带式运输机传动装置的设计.doc

江西科技师范学院 机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置的设计 机电 系（院） 08数控 班设计者 指导教师 2010年 6月 9日(江西科技师范学院)机械课程设计课程设计任务书题目：带式运输机传动装置的设计1. 带式运输机工作原理 2. 已知条件1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35；2) 使用折旧期；8年；3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4) 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5) 运输带速度容许误差：5%；6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3设计数据题号参数1运输带工作拉力F/KN1500运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm220注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。4. 传动方案目 录一、传动装置的总体设计二、传动件的设计计算三、减速器装配草图的设计四、轴的设计计算五、装配草图六、减速箱体的结构尺寸七、润滑油的选择八、转配图和零件图附录参考文献一、传动装置的总体设计1、传动方案的确定在各个传动方案中选择二级展开式圆柱齿轮减速器，其主要特点是：传动比一般为840，用斜齿、直齿或人字齿，其中高速级一般用斜齿，低速级可做成直齿，结构简单，应用广泛；它是二级齿轮减速器中应用最广泛的一种，齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度，高速级常用圆柱斜齿轮，低速级可用直齿轮。高速级齿轮布置应远离输入端，这样，轴的扭转变形将能减小轴的弯曲变形引起的载荷沿齿宽发布不均现象。用于比较平稳的场合。如下图为其传动方案简图：282、电动机的选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。1) 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw 由题中条件 查询工作情况系数KA（1P187表7-3），查得K A=1.4设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本设计中的联轴器的传动效率（2个）， 齿轮的传动效率（2对）， 其中=0.99（两对联轴器的效率取相等） =0.98（123为减速器的3对轴承） =0.96（卷筒的一对轴承） =0.97（两对齿轮的效率取相等） = =0.832） 电动机的输出功率Pw=kA* （2P187式13-4）PdPw/ （2P187式13-1）Pd1.988KW2 电动机转速的确定由v=1.1m/s 求卷筒转速nwV =1.1 =nw=95.54r/min（1P70 式5-7）nd（i1i2in）nw因为二级圆柱齿轮减速器的传动比一般为840，故电动机转速的可选范围为：nmn*(840)（764.323821.6）r/min.综上所述,得出结论:符合这范围的电动机同步转速有1000、1500两种，通过对比选择同步转速为1000r/min的较合适，故拟选用电动机类型为：=0.83Pd1.988 KWnw=95.54 r/minY112M-6额定功率为2KW，满载转速为=940r/min由（2P167表12-1）查出电动机型号为Y112M-6,其额定功率为3kW，满载转速940r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY112M-629402.052.0545三 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nw nw95.54 nm=940r/min i14.9742 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1（1.4-1.5）i2。因为i14.974，取i15，估测选取 i1=3.58 i2=2.75速度偏差为0.5%，所以可行。3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 （1）电动机转轴速度 n0=940r/min 高速I n1=940r/min 中间轴II n2=262.57r/min 低速轴III n3= =95.54r/min 卷筒 n4=95.54r/min。各轴功率其中,i1、i2依次为、轴，、轴间的传动比（2）各轴功率：高速I PI=Pd01 =1.9880.990.98=1.9288kw；中间轴II PII=PI12=1.92880.980.97=1.8335kw；低速轴III PIII=PII23=1.83350.980.970.96=1.6732kw；式中，Pd为电动机轴输出的功率，kw；PI、PII、PIII为、轴的输入功率；01、12、23依次为电动机轴与I轴，、轴，、轴间的传动效率。（3）各轴转矩电动机转轴Td9550Pd/nm9550*1.988/94020.197Nm；高速I TI=Td01=20.197*0.99*0.98=19.595Nm； 电动机型号Y112M-6传动比15i1=3.58 i2=2.75各轴速度n0=940r/minn1=940r/minn2=262.57r/minn3=95.54r/minn4=95.54r/min各轴功率P1= 1.9288KwP2=1.8335Kw P3=1.6732Kw 各轴转矩Td20.197NmT1=19.595 N 中间轴II TII=TIi112=19.5953.580.980.97=66.686Nm低速轴III T=TIIi223 =66.6862.750.980.970.96=167.354Nm；式中，Td为电动机轴的输出转矩，；T、TII、T为、轴的输入转矩.项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III转速（r/min）940940262.5795.54功率（kW）2.21.92881.83352.523 转矩（Nm）219.59566.686167.354传动比113.582.75二、传动件的设计计算小齿轮传递的转矩。由前一节运动参数计算,己知TI=19.595Nm=1.960 NmmTII=66.686Nm=6.669NmmA 高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数1.9288KW940r/min3.5819.595 Nmm1.41 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为40HBS。见附录齿轮常用材料及选择原则2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z122，大齿轮齿数z279的；2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按1P114式7-5计算，即 dt2.32*3 确定公式内的各计算数值1）T2=66.686 NT3=167.354N 7级精度；z120 z279（1） 试选Kt1.41P126（2） 由1P118表7-8选取尺宽系数d1.05（3） 由1P115表7-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa由1P122图7-15b)2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1700MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（4） 由1P118式7-9计算应力循环次数(I轴上小齿轮)N1=60n1jLh=609401(283008)=2.166109(II轴上大齿轮)N2=602631(283008)=6.060108N2此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时（5） 由1P126图7-18查得接触疲劳寿命系数ZN10.95 ZN20.99（6） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，S由1P120表7-9的 1 = KHN1Hlim1 /S=0.95*700MPa=665Mpa2= KHN2Hlim2/S=0.99*550MPa=545MPa由1P118式7-8a得2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t（2） 计算圆周速度V=3.1436.143940/(601000)=1.778m/s（3） 计算齿宽b及模数mb1=d d1t=136.143mm=36.143mm mt1=1.643mmh1=2.25mt1=2.251.643=3.697mm=9.78（4） 计算载荷系数K 由1P111表7-3 已知载荷平稳，所以取KA=1Kt1.4d1.05N1=2.166109N2=6.060108ZN10.95ZN20.99S11665Mpaa2545MPd1t =36.143mmv =1.778m/sb=36.143mmm=1.643mmh=3.697mmb/h=9.78KA=1根据v,7级精度，由1P111图7-8查得动载系数Kv1=1.07；由1P112表7-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同，查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KHB KHB1=1.308 再根据齿宽与齿高之比,查得按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数1P113表7-5查得KFB1=1.29 由1P118表7-5查得KHa1=KFa1=1。故: 载荷系数 K1=KA1KV1KHa1KH1=11.0711.308=1.399（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d1=由于试选的糸数与实际载荷糸数十分相近,不必校正.d1= d1t =36.143(6)计算模数mn mn1=36.143/22=1.6434 按齿根弯曲强度设计由1P117表7-7 m1） 确定计算参数由1P123图7-16查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=268MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=210MPa由1P126图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数YN1=0.90 ，YN2=0.93,计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3 查1P143表7-13得F1=（YN1*F1）/S=185.54MpaF2= （YN2*F2）/S=150.23Mpa（1） 计算载荷系数K11=KA11KV11KFa11KF11=11.0711.29=1.38（2） 查取应力校正系数由表1P116表7-7查得= 1.57，=1.77 =2.72， =2.22计算大、小齿轮的并加以比较KHB1=1.308KFB1=1.29 KH=KH=1.1K=1.399d1=36.143mmm=1.643YN1=0.90 YN2=0.93S=1.3F1= 185.54MpaF2 =150.23MpaK=1.38Ysa1=1.57Ysa2=1.77 =2.72=2.222.72*1.57/185.54=0.023022.22*1.77/150.23=0.02616 大齿轮的数值大，所以取0.026162） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=2.0 mm 已可满足齿根弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按前面接触疲劳强度算得的分度圆直径d来计算应有的齿数。于是由=36.143/2=18.07取Z1=19，则Z2=i12Z1=193.58695 几何尺寸计算1） 计算中心距d1=z1m1=19*2=38mm d2=z2m1=69*2=138mm=（38+138）/2=88mm2） 计算齿轮宽度=1.0538mm=39.9 mm。 圆整后取B2=40mm，B1=45mm3） 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2384519大齿轮21384069B 低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数1.8335KW262.57r/min2.7566.686Nm1.41选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为40HBS。=0.02302=0.02616 m=2.0Z1=19Z2=69d1=38d2=138a=88 B1=45mmB2=40mm 2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z261的；2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算1P114式7-5试算，即 d1t3. 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.4 1P126（2） 由1P118表7-8选取尺宽系数d1.05（3） 由1P115表7-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（4） 由1P122图7-15d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1700MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（5） 由1P118式7-9计算应力循环次数 (II轴上小齿轮) N3=N2 =6.060108 (III轴上大齿轮)N4=60961(283008)=2.212108此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由1P126图7-18查得接触疲劳寿命系数ZN30.99； ZN41.06（7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由1P118式7-8a得 H3 = KHN3*Hlim1 /S=0.99*700MPa=693Mpa H4 = KHN4*Hlim2 /S=1.06*550MPa=583Mpa 4. 计算（8） 试算小齿轮分度圆直径d1td3t1) 计算圆周速度 V34=3.1453.091262.57/(601000)=0.7295m/s2) 计算齿宽b及模数mb3=d d3t=153.091mm=53.091mm mt3=2.413mm 7级Z122Z261Kt1.4d1.05ZE189.8MpaHlim1700MPaHlim2550MPaN3=6.060108N4=2.212108ZN30.99ZN41.06H3=693MpaH4=583Mpad3t=53.091V34=0.7295m/sb3=53.091mmmt3=2.413mm=9.783) 计算载荷系数K由1P111表7-3已知载荷平稳，所以取KA=1根据v,7级精度，由由1P111图7-8查得动载系数Kv3=1.02；由1P112表7-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同，查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KHB KHB3=1.312 再根据齿宽与齿高之比,查得按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数1P113表7-5查得KFB3=1.30由1P118表7-5查得KHa3=KFa3=1。故: 载荷系数 K3=KA3KV3KHa3KH3=11.0211.312=1.3384) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d3=53.091*(1.338/1.4) 1/3=52.295mm5) 计算模数m mn3=52.295/22=2.3776) 按齿根弯曲强度设计。由1P117式7-7 4） m确定计算参数由1P123图7-16查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=268MPa大齿轮的弯曲疲劳强度FE4=210 MPa由1P126图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数YN3=0.93 ，YN4=0.98,计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3 查1P143表7-13得F3=（YN3*F3）/S=MPaF4= （YN4*F3）/S=MPa（1） 计算载荷系数 K31=KA31KV31KFa31KF31=11.0211.30=1.321） 查取应力校正系数 由1P116表7-7查得Ysa3=1.57; Ysa4=1.73 YFa3=2.72. YFa4=2.28 KA=1Kv3=1.02KHB3=1.312 K3=1.338d3=52.295mmmn3=2.377FE3=268MPaFE4=210 MPaYN3=0.93YN4=0.98F3=191.72MPaF4=158.31MPaK31=1.32Ysa3=1.57Ysa4=1.73YFa3=2.72YFa4=2.28 3）计算大、小齿轮的并加以比较 2.72*1.57/191.72=0.022272.28*1.73/158.31=0.02492 大齿轮地数值大，所以取0.024925） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=2.5mm 已可满足齿根弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按前面接触疲劳强度算得的分度圆直径d来计算应有的齿数。于是由=52.295/2.5=20.92 取z3=21，则Z4=Z3i34=212.7558。6 几何尺寸计算1） 计算中心距 d3=z3m3=21*2.5=52.5mm d4=z4m3=58*2.5=145mm2） 计算齿轮宽度=1.0552.5mm=55mm圆整后取B4=55mm，B3=60mm。3） 由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮2.552.52060大齿轮2.51452055 3、 减速器装配草图的设计0.022270.02492=2.5mm z3=21Z4=58d3=52.5mmd4=145mma34=98.75mmB4=55mmB3=60mm4、 轴的设计计算A. I轴的设计及计算I轴的初步结构图1. 求作用在齿轮上的力圆周力:Ft1= N=1031.58N；径向力:Fr1= Ft1=1031.580.3640=375.46N(圆柱直齿无轴向力)2. 初步确定轴的最小直径,同时选用联轴器I轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2。为了使所选的轴直径d1-2与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.考虑装拆维护方便,而工作环境又为多尘.选用滚子链联轴器. 联轴器计算转矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.197Nm =26.256 NmT联轴器型号：GL1联轴器 GB4323-2002 公称转距：40N.m。许用转速为3600r/min ,直径取20mm，L1=38mm,即I轴的最小直径为d1-2=20mm3.轴的结构设计结构形式如下:(1）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 联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=24mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，轴端挡圈同时取28mm.1-2段的长度应比L1短一些，现取L1-2=36mm. 2)初步选择滚动轴承。因轴承并不受轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2-3=24mm，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子轴承N205E，其尺寸为d*D*B=25mm*52mm*15mm,故d3-4=d7-8=25mm, 齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩来进行轴向定位，参考B=15所以L3-4=15+s=23mm。(取s=8mm)由手册查得N205E轴承的da =30mm,所以取d4-5=30mm,。3) 由于齿轮直径小，因此做成齿轮轴。所以轴段5-6的分度圆直径d5-6=38mm。已知齿轮B1=45mm,故取L5-6=45mm，N205E轴承B=15mm，故取L7-8=15mm。4) 轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装坼及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离L=20mm，故取L2-3=40mm。齿轮与箱体需要一段距离,取该距离15mm,考虑箱体铸造误差,滚动轴承距箱体又有一段距离,取s=8mm.故23mm.5) II轴上小齿轮齿宽B3=60.(L4-5大约要大于100)(2) 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的联接，根据d1-2 =20mm 选用平键为b*h=6 X 6mm，键长22mmm，配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.(3) 确定轴上圆角和倒角尺寸根据手册，取轴端倒角为2.0*450.各轴肩处的圆角半径1mm. B 、II轴的结构设计II轴的初步结构图1、作用在齿轮2上的力 Ft2=2*66.96X1000/138N=970.43N；Fr2= Ft2 tana=353.21N作用在齿轮3上的力 Ft3=2*66.96X1000/52.5N=2540.57N；Fr3= Ft3 tana924.69N,其中标准齿轮压力角a= 2、初步计算轴的最小直径先按扭转强度d计算。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据手册，取A0=112，于是得 dmin112=21.4mm。 1）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。因轴承并不受轴向力的作用，径向载荷较大.故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子球轴N206E，其尺寸为d*D*B=30mm*62mm*16mm,故d1-2=d7-8 =30mm.左端轴承采用轴肩进行轴向定位,根据选用的轴承da=36mm因此取d2-3=36mm.为了使套筒与轴承压紧，取L1-2 =16mm.（2）由于左齿轮直径小，因此做成齿轮轴，所以轴段3-4的分度圆的直径d3-4=52.5mm.此处为齿轮轴,不必对齿轮进行轴向定位,又已知齿轮B3=60mm,故取L3-4=60mm。左齿轮与箱体距离适宜地初取为16mm,同时考虑箱体铸造误差,滚动轴承的位置距箱体有一段距离,取距离s=8mm,故=16+8=24mm（3）取安装右齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=34mm，齿轮的左端与采用轴肩进行轴向定位。轴肩高度h0.07d,故取h=3,则轴环的直径为=40;轴环的宽度b=1.4h,因此取=5mm.已知齿轮B2=40mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于B2，故取L6-7=37mm。（4）考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知齿轮距离箱体a2=16mm,滚动轴承宽度B=16mm 则：L7-8= s+ a2+B+(40-37)= 8+16+16+3=43mm 取两齿轮之间的距离c=20mm,则L4-5 =c-b=20-5=15mm, 5-4段保持与2-3段水平,故d2-3 =d4-5=36mm.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2）轴上零件定额周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。查手册,根据轮毂处直径d6-7 =34mm,选用平键为b*h=10mm*8mm，键长28mmm，配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3）确定轴上圆角和倒角尺寸根据手册，取轴端倒角为2.0*450，各轴肩处的圆角半径为1mm。1. 求轴上的载荷总受力图: 水平受力图 水平力矩图 垂直受力图 垂直力矩图 合成力矩图 转矩图作为简支梁的轴的L164,L1=61.5mm,L2=70mm,L3=32.5mm。如轴的初步结构简图显示。根据以上计算简图可知截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的MHMV及M的的值列于下表：载 荷 水平面H 垂直面V支反力FRBH=1780.17N,FRDH=1730.83N FRBV=507.94N, FRDH=63.54N弯 矩MMH1=109480N*mmMH2 =56252N*mMV1=31238N*mm,MV2=2065N*mm 总弯矩M1=113849N*mm M2=56290N*mm扭矩TT2=66686N*mm4、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。取=0.6,W为轴的抗弯截面系数.截面C的W为0.1*d3则轴的计算应力：=14.61MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得=60MPa。因此0.07d，立即可算出h=3.5,则轴环处的直径d4-5=58mm为宜。轴环宽度b=1.4h,因此取L4-5=12mm。（4）轴承端盖的总宽度为25mm。根据轴承端盖的装坼及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离L=30mm，又滚动轴承宽度B=17mm.故取L2-3=72mm。 (5)右端滚动轴承与齿轮用轴套进行轴向固定,查手册,此处轴肩2mm,因此=39mm.（6）考虑II轴与III轴的配合关系，则取L6-7=26mm，L3-4=85 mm轴器长度L=82mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。二轴上零件定额周向定位齿轮半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。右端齿轮4按d5-6 =50mm,由手册查得平键尺寸b*h=14mm*9mm，键槽用键槽铣刀加工，键长为40，同时为了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H7/n6。同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为b*h=10mm*8mm，键长63mm，配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差m6。三确定轴上圆角和倒角尺寸根据手册，取轴端倒角为2.0*450，各轴肩处的圆角半径为1.0mm轴承的选择计算一、I轴：根据轴的结构设计，在其过程中己经初选了圆柱滚子轴承N205E GB/T283-1994.现只需对其进行校核.1. 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2：查手册得Cr27.5KN 、C0r26.8KN.I轴上得小齿轮受到的力：Fte1=1031.58N；Fre1= 375.46N分度圆直径：d138mm。根据力学分析可算得：Fr1v159.98N、Fr2v215.48NFr1H340.63N、Fr2H690.95N故：Fr1=376.32N、Fr2=723.77N。2. 求轴承的当量动载荷P1和P2：查手册,无轴向力作用的圆柱滚子轴承,其径向当量动载荷公式为:PrFr故P1Fr1 =376.32N P2Fr2 =723.77N3. 验算轴承寿命：因为P18年故所选轴承可满足寿命要求。2、 II轴：根据轴的结构设计，在其过程中己经初选了圆柱滚子轴承N206E GB/T283-1994.现只需对其进行校核.1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2：查手册得Cr36.0KN 、C0r35.5KN.II轴上的小齿轮受到的力：Fte3=2540.57N；Fre3= 924.69N而大齿轮受到的力: Fte2=970.43N；Fre2=353.21N。根据力学分析可知轴承上各个坐标力与简化之后的简支梁其支反力是一一对应的, 计算得到: Fr1v507.94N、Fr2v63.54N Fr1H1780.17N、Fr2H1730.83N故：Fr1=1851.22N、Fr2=1731.99N。求轴承的当量动载荷P1和P2：查手册,忽略轴向力作用的圆柱滚子轴承,其径向当量动载荷公式为:PrFr故P1Fr1 =1851.22N P2Fr2 =1731.99N3验算轴承寿命：因为P1P2,所以按P1进行验算，取10/3 Lh=156428.63h=32年8年故所选轴承可满足寿命要求。三、III轴：根据III轴的结构设计，在其过程中己经初选了圆柱滚子轴承N207E GB/T283-1994.现只需对其进行校核.4. 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2：查手册得Cr46.5KN 、C0r48KN.III轴上的大齿轮受到的力：Fte4=2308.33；Fre4= 840.16N根据力学分析可算得：Fr1v492.41N、Fr2v347.75N Fr1H1352.89N、Fr2H955.44N故：Fr1=1439.71N、Fr2=1016.76N。5. 求轴承的当量动载荷P1和P2：查手册,无轴向力作用的圆柱滚子轴承,其径向当量动载荷公式为:PrFr 故P1Fr1 =1439.71N P2Fr2 =1016.76N6. 验算轴承寿命：因为P1P2,所以按P1进行验算，取10/3Lh=187178h=388年故所选轴承可满足寿命要求。 键联接的校核计算在前面的设计轴结构时初步确定了各键的基本尺寸，现在只需分别对其进行强度校核。 p=100120MPa,取p110MPa。一、I轴：联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。联轴器与轴的联接，选用平键为b*h=6mm*6mm，键长22mmm，配合为H7/k6。由公式： p=29.69M