二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书

1、课程机械设计说明书题 目：二级展开式圆柱齿轮减速器学院：机械工程学院班级：过程1102姓名：马嘉宇学 号： 0402110211指导教师：陆凤翔课程设计任务书设计要求设计步骤34561 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和分配传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数71128295 .齿轮的设计6 .滚动轴承和传动轴的设计7 .键联接设计8 .联轴器的计算带式运输机传动装置的设计设计任务书条件1 .工作条件：8h/天,两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉 尘,环境最高温度35 C；2 .使用折旧期：8年；3 .动力来源：电力,三相电流,电压 380

2、/220V;4 .运输带速度允许误差：± 5%5 .制造条件及生产批量：一般机械厂制造,小批量生产.设计数据1号数据运输带工作拉力F=1500N运输带工作速度v=1.1m/s卷筒直径D=220mm一、传动装置传动方案拟定和传动方案确实定1.二级展开式圆柱齿轮减速器：优点：齿轮传动的传动效率高, 适用的功率和速度范围广,使 用寿命较长,是现代机器中应 用最为广泛的机构之一.缺点:减速器横向尺寸较小,两 大齿轮浸油深度可以大致相 同.结构较复杂,轴向尺寸大, 中间轴较长、刚度差,中间轴 承润滑较困难.2.锥圆柱齿轮减速器:优点：齿轮传动的传动效率高, 适用的功率和速度范围广,使 用寿命较

3、长.缺点：结构较复杂,横向尺寸 小,轴向尺寸大,间轴较长, 刚度差,中间轴润滑比拟困 难.3.单级蜗杆减速器T优点：在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下,可得到较大的传动比可 大于7;在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声；能传递大的载荷, 使用寿命长；在一定条件下,蜗杆传动可以自锁,有完全保护作用；结构简单且 紧凑,拆装方便,调整容易.缺点：由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作,故本钱较高；另外,传 动效率较低并且摩擦发热大.绝大多数是蜗杆为主动,蜗轮为从动.4.带-单级圆柱齿轮减速器:优点：结构简单,带传动易加工、成 本低,可吸振缓冲,应用较广 泛.缺点：外廓尺寸大,带的寿命短,需 经常更

4、换.最终确定的方案为：方案1.二级展开式圆柱齿轮减速器111电动机的选择1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y系列三相异步电动机,电压 380/220V2选择电动机的容量工作机的有效功率为P Fvw从电动机到工作机传送带间的总效率为4221234由?机械设计课程设计手册?表 1-7可知：1 :滚动轴承效率0.98 滚子轴承2：齿轮传动效率0.978级精度一般齿轮传动3 :联轴器传动效率0.995 弹性联轴器4 :卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为PPdw3确定电动机转速按表13-2推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器传动比i1 925而工作机卷筒轴的转速为nw所以电动机转

5、速的可选范围为ndi nw (9 - 25) 95.54r min(859.86 2388.5) r min符合这一范围的同步转速有1000/min、1500/min两种.综合考虑电动机和F 1500Nv 1.1msD 220mmPw 1.65kw0.825Pd 2.0kwnw95.54 门传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为1500/min的电动机.根据电动机类型、容量和转速,由?机械设计课程设计手册?表 12-1选定电动 机型号为Y100L1-4.其主要性能如下表：选定电动机型号 Y100L1-4i15 .0i4.6i3.3n1430 r/ minn3

6、10.87"minn94.20rminnw 94.20 r mi电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)启动转矩最大转矩 额定转矩额定转矩Y100L1-42.214302.22.33.计算传动装置的总传动比i并分配传动比.总传动比i为1 *=15nw2 2).分配传动比i i i考虑润滑条件等因素,初定i 4.6i 3.34.计算传动装置的运动和动力参数1) .各轴的转速错误！未找到引用源.轴nnm 1430 r/min错误！未找到弓1用源.轴n ：310.87r/min错误!未找到弓1用源.轴n 表94.20"min卷筒轴nw n 94.20r/min2) .各轴

7、的输入功率错误！未找到引用源.轴PPd 1 3 1.95kw错误！未找到引用源.轴P 1 2 1.854kw错误！未找到引用源.轴P 1 2 1.762kw卷筒轴1.649kw3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td 9.55 10Pd1 .34104 N mm错误！未找到引用源错误！未找到引用源错误！未找到引用源Td1 .3110 4 N mm卷筒轴T卷T将上述计算结果汇总与下表,以备查用.2iT 1 2i5.73 104N mm1.797 105N mm1.682 105N mmpppp卷1.95kw1.854 kw1.762kw1.649kw轴名功率P/kw转矩 T/(N - m

8、m)转速 n/(r/min)传动比i效率错误！未找 到引 用源.轴1.95-41.31 10414304. 60.95错误！未找 到引 用源.1.854-45.73 10310.873.30.96轴选用直齿圆 柱齿轮传动8级精度小齿轮材料45钢调质大齿轮材料45钢调质乙 25Z282错误！ 未找 到引 用源.轴1.7621.797 10594.2010.98卷筒轴1.649_ 51.682 1094.205.齿轮的设计一.第一级齿轮计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数,1按简图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动.2运输机为一般工作机器,速度不高,应选用 8级精度.材料选择.由?机械设计?

9、表6.1选择小齿轮材料为45钢调质,硬度为280HBs大齿轮为45钢调质,硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS选小齿轮齿数4 25 ,那么大齿轮齿数Z2 i Zi 822初步设计涡轮主要尺寸1设计准那么：先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核.2按齿面接触疲劳强度设计,即Z0&/卜丁1 U I Ze、2d1t 2.3231 J d U H 1确定公式内的各计算数值I .试选载荷系数Kt 1.3.n.计算小齿轮传递的转矩T1 9.55 10 P 5.696 104N mm“m .由?机械设计?表6.5选取齿宽系数 d 1.d1t1IV .由?机械设计?表6.3查得材料

10、的弹性影响系数ZE 189.8MPa>.V .由?机械设计?图6.8b按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H limi 635MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 585MPa.vi.计算应力循环次数N160n2jLh7.16 108N2 N1 2.17 108 iVD.由?机械设计?图6.6取接触疲劳寿命系数KHN1 0.93； Khn20.980vm.计算接触疲劳许用应力取平安系数S=1590.55MPa573.3MPadt ,代入h中较小的值hiH 22>.计算I .试算KHNi lim1SK HN 2 lim 2S0.930.98小齿轮分度635MPa585

11、MPa圆直径c cc KT1 u 1 / ZE 22.323()50.95mm d u H n.计算圆周速度vd1tn20.83 m/s60 1000田.计算载荷系数根据v 0.82m/s, 8级精度,由?机械设计?图6.10查得动载系数Kv 1.05 ；由?机械设计?表6.2查得使用系数Ka 1 ；由?机械设计?图6.13用插值法查得小齿轮非对称分布时,K 1.17；故载荷系数d1t 50.95mmv 0.83m'sKV 1.05Ka 1K 1.17K 1.23d150.02rm 2.5mmd1 62.5nd2 205mra 133.75rB2 65mmB1 70mmh=5.625m

12、mK KaKvK1.23IV.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,'K d1 d1t350.02mm；Kt计算齿轮传动的几何尺寸1>.计算模数m , 2.0008mm 按标准取模数m=2.5 mmZl2>.计算分度圆直径d1 zim 62.5mmd2 z2m 205mm3>.计算中央距a d-d2 133.75mm 24>.计算齿轮宽度bdd1 62.5mm取 B2 65mm, B1 70mm.5>.计算齿高h=2.25m=5.625mm(3).按齿根弯曲强度设计2KT1由式 6.12 , F23YFaYSaFdZ1 m1>.确定公式内的各计算数

13、值I .由?机械设计?图6.9b查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Fiim1 225MPa ；大齿轮的弯曲强度极限Fiim2 220MPa ；H.由?机械设计?图6.7取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.95, Kfn2 0.93;田.计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳平安系数S=1.4,应力修正系数Yst=2.0fiKfniYst Flm1305.4MPaK FN 2 Yst F lim 2F2s292.3MPaIV.查取齿形系数和应力校正系数;由?机械设计?表6.4查得YFa12.62 ； YFa22.21YSa11.59； Ysa2 1.773V.计算大、小齿轮的YaYa f并加以比拟;丫引丫网_

14、0.014 fi丫里丫注 0.013 F 2小齿轮的数值较大.2>.校核计算F12 1.23 5.696104 2.62 1.591 252 2.53MPa 59.77MPa F1二.第二级齿轮的计算(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)按简图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动.(2)运输机为一般工作机器,速度不高,应选用 8级精度.(3)材料选择.由?机械设计?表6.1选择小齿轮材料为45钢(调质),硬度为280HBS 大齿轮为45钢(调质),硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS 选小齿轮齿数Z1=24,那么大齿轮齿数Z2=892)初步设计齿轮主要尺寸 (1)设计准那么

15、：先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核.(2)按齿面接触疲劳强度设计,即d1t 2.32)2KTi u 1, Z( d u 2确定公式内的各计算数值I.试选载荷系数Kt 1.3n.计算小齿轮传递的转矩9.55 106P 115.696 104N mmm .由?机械设计?表6.5选取齿宽系数d 1.1IV.由?机械设计?表6.3查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa"V .由?机械设计?图6.8b按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim1 635MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hiim2 585MPavi.计算应力循环次数N1 60n2jLh7.16 108

16、Ft1750 N636.9N0N2 N1 2.17 108 iVD.由?机械设计?图6.6取接触疲劳寿命系数KHN10-93； Khn20.98oFavm.计算接触疲劳许用应力取平安系数S=1h 1 KhN1 1m10.93 635MPa 590.55MPaSKh2HN2lim2 0.98 585MPa 573.3MPaS2>.计算I .试算小齿轮分度圆直径d1t ,代入h 中较小的值2.323 KT1 u 1( ZE )2 50.95mm d U h30mmn.计算圆周速度vv 60喘0 S'3ms田.计算载荷系数根据v 0.82m/s, 8级精度,由?机械设计?图6.10查得

17、动载系数Kv 1.05 ；由?机械设计?表6.2查得使用系数Ka 1 ；由?机械设计?图6.13用插值法查得小齿轮非对称分布时,K 1.17；故载荷系数K KaKvK1.23IV.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 d1t3 50.02mm,Kt计算齿轮传动的几何尺寸1>.计算模数m包2.0008mm 按标准取模数m=2.5 mm2>.计算分度圆直径d1 z1m 62.5mmd2 z2m 205mm3>.计算中央距d1 d2a 133.75mm24>.计算齿轮宽度bdd1 62.5mm取 B2 65mm, B1 70mm.5>.计算齿高h=2.25m=5.

18、625mmI n 58mmdn 皿 36mm dm iv d w -d vi 皿=45m mdv vi 52mrlv VI 8mrl32错误！未指定(3).按齿根弯曲强度设计2KT1由式 6.12 , F 23YFaYSaFdZ1 m1>,确定公式内的各计算数值I .由?机械设计?图6.9b查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F liml225MPa ；大齿轮的弯曲强度极限Flim2220Mpa ；H .由?机械设计?图6.7取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.95, KFN2 0.93;田.计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳平安系数S=1.4,应力修正系数Yst=2.0F1KfniYst 1rlim

19、 1 305.4MPaS292.3MPaK FN 2 YST F lim 2F2SIV.查取齿形系数和应力校正系数;由?机械设计?表6.4查得YFa12.62 ； YFa22.21YSa11.59； Ysa2 1.773、yyYFaYsaV.计算大、小齿轮的-F 并加以比拟;YFa1YSa10.014fiYFa2YSa20.013F 2小齿轮的数值较大.2>.校核计算2 1.23 5.696104 2.62 1.591 252 2.53MPa 59.77MPa fi(5) .结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮,因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜.其

20、他有关尺寸按?机械设计?图 6.26荐用的结构尺寸设计,并绘制大 齿轮零件图如下.其次考虑小齿轮,由于小齿轮齿顶圆直径较小,假设采用齿轮结构,不宜与轴进行 安装,故采用齿轮轴结构,其零件图见滚动轴承和传动 .6.滚动轴承和传动轴的设计一.轴的设计I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知 P 1.762kw, n9420r/min, T 1.797 105N mmn.求作用在齿轮上的力因低速大齿轮的分度圆直径d2 mz2 2.5 82 205mm2T而Ft1750Nd2_ tan FrFt 636.9NcosFa 0m.初步确定轴的最小直径材料为45钢,正火处理.根据?机械设计?表 11.

21、3 ,得八P'dmin Cr- 28.16mm,由于键槽的影响,故 dmin 1.06dmin 29.85mm n输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d .为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca KaT ,查?机械设计?表10.1 ,取Ka 1.5,那么：Tca KaT269550N mm根据计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用LX2型弹性柱销联轴器,其公称转矩为560000 N mm.半联轴器的孔径d 30mm ,故取d 30mm ,半联轴器长度L 82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 60mm1/、IIL

22、IIfl01IVV 力| 即IV.轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为保证半联轴器轴向定位的可靠性,h n应略小于L ,故取li n=582) II 处轴肩高 h=(0.07 0.1 ) d,故取 h=3mmW dn 皿 36mm2 ).初步选择滚动轴承.因轴承受径向力,应选用圆锥滚子轴承.根据工作要求并根据d36mm ,查手册选取型号为30208的轴承,其尺寸为d D B 40mm 80mm 18mm ,故 dw w d皿 40mm3 )为方便安装, dw皿应略大于df ,取dw皿=45mm4)为使套筒端面可靠的压紧齿轮,1Vl皿应略小于齿轮轮毂的宽 度b

23、2,故取1vl皿605)齿轮的定位轴肩高度 h=(0.070.1 ) d,取h=3.5,取d,巩52mm5)参见表11.6,轴环的宽度b> 1.4h=4.9,故取L胃8mm6)取 |32l vn 一即 a j7)参考资料,a=10,s=10,那么h 1V B s a | 30mm(2) .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接.按dw v由机械设计手册查得平键截面b h 14mm 9mm ,键槽用键槽铳刀加工,长为45mm ,同时为了保证齿轮与轴 H 7配合有良好的对中性,应选择齿轮轮毂与轴的配额为二；同样,半联轴器与轴的连n6 H7接,选用平键为8mm 7mm 4

24、5mm ,半联轴命与轴的配合为 .慑动轴承与轴的周 k6向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6o(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计手册,取右轴端圆角1.6 45 ,左轴端为1.0 45V .求轴上的载何首先根据轴的结构图做出轴的计算简图.在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值.对于7008AC型角接触球轴承,由手册中查得a 15mm 0因此.作为简 支梁的轴的支撑跨距L2 L3 46mm 46mm 92mm 0根据轴的计算简图做出轴的弯 矩图和扭矩图.从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面.现将计算处的截面C处的M h、Mv及M的值列十卜表.

25、载荷水平向H垂直面Vm,支反力FFnhi 480.66N,Fnh2 1311.97 NFNv1 174.95N,FNV2 477.52N弯矩MM h 57246.6N mmMv1 20836.5N mm, MV2 21536.2N m总弯矩M 1 60920.7N mm , M 2 61163.56N mm扭矩TT 179700 N mmVI.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度根据上表数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 0.6,轴的计算应力2_ 2ca16.28MPa,Mi ( T)W前已选定轴的材料为45钢,正

26、火处理,由?机械设计?表15-1查得i 55MPa因此ca i,故平安.VU .精确校核轴的疲劳强度(1) .判断危险截面截面A, R,田,B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均 将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面 A, n, m,B均无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面IV和V处过盈配合引起的应力集中 最严重；从受载的情况来看,截面 C上的应力最大.截面V的应力集中的影响和截面 IV的相近,但截面V不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面 C上 最然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在

27、两端),而且 这里轴的直径最大,故截面 C也不必校核.截面VI显然更不必校核.由?机械设计? 第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴 只需校核截面IV左右两侧即可.(2) .截面即左侧抗弯截面系数W 0.1d3 0.1 4539112.5mm3抗扭截面系数Wr0.2d3 0.1 453 18225 mm3截面即左侧的弯矩M为119.1 27.5M M1 46854.2N mm119.1截面IV上的扭矩T为T 179700 N mm截面上的弯曲应力Mb 5.14MPaW截面上的扭转切应力T 工 9.86MPaWt轴的材料为 45钢,正火处理,由?机械设计?表11.2,得b 5

28、90MPa ,1 255MPa ,1 140MPa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按?机械设计?附表3-2查取r1 60D45.因L 30 0.04,- 空 1.125,经差值后可查得d4045d402.20,1.43又由?机械设计?附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q 0.80 , q 0.83故有效应力集中系数为k 1 q (1) 1.816k 1 q (1) 1.3569由?机械设计?附图3-2的尺寸系数0.74 ；由附图3-3的扭转尺寸系数0.85轴按磨削加工,由附图2.12得外表质量系数为0.93轴未经外表强化处理,即 q 1,那么综合系数为k 1K - -'1

29、2.53kK k 11 1.67查手册得碳钢的特性系数0.10.2,取 0.1 ,0.05 0.1,取 0.05于是,计算平安系数Sca值,那么S 119.61K amS 116.51K amS SSyS_S- 12.63 S 1.5ca,'S2 S2故可知其平安.(3) .截面即右侧333抗弯截面系数W 0.1d0.1 406400 mm抗扭截面系数Wt 0.2d3 0.2 403 12800mm3截面IV右侧的弯矩M为-119.1 27.5zMMi 46854.2N mm119.1截面IV上的扭矩T为T 179700N.mm截面上的弯曲应力b M 7.32MPa W截面上的扭转切应

30、力T 14.04MPa Wt.k kk过盈配合处的 一,由附表1.4用插值法求出,并取 一 0.8一,于是得kk3.027, 2.422轴按磨削加工,由附图3-4得外表质量系数为0.93故得综合系数为 k 1 K 1 3.10k 1 K 1 2.50所以轴在截面vn右侧的平安系数为S 1 11.24KamS 1 7.82K 、am6.42 S 1.5d minA0 3、；S2s2故该轴在截面W右侧的强度也是足够的.Vffl.绘制轴的工作图,如下:二.齿轮轴的设计I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知 P 2.25kw, n444r/min , T 4.84 104N mmn.求作用在齿

31、轮上的力因低速大齿轮的分度圆直径d1 mzj2 25 50mm2T而Ft1936Nd1_ tan _ 一FrFt 704.6NcosFa 0m.初步确定轴的最小直径材料为45钢,正火处理.根据?机械设计?表 15-3 ,取A0 115 ,于是P19.75mm ,由于键槽的影响,故 dmin 1.03dmin 20.3mm n输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 由n ,取ds 22mm ,根据带轮结构和尺寸,取 35mm.IV.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足带轮的轴向定位要求,I - R段右端需制出一轴肩,故取R-田段的直径dn 皿 26mm

32、 ;2) .初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,应选用角接触球 轴承.根据工作要求并根据dn m 26mm,查手册选取单列角接触球轴承 7006AC；其 尺寸为 d D B 35mm 62mm 14mm,故 d4 1Vdy11ra 30mm；而1Vl 皿 28mm.3) . 由小齿轮尺寸可知,齿轮处的轴端IV -V的直径dv vi 54mm, 1V胃55mm. 轴肩高度h 0.07d ,故取h 3mm,那么轴环处的直径d v d皿36mm.轴环宽 度 b 1.4h ,取 11V v 1Vl 皿 6mm.4) .轴承端盖的总宽度为35mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根

33、据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的 距离l 15mm,故皿 50mm.5) .取齿轮距箱体内壁的距离a 8.5mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动承 位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s 10.5mm ,滚动轴承宽度T 13mm , 那么l 皿 1V T s a % v (13 10.5 8.5 6)mm 26mm至此,已初步确定r轴的各段和长度.(2) .轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均米用平键连接.按 di n由?机械设计?表6-1查得平键截面 b h 6mm 6mm ,键槽用键槽铳刀加工,长为27mm.滚动轴承与轴的周向定位是 由

34、过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m60(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考?机械设计?表15-2,取轴端圆角2 45 0V .求轴上的载何首先根据轴的结构图做出轴的计算简图.在确定轴承的支点位置时,应从手册中 查取a值.对于7008AC®角接触球轴承,由手册中查得 a 13mm0因此.作为简支梁 的轴的支撑跨距L2 L3 46.5mm 46.5mm 93mm.根据轴的计算简图做出轴的弯矩 图和扭矩图.从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面.现将计算处的截面C处的M h、Mv及M的值列十卜表.载荷水平向H垂直面V支反力FFnhi 484N,Fnh2 484

35、NFnvi 176N,Fnv2 176N弯矩MM h 21540N mmMv1 7840N mm,MV2 7840N mm,VI.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面C 根据上表数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 0.6, 算应力的强度.轴的计ca34.7MPa前已选定轴的材料为45钢,正火处理,由?机械设计?表15-1查得/55MPa因此ca l,故平安.三.滚动轴承的校核轴承的预计寿命Lh 10 8 2 365 58400hI计算输入轴承.n444r/min ,两轴承的径向反力FriFr2 484N由选定的角接触球轴承7006AC轴承内部的轴向力Fs 0.63FrFs1 FS2 0.63FR 304.9N(2).由于 Fsi Fa Fs2,所以 Fa0故 FA1FS1 304.9N , FA2FS2 304.9NA 1SIA2S 2.Fai/Fri 0.63, Fa2/Fr2 0.63,查手册可得 e 0.68由于 Fai/Fri e,故 Xi 1,Yi0;F A2 F R2 e,