用于带式运输机上的二级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器

用于带式运输机上的二级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器目录一、课程设计任务11设计题目112工作条件113原始数据114设计工作量1二、电动机的选择2三、计算传动装置的运动和动力参数3四、传动件的设计计算41圆锥直齿轮设计542斜齿圆柱齿轮设计9五、轴的设计计算51输入轴设计1452中间轴的设计2053输出轴的设计27六、滚动轴承的选择与计算61输入轴滚动轴承的计算3362中间轴滚动轴承计算3463输出轴轴滚动轴承计算36七、键联接的选择及校核计算71输入轴上的键校核计算3772中间轴上的键校核计算3973输出轴上的键校核计算40八、润滑与密封41九、设计总结41十、参考资料目录421、课程设计任务11设计题目用于带式运输机上的圆锥斜齿圆柱齿轮减速器12工作条件工作条件有轻微振动。经常满载、空载启动、不反转、单班制工作，运输带允许的速度误差5，小批量生产，使用期限10年，传动简图如下图所示13原始数据运输带拉力F（KN）23卷筒直径D（MM）320带速V（M/S）10014设计工作量1、减速器装配图一张（计算机绘制，图幅A0或A1，用A3图幅打印）；2、零件（箱体、齿轮或轴）工作图2张（计算机绘制，用A3图幅打印）；3、打印设计说明书1份，约10000字；4、减速器转配图、零件工作图和设计说明书电子版。2、电动机的选择1、按工作要求和工作条件以及查机械设计手册得，选用一般用途的Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机。2、电动机容量（1）卷筒的输出功率KWFPW3210（2）电动机的输出功率总D传动装置的总效率6543212总式中、为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。12由机械设计（机械设计基础）课程设计表24查得V带传动096；滚动轴承0988；圆柱齿轮传动097；圆锥齿轮123传动096；弹性联轴器099；卷筒轴滑动轴承096；则45681092096739806总故KWPWD8412总（3）电动机的额定功率ED由机械设计手册Y系列（IP44）三相异步电动机表16128选取电动机额定功率KWPED3（4）电动机的转速驱动卷筒的转速MIN/75932016106RDNW推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导书表1查得圆锥圆柱齿轮减速器，则电动机转速可选范围为1025IMN/514927RINWD选同步转速为1500R/MIN，如下表5电动机的技术数据和外形,安装尺寸3、计算传动装置的运动和动力参数1、传动装置总传动比0816759WMNI2、分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮取1I34，故13I圆柱齿轮传动比6450812I3、各轴转速（轴号如图一）MIN/9601RN2IN/3274513RINMI/69234IIN/54RN电动机转速R/MIN电动机型号额定功率（）同步满载电动机质量KGY132S163150096066轴伸出端直径MM轴伸出端安装长度MM中心高度MM外形尺寸长宽高MMM306H8013251280354、各轴的输入功率KWPD8421KW782908526743KP5234W3980555、各轴转矩MNNPT258960459011722MNNPT9623495033144MNNPT394056295056、各轴数据如下表项目轴1轴2轴3轴4轴5转速R/MIN9609602743596596功率KW284278267256253转矩MN282527669296410240539传动比1135461效率10978096095809884、传动件的设计计算41圆锥直齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速960R/MIN，齿数比U35，由电234PKW动机驱动，工作有轻微振动，经常满载、空载起动、不反转、单班制工作，运输带允许误差为5，小批量生产，使用期限10年（每年工作日300天）。1、选定齿轮精度等级、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GB1009588（2）材料选择由机械设计（第八版）表101选择小齿轮材料为调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度40RC为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整13Z235108Z。2109Z2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即UKTZDRHET21231509（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数81T2）计算小齿轮传递的转矩MNNPT276596051059223）选齿宽系数。30R4）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数。1289EZMPA5）由机械设计（第八版）图1021D按齿面硬度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LIM160HMPA。LIM20HPA6）计算应力循环次数9110382410819606HJLNN2473587）由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数1209,3HNHNK8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得12LIMLI0965431HNKMPAS（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。TD1HMUKTZDRHET81760530130276851892509222322312）计算圆周速度。SMNDT/6310698710623）计算载荷系数。根据，7级精度，由机械设计（第八版）图108查得SM/063动载系数直齿轮12K1FHK由机械设计（第八版）表102查得使用系数251AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，7级精度，查机械设计（第八版）表109得轴承系数251BEH齿向载荷分布系数87FHK故载荷系数5AK4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得MDTT194785217603315）计算模数M。ZD3219473、校核齿根弯曲疲劳强度132405FASRYKTMZU（1）确定公式中的各计算数值1）确定弯曲强度载荷系数87521251FAK2）计算当量齿数23915COS1ZV8774022ZV3）由机械设计（第八版）表105查得齿形系数47821FAY062FAY应力校正系数63S971S4）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150FEMPA2380FEMPA5）由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数8301FNK902FNK6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得4SMPAAKFENF43296150831S49227）计算大、小齿轮的并加以比较FSAY013624296781FSA02FSAY大齿轮的数值大。（2）设计计算MM85310615305130276842对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由N齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强M02度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数MD1947小齿轮齿数36219471MDZ大齿轮齿数5324、计算齿轮相关参数ZD761MM252MR126030101DM429153ARCOS1ARCOS221U7495092MDR0132217）圆整并确定齿宽RB24圆整取MB4250142斜齿圆柱齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速2743R/MIN，齿数比U46，由KWP673电动机驱动，工作有轻微振动，经常满载、空载起动、不反转、单班制工作，运输带允许误差为5，小批量生产，使用期限10年（每年工作日300天）。1、选定齿轮精度等级、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GB10095882材料选择由机械设计（第八版）表101选择大小齿轮材料均为40CR钢（调质），小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为250HBS。3选小齿轮齿数，大齿轮齿数12Z976421Z4选取螺旋角。初选螺旋角42、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即23112HEDTTZUTK1确定公式内的各计算数值1）初选载荷系数61T2）计算小齿轮的转矩MNNPT925832746059059333）选齿宽系数1D4）由机械设计（第八版）图1030选取区域系数243HZ5）由机械设计（第八版）图1026查得，1076860则63180762216）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数1289EZMPA7）计算应力循环次数81109431081327460HJLNN78259438由机械设计（第八版）图1021D按齿面硬度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LIM1750HMPALIM270HPA9由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数91HNK9602HN10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得MPASKHNH690175201LIM1LI22HH821（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得TD1MZUTKDHEDTT754668194325639281322312）计算圆周速度SMSNT/7140/106274510633）计算齿宽B及模数NTMDT5641MZTNT272014COS7COS1MHNT55291746B4）计算纵向重合度58614TAN20138TAN3801ZD5）计算载荷系数K根据，7级精度，由机械设计（第八版）图108查SM/6140得动载系数V由机械设计（第八版）表103查得21FHK由机械设计（第八版）表102查得使用系数5A由机械设计（第八版）表104查得47H由机械设计（第八版）图1013查得132FK接触强度载荷系数470251HAK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得MDTT56147563317）计算模数NMZD4021COS56COS1圆整取N38）几何尺寸计算（1）计算中心距121973824COSCOSNZMAM（2）按圆整后的中心距修正螺旋角121973ARCSARCS284NZ因值改变不多，故参数、等不必修正HZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径12365COS970NZMDM（4）计算齿轮宽度165DBM圆整后取265BM703、校核齿根弯曲强度（1）计算载荷系数02310251FAK（2）根据纵向重合度，由机械设计（第八版）图102886查得螺旋角影响系数0Y（3）计算当量齿数98214COS331ZV067332ZV（4）查取齿形系数由机械设计（第八版）表105查得；6921FAY182FA（5）查取应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得；571SA792SAY（6）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1680FEMPA2650FEMP（7）由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数1FNK29FN（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得MPAASKFENF4327416801159222（9）校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核232COSFASFFDNKTYZM1112312232COS479580COS97615726FASFDNFKTYZMMPA21223223COS2479580COS1978179326FASFDNFTYZA满足弯曲强度，所选参数合适。5、轴的设计计算51输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩2P2N2TKW782MI/960RMN672、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MDRM126035017501所以可以求出NDTFMT2901260312NFTR13295COS20TAN9COSAN11T7II圆周力，径向力，轴向力的方向如图所示1T1R1AF3、初步确定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，输入轴的最小直012AMNPAD9615078213320MIN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112D相适应，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2CAATK于转矩变化很小，故取，则13MNACA5987602查机械设计（机械设计基础）课程设计表174，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，160120DM故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔120DM38LM长度为25MM。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如下图（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23DM2）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23DM手册表2023中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32005，其尺寸为，而。256819DDTM34562DM3415LM这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表157查得32005型轴承的定位轴肩高度，因H此取4532DM3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压6720DM紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取。5614L4）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20LM2340LM5）锥齿轮轮毂宽度为60MM，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。67L6）由于，故取2BAL4561LM（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）67D表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长6BHM40MM，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，76HK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，轴的计算应力0MPAWTMCA4202567431322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。1160,CAP7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5左侧受应力最大。（2）截面5左侧载荷水平面H垂直面VNFN2103NFNV631支反力FH4952782弯矩MM107MMV01N43562总弯矩87006251M613454722扭矩TNT2抗弯截面系数33351622510MDW抗扭矩截面系数T截面5左侧的弯矩为NM75463截面5上的扭矩为MN270截面上的弯曲应力MPAWB21截面上的扭转切应力T85326轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表151查得11640,275,5BMPAAPA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因，经插值053RD371250DD后查得2,18又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为0,5Q故有效应力集中系数为118293176054KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺07寸系数。079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2轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q12091287345KK又取碳钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS3420148271MAK28551AS143242SCA故可知其安全。52中间轴的设计1、中间轴的上的功率、转速、转矩3P3N3TMNRNKW962I,/274,632、求作用在齿轮上的力1）已知圆柱斜齿轮的分度圆半径MMZDN659713COS21而NTFT8065313NTR81729COSTAN2COSA1NFTA63T86012）已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径MDRM4210350125012而由圆锥小齿轮的圆周力、径向力及轴向力可知1TF1R1AFNTT912AR7FR3123）圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图所1T2T1R2RF1A2F示3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40CR（调质），根据机械设计（第八版）表153，取，得，中间轴最小直012AMNPAD912374612330MIN径显然是安装滚动轴承的直径和。12D564、轴的设计（1）拟定轴上零件的装配方案（如下图）（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1256391DM械设计（机械设计基础）课程设计表157中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，。3062175DDTMM125630DM这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计手册表2023查得30206型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径。H37M2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间2345DM采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长44MM，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，齿轮的右端采2341L用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为07HDHM。34DM3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，170B此轴段应略短于轮毂长，故取。456LM4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取12345,1,LML。564LM（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）23D表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为108BHM36MM，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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由76H45D机械设计（第八版）表61查得平键截面，键槽108BHM用键槽铣刀加工，长为63MM，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76H位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为M6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为。2455、求轴上载荷6、按弯扭合成应力校核轴的强度载荷水平面H垂直面V158NF13028NF支反力F29H267V弯矩M12436HMN123459087VMMN总弯矩22MAX41915扭矩T36TM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，轴的计算应力0622223315806985CAMTMPAW前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表1540RC1查得，故安全。117,CAP7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5左右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数33301027WDM抗扭截面系数254T截面5右侧弯矩M为98536397N截面5上的扭矩为3T60NM截面上的弯曲应力2BMPAW截面上的扭转切应力3917540T轴的材料为，调质处理。由表151查得40RC。11735,3,2BMPAAPA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因，经插0673RD351670DD值后查得190,4又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为082,5Q故有效应力集中系数为119017485KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数。087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1Q741254091708KK又取合金钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS1222359254701285918541AMCAKSS故可知安全。（3）截面5左侧抗弯截面系数3330154287WDM抗扭截面系数2T截面5左侧弯矩M为59873132697NM截面5上的扭矩为2T60TNM截面上的弯曲应力145287BMPAW截面上的扭转切应力39T过盈配合处的，由机械设计（第八版）附表38用插值法求出，K并取，于是得08213,0821370K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9故得综合系数为112320977KK计算安全系数值CAS12235121402884719751AMCASKSS故可知安全。53输出轴的设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩4P4N4T4256KW9/MIR102NM2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径MMZDN30971COS2而由小斜齿轮圆周力、径向力及轴向力可知1TF1R1AF2186037TTRAN圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示2TF2R2AF3、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013A，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，3MIN025679DAM12D为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴12D器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表141，由4CAATK于转矩变化很小，故取，则1341302560CAATKNM查机械设计（机械设计基础）课程设计表174，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，630140DM故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔1240DM4LM长度50MM。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（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234DM径，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴48DM164LM端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比略短些，现取。1L1264LM2）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234DM手册表2023中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32009，其尺寸为，580DDT，而。34785DM346LM3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程表157查得32009型轴承的定位轴肩高度，因此取5HM；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂45DM的宽度为65MM，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。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度672LM，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度07HD4H56DM，取。14B561L4）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）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。45780,45LML（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械6750DM设计（第八版）表61查得平键截面，键槽用键1BH槽铣刀加工，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；同样，半联轴器与轴的连接，76HM选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承12850M76HM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V支反力F1934N1350NF6、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，轴的计算应力02222431860419865CAMTMPAW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。1160,CAMP7、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2196NHF27NVF弯矩M057M1396MM2V总弯矩212269378405916N扭矩T40TM（2）截面7右侧抗弯截面系数3330145912WDM抗扭截面系数28T截面7右侧弯矩M为86675N截面7上的扭矩为2T410NM截面上的弯曲应力7219BMPAW截面上的扭转切应力258T轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得。11640,275,5BMPAAPA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因，经插值后查得2045RD510DD2,3又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为08,5Q故有效应力集中系数为11218208537KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系03数。086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092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q8212580739166KK又取碳钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS1222709581865609018AMCAKSS故可知安全。6、滚动轴承的选择与计算61输入轴滚动轴承的计算初步选择滚动轴承，由机械设计手册表2023中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32005，其尺寸为，各参数如下256819DDTM,，。30EY07AFNCR3201、求两轴受到的径向载荷21RF和载荷水平面H垂直面V1032N136NF支反力F2954H287V2221103610946RNHVFN22954875R2、求两轴承的计算轴向力21AF和对于32908型轴承，轴向派生力1122094673518DRFNY故可得21513897605ADAFNN3、求轴承的当量动载荷21P和因为16050394AREF238R分别进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1,401X1Y对轴承2,202由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为PF11104196513247PRAPFXFYN2225286R4、验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算21P1066320107542094RHCLHN故所选用轴承合格。62中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计手册表2023中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，各参数如下3062175DDTMM,，。7E1Y96AFNCR41201、求两轴受到的径向载荷21RF和22215830167RNHVN2299R3、求两轴承的计算轴向力21AF和对于30206型轴承，轴向派生力1122637504918DRFNY故可得21718614297ADAFNN4、求轴承的当量动载荷21P和因为149708376AREF2R载荷水平面H垂直面V158N13028NF支反力F29H267V分别进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1,401X901Y对轴承2,22由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为PF1110416370914738PRAPFXFYN2222825R5、验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算21P106632010494720735RHCLHN故所选用轴承合格。63输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计手册表2023中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32009，其尺寸为，各参数如下45802DDTM,，。320E91Y716AFNCR38201、求两轴受到的径向载荷21RF和222193450197RNHVN2268R载荷水平面H垂直面V1934N1350NF支反力F26H27V4、求两轴承的计算轴向力21AF和对于32010型轴承，轴向派生力1122976240581DRFNY故可得2154167253ADAFNN5、求轴承的当量动载荷21P和因为15360397AREF2408R分别进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1,41X1Y对轴承2,202由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为PF1110497153984PRAPFXFYN2228462R6、验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算21P10663201085786420594RHCLHN故所选用轴承合格。七、键联接的选择及校核计算71输入轴上的键校核计算一、校核联轴器处的键连接1）选择键连接的类型和尺寸该处采用平键连接，选用圆头普通平键（A型），平键尺寸为。MLHB2562）校核键连接强度查机械设计（第八版）表62得挤压应力，键的工MPAP10作长度，键与联轴器接触高度MBLL19625HK305有式可得（合格）564920138023PPMAKLDT故单键即可。键的标记为键GB/T10962003256二、校核圆锥齿轮处的键连接1）选择键连接的类型和尺寸该处采用平键连接，选用圆头普通平键（A型），平键尺寸为。MLHB4062）校核键连接强度查机械设计（第八版）表62得挤压应力，键的工MPAP10作长度，键与联轴器接触高度MBLL3460HK50有式可得（合格）72034152810233PPMAKLDT故单键即可。键的标记为键GB/T1096200340672中间轴上的键校核计算一、校核圆锥齿轮处的键连接1）选择键连接的类型和尺寸该处采用平键连接，选用圆头普通平键（A型），平键尺寸为。MLHB36802）校核键连接强度查机械设计（第八版）表62得挤压应力，键的工MPAP10作长度，键与联轴器接触高度MBLL26103HK4850有式可得（合格）153264091023PPMAKLDT故单键即可。键的标记为键GB/T1096200338二、校核圆柱齿轮处的键连接1）选择键连接的类型和尺寸该处采用平键连接，选用圆头普通平键（A型），平键尺寸为。MLHB63802）校核键连接强度查机械设计（第八版）表62得挤压