設(shè)計(jì)用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的圓錐圓柱齒輪減速器說(shuō)明書(shū).doc

1、設(shè)計(jì)目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇33. 選擇電動(dòng)機(jī)44. 分配傳動(dòng)比45. 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算56. 設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪67. 設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪118. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)15軸（輸入軸)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)15軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)17軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)209。 滾動(dòng)軸承及鍵的校和計(jì)算壽命2410。 潤(rùn)滑與密封2711. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸2712。 設(shè)計(jì)總結(jié)2913。 參考文獻(xiàn)29設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)題目： 設(shè)計(jì)用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的二級(jí)圓錐-圓柱齒輪減速器1）參考傳統(tǒng)方案 2）工作條件連續(xù)單向工作，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期10年，經(jīng)常滿載荷,兩班制

2、工作，運(yùn)輸鏈工作速度允許誤差為5%，減速器由一般廠中小量生產(chǎn)。3)原始數(shù)據(jù) 題 號(hào)E3運(yùn)輸鏈工作拉力4000運(yùn)輸鏈工作速度0。90運(yùn)輸鏈鏈輪齒數(shù)10運(yùn)輸鏈節(jié)距60一。各主要部件選擇目的設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果動(dòng)力源電動(dòng)機(jī)聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器齒 輪錐齒直輪傳動(dòng)高速級(jí)做成錐齒,低速級(jí)做成直齒軸 承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承鏈 輪滾子鏈二：電動(dòng)機(jī)的選擇設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果電動(dòng)機(jī)的輸出功率的計(jì)算工作機(jī)所需有效功率為PwF×V4000N×0.9m/s=3.6錐齒輪的傳動(dòng)(7級(jí)精度）效率為1=0.97圓柱齒輪傳動(dòng)(7級(jí)精度)效率為20.98 球軸承傳動(dòng)效率(四對(duì))為30.99 4彈性

3、聯(lián)軸器傳動(dòng)效率(一個(gè))取40.99運(yùn)輸鏈輪效率為50.96要求電動(dòng)機(jī)輸出的有效功率為：要求電動(dòng)機(jī)輸出功率為:Po=4.15kw類型根據(jù)有粉塵的要求選用Y（IP44）系列的電動(dòng)機(jī)選用Y(IP44）系列選用查得型號(hào)Y132S4封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)參數(shù)如下額定功率Pe=5。5KW滿載轉(zhuǎn)速n=1440 r/min滿載時(shí)效率=85.3%功率因數(shù)額定轉(zhuǎn)矩T=2.2滿載時(shí)輸出功率為 略大于，在允許范圍內(nèi)選用Y（IP44）系列Y132M26型封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)三：分配傳動(dòng)比設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果分配傳動(dòng)比傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比為： 工作機(jī)滿載時(shí)輸入軸的轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 故總傳動(dòng)比 四：傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參

4、數(shù)計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算設(shè)：從電動(dòng)機(jī)到輸送機(jī)滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對(duì)應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ;對(duì)應(yīng)于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對(duì)應(yīng)于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ;相鄰兩軸間的傳動(dòng)比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率分別為 、 、 、 。根據(jù) n2= n1 n3= n2 P1= P0 P2= P1 可以算出如下結(jié)果：結(jié)果軸號(hào)發(fā)動(dòng)機(jī)兩級(jí)錐-圓柱減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min）n0=1440n1=1440n2=720n3=180n4=90轉(zhuǎn)矩T（N&#

5、183;m)T0=27.52T1=27.25T2=52。92T3207.45T4397.9功率P （kw)P0=4。15P1=4.11P2=3。99P3=3.91P4=3.75兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器錐齒輪圓柱齒輪鏈 輪傳動(dòng)比 ii01=1i12=2i23=4i34=2傳動(dòng)效率0。970。980。96五：高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)(錐齒輪的設(shè)計(jì))設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果選精度等級(jí)、材料和齒數(shù)） 選用直齒錐齒輪傳動(dòng)。） 速度不高，故選用級(jí)精度） 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)表6.1選取小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)),硬度為HBS,二者材料硬度差為HBS。） 選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·12

6、×24=48,取Z2=49。符合互為質(zhì)數(shù).1Z2=75按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 ）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（）試選載荷系數(shù)(2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）選取齒寬系數(shù) （4)知齒輪，查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)（4)由表6。3查得材料的彈性影響系數(shù)(5）由圖6。14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（6）由式6。11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （8)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為%，安全系數(shù)為S=1 設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)）計(jì)算（)試算小齒輪分度圓直徑,由計(jì)算公式得()計(jì)算圓周速度（）模數(shù)

7、及主要尺寸的確定 模數(shù):,取。分度圓直徑： 節(jié)錐角：錐距 平均分度圓直徑： 齒寬 取3 ）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1） 彎曲強(qiáng)度校核公式：設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 （2）確定各參數(shù) 平均分度圓處螺旋角，則 查得動(dòng)載系數(shù)1。15 齒向載荷分布系數(shù) 使用系數(shù) 故 （3）分度圓圓周力 （4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 查表6。4得 （5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖6。15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力 查得壽命系數(shù) 查得 ，查得安全系數(shù)是 故許用彎曲應(yīng)力 設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果齒根彎曲疲勞強(qiáng)度因此滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒面接觸強(qiáng)度驗(yàn)算） 齒面接觸強(qiáng)度驗(yàn)算 接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系

8、數(shù)因此齒面強(qiáng)度足夠六.設(shè)計(jì)低速級(jí)圓柱直齒傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果） 選用級(jí)精度） 由表6.1選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為,大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS.） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即1） 確定公式各計(jì)算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3)選取齒寬系數(shù)（4）由表6。3查得材料的彈性影響系數(shù)（5)由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(）由式6.11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=

9、1,由式得 ） 計(jì)算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（） 計(jì)算圓周速度v （） 計(jì)算齒寬（） 計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)，級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)假設(shè)，由表查得由表6.2查得使用系數(shù)由表查得查得設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)故載荷系數(shù)（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得()計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為） 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值（） 由圖6.15查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（） 由圖6。16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為,安全系數(shù)為S=1。3，由式得（） 計(jì)算載荷系

10、數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表6.4查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明主要結(jié)果按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) (）計(jì)算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2。47，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2.5 按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)取幾何尺寸計(jì)算） 計(jì)算分度圓直徑） 計(jì)算齒根圓直徑） 計(jì)算中心距 ） 計(jì)算齒寬寬度驗(yàn)算 合適七。減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果1 軸1的設(shè)計(jì)：a) 求作用在錐齒輪上的力：因?yàn)殄F齒的dm1=72mm，節(jié)錐角 1=26.1

11、76;，則周向分力為：Ft=2T2/ dm1=2*72/0。061=1769.9N,垂直于分度圓圓錐母線分力為:F= Fttg=1390.29tg26.1=566。38N,徑向分力為:Fr1= Fcos1=458.77N,軸向分力為Fa1= Fsin1=169.98N,法向載荷為Fn= Ft/cos=1966。5N，如圖：b) 初步確定軸最小半徑：先按式15-2估算軸最小直徑.選軸材料為45鋼（調(diào)質(zhì))，由表11。3取C=112，則有dmin=19。088mm，這是安裝聯(lián)軸器的直徑，為使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故要選聯(lián)軸器的型號(hào)：聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2=1。354。16=66

12、508Nmm（查表得取KA=1。3）,則查表選用YL5YLD5型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63Nm，半聯(lián)軸器孔徑為d1=24mm,故取d-=24mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)L=40mm,半聯(lián)軸器與軸配合轂長(zhǎng)為L(zhǎng)1=38mm.c) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：軸上零件裝配如圖：為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，軸段右端要有一軸肩，故取段直徑為d=28mm，左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=35mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上不壓在軸端面上，取L-=36mm。初步選定滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)受徑向力，根據(jù)d-=28mm，取用30206型號(hào)單列圓錐滾子軸承，其尺寸為d*D*T=30m

13、m62mm*17。25mm，則有d-=d-=30mm，L=17.25mm，軸承中間處用軸肩定位，這段取直徑d-=36mm。右端軸承與齒輪之間應(yīng)有一套同固定,長(zhǎng)應(yīng)為:取L-=17.5mm,取套同長(zhǎng)10mm.設(shè)裝齒輪處軸段的直徑為d-=25mm,此軸段應(yīng)短于輪寬，取L-=36mm。取軸承端蓋總寬為20mm，外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離為20mm，故取L=40mm。結(jié)合變速箱結(jié)構(gòu),取L-=60mm。 軸上零件的周向定位:齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵聯(lián)接。按d=30mm由查得平鍵截面bh=8mm*7mm，鍵槽用銑刀加工，長(zhǎng)20mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合

14、為H6/n5；同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接,用平鍵為54*30,半聯(lián)軸器與軸的配合為H6/k5，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的,選軸的直徑尺寸公差為H6/js5。求軸上的載荷：先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承支點(diǎn)的位置時(shí)，從查得a=13。8mm，因此作出簡(jiǎn)支梁的軸支承夸距：為L(zhǎng)=86.9mm。由上可知B 截面為危險(xiǎn)截面.將B面的個(gè)數(shù)列于下表：載荷水平面垂直面支反力FNH1=340。43N FNH2=1049。86NFNV1=117.71N FNV2=363.01N彎矩MH=29821。72NmmMV1=10311。444Nmm總彎矩M=31554。09Nmm扭矩T2=54。

15、16Nm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：由式及上表的數(shù)值,取=0。6，軸的計(jì)算應(yīng)力為: 16。014Mpa，因?yàn)檩S的材料前以選定為45鋼，由表查得其1=60Mpa，故安全.2軸2的設(shè)計(jì):1) 軸1、2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩:P1=4.11Kw，n1=1440r/min，T1=27.25N。mP2=3.99Kw，n2=720r/min，T2=52。92N.m2） 求作用在齒輪上的力 （1）求作用在低速級(jí)小齒輪上的力 圓周力： 徑向力： 軸向力：（2）求作用在高速級(jí)大齒輪上的力。因大齒輪為從動(dòng)輪,所以作用在其上的力與主動(dòng)輪上的力大小相等方向相反。 圓周力:徑向力：軸向力： 3）初步確定軸的最小直徑 先按式初

16、步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3，取,于是得:軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和取4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案（2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 (a）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，根據(jù)，選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承32006型,其尺寸為,得：32006型軸承的定位軸肩高度，因此取取安裝齒輪處的軸段,的直徑,，取,，,，,(3）軸上零件的周向定位 齒輪采用平鍵聯(lián)接,按，查機(jī)械設(shè)計(jì)表得平鍵截面，聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵長(zhǎng)度為63mm,聯(lián)接圓錐齒輪的平鍵長(zhǎng)度

17、為36mm。5)求軸上的載荷 對(duì)于32006型圓錐滾子軸承， 計(jì)得：,，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示載荷水平面垂直面 支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即圓柱齒輪的截面,取,軸的計(jì)算應(yīng)力: 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表，查得，因此，安全。3。軸3的設(shè)計(jì)即輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 1)3軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3,， 2）求作用在齒輪上的力 圓周力：徑向力：軸向力：3）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表11。3

18、,取，于是得：軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，取。 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)師手 冊(cè)（軟件版）選用TL8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為710N。m。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm，故?。话肼?lián)軸器長(zhǎng)度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1)擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，-軸段左端需制出軸肩，故取-段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故段的長(zhǎng)度

19、應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。(b) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)(軟件版)選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承32011，其尺寸為，故，而，滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位,軸肩高度，因此，取.(c)取安裝齒輪處的軸的直徑;齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪輪轂的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度,取,則，.因、兩軸在箱體內(nèi)的長(zhǎng)度大致相等，取， 。.3）軸上零件的周向定位查機(jī)械設(shè)計(jì)表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面4）求軸上的

20、載荷 對(duì)于32011型圓錐滾子軸承，載荷水平面垂直面支反力F彎矩M總彎矩扭矩T5) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計(jì)算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,由機(jī)械設(shè)計(jì)， 查得，因此，安全。計(jì)得：,根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示.九滾動(dòng)軸承及鍵的校和計(jì)算壽命主要結(jié)果主要結(jié)果1,輸入軸的軸承1）.按承載較大的滾動(dòng)軸承選擇其型號(hào),因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為:L'h29200h 由上面的計(jì)算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340。43N

21、，軸向力為Fa1=159。90N， 2）初步選擇滾動(dòng)軸承型號(hào)為30206,其基本額定動(dòng)載荷為Cr=51。8KN，基本額定靜載荷為C0r=63。8KN。3）徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 動(dòng)載荷為，查得,則有 由式13-5得 滿足要求。輸入軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓錐齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為鍵的工作長(zhǎng)度，,合適，合適2 2軸的軸承（1)選擇的圓錐滾子軸承型號(hào)為32006，尺寸為，基本額定動(dòng)載荷。（2） 當(dāng)量動(dòng)載荷前面已求得，軸承1、2受到的徑向載荷為：軸承1、2受到的軸向載荷為：查簡(jiǎn)明機(jī)械工程師手冊(cè)表7。7-39得軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為：按機(jī)械設(shè)計(jì)-表13-6查得（3）驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?所以按軸承2的受力驗(yàn)算。對(duì)于滾子軸承，。減速器的預(yù)定壽命，合適。3 3軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)接圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為 聯(lián)接圓錐齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為.鍵的工作長(zhǎng)度，合適，合適4 輸出軸的軸承（1）選擇的圓錐滾子軸承型號(hào)為32011，尺寸為，基本