机械设计课程设计-同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器T=1600 V=0.8 D=350

机械设计减速器设计说明书全套图纸加V信sheji1120或扣3346389411系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目录第一部分设计任务书..............................................4第二部分传动装置总体设计方案.....................................5第三部分电动机的选择............................................53.1电动机的选择............................................53.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................7第五部分V带的设计..............................................95.1V带的设计与计算.........................................95.2带轮的结构设计..........................................11第六部分齿轮传动的设计.........................................136.1低速级齿轮传动的设计计算................................136.2高速级齿轮传动的设计计算................................19第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................257.1输入轴的设计...........................................257.2中间轴的设计...........................................307.3输出轴的设计...........................................35第八部分键联接的选择及校核计算..................................418.1输入轴键选择与校核......................................418.2中间轴键选择与校核......................................418.3输出轴键选择与校核......................................41第九部分轴承的选择及校核计算....................................429.1输入轴的轴承计算与校核..................................429.2中间轴的轴承计算与校核...................................439.3输出轴的轴承计算与校核...................................43第十部分联轴器的选择...........................................44第十一部分减速器的润滑和密封....................................4511.1减速器的润滑...........................................4511.2减速器的密封...........................................46第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................47设计小结.......................................................49参考文献.......................................................50第一部分设计任务书一、初始数据设计同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T=1600Nm，V=0.8m/s，D=350mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二.设计步骤1.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5.设计V带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器。二.计算传动装置总效率a=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.8251为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。第三部分电动机的选择1电动机的选择圆周速度v:v=0.8m/s工作机的功率pw:pw=eq\f(2TV,1000D)=\f(2×1600×0.8,350)=7.31KW电动机所需工作功率为:pd=eq\f(p\s(,w),ηa)=\f(7.31,0.825)=8.86KW工作机的转速为:n=eq\f(60×1000V,π×D)=\f(60×1000×0.8,π×350)=43.7r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱直齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(16×160)×43.7=699.2~6992r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M-4的三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速nm=1460r/min，同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160mm600×385254×21015mm42×11012×373.2确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=1460/43.7=33.41（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=33.41/2.5=13.36取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=eq\r(i)=\r(13.36)=3.66则低速级的传动比为:i23=i12=3.66第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI=nm/i0=1460/2.5=584r/min中间轴：nII=nI/i12=584/3.66=159.56r/min输出轴：nIII=nII/i23=159.56/3.66=43.6r/min工作机轴：nIV=nIII=43.6r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd×=8.86×0.96=8.51KW中间轴：PII=PI××=8.51×0.99×0.97=8.17KW输出轴：PIII=PII××=8.17×0.99×0.97=7.85KW工作机轴：PIV=PIII××=7.85×0.99×0.99=7.69KW则各轴的输出功率：输入轴：PI'=PI×0.99=8.42KW中间轴：PII'=PII×0.99=8.09KW中间轴：PIII'=PIII×0.99=7.77KW工作机轴：PIV'=PIV×0.99=7.61KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Td×i0×电动机轴的输出转矩:Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=eq9550×\f(8.86,1460)=57.95Nm所以：输入轴：TI=Td×i0×=57.95×2.5×0.96=139.08Nm中间轴：TII=TI×i12××=139.08×3.66×0.99×0.97=488.82Nm输出轴：TIII=TII×i23××=488.82×3.66×0.99×0.97=1718.05Nm工作机轴：TIV=TIII××=1718.05×0.99×0.99=1683.86Nm输出转矩为：输入轴：TI'=TI×0.99=137.69Nm中间轴：TII'=TII×0.99=483.93Nm输出轴：TIII'=TIII×0.99=1700.87Nm工作机轴：TIV'=TIV×0.99=1667.02Nm第五部分V带的设计5.1V带的设计与计算1.确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAPd=1.1×8.86kW=9.75kW2.选择V带的带型根据Pca、nm由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1=125mm。2）验算带速v。按课本公式验算带的速度eq\f(πd\s(,d1)n\s(,m),60×1000)=\f(π×125×1460,60×1000)m/s=9.55m/s因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2=i0dd1=2.5×125=312.5mm根据课本查表，取标准值为dd2=315mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。2）由课本公式计算带所需的基准长度Ld0≈eq2a\s(,0)+\f(π,2)(d\s(,d1)+d\s(,d2))+\f((d\s(,d2)-d\s(,d1))\s(2),4a\s(,0))eq=2×500+\f(π,2)×(125+315)+\f((315-125)\s(2),4×500)≈1709mm由表选带的基准长度Ld=1750mm。3）按课本公式计算实际中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1750-1709)/2mm≈520mm按课本公式，中心距变化范围为494~572mm。5.验算小带轮上的包角≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（315-125)×57.3°/520≈159.1°>120°6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=125mm和nm=1460r/min，查表得P0=1.93kW。根据nm=1460r/min，i0=2.5和A型带，查表得P0=0.17kW。查表得K=0.95，查表得KL=1，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.93+0.17)×0.95×1kW=2kW2）计算V带的根数zz=Pca/Pr=9.75/2=4.88取5根。7.计算单根V带的初拉力F0由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=eq500\f((2.5-K\s(,α))P\s(,ca),K\s(,α)zv)+qv\s(2)=eq500×\f((2.5-0.95)×9.75,0.95×5×9.55)+0.105×9.55\s(2)N=176.15N8.计算压轴力FPFP=2zF0sin(1/2)=2×5×176.15×sin(159.1/2)=1732.06N9.主要设计结论带型A型根数5根小带轮基准直径dd1125mm大带轮基准直径dd2315mmV带中心距a520mm带基准长度Ld1750mm小带轮包角α1159.1°带速9.55m/s单根V带初拉力F0176.15N压轴力Fp1732.06N5.2带轮结构设计1.小带轮的结构设计1）小带轮的结构图2）小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD=42mm42mm分度圆直径dd1125mmdadd1+2ha125+2×2.75130.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×4284mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.5~2)d(1.5~2)×4284mm2.大带轮的结构设计1）大带轮的结构图2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D=29mm29mm分度圆直径dd1315mmdadd1+2ha315+2×2.75320.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×2958mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×15+2×978mmL(1.5~2)d(1.5~2)×2958mm第六部分齿轮传动的设计6.1低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z3=23，大齿轮齿数z4=23×3.66=84.18，取z4=84。（4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T2=488.82N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.5。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：a1=arccos[z3cos/(z3+2ha*)]=arccos[23×cos20°/(23+2×1)]=30.181°a2=arccos[z4cos/(z4+2ha*)]=arccos[84×cos20°/(84+2×1)]=23.391°端面重合度：=[z3(tana1-tan)+z4(tana2-tan)]/2π=[23×(tan30.181°-tan20°)+84×(tan23.391°-tan20°)]/2π=1.758重合度系数：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.758,3))⑦计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3=60nkth=60×159.56×1×10×300×2×8=4.6×108大齿轮应力循环次数：N4=60nkth=N1/u=4.6×108/3.66=1.26×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.9、KHN2=0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.9×600,1)=540MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.92×550,1)=506MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=506MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.3×488.82×1000,1)×\f(3.66+1,3.66)×\b(\f(2.5×189.8×0.873,506))\s(\s(\s(2))))=102.741mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,2),60×1000)=eq\f(π×102.741×159.56,60×1000)=0.86m/s②齿宽bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×102.741=102.741mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1。②根据v=0.86m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.05。③齿轮的圆周力Ft3=2T2/d1t=2×1000×488.82/102.741=9515.578NKAFt3/b=1×9515.578/102.741=92.62N/mm<100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH=1.2。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.47。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×1.05×1.2×1.47=1.8523）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=102.741×eq\r(3,\f(1.852,1.3))=115.605mm及相应的齿轮模数mn=d3/z3=115.605/23=5.026mm模数取为标准值m=5.5mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3=z3m=23×5.5=126.5mmd4=z4m=84×5.5=462mm（2）计算中心距a=(d3+d4)/2=(126.5+462)/2=294.25mm（3）计算齿轮宽度b=φdd3=1×126.5=126.5mm取b4=127、b3=132。（4）圆整中心距采用变位法将中心距就近圆整至a′=294mm。在圆整时，以变位系数不超出图中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如z3、z4、m、、b等保持不变。1）计算变位系数和①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。啮合角′=arccos[(acos)/a′]=arccos[(294.25×cos20°)/294]=19.866°齿数和zΣ=z3+z4=23+84=107变位系数和xΣ=x1+x2=(inv′-inv)zΣ/(2tan)=(inv19.866°-inv20°)×107/2×tan20°)=-.045中心距变动系数y=(a′-a)/m=(294-294.25)/5.5=-.045齿顶高降低系数Δy=xΣ-y=-.045--.045=0从图中可知，当前的变位系数和提高了重合度，但齿轮强度有所下降。②分配变位系数x1、x2。由图可知，坐标点(zΣ/2,xΣ/2)=(53.5,-.022)位于L10线和L11线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的z3、z4处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.201、x2=-.246。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[F]1）确定公式中各参数值①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y齿轮重合度：=[z3(tana1-tan′)+z4(tana2-tan′)]/2π=[23×(tan30.181°-tan19.866°)+84×(tan23.391°-tan19.866°)]/2π=1.758重合度系数：Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.758=0.677②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.66YFa2=2.23YSa1=1.59YSa2=1.77③计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KF=1.2根据KH=1.47，结合b/h=10.26查图得KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1×1.05×1.2×1.44=1.814④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=620MPa、Flim2=620MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.89取安全系数S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.85×620,1.4)=376.43MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.89×620,1.4)=394.14MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×1.814×488.82×2.66×1.59×0.677,1×5.5\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=57.695MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000×1.814×488.82×2.23×1.77×0.677,1×5.5\s(\s(3))×23\s(\s(2)))=53.844MPa≤[F]2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数z1=23、z2=84，模数m=5.5mm，压力角=20°，变位系数x1=0.201、x2=-.246，中心距a=294mm，齿宽b1=132mm、b2=127mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m5.5mm5.5mm齿数z2384齿宽b132mm127mm分度圆直径d126.5mm462mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ha(ha+x-Δy)×m6.606mm4.147mm齿根高hf(ha+c-x)×m5.77mm8.228mm全齿高h(2×ha+c-Δy)×m12.375mm12.375mm齿顶圆直径dad+2×ha139.712mm470.294mm齿根圆直径dfd-2×hf114.96mm445.544mm6.2高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=22×3.66=80.52，取z2=81。（4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T1=139.08N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.5。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*)]=arccos[22×cos20°/(22+2×1)]=30.537°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*)]=arccos[81×cos20°/(81+2×1)]=23.505°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[22×(tan30.537°-tan20°)+81×(tan23.505°-tan20°)]/2π=3.52重合度系数：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-3.52,3))⑦计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×584×1×10×300×2×8=1.68×109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=1.68×109/3.66=4.6×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.88、KHN2=0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.88×600,1)=528MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.9×550,1)=495MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=495MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.3×139.08×1000,1)×\f(3.66+1,3.66)×\b(\f(2.5×189.8×0.875,495))\s(\s(\s(2))))=68.676mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×68.676×584,60×1000)=2.1m/s②齿宽bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×68.676=68.676mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1。②根据v=2.1m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.12。③齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×139.08/68.676=4050.323NKAFt1/b=1×4050.323/68.676=58.98N/mm<100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH=1.2。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.459。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1×1.12×1.2×1.459=1.9613）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=68.676×eq\r(3,\f(1.961,1.3))=78.762mm及相应的齿轮模数mn=d1/z1=78.762/22=3.58mm模数取为标准值m=4mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距为满足同轴式圆柱齿轮的中心距相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算，即a=294mm。由该中心距为高速小齿轮齿数重新取值即：Z1=eq\f(2×a,m×(i12+1))=eq\f(2×294,4×(3.66+1))=31.55，取Z1=32则高速大齿轮齿数：Z2=i12×Z1=3.66×32=117.12，取Z2=117（2）计算分度圆直径d1=z1m=32×4=128mmd2=z2m=117×4=468mm（3）计算齿轮宽度b=φdd1=1×128=128mm取b2=128、b1=133。（4）圆整中心距按重新取值后的齿数计算中心距，即：a=(d1+d2)/2=(128+468)/2=298mm采用变位法将中心距圆整至a′=294mm。在圆整时，以变位系数不超出图中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如z1、z2、m、、b等保持不变。1）计算变位系数和①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。啮合角′=arccos[(acos)/a′]=arccos[(298×cos20°)/294]=17.732°齿数和zΣ=z1+z2=32+117=149变位系数和xΣ=x1+x2=(inv′-inv)zΣ/(2tan)=(inv17.732°-inv20°)×149/2×tan20°)=-.947中心距变动系数y=(a′-a)/m=(294-298)/4=-1齿顶高降低系数Δy=xΣ-y=-.947-(-1)=0.053从图中可知，当前的变位系数和提高了重合度，但齿轮强度有所下降。②分配变位系数x1、x2。由图可知，坐标点(zΣ/2,xΣ/2)=(74.5,-.474)位于L9线和L10线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的z1、z2处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=-.048、x2=-.898。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）确定公式中各参数值①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y齿轮重合度：=[z1(tana1-tan′)+z2(tana2-tan′)]/2π=[32×(tan30.537°-tan17.732°)+117×(tan23.505°-tan17.732°)]/2π=3.52重合度系数：Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/3.52=0.463②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.5YFa2=2.17YSa1=1.64YSa2=1.83③计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KF=1.2根据KH=1.459，结合b/h=14.22查图得KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1×1.12×1.2×1.429=1.921④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.84、KFN2=0.85取安全系数S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.84×500,1.4)=300MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.85×380,1.4)=230.71MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×1.921×139.08×2.5×1.64×0.463,1×4\s(\s(3))×32\s(\s(2)))=15.478MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×1.921×139.08×2.17×1.83×0.463,1×4\s(\s(3))×32\s(\s(2)))=14.991MPa≤[F]2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数z1=32、z2=117，模数m=4mm，压力角=20°，变位系数x1=-.048、x2=-.898，中心距a=294mm，齿宽b1=133mm、b2=128mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m4mm4mm齿数z32117齿宽b133mm128mm分度圆直径d128mm468mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ha(ha+x-Δy)×m3.596mm0.196mm齿根高hf(ha+c-x)×m5.192mm8.592mm全齿高h(2×ha+c-Δy)×m8.788mm8.788mm齿顶圆直径dad+2×ha135.192mm468.392mm齿根圆直径dfd-2×hf117.616mm450.816mm第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=8.51KWn1=584r/minT1=139.08Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1=128mm则:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×139.08×1000,128)=2173.1NFr=Ft×tan=2173.1×tan20°=790.5N3.初步确定轴的最小直径:先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，取A0=112，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×eq\r(3,\f(8.51,584))=27.4mm输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12=29mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，第一段轴右端需制出一轴肩，故取第二段轴的直径d23=33mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=39mm。大带轮宽度B=78mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故第一段轴的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12=76mm。2）初步选择滚动轴承。轴承仅受有径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=33mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T=35×72×18.25mm，故d34=d67=35mm。3）取安装齿轮处的轴段直径d45=40mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知高速小齿轮的宽度为B=133mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取l45=131mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=40mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴肩处的直径d56=48mm4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离K=25，取轴承凸台距离箱体外壁距离L=51mm轴承端盖厚度e=12mm箱座壁厚δ=10mm轴承距离箱体内壁距离s=8mm，则l23=25+12+2+51+10-8-18.25=74mm5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，右侧轴承采用挡油环定位，取挡油环宽度为14，则：l34=T+Δ+s+2=18.25+16+8+2=44.25mml56=10mml67=T+14=18.25+14=32.25mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图:根据30207轴承查手册得a=15.3mm带轮中点距左支点距离L1=(78/2+74+15.3)mm=128.3mm齿宽中点距左支点距离L2=(133/2-2+44.25-15.3)mm=93.4mm齿宽中点距右支点距离L3=(133/2+10+32.25-15.3)mm=93.4mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FNH1=eq\f(Fq×(L1+L2+L3)-Fr×L3,L2+L3)=eq\f(1732.06×(128.3+93.4+93.4)-790.5×93.4,93.4+93.4)=2526.4NFNH2=Fq-FNH1-Fr=1732.06-2526.4-790.5=-1584.8N垂直面支反力：FNV1=eq\f(Ft×L3,L2+L3)=eq\f(2173.1×93.4,93.4+93.4)=1086.6NFNV2=Ft-FNV1=2173.1-1086.6=1086.5N左侧轴承1的总支承反力：FH1=eq\r(FNH1\s(,2)+FNV1\s(,2))=eq\r(2526.4\s(,2)+1086.6\s(,2))=2750.16N右侧轴承2的总支承反力：FH2=eq\r(FNH2\s(,2)+FNV2\s(,2))=eq\r(-1584.8\s(,2)+1086.5\s(,2))=1921.48N3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：齿轮受力点截面C处的水平弯矩：MCH=FNH2×L3=-1584.8×93.4Nmm=-148020.32Nmm截面A处的水平弯矩：MAH=-Fq×L1=-1732.06×128.3=-222223.3Nmm4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：齿轮受力点C处的垂直弯矩：MCV=-FNV1×L2=-1086.5×93.4=-101488.44Nmm支点A处垂直弯矩：MAV=0Nmm5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：齿轮受力点C处的合成弯矩：MC=eq\r(MCH\s(,2)+MCV\s(,2))=eq\r(-148020.32\s(,2)+-101488.44\s(,2))=179471.22Nmm支点A处的合成弯矩：MA=eq\r(MAH\s(,2)+MAV\s(,2))=eq\r(-222223.3\s(,2)+0\s(,2))=222223.3Nmm6）绘制扭矩图T=T1=139080Nmm7）计算当量弯矩并绘制弯矩图截面C处的当量弯矩：MVC左=eq\r(MC\s(,2)+(α×T1)\s(,2))=eq\r(179471.22\s(,2)+(0.6×1000×139.08)\s(,2))=197922.93Nmm支点A处的当量弯矩：MVA=eq\r(MA\s(,2)+(α×T1)\s(,2))=eq\r(222223.3\s(,2)+(0.6×1000×139.08)\s(,2))=237374.73Nmm截面D处的当量弯矩：MVD=eq\r(0\s(,2)+(α×T1)\s(,2))=eq\r(0\s(,2)+(0.6×1000×139.08)\s(,2))=83448Nmm8）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。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(179471.22\s(2)+\b(0.6×139.08×1000)\s(2)),0.1×40\s(3))MPa=30.9MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=8.17KWn2=159.56r/minT2=488.82Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2=468mm则:Ft1=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×488.82×1000,468)=2089NFr1=Ft1×tan=2089×tan20°=759.9N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=126.5mm则:Ft2=eq\f(2T\s(,2),d\s(,3))=eq\f(2×488.82×1000,126.5)=7728.4NFr2=Ft2×tan=7728.4×tan20°=2811.4N3.初步确定轴的最小直径先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，取：A0=107，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=107×eq\r(3,\f(8.17,159.56))=39.7mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,轴承仅受有径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=39.7mm由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40×80×19.75mm，故d12=d56=40mm。2）取安装大齿轮处的轴段的直径d45=45mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B=128mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=126mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=45mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴环处的直径d34=53mm，取l34=109.25mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d23=45mm。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B=132mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=130mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=19.75mm，则l12=T+Δ+s+2=19.75+16+8+2=45.75mml56=T2T+s+Δ+2.5+2=19.75+8+16+2.5+2=48.25mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30208轴承查手册得a=16.9mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L1=(132/2-2+45.75-16.9)mm=92.8mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(128/2+109.25+132/2)mm=239.2mm高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L3=(128/2-2+48.25-16.9)mm=93.4mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FNH1=eq\f(Fr1×L3-Fr2×(L2+L3),L1+L2+L3)=eq\f(759.9×93.4-2811.4×(239.2+93.4)-,92.8+239.2+93.4)=-2031.26NFNH2=Fr1-FNH1-Fr2=759.9--2031.26-2811.4=-20.24N垂直面支反力：FNV1=eq\f(Ft1×L3+Ft2×(L2+L3),L1+L2+L3)=eq\f(2089×93.4+7728.4×(239.2+93.4),92.8+239.2+93.4)=6501.12NFNV2=Ft2+Ft1-FNV1=7728.4+2089-6501.12=3316.28N左侧轴承1的总支承反力：FH1=eq\r(FNH1\s(,2)+FNV1\s(,2))=eq\r(-2031.26\s(,2)+6501.12\s(,2))=6811.06N右侧轴承2的总支承反力：FH2=eq\r(FNH2\s(,2)+FNV2\s(,2))=eq\r(-20.24\s(,2)+3316.28\s(,2))=3316.34N3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：低速小齿轮截面C在水平面内弯矩：MCH=FNH1×L1=-2031.26×92.8=-188500.93Nmm高速大齿轮截面D在水平面内弯矩：MDH=eqFNH2×L3=eq-20.24×93.4=-1890.42Nmm4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：低速小齿轮截面C处的垂直弯矩：MCV=FNV1×L1=6501.12×92.8=603303.94Nmm高速大齿轮截面D处的垂直弯矩：MDV=FNV2×L3=3316.28×93.4=309740.55Nmm5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：低速小齿轮截面C处合成弯矩：MC=eq\r(MCH\s(,2)+MCV\s(,2))=eq\r(-188500.93\s(,2)+603303.94\s(,2))=632066.65Nmm高速大齿轮截面D处合成弯矩：MD=eq\r(MDH\s(,2)+MDV\s(,2))=eq\r(-1890.42\s(,2)+309740.55\s(,2))=309746.32Nmm6）绘制扭矩图T=T2=488820Nmm7）计算当量弯矩并绘制弯矩图低速小齿轮截面C处当量弯矩：MVC=eq\r(MC\s(,2)+(0.6×1000×T2)\s(,2))=eq\r(632066.65\s(,2)+(0.6×1000×488.82)\s(,2))=696798.71Nmm高速大齿轮截面D处当量弯矩：MDC=eq\r(MD\s(,2)+(0.6×1000×T2)\s(,2))=eq\r(309746.32\s(,2)+(0.6×1000×488.82)\s(,2))=426571.19Nmm8）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D）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,D)+\b(αT2)\s(2)),W)=eq\f(\r(309746.32\s(2)+\b(0.6×488.82×1000)\s(2)),0.1×45\s(3))MPa=46.8MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.3输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=7.85KWn3=43.6r/minT3=1718.05Nm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=462mm则:Ft=eq\f(2T\s(,3),d\s(,4))=eq\f(2×1718.05×1000,462)=7437.4NFr=Ft×tan×°3.初步确定轴的最小直径先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，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,3),n\s(,3)))=112×eq\r(3,\f(7.85,43.6))=63.2mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12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=KAT3，查表，考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则:Tca=KAT3=1.3×1718.05=2233.5Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT11型联轴器。半联轴器的孔径为80mm故取d12=80mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为132mm。4.轴的结构设计图5.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，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=84mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=90mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=132mm，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I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=130mm。2）初步选择滚动轴承。轴承仅受有径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=84mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30217，其尺寸为d×D×T=85mm×150mm×30.5mm，故d34=d67=85mm。3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45=90mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B=127mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=125mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=90mm查表，得R=2.5mm，故取h=7mm，则轴环处的直径d56=104mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离K=25，取轴承凸台距离箱体外壁距离L=51mm轴承端盖厚度e=12mm箱座壁厚δ=10mm轴承距离箱体内壁距离s=8mm，则l23=25+12+2+51+10-8-30.5=62mm5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=30.5mm，则l34=T+s+Δ+2.5+2=30.5+8+16+2.5+2=59mml56=10mml67=T+14+2.5=30.5+14+2.5=47mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图:根据30217轴承查手册得a=30.3mm齿宽中点距左支点距离L1=(127/2+10+47-30.3)mm=90.2mm齿宽中点距右支点距离L2=(127/2-2+59-30.3)mm=90.2mm第一段受力中点距右支点距离L3=(130/2+62+30.3)mm=157.3mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FNH1=eq\f(Fr3×L2,L1+L2)=eq\f(2705.5×90.2,90.2+90.2)=1352.75NFNH2=Fr3-FNH1=2705.5-1352.75=1352.75N垂直面支反力：FNV1=eq\f(Ft3×L2,L1+L2)=eq\f(7437.4×90.2,90.2+90.2)=3718.7NFNV2=eq\f(Ft3×L1,L1+L2)=eq\f(7437.4×90.2,90.2+90.2)=3718.7N左侧轴承1的总支承反力：FH1=eq\r(FNH1\s(,2)+FNV1\s(,2))=eq\r(1352.75\s(,2)+3718.7\s(,2))=3957.1N右侧轴承2的总支承反力：FH2=eq\r(FNH2\s(,2)+FNV2\s(,2))=eq\r(1352.75\s(,2)+3718.7\s(,2))=3957.1N3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：齿轮所在轴截面C在水平面上所受弯矩：MCH=FNH1×L1=1352.75×90.2=122018.05Nmm4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：齿轮所在轴截面C在垂直面上所受弯矩：MCV=-FNV1×L1=-3718.7×90.2=-335426.74Nmm5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：齿轮所在截面C处的合成弯矩：MC=eq\r(MCH\s(,2)+MCV\s(,2))=eq\r(122018.05\s(,2)+-335426.74\s(,2))=356930.67Nmm6）绘制扭矩图T=T3=1718050Nmm7）计算当量弯矩并绘制弯矩图截面A处的当量弯矩：MVA=0Nmm截面B处的当量弯矩：MVB=eq\r((α×T3)\s(,2))=eq\r((0.6×1000×1718.05)\s(,2))=1030830Nmm截面C处的当量弯矩：MVC=eq\r(MC\s(,2)+(α×T3)\s(,2))=eq\r(356930.67\s(,2)+(0.6×1000×1718.05)\s(,2))=1090875.79Nmm截面D处的当量弯矩：MVD=eq\r((α×T3)\s(,2))=eq\r((0.6×1000×1718.05)\s(,2))=1030830Nmm8）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。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(356930.67\s(2)+\b(0.6×1718.05×1000)\s(2)),0.1×90\s(3))MPa=15MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分键联接的选择及校核计算8.1输入轴键选择与校核1）校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=8mm×7mm×70mm，接触长度:l'=70-8=62mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×7×62×29×120/1000=377.6NmT≥T1，故键满足强度要求。2）校核高速小齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=12mm×8mm×125mm，接触长度:l'=125-12=113mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×8×113×40×120/1000=1084.8NmT≥T1，故键满足强度要求。8.2中间轴键选择与校核1）中间轴与高速大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×110mm，接触长度:l'=110-14=96mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×9×96×45×120/1000=1166.4NmT≥T2，故键满足强度要求。2）中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×125mm，接触长度:l'=125-14=111mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×9×111×45×120/1000=1348.6NmT≥T2，故键满足强度要求。8.3输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=25mm×14mm×110mm，接触长度:l'=110-25=85mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×14×85×90×120/1000=3213NmT≥T3，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=22mm×14mm×125mm，接触长度:l'=125-22=103mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[F]=0.25×14×103×80×120/1000=3460.8NmT≥T3，故键满足强度要求。第九部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=10×2×8×300=48000h9.1输入轴的轴承计算与校核根据轴设计部分选定的轴承型号，查指导书手册可知30207轴承的基本额定动载荷Cr=54.2KN，基本额定静载荷C0r=63.5KN。轴承采用正装。把派生轴向力的方向与外加轴向载荷Fa的方向一致的轴承标为轴承2，另一端标为轴承11）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。根据轴的校核部分计算可知FNV1=1086.6N，FNV2=1086.5N，FNH1=2526.4N，FNH2=-1584.8N。则：Fr1=eq\r(FNV1\s(2)+FNH1\s(2))=eq\r(1086.6\s(2)+2526.4\s(2))=2750.16NFr2=eq\r(FNV2\s(2)+FNH2\s(2))=eq\r(1086.5\s(2)+-1584.8\s(2))=1921.48N2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于30207型轴承，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e为判断系数，查轴承手册得判断系数e的值为0.37，Y的值为1.6Fd1=Fr1/2Y=2750.16/2×1.6=859.42NFd2=Fr2/2Y=1921.48/2×1.6=600.46N因为Fd2-Fa=(600.46-)=600.46<Fd1=859.42所以Fa1=Fd1=859.42N因为Fd1+Fa=(859.42+)=859.42>Fd2=600.46所以Fa2=Fd1+Fa=859.42N3）求轴承当量动载荷P1和P2因为eq\f(Fa1,Fr1)=eq\f(859.42,2750.16)=0.312≤e；eq\f(Fa2,Fr2)=eq\f(859.42,1921.48)=0.447＞e分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1：X1=1,Y1=0对轴承2：X2=0.4,Y2=1.6根据任务书中载荷情况，按课本表fd=1.0~1.2，取fd=1.1。则P1=fd(X1Fr1+Y1Fa1)=1.1×(1×2750.16+0×859.42)=3025.18NP2=fd(X2Fr2+Y2Fa2)=1.1×(0.4×1921.48+1.6×859.42)=2358.03N4）验算轴承寿命因为P1＞P2，所以按轴承1的受力大小验算：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n)\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×584)\b(\f(54.2×1000,3025.18))\s(\s(10/3))=425355.41h＞48000h故所选轴承满足寿命要求。9.2中间轴的轴承计算与校核根据轴设计部分选定的轴承型号，查指导书手册可知30208轴承的基本额定动载荷Cr=63KN，基本额定静载荷C0r=74KN。轴承采用正装。把派生轴向力的方向与外加轴向载荷Fa的方向一致的轴承标为轴承2，另一端标为轴承11）求两轴承受到