机械设计课程设计---用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器

1、一、设计任务书设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器1、总体布置简图载荷平稳、单向运转3、原始数据鼓轮的扭矩（nm）运输带 速度（m/s）鼓轮直径（mm）带速允许 偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）4201.03205524、设计内容（1）电动机的选择与参数计算（2）斜齿轮传动设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择（5）键和联轴器的选择与校核（6）装配图、零件图的绘制（7）设计计算说明书的编写5、设计任务（1）减速器总装配图一张（0号或1号图纸）（2）齿轮、轴零件图各一张（3号或4号图纸）（3）设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置简图所

2、示，传动方案采用展开式二级圆柱斜齿轮减速箱三、电动机的选择1、电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的y （ip44）系列三相异步电动机。2、电动机容量1 ）工作机所需功率pv2tv 2x420x1 pw=2.625kw1000d 1000x0.322 ）电动机的输出功率p（ip7传动装置的总效率 =久闭式圆柱齿轮传动的效率口7, =0.97弹性连轴器传动的效率 2% = 0.992滚动轴承传动的效率%仏=0.99鼓轮轴滑动轴承传动的效率久4 = 0.96式中，u、 q2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表2-4查得： =0.993 x0.972 x0

3、.992 x0.96u 0.86故匕= = 1625 = 3052tw"z/ 0.863 ）电动机额定功率ped由课程设计表20-1选取电动机额定功率ped = 4kw3、电动机的转速1 ）工作机主轴转速60xl000 v 60x1000x1n =” tid7tx 320= 59.68r/min= 2.6231 w7 «0.86pd =3.()52twped = 4kwnw =59.687 min2 ）各级传动比可选范围由课程设计表2-2查得二级圆柱齿轮总传动比可选范围厂=8603）电动机转速的确定电动机转速的可选范围n（l =if nw = （860）x59.68 = 4

4、77.4fr-3580.99*/min同步转速1500r/min参考课程设计表19-1 （y系列三相异步电动机的参考比价），本着节约的原则选取4极电动机，同步转速1500r/min,满载转速1440/min4、确定电动机型号由额定功率ped =3.052fcw，同步转速1500r/min,选取电动机型号为y112m-4,主要技术数据如下：型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩(kw)(r/min)额定转矩额定转矩y112m-4414402.22.3传动装置的总传动比及其分配1、总传动比144059.68= 24.132、分配各级传动比圆柱齿伦传动比z； =vl3/=5.60= 431心 24.1

5、3a =5.60i2 =4.31五、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n (r/min)减速器高速轴为1轴，屮速轴为2轴，低速轴为3轴, 各轴转速为：/?, = 1440/minnx 1440 小十,n3 = = 257.14" min«5.60比 2257.14.n, = = 59.66/7 min3 i2 4.312、各轴输入功率p (kw)n = 144ovminn2 =257.14厂/min§ =59.66厂/minf=3.02kwf=2.90kwp,=2.18kwtz=955(a9550x3.052144020.24n 加955 恰 9554 鬻=

6、20.0357>95509555篙备112225td =2().24n m7j=20.03a-mt2 =11222"加£=斥4772 =2.90&"=£i“2=278fcw3、各轴输入转矩t (nm)项目电动机轴高速轴1屮速轴2低速轴3转速(r/min1459.66功率(kw)3.0523.022.902.78转矩(nm)20.2420.03112.22445.01传动比15.604.31效率0.990.960.9655韦=9550< 爲7； =445.017v-m= 445.012"六、传动件的设

7、计计算（一）、齿轮传动设计计算1、高速齿轮组（1）选定齿轮类型、精度、材料及齿数 用斜齿圆柱齿轮 用7级精度 料：选择小齿轮材料为40cr （调质），硕度为280hbs；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs,二者硬度差为40hbs 初选小齿轮齿数z| =18：大齿轮齿数z2 =18x5.60=101 选取螺旋角0 = 14。（2）按齿面接触强度设计 訝竺jl.廿1（刍经）2确定公式内各计算数值a）试选 k/ =1.6b）由机械设计（齿轮传动设计所用参数全部来自此书）图10-30选取区域系数z” =2.433c）由 图 10-26 查 得 =0.78,色2 =°93ea &#

8、163;a +% =0.78+0.93=1.71d）小齿轮传递的传矩t = 20.03n me）由表10-7选取齿款系数0 = 1丄f）由表10-6查得材料弹性影响系数ze = 1 89.8mpnq由图10-21<1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b/n=60qmpa:大齿轮的接触疲劳强度极限ahum2 =55cmpah）应力循环次数:n, =6qnjlh =60xl440x lx (2x8x300x5) = 2.0736x10'°如=2.0736x10“ =3 j。仙 i 5.60i) rtl图1019查得接触疲劳寿命系数k加=0.85, k加 2 =0.92j

9、)接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数s=1 q j =兀曲血mt = o.85 x 600 = 5 lompa sq”2 = khn2bh“m2 = 0 92 x 550 = 506mpa s” + %=竺迴jmor 22计算a)小齿轮分度圆直径dxt > 33.1 mmb）计算圆周速度60x1000314x33.11xl44060x1000=2.50/7?/5c）齿宽b及模数mnlb =(f>ddu =1x33.11 = 33.1 nimdu cos/? _ 33lxcosl4。 fs=1.78/22/77h = 2.25mnf = 2.25x 1.78 = 4.0 b

10、n m/?/? = 33.11/35 = 826d) 计算纵向重合度切£p =o318z tan/7 = 0.318x 1 x 18x tanl 4° = 1.43e) 计算载荷系数k使用系数ka =1dt > 33.11mmv = 2.50m/ sb = 33.11mmmnf =1.78tnmh = 4.01mm= 1.43根据v = 2.50m/5, 7级精度，由图10-8得动载系数kv=ia 由表10-4查得k砂十17由图10j3査得k少=1417由表 10-3 查得 kiia = kfa =1.4故载荷系数 k = kakvkhakhp =lxl.lxl2xl

11、417=l870按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径g）模数 =34.88xcosl4°d、cos/?z|18=1.88mm（3）按齿根弯曲强度设计肌打2k7出曲0 丫卩兀 ”飞肩升确定计算参数a）计算载荷系数k=kakvkfakh=xxl.2xl417=l87b）根据纵向重合度勺=1.43,从图1028查得螺旋角影响系数与=0.88c）计算当量齿数zcos3/?18cos314°= 19.70zv2z2 _101cos3 /3 cos314°=1 10.56d）查取齿形系数：由表105查得匕切=2.80,匕述=2.18e）查取应力校核系数：由表105查得

12、63;卄=1-55,4.2 =1 79d计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kfm = 0.& 0n2 = 0.85由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限刃吃=0mpa取弯曲疲劳安全系数s二1.4=kf2fe = °xx500 =285.71mpgf 1 s1.4e = kfwfe2 = °x5x380 = 23o.71mpqf 2 s1.4 g）计算大、小齿轮的緒，并加以比较詈r雰訐519y応2 .=2爲 9 = 0.0169人齿轮的数值人设计计算、2xl.87x20.03x10'x0.88xcos214。m

13、n > ix 0.01691v1x182x1.71=1.24mm取模数"s = 2mm齿数z% cos034.88xcosl4°2= 16.92(4) 取 z, =17,则 z2=uzl = 5.60x 1795(5) 几何尺寸计算计算中心距a = 6nm“(z古2)®=(17 + 95)x2=543w,圆整为嘔讪 2cos0 2xcosl4°按圆整后的屮心距修正螺旋角(z1 +z2)m(17 + 95)x2b = arccos !r-=arccos= 14.003°2a2x116计算大、小齿轮的分度圆直径仏二空乩二_17x2= 35.0

14、4mmcos0 cosl4.00jcosl 4.005计算齿轮齿宽95x2=195.82/nmb =(/)(d =1x35.04 = 35.04m 加圆整后取 b-, = 36/77 ”2 b、= 4 m m2、校合低速齿轮组（1）齿轮类型、精度、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 选用7级精度 材料：选择小齿轮材料为40cr （调质），硬度为280hbs；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs,二者硬度差为40hbs 小齿轮齿数z. =18：大齿轮齿数z.=78螺旋角0 = 14。（2）按齿面接触强度校合dx > jzzl.±1（e）2*5 u el确定公式内各计算数值a）

15、由机械设计（齿轮传动设计所用参数全部来自此书）图10-30选取区域系数z” =2.433b)由 图 1026 查 得 £(a = 0.74£al = 0.888a = £创 +£力=0.74+0.88= 1.620 = 14.002?d = 3 5.o4/2 m= 195.82m 加b2 = 36mmibi =4mmc）小齿轮传递的传矩t = 2.22n md）由表10-7选取齿款系数0/ =1e）由表10-6查得材料弹性影响系数za = 189.8mpf）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=60qmpa；大齿轮的接触疲劳强度极限ahv

16、im2 =550mpag）应力循环次数：n、=60 丿乙=60x257.14x1x（2x8x300x5） = 3.70x1疔h)市图10-19查得接触疲芳寿命系数khn = 0.93, k测2 =115hni)接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数s=10-/71 = khn；hz = 0.93 x600 = 558mpa%= khn2；hz =i5x55° = 632.5mftz6 =+=558+6325 = 59525mpa计算圆周速度v =啦® = 0.410m/5 60x1000k)齿宽b及模数b = 30.45mmj)h = 2.25mn =3.693mmv

17、 = oalom/s b = 30.45/7w?mnl = 1.64ma?h = 3.693/77/w£p 1.43=0.3182)tan/? = ().318x 1 x 18x tanl 4 =1.43计算载荷系数ka) 使用系数ka=b）根据v = 0.410m/5,7级精度，由图108得动载系数kv = 1.04c）由表10-4查得jq =1-417 d）由图10-13查得k少=1.3e) 由表 10-3 查得 kha = kfa = 1.2故载荷系数k = kak”k 血=1x1.04x1.2x1.417=1.768故 £ =%谒 = 5 3.34x0 = 55.4

18、0（3）按齿根弯曲强度校合m 严码曲0 y忑 w v如匕审确定计算参数a）计算载荷系数k = kakv kfa k少=1 x 1 .（）4x 1.2x1.35=1.6848b）根据纵向重合度g" =1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数丫卩=0.88c）计算当量齿数zcos'0忑才6.27zo100"-cos3 0 = cos-14o= 10947d）查取齿形系数：由表105查得 =2.60,2=2.18e）查取应力校核系数：由表105查得=1.595=1.79f）计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 5严0.89,心池=0.91由图1020

19、d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限crra = 500mpa crfe2 =3s0mpa取弯曲疲劳安全系数s二1.4沁04500 “7.86叭s1.4k fn/7 f” 0.91x380fn2 fe2 = 247 mpas1.4d=qf】2 =g）计算大、小齿轮的匕區，并加以比较6 5 乙=0.013 of帀】丫&2丫“ =0.01580讥大齿轮的数值大校合计算mn > 1 ninim取模数 mn = 2.0mm齿数 z 产金2虫= 53.59xcos14° = 26.88 叫2.0取 z =27,则 z2 = wzj = 4.16x 27 «113mn = 2.0

20、mm（4）儿何尺寸计算中心距a = 14428"” 按圆整后的屮心距修正螺旋角(z+z2)mn(27 + 113)x2p = arccos ! =-=arccos2a2x144.28计算大、小齿轮的分度圆直径13.99°a = 144.28 mm0 = 13.99°d、= 55.65mm= 23291mm计算齿轮齿宽b2 =56m 叽 b、=6bnm（二）总结最后选泄齿轮的齿数分别为高速组23和133低速组27和113,分度圆直径分别为=35.1 mm , d2 = 20637?zm £ = 5565加乙4 = 23291m加屮心距q = 121呦7和1

21、44.28mm。齿轮组齿宽为 41, 36 和 61, 56o i|=5.80, i2=4.16 i=iii2=22.097 e=0.08%满足要求。两小齿轮采用实心式，两大齿轮采用腹板式。结构设计从略。七.轴的设计计算（一）、高速齿轮轴1、求输入轴上的功率pi、转速山和转矩t|p, =3.02kwn, = 1440r/mint, =20.03n-m2、求作用在齿轮上的力因己知高速级小齿伦的分度圆直径为=35.7mm则耳=21 = 2x20.03n = 2213n1 d1 35.7耳=耳凹玉= 112213xkn = 42238nco 朋cosl4.77耳=g ta 叩= 112213xtan

22、l 4.77n = 295.85n圆周力ft，径向力f及轴向力fa的方向如图所示3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。根据机械设计（关于轴的设计校核的参数均來自此书）表15-3,収a。=105,于是得输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径小，为了使所 选的轴直径d< 与联轴器的孔径相适应，故同时选収联轴器型 号。联轴器的计算转矩查表14-1,考虑为输送机，故取 ka =1.5,则:几=kj）= 1.5 x 20.24n m = 30.36n m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，考虑到电 动机的型号，电动机一端选用d=28mm,选用hl2型弹性柱销 联轴器

23、,其公称转矩为315n-m0半联轴器的孔径d.=20mm,故 取di-n=20mm；半联轴器长度l=40mm,半联轴器与轴配合的 毂孔长度38mm。4、轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案用如图所示装配方案(2) 根据轴向泄位的要求确左轴的各段直径和长度di-n-20nim, dn-in=23mm, dm-iv=25nim, div-v=31mm, dv-vi=28mm, dvi-vn=35. 7mm ,dvn-vin-28nini, dvm ix-31mni, dix x-25nimoli-n=38nim, ln-in=68mm, lni-iv=15mm, liv-v=30mm, lv-

24、vi=51, lvi-vn=41mm, lvn-viii=3mm, lvin-ix=7mm, lix-x=15mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为8mmx7mmx32mm,半 联轴器与轴的配合为h7/k6。采用齿轮轴。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1x45°,各圆角半径见图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a值。对于7205c型轴承，由手册中查得 a= 11.6mm 。 因此， 轴的支撑跨距 l2+l3二104.9mm+33.9mm= 138.

25、8mm。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 a是轴的危险截面。先计算出截面a处的mh、mv及m的值列 于下表。载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=274.06nfnh2=848.07nfnvi=141.22n,fnv2=281.16n弯矩mmh=28749.57n*mmmvi=14813.98nmmmv2=953 1.32n mm总弯矩m i=32341.80n mmm2=30288.34n mm扭矩ti=20030n*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取<2=0.6,轴的计算应力jm2+(qtj2j323418

26、0?+(0.6x20030亍0.1x35.73mpa= 7.58mpa已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得<rj = 55mpao因此crca < cr.j,故安全。(二)低速轴1、求输出轴上的功率p3、转速山和转矩t3p3=2.78kw n3 =59.6&7 min t3 =444.86n-m2、求作用在齿轮上的力因己知低速级大齿轮的分度圆直径为山=23291mm2x44486232.91382cn强度足够ft 翥= 382“ 詈鲁 n 十3287n 耳= 3820x tanl 3.99pn = 95 l72n3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质

27、处理。根据机械设计表15-3,取a0=ll(),输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dhio为了使所选的轴直径dm与联轴器的孔径相适应，故同吋选取联轴器型号。联轴器的计算转矩tca = kat3 ,查表141,考虑为输送机，故取则:几=kat. = 1.5 x 44486n m = 667.29n - m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用hl4型弹 性柱销联轴器，其公称转矩为1250n-mo半联轴器的孔径d尸40mm, 故収di_i=40mm；半联轴器长度l二112mm,半联轴器与轴配合的毂孔 长度 l| = 110mmo4、轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案用如

28、图所示装配方案iiiiii iv vvi a vii viii（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 r-rfl 10mm, 1 ji-nf68mni, lni-iv=19nim, liv-v=60. 5mm, lv-vi=3mm, lvi-vn=54nim, lvii-vin33. 5mmdi-n=40inni, dir-ni=44min, dm-iv二45mm, div-v=52min, dv-vf56mm, dvi-vii=52nim, dvn-vm 二45mm。初步选择角接触球轴承，型号为7029c至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联

29、接，选用平键为12mmx8mmx 100mm,半联轴器 与轴的配合为h7/k6。齿伦与轴的联接，选用平键为16mmx 10mmx50mmo齿轮与轴的配 合为h7/k6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.6x45°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a值。对于7209c型角接触球轴承，由手册屮查得 a=l6.4mm<,因此,轴的支撑跨距 l?+l3=94.1mm+43.1 mm= 137.2mm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a是轴的危险截而。 先计算出截面

30、a处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力ffnhi= 1200.0 1nfnh2=26 19.99fnvi=1257.92nfnv2= 174.88n弯矩mmh=112921.37 n*mmmvi=118370.27n*mm,mv2=7537.33n*mm总弯矩m= 163593.34 n mm扭矩t3=444.86 n*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，収q=0.6,轴的计算应力何+（叭）2wmpaj16359334? + （0.6 x 4448乔0.1x523= 22.26mpa已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得7j = 55m

31、pa。因此crca < cr,故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面经分析知改轴只需校验vi界面左右两侧即可。（2）截面vi左侧抗弯截面系数 w = o.ld3=o.lx563mm3 =175616mm3抗扭截面系数 =0.2d? = 0.2 x 563 mm3 = 351232mm394 1-27截面vi左侧的弯矩m = 163593.34x= 116610nmm94.1截血vi上的扭矩e =44486(n-mm截面上的弯曲应力咛絆翥mp"66mpat 444860截面上的扭转切应力 0 =莎云2mp*1267mpa轴的材料为40cr ,调质处理。由表15-1查得

32、crb =640mpa,b_=275mp叫=155mpz过盈配合处的ka/sa值，由附表3-8用插入法求出，并取匕/名=08©/%，于是得k= 2.92； = 0.8x2.92=2.34轴按磨削加工，由附图34的表面质量系数为鸽=队=0.92故得综合系数为© =显 +丄-1 = 2.92+-1=3.01名 zt0.92kiikr =二 + 1 = 2.34+1 = 2.436 a0.92275所以轴在截面vi左侧的安全系数为s = 13843° 人卫“3.01x0.66+0.1x0sb-严摯竺= 109.46>s = 1.5 + s j13&432+

33、178.79（2）截面vi右侧抗弯截而系数 w = o.ld3=o.lx523 mm3 = 140608mm3抗扭截面系数 =0.2d? = 0.2 x 753 mm3 = 281216mm3截面vi左侧的弯矩m = 116653.70n mm截面vi上的扭矩e =44486（n mm截面上的弯理2严器饶 mpa =&29mpat 444860截面上的扭转切应力十孟二乔mpa=15.82mpa轴的材料为40cr ,调质处理。由表15-1查得o-b =640mpa,b_=275mp 叫=155mpi过盈配合处的kj為值，由附表38用插入法求出，并取kj®"阻%，于是得

34、kk二= 2.5；二= 0.8x2.5 = 2轴按磨削加工，由附图34的表面质量系数为鸽=队=0.92故得综合系数为© =显+ -1 = 2.5+-1 = 39名 »0.92k 11kr 二二 + 丄1 = 2.0+- 1 = 2.59j a0.92所以轴在截面vi左侧的安全系数为61心6 +0皿2753.19x8.29+0.1x0= 10.40kraam=2.59x8)o.o5x= 17972 2=9.00s = 1.5_10.4x17.97ca jsj+s； _ a/10.42+17.972(三)屮速齿轮轴1、求轴上的功率p2、转速和转矩t?p2=2.90kwg=24&

35、amp;27r/mint2=111.55n*m2、求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮昭=112213n :耳严4223胴:fd=295.85n高速级大齿轮兔=382cn；耳2=t4328n； fi2 =-951.72n3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。根据机械设计表15-3,収a。=11(),于是得输入轴的最小百径显然是安装轴承处轴的直径dj-udv-vi，则収di.n=dv-vi=25mmo4、轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案用如图所示装配方案iiiiii ivavvi（2）根据轴向泄位的要求确泄轴的各段直径和长度1i-ii=29. 5mm, 1 ii-in=39

36、mm, lni-iv=7 5nun, lv-v=59inni, lv-vi=27niiiio di-n=25mni, dn-iii=29mm, din-iv=35mni, div-v=29mni, du=25nnn。 选取轴承，初步选取角接触球轴承，型号为7205c（3）轴上零件的周向定位小齿轮与轴的联接，选用平键为8mmx7mmx56mmo齿轮与轴 的配合为h7/k6大齿轮与轴的联接，选用平键为8mmx7mmx36mmo齿轮与轴 的配合为h7/k6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.0x45°,各圆角半径见图5、求轴上的载荷首先根据轴的结构图作11!轴的计算简

37、图。在确定轴承支点位置吋, 从手册中查取a值。对于7205c型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a= 11.6mm 。 因 此， 轴 的 支 撑 跨 距 li +l2+l3=36.4mm+5 8.5mm+43.9mm= 13 8.8 mm 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11!截面a是轴的危险截 面。先计算出截面a处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平而h垂直面v支反力ffnhi 二 3173.12nfnh2 二 1769.01nfnvi=-254.17nfnv2=-1290.34n弯矩mmh】=1 15501.57 nmmmh2=77659.53nmm

38、mvi=9251.79 n*mmmv2=56645.93nmm总弯矩m1=115871.52 n mmm2=96123.69 n mm扭矩t2=111550n*mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度4cawjm2 + (crt.)2 j1 15871.5 空+(0.6x1 1 155()20.1x29s-mpa= 54.87mpa己选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得b_j = 55mpa。安全。八.滚动轴承的选择及计算（一）、高速轴的轴承选用32305型圆锥滚子轴承，c = 61.5kn1、两轴承所受的径向载荷由轴的校核过程中可知：frl = 7frhi2+frvi2 = v709.

39、6j+78.8 n = 714nfr2 = 7frh22 +frv22 = am 19.5 7? + 23 3空 n = 661.9 8n2、两轴承的计算轴向力e = 0.3y = 2强度足够齡=pri xe = 714x0.3n=214.2n耐2 =馬 “ =661.98x0.3n = l98.504b左端压紧打=ei+耳2 = 217.5 + 198.504=416004n耳2 二耳2=19&5()4n3、轴承当量动载荷416.004_7140.583>e區=竺迥0.3耳 2661.980.4环+2点= 0.4x714+2x416.004卜=1117608n巳=耳2= 198

40、.504、3、轴承寿命t 106 ,c、£106/ 61500l 山=()=x () 一 h60n p, 60x14201117.608强度足够= 1.678xl09h>lh,(二) 屮速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，c = 75.2n1、两轴承所受的径向载荷由轴的校核过程屮可知：frl = vhi2 + !；vi2 = v17 9 3.792 + 671.92 n = 19155nfr2 = 7frh22+frv22 = v456412+17q122n = 487.084b4、两轴承的计算轴向力e = 0.31y = 1.9昭=耳x e = 1915.5 x 0.31 n= 593.805n耳2 二耳2 xe = 487.084x0.3in = 15q996n左端压紧耳产匕+陥=(752.14214.23 + 15(1996= 68&9nfi2=2=15q996n5. 轴承当量动载荷688.91915.5= 0.36>e150.996_487.84-60n p.60x23&255 20751 10.31 = er=o.4®+1.90= 0.4x1915.51.9x68&9n= 2075.1 inp2 二耳2 =487.84n6、轴承