第组机械综合实训课程设计任务书

1、机械综合实训课程设计部分 机械技术基础课程设计任务书 班 级 机电一体化 学 生 姓 名 学 生 学 号 指 导 教 师 费冬青 上 海 电 视 大 学 日期 2011 年 月 日前 言设计任务书一、 减速器总体方案设计二、 V带传动的设计三、 齿轮的设计计算及结构说明四、 轴的设计计算及校核五、 滚动轴承的校核六、 键的选择及校核七、 参考文献一、 设计任务书设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器原始数据：运输带工作拉力F（N）1200运输带工作速度 v（m/s）1.70卷筒直径D/mm270工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误

2、差为±5%。项目和内容设计计算依据和过程计算结果二、减速器总体方案设计1设计方案分析2电动机的选择（1）电动机类型的选择（2）电动机功率的选择（3）电动机转速的选择（4）确定电动机型号3传动比的分配4.运动参数及动力参数计算三、V带传动的设计1确定设计计算功率Pd2.选择带的型号3.确定带轮基准直径dd1、dd2（1）选择小带轮的基准直径dd1（2）验算带速（3）计算大带轮基准直径dd2（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld0（5）验算小带轮包角1（6）确定V带的根数（7）确定带的初拉力F0（8）计算带的轴压力FQ四、齿轮的设计计算及结构说明1.选择齿轮材料2按齿面接触疲劳强度条件计算

3、小齿轮直径d13.确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸4校核齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮的圆周速度及确定精度等级五、轴的设计计算及校核1输入轴的设计计算与校核（1）根据工作要求选择材料（2）按扭矩初算轴的最小直径（3）轴的结构设计（4）轴的强度校核2.输出轴的设计计算与校核(1) 根据工作要求选择材料（2）按扭矩粗算轴的最小直径（3）轴的结构设计（4）轴的强度校核六. 滚动轴承的校核1.输入轴滚动轴承寿命校核(1) 输入轴轴承的寿命校核2.输出轴滚动轴承寿命校核七. 键的选择与校核1.输入轴键的选择与校核1. 输入轴键的选择与校核2.输出轴键的选择与校核(2) 输出轴轴承的寿命校核(3)本设计中，

4、原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传动的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率与速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所给定方案结构尺寸大，传动效率较高，成本低，连续工作性好，在所要求的工作条件下满足要求。根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。工作机所需要的有效功率为：Pw=Fv/1000=(1200×1.70)/1000=2.04KW为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置

5、总效率总。要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。由教材第14页表2-3查得：V带=0.96，轴承=0.98，齿轮=0.97，联轴器=0.99，滚筒=0.96；则传动装置的总效率为：总=V带×轴承2×齿轮×联轴器×滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85电动机所需功率为：Pd= Pw/总=2.04/0.85=2.4KW对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Ped等于或稍大于电动机所需的工作功率Pd，电动机就能正常工作。由教材第203页表17-1选取电动机的额定功率为

6、3KW。工作机转速：nw=（60×1000×v）/（×D）=（60×1000×1.7）/（3.14×270）=120.31 r/min由教材第10页表2-1，V带传动的传动比常用范围为iv带=24，单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35，则总传动比范围为i总=620。故电动机转速的可选范围为：n电机=i总×nw=（620）×120.31=721.862406.2r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min。现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较：方案电机

7、型号额定功率/KW同步转速/（r/min）满载转速/ （r/min）电动机质量/KG总传动比1Y132M-83750710795.92Y132S-631000960637.983Y100L2-43150014303811.89注：总传动比=满载转速/工作机转速可以发现以上三种电动机都符合要求,都可选取, 若工作环境对传动装置的外廓尺寸要求不大,则可选取方案3;若工作环境希望传动装置越小越好,则选方案1;这里,我们折中选取方案2,即选定电动机型号为Y132S-6根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为Y132S-6其主要性能：额定功率 3KW，满载转速 960r/min。i总=n满/nw=96

8、0/120.31=7.98V带传动的传动比常用范围为iv带=24，这里取iV带=2则i齿轮= i总/iV带=8/2=4(单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35)电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为01、12、23；各轴的输入功率为P0、P1、P2、P3；各轴的转速为n0、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为T0、T1、T2、T3。在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率Pd进行计算，而不用电动机的额定功率Ped。只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，

9、要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率Ped来设计传动装置。传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。0轴（电机轴）P0=Pd=2.4KWn0=nm=960 r/minT0=9550×（P0/ n0）=9550×（2.4/960）=23.88N·m1轴（高速轴）P1=P0×01=2.4×V带=2.4×0.96=2.3KWn1=n0/i01带=960/2=480 r/minT1=9550×（P1/ n1）=9550×（2.3/ 480）=45.

10、76N·m2轴（低速轴）P2=P1×12=2.3×(轴承×齿轮)=2.3×(0.98×0.97)=2.19KWn2= n1/i12齿轮=480/4=120r/minT2=9550×（P2/ n2）=9550×（2.19/ 120）=174.29N·m3轴（滚筒轴）P3=P2×23=2.19×(轴承×联轴器)=2.19×(0.98×0.99)=2.12KWn3= n2=120 r/minT3=9550×（P3/ n3）=9550×（2.1

11、2/ 120）=168.72N·m运动与动力参数的计算结果汇总如下表：轴名功率P/KW转矩T（N·m）转速n/（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴1轴2轴滚筒轴2.32.192.122.445.76174.29168.7223.889604801201202410.960.950.97由工作条件，载荷平稳，2班制工作，采用交流电动机，参考机械技术基础第216页，表14-8得：KA=1.2设计计算功率Pd=KAP=1.2×2.4=2.88KW (其中KA 为工作情况系数，P为所需传递功率)根据设计计算功率Pd和小带轮的转速n0，由机械技术基础第216页，

12、图14-8查得：带的型号为A型。由机械技术基础第208页，表14-2查得：A型带的小带轮最小直径为75，在结构允许的前提下尽可能选大一些，以减少弯曲应力，提高带的寿命，所以放大一档，由表14-2初选小带轮直径dd1=125mm。v=（×dd1×n0）/（60×1000）=（3.14×125×960）/ （60×1000）=6.28 m/s带速v在525 m/s 之间，符合要求。取=0.02dd2=（n0/n1）×（1-）×dd1=（960/480）×（1-0.02）×125=245mm由机械技术

13、基础第208页，表14-2带的基准直径系列圆整得：dd2=250mm实际大带轮转速n1=n0×（1-）×dd1/ dd2=960×(1-0.02) ×125/250=470.4(470.4-480)/480=0.02<0.03 所以转速误差符合要求.初定中心矩a0由于设计要求中未对中心距提出明确要求，先按下式初选中心距a0：0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）262.5 a0 750暂时取 a0=600mm初算带的基准长度Ld0初选中心距a0后，按下式初算带的基准长度：Ld02a0+（/2）（dd1+dd2）+ （dd1+dd2）2

14、/（4×a0）= 2×600+（3.14/2）×（125+250）+（125+250）2/（4×600）=1847.34mm确定带的基准长度Ld由机械技术基础第208页，表14-3将带的基准长度圆整至相近的标准基准长度：Ld=1800mm确定中心距确定带的基准长度Ld后，按下式计算实际中心距aaa0+（Ld-Ld0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm考虑到安装、调整和松弛后张紧的需要，实际中心距允许有一定的调整范围，其大小为：amin=a-0.015Ld=576-0.015×1800=549mmamax=a+0.03Ld

15、=576+0.03×1800=630mm1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=180°-57.3°×（250-125）/576=167.65°> 120°1在允许的范围内，满足要求。 由机械技术基础第214页，表14-5，查得P0=1.37KW由机械技术基础第214页，表14-6，查得P0=0.11KW由机械技术基础第215页，表14-7，查得K=0.97由机械技术基础第208页，表14-3，查得KL=1.01按下式计算V带的根数：ZPd/P0=Pd/（P0+P0）KKL）=2.88/（

16、1.37+0.11）×0.97×1.01）=1.99将Z圆整为整数：Z=2由机械技术基础第208页，表14-1，查得q=0.10kg/m按下式计算单根V带的初拉力：F0=500×（Pd/vz）×（2.5/K-1）+qv2=500×（2.88/（6.28×2）×（2.5/0.97-1）+ 0.10×6.282=185.64NFQ2zF0sin（1/2）=2×2×185.64×sin（167.65/2）=738.24NV带传动的主要参数见下表：名称结果名称结果名称结果带型A传动比i=2根数

17、Z=2带轮基准直径dd1=125mmdd2=250mm基准长度Ld=1800mm预紧力F0=185.64N中心距A=576mm压轴力FQ=738.24N该齿轮传动无特殊要求，减速器是闭式传动，可以采用齿面硬度350HBS的软齿面齿轮，根据机械技术基础第252页表15-6，选小齿轮材料42SiMn，调质处理，齿面硬度229286HBS；选大齿轮材料45钢，正火处理，齿面硬度162217HBS。由机械技术基础第260页图16-29查得Hlim1=700MPa，Hlim2=540MPa；由机械技术基础第258页表16-9查得SHmin=1。计算大小齿轮齿面许用接触应力：H1= Hlim1/SHmin

18、=700/1=700 MPaH2= Hlim2/SHmin=540/1=540 MPa由机械技术基础第256页表16-8查得K=1.2；由机械技术基础第259页表16-10取d=1，i=4，T1=45760N·mm，H使用较小的H2= 540 MPa。按下式计算小齿轮直径：d13（671/H）2×（KT1/d）×（i+1）/i） =3（671/540）2×（1.2×45760/1）×（4+1）/4）=47.32mm确定齿轮齿数：取小齿轮z1=25，则大齿轮z2=z1i=25×4=100确定齿轮模数：m=d1/z1=47.32

19、/25=1.89由机械技术基础第241页表16-2，取m=2。计算齿轮传动中心距：a=m（z1+z2）/2=2×（25+100）/2=125mm计算齿轮的几何参数：分度圆直径d1=mz1=2×25=50mmd2=mz2=2×100=200mm齿顶圆直径da1=m（z1+2ha*）=2×（25+2×1）=54mmda2= m（z2+2ha*）=2×（100+2×1）=204mm齿根圆直径df1=m（z1-2ha*-2c*）=2×（25-2×1-2×0.25）=45mmdf2= m（z2-2ha*-

20、2c*）=2×（100-2×1-2×0.25）=195mm齿宽b=dd1=1×50=50mm 取b1=55mm、b2=50mm。由机械技术基础第258页图16-26取Flim1=550MPa，Flim2=380MPa；由机械技术基础第258页表16-9取SFmin=1按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力：F1= Flim1/SFmin=550/1=550 MPaF2= Flim2/SFmin=380/1=380 MPa由机械技术基础第257页图16-25取标准齿轮的复合齿形系数：YFS1=4.2YFS2=3.9F1=（2×K×T1×

21、;YFS1）/（d1×b×m）=（2×1.2×45760×4.2）/（50×50×2）=92.25MPa<F1F2=F1×（YFS2/ YFS1）=92.25×（3.9/ 4.2）=85.66 MPa<F2经验算，齿根弯曲疲劳强度满足要求，故合格。v=（×d1×n1）/（60×1000）=（3.14×50×480）/（60×1000）=1.26m/s由机械技术基础第255页表16-7，根据圆周速度v=1.26m/s，取该齿轮传动为8级

22、精度。由机械技术基础第328页表20-1选用45#调质钢，硬度217255HBS，抗拉强度极限b=650MPa。dC3（P/n）=1153（2.3/480）=19.39mm由机械技术基础第329页表20-2 取C=115其中：P= P1=2.3KWn=n1=480 r/min考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=19.39×(1+5%)=20.36mm输入轴最小直径处安装大带轮， 将20.36圆整为整数，所以选：d=22mm。b） 轴的结构分析单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。由于小齿轮尺寸很小，所以和轴一起做成齿轮轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力

23、，不会有轴向力，由机械技术基础第303页表19-2 选用深沟球轴承。根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为： 安装大带轮；轴段为轴段提供轴肩对带轮定位和安装密封圈。轴段用于安装轴承；轴段是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段是小齿轮；轴段是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段用于安装轴承。如下图所示：c） 确定轴各段直径和长度 段：轴段的直径为最小，已确定为d1=22mm。若将d1=22mm定为带轮轮毂孔径，则带轮的大致宽度为：L=（1.52）d1=（1.52）×22=3344mm那么轴段的长度L1=44mm. 段：根据h=（0.070.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=

24、（0.070.1）×22=1.542.2mm，考虑到装带轮放大一点，取轴段的直径为d2=28mm考虑到轴承端盖的厚度与拆卸紧固螺钉的空间，取L2=45mm。 、段：根据教材P120表12-1选择深沟球轴承，由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6207，其内径为d3=35mm（d7=35mm）轴承的宽度为17mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段、的长度为L3=L7=17+6=23mm。 、段：是轴环，考虑到轴承的定位与装拆，由教材P120表12-1，取d4=42mm （d6=42mm）长度为L4= L60。7（

25、d4-d3）=0.7×（42-35）=4.9mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，取L4= L6=10mm 段：用于齿轮轴部分，根据小齿轮定尺寸，Z1=25，m=2，d1=50mm，da1=54mm，df1=45mm小齿轮的齿宽为：b1=55mm，则轴段的长度为：L5=55mm。则输入轴的基本尺寸如图：d） 确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）由教材第120页查出代号为6207的深沟球轴承的外形尺寸，D=72mm，B=17mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。 l1=104mma） 绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受

26、法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，皮带轮传递进来扭矩T与轴压力FQ。Ft=2T/d=（2×45760）/50=1830.4NFr= Fttan=1830.4×tan20°=666.21N其中:T为高速轴的输入转矩 d为小齿轮的分度圆直径 为分度圆压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力图：列方程求解：MB（F）=0FAY×104+Fr×

27、52-FQ×197=0FAY×104+666.24×52-738.24×179.5=0FAY=941.05NFY=0FQ- FAY- FBY-Fr=0FBY= FQ- FAY-Fr=738.24-941.05-666.21= -869.02NXZ面受力图：列方程求解：MB（F）=0-FAZ×104- Ft×52=0-FAZ×104-1830.4*52=0FAZ = -915.2NFZ=0FAZ + F t+ FBZ = 0-915.2+1830.4+ FBZ=0FBZ=915.2-1830.4= -915.2b） 作出XY面

28、弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯矩图MXZ：c ）作出合成弯矩图 M=MXY2+MXZ2 d ）作出扭矩图e ）作出当量弯矩图M=M2+（T）2 ，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数=0.6 由当量弯矩图可看到，小齿轮的中间位置承受弯矩最大，设定为号危险截面，号轴段与号轴段的连接处也承受了较大的扭矩，而且此处也是轴的最细段，设顶定为号危险截面. 号危险截面处的弯矩保守取(62132+27456)/2=44794N.mm. f ) 对危险截面强度校核由机械技术基础第335页表20-3选-1b=55Mpa号危险截面:1e=M1e/W=7114

29、1/(0.1×543)=4.52Mpa<-1b 号危险截面:2e=M2e/W=44794/(0.1×223)= 42.07Mpa<-1b 故该轴强度满足要求，合格。根据轴的使用要求，且考虑轴的制造成本，选择45钢，正火处理。dC3（P/n）=1153（2.19/120） =30.28mm由机械技术基础第329页表20-2 取C=115其中：P= P2=2.19KWn=n2=120 r/min考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=30.28×(1+5%)=31.79mm输出轴最小直径处安装联轴器， 故轴径应取标准值，即安装联轴器的轴头直径d=32mm。a

30、 ）轴的结构分析考虑轴的装拆顺序，是轴从齿轮的左侧安装，轴向可以用轴环和套筒固定齿轮。因此，初定轴的结构应是阶梯轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由机械技术基础第303页表19-2 选用深沟球轴承。根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为： 安装联轴器；轴段为轴段提供轴肩对联轴器定位和安装密封圈。轴段用于安装轴承与套筒；轴段用于安装齿轮；轴段是轴环，对齿轮定位；轴段用于安装轴承。如下图所示：b ）确定各段直径和长度 段：轴段的直径为最小，已确定为d1=32mm。查教材145页表14-2联轴器轴孔直径为32mm，J1型联轴器的长度为60mm，那么轴段的长度

31、缩短2mm，取L1=58mm。 段：根据h=（0.070.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=（0.070.1）×30=2.243.2mm，考虑到装联轴器放大一点，取轴段的直径为d2=38mm。联轴器端面至轴承端盖端面的距离为20mm，考虑到轴承端盖的厚度，取L2=20+33=53mm。 段：根据教材P120表12-1选择深沟球轴承，由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6008，其内径为d3=40mm轴承的宽度为15mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段的长度为L3=15+8+12=35mm。其中8为挡

32、油环厚度，12为套筒厚度。套筒厚度按照将要将大小轴承与齿轮水平对正来取。 段：是安装齿轮的轴段，一般将段的轴径放大1-2mm，这里取d4=42mm，长度为齿轮宽度减去2mm，L4= 50-2=48mm。 段：是轴环，考虑到对齿轮与轴承的定位与装拆，由教材P120表12-1，取d5=46mm， 长度为 L50。7（d5-d4）=0.7×（46-42）=2.8mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，并保证轴承与小齿轮轴的轴承安装得平行，取L5=10mm 段：为安装轴承的轴径，d6=40m，采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段的长度为L6=15+8=23mm。其中8为挡油环

33、厚度。则输出轴的基本尺寸如图：c ）确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）由教材第120页查出代号为6008的深沟球轴承的外形尺寸，D=68mm，B=15mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。l1=102mma ）绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，还有滚筒的负载扭矩。Ft=2T/d=（2×174290）/200=1742.9NFr= Fttan=1742.9×tan20°=634.36N其中:T为低速轴的输入转矩 d为大齿轮的分度圆直径 为分度圆

34、压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力图：由于FAY与FBY对称布置，所以FAY=FBY列方程求解：FY=0Fr+FAY+FBY = 0FAY =FBY= - Fr /2 = -317.18NXZ面受力图：由于FAZ与FBZ对称布置，所以FAZ=FBZ列方程求解：FZ=0Ft+FAZ+FBZ = 0FAZ =FBZ= - Ft /2 = -871.45Nb )作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯

35、矩图MXZ：c ）作出合成弯矩图 M=MXY2+MXZ2 d ）作出扭矩图e ）作出当量弯矩图M=M2+（T）2 ，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数=0.6 由当量弯矩图可看到，安装大齿轮的轴段的中间位置承受弯矩最大，设定为号危险截面，号轴段为最细轴段，也承受了较大的扭矩，设定为号危险截面 ) ，以下对危险截面进行强度校核。由机械技术基础第335页表20-3选-1b=55Mpa号危险截面:1e=M1e/W=114772.19/(0.1×423)=15.49Mpa<-1b号危险截面:2e=M2e/W=104574/(0.1×32

36、3)= 31.91Mpa<-1b故该轴强度满足要求，合格。FAY= 941.05N FAZ =915.2N FA=941.052+915.22 =1312.69NFBY=-869.02N FBZ =915.2NFB=(-869.02)2+915.22 =1262.06N由于FA> FB，所以只需校核A处轴承。由于没有轴向力，所以当量动载荷P=FA=1312.69N由于常温下工作，由机械技术基础第308页表19-6，查得ft=1；由于 载荷较平稳，由机械技术基础第308页表19-7，查得fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6207，由教材120页查得，Cr=25.5KN=2550

37、0N轴承的转速就是输入轴的转速，n = 480r/min 轴承的预期寿命为 10（年）× 300 （天）× 16 （小时）= 48000 h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106×（ft×Cr）/（fp×P）3/（60×n）= 106×（1×25500）/（1.1×1312.69）3/（60×480）=191233.28h > 48000 h轴承具有足够寿命。FAY= FBY=317.18N FAZ = FBZ =871.45N FA= FB=317.182+871.452 =927.

38、38N由于FA= FB且没有轴向力，所以当量动载荷P=FA=927.38N由于常温下工作，由机械技术基础第308页表19-6，查得ft=1；由于 载荷较平稳，由机械技术基础第308页表19-7，查得fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6008，由教材120页查得，Cr=17.0KN=17000N轴承的转速就是输入轴的转速，n = 120 r/min 轴承的预期寿命为 10（年）× 300 （天）× 16 （小时）= 48000 h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106×（ft×Cr）/（fp×P）3/（60×n）= 106&#

39、215;（1×17000）/（1.1×927.38）3/（60×120）=642781h > 48000 h轴承具有足够寿命。输入轴上在最细端装皮带轮处使用平键连接，最细端轴的直径为d=22mm。由机械技术基础第346页表21-1，选择b×h×L = 6×6×36的键。键的轴向工作长度l = L-b=30mm。由机械技术基础第347页表21-2，查得键的许用挤压应力为p=100Mpa。输入轴的输入扭矩为 T1=45760N·mm将以上数据代入键的挤压应力计算公式p=（4×T1）/（d×h×l）=（4×45760）/（22×6×30）=46.22Mpa < p所以键的联结强度足够.输出轴上在最细端装联轴器使用平键连接，最细端轴的直径为d1=32mm。由机械技术基础第346页表21-1，选择b1×h1×L 1= 10*8*50的键，键的轴向工作长度l1= L1-b1=40mm。中间装大齿轮的轴段也使用平键连接，该轴段