输送机用涡轮蜗杆减速机设计

1、目录一、 设计任务(2)二、 传动方案的拟订(3)三、 电动机的选择(4)四、 传动比的计算与分配(4)五、 各轴的转速，功率和扭矩(4)六、 联轴器的设计计算(5)七、 传动零件的计算和轴系零件的选择(8)八、 轴的计算.(17)九、 轴承的选择与校核(27)十、 键的选择与校核(34)十一、 密封和润滑(35)十二、 小结(36)十三、 参考资料(36)附图 .(37) 课程设计任务书 内容及任务一、 设计的主要技术参数：运输链牵引力: F=11×103 N输 送 速 度 : V=0.36m/s链轮: 齿数=8,P=80工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小

2、批量生产，运输链速度允许误差±5%.二、 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图2张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工 作 内 容传动系统总体设计传动零件的设计计算；减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.二、传动方案的

3、拟定 1,由于联轴器传动工作平稳性好,所以选用联轴器传动; 2,圆锥齿轮传动结构紧凑且宽度尺寸较小传递的效率也高,所以减速器选择选择圆锥与圆柱齿轮;3,考虑到制造成本与实用性,圆锥与圆柱齿轮都选用斜齿.传动方案简图如下: 计算与说明重要结果三、设计方案分析 I 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，长期工作，因此可选用鼠笼型异步电动机，电机结构简单，工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。II确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率：传动系得总的效率：1à联轴器的效率,取0.992à滚动轴承效率,取0.983à锥齿轮的(闭式8级精度)传动效

4、率,取0.954à圆柱斜齿轮的效率,取0.965à联轴器传动效率,取0.97.电机所需的功率为： 由题意知，斜齿锥形齿轮放在第一级，不宜传输过大的转矩，同功率的电机如下（Y112M-2，Y112-4，Y32M-6，Y160M1-8），选择Y132M1-6 比较合理，额定功率p=1.5kw,满载转速960/min.四、传动比的计算与分配运输机的转速（r/min）nw=60v(D)=0.7×60/(3.14×263×10-3)=47.7总传动比: i=960/47.7=20.12取联轴器轮传动比i1=3取高速级锥形齿轮传动比 i2=2斜齿圆柱齿轮传

5、动比: i3=3.36五、联轴器的选择轴的联轴器:由于电机的输出轴轴径为28mm查1表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.31.3×20.964=27.253N.m又由于电机的输出轴轴径为28mm查2p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩n=63N.m,许用最大转速为5700r/min,轴径为2028之间，由于电机的轴径固定为28mm,而由估算可得1轴的轴径为20mm。故联轴器合用:的联轴器:查1表14-1转矩变化很小可取KA=1.31.3×361.174=469.52 N.m查2p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩n

6、=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为4048之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.Pw=3.9kw=0.8242Pd=4kwnw=47.7i=20.12i1=3i2=2i3=3.36n1=960n2=320n3=160n4=47.62 计算与说明重要结果 计算与说明 重要结果六、传动零件设计计算和轴系零件的选择：1， 传动零件设计计算。因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效形式主要是点蚀。（1） 要求分析1） 使用条件分析对于锥形齿轮主动轮有： 传动功率：p1=3.8kw 主动轮转速：n2=320齿数比：1：2圆周速度：估计v4m/s2） 设计任务确定一种能满

7、足功能要求和设计约束的较好的设计方案；包括： 一组基本参数： 主要基本尺寸：等2,选择齿轮材料，热处理方式及计算许用应力1） 选择齿轮材料，热处理方式：按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，可选用软面齿轮，也可选用硬齿面齿轮，本例选用软齿面齿轮并具体选用：小齿轮：45钢。调质处理，硬度为230255HBS；大齿轮：45钢。正火处理，硬度为190217HBS。2）确定许用应力 A: 确定极限应力和 齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS。查1图10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查1图10-20得=450Mpa, =380MpaB: 计算应力循环次数N，确

8、定寿命系数kHN,kFN N1=60n2jt=60×960×1×3×8×10×300=41.472×108N2=N1/i2=41.472×108/2=20.736×108查1图1019得kHN1=1,kHN2=1=580Mpa,=550 Mpa=450 Mpa=380 MpaN1=41.472×108N2=20.736×108 计算与说明 重要结果C：计算接触许用应力 取 由许用应力接触疲劳应力公式 HP1=Hlim1 kHN1/sHmin=580×1/1=580MPa HP

9、2=Hlim2kHN2/ sHmin=550×1/1=550MPa查1图10-18得kFE1=1 kFE2=1Fp1=Flim1 kFE1/SFlim=4500.85/1.4=273.21MPaFP2=Flim2 kFE2/ SFlim=3800.88/1.4=238.85 MPa（2） 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1） 选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件可选用斜齿圆锥齿轮，也可选用斜齿轮圆锥齿轮，本例选择斜齿圆锥齿轮（考虑到制造成本和实用性）2） 选择齿轮精度等级按估计的圆周速度和功能条件要求选择8级精度。3） 初选参数初选 4） 初步计算齿轮的主要尺寸因电动驱动，有轻微震动，查

10、1表10-2得。取 则载荷系数K因为为斜齿圆锥齿轮，取变位系数X=0。查1表10-6得材料的系数 由式（10-26），可初步计算出齿轮的分度圆直径 m 等主要参数。HP1=580 MPaHP2=550 MPaFp1=273.21MPaFP2=238.85MPa - 计算与说明 重要结果验算圆周速度 与估计值近似，且不超过速度允许值。确定主要传动参数大端模数 mm取模数m=4mm。大端分度圆直径： 取整：b=35mm。5） 验算轮齿弯曲强度条件 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中 查1表10-5 齿形系数 应力修正系数 计算与说明 重要结果齿轮的工作应力：斜齿轮圆锥齿轮的设计结果如下：

11、小齿轮大齿轮齿数z2652直径d（mm）104208模数m44锥距R（mm）116.3齿宽b（mm）35斜齿圆柱齿轮的设计1)运输机为一般工作机器，速度不高故选用8级精度 2)小齿轮:45号钢.调质处理,齿面硬度取230HBS大齿轮:45号钢.正火处理,齿面硬度取190HBS 1） 选择小齿轮的齿数z20，大齿轮齿数3.36×2067.2，取=681. 按照齿面接触强度设计z20z=68 计算与说明 重要结果由设计计算公式【】式（109a）进行试算，即d2.32（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数K1.32) 计算小齿轮传递的转矩 =1.373×Nm3) 由【】

12、表107选取齿宽系数14) 由【】表106查得材料的弹性影响系数Z=189.8Mpa5) 由【】图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限660Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限550Mpa。6) 由【】式1012计算应力循环次数。N=60njL=60×160×1×(3×8×300×10)=6.912×108N=2.06×107) 由【】图1019取接触疲劳寿命系数K0.95；K0.978) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，由【】式（1012）得 =0.95×600Mpa=570

13、Mpa =0.97×550Mpa=533.5MpaK1.3T=1.373×Nm1Z=189.8Mpa660Mpa550MpaN=6.28×108N=1.57×10K0.95K0.97=570Mpa=533.5MPa 计算与说明 重要结果（2） 计算1) 试算小齿轮的分度圆直径d，代入中较小的值。d2.3271.535mm2) 计算圆周速度v。V0.6m/s3) 计算齿宽b。 b d1×71.53571.535mm4) 计算齿宽和齿高之比。模数 m71.535/203.577mm齿高 h2.25 m2.25×3.5778.04mm 8.

14、095) 计算载荷系数。根据v0.6m/s，8级精度，由【】图108查得动载系数K0.8；斜齿轮，KK1；由【】表102查得使用系数K1.0由【】表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对之承非对称布置时K1.411由8.89，K1.411查【】图1013得K1.4；故载荷系数 KKK KK1×0.8×1×1.4111.1288d71.535mmV0.6m/sb71.535mmm3.577mmh=8.04mm8.09K0.8KK1K1.411K1.4K1.1288 计算与说明 重要结果6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由【】式1010a得d76.566.

15、mm7) 计算模数。 m3.5mm2. 按照齿根弯曲强度设计由【】式（105）得弯曲强度的设计公式为 m（1） 确定公式内的各计算数值1. 由【】图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限450Mpa；大齿轮的弯曲强度极限380Mpa2. 由【】图1018取弯曲疲劳寿命系数K0.85, K0.88；3. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S1.4，由【】式（1012）得=273.21MPa =238.86MPa4. 计算载荷系数K。 KKK KK1×0.8×1×1.41.125. 查取齿形系数。 由【】图105查得 Y2.65；Y2.2556. 查取应力校正系

16、数。 由【】图105查得 Y1.58；Y1.748d=76.566.mm450Mpa380MpaK0.85K0.88=273.21MPa=238.86MPaK=1.12Y2.65Y2.255Y1.58Y1.748 计算与说明 重要结果7. 计算大、小齿轮的并加以比较。0.015320.0165大齿轮的数值大。（2） 设计计算 m2.534mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决与弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.49并就近进行圆整为标准值m2.5，按接触强度算得的分

17、度圆直径d72.286mm，算出小齿轮齿数Z22 大齿轮齿数 z3.36×2274 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构比较紧凑，避免浪费。3. 几何尺寸的计算 1) 计算分度圆的直径 dzm22×3.577mm dzm74×3.5259mm2) 计算中心距a168mm3) 计算齿轮宽度 bd1×7777mm取B=77mm， B80mm。=0.01532=0.0165m2.534mmZ=22z=74d77mmd259mma=168mmb=77B=77mmB80mm 计算与说明 主要结果斜齿圆柱齿轮的设计

18、结果如下:小齿轮大齿轮齿数Z 22 74直径d(mm) 77 2模数 m 2.5 2.5中心距a(mm) 181.25齿宽b(mm) 75 72.5计算与说明主要结果七、轴的设计低速轴的设计计算1. 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3由前面已经求出 2. 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 圆周力Ft径向力Fr及法向载荷n的方向如图 所示。3.初步确定轴的最小直径先近式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=118,于是得 输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处的直径，为了使所选的轴直径d-与联轴器的孔径相适应，故需同时

19、选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查表14-1，考虑到转矩变化小故取KA=1.3,则： Tca=KAT3=1.3×667819N·mm =1001728.5N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩，查标准GB 5014-85 ，选用 HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000 Nmm . 半联轴器的孔径d1=55mm,故取d-=55mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.Ft=4956NFr=1804Ndmin=48.62mmTca=1001728.5N·mmd-=55计算与说明主要结果4.

20、 轴的结构设计：（1）拟定轴上零件的装配方案， （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求-轴段需制出一轴，故取-段的直径d- =62mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65mm.半轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=82mm.2)初步选择滚动轴承。因轴承仅受有径向力的作用，故选用深沟滚子球轴承。参照工作要求并根据d-=62mm,由轴承产品目录中初步选取0尺寸系列、标准精度级的深沟滚字球轴承6013,其尺寸为d×D×T=65&#

21、215;100×18,故d-= d-=65mm;而L-=18mm.右端滚动轴承采用轴进行轴向定位。由手册上查得型轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此，取d-=77mm.3)取安装齿轮处的轴段-的直径d-=70mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为77mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l-=73mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故h=6mm,则轴环处的直径d-=79mm.轴环宽度b1.4h,取l-=12mm.4)轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添

22、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=30mm, 故取l-=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=18mm,大锥齿轮轮毂L=50mm,则l-=T+s+a+(77-73)=(18+8+16+4)mm=46mml-=L+c+a+s-l-=（50+20+16+8-12）mm=82mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接。按d-m由表查得b×h=20mm&

23、#215;12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mm×10mm×70mm,半联轴器与轴的配合为.滚动轴承与轴的周向定位是由于过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.d-=-d-dl-=18mmdl-=70mmd-l-=12mm=46l-=82mm 计算与说明主要结果（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2×45º,各轴肩处的国，圆角半径见图.5.求轴上圆角的结构图（图15-26）做出轴的计算图（图15-24）。在确定

24、轴承的支点位置时，应从手册中查取a值（参看图15-23）。对于6013型深沟球轴承，由手册查得a=9mm。因此作为简支梁的轴的支承距根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（见附图）。 从轴的结构图以及弯矩和扭据图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的处值列与下表（参看图15-24）。载荷水 平 面H 垂直面V支 反 力F 弯 矩M总 弯 矩扭 矩T 6 .按弯矩合成应力校核的强度 进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭据的截面（即危险截面C的强度）。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭据切应力为脉动循环变应力取=0.6 , 轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢

25、，调质处理，由表15-1查得=60MPa。因此 <，故安全。计算与说明主要结果7 .精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭据作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集均将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按扭据强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最重要；从受载的情况来看，截面C上的应力最为集中。截面V上的应力集中的影响和截面的相近，但截面V不受扭据作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故

26、截面C上也不必进行校核。截面和显然更不需校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中糸数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面的右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩T3为 截面上的弯曲应力截面上扭矩切应力轴的材料为45号钢，调质处理。有表15-1查得 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得= 2.0，=1.31W=M=135706N·mmT3=667819N·mm=4.94MPa=12.16MPa= 2.0=1.31计算与说明主要结果又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，故有效应力集中系

27、数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即,则按式（3-12）及其（3-12a）得综合系数为又由§3-1的尺寸及§3-2的碳钢的特性系数于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。（3）截面左侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。抗扭截面系数=1.82=1.26=2.8=1.62=20.21=10.61=9.40W=34300=68600计算与说明主要结果弯矩M及弯曲应力为扭矩T3及扭矩切应力为T3=667819N.mm过盈配合处，由附表3-8用

28、插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由附表3-4得表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面右侧的安全系数为故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即告结束。 绘制轴的工作图，见后图。M=135706N.mm=3.95Mpa=9.74Mpa=3.15=2.53=22.10=12.34=10.77 附图 轴的结构与装配计算与说明主要结果中间轴的结构设计计算1、由先前算的数据:2、初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据15-3,取, 输出轴的最小直径显然是安装轴承

29、处轴的直径d-,结合轴承类型及尺寸可选取最小直径为30mm。3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案现选用给定图所示的装配方案.即两个圆柱滚子轴承。(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚子轴承。因轴承既承受有径向力的作用又承受轴向力的作用故选用圆柱滚子轴承.参照工作要求并根据d-=30mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列滚子轴承30206，尺寸为,故d30mm, l-=17.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得轴承的定位轴肩,因此,取d-36mm.2)小齿轮与轴做成一体，由前面的数据知小齿轮的直径为d=72.5mm,宽度为75

30、mm。所以d72.5mm。l-75mm。3)取安装齿轮处的轴段的直径d-;齿轮的左侧与左轴承之间采用套筒定位.由前面低速轴设计时可知锥齿轮的轮毂的宽度为,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴端应略短于轮毂宽度,故取.锥齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度,故取,则轴环处的直径d-41mm。轴环宽度,取l-19mm。4）取齿轮距箱体内壁之距离,且轴承离壁8mm，所以l-=43.25mm。l-=24mm。d-30mmd30mml-=17.25mmd-36mmd72.5mml-75mmd-ld-41mml-19mml-=43.25mml-=24mm计算与说明 主要结果(3)轴上零件的周向定位锥齿轮与轴的周

31、向定位均采用平键连接.按d-35mm查表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样,滚子轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为. 图a(中间轴的简单结构与装配)图b(高速轴的简单结构与装配) 计算与说明主要结果高速轴的结构设计计算1、由先前算的数据:2、初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据15-3,取,于是得:输出轴的最小直径显然是安装皮带轮处及安装圆锥齿轮处轴的直径d-,和 d。所以d- d253.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装

32、配方案现选用给定图所示的装配方案.即两个圆柱滚子轴承。(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚子轴承。因轴承既承受有径向力的作用又承受轴向力的作用故选用圆柱滚子轴承.参照工作要求并根据d-=25mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列滚子轴承30206，尺寸为,故d30mm, l-=17.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得轴承的定位轴肩,因此,取d-36mm.2)小齿轮与轴做成一体，由前面的数据知小齿轮的直径为d=77mm,宽度为80mm。所以d77mm。l-80mm。3)取安装齿轮处的轴段的直径d-;齿轮的左侧与左轴承之间采用套筒定

33、位.由前面低速轴设计时可知锥齿轮的轮毂的宽度为,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴端应略短于轮毂宽度,故取.锥齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度,故取,则轴环处的直径d-41mm。轴环宽度,取l-19mm。4）取齿轮距箱体内壁之距离,且轴承离壁8mm，所以l-=45.5mm。l-=24mm。(3)轴上零件的周向定位锥齿轮与轴的周向定位均采用平键连接.按d-35mm查表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样,滚子轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为.d-25mmd30mml-=17.25mm

34、d-36mmd72.5mml-75mmd-ld-41mml-19mml-=43.25mml-=24mm计算与说明主要结果八、轴承的选择与校核1、 高速圆锥齿轮轴轴承的校核（1） 高速圆锥齿轮轴选用圆锥滚子轴承30207，并且反装。查（2）第128页表131得： 查（1）第321页表136得： （2） 轴上受力分析轴上传递的转矩 ： 齿轮的圆周力：齿轮的径向力：齿轮的轴向力： （3） 计算作用于轴上的支反力由材料力学知识求得： ， ， 计算与说明主要结果 所以有： （4） 计算派生轴向力 查（2）128页知30207轴承的Y=1.6。 查（1）322页表137公式得S1=Fr1/2Y1=1308

35、/2/1.6=408NS2=Fr2/2Y2=3033/2/1.6=948N（5） 计算轴承所受的轴向载荷 所以，轴承2被压紧，轴承1被放松。由此得 ， （6） 计算当量动载荷 查（2）第128页表13-1，知： 轴承1：查得：径向动载荷系数 轴向动载荷系数故轴承1的当量动载荷为 S1=408NS2=948N计算与说明主要结果轴承2： 查得：径向动载荷系数 轴向动载荷系数故轴承2的当量动载荷为（7） 计算轴承寿命查（1）第318页表133，可得预期计算寿命因，故应按轴承2 来计算寿命。因为滚子轴承应取，所以 所以轴承30206合格2、 中间轴轴承的选择与校核（1） 中间轴选用圆锥滚子轴承3020

36、6，采用反装。查（2）第128页表131得： 查（1）第321页表136得： （2） 计算径向力锥齿轮产生的力 计算与说明主要结果 斜齿轮产生的力在两轮所受的力的作用下由材料力学知识可求得： ， ， 所以有： （3） 计算派生轴向力 查（2）128页知30206轴承的Y=1.6。 查（1）322页表137公式得S1=Fr1/2Y1=2150/2/1.6=672NS2=Fr2/2Y2=1100/2/1.6=343N S1=672NS2=343N计算与说明主要结果（4） 计算轴承所受的轴向载荷已知 所以，轴承1被压紧，轴承2被放松。由此得 ， (5) 计算当量动载荷轴承1： 查（2）第128页表1

37、31，得： 查得：径向动载荷系数 轴向动载荷系数故轴承1的当量动载荷为 轴承2： 查得：径向动载荷系数 计算与说明主要结果轴向动载荷系数故轴承2的当量动载荷为 (6) 计算轴承寿命查（1）第318页表133，可得预期计算寿命因，故应按轴承1来计算寿命。因为滚子轴承应取，所以 所以轴承30206合格3、 低速斜齿圆柱齿轮轴的选择与校核（1） 低速斜齿圆柱齿轮轴选用深沟球轴承2012。查（2）第130页表132得： （2） 计算径向力由前面算得 显然>所以只需要验证轴承2即可 计算与说明主要结果（3）计算当量动载荷只受径向力而不受轴向力，所以X=1,Y=0。查（1）第321页表136得， 轴承2的当量动载荷为 （4）计算轴承寿命查（1）第318页表133，可得预