机械设计课程设计说明书-二级圆柱齿轮减速箱设计.doc

本科课程设计（论文）说明书 二级圆柱齿轮减速箱设计 院（系） 机械与汽车工程学院专 业 09车辆1班 学生姓名 学生学号 指导教师 提交日期 2012 年 1 月 13 日机械设计课程设计任务书一、 设计题目运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计两级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。二、 传动简图V滚筒输送带减速装置电动机三、 原始数据运输带拉力F= 5250（N）运输带速度V= 1.25（m/s）滚筒直径D= 620（mm）滚筒及运输带效率h=0.94。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差4%，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，试设计齿轮减速器（两级）。四、 设计工作量及要求每个同学独立完成总装图一张（一号图纸），高速轴、低速大齿轮各一张（二号或三号图纸）、设计计算说明书一份。设计内容包括电机和联轴器选用，轴承选用与校核，V带、齿轮、轴、齿轮箱设计（包括V带、轴、齿轮的校核）。具体内容参见机械设计课程设计一书1。 教材:1 朱文坚，黄平.机械设计课程设计.广州: 华南理工大学出版社主要参考文献：2 朱文坚，黄平主编.机械设计（第二版）. 高等教育出版社，2008，10.3 机械零件设计手册，北京:冶金工业出版社4 机械零件设计手册，北京:化学工业出版社课程设计（论文）评语： 课程设计（论文）总评成绩： 课程设计（论文）答辩负责人签字： 年 月 日 计算过程及计算说明一、 传动方案拟定设计传动图如上图所示第21组：运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷有轻微冲击，室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差4%。轴承使用寿命不小于15000小时。滚筒及运输带效率h=0.94。（2） 原始数据：运输带拉力F=5250N；带速V=1.25m/s；滚筒直径D=620mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：连轴器为弹性连轴器，轴承为圆锥滚子轴承，齿轮为精度等级为7的闭式圆柱斜齿轮，带传动为V带传动。根据表2-3则有:总=带3轴承2齿轮联轴器滚筒=0.950.9830.9720.990.94=0.7829(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=52501.25/（10000.7829）=8.3823KW 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.25/620=38.525r/min按表2-4推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动高速级与低速级均为斜齿，传动比范围I1= I2=36（查表2-1得，两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围i=840）。取V带传动比I3=24，则总传动比范围为Ia=16160。故电动机转速的可选范围为nd=（16160）38.525=6206200r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min和3000r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选nd =1000r/min。4、确定电动机型号根据以上计算选用的电动机类型，由所需的额定功率及同步转速，由表16-1选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=970/38.525=25.1782、分配各级传动比（1） 取V带传动比i带=2.240（初选V带的传动比为2.248，在V带的相关计算中，修正为2.240），则两级齿轮减速器的减速比为i减速器=i总/i带=11.2，根据表2-4(以下无特殊说明则表格皆为机械设计课程设计一书表格)分配两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比i1=4.0 i2=2.8四、计算传动装置的运动及动力参数1、计算各轴转速（r/min）(0轴为电动机轴)n0=n电机=970r/minnI=n0/i带=970/2.24=431.495(r/min)nII=nI/i 1=431.495/4.0=107.87375(r/min)nIII=nII/i 2=107.87375/2.8=38.526(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） 输入功率计算：P0=P工作=8.3823KWP=P0带=8.38250.95=7.963185KWP=PI轴承齿轮=7.9631850.980.97=7.5698KWP=PII轴承齿轮=7.56980.980.97=7.19585KWP= PIII轴承联轴器=7.195850.980.99=6.9814 KW输出功率计算：P= P轴承=7.9631850.98=7.8039KWP=P轴承=7.56980.98=7.4184KWP=P轴承=7.195850.98=7.05193KWP= P轴承=6.98140.98=6.841772KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）输入各轴的扭矩：T0=9550P0/n0=95508.3823/970=82.527NmT=9550P/n=95507.963185/431.495=176.244NmT=9550P/n=955017.5698/107.87375=670.150NmT=9550P/n=95507.19585/38.526=1783.741NmT=9550P/n=95506.9814/38.526=1730.582Nm 各轴的输出扭矩：T=9550P/n=95507.8039/431.495=172.72NmT=9550P/n=95507.4184/107.87375=656.77NmT=9550P/n=95507.05193/38.526=1748.06NmT=9550P/n=95506.841772/38.526=1695.96Nm运动和动力参数的计算数值可以整理列表备查：电动机输出I轴II轴III轴N（r/min）970431.495107.873838.526P（kW）8.38237.963187.56987.19585T（Nm）82.527176.244670.1501783.741五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 确定计算功率 Pca 由机械设计课本附表11.6得工作情况系数kA=1.3Pca=KA Ped=1.311=14.3KW（2） 选择普通V带截型根据Pca、nI，由机械设计课本的附图2.1确定选用B型V带。（3） 确定带轮基准直径，并验算带速由教材附表2.5a和附表2.7 得，选取小带轮基准直径为D1=125mm大轮的基准直径为D2=280mm 带的传动比为： i带=282/125=2.24验算带速V：V= D1 nI /601000=125970/（601000）=6.345m/s 1200（适用）（6）确定带的根数 由nI=970r/min、D1=180mm、i带=2.248，根据机械设计课本附表2.5a和附表2.5b得P0=1.67KW（由转速800和转速980插值而得），P0=0.30KW根据机械设计课本附表2.8得K=0.95根据机械设计课本附表2.9得KL=0.95由机械设计课本式（11.29）得Z= Pca/（P0+P0）KKL）=14.3/（1.67+0.3）0.950.95）=8.043取Z=8根。(7)计算预紧力F0由机械设计课本附表2.2查得q=0.17kg/m，由式（11.30）得F0=500（Pca/ZV）（2.5/K-1）+qV2=500（14.3/（6.3458）(2.5/0.95-1)+0.176.3452N=236.67N（8）计算作用在轴承的压力Q由机械设计课本式（11.31）得Q=2ZF0sin（1/2）=28236.67xsin（163.8560/2）=3749.20N2、齿轮传动的设计计算1）高速级斜齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计课本附表12.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选8级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=i1 z1=4.0 x26=104，取z2=104。D.初选螺旋角为=150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.7小齿轮传递的转矩TI=176244.03Nmm齿宽系数：由机械设计课本附表12.5选取=0.9弹性影响系数ZE：由机械设计课本附表12.4查得ZE=189.8节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面压力角）=14.07670 （基圆螺旋角）则ZH=2.425端面重合度：=29.9960=23.4640代入上式得=1.654接触疲劳强度极限Hlim：由机械设计课本附图12.6按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1jLh=60 x431.495x1x(2x8x360 x10)=1.5147x109N2= N1/i1=1.5147x109/4=3.7934x108接触疲劳寿命系数KHN：由机械设计课本附图12.4查得KHN1=0.88，KHN2=0.905接触疲劳许用应力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求（失效概率为1%），选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=10000.88/1.0Mpa=880MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=10000.905/1.0Mpa=930Mpa因（H1+ H2）/2=905Mpa 1.34=1.38取=1.40由附图12.2查得径向载荷分布系数=1.42载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=59.134mm模数：mn=cosxd1/Z1=59.134cos15/26=2.197mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1) 确定公式中的参数1. 载荷系数KKa=1.4 KA=1.25 Kv=1.1 =1.42K=1.25x1.1x1.4x1.42=2.73352. 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=26，Z2=104当量齿数 zv1=z1/cos=28.8 Zv2=z2/ cos=115.4由机械设计课本附表12.6查得YFa1=2.53 YSa1=1.62YFa2=2.18 YSa2=1.802. 计算螺旋角影响系数Y：轴面重合度 0.318 1.9941，所以取=1带入下式运算：Y11x15/1200.8753.许用弯曲应力F由机械设计课本附图12-3查得：KNF1=0.86， KNF2=0.88由机械设计课本附图12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系数SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1= Flim1 KNF1/SF=307.1MPaF2= Flim2 KNF2/SF=314.3MPa5.计算确定YFYS/FYF1YS1/F1=0.01335YF2YS2/F2=0.01243所以选大值YF1YS1/F1带入公式计算(2)计算齿轮模数：m=2.185比较两种强度校核结果，确定模数为mn2.54.几何尺寸计算（1） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=2.5*(26+104)/（2*cos150）=168.2mm取a169mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=15.9420（3） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos67.60mmd2mn*Z2/cos270.40mm（4） 计算齿轮齿宽：b160.84mm调整后取B260mm，B165mm计算数据总结如下：（高速齿轮）齿数模数传动比分度圆直径齿宽小齿轮262.5467.6065大齿轮104270.40601）低速级斜齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计课本附表12.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选7级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=i2 z1=2.833x26=72.8，取z2=73D.初选螺旋角为考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.7小齿轮传递的转矩=667765Nmm齿宽系数：由机械设计课本附表12.5选取=0.9弹性影响系数ZE：由机械设计课本附表12.4查得ZE=189.8节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面压力角）=14.07670 （基圆螺旋角）则ZH=2.425端面重合度：=29.419060=25.9420代入上式得=2.049接触疲劳强度极限Hlim：由机械设计课本附图12.6按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1jLh=60 x431.495x1x(2x8x360 x10)=3.7934x108N2= N1/i1=3.7934x108/2.833=1.3548x108接触疲劳寿命系数KHN：由机械设计课本附图12.4查得KHN1=0.92，KHN2=0.93接触疲劳许用应力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求（失效概率为1%），选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=10000.92/1.0Mpa=920MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=10000.93/1.0Mpa=930Mpa因（H1+ H2）/2=915 Mpa 1.34=1.38取=1.40由附图12.2查得径向载荷分布系数=1.42载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=85.55mm模数：mn=cosxd1/Z1=85.55cos15/26=3.18mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (2) 确定公式中的参数3. 载荷系数KKa=1.4 KA=1.25 Kv=1.05 =1.42K=1.25x1.05x1.4x1.42=2.612. 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=26，Z2=73当量齿数 zv1=z1/cos=26.92 Zv2=z2/ cos=75.58由机械设计课本附表12.6查得YFa1=2.57 YSa1=1.60YFa2=2.23 YSa2=1.76计算螺旋角影响系数Y：轴面重合度 0.318 1.9941，所以取=1带入下式运算：Y11x15/1200.8753.许用弯曲应力F由机械设计课本附图12-3查得：KNF1=0.88， KNF2=0.90由机械设计课本附图12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系数SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1= Flim1 KNF1/SF=314MPaF2= Flim2 KNF2/SF=321MPa5.计算确定YFYS/FYF1YS1/F1=0.0131YF2YS2/F2=0.0122所以选大值YF1YS1/F1带入公式计算(2)计算齿轮模数：m=3.95比较两种强度校核结果，确定模数为mn4.04.几何尺寸计算（5） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=4*(26+73)/（2*cos150）=204.98mm取a205mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=15.4880（7） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos107.68mmd2mn*Z2/cos302.32mm（8） 计算齿轮齿宽：b196.9mm调整后取B295mm，B1100mm计算数据总结如下：（低速齿轮）齿数模数传动比分度圆直径齿宽小齿轮264.02.8107.68100大齿轮73302.3295六：轴以及轴承的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据机械设计课本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (7.96318/431.495)1/3mm=29.034mm2、轴的结构设计，初选轴承（1）轴上零件的定位，固定和装配考虑带轮的结构要求及轴的刚度，取装带轮处轴径=40mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径d=50mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表13-1，选定圆锥滚子轴承（在后续计算中会发现，轴承承受的轴向力比较大，因此选用圆锥滚子轴承），由轴颈d=50mm选定轴承30210，轴承参数如下：内径d=50mm，外径D=90mm，T=21.75mm，B=20mm，a=20mm，e=0.42，Y=1.4，Cr=72.2KN，C0r=55.2KN（2）确定轴各段直径和长度整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(3) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 Ft12xT/d15214.32N径向力 Fr1Ft1*tanan/cos1973.77N轴向力 Fa1Ft1tan=1489.47N带传动作用在轴上的压力为Q3749.20N计算支反力：垂直面 RAV=1294.20N RBV=Ft1-RAV=3920.12N水平面 因为RAH+ RAH =5827.50N因为， RBH=-RAH+Q-Fr1=-4052.07N3.作弯矩图垂直面弯矩：MCV=-RBVx51.75=-192516.21N*mm水平面弯矩：MAH=-Qx156.25=-585812.5N*mmMCH1=-Qx(156.25+156.75)+RAHx156.75=-262952.73N*mmMCH2=RBHx52.75=-209694.62N*mm合成弯矩：MA=MAH=-585812.5N*mm MC1= =325893.59 N*mmMC2= =284665.29N*mm4.扭矩计算： T=176244 N*mm5.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.6计算弯矩为： MCAD=105746.4N*mm MCAA=597188.18N*mm MCAC1=342620.68N*mm MCAC2=284665.29N*mm6.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得=650MPa，=60MPa， =30MPa由计算弯矩图可见，A剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为: 故安全。D剖面的轴径最小，该处得计算应力为:=105746.4/（0.1*403）=16.530MPaFd1=1989.83N轴左移，左端的轴承被压紧，右端轴承放松，所以：（3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为fp=1.3（轻微冲击） 因为：Fa1/Fr1e=0.42 所以：X1=0.4，Y1=1.4 P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=9673.27N 又因为：Fa2/Fr2=0.23Fd1+Fa2=4922.36N轴左移，左端的轴承被压紧，右端轴承放松，所以：（3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为fp=1.2（轻微冲击） 因为：Fa1/Fr1=0.598e=0.4 所以：X1=0.4，Y1=1.5 P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=16025.16N 又因为：Fa2/Fr2=0.456e=0.4 所以：X2=0.4，Y2=1.5 P2= fp（X2Fr2+Y2Fa2）=10211.78N 因此取P=P1=16025.16N来校核轴承的寿命（5） 校核轴承的寿命 因此初选的轴承30211满足使用寿命的要求。低速轴的设计计算及轴承校核1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据机械设计课本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (7.19585/107.87)1/3mm=44.61mm2、轴的结构设计，初选轴承（1）轴上零件的定位，固定和装配考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，取安装联轴器处轴径=70mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径d=80mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表13-1，选定圆锥滚子轴承（在后续计算中会发现，轴承承受的轴向力比较大，因此选用圆锥滚子轴承），由轴颈d=80mm选定轴承30216，轴承参数如下：内径d=80mm，外径D=140mm，T=28.25mm，B=26mm，a=28.1mm，e=0.42，Y=1.4，Cr=160KN，C0r=212KN（2）确定轴各段直径和长度整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(4) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 Ft4= Ft3=12447.07N径向力 Fr4= Fr3=4690.20N 轴向力 Fa4Fa3=3356.15N计算支反力：垂直面 RAV=8267.9N RBV=Ft4-RAV=4179.1N水平面 因为RAH- RAH =664.66N因为=0， RBH=-RAH +Fr1=4025.52N3.作弯矩图垂直面弯矩：MCV1=-RAVx69.5=-574619.05N*mm MCV2=-574626.25水平面弯矩：MCH1=46193.87N*mmMCH2=553509N*mm合成弯矩： MC1= =576472.83N*mmMC2= =797851.83N*mm4.扭矩计算： T=2309065N*mm5.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.6计算弯矩为 MCAC1=576472.82N*mm MCAC2=1334912.37N*mm6.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择#45钢，调质处理，查表得=650MPa，=60MPa，=30MPa由计算弯矩图可见，C2剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为: 故安全。D剖面的轴径最小，该处得计算应力为: 故安全。3.校核低速轴轴承1）计算轴承的径向载荷：(2) 计算轴承的轴向载荷：e=0.42，Y=1.4两轴的派生轴向力为：因为：Fd1+Fa=2962.35+3356.16=6318.51NFd2=2072.35N轴右移，右端的轴承被压紧，左端轴承放松，所以：（3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为fp=1.3（轻微冲击） 因为：Fa1/Fr1=0.35e=0.42 所以：X2=0.42，Y2=1.4 P2=14667.89N 因此取P=P2=14667.89N来校核轴承的寿命（4）校核轴承的寿命 因此初选的轴承30216满足使用寿命的要求。七.键连接的选择和强度校核1. 高速轴与V带轮的键连接：（1）选用A型普通平键，参数如下：按轴颈40mm，轮毂长度156mm，查表10-1得：选键12*8（GB/T 1095-1979），长度选用125mm，即键的代号为12*125（2）键的材料为45钢，V带轮的材料为铸铁，查机械设计课本附表8-1得，该处键连接的许用应力为=5060MPa，键的工作长度为：l=l-b=125-12=113mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=4mm，则键的工作挤压应力为： p=2T/（kld）=2*176244/（4*113*40）=20.4MPa=5060MPa所以此处键的强度符合要求。2. 中间轴与齿轮的键连接：（1）选用A型普通平键，参数如下：按轴颈65mm，轮毂长度55mm，查表10-1得：选键18*11（GB/T 1095-1979），长度选用50mm，即键的代号为18*50（2）键的材料为45钢，齿轮与轴的材料均为45钢，查机械设计课本附表8-1得，该处键连接的许用应力为=100120MPa，键的工作长度为：l=l-b=50-18=32mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=5.5mm，则键的工作挤压应力为： =2T/（nkld）=2*67150/（4*5.5*32*65）=58.57MPa=100120MPa安全低速轴与齿轮的键连接：（1）选用A型普通平键，参数如下：按轴颈90mm，轮毂长度95mm，查表10-1得：选键25*14（GB/T 1095-1979），长度选用90mm，即键的代号为25*90键的材料为45钢，齿轮与轴的材料均为45钢，查机械设计课本附表8-1得，该处键连接的许用应力为=100120MPa，键的工作长度为：l=l-b=90-25=65mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=7mm，则键的工作挤压应力为： =2T/（nkld）=2*1783741/（7*65*90）=87.2MPa=100120MPa故安全。 。3. 低速轴与联轴器之间的键连接（1）选用单圆头普通平键（C型），参数如下：按轴颈70mm，轮毂长度107mm，查表10-1得：选键20*12（GB/T 1095-1979），长度选用104mm，即键的代号为20*104（2）键的材料为45钢，齿轮与轴的材料均为45钢，查机械设计课本附表8-1得，该处键连接的许用应力为=100120MPa，键的工作长度为：l=l-b/2=104-10=94mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=6mm，则键的工作挤压应力为： p=2T/（nkld）=2*1783741/（6*94*70）=90.36MPa=100120MPa安全八.联轴器的选定联轴器的计算转矩：TcaKAT1.5*1783.741=2675.61Nm故选用LX5弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2003），其参数如下：联轴器型号dDLnTLX57022010734503150九.减速器的润滑v1=3.053m/s;v2=1.219m/s因为v12m/s，所以齿轮采用油润滑，选用L-AN68全损耗系统用油（GB443-1989），大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高，且不少于10mm。对于轴承，因为v11200Z=8根F0=236.67NQ =3749.20NZ1=26Z2=104Kt=1.7TI=176244.03Nmm=0.9ZE=189.8ZH=2.425=1.654Hlim1=Hlim2=1000MPaNL1=1.5147109NL2=3.7934108KHN1=0.88KHN2=0.93H1=880MpaH2=930MpaH=905 Mpad1=50.714mmv1.1493m/sK=2.695K=2.7335mn2.5a=156mm=15.9420d167.60mmd2270.40mmB260mmB165mmZ1=26Z2=73Kt=1.7T=667765Nmm=0.9ZE=189.8ZH=2.425=2.049Hlim1=Hlim2=1000MPaNL1=3.7934x108NL2=1.3548x108KHN1=0.92KHN2=0.93H1=920MpaH2=930MpaH=925 Mpad1=67.068mmv0.422m/sK=2.57258mn=3.18K=2.61mn4.0a=205mm=15.0160d1107.68mmd2302.32mmB295mmB1100mm=40mm安装轴承处：d=50mm初选轴承：30210Ft15214.32NFr11973.77NFa11489.47NQ3749.20N安全轴承寿命满足要求d=55mmFt25214.32NFr21973.77NFa21489.47N安全轴承满足寿命要求D=80mmFt4 =12447.07NFr4 =4690.20NFa4 =3356.15N轴承寿命满足要求