带式输送机的传动装置设计课程设计

目录1.设计任务22.对传动方案进行分析论证33.电动机选择54.传动装置运动及动力参数计算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.润滑及密封类型选择3311.减速器附件设计3313.心得体会3414参考文献35机械设计课程设计1.设计任务带式输送机的传动装置。图1为带式运输机及其传动装置的简图。图2为参考传动方案。表1为设计原始数据。每组同学设计一个原始数据，班内不得有相同数据。表1设计原始数据题号1234567890运输带工作拉力F（Kn）76.565.55.254.84.54.24运输带工作速度v(m/s)1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滚筒直径D（mm）4004004004504005004504004504501）已知条件：(1)运输带工作拉力F=5.2Kn;(2)运输带工作速度v=1.5m/s;(3)滚筒直径D=400mm;(4)滚筒效率n=0.96;(5)工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；(6)使用折旧期：8年；(7)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；(8)动力来源：电力，三相交流，电压380/220V;(9)检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；(10)制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2）内容与要求(1)绘制减速器装配图1张（A0或A1）。（可提供三维建模软件，可绘三维模型）(2)绘制零件工作图1张。(3)编写设计计算说明书1份。2对传动方案进行分析论证设计一带式输送机的传动装置，推荐设计方案如下图所示：改进方案如下图所示：与原方案相比，改进方案的轴承刚度高，节省了材料。设计计算及说明结果3、电动机的选择1.电动机类型的选择根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相交流异步电动机。2.电动机功率的选择1）工作机所需功率P=7.8kNw0FV5.122)从电动机到工作机输送带之间的总效率为=1625423式中，分别为第一级齿轮传动，第二级齿27轮传动，角接触球轴承，滚子轴承，联轴器，卷筒效率。据1表1-7知=0.98，=0.97，=0.99，=0.98，=0.99，=0.96，则有：123456=0.8599.0.980.9708.22故电动机所需工作效率为：kWPwd.5.3.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和带的传动比齿i=24。则系统的传动比范围应为：i=i=（840）（24）带齿带=16200工作机卷筒的转速为n=71.62r/minwdv604.51所以电动机转速的可选范围为n=i=（16200）76dwminr=（121612160）inr符合这一范围的同步转速有1500和3000两种，但mirinr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。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格minr因素，据1表12-1可选择Y160M4电动机，其主要参数如表3.1所示表3.1Y160M4型电动机主要参数电动机型号额定功率kW满载转速（）minr额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩Y160M-41114602.22.3电动机型号中心高/mm总长/mm键/mm质量/kg0.859kNPd08.9min/62.71rnwY160M-41606005121234、装置运动和动力参数计算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，据1式14-1有：i=39.206.714wdn2)分配到各级传动比，据1式14-2有：21ii按1P196推荐，展开式二级圆柱齿轮减速器(1.31.5)，令1i2i，得，。213.i96.114.52i2.传动装置的运动和动力参数计算1)各轴转速电动机转速：=1460r/mindn第一轴转速：min/1460r第二轴转速：i/5.289.31rinII第三轴转速：in/6.71.04iII2）各轴功率电动机轴与I轴间的传动效率：9.0501nI轴与II轴间的传动效率：7.842II轴与III轴间的传动效率：960.23III轴与滚筒间的传动效率：.9050据1P197得各轴功率为：kWPdI9.8.091II725.052Kw36.89.7.310II3)各轴转矩39.20i96.31i452min/160rn5.284Iin/6.71rnIkWPI95.8I72kI36.8电机轴输出转矩：T=9.55=9.55=59.393N013dnP310468.9mI轴输入转矩：dI/7.5.5901II轴输入转矩：mNiTII/160.293.014.812III轴输入转矩：iII/47.63.923表4.1各轴运动和动力参数轴号功率（kW）转矩（N）转速（）minr电机轴9.085939314601轴8.9955879914602轴8.725293160284.053轴8.376111447771.62mNTI/79.58I/160.23mNTI475、齿轮设计（1）I级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按改进的传动方案，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=20，大齿轮齿数Z可由Z=i得1221Z=102.8，取103；25）初选螺旋角=14。2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：dt1231)(2HEdtZuTK（1）确定公式中各数值1）试选K=1.5。t2）由2图10-30选取区域系数Z=2.435H3）由3图16.2-10可得：=0.75，=0.9012则=0.75+0.90=1.65。214）由2表10-7选取齿宽系数=1.0。d5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T=58.799N。1m6）由2表10-6查的材料的弹性影响系数Z=189.8MPE217）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。1limH2limH8)由2式10-13计算应力循环次数。911053.)041(46060njLN992.539）由3表8-42得接触疲劳寿命系数K=0.947；1HN036.7)(K=0.921。2036.7)5(10）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=0.947600=568.2MPaH1SKHNlim=0.921550=506.55MPa22li所以=H21H5.06.8=537.375MPa(2)计算1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：t1dt1233)375.81942(.56.079582=45.542mm2)计算圆周速度。v=106ndt10642.3=3.481m/s3）计算齿宽b及模数。b=145.542=45.542mmtd1m=mmnt1cosZt21.204cos5.4h=2.25m=2.252.21=4.97mmntb/h=9.16397.454）计算纵向重合度。=0.318tan1Zd=0.318120tan14=1.5865）计算载荷系数K。已知使用系数K=1，据v=3.481m/s，7级精度。由2图10-8得AK=1.12，vK=1.310。由2图10-13查得K=1.252，由2图10-3查得HFK=K=1.2,故载荷系数：FK=KKKK=1=1.761vAH310.2.16)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d=d=45.542=48.043mm1t3t35.1767）计算模数mnm=2.331mmn1cosZd2014cos3.483.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：mn321cosFSadYZYKT（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KKKK=1AVF25.1.=1.6832）根据纵向重合度=1.586，由2图10-28查得螺角影响系数Y=0.88。3）计算当量齿数。Z=21.8931v3cos14203Z=112.7522v334）查取齿形系数由2表10-5查得Y=2.72，Y=2.171Fa2Fa5）查取应力校正系数由2表10-5查得Y=1.57，Y=1.801Sa2Sa6）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮1FE的弯曲疲劳强度极限=380MP2FE7）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.874，K=0.9031FN2FN8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：=312.143MPaF1SKFEN14.5087=245.1MPaF2SKFEN24.138099）计算大、小齿轮的，并加以比较FSaY=0.013681FSaY43.257=0.015942FSa.80（2）设计计算mn32301594.65.10cos879.586.1=1.651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n弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2mm，已可满足弯曲疲劳强度，n用接触疲劳强度算得分度圆直径d=48.043mm来计算应有的齿数。于1是由：Z=23.3081nmdcos24cos03.48取Z=23，则Z=5.14=119.8,取Z=120112i08.24.几何尺寸计算（1）计算中心距a=cos2)(1n14cos2)3(=147.378mm,圆整为147mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=14amZn2)(1378.142)0(因值在允许范围内，故等参数比用修正m=2mmnZ=231Z=1202a=147mm=14md41.732B=47mm1（3）计算大，小齿轮的分度圆直径d47.41mm,14cos231nmZd=247.34mm02n（4）计算齿轮宽度b=47.41=47.41mm1d圆整后取B=47mm，B=52mm25.大小齿轮各参数见下表I级齿轮相关参数名称符号计算公式及说明法面模数nmmn0.2端面模数tot614cs法面压力角nn端面压力角tot56.20cstar螺旋角14齿顶高ahmhna.齿根高fcnaf5.20)1(全齿高hhf4.分度圆直径1dmzdo7cs312.240.2齿顶圆直径1ahda1.5.712dm3202齿根圆直径1fff4.1B=52mm22fdmhdff34.25.72基圆直径1botb80cs112t.2中心距amzaon47)3(cs1(2)II级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮；2）小齿轮选用7级精度，大齿轮选用8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=3.96=95.04，取95；3425）初选螺旋角。142.按齿面接触疲劳强度设计dt322)(HEdtZuTK（1）确定公式内各数值1）初选K=1.6t2）由2图10-30选区域系数Z=2.433H3）由3图16.2-10可取：=0.762，=0.862，则34=0.762+0.862=1.624434）由2表10-7选取齿宽系数=1d5）计算小齿轮传递的转矩：T=29.32Nmm22610.9nP05.28471.964106)由2表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPaE27）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=550MPa3limH4limH8)由2式10-13计算应力循环次数。8231095.2)36412(05.8460njLN7243.9.1i9）由3表8-42取接触疲劳寿命系数K=0.947，3HN036.87)15.(K=0.9874036.7).(10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%。安全系数S=1，有=0.947600=568.2MPaH3SHN3lim=0.987550=542.85MPa4K4li所以=555.5MPaH243H285.56（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d。由公式得t3d=79.369mmt324)5.81932(96.62.1092）计算圆周速度V=1.18023nt0.843.74.sm/3）计算齿宽b及模数b=179.369=79.369mmtd3m=3.209mmnt241cos369.7cos3Zth=2.25m=2.253.209=7.22mmntb/h=10.9932.73694)计算纵向重合度=0.318=0.318=1.903tan3Zd14tan25）计算载荷系数K已知使用系数K=1，据v=1.18m/s，7级精度。由2图10-8得AK=1.1，K=1.426由2图10-13查得K=1.38，由2表10-VHF13查得K=1.故动载系数FK=KKKK=11.111.426=1.5686AVH6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=79.369=78.846mm3tt36.1587）计算模数mnm=3.188mmn31cosZd24cos8.73.按齿根弯曲疲劳强度设计由2式10-17可知mn321cosFaSdYZYKT（1）确定计算参数1）计算载荷系数K=KKKK=11.111.126=1.238AVF2）计算纵向重合度=1.903，由2图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.7783）计算当量齿数Z=26.273Vcos1423Z=104.044V3cos149534）查取齿形系数由2表10-5查得Y=2.59，Y=2.173Fa4Fa5）查取应力校正系数由2表10-5查得Y=1.596，Y=1.7953Sa4Sa6）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大3FE齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa。4FE7）由3表8-56取弯曲疲劳寿命系数K=3FN912.0)985.213()10(2.6.6K=4F38.).7()(02.760.68）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.25。则有：=364.8MPaF3SFEN325.109=285.15MPaF4KFE4.389）计算大小齿轮的，并加以比较FSaY013.8.3645923FSa6.5.2714FSaY（2）设计计算mn32250136.64.1cos78093.8.1=1.980取m=2.5mm，取分度圆n.3dm=2.5mmn，取3182.305.214cos7914cos3nmdZZ取12236.344.几何尺寸计算（1）按圆整后的数值修正螺旋角=arccos=13.994，cos2)(43nmZ014cos25.)3(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=,取80mm3cosnmZm87.94.1352d=,取314mm4n3.（3）计算齿轮宽度b=179.87=79.87mm3d圆整后取B=80mm，B=85mm435.大小齿轮各相关参数见下表II级大小齿轮各相关参数名称符号计算公式及说明法面模数nmmn5.2端面模数tot814cs法面压力角nn0端面压力角tot56.2cstar螺旋角14齿顶高ahmhna.齿根高fcnaf125.3)0(31Z24o94.13md80314B=85mm3B=80mm4全齿高hmhfa625.13.分度圆直径3dzdon87.94cs.341.254齿顶圆直径3amha.34adda3.1952.44齿根圆直径3fhff67834fdmdff05.12.4基圆直径3botb83.76cs.934ddt42014中心距ama.6、轴的设计计算(一)I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=8.995KW，=1460，=58799NIInminrIT2.求作用在齿轮上的力已知I级小齿轮的分度圆直径为:d=47.41mm1而F=2480.45Nt12T4.7589F=F=2480.45=930.45Nrcostan14cos20tanF=Ftan=2480.45=618.44Natt3.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=126，于是得：0d=Ammmin010.234695.8133IP为保证轴的强度有一定余裕，同时与电机轴有一定的配合。据5表8-2，可选用GY85型凸缘联轴器。型号如下：GY85203584/60341TGBJ主动端：Y型轴孔，A型键槽，mLd84,从动轴：型轴孔，A型键槽，1J603公称转矩：Nm/79.58/90许用转矩：，故合格。in1460in6rr由联轴器型号采用螺钉进行轴向固定。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15-1的装配方案IIIIIIIVVVIVII（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）I-II段为满足联轴器定位要求：mLdI6032）II-III段为满足半联轴器的轴向定位，故轴肩倒角倒角半,31.20.7.)1.7(Rma径。由5表1-27查R=1.0mm，选a=2.5mm，故：mdI352.30为便于装拆，取联轴器右端距箱体左端面距离为43mm，为保证球轴承有良好的润滑，轴承距内臂表面为3-5mm，取3mm.故：LI91041mLdI603mLdI9533）初选角接触球轴承，参照工作要求，由轴承目录里初选7007C号其尺寸为，角接触球轴承的定位轴间mBdD143562，所以。小齿轮端面距齿轮箱内壁m41indVII为10mm，故。LVII134）小齿轮的轴向长度为45mm，故，IV-V段的轴采用切mLVI45制齿轮，其切齿轮的齿顶圆直径，齿根圆直径da3.。mdf25.5）VI-VII段采用角接触球轴承面对面布置，故，由角接触球轴承型号得LVI814mdVI35（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴之间的定位采用平键连接。按I0由1P表6-1查得平键尺寸。选择联轴器106lhb578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，配7mH合为。6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2，轴肩处圆角R=1.6mm。455.求轴上的载荷从轴的结构图轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M，M和HVM的值如下：水平面H:F=F=465.23N1NH2垂直面V：F=F=1240.23NVM=19772.27N,M=52709.78NHm1mM=56296.21N2278.509.197T=2.06N4mLdVIIV134I5da3.1mf24LVI8dI356.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及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力WTMca2321)(=8.793MP3225.4)87960(.569前面选用轴的材料为40Cr钢，调制处理，由文献【1】p362表15-1查得=70Mp，故安全。如果按最小轴径校核11ca（d=30mm）=322)(DTMca=25.063220)58796.(1.5691所以轴的强度完全符合要求，不用进行按疲劳强度的精准校核（2）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=8.725KW，n=284.05，T=293.16NIIminrIm2.求作用在齿轮上的力已知大小齿轮的分度圆直径为：d=79.87mm，1d34.27F=7340.93N1t2TI87.9360F=F=7340.93=2753.60N1rcostan94.13cos2tanF=Ftan=2753.60=1829.48N1at5t同理可解得：F=2370.5N，F=889.2N，F=591.03N2t2r2a3.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1式15-2，取A=126，得：0d=Amin0mPI46.3905.28716332为保证轴的刚度和强度，且尺寸不宜过大，取用d=45mm。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30209圆锥滚子轴承，其尺寸为：，TdD75.2048由【5】表6-7查得最小定位轴间直径，故其套筒外径md2in，套筒长度为17.5mm，配合用轴面长度为m52519mm，则：。dVII4LVII5.40.1794.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IIIIIIIVVVI（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由于该处滚动球轴承采用飞溅润滑，故采用轴承距离内壁端面5mm，为保证良好的配对啮合，故而V-VI的小齿轮与内壁距离为12.5mm，为了便于装配，故计划II轴套采用同一长度和尺寸，I-II中的大齿轮与内壁之间的距离为12.5mm，大小齿轮之间的距离，取mc5.2c为6mm=IVL1）II-III段中套筒与大小齿轮之间的轴肩采用非定位轴肩，故而轴肩高度为,所以Rmh2VIIdmd495大齿轮的轮毂长度为40mm，为保证压紧大齿轮，故LI36mdI492）III-IV段中间采用轴环定位，高度为，取为3.5mm，mdh43.907.所以，宽度。IV56234LIV63）IV-V段小齿轮的轮毂长度为85mm，为保证压紧，取。mVI81(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1表6-1查得III-III段平键尺寸为，V-VI段平键截面mLhb3291470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，6nH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，轴肩处圆角见图。455.求轴上的载荷可以看出轴的危险截面。现将计算出危险截面的的M，M和M的值HV如下：F=322.55N，F=1541.85N1NH2NHF=4482.54N，F=5228.89NVVM=95825.78NM=322407.45NHmVmM=N76.345.324078.952T=29316N6.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及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力WTMca22)(=1.039)6(76.422=32.41MPaPa前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由1表15-1查得mdVI49LI36IV5ILVI81=60Mp，故安全。11ca（三）III轴的设计计算1.轴上的功率：P=8.376kW，I转速：n=71.62，Iminr转矩：T=1114.477NI2.求作用在齿轮上的力已知II级大齿轮的分度圆直径为d=314.33mm3而F=7091.13Nt42TI3.17F=F=7091.13=2659.90Nrcostan94.cos20tanF=Ftan=7091.13=1767.23Nat13t3.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=126，于是得：0d=A=61.62mm，取62mm.min03362.718IP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I径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K，据4K=，据4得ca3AAtw2.则：1,0.,25.1,0.twKTmNIAca45374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9用LT10型联轴器，A型键槽。其20/14263TGBJ公称转矩为2000N。半联轴器长度L=107。m4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下所示;（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）由联轴器型号得，为保证挡圈只压在半联轴器上mdI63而不压在轴的端面，故I-II的长度比略短些，据5表1-29查得1L。mLI052）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩，由文献5表1-27查得联轴器的倒角为45度，倒角半径为2.0mm,由文献5表1-31得轴肩高度：，取轴肩mda)3.641().07.()1.07.(高度为4.5mm，故II-III段的直径：d=63+4.52=72mm。左I端用轴端挡圈定位，由公称直径，据5轴端挡圈型号为GB/789175A型挡圈，采用M820沉头螺钉和A414圆柱销固定。3）为了便于装拆和润滑，联轴器近箱体右端面距端盖的长度为30mm，端盖的宽度为32.5mm，可取。mLI5.62.04）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=72mm，由轴承目录里初选30215号I其尺寸为故d=75mm。mBD25.7130IV挡油圈宽度为23mm，齿轮固定轴段内缩4mm，所以所以L=4+23+27.25=54.25mm.IV5）取安装齿轮段轴径为d=79mm，已知齿轮宽为80mm取VI。齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高mLVI76h0.07d，故取h=6mm则此处d=91mm。宽度b1.4h取VI。VI96）VI-VII段右边为轴承用挡圈定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30215所以d=75mm，取。VImLVI25.41（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查得齿轮连接平键截面为I53。选择齿轮与轴之间的配合为，70142lhb67nH同样联轴器与轴的连接用平键联轴108lhb器与轴之间的配合为，轴承与轴之间的周向定位是用过6kH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取轴端倒角为2，轴肩处圆角R=1.6mm。455.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7.2.1从轴的结构图以及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HV下：F=3534.29NF=-874.39NF=F=3545.57N1NH2NH1NV2M=222660N=-223370.60NmvmM=315391.8N2260.37.60T=1114477N16.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，由文献【1】P373式15-5查得轴的计算应力WTMca2321)(其中由于轴单向旋转，故而选用=0.6，W按齿根圆校核计算，由文献【1】P373查得W=0.1，其中d=79mm3d所以1.483)4760(.15922ca.MPa前面选用轴的材料为40Cr钢，调制处理，由文献【1】表15-1查得=70Mp，故安全。11ca如果按最小轴径校核，即d=30mm，=29.57Mpa3226.0)47(8359ca，故轴的强度完全有足够余裕，不需进行按疲劳强度的精准1c校核，安全。8.1I轴上的轴承寿命计算预期寿命：hLh17520364已知min/,.18rnNFaNRVHr62.134.2221N3.62rr对于角接触球轴承，暂定e=0.4.派生轴向力，则eFrd85.294.011Nr36.2由于第二三轴紧压：，Fada15.7412Fda85.291，03.8.591orc04.72orc采用插值法计算：8.)9.(029.58.44.1e412.0).1.(.3.02NFd45062148187.3.2ada.921NFa4.501,38.2orc048.12.579oracF与原来相比差别很小，故：，40.1e.2e，NFa5NFa4.579又12.08.31.62792er故)4