机械课程设计圆锥圆柱齿轮减速器

1、目录第一章 设计任务书2第二章 总体方案的论证3第三章 电机的选择3第四章 计算传动装置的运动和动力参数5第五章 圆柱圆锥齿轮传动的设计5第六章 轴的设计计算13第七章 轴承的设计与校核20第八章 键的选择和连接25第九章 联轴器的选用26第十章 箱体设计26第十一章 减速器润滑密封27第十二章 设计心得28第十三章 参考文献29第一章 设计任务书试设计一个螺旋输送机传动装置设计要求：工作机连续单向运转，有轻微的冲击，效率为0.95，年限8年，大修期限位2年，每年工作250天，单班制工作，输送机主轴允许转速误差（-0.05+0.05），专厂小批量生产，功率富裕量为10%。原始数据表1工作机转矩

2、（Nm）工作轴转速（r/min）锥齿轮传动比8001802.6要求：1、确定传动比方案，完场总体方案论证报告。 2、选择电动机型号 3、设计减速传动装置 4具体作业1）机构简图一份；2）减速器装配图一张；3）零件工作图二张（输出轴及输出轴上的传动零件）；4）设计说明书一份。 图1第二章 总体方案的论证考虑到螺旋输送机的连续工作性和工作环境，把锥齿轮和传动装置设计为一体，用一个减速箱，减小空间的占有量，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。故设计

3、成二级圆锥圆柱齿轮减速器 ，传动方案见图2:其中输入轴与电动机和输出轴与工作机的连接用半联轴器.图 2第三章 电机的选择计算工作机所需要的功率：由T=Pn P=15.08kwp/=P0 其中，=12263425其中：1为啮合效率取0.99 2为轴承摩擦损耗取0.995 3 为润滑油飞溅和搅动机损耗取0.995 4为联轴器传动效率取0.95，5为工作效率为0.95。所以算的需要的输入功率为17.57Kw，工作富余量为10%。所以，根据机械设计手册（成大先），由工作环境条件，选取效率高、结构为全封闭、自扇冷式、能防止灰尘，铁屑等要求，选取Y系列封闭式三相异步电动机，初步选取电动机额定功率PE=18

4、kw。电动机的转速： 由输送机的转速nw=1-0.05(1+0.05)180r/min=171189r/min 。根据机械设计手册P16-9，传动比分配如下:iI=0.25i 由:iI=2.6，知i=10.6, iII=4，圆柱齿轮二级传动范围为36，越是趋近于6的时候，油深几乎相同。所以总的传动比范围为（7.815.6）所以电动机的转速范围14042808r/min .查机械设计手册有以下电动机可选表2型号额定功率KW转速R/min功率因数最大/最小转矩Y2-180M-418,.514700.862.3YR-200L1-418.514650.863.0Y160L2-418.514360.88

5、2.8选择Y2-180M-4型号，中心高180mm。第四章 计算传动装置的运动和动力参数 确定传动装置的总传动比和各级传动比：i=nmnw=8.17 ，得:iI=2.6 iII=3.14 。确定传动装置的运动和动力参数表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min39180.05180功率（kw）18.517.3216.9815.0915.08转矩()120.2120.2112.5886.8880传动比12.63.141效率0.950.940.960.95第五章圆锥圆柱齿轮的设计4.1圆锥齿轮传动的设计（主要参照教材

6、机械设计（第八版）已知输入功率为平、PI=17.32kw、小齿轮转速为nI=1470r/min、齿数比为2.6。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数z1=23,z2=172.6=59.8取为60。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算载荷系数K=KVKAKKKA=1.25，KV=1.2 K=1 K=1 ，由

7、齿数比u=2.6，估算安全系数s=1失效率为1%，根据工作寿命计算应力循环次数N1=1.4112109 N2=5.4277108， 由机械设计图10-19 查的KHN1=0.9 KHN2=0.95H1=KHN1lim1S=540 MPa H2=KHN2lim2S=522.5 MPade12.923(ZEH)2KT1R(1-0.5R)2U转矩TI=112.5Nm，由机械设计ZE=188.9MPa1/2，R（锥齿齿宽系数）取1/3，而H选取最小的，故初步算的小齿轮的分度圆直径为d1=97.361mm，de2=ude1=253mm ，锥距R=d1u2+12=191.69mm。大端模数me=dz=4.

8、2mm，大端分度圆直径de1=97.316mm，de2=252mm， 平均分度圆直径dm1=de1（1-0.5R）=81.1mm，dm2=de2（1-0.5R）=210mm，平均模数mm=me1-0.5R=3.5mm，齿宽b=RRe ，分锥角1=tan-1z2z1=2104，2=6896 ，外锥距Re=de1/(2sin)=135.59mm，b=45.197mm，取为45mm。齿宽与齿高比b/hmt=d1tz1=4.2mm，h=2.25me=9.31mm，b/h=4.83.计算载荷系数：小齿轮的圆周速度v=60d1n1=7.49ms ，7级精度，由机械设计图10-8查的动载荷系数KV=1.2，

9、使用系数KA=1.25，载荷分配系数KH=1，KH,=1.5，轴承系数KHbe=1.51.25=1.9查表10-9ZE=188.9MPa1/2，K=KVKAKHKH,=2.28按实际的载荷系数矫正所算的的分度圆直径d1=d1t3KKt=111.6849mm，取为111.685mm。计算模数m=d1Z1=4.86mm。于是H=5ZE3KT1R(1-0.5R)2d13u=505.25MPaYFa1YSa1F以上数据代入m34KT1YFaYFSR(1-0.5R)Z12u2+1F=3.692故me=4.826m ，所以成立。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，

10、由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可去由弯曲强度算的的模数并就近圆整为标准值m=4mm，按照接触强度算的的分度圆直径d1=111.685mm，算出小齿轮齿数 Z1=28 Z2=73这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸的计算分度圆直径 d1=Z1m=112mm d2=Z2m=292mm 锥距R=d1u2+12=155.998mm齿宽b=RR=51.999mm，圆整为B1=55mm，B2=50mm二、低速级传动圆柱斜齿轮的设计计算已知输入功率为PII=1

11、6.98kw、小齿轮转速为nI=565.39r/min、齿数比为3.142。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3）选小齿轮齿数z1=21,z2=67。（4）初选螺旋角=14。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算按照公式d1t32KtT1du1u(ZHZEH)2 (1)，确定公式内各值l 试选载荷系数Kt=1.6l 查机械

12、设计10-30，选取区域系数ZH=2.433 。l 由图查的端面重合度1=0.78 2=0.87 则=1+2=1.65l 小齿轮转矩TII=Nmml 齿宽系数d=1l 查表10-9 ZE=188.9MPa1/2，根据工作寿命计算应力循环次数N1=5.43108 N2=1.727108， 由机械设计图10-19 查的KHN1=0.92 KHN2=0.95l 许用接触应力H= H1+ H22 =537.25MPa（2）1)计算小齿轮分度圆直径d1t32KtT1du1u(ZHZEH)2=79.26mm2)计算圆周速度v=60d1tn1=2.345m/s3)计算齿宽及模数mnt b=dd1t=79.2

13、6mm mnt=d1tcosz1=3.66mm h=2.25mnt=8.24mm b/h=9.624)计算纵向重合度=0.318dz1tan = 1.665 5)计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25 ，根据v=2.345m/s，7级精度，查的动载荷系数KV=1.11 KH=1.430 齿间载荷分配系数 KF=1.41 KH=KF=1.2 故载荷系数K=KVKAKHKH=2.386) 按实际载荷系数矫正所算得的分度圆直径 d1=d1t3KKt=90.47mm7)计算模数mnmn=d1tcosz1=4.04mm按照齿根弯曲疲劳强度计算mn32KT1Ycos2 YFaYFSdZ12F（1） 确定

14、计算参数1）计算载荷系数 K=KVKAKFKF=2.352）根据纵向重合度 =1.665，从机械设计10-28查的螺旋角影响系数Y=0.883）计算当量齿数。zv1=z1cos3=22.99 zv1=z2cos3=73.344）查取齿形系数。由表10-5查的YFa1=2.69 YFa2=2.23 YSa1=1.575 YSa2=1.755确定公式内各值:弯曲疲劳极限E1=500MPa，大齿轮E2=380MPa（查表10-20c），弯曲疲劳寿命查的KFN1=0.88 KFN2=0.9 取安全系数为1.4 F1=KFN1FE1S=314.29MPa。 F2=244.29MPa。比较大小齿轮YFaY

15、SaFYFa1YSa1F=0.01348 YFa2YSa2F=0.0160YFa1YSa1F以上数据代入mn32KT1Ycos2 YFaYFSdZ12F=2.129故mn=4.04m ，所以成立。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可去由弯曲强度算的的模数并就近圆整为标准值m=2.50mm，按照接触强度算的的分度圆直径d1=90.47mm，算出小齿轮齿数 Z1=35 Z2=1104、几何尺寸的计算（1）计算中心距 a=（Z1+Z2）mn2c

16、os=149.4mm，圆整为150mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 = arcos（Z1+Z2）mn2a=1484因为值改变不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1=z1mncos=90.52mm d2=z2mncos=284.49mm（4）计算齿轮宽度 b = dd1 =90.52mm圆整后取B1=90mm； B2=85mm。 （5）结构设计以大齿轮为例，因为齿轮齿顶圆直径大于160mm。而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜，其他有关尺寸按照机械设计图10-39设计绘制大齿轮零件图如图轴的设计和计算一、减速器高速轴I的设计初步选取45钢,调质处理。1.求输出轴上

17、的功率，转速和转矩PI=17.32kwnI=1470r/minTI=112.5Nm由dAo3pn查表课本15-3知道A0=120所以d27.31mm现有联轴器，有一根键，轴径增加5%，2.求作用在齿轮上的力圆锥小齿轮dm1=d(1-0.5/R)=93.33mmFt1=2TIdm1=2410.7 NFr1=Ft tancos1=819NFa1=Fttansin1=314.19N同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：，则Tca=TIKA=Nmm结合电动机的参数，选用弹性柱销联轴器，型号HL6联轴器，工程转矩为Nmm,该端选用的半联轴器的孔径dI=32mm，故取轴径dI=32mm，半联轴器长度为L=

18、82mm，半联轴器与轴配合的毂孔的长度LI=62mm。根据轴向定位的要求确定州的各段直径和长度。1.为了满足半联轴器的轴向定位要求，L1段右端需要制出一个轴肩，取l2=35mm(定位轴肩高度取配合轴径的0.070.1d)，由联轴器的毂孔长度L 和直径d及相关要求，可确定d1=32mm l1=58mm 。（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图2）初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6008（GB/T274-1994），其尺寸为dDB=406815mm 。 为了利于

19、固定，一般取比b小1mm如图，故可确定d3=40mm , l3=14mm.3）由经验公式算轴肩高度：h4=0.0740+3.14.1=5.96.9mm取轴肩高为6mm，d4=52mm由课程设计指导书P47图46的要求可得，l4=2.5d3-l3=86mm.4）根据轴承安装方便的要求，取d2,d5都比d3小1mm，所以d2=d5=39mm。根据安装轴承旁螺栓的要求，取 。根据齿轮与内壁的距离要求，取l5=16mm。？5）根据齿轮孔的轴径和长度，取d6=35mm ,l6=55mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）、轴上的零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按半联轴

20、器与轴配合的l1段。由课本表6-1查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm（标准键长见）。选用B型键（平头平键）。8级以上的精度需要有定心精度要求。同时为了保证半联轴器于轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为H7K6;同样，锥齿轮与轴的连接，选用A型平键bh=10mm8mm，长度为40mm，配合为H7n6; 两个滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选的轴的直径尺寸公差m6。（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸查课本表15-2，取1.245，各轴肩处的圆角半径分别如下:12,R2 其余为R1 。（5）、求轴上的载荷根据轴的结构图做

21、出轴的计算简图（齿轮取齿宽中点处的平均分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）按照弯扭合成应力校核轴的刚度，进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的刚度，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力时取=0.6，轴的计算应力ca=M12+(T1)2W =2.9Mpa ，由前面已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查的【】=60MPa，因此安全。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=858.21NFNV1=-372.645NFNH2=1552.49NFNV2=1191.645N弯矩MMH=54240.75NmmMV1=-37264.5Nmm总弯矩M1=92920.54N

22、mm M2=54240.75Nmm扭矩TT1=Nmm输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩PIII=16.72KW nIII=180.5r/min TIII=Nmm2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为D=284.49mm Ft=2TIIId=6234.31N Fr=Fttan/cos=2346.97N Fa=Fttan=1647.18N圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），取，得dmin=50.72mm输出轴的最小直径为安装联轴器的直径dI-II，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器

23、的计算转矩取， =Nmm，查机械设计课程设计表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M ，半联轴器孔径DI=55mm ， 故选取故选取DI-II=55mm，半联轴器长度l=112mm ，半联轴器与轴配合的轮毂长度L1=84mm 。4、轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案选用课本15-22a所示的装配方案。（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，1段轴右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径62mm, 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径65mm，半联轴器与轴配合长度L1=84 , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的

24、端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取82mm,2） 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2-3段的直径62mm，由机械设计课程设计表13-1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30313,其尺寸为dDT=65mm140mm36mm,故dIII-IV=dVII-VIII=65mm；而LVII-VIII=36mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向的定位，由手册上查的30313型轴承的定位轴肩高度为h=6mm ，所以，取dVI-VII=77mm 。3） 取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dIV-V=70mm，齿轮的左端与左轴承之间采

25、用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴承硬略短于轮毂宽度，故取LIV-V =90mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径dV-VI=82mm，轴环的宽度b1.4h，取LV-VI=12mm。4） 轴承端盖总宽度为20cm，（减速器的结构设计结果），根据轴承端盖的装拆和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的右端面间的距离l=30mm，故取lII-III=50mm。5） 取齿轮据箱体内壁之距离a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体内

26、壁一整段距离s.取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=36mm,大锥齿轮轮毂长l=50mm,则lIII-IV=65mm lVIVII=82mm。至此， 已初步确定了轴的各段直径和长度。（3），轴上零件的轴向定位齿轮，半联轴器和轴的周向定位均采用平键连接，按照，dIV-V由表查的平键截面bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长63mm,同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6,同样，半联轴器与轴的连接，选用平键161070mm,半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 5、求轴

27、上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30313型的支点距离a=29mm。所以作为简支梁的轴承跨距为226mm,做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下： 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3728.6NFNV1=1345.24NFNH2=1965.1N FNV2=728.75N弯矩MMH=NmmMV=Nmm总弯矩M=.6Nmm扭矩TT3=Nmm 6） 按弯扭合成应力校核轴的刚度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯扭和扭矩的截面，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力

28、，取=0.6，轴的计算应力ca=M2+(T3)2W =19.71MPa 。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查的=60MPa 。所以安全。中间轴的设计计算.由上述所知:中速轴上面的功率PII=16.98KW 转速nII=565.39r/min转矩286.8Nm2，求作用在齿轮上的力5.3中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T PII=16.98KW nII=565.39r/min TII=Nmm 已知小齿轮的分度圆直径为 d=mz=98mmdm1=d(1-0.5/R)=93.33mmFt3=2T2d=5853.6NFr3=Ft3tan=2130.1N 已知圆锥直齿轮的

29、平均分度圆直径 dm2=d(1-0.5/R)=243.3mm圆周力、径向力、及轴向力的方向如图八所示Fr2=Fa1=314.19NFa2=Fr1=819N Ft2=2T2dm2= 2731.43N 3、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40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间dmin=34.07mm轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 。（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d34.07mm，由机械设计手册中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列

30、圆锥滚子轴承32008(GB/T 297-1994)，其尺寸为dDT=40mm68mm19mm，计算轴力作用长度a=14.9mm。 左端轴承采用套筒进行轴向定位，右端轴承采用轴肩进行定位，由机械设计课程设计表13.1查得32008型轴承的定位轴肩高度3mm，因此取套筒直径和另一端的轴直径46mm。2）取安装锥齿轮的轴段d=50mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长l=50mm，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l2=46mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm,，则轴环处的直径为d1=51mm。3）已知圆柱直齿轮齿宽B=100mm，为了使

31、套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l3=95mm，d=45mm。4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。轴承端盖厚度为20mm。至此，已初步确定州的各段直径和长度。轴上零件的轴向定位。圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh=1610mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，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，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，bh=149mm键槽用键槽铣刀加工，

32、长为45mm，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，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，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得32008型的支点距离a=14.9mm。所以轴承跨距分别为L1=53mm，L2=95mm。L3=80mm做出弯矩和扭矩图。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5853.6NFNV1=1466.1NFNH2=3133.7N FNV2=8

33、44.5N弯矩MMH=.8NmmMV=77698Nmm总弯矩M=83669.1mm扭矩TT3=Nmm6、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，轴的计算应力为ca=M12+(T1)2W =34.43Mpa前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，=70MPa,故安全。六：轴承的校核计算1、输入轴滚动轴承计算 选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6008（GB/T274-1994），其尺寸为dDB=406815mm ,轴向力Fa=Fttansin1=314.19N基本额定静载荷Co=11.7KN， 由Fa/Co=0

34、.027,查表13-5知：e=0.22 Y=2.0 X=0.56载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=858.21NFNV1=-372.645NFNH2=1552.49NFNV2=1191.645N则两个轴承的径向力：Fr1=FNH12+FNV12=935.62N Fr2=FNH22+FNV22=1957.1N Fd1=Fr12Y=233.91N Fd2=Fr22Y=489.275NFa1=Fd2+Fa=803.456N Fa2=Fd2=489.275N又 Fa1Fr1=0.858e Fa2Fr2=0.25 Pr2,所以按照轴承1的受力大小验算 =3 ,球轴承。C,基本额定动载荷Lh=1066

35、0n(CP1)=5764h25028=4000h，故合格。中间轴滚动轴承的计算。选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d34.07mm，由机械设计手册中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32008(GB/T 297-1994)，其尺寸为dDT=40mm68mm19mm，载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5853.6NFNV1=1466.1NFNH2=3133.7N FNV2=844.5N轴向力Fa=819N，e=0.38 Y=1.6 X=0.9则两个轴承的径向力：Fr1=FNH12+FNV12=6034.4N Fr2=FNH22+FNV22=3245.5N Fd1=Fr1

36、2Y=1885.75N Fd2=Fr22Y=1014.2NFa1=Fd2+Fa=1833.2N Fa2=Fd2=1014.2N又 Fa1Fr1=0.30e Fa2Fr2=0.313 Pr2,所以按照轴承1的受力大小验算 =10/3 ,圆锥滚子轴承。C,基本额定动载荷Lh=10660n(CP1)=36781.6h25028=4000h，故合格。输出轴滚动轴承校核计算选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1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30313（GB/T297-1994）,其尺寸为dDT=65mm140mm36mm,载荷水平面H垂直面V支反力F

37、FNH1=3728.6NFNV1=1345.24NFNH2=1965.1N FNV2=728.75N e=0.35 Y=1.7 X=1则两个轴承的径向力：Fr1=FNH12+FNV12=3963.9N Fr2=FNH22+FNV22=2095.9N Fd1=Fr12Y=1165.9N Fd2=Fr22Y=616.4NFa1=Fd2+Fa=616.4N Fa2=Fd2=616.4N又 Fa1Fr1=0.156e Fa2Fr2=0.294 Pr2,所以按照轴承1的受力大小验算 =10/3 ,圆锥滚子轴承。C,基本额定动载荷Lh=10660n(CP1)=h25028=4000h，故合格。七、键联接的选择及校核计算1)输入轴下面分别做C键和A键的连接强度分析：键，轴和联轴器