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目 录第 1 章 绪论11.1 课程设计的目的.11.2 课程设计的内容11.2.1 理论分析与设计计算11.2.2 图样技术设计11.2.3 编制技术文件.11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求.2第 2 章 车床参数的拟定32.1 车床主参数和基本参数32.2 车床的变速范围 R 和级数 Z .32.3 确定级数主要其他参数32.3.1 拟定主轴的各级转速32.3.2 主电机功率 动力参数的确定32.3.3 确定结构式.42.3.4 确定结构网.42.3.5 绘制转速图和传动系统图.42.4 确定各变速组此论传动副齿数.62.5 核算主轴转速误差.6第 3 章 传动件的计算73.1 带传动设计.73.2 选择带型83.3 确定带轮的基准直径并验证带速83.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角93.5 确定带的根数 z.103.6 确定带轮的结构和尺寸103.7 确定带的张紧装置103.8 计算压轴力103.9 计算转速的计算.123.10 齿轮模数计算及验算.133.11 传动轴最小轴径的初定.163.12 主轴合理跨距的计算.17第 4 章 主要零部件的选择194.1 轴承的选择.194.2 键的规格.194.3 主轴弯曲刚度校核.194.4.轴承校核204.5 润滑与密封.20第 5 章 摩擦离合器(多片式)的计算 .21第 6 章 主要零部件的选择236.1 电动机的选择236.2 轴承的选择.236.3 变速操纵机构的选择236.4 轴的校核.236.5 轴承寿命校核.25第 7 章 主轴箱结构设计及说明277.1 结构设计的内容、技术要求和方案.277.2 展开图及其布置.27结束语29参考文献30最大加工直径为 250mm 的普通车床的主轴箱部件设计摘 要本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词:传动系统设计,传动副，结构网，结构式The Maximum Machining Diameter of 250mmDesign of Spindle BoxAbstractThis design focuses on the design procedure of the main drive system of the machine tool, and according to the determined motion parameters, the total center distance of the gearbox is the minimum. In the main drive system of the machine tool, to reduce the number of gears, to simplify the structure, shorten the axial size, the design method of the tooth number of the gear is the trial and error, and the calculation is troublesome and difficult to find out the reasonable design scheme. In this paper, the characteristics of the main transmission system of the triple slip gear transmission characteristics of the analysis and research, drawing parts of the work plan and the main axis box expansion plan and section.Key words: transmission system design, transmission, structure, structure, structure0第 1 章 绪论1.1 课程设计的目的课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2 课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3 编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求题目：普通车床主轴箱设计车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：工件最大回转直径D (mm)max正转最高转速Nmax( )minr正转最低转速nmin( )ir电机功率N（kw）公比 250 1400 280 3 1.262第 2 章 车床参数的拟定2.1 车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：工件最大回转直径D (mm)max正转最高转速nmax ( )mir正转最低转速nmin( )ir电机功率N（kw）公比 250 1400 280 3 1.262.2 车床的变速范围 R 和级数 ZR= =minax140528由公式 R= ，其中 =1.26，R=5，可以计算级数 z=81Z2.3 确定级数主要其他参数2.3.1 拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数 Z=8， =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：288，355，450，560，710，900，1120，14002.3.2 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为 3KW可选取电机为：Y100L2-4 额定功率为 3KW，满载转速为 1420r/min.32.3.3 确定结构式已知 Z= x3b2aa、b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、3 联滑移齿轮实现变速。取 Z=8 级 则 Z=22对于 Z=8 可分解为：Z=2 12224。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =280 Z=8 =1.26max140nmin2.3.4 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=212224,易知第二扩大组的变速范围 r= (P3-1)x=1.264=3.958 满足要求，其结构网如图 2-1。Z=2122242.3.5 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：4（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2-3：1-2 轴最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)图 2-3 主传动系统图52.4 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-20,m 4（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求 Zmin1820,齿数和 Sz100120，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。表 2-2 齿轮齿数基本组 第一扩大组 第二扩大组传动比1:1.58 1:1.26 1.26：1 1:1.26 1.26：1 1：2代号 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齿数 36 58 42 52 47 37 37 47 49 39 29 592.5 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10( -1),即10( -1)=2.6n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 各级转速误差n 1400 1120 900 710 560 450 355 280n 1407.8 1122.1 904.5 716.05 563.6 453.2 358.6 283.2误差 1.4 0.4 1.4 0.4 1.4 0.4 1.4 1.4转速误差小于 2.6，因此不需要修改齿数。6第 3 章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率 P=3kW,转速 n1=1420r/min,n2=1120r/min3.1.1 计算设计功率 Pd edAdPK表 4 工作情况系数 AK原动机类 类一天工作时间 /h工作机 101016 1601016 16载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（） ；离心式压缩机；7.5kW轻型运输机1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物） ，通风机（ ） ；发电机；旋7.5k转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等） ；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P 296表74，取 KA1.1。即 1.3.kWdAedPK3.2 选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图 1311 选取。根据算出的 Pd3.3kW 及小带轮转速 n11420r/min ，查图得：dd=80100 可知应选取 A 型 V 带。3.3 确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P 298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根据 P295表 13-4 查得）表 3 V 带带轮最小基准直径 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=1.6,01.6=2dd由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得 =125mm2d8 误差验算传动比： （ 为弹性滑动2115=.26()0(%)diA 率）误差 符合要求1.650%.752iA 带速 1140v=./6dnms满足 5m/s300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7 确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8 计算压轴力由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0117.39N，上面已得到 =177.57，z=3，则1a101a17.52sin=3.9sinN=04.182ooFz对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 1132 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。（a） （b） （c） （d）图 7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.9 计算转速的计算（1）主轴的计算转速n j，由公式 n =n 得，主轴的计算转速jmi)13/(znj=381.05r/min，取450r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴2=900 r/min，轴1=1120r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。表 3-1 各轴计算转速12（3） 确定齿轮副的计算转速。3-2。表 3-2 齿轮副计算转速序号 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j1120 1120 900 900 4503.10 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=16338 可321)(jjmnuzP得各组的模数，如表 3-3 所示。表 3-3 模数（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2齿数 42 52 36 58分度圆直径 105 130 90 145齿顶圆直径 110 135 95 150齿根圆直径 98.75 123.5 83.75 138.75齿宽 20 20 20 20轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 1120 900 450组号 基本组 第一扩大组模数 mm 2.5 2.513按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB ，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为：wswPaBYnz)(109235式中 N-传递的额定功率（kW） ，这里取 N 为电动机功率，N=5kW;-计算转速（r/min）. =500（r/min） ;jnjm-初算的齿轮模数（mm）, m=2.5（mm）;B-齿宽（mm）;B=20（mm）;z-小齿轮齿数；z=36;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.6;-寿命系数；sK=sTnNKq-工作期限系数；TmTC016T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速（ r/min）, =500（r/min ）1n1n-基准循环次数，接触载荷取 = ，弯曲载荷取 =0C0C70C612m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6;14-转速变化系数，查 【5】2 上，取 =0.60nKnK-功率利用系数，查【5】2 上，取 =0.78N N-材料强化系数，查 【5】2 上， =0.60q q-工作状况系数，取 =1.13K3K-动载荷系数，查 【5】2 上，取 =12 2-齿向载荷分布系数，查 【5】2 上， =1 1 1KY-齿形系数，查 【5】2 上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；j j-许用弯曲应力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj=78 Mpaww（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z3 Z3 Z4 Z4齿数 47 37 37 47分度圆直径 117.5 92.5 92.5 117.5齿顶圆直径 122.5 97.5 97.5 122.5齿根圆直径 111.25 86.25 86.25 111.25齿宽 20 20 20 20第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 15齿轮 Z5 Z5 Z6 Z6齿数 49 39 29 59分度圆直径 147 117 87 177齿顶圆直径 153 123 93 183齿根圆直径 139.5 109.5 79.5 169.5齿宽 24 24 24 24按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取 240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5 ， =355；2K1j可求得：=619 Mpa jj=135Mpa ww3.11 传动轴最小轴径的初定由【5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：d=1.64 （mm）4Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d-传动轴直径（mm）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN16N-该轴传递的功率（KW）-该轴的计算转速jn-该轴每米长度的允许扭转角， = 。01各轴最小轴径如表 3-3。表 3-3 最小轴径3.12 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=3kw，根据【1】表 3.20，前轴径应为 6090mm。初步选取 d1=80mm。后轴径的 d2=（0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根据设计方案，前轴承为 NN3016K 型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120mm，主轴孔径为 30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP350设该机床为车床的最大加工直径为 250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 60%，即 180mm，故半径为 0.09m；切削力（沿 y 轴） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上，主轴端受力为 F=5272.65N。先假设 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分别为RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根据 文献【1】 式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的刚度：1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos轴 号 轴 轴最小轴径 mm 35 4017KA= 1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.8691主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2查【1】图 3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距 =1202.0=240mml0 0l合理跨距为（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=100mm，后轴径 d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。18第 4 章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.2 键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.3 主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下：a 主轴的前端部挠度 0.250.1syb 主轴在前轴承处的倾角 rad容 许 值 轴 承c 在安装齿轮处的倾角 .容 许 值 齿(2)计算如下：前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450mm.当量外径 de= =21Dm2851045主轴刚度：19因为 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔对刚度的影响可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 aldAi刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定4.4.轴承校核610()1739hCLThnP4.5 润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：1）密封圈加密封装置防止油外流。 。2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。20第 5 章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 26mm，内摩擦片的外径 D 的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算Z2MnK/ f bp20D式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm） ；Mn955 / 955 30.98/8001.28 （Nmm）;410djn410510Nd电动机的额定功率（kW） ；安装离合器的传动轴的计算转速（r/min） ；j从电动机到离合器轴的传动效率；K安全系数，一般取 1.31.5；f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表 2-15，取 f=0.08；摩擦片的平均直径（ mm）;0D=（D+d）/267mm;b内外摩擦片的接触宽度（mm） ；b=（D-d）/2=23mm；摩擦片的许用压强（N/ ） ；p2m 1.11.001.000.760.8360tvKmz基本许用压强（ MPa） ，查机床设计指导表 2-15，取0t1.1；速度修正系数v n/6 =2.5（m/s）p02D41根据平均圆周速度 查机床设计指导表 2-16，取 1.00；pv21接合次数修正系数，查机床设计指导表 2-17，取mK1.00；摩擦结合面数修正系数，查 机床设计指导表 2-18，取z0.76。所以 Z2MnK/ f bp20D21.28 1.4/（3.14 0.08 230.83611 510267卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗 确定，一般取kP0.4 0.4114.4 kPdN最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算：Q= b (N)1.1 3.14 231.003.570tp2DvK267510式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，内外层分离时的最大间隙为 0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用 10 或 15 钢，表面渗碳 0.30.5（mm）,淬火硬度达HRC5262。22第 6 章 主要零部件的选择 6.1 电动机的选择转速n1420r/min，功率P3kW选用Y系列三相异步电动机 6.2 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C6.3 变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。6.4 轴的校核（a） 主轴的前端部挠度 0.250.1sy（b） 主轴在前轴承处的倾角 rad容 许 值 轴 承（c） 在安装齿轮处的倾角 .容 许 值 齿65170850236851095D1.07 879il mL 平 均 总E 取为 ，52.10MPa44 40875(1)(1)3690()66dI4349.9253.9282zpF Ndn主 计件 （ ）23，0.457()yzFN0.2517()xzFN由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 4429193.852)QPmzn主计主 主 （将其分解为垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyFF可得 2105(),647()zyN801352)3ZMl NmA件25764(yyFl件131025)xxdA件主轴载荷图如下所示：由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm24计算（在垂直平面）, ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI230.17sz， ，()QZabIl齿 1 (2)6ZlcI齿 2 (3)ZlcI齿 35.9齿 齿 齿 2齿 3， ，()6QZFlEI轴 承 1 zFlEI轴 承 23ZMlI轴 承5.10轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3计算（在水平面）, ,1()6QyFabclEI2()3yFclEI3()(23)6yxclEI230.17sy， ，()QabIl齿 1 (2)6ylcI齿 2()(3yxMlcI齿 35.8齿 y齿 齿 2齿 3， ，()6QyFlEI轴 承 1 yFlEI轴 承 2()3yxlEI轴 承5.10轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3合成： 20.18.sszyy2501齿 齿 齿 .3.轴 承 轴 承 Z轴 承 Y6.5 轴承寿命校核由 轴最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承,=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析25得：前支承的径向力 Fr=2642.32N。由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h= = = hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524L 10h=15000h轴承寿命满足要求。
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