 式15-5与上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =17.5MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.3 II轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=2.84KW，n=197.8，T =1.37N 2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d=169.43mm d=59.3mm 而 F=1617N F=F=884=608N F=Ftan=884=417N 同理可解得： F=4621N，F=1730N，F=1112N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材

31、料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=112，于是得： d=A=27.2mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=29.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上同时承受轴向力和径向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作条件可选30206其尺寸为：d=30故d=30mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取33.75mm所以l=51mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，转配示意图如下I II III IV V VI（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为47mm，为了使套筒端面与大齿轮可

32、靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=45mm，d=50mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =80mm，d=50mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为60mm可取l=58mm，d=48mm 4）V-VI段为轴承同样选用单列圆锥滚子轴承30206，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24.5mm则 l =24.5+17.25=41.75mm d=30mm （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平b 按d得平键截面b=14其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处

33、选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以与轴的弯矩图和扭矩图如图7.3.1 从轴的结构图以与弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M，M 和M的值如下： F=2355N F=3883N F=1438N F=900N M=274779N M=63675N M=-2266.6N M=282060N M=274788N T=2.06N 图7.3.1 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据2 式15-5与上面的数据，取=0.

34、6，轴的计算应力 =26.6MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。8.1 I轴上的轴承寿命计算预期寿命：已知 查表2-13-7知查2表13-5得当 时，X=0.4，Y=1.6当时，X=1，Y=0，其中。则应有：，“压紧”“放松”判别： 放松 压紧 故， 计算当量载荷：，则X=1，Y=0。则有则X=0.4，Y=1.4.故P =1.1（0.4=871N 验算轴承：取，圆锥滚子轴承 L=1.12L L=2.21L 故= 1 * ROMANI轴上的两个轴承满足要求。8.2 II轴上轴承的寿命计算预期寿命：已知，查表2-13-7知，查表4-8-26得当时，X=

35、0.4，Y=1.6；当时，X=1，Y=0，其中。，“压紧”“放松”判别： 压紧 放松故，。计算当量载荷：，则X=0.4，Y=1.6。则有则X=1，Y=0。故验算轴承：取，圆锥滚子轴承， 故= 2 * ROMANII轴上的两个轴承满足要求。8.3 II轴上轴承的寿命计算 预期寿命：已知 查表2-13-7知查2表13-5得当 时，X=0.4，Y=1.4当时，X=1，Y=0，其中。则应有：“压紧”“放松”判别： 放松 压紧 故， 计算当量载荷：，则X=0.4，Y=1.4。则有则X=1，Y=0.故P =1.12537=2791N 验算轴承：取，圆锥滚子轴承 L=4.2 L=1.18L 故= 1 * ROMANIII轴上的两个轴承满足要求。 I轴上键的强度校核 查表4-5-72得许用挤压应力为I-II段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。9.2 II轴上键的校核 查表4-5-72得许用挤压应力为 II-III段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度9.3 III轴上键的校核 查表4-5-72得许用