机械设计课程设计说明书两级圆柱—圆锥齿轮传动减速器——何博

1、湖南科技大学课程设计课程设计名称：机械设计课程设计学 生 姓 名： 何 博 学 院：机 电 工 程 学 院专业及班级：08 机械设计一班 学 号 ： 0803010105 指 导 教 师： 马 克 新 二零一一年五月三十日摘要机械设计课程设计是机械设计课程最后一个重要的实践性教学环节，是机械类专业的主干技术基础课。是学生入学以来第一次较为全面的设计能力综合训练。通过这一训练过程有助于学生建立工程观点，培养正确的设计思想，使学生掌握设计机械传动装置和一般机械的能力。对后续专业课程的学习、毕业设计以及今后从事设计工作奠定扎实的基础具有重要的意义。培养理论联系实际的设计思想和工作作风，培养学生综合运

2、用各种机械零件和机构的基本知识，以及其他先修课程的理论知识，结合生产实际，解决工程问题的能力。巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。习和掌握通用机械零、部件、机械传动装置或简单机械的基本设计方法和程序，包括制定设计方案，合理选择传动机构和零、部件，正确计算零件工作能力、确定基本参数和尺寸，合理选择材料、热处理方式、精度等级，合理进行结构设计以及较全面地考虑制造、安装工艺、经济成本和使用维护保养方面的要求等等。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。以下设计说明书为两级直齿圆锥齿轮，斜齿圆柱齿轮传动减速器。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案

3、；选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封的选择等； 机体结构及其附件的设计和参数的确定；绘制装配图及零件图，编写计算说明书。目录Ø 设计题目与要求Ø 传动装置总体设计方案Ø 电动机的选择Ø 确定传动装置的总传动比和分配传动比Ø 设计传动装置的运动和动力参数Ø 齿轮的设计Ø 轴系的设计Ø 滚动轴承的选择及寿命计算Ø 键连接的选择计算和校核Ø 箱体设计Ø 润滑、密封的选择Ø 设计小结Ø 参考文献一、 设计题目与要求1、

4、 设计题目：设计两级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器传动（电机联轴器减速器联轴器带式运输机）。总传动比12-40；卷筒直径280-480；运输带有效拉力2200N-8000N；运输带速度0.5-1.5m/s；三相交流电源；有粉尘；常温连续工作。2、 设计要求：1） 减速器装配图一张（A0）2） CAD零件图一张（A2）、手绘零件图一张（A2）3） 设计说明书一份二、 传动装置总体设计方案1、 组成：传动装置由电动机、减速器、工作机组成。2、 工作特点：连续单项运转，工作是有轻微震动，小批量生产，连续工作，运输带速度允许误差为±5%3、 确定设计原始参数：1） 传动比：直齿锥齿轮传动：i1=z2

5、z1 =7224 =3斜齿圆柱齿轮传动：i2=z2z1 =11525 =4.6 2）运输带有效拉力： F = 2500N 3）运输带速度： v = 1.5m/s 4）卷筒直径： D = 412mm 4、 总体布置简图：三、 电动机的选择1、 电动机转速确定：工作机转速：nw=1000vD×60=1000×1.5×412×60=69.53rmin根据已确定传动比i1×i2=13.8估算电机转速至少为n=13.8×nw=959.6r/min960r/min因此，选择同步转速为1000r/min的电动机。2、 电动机功率选定：零件传动效率如

6、下表：类别效率数量弹性柱销联轴器10.9952圆柱齿轮（8级精度；油润滑）20.971圆锥齿轮（8级精度；油润滑）30.971圆锥滚子轴承（稀油润滑；一对）40.983卷筒效率50.961工作机所需功率 Pw=Fv1000w电动机功率 Pd=Pw则 Pd=Fv1000w计算得传动装置的总效率 w=1223425=0.9952×0.97×0.97×0.982×0.96=0.8592即 Pd=Fv1000w=2500×1.51000×0.8592=4.36kw所以，选取额定功率为5.5kw的电动机。最后，由转速和功率查表确定电机为Y系列三

7、相异步电动机，型号Y132M2-6，额定功率为5.5kw，满载转速为960r/min。四、 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比： i=i1×i2=13.8根据圆锥圆柱齿轮减速器传动比分配原则，锥齿轮传动比i13且i10.25i。综合考虑设计计算、实际等因素，取圆锥齿轮传动部分传动比i1=3，圆柱齿轮传动部分传动比i2=4.6。五、 设计传动装置的运动和动力参数1、 由传动比分配结果计算各轴输入功率P=Pd×电机轴输入功率P1=Pd=4.36kw轴输入功率P2=P11=4.36×0.995=4.34kw轴输入功率P3=P234=4.34×0.97&

8、#215;0.98=4.12kw轴输入功率P4=P324=4.12×0.97×0.98=3.92kw工作机轴输入功率P5=P414=3.92×0.995×0.98=3.82kw2、 计算各轴转速=mi电机轴转速n1=nm=960r/min轴转速n2=n1=960r/min轴转速n3=n2i1=9603=320r/min轴转速n4=n3i2=3204.6=69.57r/min工作机轴转速n5=n4=69.57r/min3、 计算各轴输入转矩T=9550Pn电机轴输入转矩T1=Td=9550Pdnm=9550×4.36960=43.37N·

9、;m轴输入转矩T2=T11=43.37×0.995=43.16N·m轴输入转矩T3=T243i1=43.16×3×0.98×0.97=123.07N·m轴输入转矩T4=T342i2=123.07×4.6×0.98×0.97=538.20N·m工作机轴输入转矩T5=T441=538.2×0.995×0.98=524.77N·m运动和动力参数计算结果列于下表:轴号功率P/（kw）转矩T/(N·m)转速n/（r/min）电机轴4.3643.37960轴4.344

10、3.16960轴4.12123.07320轴3.92538.2069.57工作机轴3.82524.7769.57六、 齿轮的设计1、 圆锥直齿齿轮传动设计计算：选择齿形制GB-12369-90，齿形角20°设计基本参数与条件：齿数比u =3，传递功率P1=4.34kw，主动轴转速n1=960r/min，采用一班制工作，工作20年（按一年300天计）小锥齿轮悬臂布置。（1） 选择齿轮材料和精度等级： 材料均选取45号钢调制。小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。 精度等级取8级。 小齿轮齿数为z1=24，大齿轮齿数为z2=72（2） 按齿面接触疲劳强度设计：齿面接

11、触疲劳强度设计公式d1t3ZEH2KtT1R1-0.5R2u 试选载荷系数 Kt=1.8 计算小齿轮传递的扭矩 T1=9.55×106P1n1=43174N·mm 选取齿宽系数 R=0.3 确定弹性影响系数，查表得 ZE=189.8MPa12 确定区域系数，查表得，标准直齿圆锥齿轮传动 ZH=2.5 根据循环次数公式，计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×960×1×20×300×8=2.76×109 N2=2.76×1093=9.2×108 查表得，接触疲劳寿命系数取 KHN1=0.9

12、4，KHN2=0.95 查表得，疲劳极限应力Hlim1=600MPa，Hlim2=560MPa 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数SH=1.0,H1=KHN1Hlim1SH=564MPaH2=KHN2Hlim2SH=532MPa 由接触强度计算小齿轮分度圆直径d1t2.323KtT1R·u+1uZEH2=2.3231.8×431740.3·3+13189.85322mm=81.88mmdm1=d1t1-0.5R=69.60mm 齿轮的圆周速度 v=dm1n160×1000=3.50m/s 计算载荷系数a 齿轮使用系数，查表得 KA=1.25b

13、 动载系数，查表得 Kv=1.17c 齿间载荷分配系数，查表得 KH=KF=1d 齿向载荷分配系数，KH=KF=1.5KHbe查表得KHbe=1.25，所以KH=KF=1.875e 接触强度载荷系数K=KAKvKHKH=1.25×1.17×1×1.875=2.74 按载荷系数校正分度圆直径d1=d1t3KKt=94.19mmm=d1Z1=3.92mm取标准值，模数圆整为m=4mm 计算齿轮相关参数d1=mz1=96mmd2=mz2=288mm1=arctanz1z2=18°26'62=90°-1=71°34'54R=d

14、1z2z12+12=151.789mm 确定齿宽 b=RR=45.54mm圆整取b1=b2=46mm（3） 校核齿根弯曲疲劳强度 载荷系数K=2.74 当量齿数z1=z1cos1=25.3z2=z2cos2=227.7 查表得齿形系数与应力校正系数YFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.11YSa2=1.87 取安全系数 SF=1.4查表得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92 , KFN2=0.9查表得弯曲疲劳极限为 FE1=440MPa , FE2=425MPa许用应力F1=KFN1FE1SF=289.1MPaF2=KFN2FE2SF=273.2MPa 校核强度F=2KT1YSaY

15、Fabm21-0.5R2ZF计算得 F1=77.23MPa<F1F2=24.38MPa<F2可知弯曲强度满足，参数选取合理。2、 斜齿圆柱齿轮传动设计计算：设计基本参数与条件：齿数比u=4.6，传递功率P1=4.12kw，主动轴转速n1=320r/min。采用一班制工作，工作20年（按一年300天计）（1） 选择齿轮材料、精度等级和齿数： 小齿轮材料选取40Cr钢调制，大齿轮选取45钢调制，小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。 精度等级取8级。 小齿轮齿数为z1=25，大齿轮齿数为z2=115 初选螺旋角=12°（2） 按齿面接触疲劳强度设计：齿面

16、接触疲劳强度设计公式d1t32KtT1du+1uZHZEH2 试选载荷系数 Kt=1.8 计算小齿轮传递的扭矩 T1=9.55×106P1n1=122956N·mm 选取齿宽系数 d=1 确定弹性影响系数，查表得 ZE=189.8MPa12 确定区域系数，查表得，=12°标准斜齿圆柱齿轮传动 ZH=2.45 根据循环次数公式，计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×320×1×20×300×8=9.22×108 N2=9.22×1084.6=2.0×108 查表得，接触疲劳寿命系

17、数取 KHN1=0.95，KHN2=0.97 查表得，疲劳极限应力Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数SH=1.0,H1=KHN1Hlim1SH=570MPaH2=KHN2Hlim2SH=533.5MPaH=H1+H22=551.75Mpa 查表得 =1+2=0.785+0.89=1.675 代入计算，小齿轮直径d1t61.14mm 齿轮的圆周速度 v=d1tn160×1000=1.02m/s 齿宽 b 及模数 mnt b=dd1t=61.14mmmnt=d1tcosz1=2.39mmh=2.25mnt=5.38mmbh=

18、11.36 计算纵向重合度 =0.318dZ1tan=1.69 计算载荷系数a 齿轮使用系数，查表得 KA=1.25b 动载系数，查表得 Kv=1.08c 齿间载荷分配系数，查表得 KH=KF=1.4d 齿向载荷分配系数，查表取KH=1.46KF=1.41e 接触强度载荷系数K=KAKvKHKH=1.25×1.08×1.4×1.46=2.76 按载荷系数校正分度圆直径d1=d1t3KKt=70.50mm 计算模数mnmn=d1cosz1=2.76mm（3） 校核齿根弯曲疲劳强度mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF 载荷系数K=KAKvKFKF=2.66

19、由纵向重合度=1.69，查表得Y=0.91 计算当量齿数z1=z1cos3=26.71z2=z2cos3=122.88 取安全系数 SF=1.4查表得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 , KFN2=0.95查表得弯曲疲劳极限为 FE1=500MPa , FE2=380MPa许用应力F1=KFN1FE1SF=321.4MPaF2=KFN2FE2SF=257.9MPa 查表得齿形系数与应力校正系数YFa1=2.58YSa1=1.598YFa2=2.16YSa2=1.81 计算大、小齿轮的 YFaYSaF 并加以比较YFa1YSa1F1=0.0128YFa2YSa2F2=0.0152大齿轮的数值

20、大 代入公式计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=2.02mm因此，综合考虑接触强度与弯曲强度，取标准值模数mn=2.5mm 校正齿数z1=d1cosmn=27.5828z2=uz1=128.8129 圆整中心距a=z1+z2m2cos=200.63mm圆整为a=200mm 修正螺旋角=arccosz1+z2m2a=11°6'46变化不大，不必修正前面数值 计算几何尺寸d1=mz1cos=71.56mmd2=mz2cos=329.70mmb=dd1=71.56mm圆整后取B1=80mm, B2=75mm七、 轴系的设计1. 轴的计算（1） 轴上的功率P1=4.3

21、4kw，转速n1=960r/min ,转矩T1=43.16N·m（2） 求作用在齿轮上的力高速级锥齿轮传动小齿轮分度圆直径已知 d1=96mm平均分度圆直径 dm1=d11-0.5R=81.6mm圆周力 Ft=2T1dm1=1057.84N轴向力 Fa=Fttansin1=121.75N径向力 Fr=Fttancos1=365.26N（3） 初估轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调制处理。查表取A0=110,根据下式估算最小直径dmin=A03P1n1=18.18mm由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴颈，为了使所选轴颈与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩,查

22、表，取 KA=1.5Tca=KAT1=64740N·mm查表得，电动机直径为38mm，所以选取型号为HL3，孔径选为30mm，联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。（4） 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图 轴段l1，由联轴器型号直径为30mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于60mm，取l1=58mm , d1=30mm。 轴段l3，先初选轴承型号，由于同时受轴向、径向力的作用，因此选择圆锥滚子轴承，型号取30207，内径为35mm，所以轴段直径为d3=35mm，长度应略小于轴承内圈宽度17mm，取l3=16mm。 轴段l2、l5，d2=d5=34mm，考虑左端联轴器右端

23、面距离，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度l2=39mm，l5=16mm 轴段l6，小锥齿轮轮毂长度为46mm，确定轴段长度为l6=46mm，直径为d6=30mm。 轴段l4，由于小齿轮悬臂布置轴承支点跨距应取悬臂长度的大约2倍，由此计算轴段长度为l4=46mm，轴肩高度取3.5mm，因此轴颈取d4=42mm。 零件的周向定位查表得左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键8×50。为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6；右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取30mm，选取键10×30。为了保

24、证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 轴上圆角和倒角尺寸参考标准，取轴端倒角为2mm，圆角取1mm。（5） 求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图：计算得，MH=49718N·mmMV=17167N·mmM=MH2+MV2=52598N·mm（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力ca=M2+T12W=13.67MPa查表得，-1

25、=60MPa ，因此，ca<-1 ，所以安全。2. 轴的计算（1） 轴上的功率P2=4.12kw，转速n2=320r/min ,转矩T2=123.07N·m（2） 求作用在齿轮上的力锥齿轮传动大齿轮：高速级锥齿轮传动大齿轮分度圆直径已知 d2=288mm平均分度圆直径 dm2=d21-0.5R=244.8mm圆周力 Ft=2T2dm2=1005.47N径向力 Fr2=Fttansin1=121.75N轴向力 Fa2=Fttancos1=365.26N斜齿圆柱轮传动小齿轮：分度圆直径已知d10=71.56mm圆周力 Ft0=2T2d10=3439.63N径向力 Fr0=Ft0ta

26、nncos=1279.89N轴向力 Fa0=Ft0tan=731.12N（3） 初估轴的最小直径由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。查表取A0=100,根据下式估算最小直径dmin=A03P2n2=23.44mm（4） 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图 轴段l4，由设计结果，小齿轮分度圆直径为71.56mm，取d4=49mm齿宽为80mm，取此轴段为l4=82mm。 轴段l2，取l2=39mm。轴径取d2=39mm。 轴段l1，选用轴承型号为30207，轴段直径为d1=35mm，齿轮端面距离箱体内壁取7mm，轴承距内壁2mm，所以轴段长度取l1=30

27、mm。 轴段l6，用于装轴承，长度取l6=19mm，直径取d6=35mm。 轴段l5，轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁8mm左右，长度取l5=10mm，又根据轴肩定位需要，轴径取d5=41mm。 轴段l3，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为l3=20mm，又有轴肩定位，轴径取d3=45mm。 零件的周向定位查表得，锥齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取56mm，选取键12X56, 选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。圆柱齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取80mm，选取键12X80,选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。

28、轴上圆角和倒角尺寸查表得，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm。（5） 求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图：计算得MH=102158N·mmMV=14566N·mmM=MH2+MV2=103191N·mm（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力ca=M2+T22W=10.79MPa查表得，-1=70MPa ，因此，ca<-1 ，所以安全。3. 轴的计算（1） 轴上的功率P3=3.92kw，转速n3=69.57r/min ,

29、转矩T3=538.2N·m（2） 求作用在齿轮上的力斜齿圆柱轮传动大齿轮：分度圆直径已知d2=329.7mm圆周力 Ft=2T3d2=3264.79N径向力 Fr=Fttanncos=1214.83N轴向力 Fa=Fttan=693.95N（3） 初估轴的最小直径由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料为45钢，调质处理。查表取A0=100,根据下式估算最小直径dmin=A03P3n3=38.34mm此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最小为40.25mm。由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表，取 KA=1.

30、5Tca=KAT3=807300N·mm选取型号为HL4，孔径选为42mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为84mm。（4） 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图 轴段1-2，由联轴器型号得直径为d1=42mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于84mm，取l1=81mm。 轴段5-6，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径d5=52mm，长度略小于轮毂长度取为l5=75mm。 轴段6-7，选取轴承型号为30209，由轴承内圈直径得轴段直径为d6=45mm。又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为10.5mm。轴承距离内壁取2mm左右，最后确定轴段长度为l6=36mm。 轴段4-

31、5，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm，所以直径取d4=60mm，长度取l4=10mm 。 轴段2-3，根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度为l2=57.5mm，直径取轴承内圈大小为d2=45mm。 轴段3-4，左端用于轴承定位，轴肩高度取4mm，直径为d3=53mm，又有轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为l3=61.5mm。 零件的周向定位左端半联轴器定位用C型平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取80mm，选取键C，选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。右端大齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取70mm，选取键，选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。 轴上圆

32、角和倒角尺寸取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm（5） 求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图：计算得MH=124694N·mmMV=122385N·mmM=MH2+MV2=174719N·mm（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力ca=M2+T32W=26.1MPa查表得，-1=60MPa ，因此，ca<-1 ，所以安全。（7） 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面由上述计算已知大齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许

33、多，根据轴上受载情况的分析，需要校核截面6的左右两侧即可。 截面6的左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×523=14061mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×523=28122mm3截面4左侧的弯矩为 M=174719×57.5-35.557.5=66849N·mm弯曲应力 b=MW=6684914061=4.75MPa扭转切应力 T=T3WT=53820028122=19.14MPa查表得，B=640MPa ，-1=275MPa ，-1=155MPa。查表取过盈配合处 k=2.25 ，并取k=0.8k=1.8轴采用精车加工，查表得，表面

34、质量系数为=0.87轴表面未经强化处理，即q=1，则综合系数值为K=k+1-1=2.40K=k+1-1=1.95碳钢的特性系数取为=0.1，=0.05轴的疲劳安全系数为S=-1Ka+m=2752.4×4.75+0.1×0=24.12S=-1Ka+m=1551.95×19.142+0.05×19.142=8.10Sca=SSS2+S2=7.68S=1.5故可知其安全。 截面6的右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×453=9113mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×453=18225mm3截面4右侧的弯矩为 M=17471

35、9×57.5-35.557.5=66849N·mm弯曲应力 b=MW=668499113=7.34MPa扭转切应力 T=T3WT=53820018225=29.53MPa查表得，B=640MPa ，-1=275MPa ，-1=155MPa。由rd=2.045=0.044，Dd=5245=1.156查表取 =2.06 ，=1.60查表取轴的材料敏感系数q=0.82，q=0.85则有效应力集中系数为k=1+q-1=1.87k=1+q-1=1.51查表得=0.75 ，=0.87轴采用精车加工，查表得，表面质量系数为=0.87轴表面未经强化处理，即q=1，则综合系数值为K=k+1-

36、1=2.64K=k+1-1=1.86碳钢的特性系数取为=0.1，=0.05轴的疲劳安全系数为S=-1Ka+m=2752.64×7.34+0.1×0=14.2S=-1Ka+m=1551.86×29.532+0.05×29.532=5.5Sca=SSS2+S2=5.2S=1.5故可知其安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。八、 滚动轴承的选择及寿命计算1. 轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 Fr1=FH12+FV12=607N ，Fr2=FH22+FV22=1727N查表得，Y=1.6 ，e=0.37 ，Cr=54.2kN派生力F

37、d1=Fr12Y=189.7N， Fd2=Fr22Y=539.7N轴向力 Fa=121.75N 由于Fa+Fd2=121.75+539.7=661.45N>Fd1 ，判断知，左侧轴承被压紧。所以轴向力为 Fa1=661.45N ，Fa2=539.7N当量载荷由于 Fa1 Fr1=1.09>e Fa2 Fr2=0.31<e所以 XA=0.4 YA=1.6 XB=1 YB=0 载荷系数取fp=1.1 ，故当量载荷为P1=fpXAFr1+YAFa1=1431NP2=fpXBFr2+YBFa2=1890N轴承寿命校核Lh1=10660n1CrP1=3.17×106h>

38、48000hLh2=10660n1CrP2=1.25×106h>48000h2. 轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 Fr1=FH12+FV12=2801N ，Fr2=FH22+FV22=1891N查表得，Y=1.6 ，e=0.37 ，Cr=54.2kN派生力Fd1=Fr12Y=875.4N， Fd2=Fr22Y=590.9N轴向力 Fa=365.86N由于Fa+Fd1=365.86+875.4=1241.26N>Fd2 ，判断知，右侧轴承被压紧。所以轴向力为 Fa1=875.4N ，Fa2=1241.26N当量载荷由于 Fa1 Fr1=0.31

39、<e Fa2 Fr2=0.66>e所以 XA=1 YA=0 XB=0.4 YB=1.6 载荷系数取fp=1.1 ，故当量载荷为P1=fpXAFr1+YAFa1=3081NP2=fpXBFr2+YBFa2=3017N轴承寿命校核Lh1=10660n2CrP1=0.74×106h>48000hLh2=10660n2CrP2=0.79×106h>48000h3. 轴的轴承校核轴承30209的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 Fr1=FH12+FV12=1536N ，Fr2=FH22+FV22=2173N查表得，Y=1.5，e=0.4 ，Cr=67.8kN派

40、生力Fd1=Fr12Y=512N， Fd2=Fr22Y=724N轴向力 Fa=693.95N由于Fa+Fd2=693.95+724=1418N>Fd1 ，判断知，左侧轴承被压紧。所以轴向力为 Fa1=1418N ，Fa2=724N当量载荷由于 Fa1 Fr1=0.92>e Fa2 Fr2=0.33<e所以 XA=0.4 YA=1.6 XB=1 YB=0 载荷系数取fp=1.1 ，故当量载荷为P1=fpXAFr1+YAFa1=3182NP2=fpXBFr2+YBFa2=2390N轴承寿命校核Lh1=10660n3CrP1=6.42×106h>48000hLh2=10660n3CrP2=16.7×106h>48000h九、 键连接的选择计算和校核将各个连接的参数列于下表：键直径mm工作长度mm工作高度mm转矩N·m极限应力MPa8×5030423.543.1619.5710×3030203.543.1641.1012×5639444123.0735.8612×80