机械设计一级减速器课程设计

计算过程及计算说明

一、传动方案的拟定

（1）工作条件： a)使用寿命：使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年；

b)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃； c)动力来源：三相交流电，电压380/220V;

d)使用工况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； e)制造条件：一般机械厂制造，小（大）批量生产。

（2）原始数据：运输带工作拉力KN F .56=,运输带工作速度V=1.2m/s （允许带速误差±5%）,

滚筒直径mm D 400=。滚筒效率96.0=j η（包括滚筒与轴承的效率损失）。 方案拟定：

采用V 带传动与斜齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸

震性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

二、电动机的选择

2.1电动机类型的选择

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y 型。

2.2选择电动机的容量

由式P d =

a

w

P η和1000

Fv P w

=

得

kW

Fv P a

d

η1000=

由电动机至运输带的总效率为 j a

ηηηηηη????=432

21

式中：1η、2η、3η、4η、j η分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率 取1η=0.96，2η=0.98(滚子轴承），3η=0.97（齿轮精度8级，不包括轴承效率），4η=0.99（齿轮联轴器），则

85.096.099.097.098.096.02=????=a

η

所以 kW Fv P a

d

2.985

.010002.165001000=??=

=

η

2.3确定电动机转速

卷筒轴工作转速为

min

/32.57400

2

.1100060100060r D

v

n

=???=

?=

ππ

由指导书表1推荐的传动比合理范围，取V 带传动的传动比为'

1i =2∽4，一级斜齿轮减速器传动比'

2i =3∽6，则总传动比合理范围为6='

a

i ∽24，故电动机转速的可选范围为

6=?'

=n i n a d

∽24×57.32=343.92∽1375.68r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min

综合考虑容量和转速，有设计手册查出有2种适用的电动机，因此有2种传动方案，如下图所示：

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，可见方案2比较适合，则选n=1000r/min 。

2.4确定电动机的型号

根据以上选用电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。 其主要性能：额定功率：11kW,满载转速970r/min 。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）总传动比： 92.1632

.57970==

=n

n i m a

（2）分配传动比：

i i i a ?=0

式中，0i 、i 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0i =3.2（V 带传动0i 取2∽4比较合理） 则减速器的传动比为：

29.52

.392.160

==

=

i i i a

四、计算传动装置的运动参数和动力参数

4.1各轴转速

Ⅰ轴 13.3032

.39700

==

=I i n n m r/min

Ⅱ轴 min /30.5729

.513

.3031

r i n n ==

=

∏

卷筒轴 min /30.57r n n ==∏卷

4.2各轴输入功率

Ⅰ轴

P Ⅰ=kW p P d d 83.896.02.9101=?=?=?ηη

Ⅱ轴 P Ⅱ=P Ⅰ=?12ηP ⅠkW 39.897.098.083.832=??=??ηη 卷筒轴 P 卷=P Ⅱ=?24η P Ⅱ?kW 14.899.098.039.842=??=?ηη

Ⅰ、Ⅱ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，即 Ⅰ轴的输出功率为

P Ⅰ′

= P Ⅰ×0.98=8.83×0.98=8.65kW Ⅱ轴的输出功率为

P Ⅱ′

= P Ⅱ×0.98=8.39×0.98=8.22Kw

4.3各轴输入转矩

电动机输出转矩： m N n P T m

d d ?=?

==58.90970

2.995509550

各轴输入转矩 Ⅰ轴

T Ⅰ=m N i T i T d d ?=??=??=??26.27896.02.358.9010010ηη

Ⅱ轴

m

N i T i T T ?=???=???=??=I I ∏28.139997.098.029.526.2783212ηηη

卷筒轴

m N T T T ?=??=??=?=∏∏58.13579.908.9028.13994224ηηη卷

Ⅰ、Ⅱ 轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，即 Ⅰ轴的输出转矩

m N T T ?=?=?='I I 69.27298.026.27898.0 Ⅱ轴的输出转矩

m N T T ?=?=?='

∏∏29.137198.028.139998.0 运动和动力参数计算结果如下表所示

5.1带的传动设计：

（1）计算功率P c

由《机械设计》课本中表5.5查得工作情况系数K A =1.2，故 kW P K P A c 2.13112.1=?==

(2)选取普通V 带型号

根据min /970,2.13r n kW P m c ==，由《机械设计》图5.14确定选用B 型。

（3）确定带轮基准直径D 1和D 2

由《机械设计》表5.6取D 1=140mm ，ε=1%，得

mm D i D 52.443)01.01(1402.3)1(102=-??=-=ε 由表5.6取mm D 4502=。 大带轮转速 m i n /76.298450

)

01.01(140970)

1(2

1r D D n n m =-??=

-=

I ε

其误差为1.4%<%5±,故允许。

（4）验算带速v

s m n D v m

/12.71000

6097014014.31000

601=???=

?=

π

在5～25m/s 范围内，带速合适。 （5）确定带长和中心距a

初步选取中心距826)(4.1210=+=D D a mm ，取mm a 8300=故

mm

a

D D D D a L 25.2615830

4)140450()450140(2

14

.383024)()(2

22

2

1221=?-+

+?+

?=-+++

=π

由《机械设计》表5.2选用基准长度L=2800mm 。

实际中心距

[][]mm

D D D D L D D L a 85.9238

)140450(8)140450(14.328002)450140(14.3280028

)(8)(2)(22

22

1221221=-?-+?-?+

+?-?=

--+-+

+-=ππ

（6）验算小带轮包角α1

77.1603.5785

.9231404501803.571801

21=?--=?--

=a D D α>120。 合适

（7）确定V 带根数Z 传动比 20.313

.303970

==

=

I

n n i m

由《机械设计》表5.3查得kW P 70.20= ,由表5.4查得kW P 29.00=? 由表5.7查得952.0=αK ,由表5.2查得05.1=L K V 带根数

42.405

.1952.0)29.070.2(2

.13)(00=??+=

?+=

L

c

K K P P P Z α

取Z=5根。

（8）求作用在带轮轴上的压力F Q

由《机械设计》表5.1查得q=0.17kg/m 单根V 带的张紧力

N

qv K Zv P F C 81.31012.717.0)1952

.05.2(

12.752

.13500)15

.2(50022

0=?+-???=

+-=

α

作用在带轮轴上的压力为 N ZF F Q 99.31042

74.161sin

81.310522

sin

21

0=???==

α

5.2齿轮传动的设计计算

选定齿轮材料及精度等级及齿数

（a ）机器为一般机械厂制造，速度不高，故选用7级精度。 （b ）由于结构要求紧凑，故大小齿轮最好选用硬齿面组合， 小齿轮45SiMn 表面淬火，HRC45～55 大齿轮45钢表面淬火，HRC40～50 (c)确定许用应力（Mpa ）--由《机械设计》图6.14、图6.15得

)50(11701lim ==HRC Mpa H δ )45(11302lim ==HRC Mpa H δ )50(3651lim ==HRC Mpa F δ

)45(3492lim ==HRC Mpa F δ

(d)由《机械设计》表6.5取1.1m in =H S 5.1m i n =F S

使用寿命 8

11082.5250165113.3036060?=?????==I h jL n N 78

1

210877.629

.510

638.3?=?==

i

N N

由《机械设计》图 6.16曲线15.11=N Z 0.12=N Z ,由图 6.17得

121==N N Y Y ,0.2=ST Y

Mpa S Z H N H HP 18.12231

.115

.11170m in

1

1lim 1=?=

=

σσ

M p a S Z H N H HP 27.1027m in 2

2lim 2==

σσ Mpa S Y Y F N ST F FP 67.4865

.11

0.2365min

1

1lim 1=??=

=σσ

Mpa S Y Y F N ST F FP 33.4655

.11

0.2349m in

2

2lim 2=??=

=

σσ

（e ）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动） 工作转矩

mm N n P T ?=??=?=I

I

278186)13

.30383

.8(1055.9)(

1055.9661

mm N n P T ?=??=?=∏

∏

∏33.1398)3

.5739

.8(1055.9)(

1055.966 确定载荷系数：

由《机械设计》表6.235.1=A K ;由7级齿轮精度取1.1=V K ；由硬齿面取

2.1=βK ，1.1=αK 则96.1==βαK K K K K V A

取

10=β则985.0cos =β 99.0cos ==

ββZ

查《机械设计》图6.12，得5.2=H Z ;查表6.3得8.189=E Z ,84.0=εZ ，由表6.8

得9.0=d ψ29.5==i μ

mm KT Z Z Z Z d d

HP E H 25.5929

.5)129.5(9

.0278186

96.12)27

.102799

.084.08.1895.2(

)

1(2)(

323

1

2min

1=+?

???

???=+?

?

≥μ

μψδβ

ε

（f ）确定中心距a mm i d a 3.186)29.51(2

25.59)1(21=+?=

+≥

因尽量圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定a=190mm （g ）选定模数n m 、齿数21z z 、和螺旋角β )(cos 221z z m a n +=

β

一般30~171=z ，

10=β，初选281=z ，则)148(12.1482829.5212==?==z iz z 取 则 13.2148

28985.01902cos 22

1=+??=

+=

z z a m n β

由《机械设计》表6.7，取标准模数5.2=n m 则 72.149cos 221==+n

m a z z β

取 15021=+z z 由于121

2

,iz z z z i ==

，所以)1(121i z z z +=+

8.2329

.511501211=+=

++=i

z z z

取241=z ，则

126241502=-=z 齿数比 25.524

126

1

2

===

z z i

与i=5.29比，误差为0.8%，可用 则 32.9190

21505.2cos 2)

(cos 1211

=??=+=--a z z m n β

（h ）计算齿轮分度圆直径

小齿轮 ： mm z m d n 8.60987.024

5.2cos 1

1=?=

=

β

大齿轮： mm z m d n 1.319987

.0126

5.2cos 22=?==β

（i ）齿轮宽度

按强度计算要求，取9.0=d ψ，则齿轮工作宽度

mm d b d 3.538.609.01=?==ψ 圆整为大齿轮的宽度

mm b 752= 则小齿轮宽度

mm b 805751=+= （j ）接触疲劳强度的校核

Mpa

Mpa d b KT Z Z Z Z HP E H H 18.122302.83125

.5125.58

.6080278186

98.1299.084.08.1895.2)

1(212

2

1

111=<=+?

????

???=+?

=σμ

μσβ

ε

Mpa

Mpa d b KT Z Z Z Z HP E H H 27.10270.46725

.5125.51

.319751398330

98.1299.084.08.1895.2)

1(22

2

2

2

2=<=+?

???????=+?

=∏∏σμ

μσβ

ε

故满足强度要求 (k)齿轮的圆周速度

s m n d v m

/09.31000

60970

8.6014.31000

601=???=

?=

π

由手册查得，选8级制造精度最合宜。 （f ）归纳如下

螺旋角

32.9=β

中心距 a=190mm 模 数 mm m n 5.2=

齿数及传动比 25.5,126,2421===i z z 分度圆直径 mm d mm d 1.319,8.6021==

齿 宽 mm b mm b 75,8021==

5.3轴的设计计算

两轴上的功率P 、转数n 和转矩

由前面的计算已知：

P Ⅰ=8.83kW n Ⅰ=303.13r/min T Ⅰ=278.26N ·m

P Ⅱ=8.39kW n Ⅱ=57.30r/min T Ⅱ=1399.28N ·m

(a) 求作用在齿轮上的力

已知小齿轮的分度圆直径mm d 8.601= 作用在小齿轮周向力I t F ： N d T F t 29.91538.60278260221

=?==

I

I

小齿轮的径向力I r F ：

N F F t r 68.3375987

.0364

.029.9153cos 20tan =?==I I β

小齿轮的轴向力I a F ：

N F F t a 2.150232.9tan 29.9153tan =?==I I

β 带轮给轴I 的载荷F Q : N F Q 99.3104=

带轮给轴I 的转矩T I T I =278.26N.m

已知大齿轮的分度圆直径mm d 1.3192= 大齿轮的周向力： N d T F t 17.87701

.3191399280

222

=?==∏

∏

大齿轮径向力：

N F F t r 78.32343642.037.5366cos 20tan =?==∏∏β

大齿轮的轴向力：

N F F t a 31.143932.9tan 17.8770tan =?==∏∏

β 作用在联轴器端的转矩T ：

mm N T T .8.51357==卷

(b) 初步确定轴的最小直径

5.3.1 Ⅰ轴的设计及校核

（i ）选取的轴的材料为45钢，调质处理

由《机械设计》表11.3选C=112

mm n P C d 4.3413

.30383.81123

3

min =?==I

I I

（ii ）确定轴各段直径和长度

①从大带轮开始左起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取mm d 371=，又带轮的宽B=(1.5～2)d 1,即B=2d 1=74mm,则第一段长度mm L 901=

②左起第二段直径取mm d 402=

根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与

带轮的左端面的距离为30mm,则取第二段的长度为L 2=50mm.

③左起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7009C 型轴承，其尺寸为167545??=??B D d ，那么该段的直径d 3=45mm,长度为L3=40mm.

④左起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d 4=51mm,长度取L4=10mm

⑤左起第五段，因为齿轮分度圆直径为60.8mm<1.8倍轴的直径，故做成齿轮轴段，齿轮宽度为80mm ，则此段的直径为d 5=65.8mm,长度为L5=80mm

⑥左起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 d 4=51mm,长度取L 6=10mm

⑦左起第七段，为滚动轴承安装出处，取轴径d 7=45mm,长度为L 7=40mm 综上:

轴的总长为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=320mm

(iii)轴上零件的周向定位

V 带与轴的周向定位采用平键联接，由轴右起第一段直径d1=37mm ，查手册得平键

截面810?=?h b ，键槽采用键槽铣刀加工，长度系列为L=80mm ，同时为了保证

带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合

6

7n H ，滚动轴承与轴的周

向定位是有过渡配合来保证，此处选择的轴的直径尺寸公差为m6. (iv)确定轴上圆角和倒角尺寸

由《机械设计》表11.2查得，取轴右端倒角为

452.1?，轴右起1、2段圆角半径为1.2mm,2、3段圆角半径为1.2mm ，3、4段圆角半径为2.0mm,4、5段圆角半径为2.0mm ， 5、6段圆角半径为2.0mm ，6、7段圆角半径为2.0mm ，轴左端倒角为

452.1? (v)轴上支反力

①绘制轴受力简图（如图所示）

因两轴承对称布置，由手册查得30209型圆锥滚子轴承

所以 mm L L 7021== L=255mm mm N D F M a a .04.494222

8

.652.15022

=?=

=

（D 为齿轮处轴

直径）

②绘制水平面、垂直面弯矩图（如图所示） 轴承支反力：

水平面支反力: N F R R t H H 65.4576229.91532

21===

=I

垂直面内支反力：

Q r V V F F R R -=+21 …… …… ① 以轴承1作用点求矩：

0)(2121=++?+?-L F L L R L F M Q V r a …………② 将数据代入①②得

N R V 38.45911= N R V 69.43202-=

根据简图，水平面内和垂直面内各力产生弯矩为

mm N L R M H H .5.3203657065.457611=?== mm N L R M A V V .6.3213967038.459111=?==

mm

N M L R M a

V V .56.27197404.494227038.4591111=-?=-='

N

L F M L L R M r a V V 56.3570737068.337504.4942214038.4591)21(2

12=?--?=--+=

按计算结果分别作出水平上的弯矩图M H 和垂直面上的弯矩图M V ,然后计算总弯矩并作出M 图 2

2V H M M M +=

mm N M .92.4537946.3213965.3203652

2

1=+=

mm N M .04.42024356.2719745.3203652

21=+=' mm N M .48.47972456.3570735.3203652

2

2=+= 根据已做出的弯矩图和扭矩图，求弯矩Mca 22)(T M M ca α+=

所以

mm

N M ca .73.507946)2782606.0(48.479724222=?+= (其中α=0.6)

mm N M M ca .04.42024311==

mm N M M ca .48.47972421=='

已知轴的计算弯矩后，即可对某些危险截面的（及计算弯矩大而直径可能不足的截

面，）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即左边轴承的截面） 则

[]13

274.5545

1.073

.507946-<=?=

=

σσMpa W

M ca ca

（其中由《机械设计》表11.4查得[]Mpa 601=-σ）

故，安全

5.3.2 II 轴的设计计算及校核

（i ）选取轴的材料为45钢，调质处理 由《机械设计》表11.3查得C=112 mm n P C d 02.5930

.5739.81123

3min =?==∏

∏∏

（ii ）确定轴各段直径和长度

①联轴器的选择

为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故需选联轴器的型号，联轴器的计算转矩T K T A ca =,查《机械设计》表10.2，考虑到转矩变化很小，故取

5.1=A K ,则

m N T K T A ca ?=?==∏92.209828.13995.1

按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N.m ，半联轴器I 的孔径mm d 60=I ，故取轴的右端第一段的直径为mm d 601=；半联轴器长度L=142mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=142mm

②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段直径mm d 642=，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半对联轴器左端面的距离为30mm ，故取该段长为L2=50mm

③右起第三段，该段有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7014C 型轴承，其尺寸为2011070??=??B D d ,那么该段直径为d3=70mm,长度为L3=30mm

④右起第四段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取 d4=77mm ，L4=10mm

⑤右起第五段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的 分度圆为319.1mm ，为了便于齿轮的装拆与齿轮的配合，则d5=86mm ，齿轮宽为 75mm ，为了保证定位的可靠性，取轴的长度为73mm 。

⑥右起第六段，该段为齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩直径为d6=94mm ，长度 取L6=10mm

⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径d7=70mm,长度L7=30mm 综上

轴的总长度为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=345mm (iii)轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按齿轮处轴径d5=86mm ，查手册得平键截面1425?=?h b ，键的长度系列为L=70mm 。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6

7n H ，半联轴器与齿轮的联接，

选用平键1118?=?h b ，长度系列L=100mm 。半联轴器与轴的配合为6

7k H ，滚

动轴承和轴的配合是借过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6.

（iv ）轴上圆角和倒角尺寸

由《机械设计》表11.2，取轴的右端倒角为

450.2?，右端起1、2轴段圆角半径为2.0mm,2、3段圆角半径为2.0mm,3、4段圆角半径为2.5mm ，4、5段圆角半径为2.5mm,5、6段圆角半径为2.5mm,6、7段圆角半径为2.5mm,左端倒角为

452? （v ）轴上支反力及轴上强度校核 ①绘制轴受力简图（如图所示）

因两轴承对称布置，由手册查得7014C 型角接触球轴承，其尺寸为 所以 mm L L 5.6121== L=123mm

mm N D F M a a .33.618902

5

,6131.14392

=?=

=

∏（D 为齿轮处轴直径）

②绘制水平面、垂直面弯矩图（如图所示）

轴承支反力：

水平面支反力: N F R R t H H 09.4385217.87702

21===

=∏

垂直面内支反力：

r V V F R R =+21 …… …… ① 以轴承1作用点求矩：

0)(2121=+?+?--L L R L F M V r a …………② 将数据代入①②得

N R V 22.11141= N R V 56.21202=

根据简图，水平面内和垂直面内各力产生弯矩为

mm N L R M H H .04.2696835.6109.438511=?== mm N L R M V V .53.685245.6122.1114111=?==

mm

N M L R M a

V V .86.13041433.618905.6122.1114112=-?=+=

按计算结果分别作出水平上的弯矩图M H 和垂直面上的弯矩图M V ,然后计算总弯矩并作出M 图 2

2V H M M M +=

mm N M .67.27825253.6852404.269683221=+=

mm N M .3.29956186.13041404.2696832

2

2=+= 根据已做出的弯矩图和扭矩图，求弯矩Mca 22)(T M M ca α+=

mm

N M ca .60.867885)13575806.0(3.2995612

22=?+=

(其中α=0.6)

67.27825211==M M ca

已知轴的计算弯矩后，即可对某些危险截面的（及计算弯矩大而直径可能不足的截

面，）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即左边轴承的截面） 则

[]13

2

3.25701.060

.867885-<=?=

=

σσMpa W

M ca ca

（其中由《机械设计》表11.4查得[]Mpa 601=-σ）

故，安全

六， 滚动轴承的选择及校核计算

6.1 I 轴上滚动轴承选择及校核计算

(a)由前面计算知轴I 上轴承型号为30209型圆锥滚子轴承，其尺寸为

1975.208545???=???B T D d

已知：n Ⅰ=303.13r/min N R R H H 65.457621== N R V 38.45911=

N R V 69.43202-= N F a 2.1502=

轴I 的受力如下图所示：

N R R R V H 648938.459165.4576222

1211=+=+=

N R R R V H 629469.432065.4576222

22

21=+=

+=

(b)根据已知条件，预计轴承的使用寿命为h 32000250168=?? （c ）由手册查得，

kN C r 67.8= kN C or 5.83= e=0.4 Y=1.5 由《机械设计》表8.6查得

2.1=p f

(d)计算派生轴向力S1、S2

由《机械设计》表8.5查得圆锥滚子轴承当A/R>e 时，y=0.4cot α

则由表8.7查得圆锥滚子轴承*

=)2/(y R S （值的即为表y e R

A y >*）

即 R R S 4.30.80/7.20== N R S 3.220664894.304.3011=?== N R S 214062944.304.3022=?== (e)计算轴承所受的轴向负荷

因为1236422.15022140S N F S a >=+=+

并由轴承受力图分析知，右边轴承受紧，左边轴承被放松。由此可得 N F S A a 364221=+= N S A 214022== (f)计算当量动负荷

左边轴承

因为

4.056.06489

36421

1=>==

e R A

所以

N

YA R f P p r 32.9670)36425.164894.0(2.1)

4.0(111=?+??=+?= 右边轴承 因为

4.034.06294

21402

2=<==

e R A

所以

N R P r 629422==

(g)计算轴承寿命

因为 21r r P P >，故按左边轴承计算轴承的寿命

由圆锥滚子轴承得310=

ε

h h P C n L r r h

3200036267)32

.967067800(13.3036010(60103

106

116>=??==ε 所选轴承30209型圆锥滚子轴承合

6.2 II 轴滚动轴承的选择及校核计

（a ） 有前面的计算知II 轴上滚动轴承的型号为7014C 型，其尺寸为

2011070??=??B D d ，只承受径向力。

已知II 轴各参数为：min /3.57r n =∏ N R R H H 09.438521==

N F a 31.1439=∏ N R v 22.11141= N R V 56.21202=

（b ）根据已知条件，轴承的使用寿命为h 32000250168=?? （c ）由手册查得，kN C r 2.48= kN C or 5.43= 由《机械设计》表8.6查得2.1=p f 轴II 的受力如图所示

则

N R R R V H 43.452422.111409.4385222

1211=+=+= N R R R V H 91.487056.212009.4385222

22

21=+=

+=

(d)计算派生轴向力S1、S2

由《机械设计》表8.7查得70000C 型轴承的派生轴向力为S=0.5R ，则可求得轴

承派生轴向力为

N R S A 22.226243.45245.05.01=?== N R S A 46.243591.48705.05.02=?== (e)计算轴承所受的轴向负荷

N F S A a 53.370131.143922.226212=+=+=∏

N S A 22.226211==

(f) 计算当量动负荷

轴承1

085.043500

53.370102==

C A

由《机械设计》表8.5，用线性插值法可求得：46.02=e

22

276.091

.487053.3701e R A >==

由e 1查《机械设计》表8.5，用线性插值法求得：

23.1,44.022==y x

N

A y R x f P p 30.8035)53.370123.191.487044.0(2.1)(22221=?+??=+=

轴承2

05.04350022.226201==

C A

由《机械设计》表8.5，用线性插值法查得，45.01=e

11

15.043

.452422.2262e R A >==

由e 2查表8.5，并用线性插值法求得：33.1,44.011==y x

N A y R x f P p 4.5999

)22.226233.143.452444.0(2.1)(11111=?+??=+= （g ）轴承寿命计算

因P2>P1，故按右边轴承的计算寿命（3=ε）

h h P C n L h 320006278130

.803548200(3.576010)(60103

626>=?==

ε 故选轴承合格

七， 键的选择及校核

7.1 I 轴：

带轮与轴用平键联接，其型号为810?=?h b ，长度系列L=80mm 键的工作长度：mm b L l 701080=-=-= 根据《机械设计》表3.1，由轴和齿轮的材料，选取[]

)(110轻度冲击载荷Mpa p =σ

Mpa Mpa hl

d T p 1107.5370

83727826044=≤=???=

I I σ

故,满足挤压强度条件 7.2 II 轴：