二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书

1、机械设计课程设计（论文）题目：二级圆柱齿轮减速器设计学生姓名芭专 业 机械设计制造及其自动化学 号2229班 级2012级1班指导教师李华英成 绩工程技术学院2014年11月36 / 29机械设计课程设计任务书学生姓名刘芯专业年级机械设计制造及其自动化2012级设计题目:带式运输机传动装置的设计设计条件:1、运输带工作拉力 F = 2500N ;2、运输带工作速度 v = 1.1m/s;3、卷筒直径D = 400mm ;4、工作条件：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 35oC;5、使用折旧期：8年;6、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;7、

2、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;8、9、运输带速度允许误差：5% ;制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量:1、减速器装配图1张（A1）;2、零件工作图3张;3、设计说明书1份。指导教师签名:前 言 31 .电动机选择 41.1 确定电机功率 41.2 确定电动机转速 52 .传动比分配 52.1 总传动比 52.2 分配传动装置各级传动比 53 .运动和动力参数计算 53.1 各轴转速 53.2 各轴功率 53.3 各轴转矩 64 .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 .装配草

3、图 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 155.4 键的选择 155.5 润滑方式选择 156 .减速器箱体主要结构尺寸157 .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 187.3 低速轴受力分析及强度校核 208 .轴承寿命计算 228.1 高速轴寿命计算 228.2 中间轴寿命计算 238.3 低速轴寿命计算 249键连接强度计算 269.1 高速轴上键连接强度计算 269.2 中间轴键强度计算 279.3 低速轴链接键强度计算 27参考文献 28、夕 4-前言机械设计综合课程设计

4、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展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。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

5、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的机会。计算内容和设计步骤:计算及说 明1 .电动机选择按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。1.1 确定电机功率加=1工作机所需功率Pw (kw)为Pw= Fv=生"工! =2.75 kw1000 nw1000 X1按机械课程设计手册表

6、1-7确定各部分效率Pw =2.75 kw齿轮采用8级精度的一般齿轮传动4=0.97轴承采用球轴承隔油才闰滑）“2 =0.99高速级用弹性联轴器% =0.992低速级用滑块联轴器%=0.98总效率 4=勺 2 T12 3 小 “4 = 0.972 X 0.993 X 0.992X 0.98 =0.8971=0.89电动机所需工作功率Pd (kw)为Pdw=2.75-0.89=3.1kwpd =3.1 kw1.2确定电动机转速 卷筒轴工作转速nw_ 60 X1000V冗D=52.5r/minn w =52.5r/min二级圆柱齿轮减速器传动比3< ii<53< i 2 <

7、5电机转速n=(35)x (35) nw =472.5r/min1312.5r/min取 n=1000r/minn=1000r/min所以，由机械课程设计手册表12-1得电动机型号为Y132M1-6p=4 kw额定功率p=4 kw ,满载转速n m =960r/minn 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 =18.3i =18.3nw 52.52.2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 , i= i1 i2计算可得 i1=4.88 i 2 =3.75i 1 =4.883.运动

8、和动力参数计算i 2 =3.753.1各轴转速高速轴n1=n m = 960r/minn 1 =960r/min中间轴n2= n 1/ i 1 =960/4.88=196.7r/minn2= 196.7r/min低速轴n3=n 2/ i2= nm/ i1 i2 =960/18.3=52.5r/minn3= 52.5r/min3.2各轴功率高速轴Pi= Pd 小=3.1 X 0.992=3.075kw中间轴P2 = p 1 4 ”2 =3.075X 0.97X 0.99=2.953kwp1 =3.075kwp2 =2.953kw彳氐速轴P3= p 2 . “2 =2.953X 0.97X 0.9

9、9=2.836kw3.3各轴转矩高速轴Ti =9550艮=30.56 N - Mnip3=2.836kwT1 =30.56 Nm中间轴T2 =9550匹=143.37 N - M&T2 =143.37Nm低速轴T3 =955021=515.88 N - M %T3 =515.88 Nm4.传动零件的设计计算4.1 第一级（高速级）齿轮传动设计计算4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；（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24

10、0HBS,二者材料硬度差为40HBS;（4）初选小齿轮齿数Zi=24,大齿轮齿数Z2 i1 乙=4.88X24=117.12,取；Z2=1184.1.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算d1t 2.23 3KtT u 1 ( Z)2类型： 直齿圆柱齿轮, 7级精度 材料： 小齿轮40Cr（调质）280HBS 大齿轮45钢（调质） 240HBS（1）确定公式内各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.3。2)小齿轮传递的转矩Ti= 9.55X 106 P1 =30560N Mn13）由教材表10-7选取齿宽系数 d=1。4）由教材表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa5）

11、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chmi=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限 drm2=550MPa。6）由教材公式10-13计算应力循环次数（设每年工作356天）N1 60nl jLh60 X 960 X 1 X 356 X 2 X 8 X 8=2.691 X 109一N12.691 109 68N2 =5.514X 108i14.887）由教材图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 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（th1=Khn1 lim1 =540MPabH 1=540MPSariK HN 2 lim 25-

12、7 ung(Th 2 =577.5MPaSbH 2=577.5M（2）计算Pa1)试算小齿轮分度圆宜径d%由计算公式得, ccc 3,1.3 305604.88 1189.8 d1t 2.23 3 () =41.883mm114.88540d 1t =41.883mm2）计算圆周速度d1tn1960 41.883 八，v=2.105m/sv 匚=2.105 m/s60 100060 10003)计算齿宽bbddt=1 X41.883=41.883mm4)计算齿宽与齿高比b/h模数：mt1加售=1.745mmb=41.883mmmt1 =1.745 mm乙24齿高：h 2.25mt1 1.745

13、X 2.25=3.926mmh=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 2.105m/s, 7级精度，由教材图10-8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，KH1.417;由 b 10.67, KH1.417查教材图 10-13得 KfhH1.38;故载荷系数K=1.5587K KAKVKH KH 1 X1.1 X1 X1.417=1.55876）按头际载他系数校正所算得的分度圆直径，有,1K -11.5587 “d 1 =44.495mmd1d1t 3 41.

14、883 3 =44.495mm1丫 1.37）计算模数mnd144.495 彳.m1= 1.854mmm1 =1.854mm乙244.1.3按齿根弯曲强度设计按教材式（10-17）试算，即、2KTi ,%丫$2、m> 3f() dZ1 f（1）确定计算参数1）由教材图10-20 c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 （fE2=380MPa；2）由教材图10-18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 FN1 FE1 0.85 500f尸303.75MPaF 1 =303

15、.75S1.4MPaK FN 2 FE 2S0.88 3801.4238.86MPa4）计算载荷系数K= KAKVKF KF =1X1.1X1X1.38=1.518F2 =238.86MPaK=1.5185)查取齿形系数和应力校正系数由教材表10-5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YFaYSi并加以比较。fYFa1YSa1fi2.65 1.58 =0.01379 303.57YFa2YSa2F 22.16 1.81 0 =0.011973238.86小齿轮的数值大。(2)设计计算m1=1.31 mmm13 2

16、1.518 30560:1 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d1=44.495mm来计算应有的齿数。于是由d1m144.4951.5=29.6zi=30z2=147取 Zi=30,贝U Z2=i1Z1=4.88X 30=146.4，取 147。4.1.4几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径d1=45mmd2=220.5mmd1 =Z1 m1 =30 x 1

17、.5=45mmd2 =Z 2ml = 147X 1.5=220.5mm计算中心距ai=（ di+ d 2）/2= 132.75mm（3）计算齿轮宽度b dd11X45=45mm圆整后取 B2=45mm, Bi=50 mm4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）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；a1 = 135mm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 Z2=i2Zi=3.75

18、X 24=90B1=50mmB2=45mm类型： 直齿圆柱齿轮 材料： 小齿轮280 HBS 40Cr（调质） 大齿轮240 HBS45钢（调质）4.2.2 按齿面接触强度设计d1t2.323KT 2 i21 Ze 2?()H试算公式:（1）确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.3;小齿轮传递转矩T2=1 43.37 N M,12中d=1； ZE=189.8MPa ;应力循环次数：N160n2jLh 60 196.7 2 8 8 356=5.514X 108N2Nii25.514 1083.75=1.47X 108;小齿轮的接触疲劳强度极限cHlim=600MPa;大齿轮（Hlim=550

19、MPa；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】 KHN1 liml 1.05 600 ,H 1 =630MpaS1H 2 Khn2 lim2 =1.12X 550=616MPa S（2）计算1）小齿轮分度圆直径d1t 2.323 1.3 1433703.75 13.75189.8616)2 =64.205mm2）圆周速度dE264.20560100060 1000196.7 , =0.661m/s3）齿宽b dd1t 1X 64.205=64.205mmdt64.205根数mt=2.67 mm424齿高h=2.25

20、X mt=2.25X 2.67=6.019 mmrb范局比10.666h4）载荷系数。Kv=1.01 ； 直齿轮 Kh KF 1.0; Ka=1 ; Kh 1.423,KF 1.39;则 K KaKvKh Kh 1.56535)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 d1t3 =68.305mm ,Kt6)计算模数m 68305 mm = 2.846mmz1244.2.3按齿根弯曲强度设计H l =630MpaH 2=616MPad 1t = 64.205mmv=0.661 m/sb=64.205mmmt =2.67mmh=6.019mmK=1.5653d 1 =68.305mmm=2.8

21、46mm设计公式：J2KT2 jFaYsa、m 3,12() dZl F(1)确定公式内各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限(FEi=500MPa;大齿轮的疲劳强度极限cFE2=380MPa;弯曲疲劳无命系数 Kfni=0.88, Kfn2=0.9;载荷系数 K KaKvKf KF1.529;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：KFN1 FE1 0.88 500 F尸=314.2MPaS1.4r KFN2 FE2 0.9 380F2 = =244.29 MpaS1.4则：YFa1YSa12.65 1.58

22、=0.01332F1314.2YFaJsa22.21 1.78 =0.01610F2244.29大齿轮数值较大(2)设计计算2 1.529 147500”m 320.0161 =2.33 mmV1 242取m2=2.5,则小齿轮齿数d168.305,z1=27.3 取 Z1=28m2.5办轮齿数 Z2n2Z1=3.75X 28=1054.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径d3 z1m 28X 2.5=70mmF1 =314.2MPaF 2 =244.29 Mpam=2.33mmZ1=28Z2=105d3=70mm中心距d4z2m 105 2.5 262.5mmd4=262.5mma2d3 d4

23、70262.5 =166.25 mm2(3)齿轮宽度b ddi 1X70 =70 mm取 B4=70mm, B3=75 mm。5装配草图a2=166.25mmB3=75 mmB4=70mm5.1 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 A0=105d1 431旦 105 3j.1 =15.52 mm 取 22mm n19605.1.2中间轴材料40Cr（调质），硬度280HBS,由教材表15-3取 A0=110d2A0P22.963,110 31=27.14mm 取 30mm,196.75.1.3低速轴材料45钢调质，硬度250HBS,

24、由教材表15-3取A0=110(Pq2836一110 3 1=41.58mm 取 40mm n3. 52.55.2联轴器初步选择由教材表14 1查得工作情况系数K=1.5计算转矩Tc1=KT 1 =1.5 X 30.56=45.84 N - MTC3=KT3=1.5X 515.88=773.82N - M C 33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d 1 =22mmd 2 =30mmd3 =40mmT c1 =45.84N - MT C3 =773.82N - MWH7Ji40 84

25、Ji40 845.3轴承初步选择第一次放大第二次放大高速轴7006c中间轴7007C低速轴6010高速轴26mm30mm中间轴33mm35mm低速轴46mm50mm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：16X 10X50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

26、轴 dn=22800mm r/min,中间轴 6884.5 mm 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名称符号尺FK结果（mm）箱座壁厚0.025a+3=8.287> 88箱盖壁厚30.02a+3=7.23> 88箱盖凸缘厚度b11.5 &12箱座凸缘厚度bi.5 6i2箱座

27、底凸缘厚度b22.5 620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(0.50.6)dfi0连接螺栓d2的间距Li50200i50轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df8视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8)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

28、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+(5i0)47铸造过渡尺寸x,y表 1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离 i>1.2610齿轮端面与内箱壁距离 2 610箱盖箱座肋厚mi,mm1 七 0.85m=0.866m1=7m=7轴承端盖外径D2D+ (5-5.5) d3D21=95D22=102D23=120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，Md1和Md2 互不干涉为准，一般取s yD2S1=95S2=102S3=1207轴的受力分析和强度校核7.1 高速轴受力分析及强度校核如图小齿轮受力:2Ti2 30.56 103=1358.2 Nd

29、145Ft1 =1358.2NFr1Ft1 tan1358.2 tan20 =494.4 NFr1 =494.4N受力分析:由轴的结构图得:L1=134mmL2=51.5mm水平面：由FNH1 (L1L2) FrLFnhi=137.3NFNH 2 (L1L2) FrLFnh2=357.1N得：Fnhi=137.3NFnh2=357.1NM H =8390.7弯矩 M h = FnhiLi=18390.7 N - mm铅垂面：由FnV1(L1L2)Ft1L2Fnv1=377.1NF NV 2 ( L1L2)Ft1L1Fnv2=981.14N得： Fnvi =377.1NFnv2=981.14 N

30、M V =50526.7M 1=53770弯矩 MV = FNV1L1 =50526.7 N - mm总弯矩 Mi = . M h2 Mv2 =53770 N - mm扭矩 T1 =30560 N - mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取0=0.6caMi2( T1)2J1=21MPa=21MPa ca安全之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得70 MPaca<1,故安全。7.2 中间轴受力分析及强度校核如图大齿轮受力:Ft22T2 d22 143.37 103220.5=1300.4NFr2Ft2 tan1300.4 tan 20 =473.3N小齿轮受力:Ft32T

31、2d3143.37 10370=4096.3NFr3Ft3tan4096.3 tan 20 =1490.9N.IFt2=1300.4NFr2=473.3NFt3=4096.3NFr3=1490.9N受力分析：由轴的结构图得：L1=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.水平向：Fnhi=-843.3NFnh2=174.3N得：弯矩FnH1（LiL2L3） F,3（Li L2） X2L3FnH2（Li L2 L3） Fr3Li F,2（Li L2）Fnhi=-843.3NFnh2=174.3NM hi=FnhiLi=-54393 N - mm铅垂面M H2=F/3L2+Fnhi（L

32、i+L2）= 102987.6 N - mmFnvi（LiL2L3）NGL3）Ft2L3Fnv2（LiL2L3）Ft2（L1L2）R3L1Fnvi=3042.2N得：弯矩Fnvi =3042.2NFnv2 =2354.5NMvi = -FnviLi = -196222 N - mmMV2=Ft3 L2Fnvi（Li+L2）= 122434 N - mmFnv2=2354.5NM 21 .=203621总弯矩M 21 .= JM h 12 M V12 =203621 N - mmM 22 = 'M h 22 Mv22 =159989 N mmN - mmM 22 =159989扭矩 T2

33、 =143370 N mm按与扭台成风力校核轴的强度，计算取0=0.6血212（ 丁2）2N_21_K_22=5i.6Mpa cawN - mm« =51.6MPa ca之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得-i 70 MPaca<1,故安全。7.3低速轴受力分析及强度校核安全如图所小，四轮受力为：2T32 515880Ft4 = =3931Nd4262.5Fr4= Ft4 tan o=3931 Xtan20 =1431N由轴的结构图得：Li=62.5mmL2=123mm受力分析水平向：FnH1（Li L2） FJFnH2（Li L2） Fr4Li得：Fnhi

34、=933.8 NFnh2=497.2 N弯矩M H =FnhiLi=61164 N - mm垂直面：FnV1（Li L2） Ft4L2F nv 2 （Li L2） Ft4Li得：Fnvi =2565 NFnv2 =1366N弯矩MV =Fnvi Li=168008 N - mm总弯矩： M 3Jm h 2 M v2 =178795N - mm扭矩T3 =515880 N mm按与扭台成风力校核轴的强度，计算取0=0.6、，M 2 （ T3）2y、 3）=2i.5MPaca w此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得_/ 60 MPa ca< l,故安全。8轴承寿命计算8.1高速轴寿

35、命计算Ft4=3931NFr4=1431NFnhi=933.8NFnh2=497.2 NFnvi=2565NFnv2=1366NM 3 =178795N - mmra =21.5MPaca安全高速轴轴承为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:Fm=Fnv1=377.1NFr2=Fnv2=981.1N派生轴向力为：取e=0.4Fr1 =377.1NFr2=981.1NFdi=eFri=i50.8 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

36、承2放松 所以轴向力:Fai=Fae+Fd2=392.4 NFa2=Fd2=392.4 N7006c轴承判断系数e=0.4oFa20.4Fr2Fa1上 1.04>eFr1由教材表13-5得动载荷系数:Xi=0.44, Yi=1.40X2=1, Y2=0由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8NP2=fp(X 2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N因为P1<P2,所以以轴承2作为寿命计算轴承。球轴承e =3Lh106 C 3(一 )3=48507 h60n1 P2=8.3年>2年2 8 365所以寿命满足使用要求。8.2中间轴寿

37、命计算中间轴轴承为7007C。P1=786.8NP2=1079.2 NLy =8.3 年合格由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：C=19.5 kNFr1 =3042.2NFr2=2354.5N轴承受到的径向载荷：FrkF nv1=3042.2NF r2 =F NV2 =2354.5N派生轴向力为：取e=0.4Fdi=eFri=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

38、承判断系数e=0.4o员 0.4 昆eFriFr2由教材表13-5得动载荷系数：Xi=1, Yi=0X2=0.44, Y2=1.40Pi=3346.4 NP2=3013.6 N由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷Pi=fp(X iFri+YiFai)=3346.4 N P2=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e =3106 C 3Lh ( )3=16765 h60n2 P1Ly=2.9 年合格LhLY =h=2.9 年>2 年2 8 365所以寿命满足使用要求。8.3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:Fri=F NV1=2565