西安交通大学二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书西安交大教材

1、机械设计课程设计说明书学院：西安交通大学机械学院 专业：机械设计制造及其自动化 班级：机设 0602 姓名： XXX教师： XXX目录一、设计数据及要求 3.1. 工作机有效功率 3.2. 查各零件传动效率值 4.3. 电动机输出功率 4.4. 工作机转速 4.5. 选择电动机 4.6. 理论总传动比 4.7. 传动比分配 5.8. 各轴转速 5.9. 各轴输入功率： 5.10. 电机输出转矩： 5.11. 各轴的转矩 5.12. 误差6.三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 6.四、齿轮传动校核计算 7.（一）、高速级 7.（二）、低速级 1.1.五、初算轴径 1.5.六、校核轴及键的强度

2、和轴承寿命： 1.6（一）、中间轴 1.6.（二）、输入轴 2.2.（三）、输出轴 2.6.七、选择联轴器 3.0.八、润滑方式 3.0.九、减速器附件： 3.1.一 、参考文献3.1.、设计数据及要求F=2500N d=260mm 机器年产量：大批； 机器载荷特性：平稳；v=1.0m/s机器工作环境：清洁； 机器的最短工作年限：五年二班；确定各轴功率、转矩及电机型号1. 工作机有效功率Pw F v 2500 1 2.5Kw2. 查各零件传动效率值联轴器（弹性）1 0.99 ，轴承 2 0.99 ，齿轮 3 0.97滚筒 4 0.96故：12 24 32 4 0.992 0.994 0.972

3、 0.96 0.854053. 电动机输出功率PdP 2.52.94Kwd 0.854054. 工作机转速nw60 1000v60 10003.14 26073.46r /min电动机转速的可选范围： nd nw i 73.46 （840） 5872938r/ min 取 10005. 选择电动机选电动机型号为 Y132S6，同步转速 1000r/min ，满载转速 960r/min ，额定功率 3Kw电动机外形尺寸中心 高H外形尺寸L1 (b2 /2 b1) h底脚安装 尺寸AB底脚螺栓 直径K轴伸 尺寸DE建联接部 分尺寸FCD132475 (135/2 210) 315216140123

4、8 801086. 理论总传动比i总96013.0773.467. 传动比分配取i1.4i又iii 总故i4.263 ，i3.0668. 各轴转速n i d 960r / minn n96 0 22.519r4/m i n i 4.2 6 3nni225.1943.06673.45r /m i n9. 各轴输入功率：P Pd 1 2.94 0.99 2.9106KwP P 2 3 2.9106 0.99 0.97 2.7950KwP P 2 3 2.7950 0.99 0.97 2.6840KwP P 1 2.6840 0.99 2.6306Kw10. 电机输出转矩：Td 9.55 106 P

5、d 9.55 106 2.940 29246.875N mm nd96011. 各轴的转矩T Td 1 29246.875 0.99 28954.406N mmT T 2 3 i 28954.406 0.99 0.97 4.263118949.432N mmT T 2 3 i118948.432 0.99 0.97 3.066 348963.911N mmT T 1 348963.911 0.99 345474.272N mmT带 T 4 3 345474.272 0.96 0.99 328338.748N mm12. 误差100% 1.02%328338.748 2500 1302500 1

6、30带式传动装置的运动和动力参数轴名功率 P/Kw转矩 T/Nmm转速 n/ r/min传动比 i效率 / %电机轴2.94029246.875960199轴2.910628954.4069604.26396轴2.7950118949.432225.403.06696轴2.6840348963.91173.46轴2.6306345474.27273.46198三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45# 钢，表面淬火，齿面硬度为4055HRC ，齿轮均为硬齿面，闭式。选用 8 级精度。四、齿轮传动校核计算（一）、高速级1传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭

7、式硬齿面， 故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献 1P138 公式 8.13 可得：3 2KT1YFYSYm 3 2d z12 F式中各参数为：（ 1）小齿轮传递的转矩： T 28954.406N mm（2）初选 z1=19, 则 z2 iz1 4.263 19 81式中： z2 大齿轮数；i高速级齿轮传动比。（3）由参考文献 1 P144 表 8.6，选取齿宽系数 d 0.5。（ 4）初取螺旋角12 。由参考文献 1P133 公式 8.1 可计算齿轮传动端面重合度：1 11 11.88 3.2（ ）cos 1.88 3.2 （ ） cos12 1.636 z1 z

8、219 81由参考文献 1 P140 图 8.21 取重合度系数 Y =0.72由式 8.2 得0.318 dz1tan0.318 0.5 19 tan12 0.642由图 8.26 查得螺旋角系数 Y 0.95（5）初取齿轮载荷系数 Kt =1.3。（6）齿形系数 YF 和应力修正系数 YS ：齿轮当量齿数为z119z281zv13 320.303 ， zv23 3 86.551cos cos 12 cos cos 12由参考文献 1 P130 图 8.19查得齿形系数 YF1 =2.79， YF 2 =2.20由参考文献 1 P130 图 8.20查得应力修正系数 YS1 =1.56， Y

9、S2 =1.78Y7）许用弯曲应力可由参考文献 1 P147 公式 8.29 算得： FN F limFSF由参考文献 1 P146 图 8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：F lim1 340 MPa 和 F lim 2 340 MPa 。由参考文献 1 P147 表 8.7，取安全系数 SF =1.25。小齿轮N1N21 和 大 齿 轮 2 的 应 力 循 环 次 数 分 别 为 ：860n1aLh 60 960 1 2 8 250 5 2.304 108N1 2.304 108 5.404 1074.263式中：a 齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；Lk 齿轮工作时间。由参考

10、文献 1 P147 图 8.30 查得弯曲强度寿命系数为： YN1 YN2 1.0故许用弯曲应力为 F1YN1 F limSF1.0 340 272MPa1.25所以 F 2YF1YS1 F1YF 2YS2 F 2YFY FYN2 F lim 2SF1.0 3401.0 340 = 272 MPa1.252.79 1.56 0.016002722.20 1.78 0.01440272YF 2YS2 0.01440 F 2初算齿轮法面模数 mntmnt2KtTd1zY12Y cosYFYS F3 2 1.3 28954.406 0.72 0.950.5 192cos12 0.01440 1.57

11、92 计算传动尺寸（ 1）计算载荷系数 K由参考文献 1 P130 表 8.3查得使用 KA 1.0d1n160 1000mnt z1n160 1000 cos123.14 1.579 19 96060 1000 cos121.541m / s由参考文献 1 P131 图 8.7 查得动载系数 K v 1.1；由参考文献 1 P132 图 8.11 查得齿向载荷分布系数 K 1.13；由参考文献 1 P133 表 8.4 查得齿间载荷分配系数 K1.4 ，则K K AK vK K 1.0 1.1 1.13 1.4 1.742）对 mt 进行修正，并圆整为标准模数mnmnt 3K 1.579 3

12、 1.74 1.74Kt 1.3小齿轮分度圆直径d1mnz1 cos2 19cos17 45 1039.900mm由参考文献 1 P124 按表 8.1 ，圆整为m 2mm3）计算传动尺寸。中心距a mn(z1 z2 ) 2 (19 81) 102.23mm 2cos 2 cos12圆整为 105mm修正螺旋角arccos mn ( z1 z2) 2 (19 81) 17 45 102cos 2 cos12大齿轮分度圆直径d 2 mnz22 81170.100mmcos cos17 45 10b d d1 0.5 39.900 19.95mm圆整 b=20mm取 b2 b 20mm ， b1

13、25mm式中： b1 小齿轮齿厚；b2 大齿轮齿厚。3校核齿面接触疲劳强度由参考文献 1 P135 公式 8.7 H ZEZHZ Z 2KT u 1 bd1 u式中各参数：（ 1）齿数比 u i 4.263。2）由参考文献 1 P136 表 8.5查得弹性系数 ZE 189.8 MPa 。3）由参考文献 1 P136 图 8.14查得节点区域系数 ZH 2.38。4）由参考文献 1 P136 图 8.15查得重合度系数 Z 0.85）由参考文献 1P142 图 8.24 查得螺旋角系数 Z 0.975）由参考文献 1 P145 公式 8.26 H ZN Hlim 计算许用接触应力 SH式中：H

14、 lim 接触疲劳极限，由参考文献 1 P146图 8.28（）分别查得 H lim1 1100MPa ，H lim 2 1100MPa ；ZN 寿命系数，由参考文献 1 P147 图 8.29 查得ZN1 1， ZN2 1；SH 安全系数， 由参考文献 1 P147 表 8.7 查得 SH 1.0 。故 H1 1.01.10100 1100MPa H2H1ZEZH Z Z2KT1 u 1bd1 u189.8 2.38 0.8 0.974.263 14.2632 1.74 28954.40620 39.92692.87Ma H1满足齿面接触疲劳强度。二）、低速级1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为

15、闭式硬齿面， 故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献 1P138 公式 8.13 可得：m32KT1YFYSY dz12 F式中各参数为：1）小齿轮传递的转矩： T 118948.432N mm2)初选 z3 =23, 则 z4 i z3 3.066 23 71式中： z4 大齿轮数；i 低速级齿轮传动比。3）由参考文献 1 P144 表 8.6，选取齿宽系数 d 0.54）初取螺旋角12 。由参考文献 1P133 公式 8.1 可计算齿轮传动端面重合度：1.88 3.2( 1 1 )cos 1.88 3.2 ( 1 1 ) cos12 1.659 z3 z4 23

16、71由参考文献 1 P140 图 8.21 取重合度系数 Y =0.71由式 8.2得 0.318 dz1 tan 0.318 0.5 23 tan12 0.777由图 8.26 查得螺旋角系数 Y 0.935）初取齿轮载荷系数 Kt =1.3。6）齿形系数 YF 和应力修正系数 YS ：齿轮当量齿数为zv323 z 71cos3cos31224.039 ， zv4 cos3cos3 1272.586z3z4由参考文献1 P130 图 8.19查得齿形系数 YF3=2.65，YF4=2.28由参考文献1 P130 图 8.20查得应力修正系数 YS3=1.57，YS4=1.76Y7）许用弯曲应

17、力可由参考文献 1 P147 公式 8.29算得： FN FlimSF由参考文献 1 P146 图 8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：F lim 3 340 MPa 和 F lim 4 340 MPa 。由参考文献 1 P147 表 8.7，取安全系数 SF =1.25。和 大 齿 轮 4 的 应 力 循 环 次 数 分 别 为N3860naL h 60 225.194 1 2 8 250 5 2.693 108N4N3 2.693 108 8.724 1073.066i式中：a 齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；Lk 齿轮工作时间。由参考文献 1 P147 图 8.30 查得弯

18、曲强度寿命系数为： YN3 YN4 1.0故许用弯曲应力为 F 3YN3 F limSF1.0 340 272M P a1.25所以 F 4YF3YS3 F 3YF 4YS4 F 4YFY FYN4 F lim 4SF1.0 3401.0 340 = 272 MPa1.252.65 1.57 0.015302722.28 1.76 0.01475272YF 4YS4 0.01475 F 4初算齿轮法面模数 mntmnt3 2KtTY2 Y cos YFYS d z32 F3 2 1.3 118949 0.71 0.93 cos12 0.01475 2.21720.5 2322 .计算传动尺寸(

19、1)计算载荷系数 K由参考文献 1 P130 表 8.3查得使用 KA 1.0d3n60 1000mnt z3n3.14 2.217 23 225.194 0.614m/ s60 1000 cos12 60 1000 cos12由参考文献 1 P131 图8.7 查得动载系数 Kv 1.07；由参考文献 1 P132 图 8.11查得齿向载荷分布系数 K 1.14；由参考文献 1 P133 表 8.4 查得齿间载荷分配系数 K 1.4 ，则K K AK vK K 1.0 1.07 1.14 1.4 1.70772)对 mnt 进行修正，并圆整为标准模数mn mnt 3 KKt2.217 3 1

20、.7077 2.4281.33)由参考文献 1 P124 按表 8.1，圆整为 计算传动尺寸。m 3mm中心距a mn (z3 z4 )2cos2 (23 71) 144.150mm2 cos12圆整为145mm修正螺旋角arccosmn (z3z4)小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径2cosmnz32 23coscos13 29 21mnz42 71coscos13 29 212 cos1270.957mm219.043mmd3d42 (23 71) 13 29 21b d d3 0.5 70.957 35.478mm圆整 b=35mm取 b4 b 40mm ， b3 35mm式中： b3 小

21、齿轮齿厚；b4 大齿轮齿厚。ZEZH Z Z2KT u 1bd3 u3. 校核齿面接触疲劳强度由参考文献 1 P135公式 8.7式中各参数：1）齿数比 u i 3.066 。2）由参考文献 1 P136 表 8.5查得弹性系数 ZE 189.8 MPa 。3）由参考文献 1 P136 图 8.14查得节点区域系数 ZH 2.44。4）由参考文献 1 P136 图 8.15查得重合度系数 Z 0.8155）由参考文献 1P142 图 8.24 查得螺旋角系数 Z 0.9845）由参考文献 1 P145 公式 8.26 H ZN Hlim 计算许用接触应力 SH式中：H lim 接触疲劳极限，由

22、参考文献 1 P146图 8.28（）分别查得 H lim1 1100MPa ，H lim 2 1100MPa ；ZN 寿命系数，由参考文献 1 P147 图 8.29 查得ZN3 1， Z N4 1；SH 安全系数， 由参考文献 1 P147 表 8.7 查得 SH 1.0 。故 H3 1.01.10100 1100MPa H 4H12KT u 1bd 3 u189.8 2.44 0.815 0.9842 1.7077 118949.432350.795 723.066 13.066648.85MaS ，故危险截面是安全的9校核键连接的强度齿轮 2 处键连接的挤压应力4TP2d2h(l 2

23、b)4 118949.432 104.3MPa38 8 (25 10)齿轮 3 处键连接的挤压应力P34T2d3h(l 3 b)4 118949.432 74.343MP40 8 (32 12)由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献 1查得 P 120 150MPa ，显然键连接的强度足够！10.计算轴承寿命由参考文献 2P138表 12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 Cr =23.5KN ，基本额定静负荷 C0 =17.5KN轴承 1 的内部轴向力为： S1 0.4R1 0.4 2508.24 1003.3N轴承 2 的内部轴向力为： S2 0.4R2 0.4 2253.6

24、4 901.456N 故轴承 1 的轴向力 F 1 S1 1003.3N ，轴承 2 的轴向力 F 2 S1 FA 1003.3 129.9 1133.2N由 F 1 1003.3 0.057, F 2 1133.2 0.065 由参考文献 1P220 表 11.12可查得： C017500C017500又 F 1 1003.3R1V 2508.24e1 e2 0.430.4 e, F 2 1133.2 0.503 eR2V2253.64取 X1 1,Y1 0; X 2 0.44, Y2 1.3故P1 R1 2508.24N,P2 X2R2 Y2 F 2 0.44 2253.24 1.3 11

25、33.2 2464.6N取 P P1根据轴承的工作条件， 查参考文献 1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数 fT 1.0 ，载荷系数 f P 1.0 ，寿命系数3 。由 P218 公式 11.1c 得轴承 1 的寿命Lh106f T60 n2 f P10660 225.19431.0 235006 0 8 6h 81.0 2508.24已知工作年限为 5 年 2 班 ,故轴承预期寿命 L h 8 2 300 5 24000hLh Lh ，故轴承寿命满足要求二）、输入轴1. 计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴 1 所受的力与齿轮 2 所受的力大小相等， 方向

26、 相反。即：轴向力 Fa1 171.12N ，径向力 Fr 1 534.49N ，圆周力 Ft1 1398.58N2. 平移轴向力所产生的弯矩为M1H Fa1 d1 171.12 39.9 3413.844N mm1H a1 2 23. 计算轴承支撑反力Ft1 33 1398.58 33 竖直方向，轴承 1R1vt1 397.87N1v 116 116轴承 2R2vFt1 831161398.58 831161000.71N水平 方向 ，轴 承 1R1HFr133 M H 1116534.49 33 3413.844126.62N116轴承 2R2H Fr1 R1H 534.49 126.62

27、 411.87N ，轴承 1 的总支撑反力：R1R1H 2 R1V 2126.62 2 397.872 417.53N轴承 2 的总支撑反力： R2R2H 2 R2V2411.872 1000.712 1082.15N4. 计算危险截面弯矩a-a 剖面左侧，竖直方向 MV1 R1V 83 397.8 83 33017.4N mm水平方向 M H1 R1H 83 126.62 83 10509.46N mm其合成弯矩为 M 1 MV12 M H12 33017.42 10509.46 2 34649.46Nmma-a 剖面右侧，竖直方向 M V 2 M V1 33017.4N mmMH2 M H

28、1 M1H 10509.46 3413.84 7095.616N mm其合成弯矩为 M 2 MV22 2 2mmH 2 33017.42 7095.616 2 33771.2 N危险截面在 a-a 剖面左侧。5. 计算截面应力由参考文献 1P205 附表10.1知：抗弯剖面模量W / mm3d11039.9 6352.1210抗扭剖面模量WT / mm3 d1 39.9 12704 .245弯曲应力 bM 1 34649.64 5.45MPa6352.12a b 5.45MPa, c 0扭剪应力 T WT28954.40612704.242.28MPaT a m2T2.28 1.14MPa26

29、计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献 1P192 表 10.1 知 :抗拉强度极限B =650MPa弯曲疲劳极限1 =300MPa扭转疲劳极限1=155MPa由表 10.1 注查得材料等效系数：0.2, 0.1轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得0.92绝对尺寸系数由附图 10.1 查得： 0.84, 0.8由参考文献 1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数30042.540.92 0.84 5.45 0.2 015593.20.92 0.8 1.14 0.1 1.1439.3S S42.54 93.2S2 S242.54 2 93.22查

30、P202 表 10.5 得许用安全系数 S=1.51.8 ，显然 SS ，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献 2P135 表 11.28选择b h =87，t=4mm, l =40mm。轴径 为d =25mm4T4 28954.406联轴器处键连接的挤压应力 P 20.68MPaP dh(l b) 25 7 (40 8)由于键， 轴的材料都为 45号钢，由参考文献 1查得 P 120 150MPa ，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命由参考文献 2P138 表 12.2查 7206C 轴承得轴承基本额定动负荷 Cr =17.8KN ，基本额定静负荷 C0 =1

31、2.8KN轴承 1 的内部轴向力为： S1 0.4R1 0.4 417.53 167.01N轴承 2 的内部轴向力为： S2 0.4R2 0.4 1082.15 432.86N由于 S1 Fa1 167.01 171.1 338.11N S2故轴承 1 的轴向力 F 1 S2 Fa1 432.86 171.1 261.76N ，轴承 2 的轴向力 F 2 S2 432.86NF 1 338.11F 2 432.86由 1 0.02, 2 0.034 由参考文献 1P220 表 11.12 可查得：C0 12800C012800e1 0.38, e2 0.40又 F 1 261.76R1V 41

32、7.530.63 e1,F 2 432.86R2V 1082.150.4 e2取 X1 0.44,Y1 1.47; X 2 1,Y2 0故P2 R2 1082.15N , P1 X1R1 Y1F 1 0.44 417.53 1.47 261.76 568.5N取 P P2根据轴承的工作条件， 查参考文献 1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数 fT 1.0 ，载荷系数 fP 1.0，寿命系数3。由 P218 公式 11.1c得轴承 2的寿命106TC10631.0 1780060n1PP60 9601.0 1082.15Lh7 7 2 6h 3已知工作年限为 5 年 2 班 ,

33、故轴承预期寿命 L h 8 2 300 5 24000hLh Lh ，故轴承寿命满足要求三）、输出轴1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得， 齿轮 4 所受的力与齿轮 3 所受的力大小相等， 方向相 反。即：轴向力 Fa4 301.03N ，径向力 Fr4 1254.91N ，圆周力 Ft4 3352.72N2.平移轴向力所产生的弯矩为 ：d4219.043M 4H Fa4301.03 32969.26N mm223.计算轴承支撑反力Ft4 73 3352.72 73 竖直方向，轴承 1R1vt4 2109.9N1v 116 116轴承 2R2v Ft4 F1V 3352.72

34、2109.9 1242.82N水平方向，轴承 1 R1HFr4 73 MH4 1254.91 73 32969.26 1073.65N ，116 116轴承 1 的总支撑反力：R1R1H 2 R1V 22109.92 1073.652 2367.36N轴承 2R2H Fr4 R4H 1254.91 1073.65 181.26N ，轴承 2 的总支撑反力： R2R2H 2 R2V 21242.82 2 181.262 1255.97N4.计算危险截面弯矩a-a 剖面左侧，竖直方向 MV1R1V 43 2109.9 43 90725.7N mm水平方向 M H 1 R1H43 1073.65 4

35、3 46166.95N mm其合成弯矩为 M1MV12 M H1290725.72 46166.95 2 101796.56N mma-a剖面右侧，竖直方向 MV2 M V1 90725.7N mm水平方向 M H 2 R2H 73 181.26 73 13231.98N mm其合成弯矩为 M2MV22 M H2290725 .7 2 13231.982 91685.54N mm危险截面在 a-a 剖面左侧。5.计算截面应力初定齿轮 4 的轴径为 d4 =44mm ，连接键由参考文献 2P135 表 11.28选择 b h =12 8，t=5mm, l 2 =28mm 。由参考文献 1P205

36、 附表 10.1 知： 抗弯剖面模量W /mm3 0.1(d4 )37481.35bt(d4 t)2 0.1 443 12 5 (44 5) 22d40.1 44 2 44抗扭剖面模量WT /mm30.2(d4)3bt(d4 t)22d40.2 443212 5 (44 5) 22 4415999.75弯曲应力101796.567481.3513.61MPa扭剪应力a b 13.61MPa, c 0T3 348963.911WT15999.7521.81MPaT 21.81amT 10.9MPaam226计算安全系数对调质处理的 45#钢，由参考文献 1P192 表 10.1 知 :抗拉强度极

37、限 B =650MPa弯曲疲劳极限 1 =300MPa扭转疲劳极限 1=155MPa由表 10.1 注查得材料等效系数： 0.2, 0.1轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献 1P207 附图 10.1 查得 0.92绝对尺寸系数由附图 10.1 查得： 0.82, 0.78键槽应力集中系数由附表 10.4 查得： K 3.6,K 3.2（插值法） 由参考文献 1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数3006.493.210.9 0.2 00.92 0.820.92 0.783.21553.1210.9 0.1 10.9SSS6.49 3.122.8S2 S26.492 3.122查

38、 P202 表 10.5 得许用安全系数 S=1.51.8 ，显然 SS ，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献径为 d =35mm2P135 表 11.28 选择 b h =10 8，t=5mm, l =70mm。轴联轴器处键连接的挤压应力PP dh(l b)4 348963.911 83.08MPa35 8 (70 10)齿轮选用双键连接， 180 度对称分布。齿轮处键连接的挤压应力 P4T34 348963.911 123.92MPa2dh(l b) 2 44 8 (28 12)由于键， 轴的材料都为 45 号钢，由参考文献 1查得 P 120 150MPa ，

39、显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命由参考文献 2P138表 12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 Cr =26.8KN ，基本额定静负荷 C0 =20.5KN轴承 1 的内部轴向力为： S1 0.4R1 0.4 2367.36 946.94N轴承 2 的内部轴向力为： S2 0.4R2 0.4 1255.97 502.36N由于 S2 Fa4 502.36 301.03 803.39N S1轴承 1 的轴向力 F 1 S1 946.94N故轴承 2 的轴向力 F 2 S1 Fa4 946.94 301.03 645.91NF 1 946.94F 2 645.91由 1 0.046,

40、 2 0.0314 由参考文献 1P220 表 11.12 可查C0 20500C0 20500得： e1 0.43, e2 0.40取 X1 1,Y1 0;X 20.44, Y2 1.4又 F 1 946.94 0.4 e1,F 2 645.91 0.512 e2R2VR1V2367.36 1 R2V 1255.97 2P1 R1 2367.86N, P2X2R2 Y2 F 2 0.44 1255.97 1.4 645.91 1456.9N取 P P1根据轴承的工作条件， 查参考文献 1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数 fT 1.0 ，载荷系1.0，寿命系数3。由 P218 公式 11.1c得轴承 2的寿命Lh106 f60 n3 fTCPP10660 72.9471.0 268001.0 2367.863 3.3 105h已知工作年限为 5 年 2 班 ,故轴承预期寿命 L h 8 2 300 5 24000hLh Lh ，故轴承寿命满足要求七、选择联轴器由于电动机的输出轴径( d=38mm )的限制，故由参考文献 2P127 表 13-1 选择联轴器 为 HL1 型弹性柱销联轴器联，孔径取 25mm 。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定 转矩大，故选 HL3 型，孔径取 35mm 。八、润滑方式由于所设计