二级圆锥圆柱运输带工作拉力=2200n运输带工作速度v=6ms卷筒直径280mm介绍

机械设计课程设计计算说明书TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一、传动方案拟定 3\o"CurrentDocument"二、电动机的选择 3三、运动、动力学参数计算 5\o"CurrentDocument"四、传动零件的设计计算 6\o"CurrentDocument"五、轴的设计 11\o"CurrentDocument"六、轴承的选择和计算 24七、键连接的校核计算 26\o"CurrentDocument"八、联轴器选择 27九、箱体设计 28十、减速器附件 28十一、密封润滑 29\o"CurrentDocument"十二、设计小结 30十二、参考文献 31I 、 -yyH"|/l ■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■■计算过程及计算说明注释及说明一、传动方案拟定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器工作条件：输送机连续单向运转工作时有轻微震动，空载启动，卷筒效率为0.96,输送带工作速度误差为5%;每年按300个工作日计算，使用期限为10年，大修期4年，单班制工作；在专门工厂小批量生产（1）原始数据：运输机工作周转矩： T=1800N-m；带速V=1.30m/s；滚筒直径D=360mm1—电动机；2联轴器；3—减速器；4一鼓轮；5一传送带T=1800N-mV=1.30m/sD=360mm二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：

(1)工作机所需功率：P=Tn/9550,因为V二九Dn/6000，把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以PW=1800*68.97/9550=13.00kW(2)1)传动装置的总效率：一一2"总"滚筒n轴承"圆柱齿轮n联轴器"圆锥齿轮4c^^2^_=0.96X0.994X0.98X0.992X0.97=0.862)电动机的输出功率：Pd=Pw加总=13.00/0.86=15.13kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：n=60X1000V/nD=60X1000X1.30/nX360=68.97r/min按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为2〜3和3〜5,则总传动比范围为I’d=6〜15。故电动机转速的可选范围为nd=I'dXn=(6〜15)X68.97=413.8〜1034.6r/minP=13.00kWn=0.86，总Pd=15.13kWn=68.97r/min

符合这一范围的同步转速有750和1000r/mino4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案电动机型号Y200L1—6iJ1%[=2.6612=3.99《机械设计学习指导》57页n=730r/minn=274.4r/min方案电动机型号额定功率P/kW电动机转速电动机重量/kg传动装置的传动比同步转速满载转速传动比圆锥传动比圆柱传动比1Y200L1-618.51000970220143.542Y225S-818.575073026610.62.663.99综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为Y225S-8机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速n(r/min)中心高mm轴伸尺寸Y225S-818.573022560*140三、运动参数及动力参数计算

计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i=n/n=730/68.97=10.582、分配各级传动比：取i直=1.52i锥锥齿轮啮合的传动比：[=0.25i=2.66圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/[=10.58/2.66=3.99.计算各轴转速（r/min）n=nm=730%”/[=730/2.66=274.4%[=、4=274.4/4=68.8nn=68.8.计算各轴的功率（kW）PI=Pjn联轴器=15.13X0.99=14.98PIjPjn轴承•“圆锥齿轮=14.98X0.99X0.98=14.3。[「。）"轴承•"圆柱齿轮=14.3X0.99X0.98=13.9PIV=P^n轴承*n联轴器=13.9X0.99X0.99=13.8.计算各轴扭矩（N-m）Td=9550*Pd/n=9550X15.13/730=198T[=9550*P[/ni=194Tii=9550*Pii/n[i=497.7Tiii=9550*Piii/n[ii=1929.4TW=9550*PW/nW=1910.1n=68.8r/minnn=68.8P=14.98KwiPii=14.3kWPiii=13.9kWP1V=13.8kWTd=198N-mT=196N-miTh=497.7N-mTiii=1929.4N-m几二1910.1n.m

三、TI、TII、TIII、TW=依次为电动机轴，1,口，田和工作机轴的输入转矩。参数、轴名电动机轴1轴II轴ill轴工作机轴二速730730274.468.868.8功率P/kW15.1314.9814.313.913.8转矩/n*m198196497.71929.41910.1传动比12.663.9911效率0.99 0.97 0.97 0.984.验证带速V=kd4n=1.296m/s60*1000III；口兰41.29—1.3误差为一__一=-0.003<5%,合适四、传动零件的设计计算.圆锥齿轮的设计计算已知输入功率P]=P[=14.98Kw,小齿轮的转速为730r/min,齿数比为u=2.66,由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用 7级精度（GB10095-88）V=1.296m/saF1=446MpaaF2=338Mpa0H2=580Mpa2）选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229〜286HBS,V=1.296m/saF1=446MpaaF2=338Mpa0H2=580Mpa间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得aFli1=290Mpa。好2=220Mpa《机械设计基础第四版》P82P92《机械设计基础第四版》P82P92〜P93aHli1=700MpaaHli2=580Mpa3）有式（5-29）,（5-30）分别求得%「%/3丫/。=4463—工工丫/工;3383.一丫/-5…由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀,故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。（2）按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算即d/1017{kT1Z£2/[aH（1-0.5、）]2^Ru[aH]2}i/31）小齿轮的名义转矩TjTI=194N-m2）选取载荷系数K=1.3〜1.6同小齿轮悬臂设置，取k=1.53）选取齿宽系数，取*r=0.34）选取重合度系数，取Z£=0.885）初算小齿轮大端分度圆直径d>1017*/0型（1一0.5*0.3）*550）2*1.5*150.2丸3*35=109.1mm6）确定齿数和模数

选取z1=28，贝I」z2=（*z]=2.66x28=74.5取z2=75大端模数m=d/z=3.89mm，取m=47）计算主要尺寸d=mz=4x28=112mmd=mt=4x75=300mm锥距R=1/2、:d2+d2=1/2<1122+3002=160mmb=¥*R=0.3x160mm=48mm（3）校核齿根弯曲疲劳强度2360KT/ ・Y•YV（3）校核齿根弯曲疲劳强度/bm2z（1-0.绅）2Fs£ Fp1m=4m=4z=28mm1z=75mm2P0表5-1d=112mm1d=300mmR=160mmb=48mmY=0.25+0.75因为重合度£a,1 1 -，:1.88-3.2（—+一）=1.72，所以Z] z2Y£=0.69Z=29.9Z；2=214Y=0.25+竺=0.69。£ 1.722）确定YFJ。Fp的大值=arctan =arctan28/75=20.470-- 2=90°-8=69.53。1Z11cos8=29.91Z2c0s82=214由图5-26查得Y=4.3,Y=4.0。则Fs1FsFs1YFs1oFp1YFs2oFp2…Y因为Ts^YFs1oFp1YFs2oFp2…Y因为Ts^oFp14.15二而二°.°0928MP。-14.0二-二WMpa-1/Y 〈T4，所以选择大齿轮进行校核oFp23）校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度2360x1.5x194o x4.0x0.69F2 48x42x28x(1—0.5x0.3)2-112Mpayo -338Mpa故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。2.圆柱直齿轮的设计计算已知：输入功率P2=14.3kW，小齿轮转速为274.4r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。⑴选择齿轮材料，确定许用应力o=112<oF2 FP2oFli=450Mpaoi=1500Mpa根据题设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度56〜62HRC。由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力oFli-450Mpa由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力ohi.=1500Mpa⑵按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m.'Z %Z「。，,1）确定弯曲应力oFPr_o.o-r_o.o-FlimFP*Y•YFlim采用国标时，Y=2.0,S =1.5,Y=1.STFmin因为齿轮的循环次数N=60nat采用国标时，Y=2.0,S =1.5,Y=1.STFmin因为齿轮的循环次数N=60nat=60义274.4xlx(10*300*8)=4.0义1080FP=563Mpa所以取YN—1；则ofp1NFlim二600Mpa2）小齿轮的名义转矩T13）选取载荷系数K=1.64）初步选定齿轮的参数/=497.7N.mm=4Z=20Z=80V=0.5〃=4d取Z2=80Z=20,Z=i-Z=3.99x取Z2=802CLZ—0.5,u——215）确定复合齿形系数YFS，因大小齿轮选用同一材料及热处理,则理,则OFP相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可YFS1—4.25由《机械设计基础》第四版P88,图5-26可查得：YFS1—4.256）确定重合度系数丫£1 1因为重合度£=1.88—3.2(—+一)=1.7

a ZZ所以Y=0.25+竺=0.69aYg=0.68Yg=0.68mN12%KT1.Yfs.丫/3 /v-z2.o=1261.5x497.7x4.06x0.68/一.3 /0.5x202x563=3.3按表5-1，按表5-1，取标准模数m=4mm。则中心距a=200mma=-m(Z+Z)a=-m(Z+Z)=200mm2 1 27）计算传动的几何尺寸:d=mZ=4义20=80mmd=mZ=4义80=320mm齿宽：b=w•d=40mmb=b+(5-10)=48mmd=80mmd=320mm2R=160mmb=48mm1b=48mm2（3）校核齿面的接触强度<o2u HP1o=112ZZ：KT1(uH E£V1）重合度系数Zg=0.852)钢制齿轮ZE=189.8JMpa把上面各值代入式中可算得:oH=1125.2Mpa《机械设计课程设计》P22oHPo…7—Hlim,Z,ZS NWHlim1500义1义1=1250Mpa1.2oH<oHP符合要求（4）校核齿根弯曲强度oF1oF22000TK 1-bm2Z12000TK 1-bm2Z1Yfsy=351.97许用弯曲应力：oF1=oF2许用弯曲应力：oF1=oF2SFminoF1<oFP1,0F2<oFP1故，轴强度满足要求。

五、轴的设计计算输入轴的设计计算.已知:P1=14.98kw,n1=730r/min,T1=196N-m.选择材料并按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217〜255HBS，。b=650Mp根据课本P235(10-2)式，并查表10-2，取c=115^^1/14.83/730 …0dmin=115、 mm=31.38mm考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=31.38X(1+5%)mm=33mm.初步选择联轴器要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号查课本P297，查kA=1.5,Tc=kAT1=1.5*196=294N-m查《机械设计课程设计》P298,取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315N-m,半联轴器的孔径d1=35mm,故取d1=35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1=60mm..轴的结构设计or=60MPadior=60MPadi=31.3mmd12=35mmd2-3=42mmd3-4=d5-6=45mmd4-5=54mmd67=42mm112=60mm.123123=5013-4=26mml45=120mm156=26mm167=78mm（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位①为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm②选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系列圆锥滚子轴承。参考d2-3=42mm。查《机械设计课程设计》口311,表18-4.选取标准精度约为03•尺寸系列30309•尺寸:dxDxT=45x100x27.25故d3-4=d5-6=45mm,而13-4=26mm 此两对轴承均系采用轴肩定位，查表18-4,3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm因此取d4-5=54mmo③取安装齿轮处的直径d67=42mm,使套筒可靠的压在轴承上,故156<T=27.25mm,156=26mm。④轴承端盖总宽度为20mm,由于装拆及添加润滑油的要求，Ft1=4117.6N轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离 1=30mm,故123=20+30=50mmo<145=120mm

Ft1=4117.6N⑤圆锥齿轮的轮毂宽度lh=(1.2〜1.5)ds,取lh=63mm,齿轮端Fr1=1404.1NFa1=524.1N面与箱壁间距取15mm,故l67=78mmFr1=1404.1NFa1=524.1N⑥轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸bxh=16X10，齿轮键长L=B-(5-10)=57.5mm配合均用H7/K6,滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与FBX=255.6NFBX=255.6NFBY=704.3NFCxx=6684.0NFCy=2108.4N⑦轴圆角：2x450.轴强度的计算及校核①求平均节圆直径:已知d1=28mm、中、，一………dm1=d1(1-0.5R)=44x28x(1-0.5x0.31)=95.2mm②锥齿轮受力：已知T1=196N-m,则2000X1g6圆周力：Ft1=2000T1/dm1=二三二=4117.6N径向力：Fr1=Ft1-tandcoso1=1404.1N轴向力：Fa1=Ft1-tanasino1=524.1N③轴承的支反力(1)绘制轴受力简图(如下图)

（2）轴承支反力水平面上的支反力：ZM=0tan200xcos20.470=1404.1NW=0.1d3Mo=——eW[o]=59MPad=d>40.34mmF+FC=Ft=4117.6N解得：FB=-255.6N,FC=6684.0N垂直面上的支反力ZM=0-Frl-CEs+Fal-dm/ZFBy=三二=-704.3NFCy=f-FBy=2108.4NMC=-347.7N•mMC=-347.7N•mMC1=64.1N•mMCy2=-24.9N•mMec=275.06N•mae=1.36MpaMCx=-Ft-CD=-347.7N-mMCyl=FBy-BC=-64.1N-mMC1MC1=372.8N•mMC2'=367N-m⑷合成弯矩:M=；M2+M2=353.6N•mc1 %cxcy1M=，:M2+M2348.6N•mc2 %cxcy2(5)求当量弯:E*j H、7 a=[o]/[o],o=650MPa因单向回转，视转矩为脉动循环， -1b0bb[o]=59MPa,[o]=98MPa-1bP=14.3KW2n之=274.4r/minT=497.7n•m2d.=40.34mmft=0.602d.=40.34mm剖面C的当量弯矩:MC1'=Jm.2+(ST)2=372.8N-mM'=JM2+(ST)2=367N-mC2CC26断危险截面并验算强度1)剖面c当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖面C为危险截面。… ……[日-1卜=59Mpa」已知Me=MC1'=372.8MPa, W=0.1d3o=*=40.9MPa<[oJb=59MPa2)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面o=*=27.5MPa<[oJb=59MPa所以其强度足够.中间轴的设计d=d=50mmL已知：P2=14.3KW,n2=274.4r/min,T?=497.7d=d=50mm2.选择材料并按扭矩初算轴径0选用45#调质，o=650Mpa,硬度217〜255HBsb根据课本P235(10-2)式，并查表10-2,取c=108d=Cgi—=40.34mm223.轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案如下图d=d=57mmd=63mml]2=80mml=52mm1=16mm34145=46mmo1=116mm56（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位①初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12=d56＞蚀34mm，查＜＜机械设计课程设计＞＞取30310型，尺寸dxDxT=50mmx110mmx29.25mm故d12=d56=50mm， 此两对轴承均系采用套筒定位，查表18-4，轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒直径为59mm.②取安装齿轮处的直径：d23=d45=57mm,锥齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh二（1.2〜1.5）ds,取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取12:52mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h＞0.07d,＜h=4mm,则此处轴环的直径d34=63mm.③已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地Ft1=12442.5NFr1=4528.7NFt2=3903.5NFr2=496.87NFa1=1331.1N压紧齿轮端面，此处轴长l45<lh,取145=46mm。④以箱体——小圆锥齿轮中心线为对称轴，取l=80mm,l=16mm,l=116mmAB=92mm,BC=65mm,CD=125mmAB=92mm,BC=65mm,CD=125mm半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸bxh=16x10mm，齿轮键长L=B-(5〜10)=50mm配合均用H7/K6,滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6(4)轴圆角：2x45度4.轴强度的计算及校核1.(1)小直齿轮分度圆直径:已知d1=80mm，T2=497.7N•m圆周力：Ft1=2000T2/d1=12442.5N径向力：Fr1=Ft1-tana=4528.7N(2)锥齿轮受力：已知T2=497.7N-m,dm2=d2(1-0.5vR户255mm则圆周力：Ft2=2000T2/dm2=3903.5N径向力：Fr2=Ft1-tanacos52=496.87N轴向力：Fa1=Ft2-tanasino2=1331,1NFax=Fax=-8145JNFDX=-8200.7NFDX=-8200.7NFay=1070.83NM=749.37V•mM'=98.52V•mM'=268.2V•m水平面上,竖直面上的支反力平衡则：F+F+F+F=0AXDXt2t1FAy+FDy+F2=F1对A求矩Md=1089.9V•mM=795.93V•mB2'Ft2•Md=1089.9V•mM=795.93V•mB2<F•AD—F・幺+F•AB-F•AC=0DY a22 r2 r1M'=M'=847.5V•mB1咤1=1128加•・mFAX=-8145.3N,Fdx=-8200.7N,FAY=1070.83N,Fdy=2961N⑷画弯矩图

2. B.处的弯矩:水平：M•2. B.处的弯矩:水平：M•AB=749.37N•m竖直：M'=F•AB=98.52N•mMB2'=F：•bD-Fr1•BC=268.2N•mo=650MPa,[o]=59MPa,[o0]b=98MPaC处的弯矩:DX水平：M=-F•CD=1025.3N•mDX竖直：M'=F•CD=370.2N•mM'=F•Ac+F•d/2+F•BC=370.13N•mc2 Aydi=65.7mmMc1=、M2+M'2=1089.9N•mBBc b1M=、:M2+M'2=795.93N•mB2 %B b2.转矩T2=497.7N•m.因单向回转，视转矩脉动循环a=[oJb/[o0]b,已知ob=735MPa，查表12-1[oJb=65MPa,[o]b=118MPa,则a=65/118=0.585

剖面B处的当量弯矩:M'=、；M2+(aT)2=847.51N•mB1“B2 2剖面C处的当量弯矩图：M、=M2+(aT)2=1128.1N••mC1\C1 2⑺判断危险截面并验算强度剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖面C为危险截面。已知:M=MC1'=1128.1MPa,[o]=69Mpa,W=0,1d3W0.1dW0.1d3=60.1Mpa<[o]=69Mpa所以其强度合适。输出轴设计（田轴）已知：输出轴功率为P3=13.9皿转速为够近/.转矩为929.4N-m,大圆柱齿轮的直径为320mm,齿宽为4mm。1.选择轴的材料o=650MPao=650MPa,选取轴的材料为45钢（调质），[0]=59MPa,[o0]b=98MPa2.按扭矩初算联轴器处的最小直径d=70mmd=77mmd=d=8cmm3-4 7-8d=92mm4d=92mm4-5d=C

minp3=65.7mm，考虑到最小直径处要连接联轴器3d56=104mmd67=90mm先据表12-2,按45钢（调质）取C=110，则:l=130mm1l=130mm123=50mm要有键槽，将直径增大5%,则d=65.7X（1+5%）mm=69mm要使轴径d12与联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号

查课本P297查Ta=1.5,设计扭矩：T=TAT:1.5X1929.4=2893.5N-m,查课本P297查Ta=1.5,设计扭矩：T=TAT:1.5X1929.4=2893.5N-m,查《机械设计课程设计》P298取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N-m其半联轴器的孔径d=70mm,长度为132mm。故取d12=70mm,l=130mm3.轴的结构设计l=42.5mml=90.5mml=52mm67178=113mm（1）拟定轴的装配方案如下图:1）为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2—3=77mm,轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故l23=20+30=50mm挡圈直径D=78mm2）选取轴承型号：圆锥滚子轴承30316型号，F2=1066.8NF=3530.8Nr2dF2=1066.8NF=3530.8Nr2d=d=80mm3）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,选F=6315.5VF=6315.5VDX4一5FBx=FBx=5743.3NFY=2090.4N齿轮的轮毂宽度lh=（1.2-1.5）d故取lh为60mm,轴肩h>0.07d,取h=7mm,轴环处处的直径d56=104mm,156>1.4h,FY=2090.4NFYFY=2298.6N675）取箱体——小圆锥齿轮的中心线为对称轴，Mcx=871.N•ml=90.5mmMcx=871.N•mMCy=MCy=317.2N•mMC=927V•m齿轮与轴用键连接查《机械设计课程设计》取bxh=25x14，L=B-（5〜10）=55mm.同时保证齿轮与轴有良好对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m67）确定轴的倒角尺寸：2x450。4.轴的强度校核1）齿轮上的作用力的大小F2=1066.8N,F2=3530.8N2）求直反力水平方向： Fbx+FDX=F2ZMB=0,F•BCF=—二 =6315.5NTOC\o"1-5"\h\zdx BDF=5743.3NBX竖直方向：F = Fr2•CD = 2090.4 NBY BDF = Fr2•BC = 2298.6 NDY BD3)画弯矩图：M=F•BC=871.5N•mMcx=F：•BC=317.2N•mMC=^Ml^2+MC2=927N•m\\\\一।二〒一l<©D)

4)画扭矩图：4)画扭矩图：4=1929.4N•m5）弯扭合成:e*Lu、-a=[o]/[o],o=650MPa因单向回转，视转矩为脉动循环， -1b0bb-1b[o]=59MPa,[o]=98-1ba=0.602剖面C的当量弯矩:MC'=JMc2+(ST)2=1486.1N-mdT=1161.5N-m6）判断危险剖面:C截面：O=—er=24.2MPa<[o]=59MPaA截面直径最小也为危险截面：A截面直径最小也为危险截面：oM=e=33.9MPa<WQ11b=59MPa满足强度要求

六.轴承的选择与计算. 输入轴的轴承：30309圆锥滚子轴承=6684.0N=6684.0N.FBX=2108.4N,n=730r/minF=2556.4N,F=704.3N,FCX=108000NBY CXe=0.35,Y=1.7。轴承内部轴向力:F=、:F2+F2=2661.3N,F=<F2+F2F=F/2Y=782.7N,F=F/2Y=2061.3N,=7008.5NF：>F故轴承B被压紧s' RCF/=F=524.1N,FJ=Fa+F*=2585.3NF' F'F~=0.07<e=0.35,f?~=0.97>e=0.35RC RB=8410.2NQ查得：f=1.2,x=0.4,当量动载荷P=f•F=8410.2NP=f(xF+YF')=6551.4NPB<P,校核C轴承就行e=10/3,实际寿命，L=106(Cr)=113118hh60x730PCQ滚子轴承单班制工作预期寿命：300x8x10=24000h故实际寿命大于预期寿命，合适!.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承F=8718.9N,F=8215.42N,F=1331.05N.n=274.4r/minQC：130000NR ae=0.35,Y=1.7。轴承内部轴向力:FrFr1F1+F2/2Y=2564.38N,F=F/2Y=2416.3N,=7008.5N>F故轴承2被压紧 R2FA1=F1=2564.4N,F2=Fa+晨广3895.4NF F…… …~^r=0.29<e=0.35,—A2=0.0.47>e=0.35Fr1 「夫2Q查得：f=1.2,x=0.4,当量动载荷P=f•F=10462.7NP=f(xF+YF)=19836.8Np<P：,校核2轴承就行Q滚子轴承e=10/3,实际寿命，L=一10—(C)=31792.06hh60x274.7P2单班制工作预期寿命：300x8x10=24000h故实际寿命大于预期寿命，合适！3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承QF=5743.3N,F=2090.4N,F=6315.5N.F=2298.6N,n=68CX=278000NBY DX DYe=0.35,Y=1.7Q轴承内部轴向力：.8r/minF=^F2+F2=6112N,F=、:F2+F2=6720.8NF=F/2Y=1797.6N,F=F/2Y=1976.7N,F：>FB故轴承B被压紧sD RDFAD'=FAJ=1976.7NF'… F' ad=0.3<e=0.35,ab=0.29<e=0.355d FrbQ查得：f=1.2,x=0.4,当量动载荷P=f•F=8064.9NP=fF=7334.4NPB<P。,校核D轴承就行e=10/3,实际寿命，L=-^0—(C)=32000000hh60x68.8PCQ滚子轴承单班制工作预期寿命：300x8x10=24000h故实际寿命大于预期寿命，合适！七•键的计算校核.输入轴上的键。联轴器处：bxhxL=16x10x57,K=4.3，轴径d]=35mm,T=196N•m，l=L-b=41mmo=竺=54.6MPa<[o]=120MPapdhl p满足强度要求，单个A键即可Q小锥齿轮处：bxhxL=12x8x55,K=3.3，轴径d=42mm,T=196N•m，l=L-b=43mmo=竺=54.3MPa<[o]=120MPapdhl p满足强度要求，单个A键即可.轴的键的校核计算：Q大锥齿轮处：bxhxL=16x10x50,K=4.3，轴径d=57mm,T=497.7N•m，l=L-b/2=42mmo=4T-=83.2MPa<[o]=120MPapdhl p满足强度要求，单个C键即可。小直齿轮处:bxhxL=16x10x43,轴径d=57mm,T=497.7N•m,l=L-b=35mmo=4T-=99.8MPa<[o]=120MPapdhl p满足强度要求，单个C键即可.输出轴键的校核:Q直齿轮处的键:b义h义L=25义14义55,轴径d=80mm,T=1929.4N•m,l=L=55mmo=4T-=110MPa<[o]=120MPapdhl p满足强度要求，单个B键即可。联轴器处键的校核:b义h义L=20义12x122,轴径d=70mm,T=1929.4N•m,l=L-b=102mmo=4T-=90.1MPa<[o]=120MPapdhl p满足强度要求，单个A键即可八.联轴器的选择输入轴联轴器:查