带式运输机传动装置设计-毕业论文.doc

毕业设计（论文）（ 2011 届）题 目 带式输送机传动装置设计 目 录摘要第一章 绪论 31.1选题依据及意义 31.2研究内容 3 第二章 传动装置的总体设计 42.1传动方案分析 42.2电动机的选择 5 2.3传动比的分配 6 2.4传动装置的运动和动力参数计算 6第三章 传动件的设计计算 83.1带传动设计 83.2齿轮传动设计 93.2.1高速级齿轮的传动设计12 3.2.2低速级齿轮的传动设计17第四章轴系零部件设计 244.1轴的设计与校核 24 4.2滚动轴承的选择及校核 26 4.3键的选择与校核 294.4联轴器的选择 31第五章 箱体的设计32第六章 润滑及密封的设计34第七章 设计总结35第八章 装配图及零件图36参考文献 38致谢 40带式输送机传动装置设计摘要在现代化的企业中，有大量的原料半成品和成品（如，矿石、水泥等）需要机械搬运，除了起重机械搬送一部分可以装箱或堆垛的大件物品外，大量的粒散料和小件物品的运输，是靠各种运输机来完成的，在很多工艺中运输机械是必不可少的生产机械。运输机械的形式有很多，通常根据有无扰性牵引件（比如，链、绳、带等）等分为；（1）具有扰性牵引件的运输机；如带式运输机、板式运输机、刮式运输机、提升机、空架锁道等。（2）无扰性牵引件的运输机；如螺旋运输机、滚柱运输机、气力运输机。以及其他装载机械等。带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械，主要应用在水平方向或沿坡度不大的倾斜方向，连续的大批量的运送散状物料或单件物品。它具有生产效率高，运送距离长，工作平稳、结构简单、可以在任意位置上装载卸载、卸载自重小、工作可靠、操作简便、耗能少等重要优点；缺点是允许的倾角小（一般小于30度），带条磨损较快等。其传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。关键词：带式输送机；选型设计；主要部件AbstractIn a modern enterprise, a large number of raw materials bulk and finished product (e.g., ore, cement, etc.), in addition to need mechanical handling hoisting machinery part can move sent packing or stacking the large goods outside, a large number of grain bulk material and small article transportation, is accomplished by various transporters, in many process transportation machinery is indispensable production machinery. There are many forms of transport machinery without interference, normally according to sexual traction pieces (for example, chain, rope tape, etc) is divided into; Of conveyor belt is USES the most widely a transportation machinery, mainly used in horizontal direction or along the slope not sloping direction, continuous mass transport disperses the shape material or piece goods. It has high production efficiency, long distance transport, smooth, simple structure, can be in any position on load unloading, unloading self-respect small, reliable operation, simple operation, low energy-consuming such important advantages; Defect is allowed obliquity small (generally less than 30 degree), take the wear faster, etc. Its transmission device is the main part, its design and selection of belt conveyor play a key role. Therefore, we must strictly according to the design code for its design. Keywords: belt conveyor, Selection design; Main components 第一章 绪论1.1选题依据及意义随着制造业规模的扩大，生产批量的不断增长，生产线已经越来越广泛得应用于车间。输送机作为生产线的枢纽，其主要作用就是将工件从一个工序输送到下一个工序，它是由马达提供动力，通过变频器或变频器调节到所需速度进行工作。带式输送机是连续运行的运输设备，在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送大量散装货物，如矿石、煤、砂等粉、块状和包装好的成件物品。带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其它运输设备相比，不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化、集中化控制，特别是对高产高矿井，带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。特别是近10年，长距离、大运量、高速度的带式输送机的出现，使其在矿山建设的井下巷道，矿井地表运输系统及露天采矿场、选矿厂中的应用又得到进一步推广。选择带式输送机传动装置这种通用机械的设计作为毕业设计的选题，能培养我们独立解决工程实际问题的能力，通过这次毕业设计师对所学基本理论和专业知识的一次综合运用，也使我们的设计、计算和绘图能力都等到了全面的训练。1.2研究内容 传动装置时输送机的核心，研究其传动装置时关键所在。我选用了减速器作为输送机的传动装置，减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩一满足各种工作机的需要。根据输送机的特点。工作载荷比较平稳。选用展开式齿轮减速器，展开式齿轮减速器，结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求较大的刚度。高速级齿轮布置在轴承转矩输入端，这样轴在转矩的作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓高速齿轮载荷分布不均匀现象，因此展开式齿轮减速器就是就是通用输送机所要设计的重点，其传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。第二章 传动装置的总体设计2.1传动方案分析设计任务书以给定带式运输机的的传动方案。机构运动简图如下：1、传动系统的作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，而且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种,而且采用高速机使用斜齿圆柱齿轮,斜齿轮能承受较大的人载荷,而且效率高,但是考虑到斜齿轮难于制造所以低速级使用直齿圆柱齿轮。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.2电动机的选择（一）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。（二）选择电动机的容量工作机有效功率工作机的有效功率为 , F=630N, v=1.6m/s 。各零件传动效率值从电动机到工作机输送带间的总功率为联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 ，滚筒 故：电动机的输出功率电动机所需工作功率为（三）确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为二级圆柱齿轮减速器传动比合理范围，所以电动机的可选范围为。符合这一范围的同步转速有1000r/min和1500r/min两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。（四）选择电动机根据电动机类型、容量和转速，查得选定电动机型号为Y90L-4。其主要性能如下：电动机型号额定功率满载转速Y90L-41.514002.22.2电动机外形尺寸（mm）如下：中心高H外形尺寸L1(b2/2+b1)h底脚安装尺寸 AB底脚螺栓直径K轴伸尺寸DE建联接部分尺寸FGD90335（90/2+155）190140125102450872.3传动比的分配（一）总传动比为（二）分配传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取，故2.4传动装置的运动和动力参数计算参数：指各轴的转速、功率p、转矩T先将各轴编号：O轴（电动机）、轴（减速器高速轴）、轴（减速器低速轴）、轴（滚筒轴）各轴转速 轴： 各轴功率(电动机所需的输出功率) 轴轴轴各轴转矩计算结果列表轴名参数O轴（电动机）轴轴轴（滚筒）转速 (r/min)9703889090输入功率（kw）7.226.936.656.52输入转矩（N.m）71.08170.57705.64691.84传动比33.591效率0.960.960.98第三章 传动件的设计计算3.1带传动设计1、选择V带型号： 由表11-7查得KA=1.1，PC=KA pd=1.14.46=4.906kw根据PC=4.906kw，nm=960r/min，由图11-8可选取普通B型的。2、确定带轮基准直径，并验算带速V：由图11-8可知，小带轮基准直径的推进值为112140由表11-8，则取dd1=125mm由dd2=dd1nm/n1=125960/240=500mm由表11-8取dd2=500mm,实际传动比i为： i=dd2/dd1=500/125=4由(11-14)式得：v=dd1n0/601000=6.28m/s v值在525m/s范围内，带速合格。3、确定带长Ld和中心距a： 由(11-15)式得：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 437.5mma01250mm 初选中心距：a0= 550mm由(11-16)式得：L0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2dd1）2/4a0=2145.17mm由表11-2取Ld=2240mm由式（11-17）得实际中心距为：aa0+（LdL0）/2=597.415mm4、验算小带轮的包角a1，由式（11-18）得：a1 =180057.30 （dd2dd1）/a=144.0401200（满足要求）5、确定V带的根数z： 查表11-4，由线性插值法可得：p=1.64+（1.931.64）/(1200950) （960950）=1.65kw查表11-5，由线性插值法可得：p=0.25+（0.30.25）/(980800) （960800）=0.294kw查表11-6，由线性插值法可得：ka=0.89+（0.920.89）/(150140) （144.04140）=0.902查表11-2，可得kL=1.00由式（11-19）得V带根数z为： z= p C/（p p ）kakL =4.906/（1.650.294 ）0.9021.00=2.8（根） 取整数：故z=3（根）6、计算单根V带预紧力F0: 查表11-1得q=0.17kg/m，由式（11-20）得单根V带的预紧力F0为：F0=500p C /z V （2.5/ka）1qV 2 =5004.906/36.28(2.5/0.9021)0.176.282 =237.15KN7、计算V带对轴的压力Q：由式（11-21）得V带对轴的压力Q为：Q=2zF0sin(a1/2)=23237.15sin(144.04o/2)=1232.23N8、 V带轮的结构设计，并绘制V带轮的零件工作图3.2齿轮传动设计对于齿轮传动的设计计算主要有以下工作：选择齿轮材料及精度等级、按齿面接触疲劳强度设计、转矩T1、载荷系数k、许用接触应力H、校核齿根弯曲疲劳强度、齿形系数YFa和应力修正系数YSa、许用弯曲应力F、计算齿轮传动的中心矩a。1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得小齿轮 45钢 调制处理 齿面硬度HBS1=230大齿轮 45钢 正火处理 齿面硬度 HBS2=190两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求2、确定材料许用接触应力查表5-11得，两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：hlim1=480+0.93(HBS1-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpa hlim2=480+0.93(HBS2-135)=480+0.93(190-135)=531.2 Mpa由表5-12按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数：sh lim1=1.0 两齿轮材料的许用接触应力分别为H1= h lim1/ sh lim1=568.4 MpaH2= h lim2/ sh lim1=531.2 Mpa3、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计查表5-8，取载荷系数K=1.2；查表5-9，查取弹性系数ZE=189.8；取齿宽系数d=1(闭式软齿面)；H取其中较小值为531.2Mpa代入。故 d1 =76.34mm4、几何尺寸计算齿数 由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是2040，取Z1=27，则Z2= 81 模数 m=d1/Z1=2.83mm 由表5-2，将m转换为标准模数，取m=3mm 中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm 齿宽 b2=dd1=176.34=76.34mm，取整b2=76mm b 1= 76+（510）mm，取b 1=80mm5、校核齿根弯曲疲劳强度 由校核公式（5-35） F=YFYs 查表5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别是（YF2 ,Ys2 由线性插值求出） Z1 =27时 YF1 =2.57 Ys1=1.60Z2 =81时 YF2 =2.218 Ys2 =1.77查表5-11，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为 f lim1 =190+0.2(HBS1-135)=209 Mpa f lim2 =190+0.2(HBS2-135)=201 Mpa查表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为sF lim1 =1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为F1= h lim1/ sh lim1 =209 MpaF2= h lim2/ sh lim2 =201 Mpa将上述参数分别代入校核公式（5-35），可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为 F1=YF1YsF1=209 Mpa F2=YF2Ys2F2=201 Mpa所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够。6、齿轮其他尺寸计算 分度圆直径 d1=mZ1 =327=81 mm d2=mZ2 =381=243 mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=81+23=87mm da2=d2+2ha=243+23=249mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=81-21.25=77.25mm df2=d2-2hf=243-21.25=239.25mm中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm齿宽 b1=80mm b2=76mm7、选择齿轮精度等级 齿轮圆周速度 v1=1.36m/s 查表5-7，选齿轮精度等级：第公差组为9级，由“齿轮传动公差”查得 小齿轮 9-9-8 GJ GB10095-88 大齿轮 9-9-8 HK GB10095-88 3.2.1高速级齿轮的传动设计材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大，且该机构传动尺寸无严格限制，所以齿轮材料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料中表6-2可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS，大齿轮齿面硬度为190-200HBS，且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动，选用8级精度。选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选=24, 则，取=95。验算：（符合要求）。初选。按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数=1.。（2）。（3）由参考文献1 P133表6-6，因为所设计的减速器为不对称布置，故的取值范围应在0.61.2，为方便计算，选取齿宽系数。（4）由参考文献1 P122表6-5查得弹性系数。（5）由参考文献1 P124图6-14查得节点区域系数。（6）初取螺旋角。由参考文献1P122公式（6-7）可计算齿轮传动端面重合度：由参考文献1 P127公式（6-13）取重合度系数， 由式得，则由参考文献1P140图6-28查得螺旋角系数，由参考文献1 P122图6-13查得重合度系数（7）。（8）齿数比。（9）根据设计要求：单班制工作，每班8小时, 减速器使用寿命5年, 每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：，由参考文献1 P125图6-15查得：，。由参考文献1 P124公式（6-11）计算许用接触应力。式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P126图6-16，按小齿轮齿面硬度230240HBS，均值235HBS，在MQ和ML中间（适当延长MQ和ML线）查得；同理，由图 616c 查得，安全系数，查得。 寿命系数，已由参考文献1 P125图6-15查得：，； =又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式，求得：修正：由参考文献1 P117表6-3查得使用系数；由参考文献1 P118图6-7查得动载系数；由参考文献1 P119图6-10查得齿向载荷分布系数（减速器轴的刚度较大）；由参考文献1 P120表6-4查得齿间载荷分配系数，则： 。由参考文献1 P11表6-1，选取第一系列标准模数，同时，传动需满足模数m1.5-2mm，取。齿轮主要几何尺寸：中心距：，圆整为91mm120mm，满足要求。修正螺旋角：小齿轮分度圆直径：大齿轮分度圆直径： ， 取 ， 。校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数=1.。（2）。（3）齿宽b=36.71。（4）模数。（5）小齿轮分度圆直径：。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数： ，由参考文献1 P128图6-19查得齿形系数，。由参考文献1 P129图6-20查得应力修正系数，。（7）重合度系数 由机械原理可得公式， 由参考文献1 P126公式(6-13)计算可得： (8)由参考文献1P140图6-28查得螺旋角系数之前算得，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：；由参考文献1 P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为：;由参考文献1 P126图6-22c，按小齿轮齿面硬度230240HBS均值235HBS，在ML线（适当延长）查得；同理，在图6-22b上，查得；取; 再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式，可得 所以， 齿根弯曲疲劳强度足够。齿轮精度设计根据设计要求，以低速级画装配图，所以以低速级为例。3.2.2低速级齿轮的传动设计材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大，且该机构传动尺寸无严格限制，所以齿轮材料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料中表6-2可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS，大齿轮齿面硬度为190-200HBS，且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动。选用8级精度。选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选=28, 则，取=85。初选。验算：（符合要求）。按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数=1.。（2）。（3）由参考文献1 P133表6-6，因为所设计的减速器为不对称布置，故的取值范围应在0.61.2，为方便计算，选取齿宽系数。（4）由参考文献1 P122表6-5查得弹性系数。（5）由参考文献1 P124图6-14查得节点区域系数。（6）初取螺旋角。由参考文献1P122公式（6-7）可计算齿轮传动端面重合度：由参考文献1 P127公式（6-13）取重合度系数， 由式得，则由参考文献1P140图6-28查得螺旋角系数，由参考文献1 P122图6-13查得重合度系数（7）。（8）齿数比。（9）根据设计要求：单班制工作，每班8小时, 减速器使用寿命5年, 每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：，由参考文献1 P125图6-15查得：，。由参考文献1 P124公式（6-11）计算许用接触应力。式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P126图6-16，按小齿轮齿面硬度230240HBS，均值235HBS，在MQ和ML中间（适当延长MQ和ML线）查得；同理，由图 616c 查得，安全系数，查得。 寿命系数，已由参考文献1 P125图6-15查得：，；=又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式，求得：修正：由参考文献1 P117表6-3查得使用系数；由参考文献1 P118图6-7查得动载系数；由参考文献1 P119图6-10查得齿向载荷分布系数（减速器轴的刚度较大）；由参考文献1 P120表6-4查得齿间载荷分配系数，则： 。由参考文献1 P11表6-1，选取第一系列标准模数，同时，传动需满足模数m1.5-2mm，取。齿轮主要几何尺寸：中心距：，圆整为87mm140mm，满足要求。修正螺旋角：小齿轮分度圆直径：大齿轮分度圆直径： ， 取 ， 。校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数=1.。（2）。（3）齿宽b=43.12。（4）模数。（5）小齿轮分度圆直径：。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数： ，由参考文献1 P128图6-19查得齿形系数，。由参考文献1 P129图6-20查得应力修正系数，。（7）重合度系数 由机械原理可得公式， 由参考文献1 P126公式(6-13)计算可得： (8)由参考文献1P140图6-28查得螺旋角系数之前算得，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：；，由参考文献1 P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为：;由参考文献1 P126图6-22c，按小齿轮齿面硬度230240HBS均值235HBS，在ML线（适当延长）查得；同理，在图6-22b上，查得；取; 再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式，可得 所以， 齿根弯曲疲劳强度足够。 齿轮精度设计（大齿轮）按选择的8级精度，查参考文献2齿轮公差表可得，齿厚偏差计算（由参考文献1可知）：分度圆弦齿高公称值： 分度圆弦齿厚公称值：由参考文献1P151中式（6-35）可确定最小侧隙： 齿后上偏差： ，取负值，得。查齿轮公差表，齿轮径向跳动公差查标准公差数值表，IT9=查参考文献1P151表6-9，径向进刀公差： 。齿厚公差：。齿厚下偏差：。各级齿轮的主要参数具体数值如下：高速级低速级齿数24952885中心距91107法面模数1.51.5螺旋角11151713332法面压力角2020端面压力角20.3620.48齿宽b43384742齿根高系数标准值11齿顶系数标准值0.250.25当量齿数25.44100.728.11101.61分度圆直径36.71145.2930.2991.95第四章轴系零部件设计4.1轴的设计与校核轴的设计(a）从动轴的设计1、选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力：由于为普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查表15-1得b=600Mpa，查表15-5得b-1=55 Mpa2、估算轴的最小直径：由表15-2查得A=110，根据公式（15-1）得:d1A=42.295mm 考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即42.2951.05=44.40mm。该轴的外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。查手册表选用柱销联轴器，其型号为为HL3，最小直径d1=45mm(b)主动轴的设计1、选取材料和热处理的方法，并确定轴材料的许用应力根据设计要求，普通用途，中小功率，单向运转，选用45钢正火处理。查表15-1得b =600 Mpa,查表15-50=55Mpa. 2、估算轴的最小直径由表7查取A=110，根据公式（15-1）得d1=26.2mm考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即26.21.05=27.51mm。该轴的外端安装V带轮，为了补偿轴的偏差，选用腹板式带轮，最后取轴的最小直径为d1=30mm。 3、轴的结构设计并绘制草图。1）确定轴上零件的布置方案和固定方式2）参考一般减速器机构3）确定轴的各端直径外端直径d1=30mm 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取穿过轴承盖周段的轴径为d2=d1+2h=d1+20.07d1=34.2mm ，由于该处安装垫圈，故取标准直径d2=36mm考虑到轴承的内孔标准。取d3=d7=45mm（两轴承类型相同）。初选深沟球轴承型号为6209。 直径为d4的轴段为轴头，取d4=54mm轴环直径d5=50mm，根据轴承安装直径，查手册得d6=47mm。4、确定各轴的长度：L4=84mm（轮毂宽度为B2=82mm。L4比B2长13mm）L1=58mm（HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B1=60mmL1 比B1短13mm）L7=20mm（轴承的宽度B3为19mm，加1mm 的挡油环）L5=8mm（轴环宽度为b1.4h）根据减速器结构设计的要求，初步确定2=1015mm l2=510mmL6=2+L2-L5=11mm L3=B3+L2+2=42mm L2=55mm两轴承的跨距L=B3+2L2+22+B2=22+2（510）+2（1015）+56=135mm轴的校核根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面是否为为危险截面，下面分别进行校核：（1） 校核a截面 da=23.96mm 考虑键槽后，由于da=23.961.05=25.158mmd1=32mm，故a截面安全。（2）校核b截面 Meb= M合=107767Nmm db =26.96mm 考虑键槽后，由于db=26.961.05=28.3mmd4=47.5mm，故b截面安全。 因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。4.2滚动轴承的选择及校核(a) 滚动轴承的选择1、输入轴承选用6209型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D为85mm，宽度B为19mm. Cr=24.5kN根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时（1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为6209型深沟球轴承根据手册P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) 因为；FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据手册P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h所以预期寿命足够2、输出轴承选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm，外径D=120mm，宽度B为23mm Cr=44.0kN(1)已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N试选6213型深沟球轴承根据手册P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据手册P263表（11-8）得：e=0.68因为；FA1/FR1e 所以；x1=1 y1=0因为；FA2/