带式运输机的减速器设计毕业论文.docx

带式运输机的减速器设计毕业论文目录一、设计任务1二、前言12.1：题目分析12.2：传动方案的拟定2三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算23.1：电动机的选择23.1.1：选择电动机的类型23.1.2：选择电动机的额定功率23.1.3：确定电动机的转速33.1.4：确定发动机的型号43.2：传动装置的运动和动力参数计算43.2.1：合理分配传动比43.2.2：计算各轴的转速53.2.3：计算各轴的输入功率53.2.4：计算各轴的输入转矩5四、传动零件的设计计算64.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计64.1.1：选择材料64.1.2：按齿面接触疲劳强度初步设计74.1.3：验算齿面接触疲劳强度94.1.4：验算齿根弯曲疲劳强度114.1.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸144.1.6：确定齿轮制造精度144.2：低速级直齿圆柱齿轮传动设计154.2.1：选择材料154.2.2：按齿面接触疲劳强度初步设计154.2.3：验算齿面接触疲劳强度174.2.4：验算齿根弯曲疲劳强度194.2.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸214.2.6：确定齿轮制造精度21五、轴的设计及校核计算225.1：高速轴的设计225.1.1：选择轴的材料225.1.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径225.1.3：联轴器的型号的选取235.1.4：轴的结构设计235.2：中间轴的设计255.2.1：选择轴的材料265.2.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径265.2.3：轴的结构设计265.2.4：轴的受力分析285.2.5：轴的疲劳强度安全系数校核计算315.3：低速轴的设计355.3.1：选择轴z的材料355.3.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径365.3.3：联轴器的型号的选取365.3.4：轴的结构设计36六、轴承的选择与寿命计算386.1：中间轴的轴承寿命38七、键连接的选择与校核计算417.1：高速轴上的键的选择417.2：中间轴上的键的选择427.3：低速轴上的键的选择与校核计算427.3.1：齿轮处普通平键选择与强度校核427.3.2：联轴器处普通平键强度校核43八、联轴器的选择448.1：高速轴端联轴器的选择448.2：低速轴端联轴器的选择44九、润滑与密封方式选择45十、箱体及其附件的结构设计4510.1：减速器箱体的结构设计4510.2：减速器附件的结构设计45十一、参考资料46一、设计任务设计一带式输送机的算计圆柱齿轮减速器。带式运输机示意图如下：使用年限为10年，每年250天，三班制工作。为一般用途。我选的题目号为4，相关数据如下：题号运输带拉力运输带速度卷筒直径437000.85350二、前言2.1：题目分析2.2：传动方案的拟定二级展开式圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动选用斜齿圆柱齿轮，低速级选用直齿斜齿圆柱齿轮。优点：结构紧凑、简单，传动效率高，工作可靠，应用较广泛。缺点：齿轮相对于轴承不对称布置，沿齿向载荷分布不均匀。三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算3.1：电动机的选择3.1.1：选择电动机的类型按照工作要求的条件，选用Y系列三相异步电动机。Y系列三相异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，它具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高以及使用维护方便等优点。【1】最常用的交流电动机三相异步电动机3.1.2：选择电动机的额定功率查附表B-10机械传动效率、摩擦副效率和传动比概略值【2】，取c=0.98、z=0.99、l=0.99、j=0.96（为圆柱齿轮传动啮合效率；为轴承传动效率；为联轴器传动效率；为卷筒传动效率；）由电动机轴至卷筒轴的传动效率为：a=l2c2z4j=0.992*0.982*0.994*0.96=0.868执行机构所需功率Pw为：Pw=Fv=3700*0.85=3145（w）=3.145(kw)电动机所需功率为：Pd=Pw/(a)=3.145/0.868=3.623 (kw)由，故选择电动机的额定功率为：3.1.3：确定电动机的转速工作机构主轴即卷筒轴的转速为：nw=60*1000*0.85/(*350)=46.38 (r/min)二级圆柱齿轮减速器的传动比N=i*nw=(840)*46.38371.041855.2符合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。为了既不使电动机尺寸过大，也不使传动装置因传动比过大而导致其外廓尺寸过大，价格增加，选用同步转速为1000的电动机。3.1.4：确定发动机的型号根据电动机的额定功率和电动机同步转速1000 ，查表10-8Y系列三相异步电动机技术数据【3】，确定所需电动机的型号为Y132M1-6，其主要性能列于下表：电动机型号额定功率满载转速Y132M1-649602.02.23.2：传动装置的运动和动力参数计算3.2.1：合理分配传动比由电动机想能表可知满载时电动机的转速为960，则系统总的传动比为：ia=nm/nw=960/46.38=20.6986按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速级别传动比应该比低速级传动比大，其。【4】取，则故：i2=ia1.3=20.69861.3=3.99i1=iai2=20.69863.99=5.23.2.2：计算各轴的转速电动机轴（从电动机轴往左一次为轴、轴、轴）轴轴n2=n1i1=9605.2=185 r/min轴、卷筒轴n3=n2i2=1853.99=46.37 r/min3.2.3：计算各轴的输入功率电动机轴轴P1=lzPed=0.980.994=3.881 KW轴P2=czP1=0.980.993.881=3.765 KW轴P3=czP2=0.980.993.765=3.653 KW卷筒轴 P4=lzjP3=0.990.990.963.653=3.437 KW3.2.4：计算各轴的输入转矩电动机轴轴T1=lzTed=0.980.9939.79=38.6 Nm轴T2=czT1i1=0.980.9938.65.2=194.7 Nm轴T3=czT2i2=0.980.99194.73.99=753.7 Nm卷筒轴T4=lzjT3=0.990.990.96753.7=709 Nm结果整理：轴名功率（）转矩（）转速（）电动机轴439.79960轴3.8838.60960轴3.77194.7185轴3.65753.746.37卷筒轴3.4470946.37四、传动零件的设计计算4.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计我们设计的为一般用途的减速器，故选用软齿面齿轮传动。由前面的计算我们可得到相关数据有：，,i1=5.2，单向运转，三班制工作，使用年限10年，每年250天，, T2=194.7 Nm4.1.1：选择材料查表4-1齿轮常用材料及其力学性能【4】，小齿轮初步选用40Cr调质处理，HBS1=241286,大齿轮选用45钢调质处理，HBS2=217255.计算时取HBS1=260，HBS2=230.（HBS1-HBS2=30, 合适）4.1.2：按齿面接触疲劳强度初步设计由表4-10中公式【4】1）小齿轮传递的转矩：2）齿宽系数由表4-9【4】可知，软齿面、非对称布置取3）齿数比：对减速运动，4）载荷系数：因速度高，非对称布置，初选5）确定需用接触应力由式4-16【4】，a.接触疲劳极限应力，由图4-7c【4】查得，（按图中ME查值）, （按图中MQ查值）b.安全系数由表4-8【4】查得，取(较高可靠度)c.寿命系数由式（4-17）【4】计算应力循环次数式中，N2=N1/i1=3.456109/5.2=6.646108查图4-20【4】得，（均按曲线1查得），故6）计算小齿轮分度圆直径d17563KT1dH2+1=7563238.60.9450.625.2+15.2=60.2 mm7）初步确定主要参数a.选取齿数：取z2=uz1=135b.初选螺旋角c.计算法向模数：m1=d1cos1526=，选取标准模数d.计算中心距：a1=m1(z1+z2)2cos=2.5(26+135)2cos15=208.35为了便于箱体的加工及测量，将圆整，取a1=208e.计算实际螺旋角：=arccosm1(z1+z2)2a1= arccos2.5(26+135)2208=14.65f.计算分度圆直径：d1=m1z1cos=2.526cos14.65=67.2mm60.2d1=m1z2cos=2.5135cos14.65=348.8mm验证：a1=12d1+d2=1267.2+348.8=208mmg.计算齿宽：b2=d1d1=0.967.2=60.48mm圆整取b2=60mm4.1.3：验算齿面接触疲劳强度由式（4-15）【4】1）弹性系数：由表4-7【4】查得，2）节点区域系数：由图4-19【4】查得，ZH =2.433）重合度系数：先由=b2sinm1=60sin14.652.5=1.701选用公式（4-23）【4】，知=1.88-3.2(1z1+1z2)cos=1.88-3.2(126+1135)cos14.65=1.68则：4）螺旋角系数：Z=cos=cos14.65=0.98365）圆周力：Ft=2000T1d1=200038.667.2=1148.8 N6）载荷系数：a.使用系数：由表4-4【4】查得b.动载系数：由v=d1n1601000=67.2960601000=3.38 m/s查图4-13【4】得（初取8级精度）c.齿向载荷分布系数：由表4-5【4】，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得KH=A+B1+0.6b2d12(b2d1)2+C10-3b2=1.23+0.181+0.66067.22(6067.2)2+0.6110-3=1.48d.齿间载荷分配系数：先求KAFtb2=1.251148.860=23.93 N/mm100.39 mmd4=m2z4=3160=480 mmd.计算中心距：a2=12d3+d4=12120+480=300 mme.计算齿宽：b4=d2d3=0.8120=96 mm4.2.3：验算齿面接触疲劳强度由式（4-15）【4】1）弹性系数：由表4-7【4】查得，2）节点区域系数：由图4-19【4】查得，3）重合度系数：由1.88-3.21z3+1z4=1.88-3.2140+1160=1.78则：4）载荷系数：a.使用系数：由表4-4【4】查得b.动载系数：由v=d3n2601000=120185601000=1.162 m/s查图4-13【4】得KV=1.09（初取8级精度）c.齿向载荷分布系数：由表4-5【4】，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得KH=A+B1+0.6b4d32b4d32+b4C10-3=1.23+0.181+0.6961202961202+960.6110-3=1.448d.齿间载荷分配系数：由表4-6【4】先求Ft=2000T2d3=2000194.7120=3245 NKAFtb4=1.25324596=42.25 N/mm100N/mm,查表4-6，得KH=1Z2,由前可知Z=0.86，则KH=1Z2=10.862=1.35故K=KAKVKHKH=1.251.091.4481.35=2.665）验算齿面接触疲劳强度H=ZEZHZ2000KT2d2d33(u+1)u=189.82.50.8620002.66194.70.812033.99+13.99=395 MPaH4=520 MPa安全。4.2.4：验算齿根弯曲疲劳强度由式（4-20）【4】1)由前面计算可知，Ft=3245N，2)载荷系数：a.使用系数同前，b.动载系数同前，KV=1.09c.齿向载荷分布系数：由图4-16【4】，KH=1.448，查出d.齿间载荷分配系数：由KAFtb4=1.25324596=42.25 N/mmd3，取d5=33 mm轴环直径d6：轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为2.5mm；由表10-3，轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴环直径d6=d5+2(23)C=4348mm。取轴环直径d6=46mm3）初选轴承类型及代号因轴承径向和轴向均受载荷的作用，所以选用角接触轴承。根据轴径为30mm，初选7206C轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。4）确定各轴段的长度d1处长度L1:查GB/T5014-85(见表8-2【1】)， HL2型弹性柱销联轴器轴孔长度L1=52mm。联轴器轴向定位轴肩d2处长度L2：L2=外机壁至轴承座端面之间距离+机盖壁厚轴承宽度-轴承至壳体内壁距离+端盖厚度+(2030mm)，L2=c1+c2+35+10-16-5+2030=5870mm。取L2=65mm。联轴器端装轴承处d3处长度L3：查7206C轴承宽度，确定L3=16mm.远离联轴器端装轴承处长度L4:首先，考虑到箱体中各对齿轮之间正确啮合，以及零件在箱体中的正确位置，套筒长度=13。L4=轴承宽度+套筒长度=29mm。装齿轮处轴长度L5:L5=b1-2=68mm轴环宽度b：b1.4h=1.46=8.4mm,取b=10mm。轴向定位近联轴器端轴承轴肩长度L6：考虑各轴装配处箱体内壁间距离相同，L6=111mm。高速轴总长度L=351mm。4）轴上零件的周向定位齿轮采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为60mm。联轴器采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为6mm6mm，长度取为45mm。5）确定轴上倒圆半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得。5.2：中间轴的设计总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据传递功率：P2=3.77 KW；转速：n2=194.7 r/min；齿轮2（大斜齿轮）：分度圆直径d2=348.84mm；齿轮宽度，；=14.65（右旋）；齿轮3（小直齿轮）：分度圆直径；齿轮宽度；5.2.1：选择轴的材料选用最常用45钢，正火处理，估计轴的直径小于100mm，由表13-1【2】查得：-1=140MPa。5.2.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式（10-2）【4】，查表10-2，取（此轴为转轴，又是减速器的中间轴），则d11833.77194.7=31.69mm又因为最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大，即d31.691.05=33.28mm取d=38mm5.2.3：轴的结构设计1）确定各段轴的直径齿轮段轴头直径d1：由前面计算可知轴头直径为38mm轴环直径d2：轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为2.5mm；轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴环直径d2=50mm。轴承段轴头直径d3：两端装轴承处的轴径直径应小于38mm，同时考虑到轴承内径的标准值，所以轴径直径取35mm。2）初选轴承类型及代号因轴承径向和轴向均受载荷的作用，所以选用角接触轴承。根据轴径为35mm，初选7207C轴承，轴承采用脂润滑，轴上设置挡油板。3）确定各轴段的长度装齿轮处长度L1：齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂的宽度2mm，所以装大齿轮和小齿轮出的轴头长度分别取58mm和100mm。轴环宽度:b1.4h=1.46=8.4mm。取b=10mm。装轴承处长度L2：套筒长度=齿轮端面到壳体内壁距离+轴承到壳体内壁距离=12+5=17mm，L2=套筒长度+轴承宽度=17+17mm=34mm。中间轴总长度L=236mm。4）轴上零件的周向定位大齿轮及小齿轮均采用A型普通平键链接，由手册【1】查得截面尺寸为，长度取为50mm和90mm。5）确定轴上倒圆半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度。5.2.4：轴的受力分析1）求轴上的扭矩T=9550P2n2=95503.77185=194.7Nm2）求齿轮上的作用力Ft2=2000T2d2=2000194.7348.84=1116.3NFr2=Ft2tann/cos=1116.3tan20/cos14.65=420NFa2=Ft2tan=1116.3tan14.65=291.8NFt3=2000T3d3=2000194.7120=3245NFr3=Ft3tan=3245tan20=1181.1N3）确定跨距右端支反力作用点至小齿轮上力的作用点间距离为l3=34-14.2+582=48.8mm左端支反力作用点至大齿轮上力的作用点间距离为l1=34-14.2+1002=69.8mm两齿轮上作用点间的距离为l2=1002+582+10=89mm4）作出计算简图（见草稿纸）5）求出水平面内支反力及,并作出水平弯矩图RAH=Fr3l1+l2-Fr2l1-Fa2d22l1+l2+l3=118169.8+89-42069.8-291.8348.84/269.8+89+48.8=517 NRBH=Fr3-Fr2-FAH=1181.1-420-517=247.1 N截面3的弯矩M3H=RAHl3=51748.8=25229 Nmm截面2的弯矩M2Hl=RBHl1=247.169.8=17247 NmmM2Hr=RBHl1-Fa2d22=247.169.8-291.8348.842= -33648Nm（图见草稿纸）6）求垂直面内支反力和，并作出垂直弯矩图RAV=Ft3l2+l1+Ft2l1l1+l2+l3=324569.8+89+1116.369.869.8+89+48.8=2857.5 NRBV=Ft3+Ft2-RAV=3245+1116.3-2857.5=1503.8 N截面3的弯矩M3V=RAVl3=2857.548.8=139446 Nmm截面2的弯矩M2V=RBVl1=1503.869.8=104965 Nmm7)作出合力弯矩图截面3的合成弯矩M3=M3H2+M3V2=25229 2+1394462=141709 Nmm截面2的合成弯矩M2l=M2Hl2+M2V2=172472+1049652=106372 NmmM2r=M2Hr2+M2V2=336482+104965 2=110266Nmm（图见草稿纸）8）作出扭矩图（图见草稿纸）T=Ft2d22=1116.3348.842=194705 Nmm5.2.5：轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图中不难看出，轴上多处截面存在应力集中，但截面和截面所受载荷较小，可以不考虑。截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，故可排除。截面和直径相同，应力集中相同，但截面所受载荷较截面小，也可排除。所以只需对截面和进行安全系数校核。1）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:查表10-8【4】，b.绝对尺寸系数：查表10-11【4】，c.表面状态系数：查表10-12【4】，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表10-14【4】，=0.34,(2)截面的抗弯、抗扭截面模量（）轴的直径键槽宽键槽深W=d332-bt(d-t)22d=34332-10534-52234=3240.28mm3WT=d316-btd-t22d=34316-10534-52234=7098mm3(3)截面上的应力弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅a=M3W=141709 3240.28=43.7 MPa平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力T=TWT=1947057098=27.43 MPa扭转应力幅与平均切应力相等，a=m=T2=27.432=13.715 MPa（4）安全系数弯曲安全系数S=-1ka+m=2751.760.930.8843.7=2.92扭转安全系数S=-1ka+m=1401.540.930.8113.715+0.2113.715=4.53综合安全系数S=SSS2+S2=2.924.532.922+4.532=2.455取,合适2）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由，按(D-d)/r=(46-34)/2=6 , r/d=2/38=0.0526。查表10-9【4】用插值法得K=2.03 K=1.68过盈配合处的应力集中，由查表10-8【4】得由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数绝对尺寸系数：查表10-11【4】，c.表面状态系数：查表10-12【4】，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表10-14【4】，=0.34,(2)截面上的应力截面的弯矩M5=141709-1102668960+110266=131463.53MPa故弯曲应力幅a=M5(d332)=131463.53(38332)=24.4MPa平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力T=T(d316)=194705(38316)=18.07MPa扭转应力幅与平均切应力相等a=m=T2=18.072=9.035MPa（3）安全系数弯曲安全系数S=-1ka+m=2752.520.930.8824.4=3.66扭转安全系数S=-1ka+m=1401.820.930.819.035+0.219.035=5.9综合安全系数S=SSS2+S2=3.665.93.662+5.92=3.11取,合适5.3：低速轴的设计总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据传递功率：P3=3.65 KW；转速：n3=46.37 r/min；转矩T3=753.7 Nm齿轮4（大直齿轮）：分度圆直径d4=480mm；齿轮宽度；5.3.1：选择轴z的材料选用最常用45钢，正火处理，估计轴的直径小于100mm，由表10-1【4】查得：-1=140MPa5.3.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式（10-2）【4】，查表10-2，取则d11833.6546.37=50.57 mm又因为最小直径在装联轴器处，此处有一键槽，故轴径应增大，即d50.571.05=53.1 mm圆整，考虑联轴器，取轴头直径标准值为d=55。5.3.3：联轴器的型号的选取由前面计算可知T3=753.7Nm，为了保证联轴器的可靠性，我们增加50%的需用转矩，即753.71.5=1130.6Nm。还要考虑低速轴的最小直径。综合以上因素，查标准GB5014-85(见表8-2【1】)，选用HL4型弹性柱销联轴器。半联轴器的外孔径d=55mm，轴孔长度L1=L2=112mm，故装联轴器段轴头长度应略小于112mm，取110mm，轴头直径为55mm。5.3.4：轴的结构设计1）初步设计轴的结构2）确定各段轴的直径联轴器轴头d1：由前面计算可知装联轴器轴头直径d1=55mm联轴器轴向固定轴肩：直径变化510mm,并考虑密封件的尺寸，取d2=60mm。轴承处轴头直径d3：考虑轴承为标准件，取d3=65mm装齿轮处直径d4：为方便装拆，取d4=70mm轴环直径d5：轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为2.5mm；轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴环直径为80mm。轴承轴向固定轴肩直径d6：查轴承的安装尺寸，确定d6=77 mm3）初选轴承类型及代号选用圆柱滚子轴承。根据轴径为65mm，查表6-5【1】初选N213轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。4）确定各轴段的长度d1处长度L1：查GB/T5014-85(见表8-2【1】)， HL4型弹性柱销联轴器轴孔长度L1=112mm。联轴器轴向定位轴肩d2处长度L2：L2=外机壁至轴承座端面之间距离+机盖壁厚轴承宽度-轴承至壳体内壁距离+端盖厚度+(2030mm)，L2=c1+c2+35+10-23-5+2030=5163mm。取L2=60mm。联轴器端装轴承处d3处长度L3：查N213轴承宽度，确定L3=23mm.远离联轴器端装轴承处长度L4:首先，考虑到箱体内齿轮正确啮合以及箱体内零件的正确布置，套筒长度=20mm。L4=轴承宽度+套筒长度=43mm。装齿轮处轴长度L5:L5=b4-2=94mm轴环宽度b：b1.4h=1.46=8.4mm,取b=10mm。轴肩长度L6：考虑到各轴装配处机座内壁距离相同，确定L6=78mm。高速轴总长度L=420mm。5）轴上零件的周向定位齿轮采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为20mm12mm，长度取为90mm。联轴器采用C型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为16mm10mm，长度取为100mm。6）确定轴上倒角半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度。六、轴承的选择与寿命计算6.1：中间轴的轴承寿命1）查有关数据由手册【1】查得7207C轴承的有关数据：Cr=23.5 KN C0r=17.5KN2）计算两支轴承径向载荷由前计算结果，RBH=247.1 N , RAH=517 N , RBV=1503.8 N ,RAV=2857.5 N .Fa=291.8 N（方向：由B轴承指向A轴承）FRA=RAV2+RAH2=2857.52+5172=2903.9 NFRB=RBV2+RBH2=1503.82+247.12=1524N3）计算两支承的轴向载荷对于7000C型轴承，轴承内部轴向力,其中为表12-12【4】中的判断系数，其值由的大小确定，但先轴承轴向载荷未知，故先取进行试算。FS1=0.4FRA=0.42903.9=1161.56 NFS2=0.4FRB=0.41524=609.6N因为FS2+Fae2查表12-12【4】得XB=0.44,YB=1.3PrB=XBFRB+YBFAB=0.441524+1.3870.2=18015）计算轴承的基本额定寿命取PrA、PrB中的最大值计算，将PrA带入下式查表12-8【4】，因轴承在正常温度下工作，查表12-10【4】，取减速器载荷系数，球轴承则Lh=16670185（1235001.32903）3=21756 h寿命达到要求七、键连接的选择与校核计算7.1：高速轴上的键的选择由前面轴的设计可知:齿轮采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为63mm。联轴器采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为36mm。7.2：中间轴上的键的选择由前面轴的设计可知，大齿轮及小齿轮均采用A型普通平键链接，由手册【3】查得截面尺寸为，长度取为50mm和90mm。7.3：低速轴上的键的选择与