帶式運輸機傳動裝置匯總

1、重慶交通大學帶式運輸機傳動裝置說明書20132014學年第二學期學院：機電與汽車工程學院專業(yè)：機械電子工程班級：機電子3班姓名：學號：指導老師：孫鵬飛31刖百在21世紀的今天，對現(xiàn)代帶學生的能力要求越來越高了，為了能夠熟練的掌握書本知識并用于實踐中去，學校在我們學習機械設計的同時進行一次設計，以便提高我們在這方面的結合能力。本說明書根據(jù)我們機械設計的老師的指導和書本的知識所設計的。在設計過層中，邢老師給了一些寶貴意見，使我在設計過程和編寫說明書是有了不少的改進。本說明書把卷揚機的一些數(shù)據(jù)進行了簡單的處理，使讀者能夠比較清楚的了解卷揚機的內(nèi)部結構和工作原理。在設計過程中老師給了許多寶貴的意見在此

2、表示感謝。書中存在著一定的錯誤和缺點，希望老師能給予指出改正。設計者2014 年 5 月目錄一、課程設計的目的4二、課程設計的內(nèi)容4三、課程設計的要求5四、設計計算61、電動機的選擇62、傳動裝置的數(shù)據(jù)處理73、帶的設計84、渦輪蝸桿的設計105、軸的設計計算146、軸承的校核247、聯(lián)軸器的選擇258、箱體的結構26五、總結28一、課程設計的目的機械設計課程教學基本要求規(guī)定，每個學生必須完成的一個課程設計。它是機械設計課程的最后一個重要環(huán)節(jié)，也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學生第一次較全面的設計能力訓練，其基本目的是：a) 培養(yǎng)理論聯(lián)系實踐的設計思想，訓練綜合運用機械設計和有關先休課程的理論，結合

3、生產(chǎn)實踐分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識；b) 通過制訂設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正確計算零件工作能力、確定尺寸和選擇材料，以及較全面地考慮制造工藝和維護要求，之后進行結構設計，達到了解和掌握機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法；c) 進行設計基本技能的訓練。例如計算.繪圖.熟悉和運用設計資料(手冊、圖冊、標準和規(guī)范等)以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù).進行經(jīng)驗估算和處理數(shù)據(jù)的能力。二、課程設計的內(nèi)容課程設計通常選擇一般用途的機械傳動裝置或簡單機械為題，如設計圖1所示卷揚機的減速器或整機。課程設計通常包括以下內(nèi)容：決定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動

4、機：計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)結件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算；機體結構及其附件的設計；繪制裝配圖及零件工作圖；編寫計算說明書。、原始數(shù)據(jù)三、課程設計的要求參數(shù)D1運輸帶工作拉力F/N2400運輸帶工作速度v/（m/s）1.0卷筒直徑D/mm380、工作條件與計算要求連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動。運輸帶速度允許誤差±5%;兩班制工作,3年大修，使用期限15年。（卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮。）二、設計任務量1）減速器裝配圖1張（0號或1號）；2）零件工作圖13張；3）設計說明書1份。11.5”|1413T-11

5、|-1電動機2蝸桿減速器3聯(lián)軸器4卷第尋5運輸帶四.設計計算1.電動機的選擇(1) .按工作要求和條件，選用三相異步電動機，電壓380V,Y型。(2) .選擇電動機容量電動機所需的工作功由4=式中：？、%、%、3、n5分別為帶傳動、軸承、單級蝸桿、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取1=0.96,%=0.98(滾子軸承)-3=0.90(蝸桿，不包括軸承效率)，3=0.99(滑塊聯(lián)軸器)，為=0.96,=0.80a所以pd=-Fv-=3kW1000a(3) .確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n=1000v=51rmin二D按機械設計課程設計指導手冊推薦的傳動比合理范圍，去V帶傳動比的傳動比i；=24,單級蝸

6、桿傳動比i2=1040,則總傳動比ia=20160,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=ian=(20160)X96=192015360r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速是3000r/min。查機械設計課程設計手冊表2.2可得如下表的1種傳動方案力殺電動機型號額定PedkW電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機重量N同步轉(zhuǎn)速滿在轉(zhuǎn)速1Y112M-243000289045由各因素考慮而選擇1號方案。2傳動裝置的數(shù)據(jù)處理由前面的傳動計算可得傳動裝置的總傳動比ia=nm=2890/51=57。n由式ia=io-i來分配傳動裝置的傳動比，式中i。、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。由機械設計課程設計指導書表(常用傳動機構的性

7、能及使用范圍)V帶的傳動比i0=3,則減速器的傳動比為i=k=57/3=19io(1) .確定各軸轉(zhuǎn)速I軸nnm=2890/3=963r/minion軸n2=nl=963/19=50.7r/minii卷筒軸n4=n2=50.7r.min(2) .確定各軸輸入功率I軸P1=Pd"01=Pd-，=3X0.96=2.88kwn軸P2=P12=P1n2"3=2.88X0.98X0.90=2.54kw卷筒軸P4=P2"34=P3"2"4=2.54X0.98X0.99=2.46kw式中“01、”12、n34分別為相鄰兩軸間的傳動效率；(3) .確定各軸的轉(zhuǎn)

8、距電動機的轉(zhuǎn)距Td=9550-P±=9550X3.9/2890=9.91NmnmI軸T1=Tdi0n01=Td10n1=9.91X3X0.96=28.54N-mn軸T2=T1i2=T1.in2n3=28.54X19X0.98X0.90=478.29N-m卷筒軸T4=T2"2n4=478.29X0.98X0.99=460.03Nm軸名效率PKW轉(zhuǎn)距TNm轉(zhuǎn)速nr/min傳動比i效率n輸入輸出輸入輸出電動機軸3.03.82289030.98I軸2.882.8228.5436.35963n軸2.542.49478.29320.6750.7190.98卷筒軸2,。462.44460

9、.03314.2950.71.000.993、帶的設計普通v帶的計算功率根據(jù)機械設計查的工作情況系數(shù)KA=1.2貝UPca=kaMp=1.2X4=4.8KWpca=4.8KW選才iSPZ選擇帶型根據(jù)Pca和n1由機械設計選才iSPZdd1=63100型窄V帶確定主動齒輪的基準直徑dd1根據(jù)機械設計選擇小帶輪基準直徑dd1=90mm根據(jù)公式從動齒輪的基準直徑dd2=idd1=3*90=270mmdd1=90mm確定從動齒輪的根據(jù)表選擇，取dd2=280mm基準直徑dd2驗算帶的速度v帶的基準長度Ld確定中心距a實際中心距a驗算主動輪上的包角確定帶的跟數(shù)根據(jù)公式帶的速度v=兀xddixN1/(60

10、X1000)=兀x90X2890/(60x100)=13.619m/s2I，+rdd,(dd2dd1)Ld為2a0+二(dd1+dd2)+24a02/、(280-90)=2X500+(280+90)+L24M500=1583mm由表8-2選帶的基準長度為1640mm根據(jù)0.7(dd1+dd2)<u0<2(dd1+dd2)0.7(90+270)<u0<2(90+270)252<a0<720取a0=500nmFld+ld_a定a0+-=500+29.5=529.5mm2_©dd21ddi一?？?=180><57.5=159.3°&

11、gt;120a所以符合要求PcaZ=-(po+ApokMi查機械設計表得k0f=0.95查同頁表得dd2=270mmV1=13.619m/sLd=1640mma0=500mma=529.5mm0(1=159.3°Z=3確定預緊力F0作用在軸上的壓力Fpkl=0.99由N1=2890r/min,dd1=90mm,i=3.0查表8-5c和表8-5d得p0=1.64kwAp0=0.34kw所以Z=4.8/(1.64+0.34)*0.95*0.99=2.58取z=3根F0=500匹'絲1Lqv2查機械設計表zv)得q=0.07l9.22i'2.57,?F0=500x1I+0.

12、1X19.1725M19.1710.95)=115.32N一一一5Fp=2ZF0Sin一=681.41Np2F0=115.32NFp=681.41Np4蝸桿蝸輪的設計1）選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。2）選擇材料考慮到蝸桿的傳動傳遞的功效率不大，速度只是中等，鼓蝸桿用45鋼，因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45s55HRC蝸桿用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3）設計計算計算項目計算內(nèi)容計算結果齒面接觸疲勞強度設計計算相關公式來源于機械設

13、計初步計算使用系數(shù)kA動載荷系數(shù)kv齒向載何系數(shù)K8載荷系數(shù)K彈性影響系數(shù)ZE接觸系數(shù)Zp基本許用應力bH人應力循環(huán)次數(shù)N壽命設計計算Khn查機械設計得：轉(zhuǎn)速不高選；kv=1.05載荷平穩(wěn)選Koo=1;選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配；選蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比為0.35;查機械設計圖；蝸輪材料為鑄錫磷青銅，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC查機械設計表；N=60jn2Lh其中j為蝸輪每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)每個輪齒嚙合的次數(shù)；年為蝸輪轉(zhuǎn)速；Lh為工作壽命；N=60X1X963X1200+10=6900000根據(jù)機械設計公式kA=1.15kv=1.05KO=1K=1.7ZE=160MPaZp=2.9b

14、H人=158MPaN=6900000Khn=0.59許用應力載荷bH中心距a根據(jù)機械設計公式根據(jù)機械設計公式dH=268MPaa>275mm校核計算：a>275mm1Xa=275mm因i=10,故從機械設計表11-2中取模數(shù)m=8mm蝸桿分度圓直徑d1=110mm計算項目計算內(nèi)容計算結果蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸模數(shù)m根據(jù)機械設計查表M=8蝸桿分度圓直徑d1根據(jù)機械設計查表d1=110mm根據(jù)機械設計查表Z1=2蝸桿頭數(shù)Z1蝸桿直徑系數(shù)q根據(jù)機械設計查表q=13.75根據(jù)機械設計查表分度圓倒程角丫Y=1118'36"蝸桿軸向齒距papa=25.12mm根據(jù)機械

15、設計查表得pa=兀m=3.14*8蝸桿齒頂圓直徑dal蝸桿齒根圓直徑dfi蝸桿軸向齒厚Sa蝸輪齒數(shù)Z2蝸輪變位系數(shù)X2蝸輪分度圓直徑d2蝸輪喉圓直徑da2蝸輪齒根圓直徑df2蝸輪咽喉母圓半徑rg根據(jù)機械設計查表得da1=dl+2ha1=80+2*1*8根據(jù)機械設計查表得dfi=di-hfi=80-2*(8+0.25)=90.8mm根據(jù)機械設計表得根據(jù)機械設計查表根據(jù)機械設計查表根據(jù)機械設計查表得Sa=1/2mTt=1/2*3.14*8d2=mZ2=8*20根據(jù)機械設計查表得根據(jù)機械設計查表得=d2-2hf2=140.8mmda2=d2+2ha2=176mmdf2根據(jù)機械設計第245頁表11-3

16、得rg2a-1/2da2da1=126mmdf1=90.8mmSa=12.56mmZ2=20X2=-0.375d2=160mmda2=176mmdf2=140.8mmrg2=187mm驗算傳動比i=z1/z2=20/2=10這時傳動比誤差為（11。7-11）/11=0。063=6.3%,是允許的。計算項目計算內(nèi)容計算結果計算項目計算內(nèi)容計算結果精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓住蝸桿，蝸輪精度中的選擇8級精度，側(cè)隙種類為f,標注為8fGB/T10089-1988。8級精度8f5.軸的設計計算.輸出軸的設計材料選擇

17、45鋼已知條件：5nn軸n2=i1J=963/10=50.7r/minn軸P2=Pi"i2=Pi"2"3=2.54kwn軸T2=T1-in12=T1-in2"3=478.92N-m計算項目計算內(nèi)容計算結果初步確定軸的最小Pn按機械設計公式dmin=A3產(chǎn)，根據(jù)表取直徑dminnn2聯(lián)軸器的選擇Ao=112,dmin=A3_pi=41.3mmvn2輸出軸的最小直徑顯然上安裝聯(lián)軸器的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選擇聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2,查表，考慮到轉(zhuǎn)矩很小故取Ka=1.3則：Tca=KT2=1。3X478290=62

18、1777Nmm按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計課程設計手冊滑塊聯(lián)軸器(JB/ZQ4384-1997)選才iWH理滑塊聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為9000000Nlmm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=50mm故取d1-2=50mm|半聯(lián)軸器的長度L=122mm聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=85mmdmin=41.3mmd1=50mmd1-2=50mm|L=122mm2.軸的結構設計計算項目計算內(nèi)容計算結果軸的結構設計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度；1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=48mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=5

19、2mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=85mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)d1-2=50mm|l1-2=82mmd2-3=58mml2-3=82mmd3-4=60mm軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度l3-4=55mmd4-5=64mm比Li略短一些，現(xiàn)取l1-2=82mm2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=58mm,由機械設計l4-5=76mmd5-6=76mm課程設計手冊第75頁表6-7選才i0基本游戲l5-6=10mm組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30210,其尺、為dxDXT=50mm<90mm&l

20、t;21.75mm,故d3-4=d7-8=50mm；而l7-8=23mmb右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。，由機d6-7=60mml6-7=12mmd7-8=60mm械設計課程設計手冊查得30212安裝尺寸為d6-7=60mmbl7-8=23mm3)取安裝蝸輪處的軸段4-5的直徑d4-5=64mnri蝸輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知蝸輪輪轂的寬度為80mm為了使套筒端面可靠地壓緊蝸輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l4-5=76mm=蝸輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h>0.07d,取h=6mm則軸環(huán)處的直徑d5-6=76mm=軸環(huán)寬度b>1.4h,取l5-6=12mm=4

21、)軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm,故取l2-3=50mm5)取蝸輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應該距離箱體內(nèi)壁,段距離s,取s=8mm則l3-4=T+s+a+(80-76)=22+8+16+4=55mml6-7=a+s-l5-6=16+8-12=12mm3.軸上零件的周向定位計算項目計算內(nèi)容計算結果軸上零件的周向定位蝸輪，半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。按d4-5查機械設計課程設計手冊第53頁表4-1得bXh=14mnX

22、9mm鍵槽銃刀加工，長為63mm(標準健長)，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪輪轂與軸的配合H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結，選用平鍵為16mnK10mm<70mm半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為ma蝸輪與軸bxh=14mnX9mmH7/n6半聯(lián)軸器與軸16mm<10mnX70mmH7/k64.確定軸上圓角和倒角尺寸計算項目計算內(nèi)容計算結果確定軸上圓角和倒角尺寸查機械設計第357頁表15-2,取軸端倒角為2X45°,各軸肩的圓角半徑見圖軸的受力簡圖TMec(F)rrrrHTfT5.軸

23、上的載荷計算項目計算內(nèi)容計算結果作用在蝸輪上的力蝸輪分度圓直徑d2=160mmd2=160mmd2圓周力FtFt=2T2/d2=2X478290/160N=5741NFt=5741N徑向力FrFr=2Tl/dl=2X621777/110=7928NFr=7928N軸向力FaFa=Ftxtan3=5741xtan11.8°=1168NFa=1168N支反力F水平面FNH1=985NFNH1=985NFNH2=756NFNH2=756N垂直面FNV1=948NFNV1=948NFNV2=-20NFNV2=-20N水平面Mh=124047NmmMd=124047N-mm彎矩M垂直面M/1=

24、60984N-mmM/1=60984NmmM/2=-1640N-mmM/2=-1640N-mmM=138227N-mmM=138227N-mm雌二124057N-mmM>=124057N-mm總彎矩MiM2扭矩TT2=478290N-mmT2=478290N-mm6.校核軸的強度計算項目計算內(nèi)容計算結果按駕扭合成應力校核軸的強度crca進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。卞!據(jù)公式（15-5）及軸上的載荷，并取a=0.6軸的計算應力CTca=14.75MPabca=14.75MPa前面選頂?shù)牟牧蠟?5鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表15-1查得cr-1=6

25、0MPa。因此crca<cr-1故安全。.輸入軸的設計材料選擇45鋼已知條件：I軸nnm=2890/3=963r/minioI軸Pi=Pd"0i=Pd"i=2.98kwI軸T1=T-i0%產(chǎn)Tdi04=28.54Nm計算項目計算內(nèi)容計算結果初步確定軸的最小直徑dmin聯(lián)軸器的選擇按機械設計dmin=A03：_pl,根據(jù)表，取A0=112,nn2dmin=A03：E2=16.1mmXn輸出軸的最小直徑顯然上安裝聯(lián)軸器的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選擇聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩很小故取KA=1.3則：Tca=K

26、AT2=1。3X28540=371025mm按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計課程設計手冊第101頁表8-9滑塊聯(lián)軸器(JB/ZQ4384-1997)»選才iWH理滑塊聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為63N-m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=18mm故取d1-2=18mm|半聯(lián)軸器的長度L=42mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=23mmdmin=16.1mmd1=18mmd1-2=18mm|L=23mm2.軸的結構設計計算項目計算內(nèi)容計算結果軸的結構設計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度；6)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右d1-2=18mm|端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑

27、d2-3=24mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=28mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度Ll=23mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度比Li略短一些，現(xiàn)取l1-2=20mm7 ）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=24mm,由機械設計課程設計手冊選擇0基本游戲組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30205,其尺寸為dXDxT=25mmx52mmx16.25mm,故d3-4=d6-7=25mm；而l6-7=17mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。，由機械設計課程設計手冊第67頁表6-

28、7查得30210安裝尺寸為d5-6=31mmi8 ）取蝸桿的軸段4-5的直徑d4-5=80mm；長度比蝸輪的分度圓直徑略長一些l4-5=380mm9 ）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm,故取l2-3=60mm10 ）取蝸桿距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm考慮到l 1-2=20mmd2-3=24mml 2-3=60mmd3-4=25mml 3-4=47mmd4-5=80mml 1-4=325mmd5-6=31mml 5-6=12mmd6-7=25mml 6-7=17mm箱

29、體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應該距離箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm則l3-4=T+s+a=23+8+16=47mml6-7=a+s=16+8=24mm彎扭合成應力校核強度和輸出軸相近；這里從略剛度的校核蝸桿軸的彎曲剛度校核計算蝸桿軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核由于蝸桿變形對其撮合精度影響很大，而蝸桿軸又比較細，所以一般對蝸桿軸進行強度校核C點的饒度最大y=-(Fl2)/(48EI)=10=0.015根據(jù)機械設計第367頁表15-5y=1<y=(0.02-0.05)ma=0.94-2.350=0.015<0=0.016所以符合彎曲剛度的要求。根據(jù)公式”5.37X10(T/GIP)G=8.1

30、x10MPaIP=ttd/32=4019200()=5.37X10(T/GIP)=5.37X10(37100/8.1X10X4019200)=0.51()0.51(°)/m=<j=0.5-1(°)/m所以符合扭轉(zhuǎn)剛度的要求。6軸承的校核作用在軸承上的負荷：徑向負荷軸承受力計算當量動負荷A處的軸承，F(xiàn)ri=i/Raz2+R；y=6321.02NB處的軸承，F(xiàn)r)i=RBz2+R2Y=8548.9N外部軸向力FA=Fa3Fa2=1617.06N軸承內(nèi)部軸向力SeFr0.4X6321.02=2528.4NS0.4Fr3419.56N因Fa+S1617.06+2528.4=4

31、145.16>3419.56N=Sjj軸承II被壓緊，故FaSj=2528.4NFa=FA+S=3545.46NI軸承，F(xiàn)afC0r=2528.4/33400=0.0757e=0.405Fa/Frj=2528.4/6321.02=0.4<eX1=1,Y1=0;載荷系數(shù)fd=1.1當量動載荷prI=fd(X1Fri+Y,Fa)=2781.24NII軸承，F(xiàn)a)i/C0r=3545.46/33400=0.106e=0.41Fajj/FrH=3545.46/8548.9=0.415>eX2=0.44,Y2=i.i驗算軸承壽命當量動載何prII=fd(X2Frjj+Y2Fajp=9207.6N因PrI<prII,故只需驗算II軸承軸承預期壽命與整機壽命相同為：3X300X8=7200h軸承實際壽命：,_106Cr匚106414009Lh10=_=_60n(PrII60M172.86<9207.6J=8771.7>7200h符合使用要求prI=2781.24NPrII=9207.6N7聯(lián)軸器的選擇1 .減速器與卷筒之間的聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KT2,查表14-1,考