郑州轻工业学院机械课程设计链板式运输机传动装置设计

设计任务书轻院的童鞋,大家只需改一下数据就行了,格式完全一样1、设计题目链板式运输机传动装置2、系统简图1电动机；2、4联轴器；3圆锥圆柱斜齿轮减速器；5开式齿轮传动；6输送链的小链轮3、原始数据及工作要求组别链条有效拉力FN链条速度VM/S链节距PMM小链轮齿数ZI开寿命（年）110000033810176310210000035508019103120000463502110411000035381021631051100004508019361061200004550802110每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为54、设计工作量设计说明书一份减速器装配图1张减速器零件图张3开始日期2010年1月4日完成日期2010年1月15日目录1、设计要求12、选择电动机13、计算传动装置的运动和动力参数14、传动件的设计计算241圆锥直齿齿轮设计242圆柱斜齿轮设计643开式齿轮115、轴的设计计算1551输入轴设计1552中间轴设计2153输出轴设计296、滚动轴承的选择及计算3661输入轴滚动轴承计算3662中间轴滚动轴承计算3763输出轴滚动轴承计算387、键联接的选择及校核计算3971输入轴键计算3972中间轴键计算3973输出轴键计算408联轴器的选择409、润滑与密封4110、设计小结42参考文献43附录A输出轴零件图一张3A斜齿圆柱齿轮零件图一张3A减速器装配图一张11、设计要求设计一用于链板式运输机传动装置，其为圆锥圆柱斜齿齿轮减速器。链条有效拉力F11000N,链速V04M/S,链节距为5080MM。每日两班制，寿命10年，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为5。2、选择电动机21电动机类型和结构形式；22电动机容量221链轮的输出功率由F1000,知VPKW410FVW222电动机输出功率PDPW/取1096（链轮）,2096（开齿轮）,3099（联轴器）,40988（滚动轴承）,5096（圆锥齿轮）；097（圆柱齿轮）612（3）（4）5608024故PD44/08055KW223电动机额定功率由此可知选取型号为Y132S4，功率为55KW,N1440R/MIN3、计算传动装置的运动和动力参数31对于链轮输出功率与转速V可知N2487R/MIN106PZWWZP10632传动装置的总传动比IN/N1440/24875790W33分配各级传动比选择链轮传动比I3,圆锥齿轮I4,圆柱斜齿齿轮I4831234各轴转速共6根轴，各轴序号如简图N11440R/MINN2N11440N3N2/I11440/4360R/MINN4N3/I360/4875R/MINN5N475R/MINNN5/I325R/MIN635各轴输入功率P155KWP2P3550995445KWP3P255445KW096523KWP45230998097501KWP5P4435010998099490KWP6P54097470KW36各轴输入转距T19550P/N1955055/14403648NMT29550P/N23611NMT39550P/N313874NM3T49550P/N463794NMT59550P/N5440374098095163994NMT69550P/N6179544传动件的设计计算41圆锥直齿齿轮设计411选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度2）材料选择由机械设计（第八版）表101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，二者材料硬度差为40HBS3）选小齿轮齿数为,大齿轮齿数25Z110425Z412按齿面接触疲劳强度设计32R1T2HET1U05TKZ92D1确定公式内各计算数值1）试选载荷系数18TK2）小齿轮传递转距MNNPT42511063093）由机械设计（第八版）表107选取齿宽系数033R4）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数1/289EZMPA5）由机械设计（第八版）图1021D查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限；601HLIMMPA502HLIM6）计算应力循环次数9H211481381406JLNN99250487由机械设计（第八版）图1019查得接触疲劳寿命系数09K8,HN2HN18计算接触疲劳许用应力取失效率为1，安全系数S1，故A5281LIM1MPSKHNA5062LIM2MPSKHN2计算1试算小齿轮分度圆直径,1TDM855061943056892D322T12计算圆周速度S761068106NDVT3计算载荷系数根据647M/S，7级精度，由图108查得动载荷系数115VVK直齿轮1,由表102查得使用系数15FHKAK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得，则251HEH15FHK875125HEH接触强度载荷系数323HVAK4按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径M021385KD33TT15计算模数NM142503ZD1N取整为4MM6计算齿轮相关系数MUDRMZD162057910493ARCOSARCOS401251221217圆整并确定齿宽BR03681230圆整取MB5,712413校核齿根弯曲疲劳强度1确定弯曲强度载荷系数323FVAK2计算当量齿数1640825COSZ7V290113查取齿形系数和应力校正系数由表105查得97151062612SSYYYFF，4由机械设计（第八版）图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限，A501MPFEA382MPFE5由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数8,21FNFNK6计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得A862341085752211MPSKFENF7校核弯曲强度根据弯曲强度公式进行校核FRFSFZYKT22501BM12241221A54930517016350MBFRFSFMPZYKT222412212063167FRFSF满足弯曲强度，所以参数合适。42圆柱斜齿轮设计421选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度2）材料选择由表101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，二者材料硬度差为40HBS3）选小齿轮齿数为,大齿轮齿数,取23Z1104823Z01Z24选取螺旋角。初选螺旋角4O422按齿面接触疲劳强度设计21312THETDKTZU（1）公式内各计算值1试选6T2由机械设计（第八版）图1030选取区域系数ZH24333由机械设计（第八版）图1026查得，则860721，641214小齿轮传递转距MNNPT5253103874095由机械设计（第八版）表107选取齿宽系数1D6由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数1/289EZMPA7由机械设计（第八版）图1021D查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限；601HLIMMPA502HLIM8应力循环次数9H21163813206JLNN892549由机械设计（第八版）图1019查得接触疲劳寿命系数098K5,HN2HN110计算接触疲劳许用应力取失效率为1，安全系数S1，故A5701LIM1MPSHN282LI2KNH11许用接触应力5643MPA21HH（2）计算1试算小齿轮分度圆直径1TDM460354819286308742D325T12计算圆周速度S1406106NDV2T3计算齿宽B及模数NTM4601DTM231COSZCOS1TNT7452M25HNT10746B4计算纵向重合度8241TANZ3180D5计算载荷系数K由机械设计（第八版）表102查得使用系数51KA根据V114M/S，7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载荷系数,由表104查得,由图1013查得,102V1423H34F由表103查得1HFK故载荷系数254KHVA6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径M64701460D33TT17计算模数NMM972314COS670ZCOSDM1N8）几何尺寸计算（1）计算中心距6720514COS23COS2ZAN1将中心距圆整为158MM（2）按圆整后的中心距修正螺旋角591367203ARCOS2MZARCOSN1因值改变不多，故等值不必修正。,HKZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径M043COSZD17N21（4）计算齿轮宽度17DB1圆整后取6MB712，423按齿根弯曲强度设计213COSFASNDKTYMZ（1）确定计算参数1）计算载荷系数25413015KFVA2）根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数09308Y3）计算当量齿数38120COSZ754332V14）查取齿形系数和应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得7815961,285922SS1YYYFF，5）由机械设计（第八版）图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限，A401MPFEA452MPFE6）由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数93,821FNFNK7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得A57241380972211MPSKFENF8）计算大、小齿轮的并加以比较ASFY016325724183921FSFY大齿轮的数值大。（2）设计计算M1720636412COS805302M25N圆整3MN故98214COS7COSDZN1取，则23103UZ1243开式齿轮431选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度3）材料选择由表101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，二者材料硬度差为40HBS4）选小齿轮齿数为,大齿轮齿数21Z6321Z442按齿面接触疲劳强度设计3D1T2HET1UTKZ2D（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数13TK2）小齿轮传递转距MNNPT545110376093）由机械设计（第八版）表107选取齿宽系数1D4）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数1/289EZMPA5由机械设计（第八版）图1021D查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限；601HLIMMPA502HLIM6计算应力循环次数8H4110632358217560JLNN78237由机械设计（第八版）图1019查得接触疲劳寿命系数09K6,HN2HN18计算接触疲劳许用应力取失效率为1，安全系数S1，故A5761091LIM1MPSHN42LI2KH（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值1TDHM831549307632D2T12计算圆周速度S450160785160NDV4T3计算齿宽BM835DT14计算齿宽与齿高之比模数512ZM1TT齿高M425HT349128B5计算载荷系数K由机械设计（第八版）表102查得使用系数1KA根据V0455M/S，7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载荷系数,由机械设计（第八版）表104查得,由10KV32H机械设计（第八版）图1013查得,由表103查得128KFHF故载荷系数136210KHVA6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径M89163815D3TT17计算模数M5712689ZD433按齿根弯曲强度设计3FS21DYZKTM（1）确定公式内的个各算数值1由机械设计（第八版）图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限，A501MPFEA3802MPFE2由机械设计（第八版）图1018查得弯曲疲劳寿命系数98K6,FN2FN13计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，故A8634215096FE1FMPSN82FE2FK4计算载荷系数K1293810FVA5查取齿形系数和应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得75156,217622SS1YYFF，6）计算大、小齿轮的并加以比较FAS014752618345721FSFY大齿轮的数值大。（2）设计计算M16304752164839M35圆整，可满足齿根弯曲疲劳强度，为满足齿面接触疲劳强度取4N8916D故293816MDZ1则7U12434几何尺寸计算（1）计算分度圆直径M3487ZD162921（2）计算中心距M2348162DA1（3）计算齿轮宽度16DB1圆整后取25MB201，5轴的设计计算51输入轴设计511、求输入轴上的功率、转速和转矩1P2N2TMNTRNP136I,/40KW4522，512、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为615703123051501DMZRM而NFNDTTRMT46820SINTA1253SINA93COCO67231圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示TR513初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表153，取，得，输入轴的012AMA917405D3MIN最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相122D适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表141，由于转矩变1ACATK化很小，故取，则3AMNCA4693301查机械设计课程设计选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度NMD21D201，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38MM。M52L514轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如下2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，12轴段右端需制出一轴肩，故取23段的直径M27D32）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计手册初MD273步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承303006，其尺寸为，而。这对MTD52073D,306543ML2143轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取35HMM73D543）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，2656段应略短于轴承宽度，故取。19L54）轴承端盖的总宽度为20MM。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取30LM2350LM5）锥齿轮轮毂宽度为649MM，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取766）由于，故取2BAL17L54（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由表61查得平键截面67D，键槽用键槽铣刀加工，长为50MM，同时为保证齿轮与轴配MHB78合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向6HK定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为K6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2455求轴上的载荷载荷水平面H垂直面VNF5201NF3201支反力FH84NV8弯矩MM6M74M总弯矩8206V2H6按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴06的计算应力A532612CAMPWT前已选定轴的材料为45钢（调质），由表151查得，1160,CA故安全。515精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数333M27010DW抗扭截面系数33T54截面5右侧弯矩M为MN68270截面5上的扭矩为1T312扭矩TM136NT截面上的弯曲应力MPAWB29540687截面上的扭转切应力AT6954031轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表151查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力11640,275,BMPAAMPA集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因，B7032DR，经插值后查得307DD601,29TB又由机械设计（第八版）附图31可得轴的材料敏感系数为8,5Q故有效应力集中系数为1517KTBQ由机械设计（第八版）附图32查得尺寸系数，由机械设计720（第八版）附图33查得扭转尺寸系数85轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q831572KK又取碳钢的特性系数05,1计算安全系数值CAS519478269026341547221SSSKKCM故可知安全。52中间轴设计521、求输入轴上的功率、转速和转矩2P2N2TMNTRNKWP74138I,/360,25522、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为MZ6923D1而NFDTTNTRMT51024TA02A798COSTCOS402169718131已知圆锥齿轮的平均分度圆直径为MMZDRM7355022而NFDTTRMT8135SINA74CO0212232圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示TFRAF523初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40（调质），根据机械设计（第八版）RC表153，取，得，2轴的最小直径显然是安装滚动轴108AMA6305DMIN承的直径和21D65524轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如下2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计MD26521初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，这对轴承均采用轴肩进MMTD752030D,306521MD行轴向定位，由机械设计课程设计查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径37MM。5H2）取安装齿轮处的轴段；锥齿轮左端与左轴承之间采用MD35432套筒定位，已知锥齿轮毂长L55MM，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端面采用轴间定位，轴间高0L32度，故取，则轴环处的直径为。D07HMH4MD433）已知圆柱斜齿轮齿宽，为使套筒端面可靠地压紧端面，此轴应略761B短于轮毂长，故取。2L544）箱体小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。M53L10LM56L64321，（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由表61查得平键截面32D，键槽用键槽铣刀加工，长为22MM，同时为保证齿轮与轴配MH810B合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位67MH采用平键连接，按由表61查得平键截面，键槽用键槽54DH810B铣刀加工，长为56MM，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此67MH处选轴的尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245525求轴上的载荷526按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴06的计算应力A643822MAXCAMPWTM前已选定轴的材料为40（调质），由机械设计（第八版）表151查得R，故安全。1CA1P70，527，精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）截面5右侧载荷水平面H垂直面VN1402NFNF7021支反力FH97V84弯矩MM420N1HMN198M5326V41总弯矩7221AXH扭矩T38T抗弯截面系数333M27010DW抗扭截面系数33T54截面5右侧弯矩M为MN982截面5上的扭矩为3T13740截面上的弯曲应力MPAWB2685409截面上的扭转切应力AT12703轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表151查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力,35,73511MPAAMPAB集中系数及按附表32查取。因，经插值B67032DR671305DD后查得21,0TB又由附图31可得轴的材料敏感系数为8,5Q故有效应力集中系数为391468501172KTBQ由附图32查得尺寸系数，由附图33查得扭转尺寸系数710870轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为92轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q701532KK又取碳钢的特性系数05,1计算安全系数值CAS5176314202453968761821SSSKKCM故可知安全。（3）截面5左侧抗弯截面系数333M5428710DW抗扭截面系数33T截面5左侧弯矩M为MN9852截面5上的扭矩为3TMNT138740截面上的弯曲应力MPAWB261374095轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表151查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力20,35,73511PAMAPAB集中系数及按附表32查取。因，经插值B6703DR671305DD后查得21,0TB又由附图31可得轴的材料敏感系数为8,5Q故有效应力集中系数为391468501172KTBQ由机械设计（第八版）附图32查得尺寸系数，由机械设计（第0八版）附图33查得扭转尺寸系数870轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为92轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q812KK又取碳钢的特性系数05,1计算安全系数值CAS5137371260268841321SSSKKCM故可知安全。53输出轴设计531、求输入轴上的功率、转速和转矩4P4N4T532、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为MMZ301D2而NFDTTNTRT968A145COS38627641圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示TRAF533初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表153，取，得，输出轴的最小12A0MA647501D3MIN直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，12D12D故需同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141，由于转矩变化很小，故取，3ACATK13AK则MNTKACA365184127063查机械设计课程设计选HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度NMMD1D421，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84MM。12L534轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如下2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，12轴段右端需制出一轴肩，故取23段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径，半联M5D3256MD轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而84ML1不压在轴的端面上，故取12段的长度应比略短些，现取。1LM82L12）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计初步选MD532取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为，而。MTD1306D,608743ML5343）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册查得30311型轴承的定位轴肩高度，因此取，齿轮右端和右轴5HD54承之间采用套筒定位，已知锥齿轮齿宽为85MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取。齿轮的左端采ML67,67用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为DH07H5。轴环宽度，故取MD7465B41L864）轴承端盖的总宽度为20MM。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距，故取ML302350LM5）箱体小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。64,74875（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）76D表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56MM，MH120B同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；67MH同样半联轴器与轴连接，选用平键14MM9MM70MM,半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差67MH为。K（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245535求轴上的载荷6按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴06的计算应力A25722CAMPWTM前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得，故安全。1CA1P60，载荷水平面H垂直面VN1408NFNF9471支反力FH62V82弯矩MM31M64102MV总弯矩N7392V2211H扭矩TM641T536，精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面7右侧受应力最大（2）截面7右侧抗弯截面系数333M216001DW抗扭截面系数33T4截面7右侧弯矩M为MN13截面7上的扭矩为1T2764截面上的弯曲应力MPAWB21603截面上的扭转切应力AT8432071轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表151查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力11640,275,5BMPAAMPA集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因，B3062DR，经插值后查得8605DD231,0TB又由机械设计（第八版）附图31可得轴的材料敏感系数为8,5Q故有效应力集中系数为27138501182KTBQ由机械设计（第八版）附图32查得尺寸系数，由机械设计0（第八版）附图33查得扭转尺寸系数86轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q56182KK又取碳钢的特性系数05,1计算安全系数值CAS51371013284057682721SSSKKCM故可知安全。6、滚动轴承的选择及计算61输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，MMTD75203D10/3,C55800N,310EN197,602R1RF则YRDR7563129021NFD2421EFR290175632R1故NYFPRPR8635629104514R21（），HHCNLR4531066108851400故合格载荷水平面H垂直面VN5201NFN25301支反力FH84V8262中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，MMTD75203DNFYNCER835,91,580,310N125,8147RRF则YRDR45921237841NFND378321EFR260154987321R故NYFPRPRN92508374918425R21（）故，HHCNLR46310661085492583010故合格载荷水平面H垂直面VN421NF2701支反力FH97V8463输出轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为，MMTD5316DNFYKNCER968,71,62,350N2834,159RRF则YRDR58371246921NFND91479621EFR2908345172R故NYFPRPRN64239175941R211（）故，HHCNLR47310661085427500故合格载荷水平面H垂直面VN401NF7491支反力FH62V827、键联接的选择及校核计算71输入轴键计算711校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度ML5078HB，则键联接所能传递的转矩为ML42850NDHLP371692450T，故单键即可。N136712校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度ML50812HB，则键联接所能传递的转矩为ML8250NDLP243143505T，故单键即可N16472中间轴键计算721校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度ML2810HB，则键联接所能传递的转矩为ML120NDHLP6175093525T，故单键即可。N74382722校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度ML56810HB，则键联接所能传递的转矩为ML5106NDLP82910934252T，故单键即可N7438273输出轴键计