同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、机械工程学院机械设计课程设计说明书设计题目：同轴式二级圆柱齿轮减速器专班业： 级：机械设计制造及其自动化姓名：学 号指导教师：2016年 6月 30日目 录一、设计任务书0二、传动方案的拟定及说明0三、电动机的选择1 HYPERLINK l _TOC_250008 四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比2 HYPERLINK l _TOC_250007 五、计算传动装置的运动和动力参数3六、传动件的设计计算4 HYPERLINK l _TOC_250006 七、轴的设计计算10 HYPERLINK l _TOC_250005 八、滚动轴承的选择及计算28 HYPERLINK l _TOC_2

2、50004 九、键联接的选择及校核计算33 HYPERLINK l _TOC_250003 十、联轴器的选择35 HYPERLINK l _TOC_250002 十一、减速器附件的选择和箱体的设计35 HYPERLINK l _TOC_250001 十二、润滑与密封36 HYPERLINK l _TOC_250000 十三、设计小结37十四、参考资料38设计计算及说明结果一、设计任务书题目：用于带式输送机传动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器。基本数据： 已知输送带的工作拉力 F=2800N,输送带速度 v=1.2m/sD=360mm；工作情况：两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳工作寿面：使用期

3、限为10年，每年300个工作日，每日工作16小时；7-8部件：（1）电动机（2）减速器（3）联轴器（4）输送带6.设计工作量：绘制减速器装配图一张A0或A。21二、传动方案的拟定及说明如图一所示，传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速箱，减速器的轴向尺寸较大， 中间轴较长，刚度较差。常用于输入和输出轴同轴线的场合。图一 带式输送机传动系统简图1电动机； 2，4联轴器； 3减速器； 5滚筒；6输送带设计计算及说明结果三、电动机的选择和计算电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。电动机容量卷筒轴的输出功率PwP Fvw1000 2800 1.

4、21000 3036kWP 3.36kWw电动机的输出功率PdPPwd传动装置的总效率 2 2 21234 ,12, ,3为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得表2-2查得圆柱齿轮传 0.98；1弹性联轴器0.99；运输机滚筒 0.96；滚动轴承，则234 0.86 0.86P3.36d故 P w d 3.681kWP 3.618kWdPed由第 16 章表 16-1 选取电动机额定功率Ped 4kW 。P 4kWed电动机的转速工作机滚筒的转速为n 601000vwD 59.68r / min经考虑，选定电动机型号为Y132M1-6。设

5、计计算及说明结果电动机的技术数据和外形、安装尺寸额 定 功率(kw)额 定 功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-6410009602.02.2HDEGKL13238803312515型号四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比传动装置总传动比n96i m 15.07n63.69w分配各级传动比因为减速器为同轴式减速器，所以两级减速比相同i=15.07i i1i 。i 15.07i 3.881i 2 3.88设计计算及说明结果五、计算传动装置的运动和动力参数各轴转速减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为n n 960

6、r /min1n n1i22n n2i960 247.42r / 3.88 247.42 63.76r / min 3.883各轴输入功率ed按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即P P 4 0.98 3.960kWd 1P P 3.960 0.98 0.98 3.803kW1 1 4P P 3.803 0.98 0.98 3.652kW2P P出1 4 3.652kW各轴转矩P4T 9550dn 9550 m960T T d1 mT T i 124T T i m mT T卷23 13 546.95 0.99 0.98 530.65N m电动机轴高速轴中速轴低速轴卷桶轴转速（r/min）9

7、60960247.4263.7663.76功率（kW）43.963.8033.6523.436（N m）39.7939.39146.78546.95530.62设计计算及说明结果六、传动件的设计计算1. 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1 T 146.78N m，小齿轮转速n n1 247.42r / min，传动比i i2 3.88。斜齿圆柱齿轮选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7 级精度（GB10095-88）7 级精度（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1 选择小齿轮材料为 2440Cr（调质，硬度为280HB；大

8、齿轮材料为45钢（调质，硬度为240HB，二者硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数z 24：大齿轮齿数z i z 3.88 24 93121初选取螺旋角 14按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即1 141d2KtT1u1(ZHZE )23 duH确定公式内各计算数值K 1.6t由图10-20选取区域系数Z 2.433Hc)由图10-26查得0.88， 0.78 0.88 1.661212T1 146.78N m由表10-7选取齿宽系数11d110-6ZE 189.8MPa210-21d H lim1 600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim2 550MPa10-13N 60 n

9、1 j Lh 60 576 1(2 8 365 10) 2.02 109N 2i2.02 109 5.441083.7131设计计算及说明结果10-19K0.90,K 0.94HN1HN2计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数S=1，由式(10-12)得H 1KHN1H lim1S 0.90 1MPa 540MPa; H 2KHN2H lim S 0.94 550 MPa 517MPa1 H计算 H1H2 540 517 528.5MPa2试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得1t21.6422.361033.7131 2.433 189.82d92.40mmd mm 92.40mm

10、11.663.713528.5计算圆周速度v dv 1 92.40155.13m s 0.7505 m sv 1.196 ms601000601000b 及模数mntb dd 1.0 92.40mm 92.40mm1m d1cos 92.40 cos14 mm 3.74mmntz241h 2.25mnt 2.25 3.74mm b / h 92.40 / 8.41 10.76计算纵向重合度 z tan 0.3181 24 tan14 1.9031计算载荷系数K由表10-2查得使用系数K1 根v 1.196ms级精度，由图10-8A查得动载系数K1.04；由表 10-4 查得K的值与直齿轮的相同

11、，故vK 1.321；因KF /b 1422.36/(92.4/2)/92.4 98.9N /mm 100N/mm10-3AtKH KF 1.4 10-13K 1.28设计计算及说明结果故载荷系数：K KKKK11.041.41.3211.92AVHH(10-10a)得d1K3 Kt90.401.92mm 98.19mm 1.6计算模数mn1m d1cos 919cos14 mm 97mmm3.97mmnnz241按齿根弯曲强度设计由式(10-17)m2KT Y1 cos2 YYFaSand确定计算参数z 21F计算载荷系数K KKKK11.041.41.28 1.86AVFF根据纵向重合度

12、1.903 10-28Y 0.88计算当量齿数1z z1 26.27v1cos3 zz2cos393 101.80v2cos3 cos3 14查取齿形系数由表 10-5 查得YFa1 2.592,YFa 2 2.185查取应力校正系数由表 10-5 查得YSa1 1.596,YSa 2 1.787计算弯曲疲劳许用应力10-20c FE1 500MPa 疲劳强度极限 FE 2 380MPa设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K 0.84,K 0.88FN1FN2取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得KFN1FE1 0.84 300.0MPaF1FSKFN2FES1.4

13、 0.88500 238.9MPa 1.4YYFaSa ，并加以比较YF2.592 1.5961 S1 300 0.01379F1Y2.1851.7872 Sa2 238.9 0.01634F 2大齿轮的数值大设计计算2m 2.81mmm n28642.36103 088 s41 242 1.66 0.01634mm n对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强n度计算的法面模数，取m 3mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳n强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d98.19mm来计算应有的齿数。于1是由1z d1cos 98.19cos14 31.

14、761m3zn1 32取z 32 ， 则 z uz 3.88 24 125121几何尺寸计算计算中心距z 1252a Z n 125 mm 2241.16mm2cos2 cos14a 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccosZ 2设计计算及说明结果n arccos 124) 3 1313552 233因 值改变不多，故参数,K,Z等不必修正H计算大、小齿轮的分度圆直径1d Z mn132 3mm 98.75mm1coscos131355d 98.75mm12d Z mn2124 3mm 381.79mmd 381.79mm22coscos131355计算齿轮宽度b dd1198.75mm 98

15、.75mmB1圆整后取 B1105mm, B2 100mmB100mm2由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋， 大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级小齿轮大齿低速级小齿轮大齿轮传动比3.88传动比3.88模数(mm)螺旋角3中心距(mm)241齿数3212532125齿宽(mm)105100105100分度圆98.75381.7998.75381.79径齿根圆91.253

16、75.0491.25375.04齿顶圆104.75388.54104.75388.54旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果七、轴的设计计算高速轴的设计高速轴上的功率、转速和转矩转（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（Nm9603.9639.39作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d =98.75mm，根据机械设计（轴的设计计部分未作说明皆查此书）(10-14)，则F 2 39.39 797.77Ntd98.75 10 F tan tg20F 797.77NF tn 797.77 298.53Ntrcoscos131355F 298.53NrF Fatan 797.77 tan 20

17、108.66NF 108.66Na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。根据表015-3，0 112 ,于是得d AP 112 3.96 17.96mmmin0 3 n3 960d min 17.96mm轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图 设计计算及说明结果根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位， -轴段右端需制出一轴肩，故取 -d =32mmL=80mm。-1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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据 d-=18mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基

18、本游隙组、标准精度级的角接触球轴承 7204AC 轴承，其尺寸为 dDB=20mm47mm14mm=d - -=20mm - =14+20=34mm，L=10mm。-右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 7204AC 轴承的定h=3mm，3mm，d =26mm。=45mm，-=102mm 齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。-由减速器及轴承端盖的结构设计而定=60mm。-至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的轴向定位6mm6mm63mm，m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角1.2 45，各圆角半径见图轴段编号长度75直径（mm）18配合说明与联轴器键联

19、接配合6019定位轴肩35207204AC配合，套筒定位10245与小齿轮键联接配合1049定位轴环30207204AC总长度（5） 求轴上的载荷311mm首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a 7204AC，由手册中查得a=14.9mm撑跨距为L1=118.5mm， L2+L3=67+57=124mm。看出截面CC 处的MH、MV 及M载荷水平面HF 1143N ，F1262NNH1NH2垂直面VF 2237 N，F1516NNV1NV 2支反力FM HLNH23 85185 N M F L MVNV23aC 145551N mmMmaxM2HMV8518

20、52 168646N mm总弯矩T mm扭矩设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 0.6 ，轴的计算应力 M 2 T)2 1686462 6Mpa 28.61MpacaW0.1403已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1 查得 70MPa 。因此-1ca，故安全。-1中速轴的设计中速轴上的功率、转速和转矩（r/min）（kw）TNm） 28.61Mpaca247.423.83146.78安全作用在轴上的力d 381.79mm(10-14)，则1F 2 146.78 768.90Nt1d381.79 10

21、3F tantan20F tn 768.90 288.42Nr1coscosF F tan 768.90 tan 14 191.70Na1td2 98.75mm(10-14)，则设计计算及说明结果F 2 146.78 2970.76Nt298.75 10 3F tan Ftn 2970.76 tan 20 1115.12Nr2F coscos154tan 2970.76 tan 14 741.19Na2t初步确定轴的最小直径(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 112,于是得dmin 27.85mmPd A3 112 3.803 27.8

22、5mmmin0n247.42轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案（如图）0根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d=d=30mm，由轴承产品目录中初步选取标准精-度级的7206AC型角接触球轴承，其尺寸为dDB=30mm62mm16mm，故L-=L-=16+20=36mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得 7206AC 型角接触球轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为3mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=45mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为

23、了使大齿轮轴向定位，取d-=50mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计计算及说明结果轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键 10mm8mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动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m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角1.2 45，各圆角半径见图轴段编号 长度（mm）直径（mm）配合说明与7209AC配3630合，套筒定位9845与大齿轮键联接配合9050定位轴环10345与小齿轮键联接配合36

24、30与7209AC配合总长度363mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 7206ACa=18.7 支撑跨距为L=65.3mm， L=190.5，L=65.8mm。123根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C 是轴的危险截面。先计算出截面C 处的M 、M 及M 的值列于下表。HV载荷水平面H垂直面V支反力FF68NNH 1F 6186NNH 2F1382NNV 1F 2682NNV 2CM FL 460875 N mmHNH 23M F L MVNV23a2 353536N mm总弯矩MmaxM

25、2HMV4608752 3535362 580856N mm扭矩T mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 0.6 ，轴的计算应力 M 2 (T )2 5808562 6Mpa 50.70Mpa50.70MpacaW0.1503ca已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1 查得 70MPa 。因此-1ca，故安全。安全-1低速轴的设计低速轴上的功率、转速和转矩转（r/min）中速轴功率（kw）转矩（N m 63.763.652546.95作用在轴上的力d (10-14)，则F 2 546

26、.95 2865.19Ntd381.79 10 3F tantg20F tn 2865.19 1074.771NrcoscosF F tan 2865.19 tan 14 714.37Nat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。根据表112，于是得P A3 112 3.652 43.17mmdmin 43.17mm00n63.76轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案（如图） 设计计算及说明结果根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径d=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L =

27、107mm，为了保证轴端档圈只压-1半联轴器上而不压在轴的端面上，故 -段的长度应比 L 略短一些，现取 L1-=105mm。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，故选用7210AC型角接触球轴。参照工作要求并根据d=45mm，由轴承产品目录中初步选-取标准精度级的 7210AC 型角接触球轴承，其尺寸为 dDB=50mm90mm20mm，故d=d=50mm；而L=20mm，L=20+20=40mm。-左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7 查得 7210AC型角接触球轴承的定位高度h=3.5mm，因此，取得d-=52mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端

28、高度为 3.5mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=50mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 100mm，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-=98mm。轴承端盖的总宽度为 30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接14m9m80mH7/k中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角2.0 45 ，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm

29、）配合说明 2050与 7214AC 型角接触球轴承配合 1054轴环 4052与大齿轮以键联接配合，套筒定位 4450与 7214AC 型角接触球轴承配合 6047与端盖配合，做联轴器的轴向定位 10545与联轴器键联接配合总长度333mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a值。对于7210AC 撑跨距为型角接触球轴承，由手册中查得a=26.3mm。因此，轴的支L L1 47.9 62 109.9mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B 是轴的危险截面。先计算出

30、截面B 处的M 、M 及M 的值列于下表。HV载荷水平面H垂直面V支反力F3943.35NNH 1F 2039.50NNV 1FFNH 2 3522.72NFNV 2 4831.04NBM FL 264204 N mmHNH11M FLVNV22 362325N mm总弯矩扭矩MmaxM2HMV2642042 3623252 448423N mmT 1370920N mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 ，轴的计算应力 22.21Mpa M 2(T )2 4484232 0.6 1370920 2Mpa 22.21MpacaW0.175

31、3安全45Cr，调质处理。由表15-1 查得故安全。1） 70MPa 。因此，-1需校核。重；从受载情况来看，截面B 上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B 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B 不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第右两侧。设计计算及说明结果截面左侧W 3 0.1 503 mm3 12500mm3W T截面左侧的弯矩为 0.2 503mm 25000mm3M 448423 50 48 17936.92N m50截面上的扭矩为T 1370920N mm截面上的弯曲应力 M

32、17936.92MPa 1.43MPabW12500截面上的扭转切应力TTWT 25000MPa 5.48MPa轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 735MPa, 355MPa, 200MPab截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r 2.0 0.027,D 75 1.07D75d70经插值后可查得 2.3,1.32轴的材料的敏性系数为q 0.85故有效应力集中系数为k1q 110.821 2.07k1q1 10.851.32 1 1.27尺寸系数 0.65扭转尺寸系数 0.80轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为 0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则得综

33、合系数值为kK k 1112.07 113.270.650.92设计计算及说明结果k11.271K10.801 1.670.92又由3-1 和3-2 查得碳钢的特性系数 0.1 0.2 , 取 0.15 ； 0.05 0.1 0.075 ；于是，计算安全系数S值，按式(15-6)(15-8)则得caS 1355 7.485K a 3.27 1.43 0.15 0S 1Ka2001.67 5.48 0.075 22 4.78SSScaS 2 S7.485 4.78 8.88 S 1.57.4852 4.782S 8.88ca S 1.5故可知其安全。截面右侧安全W 3 0.1 503 mm3 1

34、2500mm3W T截面右侧的弯矩为 0.2 503mm 25000mm3M 448423 50 48 17936.92N m50截面上的扭矩为T 1370920N mm截面上的弯曲应力 M 17936.92MPa 1.43MPabW12500截面上的扭转切应力TTWT 25000MPa 54.83MPa轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得 b 735MPa, 1 355MPa, 1 200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r 2.0 0.040,D 52 1.04D50d50设计计算及说明结果经插值后可查得 2.2,1.30又由附图 3-1 可得轴的材料

35、的敏性系数为q 0.85故有效应力集中系数为k1q 110.8211.98k1q1 10.851.301 1.263-2 0.673-3 0.82轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为 0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为kK k 1 111.98 113.040.670.92kK k 1 111.26 111.620.820.92又由3-1 和3-2 查得碳钢的特性系数 0.1 0.2 , 取 0.15 ； 0.05 0.1, 取 0.075；于是，计算安全系数S值，按式(15-6)(15-8)则得caS 1355 81.66K a 3.04 1.43 0.15 0S 1

36、Ka2001.62 54.83 0.075 22 4.3SSScaS 2 S81.66 4.3 4.2 S 1.581.662 4.32S 4.2ca S 1.5故可知其安全。安全设计计算及说明结果八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 L h高速轴的轴承1036582 5.84104 hL 5.84 104 hh选用7204AC 型角接触球轴承，查表 13-5，得e 0.68求两轴承所受到的径向载荷F和Fr1r2由高速轴的校核过程中可知：FNH 1F 1143N ，FNH 2 2237 N ，F 1262N 1516NNV1NV2FF2r1NH1FFF2NV 1F11432 (2237).2

37、2512N12622 15162 1973Nr2NH2NV2F Fa1a2dr由机械设计表13-7得 F Fdr2YF2512659Nd12ct151973d F2ct15d 518N因为 Fae 875NF F所以 aed 1393N Fd1F FFaed 1393NF Fa2d 518NF1393Na1P PF518N12a2设计计算及说明结果aF 1 1393 0.5545 eaF2512r1aF 2 518 0.2625 eaF1973r 2由机械设计表13-6，取载荷系数 f1.1pP 1pr1 YFa11.1 (0.4 2512 0.4ctg11 5135 1393) 4024NP

38、 4024N1P 2Fpr 1.11973 2170NP 2170N2验算轴承寿命P1P 12106 C 106293L 4.18105 hL 4.18105 h L hh60n P607304.024h故所选轴承满足寿命要求。L h满足寿命要求中速轴的轴承7206AC13-5，得 e 0.68，求两轴承所受到的径向载荷F和Fr1r2由中速轴的校核过程中可知：FNH 1 68N ，NH 2 6186NFNV 11382N ，NV 2 2682NFF2r1NH1FFF2NV 1F682 1382.2 1384N61862 26822 6742Nr2NH2NV2F Fa1a2设计计算及说明结果Fd

39、由机械设计表13-7得 FrFdF1384d12ct1270F6742d22ct1270 398N 1938N因为 Fae F Fa2 3113 837 2276NF F所以 aed 4214 N Fd1F FFaed 4214NF4214Na1F Fa2d 1938NF1938Na 2PP12aF 1 4214 3.045 eaF1384r1aF 2 1938 0.2875 eaF6742r 2由机械设计表13-6，取载荷系数 f1.1pP 1pr1 YFa11.1(0.413840.4ct1257104214) 8671NP 8671N1P 2Fpr1.16742 7416NP 7416N

40、验算轴承寿命2P1P 12106 C106 102 L 4.02105 h10L 3 4.02 105 h L 10h60n P60 153.68.671h故所选轴承满足寿命要求。hL h满足寿命要求设计计算及说明结果低速轴的轴承选用 7210AC 角接触球轴承，查课程设计表13-5，得 e=0.68求两轴承所受到的径向载荷F和Fr1r2由低速轴的校核过程中可知：FNH 1 3943N ，NH 2 3522NFNV 1 2039 N ，NV 2 4831NFF2r1NH1FFF2NV 1F39432 (2039).2 4439N35232 48312 5979Nr2NH2NV2F Fa1a2d

41、r由机械设计表13-7得 F Fdr2YF4439d12ct1270F5979d22ct12701276N1719N因为 Fae 2717 NFaeFF 3993N Fd1d2F1276Nd1F FFa2ae 3993NP PF1276N12F1276a1F3993Na 2a1 0.2875 F4439r1aF 2 3993 0.6678 eaF5979r 2设计计算及说明结果由机械设计表13-6，取载荷系数 f1.1pP f1Fp 1.1 4439 4883NP1 4883NP f2pr 2 YFa1.1(0.459790.4ctg12 57103993)P 10270N2 10270N验算轴承寿命P1 P 2210106 C 10610 208 3L 9.21106 h L h60nP26040.961.027hL 9.21106 hhL h故所