变速箱的课程设计.doc

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目 录
设计任务书……………………………………………………………………………… 2
第一部分……………………………………………………………………………… 3
传动方案………………………………………………………………………………… 3
原动机选择……………………………………………………………………………… 3
传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配…………………………………… 4
运动和动力参数计算…………………………………………………………………… 5
第二部分……………………………………………………………………………… 6
减速器外传动零件的设计……………………………………………………………… 6
选择联轴器……………………………………………………………………………… 6
减速器内传动零件的设计……………………………………………………………… 7
高速级减速齿轮设计…………………………………………………………………… 7
低速级减速齿轮设计…………………………………………………………………… 11
轴的设计及校核………………………………………………………………………… 16
中间轴轴承的校核……………………………………………………………………… 21
中间轴键的校核………………………………………………………………………… 21
第三部分……………………………………………………………………………… 22
参考资料………………………………………………………………………………… 22

第一部分 传动装置总体设计

一、 传动方案（已给定）
1） 减速器为两级展开式圆柱斜齿轮减速器。
2） 方案简图如下：

计 算 与 说 明
结果
二、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）
1）选择电机类型：
电机类型很多，因本课程设计对电机无特别要求，所以一般选用Y系列三相异步电动机 （[3]. P.273.）

2）选择电机容量：
(1)工作机所需的工作功率Pw：
对卷扬机
给定： 起吊重量F=2800（N），起吊速度v=01.4(m/s)
Pw = Fv/1000=3.920kw
(2)电动机所需的功率Pd:
Pd = Pw/ηa
ηa ── 传动装置的总效率。
ηa =η1·η2·η3·ηg
式中：η1、η2、η3、ηg分别为轴承、齿轮传动、联轴器、滚筒与轴 承的传动效率。
可查：1. P.7.表1. 及 P.12.
ηa =η13·η22·η32·ηg
=0.983×0.972×0.992×0.96
=0.8332（其中η1＝0.98, η20.97,η3＝0.99,
ηg＝0.99）
Pd = Pw/ηa＝3.92/0.8332=4.705=4.705kw
(3)电机的额定功率Ped:应略大于Pd，
机械设计课程设计手册P167
即应： Ped ≥ Pd =5.5kw

3）确定电机转速nm（nm ── 电机的满载转速）：
同类型、同容量的电机有几种同步转速（3000，1500，1000，750 r/min）
同步转速↓ → 电机尺寸、重量、价格↑，选择时应综合考虑。
(1)传动装置总传动比的合理范围ia′：
ia′= i1′·i2′·i3′·……
ii′── 各级传动副传动比的合理范围 [1]. P.7. 表1.
二级圆柱 i′= 8～40
ia′= i′= 8～40
(2)工作机转速n：
在本课程设计中，可按下式确定：
n = 60×1000V/πD=76.43r/min
V ── 带速或起吊速度，m/s
D ── 卷筒或滚筒直径，mm
(3)电机转速的可选范围nd：
nd = ia′·n=（8～40）×76.43r/min
=（611～3057）r/min
(4)确定电机转速nm
a．在nd中，选定电机的同步转速：
考虑到经济性，选择：nm=960r/min
b．按nd、Ped [机械设计课程设计手册]. P.291. 选定电机型号。
选择机座号：Y132M2-4
c．记下电机的外形尺寸，轴伸尺寸，键接尺寸，满载转速。
中心高
H
外形尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
地脚安装尺寸
A×B
地脚螺栓孔直径
K
132
475×347.5×315
216×140
12
轴伸尺寸
D×E
装键部位尺寸
F×GD
38×80
10×41

三、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1）传动装置的总传动比ia：
由电机满载转速nm及工作转速n确定：
ia = nm/n = i1·i2 …… in
ii ── 各级传动装置的传动比。
对于此减速器：ia = nm/n=12.56
2）传动比的分配 [1]. P.15～19.
记：i减,i1,i2 ── 减速器的总传动比，高速级及低速级的传动比。
对展开式两级圆柱齿轮减速器：
宜：i1 =
i2 = i减/i1
取1.3~1.4的中间值1.35,得：i1=4.20,i2=3.00

四．运动和动力参数计算：
1.各轴的转速：
Ⅰ轴 nⅠ= nm/i0＝960/1=960r/min
Ⅱ轴 nⅡ= nⅠ/i1＝960/4.20=228.57r/min
Ⅲ轴 nⅢ= nⅡ/i2＝228.57/3.00=76.19r/min
卷筒轴 n卷= nⅢ/i3＝76.19/1=76.19r/min
2．各轴的输入功率：
Ⅰ轴 PⅠ= Pdηo1=4.705×0.98=4.61kw
Ⅱ轴 PⅡ= PⅠη12=4.61×0.98×0.97=4.38kw
Ⅲ轴 PⅢ= PⅡη23=4.38×0.98×0.97=4.17kw
卷筒轴 P卷=PⅢη34=4.17×0.96=4.00kw
各轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率
3．各轴的输入转矩：
Td =9550×Pd/nm =46.80 N·m
Ⅰ轴 TⅠ= Tdioηo=46.80×1×0.98＝45.84N·m
Ⅱ轴 TⅡ= TⅠi1η12=45.84×4.20×0.98×0.97＝183.02N·m
Ⅲ轴 TⅢ= TⅡi2η23=183.02×3.00×0.98×0.97＝521.93N·m
卷筒轴 T卷= TⅢioη34=521.93×1×0.96＝501.05N·m
各轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率
轴名
功率(kW)
转矩(N·m)
转速n
(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

4.705

46.80
960
1
0.98
Ⅰ轴
4.705
4.61
45.84
44.92
960
4.20
0.95
Ⅱ轴
4.47
4.38
183.02
179.36
228.57
3.00
0.95
Ⅲ轴
4.25
4.17
521.93
511.49
76.19
1
0.96
卷筒轴
4.04
3.96
501.05
491.03
76.19

第二部分 传动零件的设计计算
一．减速器外传动零件的设计
选择联轴器

1．类型选择：
1）高速轴（电机轴与Ⅰ轴的）联轴器：
弹性套柱销联轴器 [3] P.146.
2）低速轴（Ⅲ轴与卷筒轴的）联轴器：
凸缘联轴器 [3] P.142.
2．尺寸选择：
1）估算Ⅰ、Ⅲ轴的轴径dⅠ，dⅢ：
① 轴材料： 一般用45号钢
② 估算公式： d≥Ao [4] P.370.
得： dⅠ≥17.22mm
dⅢ≥53.61mm
对于d≤100mm的轴有一键槽时轴径增大5％～7％
有两键槽时轴径增大10％～15％
则： dⅠ≥18.08~18.43mm
dⅢ≥58.97~61.65mm

2）按以下条件选择联轴器 Tca ≤[T联]
n ≤[n联] [4] 第十四章
Tca = KA×T（KA 根据工作条件取1.5见4.P351）
对于轴Ⅰ：[T联] ≥45.98N·m [n联] ≥1450r/min
对于轴Ⅲ：[T联] ≥1386.8 N·m [n联] ≥45.25r/min
3）把dⅠ，dⅢ圆整到与联轴器孔径一致，轴径应在联轴器孔径范围内。
3．定型号： 同时记下联轴器的孔径长度等。
对于高速轴和电机：
弹性套柱销联轴器TL6
主动端J型轴孔直径38mm 长度60mm
从动端J型轴孔直径32mm 长度82mm
对于低速轴和卷筒轴：
凸缘联轴器YL12
主动端J型轴孔直径60mm 长度107mm
从动端根据卷筒轴直径及长度具体确定

二．减速器内传动零件的设计：
一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）
1）材料、热处理、精度：
材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢
热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。
精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用8级
2）设计过程：
(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
初选小齿轮齿数Z1＝20
大齿轮齿数Z2＝Z1×i1＝20×4.20=84 取Z2＝85
螺旋角β＝14゜
(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.P218 式10－21）
二．减速器内传动零件的设计：
一、高速级减速齿轮设计斜齿圆柱齿轮）
1）材料、热处理、精度：
材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢
热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。
精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用8级
2）设计过程：
(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
初选小齿轮齿数Z1＝20
大齿轮齿数Z2＝Z1×i1＝20×4.20=84 取Z2＝85
螺旋角β＝14゜

确定各参数的值:
1)初选动载系数：
试选=1.6
2)区域系数Z：
查4.P217图10-30 选取区域系数 Z=2.433
3)端面重和度εα：
由4P215图10-26得：εα1=0.75 εα2=0.85
则εα=εα1+εα2=0.75+0.85=1.60
4)许用接触应力
①由图4.P209图10－21d及图10－21c按齿面硬度查得：
（按4.P191表10－1：小齿轮齿面硬度取240HBS
大齿轮齿面硬度取200HBS）
小齿轮接触疲劳强度极限：σHlim1＝590MPa(取MQ值)
大齿轮接触疲劳强度极限：σHlim2＝500MPa(取ME和ML的中间偏上值)
②由4.P206公式10-13计算应力值环数
N=60nj =60×960×1×（2×8×280×8）=2.0644×10
N=N1/i1=2.0644×10/4.20=4.9152×10 (i1=)
③查课本4.P207图10-19得：K=0.88 K=0.92
（取网格内的中间值）
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用4.P205公式10-12得:
[]==0.88×590=519.2MPa
[]==0.92×500=460MPa
则许用接触应力：
[]=([]+[])/2=(519.2+460)/2=489.6MPa
5)弹性影响系数：
查课本由4.P201表10-6得： =189.8MP
6)齿宽系数：
由4.P205表10-7得: =1
7)传递的转矩T1
T1=46.80 N·m＝46800 N·mm(传递的转矩即是轴Ⅰ的输出转矩)
代入数据得：
小齿轮的分度圆直径d
＝46.89mm
从而得：
①计算圆周速度
2.873m/s
②计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==37.84mm
计算模数m
初选螺旋角=14
=1.836mm
③计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×1.836=4.131
= =9.16
④计算纵向重合度
=0.318=1.5857
⑤计算载荷系数K
查4.P193表10－2使用系数=1.25(工作时有轻微振动)
根据,8级精度, 查4.P194图10-8得
动载系数K=1.15
查4.P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数
K= 1.450
查4.P198图10-13得: K=1.35
查4.P195表10-3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1.25×1.15×1.2×1.45=2.5
⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=37.84×=43.91
⑦计算模数
=

(3) 齿根弯曲疲劳强度设计
由4.P201公式10－5弯曲强度的设计公式
≥
确定各参数的值:
1) 确定载荷系数K：
K＝K K K K=1.25×1.15×1.2×1.35=2.33
2) 螺旋角影响系数Y
根据纵向重合度，从4.P217图10-28查得：
螺旋角影响系数Y=0.88
3)  计算当量齿数
z＝z/cos＝20/ cos14＝21.89 
z＝z/cos＝132/ cos14＝144.50
4) 查取齿形系数Y和应力校正系数Y:
由4.P200表10-5用插值法得：
齿形系数:Y＝2.7244 Y＝2.1444
 应力校正系数:Y＝1.5689  Y＝1.8256
5) 计算并比较大小齿轮的
①由4.P208图10-20c查得：
小齿轮弯曲疲劳强度极限
（取MQ线值）
由4.P207图10-20b查得：
大齿轮弯曲疲劳强度极限
（取ME和ML中间偏上值）
②由4.P206图10-18查得：
弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93
(取网格中间值)
其中应力循环次数：
N=60nj =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×10
N=N1/i1=4.0646×10/6.58=6.1773×10 (i1=)
③计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=

小齿轮的数值大，故选用
代入数据得：
≥＝1.39mm

对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数
(4) 几何尺寸计算
计算中心距 a≥==166.42
将中心距圆整为a＝170
取法面模数为2
由a=(其中，＝6.58)
得：＝＝22
其中＝＝165
＝165－22＝143
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos°
因值改变不多,故参数,,等不必修正.

计算大.小齿轮的分度圆直径
d==45.33
d==294.67
计算齿轮宽度
B=
圆整得：
i1=143/22=6.5
传动比误差为：(6.5-6.58)/6.58=-1.216%
修正传动比：i2 = i减/i1＝32.0584/6.5=4.93
轴名
功率(kW)
转矩(N·m)
转速n
(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

4.7

30.96
1450
1
0.99
Ⅰ轴
4.65
4.60
30.65
30.34
1450
6.50
0.97
Ⅱ轴
4.51
4.46

193.23
191.30
223.08
4.93
0.97
Ⅲ轴
4.38
4.34
924.24
915.00
45.25
1
0.99
卷筒轴
4.34
4.25
915.00
896.70
45.25

二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）
1）材料、热处理、精度：
材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢
热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。
精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用8级
2）设计过程：
（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
初选小齿轮齿数Z1＝20
大齿轮齿数Z2＝Z1×i1＝20×4.93=98.6 取Z2＝99
螺旋角β＝14゜
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.P218 式10－21）

确定各参数的值:
1)初选动载系数：
试选=2
2)区域系数Z：
查4.P217图10-30 选取区域系数 Z=2.433
3)端面重和度εα：
由4.P215图10-26得：εα1=0.765 εα2=0.9
则εα=εα1+εα2=0.765+0.9=1.665
4)许用接触应力
①由图4.P209图10－21d及图10－21c按齿面硬度查得：

（按4.P191表10－1：小齿轮齿面硬度取240HBS
大齿轮齿面硬度取200HBS）
小齿轮接触疲劳强度极限：σHlim1＝590MPa(取MQ值)
大齿轮接触疲劳强度极限：σHlim2＝500MPa(取ME和ML的中间偏上值)
②由4.P206公式10-13计算应力值环数
N=60nj =60×223.08×1×（2×8×365×8）=6.2534×10
N=N1/i1=6.2534×10/4.95=1.2633×10 (i1=)
③查课本4.P207图10-19得：K=0.95 K=0.97
（取网格内的中间值）
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用4.P205公式10-12得:
[]==0.95×590=560.5MPa
[]==0.97×500=485MPa
则许用接触应力：
[]=([]+[])/2=(560.5+485)/2=522.75MPa
5)弹性影响系数：
查课本由4.P201表10-6得： =189.8MP
6)齿宽系数：
由4.P205表10-7得: =1
7)传递的转矩T1
T1=191.30 N·m＝191300N·mm(传递的转矩即是轴Ⅰ的输出转矩)
代入数据得：
小齿轮的分度圆直径d
＝75.54mm
从而得：
①计算圆周速度
0.882m/s
②计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==75.54mm
计算模数m
初选螺旋角=14
=3.665mm
③计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×3.665=8.2463
= =9.16
④计算纵向重合度
=0.318=1.5857
⑤计算载荷系数K
查4.P193表10－2使用系数=1.25(工作时有轻微振动)
根据,8级精度, 查4.P194图10-8得
动载系数K=1.08
查4.P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数
K= 1.4616
查4.P198图10-13得: K=1.36
查4.P195表10-3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1.25×1.08×1.2×1.4616=2.3678
⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=75.54×=79.91
⑦计算模数
=
(3) 齿根弯曲疲劳强度设计
由4.P201公式10－5弯曲强度的设计公式
≥
确定各参数的值:
1)确定载荷系数K：
K＝K K K K=1.25×1.08×1.2×1.36=2.2032
2) 螺旋角影响系数Y
根据纵向重合度，从4.P217图10-28查得：
螺旋角影响系数Y=0.88
3)  计算当量齿数
z＝z/cos＝20/ cos14＝21.89 
z＝z/cos＝99/ cos14＝108.37
4) 查取齿形系数Y和应力校正系数Y:
由4.P200表10-5用插值法得：
齿形系数:Y＝2.7244 Y＝2.1733
 应力校正系数:Y＝1.5689  Y＝1.7967
5) 计算并比较大小齿轮的
①由4.P208图10-20c查得：
小齿轮弯曲疲劳强度极限
（取MQ线值）
由4.P207图10-20b查得：
大齿轮弯曲疲劳强度极限
（取ME和ML中间偏上值）
②由4.P206图10-18查得：
弯曲疲劳寿命系数K=0.93 K=0.95
(取网格中间值)
其中应力循环次数：
N=60nj =60×223.08×1×（2×8×365×8）=6.2534×10
N=N1/i1=6.2534×10/4.95=1.2633×10 (i1=)
③计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=

小齿轮的数值大，故选用
代入数据得：
≥＝2.504mm
法面模数选为4mm，齿数不变即可同时满足由疲劳强度极限所确定的分度圆直径和由弯曲疲劳强度所确定的最小模数
(4) 几何尺寸计算
取法面模数为4
 不需改变 ＝20,＝99
中心距a=＝245.29mm
圆整得：a＝245mm
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos°
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d==82.35
d==407.65
计算齿轮宽度
B=
圆整得：
i1=99/20=4.95
传动比误差为：(4.95-4.93)/4.93=0.4057%
总传动比：(143/22)×(99/20)＝32.175
总传动比误差：(32.175-32.0584)/ 32.0584=0.364%<5%
总结：高速级 z1=22 z2=143 m=2
低速级 z1=20 z2=99 m=4
三、轴的设计及校核
1.选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴径
按扭矩初估轴的直径 ：
已有：dⅠ≥18.08~18.43mm
dⅢ≥58.97~61.65mm
对于中间轴：dII≥Ao=31.807mm
对于中间轴有两个键槽，最小轴径应增大10%~15%
则dII≥35.99~36.58mm
并考虑到轴I和轴III连轴器的尺寸，取： dⅠmin=32mm，dⅢmin=60mm
3.初选轴承
I轴选轴承为6208
II轴选轴承为6208
III轴选轴承为6214
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D1=40mm
D2=40mm
D3=70mm
4.结构设计
1）对于I轴，其安装轴承的直径为40mm，而安装其上的小齿轮的分度圆直径只有45.33mm,其齿根圆直径(45.33-2.5×2=40.33mm)到键槽底部的距离e<2×mt ＝4mm,故I轴上的齿轮必需和轴做成一体，其最小轴径为连轴器轴孔直径32mm，并考虑到联轴器轴端面需要利用轴肩轴向定位，挡油板需要利用轴肩轴向定位(轴承利用端盖和挡油板轴向定位)轴径从联轴器端到内部分别为32mm，38mm，40mm，46mm，齿轮段(齿顶圆直径49.3mm)，46mm，40mm，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定，长度分别为80mm，64mm，34mm，101mm，齿轮段(50mm)，6.5mm和34mm，至于轴肩处倒角或圆角查4.P365表15-2
如下图所示：(键槽位置未在图上标出)

2）对于III轴，其最小轴径为连轴器轴孔直径60mm，其安装轴承的直径为70mm，并考虑到联轴器需要利用轴肩轴向定位，挡油板需要利用轴肩轴向定位(轴承利用端盖和挡油板轴向定位)，齿轮一端面需要利用轴肩轴向定位，轴径从联轴器端到内部分别为60mm，66mm，70mm，72mm，88mm，78mm，70mm，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定，长度分别为105mm，68mm，50.5mm，80mm，15mm，34mm和58.5mm，至于轴肩处倒角或圆角查4.P365表15-2
如下图所示：(键槽位置未在图上标出)

3）对于II轴，其最小轴径为其安装轴承的直径40mm，并考虑到挡油板需要利用轴肩轴向定位(轴承利用端盖和挡油板轴向定位)，两个齿轮端面需要利用轴肩轴向定位，轴径从大齿轮的一端到小齿轮的一端分别为40mm，42mm，50mm，42mm，40mm，各轴径段长度由箱体内部结构确定，长度分别为42mm，85mm，11mm，43mm和45mm，至于轴肩处倒角或圆角查4.P365表15-2
如下图所示：(键槽位置未在图上标出)

5.校核中间轴
1）受力分析
对于II轴，其尺寸已经确定，如上图所示，支反力作用点根据4.P371确定为滚动轴承的中心，轴承宽度为18mm，总长为226mm

由4.P213公式10－24得：
对于齿轮1：Ft1＝2×T1/d1＝1311N（d1=143×2/cosβ1）
Fr1＝Ft1×tanαn/cosβ＝492N
Fa1＝Ft1×tanβ＝327N
对于齿轮2：Ft2＝2×T2/d2＝4640N(d2=20×4/cosβ2)
Fr2＝Ft2×tanαn/cosβ＝1741N
Fa2＝Ft2×tanβ＝1157N
将周向力，径向力，和轴向力的作用线全部移至轴的中心线，其中周向力移动所附加的力矩是轴的扭矩T＝Ft×d/2，轴向力移动所附加的力矩转换为轴的弯矩M= Fr×d/2
2）弯矩，扭矩的计算
以机盖机座剖分面为水平面，以垂直于水平面为竖直面
分别从前方和上方将轴所受力投影至此二平面：
1.在水平面上的投影如下图：

根据力和力矩平衡条件得：
解得：Fx＝726N
Fy＝523N
从而得水平方向的弯矩图如下：

2.在竖直面上的投影如下图：

根据力和力矩平衡条件得：
解得：Fx＝2617N
Fy＝3334N
从而得竖直方向的弯矩图如下：

则合成弯矩图：

3.扭矩图如下：

由4.P373公式15-5得：
其中α取0.6危险截面如下：

W按4.P373表15-4得：
W==13569
σca==21.19MPa
查4.P362表15－1得：σ-1=55MPa
σca<<σ-1,故轴满足要求

四、中间轴轴承的校核
对于中间轴轴承6208，查询3.P101得到：
基本额定动载荷：Cr＝29.5kN
基本额定静载荷：C0r＝18.0kN
由上述轴的计算得，轴II所受轴向力
Fa1＝Ft1×tanβ＝327N（方向向右）
Fa2＝Ft2×tanβ＝1157N（方向向左）
则左边的轴承所受轴向力Fa轴承左＝Fa2－Fa1＝830N
右边轴承不受轴向力Fa轴承右＝0N
由4.P321表13－5用根据Fa/C0＝830/18000=0.04611插值法得：
左边轴承的判断系数e＝0.24611
由上述轴II的受力分析所得的支反力：
轴I 轴II
水平方向：Fx＝726N Fy＝523N
竖直方向：Fx＝2617N Fy＝3334N
得：Fr轴承左==2716N
Fr轴承右==3375N
又Fa轴承左/Fr轴承左=830/2716=0.3056> e＝0.24611

得径向动载荷系数X=0.56,轴向动载荷系数Y=1.7593
从而据4.P320公式13－8得：
左边的轴承的当量动载荷P＝X×Fr＋Y×Fa＝2981N
右边的轴承的当量动载荷P＝Fr轴承右＝3375N
根据4.P319公式13－5，得：

(因为是深沟球轴承，其中ε取3，转速n＝223.08r/min)
Lh左边轴承＝72405h>L0＝365×3×2×8＝17520h
Lh左边轴承＝49893h>L0＝365×3×2×8＝17520h
故轴承符合要求

五、中间轴键的校核
根据轴II的安装齿轮段的轴径d＝42mm，查3.P90得到键的尺寸
键1：b×h×L12×8 ×36
键2：b×h×L:12×8 ×80
键1传递得转矩T1＝193.23 N·m
键2传递得转矩T2＝191.30 N·m
根据4.P106公式6－1
σp(其中k＝0.5×h,l=L-b,d=42mm)
得σp1＝95.85MPa,σp2＝33.49MPa
由4.P106表6－2，工作有轻微冲击，查得：
[σp ]=100～120MPa
σp1,σp2<[σp],故键满足要求

第三部分 附录

工作功率
Pw=4.705kw

总效率：
ηa=0.8332

电动机所需的功率：
Pd=5.5kw

工作机转速
n=76.43r/min

同步转速
nm=960r/min

总传动比ia
ia =12.56

高速级及低速级的传动比：
i1=4.20,i2=3.00

各轴的转速：
nⅠ=960r/min
nⅡ=271.70r/min
nⅢ=76.54r/min
n卷=76.54r/min
各轴的输入功率：
PⅠ=5.39kw

PⅡ=5.12kw

PⅢ=4.86kw

P卷=4.67kw

各轴的输入转矩：
TⅠ＝35.75N·m

TⅡ＝183.79N·m

TⅢ＝620.22N·m

T卷＝595.41N·m

高速轴和电机：
弹性套柱销联轴器TL6

低速轴和卷筒轴：
凸缘联轴器YL12

a＝170

法面模数为2
＝22
＝143
=°

i1 = 6.5

法面模数为4

a＝245mm

＝20
＝99

=°

i1=4.95

总传动比误差：
0.364%

I轴选轴承为6208
II轴选轴承为6208
III轴选轴承为6214