機械設計課程設計計算說明書-帶式輸送機傳動裝置(含全套圖紙)

1、 機械設計課程設計計算說明書 設計題目：帶式輸送機班 級： 設 計 者： 學 號：指導老師： 日 期：2011年01月06日 目錄一、題目及總體分析································1二、選擇電動機····&#

2、183;·······························2三、傳動零件的計算················

3、3;···············71）帶傳動的設計計算·······························72）減速箱的設計計算

4、·······························10.高速齒輪的設計計算·················

5、············10.低速齒輪的設計計算·····························14四、軸、鍵、軸承的設計計算····

6、83;··················20輸入軸及其軸承裝置、鍵的設計·················20中間軸及其軸承裝置、鍵的設計·········&

7、#183;·······25輸出軸及其軸承裝置、鍵的設計·················29鍵連接的校核計算·····················

8、;···········33軸承的校核計算··································35五、潤滑與密封··

9、;·································37六、箱體結(jié)構(gòu)尺寸···············&

10、#183;·················38七、設計總結(jié)·······························

11、;······39八、參考文獻······································39一、題目及總體分析題目：帶式輸送機傳動裝置設計參數(shù)

12、：傳動方案輸送帶的牽引力F，（KN）輸送帶的速度V，（m/s）提升機鼓輪直徑D，（mm）帶傳動兩級齒輪減速70.4350設計要求：1).輸送機運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。2).輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.97。3).工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。設計內(nèi)容：1. 裝配圖1張；2. 零件圖3張；3. 設計說明書1份。說明：1. 帶式輸送機提升物料：谷物、型砂、碎礦石、煤炭等；2. 輸送機運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定；3. 輸送帶鼓輪的傳動效率取為0.97；4. 工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16小時。裝置分布如圖：二、選擇電動機1. 選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式按工

13、作條件和要求選用一般用途的Y系列三相異步電動機，臥式封閉。2. 選擇電動機的容量電動機所需的工作效率為： 電動機功率;-工作機所需功率;工作機所需要功率為： 傳動裝置的總效率為： 按表2-3確定各部分效率：V帶傳動效率，滾動軸承傳動效率，閉式齒輪傳動效率,聯(lián)軸器效率，傳動滾筒效率，則 所需電動機功率為： 選擇的電動機的額定功率要略大于P，由Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)選擇電動機額定為4.0KW。3. 確定電動機轉(zhuǎn)速工作機轉(zhuǎn)速： 電動機轉(zhuǎn)速可選范圍： V帶傳動的傳動比常用范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍， 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：查表可知，符合條件的電動機有三種，但綜合考慮電動機和傳動裝置的

14、尺寸，結(jié)構(gòu)和帶傳動，以及減速箱的傳動比，認為選擇電動機較為合理。其主要技術(shù)參數(shù)如下：電動機型 號額定功率P（KW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）4.0100096022 電動機的相關(guān)尺寸：中心高H外形尺寸底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直 徑 K軸 伸尺 寸D×E鍵公稱尺 寸F×h132515×345×315216×1781238×8010×1324.計算傳動比總傳動比為： 為使帶傳動外部尺寸不要太大，初步取2.5 分配減速器的各級傳動比： 5.計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算各軸轉(zhuǎn)速：軸： 軸：軸：軸：

15、計算各軸的輸入功率：軸：軸：軸：軸：計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：電動機所需的實際轉(zhuǎn)矩即為電動機的輸出轉(zhuǎn)矩： 軸：軸：軸：軸：6.將運動和運動參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列成表：軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)矩 T/Nm轉(zhuǎn)速nr/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸3.6135.919602.50.97軸 3.5087.08384軸3.29401.4778.374.90.94軸3.101359.8921.773.60.94軸2.981305.9021.7710.96三相電壓380V 帶的傳動比不宜過大，齒比接近便有設計序號為從電動機到鼓輪機一次遞增 三、傳動零件的計算1）帶傳動的設計計算1、確定計算功率：在空載、輕

16、載啟動總，每天工作16小時時，查表知工況系數(shù)作=1.1，所以有：=4KW1.1=4.4kW2、選擇V帶帶型：根據(jù)=4.4kW和小帶輪轉(zhuǎn)速查表可知，選用A型V帶。3、確定帶輪基準直徑并驗算帶速：初選小帶輪直徑，小帶輪直徑=75mm,根據(jù)基準直徑系列初選：=100mm，則：帶速=5.03因為在（525）之間，所以基本滿足要求。=2100mm=250mm，由查表圓整為=250mm。4、確定V帶中心距和基準長度： 初選中心距：0.7(+)2(+)245mm700mm取=500mm,帶所需的基準長度：2+ =mm =1558.1mm由V帶基準長度系列表取=1600mm。則實際中心距：+=458mm。中心

17、距的變化范圍為：mmmm5、驗算小帶輪上的包角：固滿足要求。6、計算單根帶的額定功率和根數(shù)z：由=100mm和=960，查表并用插值法得普通帶的基本額定功率=0.95kW。由=960和=2.5以及A型帶，查表并用插值法得=0.10KW。由=，查表并用插值法得=0.955。由基準長度=1600mm，以及A型帶查表得長度系數(shù)=0.99。固： 帶是根數(shù)：，取z=57、計算單根V帶初始拉力最小值：查表知道單根A型V帶單位長度的質(zhì)量為=0.10，于是154.25N應使帶的實際初拉力。8、計算壓軸力：壓軸力的最小值為9、確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸由，采用腹板式結(jié)構(gòu)，采用腹板式結(jié)構(gòu)。由V帶設計可知 z=5根，則由課

18、本表8-10可得 e=15mm,f=10mm,=3mm則帶輪的寬度為小帶輪的外徑 大帶輪的外徑 2）減速箱的設計計算.高速齒輪的設計計算1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）、 選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）、 由于輸送機屬于一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）、 材料需選擇。選擇小齒輪的材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為280，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240，二者材料硬度差為40。（4）、初選小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù)為，取118。2、按齒面接觸強度設計由設計計算公式有（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)。2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。3）根據(jù)高速級齒輪大小齒輪都為軟齒

19、面，兩支承相對于小齒輪做不對稱布置，由查表得齒寬系數(shù)為（課本表107）。4）根據(jù)配對齒輪材料都是鍛鋼，由查表得。（課本106）5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞限度極限。（課本1021d）6）由公式計算應力循環(huán)次數(shù)。7）根據(jù)的大小由課本圖1019取接觸疲勞許用應力：，8）計算接觸疲勞許用應力。取失效率為1%，安全系數(shù)為，由公式得（2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑 2）計算圓周速度。3）計算齒輪寬。4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由書108圖表得動載荷系數(shù)；對直齒輪；由載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)查表得使用系數(shù)；由課本表10-4用插值法查得7級

20、精度、小齒輪相對支承非對稱布置時：；由，由課本圖1013得；故載荷系數(shù)6）和的數(shù)值相差較大，所以按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得：7）計算模數(shù)：3、按齒根彎曲強度設計由彎曲強度的設計公式為(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由課本圖1020c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)由公式得4）計算載荷系數(shù)。5）查取齒形系數(shù)。由書表105并用差值法得:，。查取應力校正系數(shù)。由書表105并用差值法得:，。6）計算大、小齒輪的，并加以比較。比較可知：大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算對比計算結(jié)果，由齒

21、面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.804mm并就近圓整為標準值（第二系列），按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù): ，這樣計算出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并且結(jié)構(gòu)緊湊。4、幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距(3)計算齒輪寬度取，。5、齒輪結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖（1）齒輪結(jié)構(gòu)的設計計算由于 所以小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。 .低速齒輪

22、的設計計算1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）、 選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）、 由于輸送機屬于一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）、 材料需選擇。選擇小齒輪的材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為280，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240，二者材料硬度差為40。（4）、選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取。2、按齒面接觸強度設計由設計計算公式有（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)。2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。3）根據(jù)高速級齒輪大小齒輪都為軟齒面，兩支承相對于小齒輪做不對稱布置，由查表得齒寬系數(shù)為。4）根據(jù)配對齒輪材料都是鍛鋼，由查表得。5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強

23、度極限；大齒輪的接觸疲勞限度極限。6）由公式計算應力循環(huán)次數(shù)。7）根據(jù)的大小由課本圖1019取接觸疲勞許用應力：，。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效率為1%，安全系數(shù)為，由公式得（2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑 2）計算圓周速度。3）計算齒輪寬。4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù) ： 齒高 ： 5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由書108圖表得動載荷系數(shù)；對直齒輪；由載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)查表得使用系數(shù)；從課本表10-4中的軟齒面齒輪欄查得的小齒輪相對支承非對稱布置、7級精度時；由，由圖1013得；故載荷系數(shù)6）和的數(shù)值相差較大，所以按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得7）計算模數(shù)： 3、按齒

24、根彎曲強度設計由彎曲強度的設計公式為(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）根據(jù)查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)由公式得4）計算載荷系數(shù)。5）查取齒形系數(shù)。由書表105并用差值法得:，。查取應力校正系數(shù)。由書表105并用差值法得:，。6）計算大、小齒輪的，并加以比較。顯然大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘積）有關(guān)，可

25、取由彎曲強度算得的模數(shù)3.023mm并就近圓整為標準值（第一系列），按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) 為使和互質(zhì)，取。4、幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距 (3)計算齒輪寬度取，。5、齒輪結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖（1）齒輪結(jié)構(gòu)的設計計算由于 所以小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。四、軸、鍵、軸承的設計計算布置圖如下（此圖主要表現(xiàn)軸的形狀，齒輪、鍵、鍵槽等和一些交線沒有畫出）.輸入軸的設計計算1.軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。由電動機的選擇可知：2、求作用在齒輪上的力。 軸（高速級）的小齒輪的直徑，有在安裝從動帶輪處作用在軸上壓軸力： 據(jù)經(jīng)驗值，取

26、：3.初步確定軸的最小直徑按教材機械設計式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3取，于是得： 由于軸上必須開由兩各鍵槽，所以最小直徑按13%增大： 4.軸的結(jié)構(gòu)設計計算 （1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖所示，AB段為從動V帶輪，BC段為套筒，CD軸承端蓋，DE為軸承，IF為軸上的齒輪，F(xiàn)G為套筒，GH軸承。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）初步選擇滾動軸承。因軸承僅承受徑向力的作用，故可以采用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、0級公差等級的深溝球軸承6406，其尺寸為，故，而。2)為了滿足

27、齒輪和軸承的軸向定位要求，AE右端和IF左端需制出軸肩，因為定位軸肩的高度，取，所以。軸的左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為，為了保證軸端擋圈只壓在從動帶輪上的輪轂上不壓在軸的端面上的緣故。3）從動帶輪的寬度，齒輪的寬度。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取從動帶輪右端與軸承端蓋外端面鍵的距離。軸承端蓋的的寬度為。所以：取20，根據(jù)中間軸的設計：(209525)mm=140m所以軸的全長為（153140652023）401（3）軸上零件的周向定位。齒輪、大皮帶輪和軸之間都采用平鍵連接。查表6-1得齒輪端平鍵截面參數(shù)為:大帶輪截面參數(shù)為：取軸端倒角為同時為了保證齒輪和軸配合

28、有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；帶輪與軸的配合為。滾動軸承和軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。.求軸上的載荷1）計算軸上各種力或力矩的大小。2）做出軸的計算簡圖。 (7).按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)教材式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力：前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得: 因為： 所以選擇軸直徑d30mm滿足要求。 此時： .中間軸的設計計算1、軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。由前面的計算知道：2、求作用在齒輪上的力。記中

29、間軸的輸入動力的齒輪為齒輪1，輸出動力的齒輪為齒輪2。齒輪1、2的直徑分別為：，有3、初步確定軸的最小直徑。按教材機械設計式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3取，于是得：由于軸上必須開有兩個各鍵槽，所以最小直徑按15%增大：4、軸的結(jié)構(gòu)設計。（1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖所示，AB段為軸承，BC段為套筒，CD齒輪2，DE為光軸，EF為齒輪1，F(xiàn)G為套筒，GH軸承,QA和HP都是軸承端蓋。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）初步選擇滾動軸承。因軸承僅承受徑向力的作用，故可以采用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目

30、錄中初步選取0基本游隙組、0級公差等級的深溝球軸承6210，其尺寸為：，故，而。2)為了滿足兩齒輪的軸向定位要求，CD右端和EF左端需制出軸肩，因為定位軸肩的高度，取，所以。3）齒輪1的寬度為面58mm，齒輪2的寬度為95mm,由輸入軸的長度可知：減速箱的寬度為225mm，F(xiàn)G24mm,EF58mm，DE28mm，CD95mm，BC20mm。（3）軸上零件的周向定位。兩個齒輪與齒輪的周向定位均采用平鍵連接。由教材機械設計中的表得，平鍵截面，鍵槽用盤銑刀加工，左端鍵長取為90mm，右端鍵長取為50mm，同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合均為；滾動軸承和軸的周向定位是由

31、過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 取軸端的倒角為，軸肩處的圓角半徑為。.求軸上的載荷1）計算軸上各種力或力矩的大小。2）做出軸的計算簡圖。 6、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)教材式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為：前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得：。因此，故安全。.輸出軸的設計1、軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。由前面的計算知道：2、求作用在齒輪上的力。低速級的大齒輪的直徑，有3、初步確定軸的最小直徑。按教材機械設計式（15-2）初步估算軸的最小直

32、徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3取，于是得由于軸上必須開由兩個鍵槽，所以適當增加最小直，取。該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連軸器的孔徑相適應，故需同時選取連軸器的型號。連軸器的計算轉(zhuǎn)矩，教材機械設計的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取。則：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，選用型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱直徑為。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器的長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂長度。4、軸的結(jié)構(gòu)設計。1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖所示，AB段為滾動軸承，BC段為套筒，CD齒輪，DE為軸肩，F(xiàn)G為滾動軸承，GH為軸承端蓋，IJ為半聯(lián)軸器和軸配合。2

33、）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。為了滿足齒輪和軸承以及聯(lián)軸器的軸向定位要求，AB、BD的右端和FH、IJ的左端需制出軸肩，因為定位軸肩的高度：，取。所以有：，軸的右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為，為了保證軸端擋圈只壓在從動帶輪上的輪轂上而不壓在軸的端面上，故I-J段略短于I-K，取。3）初步選擇滾動軸承。因軸承僅承受徑向力的作用，故可以采用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、0級公差等級的深溝球軸承61915，其尺寸為：，故。4）齒輪的寬度，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取從動帶輪右端與軸承端蓋外端面鍵的距離。軸承端蓋的

34、的寬度為20mm。根據(jù)中間軸的設計，BC和DF的長度分別為23mm和112mm，如軸的結(jié)構(gòu)圖所示。（3）軸上零件的周向定位。齒輪與從動帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵連接。由教材機械設計中的表得，聯(lián)軸器和軸間的平鍵截面，鍵長為90mm；齒輪和軸間的平鍵截面為，鍵長為85mm兩鍵槽都用盤銑刀加工。同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，選擇齒輪轂與軸的配合為；半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承和軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。根據(jù)軸的直徑查表得軸端的倒角為，軸肩B、I兩處的圓角半徑均為。D-F之間各軸肩的圓角都是。.求軸上的載荷1）計算軸上各種力或力矩的大小。 2）輸出軸的

35、計算簡圖。 6、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)教材式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為：前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得：。因此，故安全。鍵連接的校核計算對于采用常見的材料組合和按標準選取的普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面被壓潰。因此，只要安工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。普通平鍵聯(lián)接的強度條件為： （其中，是鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，為軸的直徑）現(xiàn)選用45鋼平鍵，其在靜荷載下的許用應力為：1、高速軸上鍵的校核計算1）從動大帶輪和高速軸之

36、間鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為：由前面軸的設計計算知道高速軸的轉(zhuǎn)矩：因為，所以平鍵符合要求2）齒輪和高速軸之間鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為：由前面軸的設計計算知道高速軸的轉(zhuǎn)矩：因為，所以平鍵符合要求2、中間軸上鍵的校核計算1）中間軸上小齒輪和軸連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為：由前面軸的設計計算知道中間軸的轉(zhuǎn)矩：因為，所以平鍵符合要求2）中間軸上大齒輪和軸連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為：由前面軸的設計計算知道中間軸的轉(zhuǎn)矩：因為，所以平鍵符合要求3、低速軸上鍵的校核計算1）低速軸齒輪和軸連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為：由前面軸的設計計算知道低速軸的轉(zhuǎn)矩：因為，所以平鍵符合要求2）低速軸與半聯(lián)軸器連接鍵的校核計算。平鍵的幾何參數(shù)為：由前面軸的設計計算知道低速軸的轉(zhuǎn)矩：因為，所以平鍵符合要求軸承的校核計算在各軸的設計計算中都使用了深溝球軸承，按照使用要求其預期計算壽命都為。1、高速軸上軸承的計算校核高速軸采用0基本游隙組、0級公差等級的深溝球軸承6406，其尺寸為: 1）計算軸承的當量動載荷當量動載荷的計算公式為：，（X、Y分別是徑向和軸向動載荷系數(shù)）為載荷系數(shù)，根據(jù)教材機械設計中表13-6有，由于載荷性質(zhì)為無沖擊或輕微沖擊，取該軸上只承受徑向載荷，或