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1、机械设计课程设计说明书设计题目：设计一二级直齿圆柱齿轮减速器。设计条件：F 4500一卷筒圆周力（NI）;T350一卷筒直径（mm；n65一卷筒转速（r/min ）.允许卷筒转速误差± 5 %。减速器使用年限10年，每年工作250天，双班制，轻度振动,单向运转。应完成的工作：1 .减速器装配图1张（0号或1号图纸）；2 .零件图23张（齿轮、轴、机座或机盖）3 .设计计算说明书1份。绪论 41 .电动机选择 51.1 确定电机功率 51.2 确定电动机转速 62 .传动比分配62.1 总传动比 62.2 分配传动装置各级传动比 63 .运动和动力参数计算 63.1 各轴转速 63.2
2、 各轴功率 63.3 各轴转矩 74 .传动零件的设计计算74.1 第一级（高速级）齿轮传动设计计算 74.2 第二级（低速级）齿轮传动设计计算 115 .装配零件设计145.1 轴最小直径初步估计 145.2 联轴器初步选择 145.3 轴承初步选择 145.4 键的选择 155.5 润滑方式选择 156 .减速器箱体主要结构尺寸167 .轴的受力分析和强度校核 177.1 高速轴受力分析及强度校核 177.2 中间轴受力分析及强度校核 197.3 低速轴受力分析及强度校核 218 .轴承寿命计算 248.1 高速轴寿命计算 248.2 中间轴寿命计算 258.3 低速轴寿命计算 269 .
3、键连接强度计算 279.1 高速轴上键连接强度计算 279.2 中间轴键强度计算 289.3 低速轴链接键强度计算 2910 .设计总结 29参考文献 3032绪论机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。本课程设计的设计任务是二级圆柱齿轮减速器的设
4、计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计 综 合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料(手册、图册)进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图(Auto CAD)PROE勺机会。计算内容和设计步骤:计算及说 明结果1 .电动机选择
5、电动机是标准部件。因为工作环境用于货物的运送，受轻振冲击，所以选择Y系 列一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。1.1 确定电机功率6=0.95工作机所需功率 Pw (kw)为Pw = Fv =3.4 kw1000 加按机械课程设计手册表1-7确定各部分效率齿轮采用8级精度的一般齿轮传动o=0.97轴承采用球轴承(稀油?闰滑)0=0.99Pw =3.4 kw高速级用弹性联轴器电=0.992低速级用滑块联轴器“4 =0.98总效率 4=412 Th 3 为 “4 = 0.972 X 0.993 X 0.992X 0.98 =0.89电动机所需工作功率 Pd(kw)为Pd =学=3.4/0
6、.89=3.8kw1.2确定电动机转速卷筒*由工作转速n w =65r/min二级圆柱齿轮减速器传动比3< i 1<53< i 2 <5电机转速n=(35) x (35) n w =558.9r/min1552.5r/min取 n=1000r/min所以，由机械课程设计手册表12-1得电动机型号为Y132M1-6额定功率p=4 kw,满载转速n m =960r/min由表12-3得轴伸尺寸直径38mm长度80mm2 .传动比分配2.1 总传动比.nm 960i = =14.77nw652.2 分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮 i1 =(1.31.5)i2
7、,i= i1 i2计算可得i1=4.66 i 2=3.333 .运动和动力参数计算3.1 各轴转速高速轴n1=n m= 960r/min中间轴n2= nJ i 1 =960/4.66=206.0r/min低速轴n3=n 2/ i2= nm/ i1 i2 = 960/14.77=65.07min3.2 各轴功率高速轴p1= pd %=3.8X0.992=3.77kw中间轴p2= p 1 ni“2=3.77X0.97X 0.99=3.62kw彳氐速轴p3= p2 o“2=3.62X 0.97X0.99=3.48kw3.3 各轴转矩4=0.89pd=3.8kwn w =65r/minn=1000r/
8、min电动机型号为Y132M1-6额定功率p=4 kw , 满载转速n m =960r/minp=4 kwn m =960r/mini =14.77i 1 =4.66i 2=3.33n1 =960r/minn2=206.0r/minn 3=65.0 r/min高速轴 T1=95502=37.5N - Mp1=3.77kwp2 =3.62kwp3=3.48kw中间轴 T 2=95503=167.8 N - M %彳氐速轴T3=9550-p3- =536.9 N - M%T1 =37.5 Nm4.传动零件的设计计算T2 =167.8N m4.1 第一级（高速级）齿轮传动设计计算4.1.1 选定齿轮
9、类型、精度等级、材料及齿数（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；T 3 =536.9Nm（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；（3）材料选择选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45（调质），硬 度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS;（4）初选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2 =i乙=4.66X24=111.84,取；Z2=1124.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算d1t =2.23 3KtT1 u 1( Z二)2类型：直齿圆柱齿精级7 :轮 ， 料齿 轮度材小（1）确定公式内各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.3。2)小齿轮
10、传递的转矩T尸9.55X 1062=37500N - mn140Cr（调质） 280HBS 大齿轮45钢（调 质） 240HBS3）由教材表10-7选取齿宽系数 d=1。14）由教材表10-5查得材料的弹性影响系数锻钢 ZE=189.8MPa25）由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mi =600MPa；大齿轮的接触疲劳极限dim2=550MPa。T i =37500N6)由教材公式10-15计算应力循环次数9 .N1 =60nl jLh =60X 960X 1 X300X2X8X8=2.2X 10 hN22i192.2 1094.66=4.7X108 h7）由教材图10
11、-23取接触疲劳寿命系数KHN 1=0.9KHN2=1.058）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,则K HNlim1(rH 1=540MPaSK HN 2"-'lim 2(rH 2 =577.5MPaS(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得1.3 375004.66 1 ,189.8、2d1t =2.23 3： ()2 =41.883mm；14.665402)计算圆周速度二 d 宜 n1v 二60 100041.883 96060 1000=2.105 m/s3)计算齿宽bb =%d1t =1 X41.883=41.883mm4）计算齿宽与
12、齿高比b/h模数：m.二加二迪=1.745mmZ124齿高：h =2.25mti =1.745X 2.25=3.926mmb/h =10.675）计算载荷系数Ko由教材表10-2查得使用系数Ka=1 ；根据y =2.105 m/s, 7级精度，由教材图10-86 h 1=540 MPa6 h 2=577 .5 MPad 1t =41.883 mmv=2.105 m/sb=41.883mmmt1 =1.745m mh=3.926mm查得，动载系数Kv=1.1;直齿轮Kh- = KF- =1由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,Kh': =1.417； ,b 由
13、彳=10.67, KhP =1.417查教材图 10-13得 KFp =1.38; 故载荷系数K =3心小以= 1 X 1.1X 1 X 1.417=1.55876)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有,K1.5587d1 =d1t341.883 3：=44.495mm Kt1.37）计算模数mnmid1Z144.49524=1.854mm4.1.3按齿根弯曲强度设计按教材式（10-7）试算，即m> 32KT1d乙YFaYsa-F（1）确定计算参数1）由教材图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限cFE2=380MPa；2）由教材图10-
14、25取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1=0.85, Kfn2=0.88;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有K=1.5587d1 =44.495m mm1=1.854mm二F 1 =K FN1'- FE1S0.85 5001.4= 303.75MPa二 f2K FN 2 FE 2S0.88 3801.4238.86MPa%1=3034）计算载荷系数.75 MPad =238.86MPaK=1.518YFa2YSa2.16 1.81238.86=0.011973K= KAKVKF.KF-.=1X 1.1 X 1X 1.38=1.5185)查取齿形系数和应力校正系数 由机
15、械设计手册，用插值法查得YFa1=2.65; YFa2=2.16; YSa1=1.58； YSa2=1.816)计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。二 fYFa1YSa12.65 1.58-Fa1-Sa1 =0.01379%1303.57小齿轮的数值大。(2)设计计算3 2 1.518 30560V 1 2420.01379 =1.31mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算m=1.31 mm值，而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取 m1=1.5mm, 已可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆 直径d二44
16、.495mm来计算应有的齿数。于是由d1m144.4951.5=29.6m1=1.5mm取 Zi=30, WJ Z2=i1Z1=4.66X 30=139.8，取 140。4.1.4几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径zi=30Z2=140d尸Z 1m1 =30 x 1.5=45mmd2 =Z 2 m1 = 140X 1.5=210mmd1=45mmd2=210mm(2)计算中心距a1 =( d1+ d 2 )/2= 127.5mm(3)计算齿轮宽度b = 4ddi =1 x 45=45mm圆整后取 B2=45mm, B1=50 mm4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）
17、4.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；精度仍选为7级;为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮材料仍选用硬度为280 HBS 的40Cr（调质），大齿轮为硬度240 HBS的45 （调质）；仍初选小齿轮齿数Zi=24,大齿轮齿数 Z2n2Zi=3.33X 24=79.92,取 804.2.2按齿面接触强度设计试算公式:, KT2i2d1t = 2.323 ,d iZe 2（一）二 Ha1=127.5mmB=50mmR=45mm（1）确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.3;类型：直齿圆柱齿 轮 材料： 小齿轮280 HBS 40Cr（调质） 大
18、齿轮240 HBS45钢（调 质）Z1=24Z2=80小齿轮传递转矩T产9.55X 106R=167820N m出12d=1; ZE=189.8MPa ;应力循环次数:N =60n2jLh =60 206 2 8 8 300 =4.7X 108 hN 4 7 1088N2 =-=1.4X10 hi23.33小齿轮的接触疲劳强度极限（Hiim =600MPa;大齿轮（Hlim=550MPa；接触疲劳寿命系数：Khni=1.05, Khn2=1.12.取失效概率为1%,安全系数S=1,计算得接触疲劳许用应力Nh1 =KHN1"lim1 =1.05 600=630Mpa S1aH2 = K
19、HNgim2 =1.12X 550=616MPa S(2)计算1)小齿轮分度圆宜径, c” .'1.3167820 3.33 +1189.8 2 ”dit =2.32 父3工x () =50.334mm丫13.336162)圆周速度加m25 x 50.334 x 206v =0.54m/s60 x100060 x10003)b=Rd1t= 1 x 50.334=50.334mm模数0=电=酒=2.10 mmZ124齿高h=2.25X mt=2.25X 2.10=4.73mm宽图比b =10.66h4)载荷系数。Kv=1.01;直齿轮 KHa = KF0f = 1.0； Ka=1； KH
20、p = 1.423,Kf = 1.39;则 K =KAKVKHaKHP = 1.56535)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：，仄 一d1一d1t3=55.2mm Ktd.55 26)计算模数m -mm = 2.3mmZ1244.2.3按齿根弯曲强度设计设计公式：、MKT? ,YFaYSa、 m 之32()"dZ1%(1)确定公式内各计算数值"h11 =630Mpa叵 h2 =616MPad 1t =50.334 mmv=0.54 m/sb=50.334mmm =2.10mm h=4.73mmK=1.5653d1 =55.2mmm=2.3mm小齿轮的弯曲疲劳强度极限(
21、FEi=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限(FE2=380MPa;弯曲疲劳无命系数 Kfni=0.88, Kfn2=0.9;载荷系数 K "KvKf/fP = 1.529;YFa1=2.65, YFa2=2.21； YSa1=1.58, YSa2=1.78； S = 1.4; 计算弯曲疲劳许用应力：F ="里生1 = 0.88X500 =314.2MpaS1.4K FN 20- FE20.9 父 380ctf 2 =244.29 MpaS1.4贝:YFa1YSa1 = 2.65 父1.58 =0.01332口 f1314.2YFa2YSa22.21 m 1.78 Fa2 S
22、a2 =0.01610Pf2244.29大齿轮数值较大(2)设计计算'2 父1.529 M 167820m =3 父 0.0161 =2.33 mmV<242取m2=2.5,则小齿轮齿数d155.2什zi - 1 -=22.08 取 Zi=23m 2.5办轮齿数 Z2n2Zi=3.33X 23=76.59取 Z2=774.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径d3 = z1m =23X 2.5=57.5mmd4 = z2m =77 父 2.5 = 192.5mmo d 呜d3 +d457.5 +192.5(2)中心距a2 一一=125 mm22Bfi =314.2MPa仃 f2 =2
23、44.29 Mpam=2.33 mmm2=2.5mmZi=23Z2=77(3)齿轮宽度b = 4ddi = 1 X 57.5=57.5 mm取 B4=60mm, B3=65 mm。5装配零件设计5.1轴最小直径初步估计5.1.1高速轴材料40Cr（调质），硬度为280HBS,由教材表15-3取 Ao=105d12 Ao31JL =105 父31_377 =16.57mm 取 22mm n1. 9605.1.2 中间轴材料40Cr(调质)，硬度280HBS,由教材表15-3取 Ao=11OPo3 62一d2 >Ao3( =1103=27.14mm 取 30mm n2: 2065.1.3 低
24、速轴材料45钢调质，硬度250HBS,由教材表15-3取A0=110d3 A03I =110x3i-3.48 =41.58mm 取 40mm. 61.95.2联轴器初步选择由教材表141查得工作情况系数K=1.5计算转矩 T C1=KT1 =1.5X 37.5=56.25 N MT C3 =KT3 =1.5X 536.9=805.35N - M高速轴选梅花形弹性联轴器，由设计手册表8-8得联轴器型号为LM4JB38 60YB22 52低速轴选滑块联轴器，根据设计手册表8-9得联轴器型号为WH7J140 84J140 84d3=57.5mmd4=192.5mma2=125mmB3=65mmB=6
25、0mmd1=22mmd2=30mmd3=40mmT c1 =56.25N - mTC3 =805.35N - m5.3轴承初步选择第一次放大第二次放大高速轴26mm30mm中间轴33mm35mm低速轴46mm50mmd1=30mmd2 =35mmd3=50mm高速轴 7006C中间轴 7007C低速轴 6010高速轴输入 联轴器连接 键：6X6X 32中间轴大齿轮连接键：12X8X32低速轴大齿轮连接键：16X 10X50 输出联轴器 连接键：12 X8X70 材料都为 Q275A名称符号1尺FK结果（mm）箱座壁厚0.025a+3=8.287> 88箱盖壁厚心0.02a+3=7.23&
26、gt; 88箱盖凸缘厚度b11.5 a12箱座凸缘厚度b1.5 612箱座底凸缘厚度b22.5 620根据以上数据，高速轴用角接触球轴承，查手册表 6-6得轴承代号为7006C; 中间轴用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承代号为7007C;低速轴用深沟球轴承， 查手册表6-1得轴承代号为6010。5.4 键的选择高速轴：输入联轴器连接键：6X6X32中间轴：大齿轮连接键：12X8X32低速轴：大齿轮连接键：16X10X50输出联轴器连接键：12 X 8 X 70材料都为Q275A。5.5 润滑方式选择5.5.1 轴承润滑方式选择高速轴 dn=22800mm r/min,中间轴 6884.5 m
27、m r/min,低速轴 dn=2625 mm r/min。 都小于160000。所以选用脂润滑。润滑剂由手册表7-2查得用通用锂基润滑脂ZL-1。5.5.2 齿轮润滑方式选择齿轮采用浸油润滑。圆柱齿轮浸入油的深度最低约一个齿高， 但不少于10mm,最高不超过三分之一分度圆半径，大齿轮的齿顶 到油池底面的距离30mmio6.减速器箱体主要结构尺寸地脚螺钉直径df0.036a+i220地脚螺钉数目na<250,n=4 ; a>250500,n=6, a>500 时,n=84轴承旁联接螺栓直径di0.75dfi6盖与座联接螺栓直径d2(0.5 0.6)di0连接螺栓d2的间距Li5
28、0200i50轴承端盖螺钉直径d3(0.4 0.5)cf8视孔盖螺钉直径d4(0.3 0.4)df8定位销直径d(0.7 0.8)d28di d2 df至外箱壁距离Ci表 ii-2Cif=26Cii=22Ci2=i6df d2凸缘边远距离C2表 ii-2C2f=24C2i=20C22=i4轴承旁凸台半径RiC2i20凸台高度h根据低速级轴承座外径 确定，以便于扳手操作42外箱壁至轴承座端面距离LiCi+C2+(5 i0)47铸造过渡尺寸x,y表 i-38x=3y=i5大齿轮顶圆与 i>i.26i0内壁距离齿轮端面与内箱壁距离 2 610箱盖箱座肋厚mi,mm产 0.85 a,m=0.86
29、6mi=7m=7轴承端盖外径D2D+ (5-5.5) d3D2i=95D22=102D23=120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，Mdi和Md2 互不干涉为准，一般取s yD2Si=95S2=102S3=1207轴的受力分析和强度校核（高速轴）7.1高速轴受力分析及强度校核2 30.56 10345Ft1 =1358.2NFr1=494.4NFnh=137.3N Fnh2=357.1 NMh =8390.7NmmFnv=377.1 N Fnv2=981.14 NMv =50526.如图小齿轮受力:=1358.2 NFr1 = Ft1 tan 二二1358.2 tan20 =494.4 N受力分析
30、：由轴的结构图得： L二134mmL2=51.5mm水平面：由FNH1 (L1 , L2 ) = Fr1L2FnH2 (L1，L2) = Fr1L1得： Fnh1=137.3NFnh2=357.1N弯矩 M H = Fnh1L1=18390.7 N - mm铅垂面：由Fnvi(LiL2) = Ft1 L2FnV2(Li L2) = Ft1 Li得： Fnvi=377.1N Fnv2=981.14 N弯矩 MV=FNV1L1=50526.7 N - mm总弯矩 M 1 = Jm H2 +Mv2 =53770 N mm扭矩 T 1=30560 N - mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取0=0.
31、6.M12（：T1）2=21MPa之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得仃-1=70 MPa仃ca 仃，故安全。7.2中间轴受力分析及强度校核7 N - mmM 1 =53770Nmm；：.-ca=21MPaca安全（中间轴）如图大齿轮受力:Ft22T2 d22 143.37 103220.5=1300.4NFr2=Ft2 tan =1300.4 tan20 =473.3NFt2 =1300.4NFr2=473.3NFt3 =4096.3NFr3 =1490.9IN小齿轮受力：2T22 143.37 103Ft3 =4096.3Nd370Fr3 =Ft3tan=4096.3 t
32、an20 =1490.9N. I受力分析：由轴的结构图得：L1=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.水平面:FnH1（LiL2 L3） Fr3（Li L2） =F,2L3FnH2（Li L2 L3） ELi =F,2（Li L2）得：Fnhi=-843.3NFnh2=174.3N弯矩 M hi = FnhiLi=-54393 N - mmM H2=Fr3L2+Fnhi（Li+L2）= 102987.6 N - mm铅垂面：Fnvi（Li L2 L3） =Ft3（L2 L3） E2L3Fnv2（Li L2 L3） =Ft2（LiL2） 'Ll得：Fnvi =3042.2
33、NFnv2 =2354.5N弯矩Mv尸 FnviLi = 196222 N - mmM V2 =Ft3 L2Fnvi（Li+L2）= -122434 N - mm总弯矩 M 21 尸，M Hi2 +Mvi2 =203621 N - mmM22 =4Mh22 +Mv22 =159989 N - mm扭矩T 2 =143370 N - mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取0=0.6caM212 e2w=51.6MPaFnh=-843.3 n Fnh=174.3NFnv=3042.2 nFnv=2354.5 nM21 .=203621 N - mmM22 =159989Nmm仃 ca =51.6M
34、P caa安全之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得。-1=70 MPa，a 仃,故安全7.3低速轴受力分析及强度校核如图所小，齿轮受力为:l2T32 515880Ft4=d4262.5=3931NFr4= Ft4 tan 行3931 Xtan20 =1431N由轴的结构图得：Li=62.5mmL2=123mm受力分析水平面：FnH1（Li L2）=FJ2FNH 2 （Li L2） = Fr4 L1得：Fnhi =933.8 NFnh2=497.2 N弯矩M H =FnhiLi=61164 N , mm垂直面：FNV1 （L1 L2 ） = Ft4L2FNV2（Li L2） =
35、 M得：Fnvi =2565 NFnv2 =1366N弯矩M v =Fnvi Li=168008 N - mm总弯矩： M 3 =，Mh2 +Mv2 =178795N - mm扭矩 T 3 =515880 N - mmFt4=3931NFr4 = 143lNFnh=933.8NFnh=497.2 NFnv=2565NFnv=1366NM3 =178795Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取0=0.6caM2（二 T3）2=2i.5MPa二 ca此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得W-JnGO MPa7a <仃4,故安全校核安全低速轴8轴承寿命计算8.1高速轴寿命计算高速轴轴
36、承为7006C。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：C=15.2kN轴承受到的径向载荷：F尸F nvi=377.1NFr2 =F nv2 =981.1NFr1=377.1 NFr2=981.1 N派生轴向力为：取e=0.4Fdi=eFri=150.8 NFd2=eFr2=392.4 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0o因为Fae+Fd2>Fd1,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松所以轴向力：Fa1 = Fae+Fd2=392.4 NFa2=Fd2=392.4 N7006c轴承判断系数e=04巳=1.04>6-Fa2 =0.4FriFr2由教材表13-5得动
37、载荷系数:Xi=0.44, Yi=1.40X2=1, Y2=0由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷Pi=fp(X 1Fr1+Y 1Fa1)=786.8NP2=fp(X 2Fr2+Y 2Fa2)= 1079.2 N 因为P1<P2,所以以轴承2作为寿命计算轴承。 球轴承£ =3106 C 3Lh ()3=48507 h60n1 F2Lh一一LY =10.1 年 >8 年2 8 300P1=786.8NR=1079.2 N高速轴轴承 为 7006CLy=10.1 年合格所以寿命满足使用要求。F r1 =3042.2NFr2 =2354.58.2 中间轴寿命计算中间轴轴承为
38、7007C。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：C=19.5 kN轴承受到的径向载荷：F r1=F NV1=3042.2NF r2 =F NV2 =2354.5N派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=1216.9 NFd2=eFr2=941.8 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0o因为Fae+Fd2<Fd1,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧 所以轴向力：Fai= Fdi=1216.9NFa2=Fdi-Fae=1216.9 N7007c轴承判断系数e=04Fa1 =0.4Fr1Fa2Fr2>e由教材表13-5得动载荷系数:X1=1, Y1=0X2=0.
39、44, Y2=1.40由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X 1Fr1+Y 1Fa1)=3346.4 NPi=3346.4 NR=3013.6 NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=3013.6 N因为Pi>P2,所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承£ =3=16765 h10 60n所以寿命不满足使用要求。换 6007深沟球轴承LY =3.5 年不合格换6007深沟球轴承LhLy =3.5 年 <8 年2 8 3008.3 低速轴寿命计算低速轴轴承为6010。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=22kN轴承受到的径向载荷：Fr尸F NV1=2
40、565NFr2=F NV2 =1366NFr1=2565NFr2=1366N派生轴向力为：取e=0.37Fdi=eFri=949NFd2=eFr2=505.4N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0o因为Fae+Fd2<Fd1,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧 所以轴向力：Fai= Fdi=949NFa2=Fd1-Fae=949N6010轴承判断系数e=0.37。Fa1 n o-7Fa2、_=0.37>eFr1Fr2由教材表13-5得动载荷系数：X1=1, Y1=0X2=0.56, Y2=1.2由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X 1Fr1+Y 1Fa1)=2821.5NR=2821.5NF2=2094.1NP2=fp(X 2Fr2+Y 2Fa2)=2094.1 N因为P1>P2,所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承£ =3Lh =0-()3=150493 h 60n2 P9.1高速轴上键连接强度计算