帶式運輸機傳動裝置

1、重慶交通大學(xué)帶式運輸機傳動裝置說明書20132014學(xué)年第二學(xué)期學(xué)院： 機電與汽車工程學(xué)院專業(yè)： 機械電子工程班級： 機電子3班姓名： 學(xué)號： 指導(dǎo)老師： 孫鵬飛前言在21世紀(jì)的今天，對現(xiàn)代帶學(xué)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(xué)校在我們學(xué)習(xí)機械設(shè)計的同時進行一次設(shè)計，以便提高我們在這方面的結(jié)合能力。本說明書根據(jù)我們機械設(shè)計的老師的指導(dǎo)和書本的知識所設(shè)計的。在設(shè)計過層中，邢老師給了一些寶貴意見，使我在設(shè)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(jié)構(gòu)和工作原理。在設(shè)計過程中老師給了許多寶貴的

2、意見在此表示感謝。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(shè)計者 2014年5月目錄一、 課程設(shè)計的目的 4二、 課程設(shè)計的內(nèi)容 4三、 課程設(shè)計的要求 5四、 設(shè)計計算 6 1、電動機的選擇 62、傳動裝置的數(shù)據(jù)處理 73、帶的設(shè)計 84、渦輪蝸桿的設(shè)計 105、軸的設(shè)計計算 146、軸承的校核 247、聯(lián)軸器的選擇 258、箱體的結(jié)構(gòu) 26五、 總結(jié) 28一、 課程設(shè)計的目的機械設(shè)計課程教學(xué)基本要求規(guī)定，每個學(xué)生必須完成的一個課程設(shè)計。它是機械設(shè)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(xué)生第一次較全面的設(shè)計能力訓(xùn)練，其基本目的是：a) 培養(yǎng)理論聯(lián)系實踐的設(shè)計思想，

3、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先休課程的理論，結(jié)合生產(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(guān)機械設(shè)計方面的知識；b) 通過制訂設(shè)計方案，合理選擇傳動機構(gòu)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(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)計過程和方法；c) 進行設(shè)計基本技能的訓(xùn)練。例如計算.繪圖.熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)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(shè)計的內(nèi)容課程設(shè)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(shè)計圖1所示卷揚機的減速器或整機。課程設(shè)計通常包括

4、以下內(nèi)容：決定傳動裝置的總體設(shè)計方案；選擇電動機：計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設(shè)計計算；軸承、聯(lián)結(jié)件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算；機體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計；繪制裝配圖及零件工作圖；編寫計算說明書。 三、課程設(shè)計的要求一、原始數(shù)據(jù)題號參數(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/mm380二、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。)三、設(shè)計任務(wù)量1）減速器裝配圖1張（0號或1號）；2）零件工作

5、圖13張；3）設(shè)計說明書1份。1電動機2蝸桿減速器3聯(lián)軸器4卷筒5運輸帶四設(shè)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= 式中：、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=0.96，=0.98（滾子軸承），=0.90（蝸桿，不包括軸承效率），=0.99（滑塊聯(lián)軸器），=0.96，則=0.80所以 =3kW(3).確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 n=51按機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)手冊推薦的傳動比合理范圍，去V帶傳動比的傳動比=24，單級蝸桿傳動比=1040，則總傳動比=20160，故電動機轉(zhuǎn)速

6、的可選范圍為n=·n=(20160)×96=192015360符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速是3000r/min。查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表2.2可得如下表的1種傳動方案方案電動機型號額定 kW電動機轉(zhuǎn)速 電動機重 量 N同步轉(zhuǎn)速滿在轉(zhuǎn)速1Y112M-2 4 3000289045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=2890/51=57。由式=·來分配傳動裝置的傳動比，式中、分別為帶傳動和減速器的傳動比。由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表（常用傳動機構(gòu)的性能及使用范圍）V帶的傳動比=3，則減速器的傳動比為 =57/3=19（1）.確

7、定各軸轉(zhuǎn)速 軸 =2890/3=963 軸 =963/19=50.7 卷筒軸 =50.7（2）.確定各軸輸入功率 軸 =·=·=3×0.96=2.88kw 軸 =·=··=2.88×0.98×0.90=2.54kw卷筒軸 =·=··=2.54×0.98×0.99=2.46kw 式中、分別為相鄰兩軸間的傳動效率;(3).確定各軸的轉(zhuǎn)距 電動機的轉(zhuǎn)距 =9550=9550×3.9/2890=9.91N·m 軸 =·=··

8、=9.91×3×0.96=28.54N·m 軸 =·=···=28.54×19×0.98×0.90=478.29N·m卷筒軸 =··=478.29×0.98×0.99=460.03N·m 軸 名 效率P KW轉(zhuǎn)距TN·m轉(zhuǎn)速n 傳動比 i效 率 輸 入輸 出輸 入輸 出電動機軸30382289030.98 軸2.882.8228.5436.35963 軸2.542.49478.29320.6750.7190.98卷筒軸2,。4

9、6244460.03314.2950.71.000.993、帶的設(shè)計普通v帶的計算功率選擇帶型確定主動齒輪的基準(zhǔn)直徑確定從動齒輪的基準(zhǔn)直徑驗算帶的速度v帶的基準(zhǔn)長度確定中心距a實際中心距a驗算主動輪上的包角確定帶的跟數(shù)確定預(yù)緊力作用在軸上的壓力根據(jù)機械設(shè)計查的工作情況系數(shù)=1.2則=1.2×4=4.8 KW根據(jù)和n1由機械設(shè)計選擇SPZ=63100型窄V帶根據(jù)機械設(shè)計選擇小帶輪基準(zhǔn)直徑=90mm根據(jù)公式從動齒輪的基準(zhǔn)直徑=i=3*90=270mm根據(jù)表選擇，取=280mm根據(jù)公式帶的速度v=××N1/（60×1000）=×90×289

10、0/（60×100）=13.619 m/s2+（+）+=2×500+（28090）=1583由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度為1640mm根據(jù)0.7（+）2（+）0.7（90+270）2（90+270）252720 取=500a+=500+29.5=529.5=159.3°>所以符合要求Z=查機械設(shè)計表得=0.95 查同頁表得=0.99由N1=2890r/min，=90mm，i=3.0查表8-5c和表8-5d得=1.64kw =0.34kw 所以Z=4.8/（1.64+0.34）*0.95*0.99=2.58取z=3根=查機械設(shè)計表得q=0.07 =115.32N=

11、2ZSin=681.41N=4.8 KW選擇SPZ=90mm=270mm=13.619 m/s=1640mm=500a=529.5mm=159.3°Z=3=115.32N=681.41N4蝸桿蝸輪的設(shè)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4555HRC。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(shè)計計算 計算項目 計算內(nèi)容

12、 計算結(jié)果齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算相關(guān)公式來源于機械設(shè)計初步計算使用系數(shù)動載荷系數(shù)齒向載荷系數(shù)K載荷系數(shù)K彈性影響系數(shù)接觸系數(shù)Z基本許用應(yīng)力H應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N壽命設(shè)計計算KHN許用應(yīng)力載荷H中心距a查機械設(shè)計得：轉(zhuǎn)速不高選；=1.05載荷平穩(wěn)選K=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(shè)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(shè)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)； n2為蝸輪轉(zhuǎn)速 ；Lh為工作壽命；N=60×1×963×1200÷10=69000

13、00根據(jù)機械設(shè)計公式根據(jù)機械設(shè)計公式根據(jù)機械設(shè)計公式=1.15=1.05K=1K=1.7=160MPaZ=2.9H=158MPaN=6900000KHN=0.59H=268MPaa>275mm校核計算:a>275mm取a=275mm，因i=10，故從機械設(shè)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(jié)果蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸模數(shù)m蝸桿分度圓直徑d1蝸桿頭數(shù)z1蝸桿直徑系數(shù)q分度圓倒程角蝸桿軸向齒距pa蝸桿齒頂圓直徑da1蝸桿齒根圓直徑df1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

14、徑df2蝸輪咽喉母圓半徑rg根據(jù)機械設(shè)計查表根據(jù)機械設(shè)計查表根據(jù)機械設(shè)計查表根據(jù)機械設(shè)計查表根據(jù)機械設(shè)計查表根據(jù)機械設(shè)計查表得pa=m=3.14*8根據(jù)機械設(shè)計查表得da1= d1+2ha1=80+2*1*8根據(jù)機械設(shè)計查表得df1= d1-hf1=80-2*(8+0.25)= 90.8mm根據(jù)機械設(shè)計表得sa=1/2m=1/2*3.14*8根據(jù)機械設(shè)計查表根據(jù)機械設(shè)計查表根據(jù)機械設(shè)計查表得d2=m z2=8*20根據(jù)機械設(shè)計查表得da2= d2+2ha2=176mm根據(jù)機械設(shè)計查表得df2= d2-2hf2=140.8mm根據(jù)機械設(shè)計第245頁表11-3得rg2a-1/2da2M=8d1=1

15、10mmz1=2q=13.75=11°1836pa=25.12mmda1=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(jié)果 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)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(biāo)注為8f GB/T10

16、089-1988。 8級精度8f5軸的設(shè)計計算一輸出軸的設(shè)計材料選擇45鋼已知條件： 軸 =963/10=50.7 軸 =·=··=2.54kw 軸 =·=···=478.92N·m 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果初步確定軸的最小直徑dmin 聯(lián)軸器的選擇按機械設(shè)計公式dmin=，根據(jù)表取=112，dmin=41.3mm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(yīng)，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=KAT2=1。3&#

17、215;478290=621777 N·mm按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊滑塊聯(lián)軸器（JB/ZQ4384-1997）選擇WH7型滑塊聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為9000000 N·mm。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半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度L1=85mmdmin =41.3mmd1=50mmd1-2=50mm；L=122mm2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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

18、d2-3=48mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=52mm。半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度L1=85mm，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L1略短一些，現(xiàn)取l1-2=82mm。2） 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(shè)計課程設(shè)計手冊第75頁表6-7選擇0基本游戲組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為d×D×T=50mm×90mm×21.75mm，故d3-4=d7-8=50mm；而l7-8=23mm。右端滾

19、動軸承采用軸肩進行軸向定位。，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查得30212安裝尺寸為d6-7=60mm。3） 取安裝蝸輪處的軸段4-5的直徑d4-5=64mm；蝸輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知蝸輪輪彀的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊蝸輪，此軸段應(yīng)略短于輪彀寬度，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） 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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

20、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(yīng)該距離箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，則l3-4=T+s+a+(80-76)=22+8+16+4=55mm l6-7=a+s- l5-6=16+8-12=12mmd1-2=50mm；l1-2=82mm。d2-3=58mml2-3=82mmd3-4=60mml3-4=55mmd4-5=64mml4-5=76mmd5-6=76mml5-6=10mmd6-7=60mm。l6-7=12mmd7-8=60mml7-8=23mm3.軸上零件的周向定位 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)

21、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(shè)計課程設(shè)計手冊第53頁表4-1得b×h=14mm×9mm，鍵槽銑刀加工，長為63mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長）， 同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪輪彀與軸的配合H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結(jié)，選用平鍵為16mm×10mm×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m6。蝸輪與軸b×h=14mm×9mmH7/n6半聯(lián)軸器與軸16mm×10mm×70mmH7/k64

22、.確定軸上圓角和倒角尺寸 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果確定軸上圓角和倒角尺寸查機械設(shè)計第357頁表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩的圓角半徑見圖軸的受力簡圖5.軸上的載荷 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果作用在蝸輪上的力蝸輪分度圓直徑d2圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa支反力F彎矩M總彎矩M1 M2扭矩Td2=160mmFt=2T2/d2=2×478290/160N=5741NFr=2T1/d1=2×621777/110=7928 NFa=Ft×tan=5741×tan11.8°=1168N水平面 FNH1=985N FN

23、H2=756N垂直面 FNV1=948N FNV2=-20N水平面 MH=124047 N·mm垂直面 MV1=60984 N·mm MV2=-1640 N·mmM1=138227 N·mmM2=124057 N·mm=478290 N·mmd2=160mmFt=5741NFr=7928 NFa=1168NFNH1=985N FNH2=756NFNV1=948N FNV2=-20NMH=124047 N·mmMV1=60984 N·mmMV2=-1640 N·mmM1=138227 N·mmM2

24、=124057 N·mm=478290 N·mm6.校核軸的強度 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度ca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。根據(jù)公式（15-5）及軸上的載荷，并取=0.6軸的計算應(yīng)力ca= =14.75MPaca=14.75MPa前面選頂?shù)牟牧蠟?5鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表15-1查得-1=60MPa。因此ca<-1故安全。一輸入軸的設(shè)計材料選擇45鋼已知條件： 軸 =2890/3=963 軸 =·=·=2.98kw 軸 =·=··=28.54

25、N·m 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果初步確定軸的最小直徑dmin聯(lián)軸器的選擇按機械設(shè)計dmin=，根據(jù)表，取=112，dmin=16.1mm 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(yīng)，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=KAT2=1。3×28540=37102N·mm按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊第101頁表8-9滑塊聯(lián)軸器（JB/ZQ4384-1997）選擇WH3型滑塊聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為63N·m。半聯(lián)軸器的孔徑

26、d1=18mm，故取d1-2=18mm；半聯(lián)軸器的長度L=42mm半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度L1=23mmdmin =16.1mmd1=18mmd1-2=18mm；L=23mm2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑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)軸器與軸配合的彀孔長度L1=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L1略短一些，現(xiàn)取l1-2=20mm。7） 初步選擇滾動軸承

27、。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(shè)計課程設(shè)計手冊選擇0基本游戲組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為d×D×T=25mm×52mm×16.25mm，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(shè)計課程設(shè)計手冊第67頁表6-7查得30210安裝尺寸為d5-6=31mm。8） 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

28、蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)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=47mm l6-7=a+s=16+8=24mm彎扭合成應(yīng)力校核強度和輸出軸相近；這里從略d1-2=18mm；l1-2=20mm。d2-3=24mml2-3=60mmd3-4=25mml3-4=47mmd4-5=80mml1-4=325mmd5-6=31mml5-6=12mmd6-7=25m

29、ml6-7=17mm 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(xì)，所以一般對蝸桿軸進行強度校核C點的饒度最大y=-（Fl2）/(48EI)=1=0.015根據(jù)機械設(shè)計第367頁表15-5y=1<y=（0.02 -0.05）ma =0.94- 2.35=0.015<=0.016所以符合彎曲剛度的要求。根據(jù)公式=5.37×10（T/GIP）G=8.1×10MPaIP=d/32=4019200=5.37×10（T/GIP）=5.37×10（37100/8.1×10×4

30、019200）=0.510.51(°)/m=<=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(fù)荷：徑向負(fù)荷軸承受力計算當(dāng)量動負(fù)荷驗算軸承壽命A處的軸承，=6321.02NB處的軸承，=8548.9N外部軸向力=1617.06N軸承內(nèi)部軸向力=e=0.4×6321.02=2528.4N=0.4=3419.56N因+=1617.06+2528.4=4145.16>3419.56N=軸承II被壓緊，故=2528.4N =+=3545.46NI軸承，/=2528.4/33400=0.0757 e=0.405/=2528.4/6321.02=0.4<e =1, =0;載荷系數(shù)=1.1當(dāng)量動載荷=（+）=2781.24NII軸承，/=3545.46/33400=0.106 e=0.41/=3545.46/8548.9=0.415>e =0.44, =1.1當(dāng)量動載荷=（+）=9207.6N因<,故只需驗算II軸承軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同為：3×300×8=7200h軸承實際壽命