二级直齿轮减速器设计范本

#机械设计课程设计说明书设计题目：设计一二级直齿圆柱齿轮减速器。设计条件:设计条件:F—4500—卷筒圆周力（N）；D—350—卷筒直径（mm）；n—65一卷筒转速（r/min）.允许卷筒转速误差±5%。减速器使用年限10年，每年工作250天，双班制，轻度振动，单向运转。应完成的工作:.减速器装配图1张（0号或1号图纸）;.零件图2〜3张（齿轮、轴、机座或机盖）;.设计计算说明书1份。绪论………………4.电动机选择……………………5确定电机功率………………5确定电动机转速……………6.传动比分配……………………6总传动比……………………6分配传动装置各级传动比…………………6.运动和动力参数计算………6各轴转速……………………6各轴功率……………………6各轴转矩……………………7.传动零件的设计计算………7第一级（高速级）齿轮传动设计计算 7第二级（低速级）齿轮传动设计计算 11.装配零件设计…………………14轴最小直径初步估计………14联轴器初步选择……………14轴承初步选择………………14键的选择……………………15润滑方式选择………………15TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument".减速器箱体主要结构尺寸 16\o"CurrentDocument".轴的受力分析和强度校核 17高速轴受力分析及强度校核………………17中间轴受力分析及强度校核………………19低速轴受力分析及强度校核………………21\o"CurrentDocument".轴承寿命计算 24高速轴寿命计算……………24中间轴寿命计算……………25低速轴寿命计算……………26.键连接强度计算……………27高速轴上键连接强度计算…………………27中间轴键强度计算………28低速轴链接键强度计算…………………29.设计总结…………………29参考文献…………………30绪论机械设计综合课程设计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（AutoCAD）PROE的机会。

计算内容和设计步骤：计算及说明结果二—1不I3二F00要0.Pddh1__11±送，受轻振冲击，所以选择Y系98=0.893.8kwP=3.4kww期三不pn99.电动机选择电动机是标准部件。因为工作工列一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼自确定电机功率n=0.95工作机所需功率P(kw)为 P=-w w10按《机械课程设计手册》表1-7确定齿轮采用8级精度的一般齿轮传动轴承采用球轴承(稀油润滑)高速级用弹性联轴器低速级用滑块联轴器总效率n=n2n3nn=0.972x电动机所需工作功率P(kw)为 「d 1用于1相异-=3.V丁分5n1=0n2=n3=n4=3x(p—w—n 1-货物的运:电动机＜4kw效率).97二0.990.9920.98).992X0.(3.4/0.89=

1.2确定电动机转速卷筒轴工作转速 n=65r/min二级圆柱齿轮减速器传动比 3Vi1<5 3Vi2V5电机转速 n=(3〜5)X(3〜5)n=558.9r/min〜1552.5r/min取n=1000r/min所以，由《机械课程设计手册》表12-1得电动机型号为Y132M1-6额定功率p=4kw,满载转速n=960r/min由表12-3得轴伸尺寸直径38mm长度80mm.传动比分配总传动比•n960i=—m= =14.77n65w分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮i1=(1.3〜1.5)i2, i=i1i2计算可得i=4.66i=3.33.运动和动力参数计算各轴转速高速轴n1=n=960r/min中间轴 n2=n1/i1=960/4.66=206.0r/min低速轴 n3=n2/i2=n\i2=960/14.77=65.0r/min各轴功率高速轴 p1=pj3=3.8X0.992=3.77kw中间轴 p2=p1n1n2=3.77X0.97X0.99=3.62kw低速轴 p3=p2n1n2=3.62X0.97X0.99=3.48kw各轴转矩n=0.89pd=3.8kwn=65r/minn=1000r/min电动机型号为Y132M1-6额定功率p=4kw,满载转速n=960r/minp=4kwn=960r/mini=14.77i1=4.66i2=3.33n=960r/minn=206.0r/2minn=65.0r/min

高速轴 T1=9550p=37.5N•M1中间轴 T2=9550p=167.8N•M2低速轴 T3=9550p=536.9N•M34.传动零件的设计计算第一级（高速级）齿轮传动设计计算选定齿轮类型、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240HBS,二者材料硬度差为40HBS；（4）初选小齿轮齿数4=24,大齿轮齿数Z=i义Z=4.66X24=111.84,取；Z0=1122 1 1 24.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算/KT[KTu+1Zd=2.23x,t1 （—e-）21t 、6u[o]Vd H（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 '=9.55X1062=37500N•m13）际材表10-7选取齿宽系数市d=1。14）也材表10-5查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa25）时材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。lim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限。lim2=550MPa。p1=3.77kwp=3.62kwp=3.48kwT1=37.5NmT2=167.8NmT3=536.9Nm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）240HBST1=37500N6）由教材公式10-15计算应力循环次数N=60njL=60X960X1X300X2X8X8=2.2X109ha,N 2.2x109N=—1= =4.7X108h2i4.6617）由教材图10-23取接触疲劳寿命系数K=0.9K=1.05HN1 HN28）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,则「rKO[0]=—HN1―lim1=540MPaH1SrrKO -rL[0]=—HN2lim2=577.5MPaH2S⑵计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得1.3x375004.66+1189.8、d=2.23x3' xx（ ）2=41.883mm1t3 1 4.66 5402）计算圆周速度兀dn兀x41.883x960,v= 1t-^—= =2.105m/s60x1000 60x10003）计算齿宽bb=。d=1X41.883=41.883mmd114）计算齿宽与齿高比b/hd 41.8831模数：m=--= =1.745mm11Z241齿高：h=2.25m=1.745X2.25=3.926mm11b/h=10.675）计算载荷系数K。由教材表10-2查得使用系数KA=1；根据v=2.105m/s,7级精度，由教材图10-8[。]=540MPa[。H]2=577.5MPad=41.8831tmmv=2.105m/sb=41.883mmm=1.745m11m查得,动载系数KV=1.1;h=3.926mm直齿轮K=K=1Ha Fa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，K=1.417HP.b -，.，.，一 ，一由—=10.67K =1.417查教材图10-13得K=1.38；h HP FP故载荷系数K=KKKK=1X1.1X1X1.417=1.5587AVHaHP6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有!K '15587d=d'——=41.883x3 =44.495mm1 113K 31.3tt7）计算模数mnK=1.5587d 44.4951。一m=—= =1.854mm1z 2414.1.3按齿根弯曲强度设计d1=44.495m按教材式（10-7）试算，即m、i'2KTYY、m3。1 1(FaSa)\。Z”。「dd1 F(1)确定计算参数m=1.854mm1）由教材图10-20。查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限GFE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限。FE2=380MPa；2）由教材图10-25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「 1Ko 0.85x500—[o]=—FN-fe1= =303.75MPaf1 S 1.4r、Ko 0.88x380-ccc-[o]=—FN2―fe2= 238.86MPaf2 S 1.44）计算载荷系数[o]=303F1YYFa1Sa1[OYYFa1Sa1[O]F12.65x1.58303.57=0.01379Fa2Sa2[OF]2.16x1.81238.86=0.011973.75MPa[o]=238.8F26MPaK=1.518K=KKKK=1X1.1X1X1.38=1.518AVFaFP5)查取齿形系数和应力校正系数由机械设计手册，用插值法查得YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.81 Y Y 6)计算大、小齿轮的并加以比较。2]F小齿轮的数值大。⑵设计计算、.2、.2x1.518x30560>3' 3 1x242x0.01379=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7d 44.495,Z-―^= =29.61m1.51取Z1=30,则Z2=i1Z1=4.66X30=139.8,取140。4.1.4几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径d=Zm=30X1.5=45mm1 1 1d=Zm=140X1.5=210mm2 2 1(2)计算中心距a1=(d1+d2)/2=127.5mm⑶计算齿轮宽度m1=1.31mmm1=1.5mmz=30z：=140d=45mmd2=210mmb=。d=1X45=45mma=127.5mmda=127.5mm圆整后取B2=45mm,B1=50mm4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）B=50mmB=50mmB2=45mm低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；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280HBS的40Cr（调质），大齿轮为硬度240HBS的45（调质40Cr（调质），大齿轮为硬度240HBS的45（调质）;仍初选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.33X24=79.92,取804.2.2按齿面接触强度设计试算公式:KTT2d=2.323-11 3。i+1Z-2 •(-E-)2io2 H⑴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T=9.55X106p2=167820N•m类型：直齿圆柱齿轮材料：小齿轮280HBS40Cr（调质）大齿轮240HBS45钢（调质）Z1=24Z2=801①d=1；ZE=189.8MPa2；应力循环次数：N=60njL=60义206义2义8义8义300=4.7X108h入7N 4.7x108N=—1= =1.4X108h2i3.332小齿轮的接触疲劳强度极限。川.=600MPa；Hlim大齿轮0Hlim=550MPa；接触疲劳寿命系数：KHN1T.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[o]=y.1

H1S上05；600=630Mpar r K O rs、,―――,[o]=—hn2_iim2=1.12X550=616MPaH2 S⑵计算1)小齿轮分度圆直径,ccc|'1.3义167820 3.33+1/89.8、 「八。。，d=2.32*3 义 义( )2=50.334mm1t 3i 1 3.33 6162)圆周速度ndn 兀x50.334x206…,v= 1t-^—= =0.54m/s60x1000 60x10003)齿宽 b=。d=1X50.334=50.334mmd11土昔w d 50.334c[八模数 m=—l== =2.10mmtz 241齿高 h=2.25Xmt=2.25X2.10=4.73mm宽高比b=10.66h4)载荷系数。K=1.01；直齿轮K=K=1.0；K=1;K=1.423, K=1.39；v Ha Fa A HP FP则K=KKKK=1.5653AVHaHP5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：KKd=d1——=55.2mm1 113Kt16)计算模数 m=—==m^mm=2.3mmz2414.2.3按齿根弯曲强度设计设计公式：|2KTYYm>1 2-(FaSa)\0dZ12[OF](1)确定公式内各计算数值[o]=630H1Mpa[o]=616H2MPad=50.33411mmv=0.54m/sb=50.334mmm=2.10mmh=4.73mmK=1.5653d1=55.2mmm=2.3mm

小齿轮的弯曲疲劳强度极限飞尸500MPa;FE1大齿轮的疲劳强度极限咋F2=380MPa；FE2弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.88，KFN2=0.9；载荷系数K=KKKK=1.529；AVFaFPYFa1=2.65,YFa2=2-21；YSa1=1.58,YSa2=1-78；S，4；计算弯曲疲劳许用应力：T丁Ko 0.88X500[o]=_fn1_fe1= =314.2MPaf1 S 1.4「 1Ko 0.9x380「[o]=—FN2—fe2= =244.29MpaF2 S 1.4 ymil YY 2.65x1.58八〜”=贝U: Fa1Sa1= =0.01332[o] 314.2F1YY2.21x1.78nn_inFa2Sa2= =0.01610[o] 244.29F2大齿轮数值较大(2)设计计算i'2x1.529x167820 「℃m=3i x0.0161=2.33mm\ 1x242取m2=2.5,则小齿轮齿数z=d1=552=22.08取Z=231m2.5 1大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.33X23=76.59取Z2=774.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径d=zm=23X2.5=57.5mm3 1d=zm=77x2.5=192.5mm4 2力由p京 d+d57.5+192.5(2)中心是且 a=t 4= =125mm2 2 2[o]=314.F12MPa[o]=244.F229Mpam=2.33mmm2=2.5mmZ=231Z=772(3)齿轮宽度 b=。d=1X57.5=57.5mmd1取B4=60mm,B3=65mm。5装配零件设计5.1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=105,4Ps厂,1377d>A3-j=105x3 1 0T,n 9601 15.1.2中间轴=16.57mm 取22mm材料40Cr（调质），硬度280HBS，由教材表15-3取A0=110下,1362 -d>A& =110x3 =27.14mm取30mm03'n 32061 25.1.3低速轴材料45钢调质，硬度250HBS，由教材表15-3取A0=110P .,3.48 -d>Aa■—=110x3 =41.58mm取40mmn361.935.2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 T=KT=1.5X37.5=56.25N•MC1 1T=KT=1.5X536.9=805.35N•MC3 3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™JB38x60LM4—YB22x52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WH7分空J40x841第一次放大第二次放大高速轴26mm30mm5.3轴承初步选择d=57.5mm3d=192.5mm4a2=125mmB=65mm3B4=60mmd=22mmd=30mmd=40mmT =56.25c1N•mT=805.35C3N•m中间轴33mm35中间轴33mm35mm低速轴46mm50mmd=30mmd=35mmd=50mm高速轴7006c中间轴7007c低速轴6010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：16X10X50输出联轴器连接键：12X8X70材料都为Q275A名称符号尺寸关系结果（mm）箱座壁厚30.025a+3=8.287288箱盖壁厚%0.02a+3=7.23288箱盖凸缘厚度b11.53112箱座凸缘厚度b1.5312箱座底凸缘厚度b22.5320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。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：16X10X50输出联轴器连接键：12X8X70材料都为Q275A。润滑方式选择轴承润滑方式选择高速轴dn=22800mm•r/min，中间轴6884.5mm”min,低速轴dn=2625mmrmin。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。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230mm。6.减速器箱体主要结构尺寸

地脚螺钉直径df0.036a+1220地脚螺钉数目naW250,n=4；a>250〜500,n=6,a>500时，n=84轴承旁联接螺栓直径di0.75df16盖与座联接螺栓直径d2(0.5〜0.6)df10连接螺栓d2的间距L150〜200150轴承端盖螺钉直径d3(0.4〜0.5)df8视孔盖螺钉直径d4(0.3〜0.4)df8定位销直径d(0.7〜0.8)d28d1d2df至外箱壁距离Ci表11-2C1f=26C11=22C12=16dfd2凸缘边远距离C2表11-2c2f=24C21=20C22=14轴承旁凸台半径RiC2120凸台高度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LiC1+C2+(5〜10)47铸造过渡尺寸x,y表1-38x=3y=15大齿轮顶圆与△1>1.2310内壁距离齿轮端面与内箱壁距离△2〉310箱盖箱座肋厚m1mm产0.8531, m'0.863m1=7m=7轴承端盖外径D2D+(5〜5.5)d3D21=95D22=102D23T20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^D2S1=95S2=102S3=1207轴的受力分析和强度校核（高速轴）7.1高速轴受力分析及强度校核如图小齿轮受力:2T

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di2T

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di2x30.56x10345=1358.2NF=Ftana=1358.2xtan20。=494.4Nr1 11F=1358.211NF=494.4Nr1受力分析:由轴的结构图得：L1=134mm L2=51.5mm水平面：由F(L+L)=FLNH11 2 r12F册=137.3NF；=357.1NMH=8390.7F册=137.3NF；=357.1NMH=8390.7N•mmNH21 2 r11得：Fnh1=137.3N FNH2=357.1N弯矩M=FL=18390.7N•mmH NH11铅垂面：由F(L+L)=FLNV11 2 112Fnv=377.1NFNV1=981.14nNV2MFnv=377.1NFNV1=981.14nNV2MV=50526.NV21 2 111得： Fnv1=377.1NFnV2=981.14N弯矩M=FL=50526.7N•mmVNV117N•mm二53770之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得［。］=70MPa7.2中间轴受力分析及强度校核oca＜［o］，故安全。-1总弯矩M=、M2+M2=53770N•mm1 1H V按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=0.6扭矩T］=30560N•mmM2+(aT)2一1一--1—=21MPaw如图大齿轮受力:2T——2d22X"工3"103=1300,4N220.5=Ftana=1300.4xtan20。=473.3N12小齿轮受力:2T

——2

d32X皿"103=4096,3N70=Ftana=4096.3xtan20。=1490.9N.13受力分析:由轴的结构图得:L1=64.5mm,L?=70mm,匕3=52mm.F=1300.412NF=473.3Nr2F=4096.313NF=1490.9r3N水平面：F(L+L+L)+F(L+L)=FLNH1 1 2 3 r3 1 2 r23F (L+L+L)+FL=F(L+L)NH2 1 2 3 r3 1 r2 12得： FNH1=-843.3N FNH2=174.3N弯矩M=FL=-54393N•mmH1 NH11M=F.L9+Fmm1(L1+LJ=—102987.6N•mmH2r32NH1,12,铅垂面：F(L+L+L)=F(L+L)+FLNV1 1 2 3 13 2 3 12 3F(L+L+L)=F(L+L)+FLNV2 1 2 3 12 1 2 13 1得：FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N弯矩M-FNV1L1=196222N•mmM=F.L0—Fntv1(L1+LJ=—122434N•mmV2 t32 NV11 2总弯矩M.二七M2+M2=203621N•mm21 、H1 V1M=JM2+m2=159989N•mm22丫H2 V2扭矩T2=143370N•mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=0.6Jm2+(aT)2o二__21——-__2—=51.6MPaca w之前已选轴材料为40Cr,调质处理，查教材表15-1得[o]=70MPa-1o<[o]，故安全。ca -17.3低速轴受力分析及强度校核Fnh=-843.3nnh1FNH2=174.3NF=3042.2nnv1F=2354.5nNV2M21.=203621N•mmM』二159989N•mmo=51.6MPcaa安全如图所示，齿轮受力为：口2T 2x515880F“=一= =3931Nt4d 262.54Fr4=Ft4tana=3931Xtan20。=1431N由轴的结构图得：L1=62.5mm L2=123mm受力分析水平面：F(L+L)=FLNH11 2 r42F(L+L)=FLNH21 2 r41得：FNH1=933.8N FNH2=497.2N弯矩 M=FNH1L1=61164N•mm垂直面：F(L+L)=FLNV11 2 142F(L+L)=FLNV21 2 141得：Fnv1=2565N Fnv2T366N弯矩 MV=Fnv1L1=168008N•mm总弯矩：M丁M2+M2=178795n•mm3 H V扭矩 T3=515880N•mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取a=0.6Jm2+(aT)2o=y 3—=21.5MPaca w此轴材料为45,调质处理，地材表15-1查得[o]=60MPa-1o<[o],故安全。ca -1Ft4=393lNFr4=143lNFnh=933.例F；：=497.2NF=2565NF：2=1366NM3=178795N•mmo=21.5MPcaa校核安全低速轴8轴承寿命计算8.1高速轴寿命计算高速轴轴承为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:F=F =981.1Nr2 NV2F=F =981.1Nr2 NV2F=377.1Nr1r1 NV1派生轴向力为：取e=0.4Fdi=Fdi=eFri=150.8NFd2==Fr2=392.4NF=981.1Nr2两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2>Fd1,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松。所以轴向力：Fa1=Fae+Fd2=392.4NFa2=Fd2=392.4N7006c轴承判断系数e=0.4。F八，F八，-^2-=0.4Fr21=1.04>eFr1

由教材表13-5得动载荷系数：X1=0.44,Y1=1.40 X2=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(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2N因为P1Vp2,所以以轴承2作为寿命计算轴承。球轴承£=3106CL= (一)3=48507hh60nP1 2L=一L——=10.1年＞8年y2x8x300P=786.8N1P=1079.2N2P=786.8N1P=1079.2N2高速轴轴承为7006CL=10.1年y合格F=3042.2F=3042.2r1NF=2354.5r2中间轴寿命计算中间轴轴承为7007C。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：C=19.5kN轴承受到的径向载荷：F=F =3042.2N F=F =2354.5Nr1 NV1 r2 NV2派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=1216.9N Fd2=eFr2=941.8N

两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。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：Fa1=Fd1=1216.9NFa2=Fd1-Fae=1216.9N7007c轴承判断系数e=0.4。FF八，—a1=0.4Fr1F—a2>eFr2由教材表13-5得动载荷系数:X1=1,Y1=0X2=0.44,Y2=1.40由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3346.4NP2=fp(X2F2+Y2Fa2)=3013.6N因为P/P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承£=3106CL= (—)3=16765hh60nP2 1L…・一L= h =3.5年<8年Y2X8X300所以寿命不满足使用要求。换6007深沟球轴承P=3346.4N1P=3013.6N2L=3.5年Y不合格换6007深沟球轴承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：F=F =2565N F=F =1366Nr1 NV1 r2 NV2派生轴向力为：取e=0.37Fdi=eFr1=949N Fd2=eFr2=505.4N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。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：Fa1=Fd1=949NFa2=Fd1—Fae=949N6010轴承判断系数e=0.37。尸八八 F=0.37 -^2- >eF Fr1 r2际材表13-5得动载荷系数：X1=1,Y1=0 X2=0.56,Y2=1.2际材表13-6取fp=1.1当量动载荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=2821.5NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=2094.1N因为P/P2,所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承£=3106CL= (—)3=150493hh60nP2 1L=一L——=25.8年>8年y2x8x300所以寿命满足使用要求。9键连接强度计算9.1高速轴上键连接强度计算F=2565