二级同轴式圆柱齿轮减速器

1、一、 设计题目1.设计题目：带式运输机的传动装置的设计2.已知条件：（1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；（2） 使用折旧期：8年；（3） 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；（4） 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（5） 运输带速度允许误差：±5%；（6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3.设计数据：运输带工作拉力F：2600N;运输带工作速度v：1.1m/s；卷筒直径D：220mm；二、方案及主要零部件选择1. 设计方案：二级同轴式圆柱齿轮减速器辅助件：观察孔盖，油标和油尺，放油

2、螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。2.各主要部件选择目的分析结论动力源电动机齿轮斜齿轮传动平稳两对斜齿轮轴承轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器三、电动机的选择工作机所需有效功率传动装置总效率查文献【1】P141 表二得各部分传动效率联轴器传动效率，（两个弹性联轴器）；滚动轴承传动效率，（四对滚动轴承）；圆柱斜齿轮传动效率，（两对7级精度齿轮传动）；输送机卷筒传动效率，；所以电动机所需工作效率为：工作机卷筒轴转速为：查文献【1】P413 两级式同轴式齿轮传动比范围符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min、3000r/min三种，综

3、合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选择同步转速为1500r/min的电动机根据电动机类型、容量和转速，有文献【2】P173查得，选用Y112M-4，方案号电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/kg1Y112M-4414402.22.343四、传动比及各轴转速、功率、转矩计算总传动比：i1=i2=15.08=3.88各轴的转速各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 各轴转矩五、高速级齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88

4、）（3）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。（4）选小齿轮齿数：大齿轮齿数（5）初选取螺旋角2.按齿面接触强度设计文献【1】 机械设计第八版高速级名称符号小齿轮大齿轮螺旋角14传动比i3.88齿数z26101基圆螺旋角14法面模数1.5端面模数1.55法面压力角端面压力角20.5法面齿距6.28mm端面齿距6.50mm法面基圆齿距5.90mm法面齿顶高系数1法面顶隙系数0.25分度圆直径d40.54157.46基圆直径52.40mm260.07mm齿顶高2mm齿根高2.5mm齿顶圆直径43.5354160

5、.4646齿根圆直径36.7854153.7146标准中心距a99齿宽b4540低速级名称符号小齿轮大齿轮螺旋角14传动比i3.88齿数z2099基圆螺旋角14法面模数2端面模数1.55法面压力角端面压力角20.5法面齿距6.28mm端面齿距6.50mm法面基圆齿距5.90mm法面齿顶高系数1法面顶隙系数0.25分度圆直径d40.41157.59基圆直径52.40mm260.07mm齿顶高2mm齿根高2.5mm齿顶圆直径44.4082161.5918齿根圆直径35.4082152.5918标准中心距a99齿宽b4540八.减速器轴及轴承装置、键的设计 （中间轴）1轴（输入轴）及其轴承装置、键的

6、设计目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率求作用在车轮上的按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中表8-7查得，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000Nmm。半联轴器的孔径d1=20mm,故取d1-2=20mm，半联轴器长度L=58mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm。 4、轴的结构设计 （1）低速轴的装配方案如下图所示： （2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，根据文献【3】（P379）可知轴肩高度h=(0.07-0.1)d，所以取直径d2-3=23mm ；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡

7、圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔稍短一些，取L1-2=35mm 。（3）初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2-3=23mm ，由文献【2】中表6-7（P80）中初步选用圆锥滚子轴承30305型，其尺寸为内径d=25mm ，外径 D=62mm ，轴承宽度 T=18.25mm，a=13mm；所以d3-4=25mm，d7-8=25mm，L7-8=18.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，根据文献【2】表6-7（P80）查得 damin=32mm，所以取d6-7=32mm。（4）由于高速小

8、齿轮的齿根圆直径df=41.53mm，所以安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=28mm ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为B=50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应稍短于齿轮轮毂宽度，故取L4-5=46mm ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=3mm,则轴环处的直径d5-6=34mm 。由文献【3】（P379）轴环宽度b>1.4h，所以取 L5-6=10mm。 （5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm ，故取L2-3=50mm 。（6

9、）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=18.25mm，则L3-4=T+s+a+50-46=18.25+8+16+2=44.25mmL6-7=s+a-L5-6=8+16-10=14mm至此，已初步确定了高速轴的各段直径和长度。轴段直径（mm）长度（mm）1-220352-323503-42546.254-528465-634106-732147-82518.25总长度249.5选轴的材料为钢，调质处理目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计1、 键的设计根据文献【2】中表4-1（P5

10、6）按d4-5=28mm,查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面b×h×l=8×7×28，配合为H7/n6；键的型号为GB/T1096键A8×7×28。联轴器与轴连接的平键截面b×h×l=6×6×18， 配合为H7/k6；键的型号为GB/T1096键A6×6×18。2、 轴的受力分析根据轴的尺寸确定L1、L2、L3的长度L1=L1-2+L2-3+a=35+50+13=98mmL2=L3-4-a+L4-5-12B1=46.25-13+46-12×50=54.25mmL3=L5

11、-6-a+L6-7+12B1+L7-8=10-13+14+12×50+18.25=54.25mm（1）在水平面上hht（2）在垂直面上所以（3）求弯矩 所以合成后的弯矩 （4）计算扭矩 T=19130Nmm3、 轴的强度校核由文献【3】（P380）可知进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力由文献【3】式15-5ca=M2+(T)2W=25211.062+(0.6×5524.16)20.1×283=11.58MPa 已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献【3】中表

12、15-1查得。因此，故安全。4、 轴强度的精确校核截面A，2，3，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，2，3，B均无需校核。 应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面5的应力集中的影响和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面6和7显然更不必校核。由机械设计手册可知，键

13、槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。（1） 分析截面4左侧抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面4左侧的弯矩：截面4上的扭矩：T=19130Nmm截面4上的弯曲应力： 截面4上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【3】中表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,由文献【3】附表3-2查取， 因，经插值后可查得，又由文献【3】附图3-1（P41）可得轴材料的敏性系数为所以有效应力集中系数按文献【3】附表3-4可得k=1+q-1=1+0.82×1.74-1=1.61k=1+q-1=1+0.85×1.28-1=1.238

14、由文献【3】附图3-2取尺寸系数为=0.9，扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由文献【3】附图3-4查得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，按照文献【3】中式3-12和式3-12a可得综合系数为：又由文献【3】3-1（P25）取碳钢的计算安全系数Sca,由式15-6,15-7和15-8得到目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力在水平面上在垂直面上 故 总支承反力a) 画弯矩图 故 4）画转矩图 6 校核轴的强度按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.精确校核轴

15、的疲劳强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面4左侧的弯矩：目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取目的过程

16、分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴的设计及其轴承装置、键的设计于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全8 校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 按表13-6,取按表13-5注1,对深沟球轴承取,则相对轴向载荷为 在表13-5中介于1.031.38之间,对应的e值为0.280.3,Y值为1.551.45线性插值法求Y值 故 查表13-3得预期计算寿命键校核安全轴校核安全轴承校核安全寿命（）为3.轴（输出轴）及

17、其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计输出轴上的功率转矩求作用在车轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，取，联轴器的计算转矩 查表14-1取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中表8-7查得，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000Nmm。半联轴器的孔径d1=38mm,故取d1-2=38mm，半联轴器长度L=82mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和

18、长度目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计（） 为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，献【2】中表6-7（P80）中初步选用圆锥滚子轴承30309型，其尺寸为内径d=45mm ，外径 D=100mm ，轴承宽度 T=27.25mm，a=21.3mm；所以d3=45mm，d7=45mm，L7=27.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，根据文献【2】表6-7（P80）查得 damin=54mm，所以取d6=54mm。轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装

19、,应略大与,可取 ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为B=45mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应稍短于齿轮轮毂宽度，故取L4=41mm ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=5mm,则轴环处的直径d5=60mm 。由机械设计（P379）轴环宽度b>1.4h，所以取 L5=10mm。 （5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm ，故取L2=50mm 。（6）取齿轮距箱体内壁之距离=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内

20、壁一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=27.25mm，则L3=T+s+45-41=27.25+8+16+4=55.25mmL6=s+-L5-6=8+16-10=14mm5、 键的设计根据课程设计手册中表4-1（P56）按d4=50mm,查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面b×h×l=14×9×32，配合为H7/n6；键的型号为GB/T1096键C14×9×32。联轴器与轴连接的平键截面b×h×l=10×8×45， 配合为；键的型号为GB/T1096键C10×8×45。6、

21、 轴的受力分析根据轴的尺寸确定L1、L2、L3的长度L1=L1+L2+a=58+50+21.3=129.3mmL2=L3-a+L4-12B1=55.25-21.3+41-12×45=52.45mmL3=L5-a+L6+12B1+L7=10-21.3+14+12×45+27.25=52.45mm（1）在水平面上（2）在垂直面上所以（3）求弯矩 所以合成后的弯矩 （4）计算扭矩 T=Fa×d2=966×157.42=76024Nmm7、 轴的强度校核由文献【3】（P380）可知进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。因为单向

22、旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力由文献【3】式15-5ca=M2+(T)2W=126992+(0.6×305000)20.1×503=14.67MPa 已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献【3】中表15-1查得。因此，故安全。8、 轴强度的精确校核截面A，2，3，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，2，3，B均无需校核。 应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面5的应

23、力集中的影响和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面6和7显然更不必校核。由机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。（2） 分析截面4左侧抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面4左侧的弯矩：截面4上的扭矩：截面4上的弯曲应力：截面4上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【3】中表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,由文献【3】附表3-2查取， 因，经插值后可查得，

24、】 又由文献【3】附图3-1（P41）可得轴材料的敏性系数为所以有效应力集中系数按文献【3】附表3-4可得k=1+q-1=1+0.82×1.96-1=1.7872k=1+q-1=1+0.85×1.30-1=1.255由文献【3】附图3-2取尺寸系数为=0.75，扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由文献【3】附图3-4查得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，按照文献【3】中式3-12和式3-12a可得综合系数为：又由文献【3】3-1（P25）取碳钢的计算安全系数Sca,由式15-6,15-7和15-8得到S=-1Ka+m=2752.136×5.68

25、+0.1×0=22.67S=-1Ka+m=1552.546×15.712+0.05×15.712=7.60 （3） 分析截面4右侧抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面4右侧的弯矩：截面4上的扭矩：T=76024Nmm截面4上的弯曲应力： 截面4上的扭转切应力： 由文献【3】（P383）和附表3-8利用插值法可以求出过盈配合处的k=2.60,取k=0.8×k=2.60×0.8=2.08。轴按磨削加工，由文献【3】附图3-4查得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，按照文献【3】中式3-12和式3-12a可得综合系数为：计算截

26、面4右侧安全系数Sca,由式15-6,15-7和15-8得到 S=-1Ka+m=2753.687×4.14+0.1×0=18.02S=-1Ka+m=1553.157×11.462+0.05×11.462=8.43所以截面4的右侧也是安全的。综上所述，轴的截面4是安全的，由文献【3】（P383）可知该轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。轴的尺寸（）：目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计9、校核键连接强度联轴器: 由文献【3】表6-2得.，强度足够。齿轮: 由文献【3】表6-2得.，强度足够。6、校核轴承寿命（1）计算支反

27、力（2）计算径向力 （3）计算轴向力由文献【2】表6-7（P80）查得30309型轴承的=15°，e=0.35。所以可得 Fd1=Fr1×tan=2421×tan14°=603NFd2=Fr2×tan=1937×tan14°=482N 因为Fd2+Fa=442+603=1085N>550N=Fd1，所以轴承1被压紧，轴承2被放松。于是有 Fa1=Fd2+Fa=1085N Fa2=Fd2=482N所以 ，由文献【3】表13-5查得X=0.4;由文献【2】表6-7查得Y=1.7。 ，有文献【3】表13-5查得X=1 Y=0

28、。 （4）计算当量载荷按文献【3】表13-6,取 ，所以按照式13-8a得 （4），轴承寿命的校核因为轴承1的当量载荷比轴承2的当量载荷大，所以按轴承1来进行寿命校核。有文献【2】表6-7得30309型轴承 Cr=108KN，由文献【3】（P319）可知对于圆锥滚子轴承=103，所以 根据工作要求可知轴承的预期寿命L=2×8×365×8=46720hLh， 所以高速级选择30309型轴承合适，满足寿命要求。中速轴的设计1. 中间轴上的功率转矩2、求作用在齿轮上的力高速级大齿轮:低速小齿轮: 1、 初定轴的轴的材料为钢，调质处理。根据文献【3】表15-3，取于是由式

29、15-2初步估算轴的最小直径所以轴的最小直径4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初选型号30305型圆锥滚子轴承，由文献【2】表6-7查得其参数：，基本额定动载荷，基本额定静载荷，故。 2） 轴段2加工成低速级小齿轮,已知齿宽,所以2轴段的长度L2=48mm。 3）大齿轮装在4段，取齿轮的安装孔直径为30mm，则轴段4的直径d4=30mm,因为左，为保证齿轮的右端的可靠定位，轴5的长度应该略短与大齿轮齿宽，所以L4=38mm。大齿轮的左端用轴肩固定,由文献【3】轴肩高度,所以取。为了减小应力集中，取轴段3-4的直径。 4） 取齿轮端面与

30、机体内壁间留有足够间距,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,由文献【2】表6-7查得轴 承B=18.25mm.所以轴段1-2的长度为 L1-2=+s+B+45-41=16+8+17+4=45mm同理轴段6-7的长度 L6-7=45mm。 5） 输入轴和输出轴的跨距之和为197.25mm，所以中间轴的跨距必须大于197.25mm,为了保证中间轴上两齿轮之间不发生运动干涉，取两齿轮之间的距离为140mm.轴段直径mm长度mm12545229483381404303852545 6）为了保证小齿轮一端轴承的可靠定位，其右端使用轴套定位，由文献【2】表6-7查得，所以轴套的外

31、径d外=32mm,轴套装在轴段1上，所以其内径d外=25mm。左端靠轴承端盖定位，由文献【2】表6-7查，所以轴承端盖凸缘的内径为54mm，凸缘厚度趣味10mm。 7）为了保证大齿轮的右端面的可靠定位和轴承左端面的可靠定位，此处使用一个阶梯轴套，取外径d外小=32mm，d外大=36mm，轴套装在轴段5上，所以其内径d外=25mm。5、轴的受力分析 根据轴的基本尺寸，取两齿轮的中点为力的作用点，得到 L1=d1-2-a+B12=41-13+502=53mm L2=d3+B12+B22=140+502+452=187.5mm L3=d6-7-a+d5-6-B12=45-13+38-452=47.5

32、mm 计算支承反力在水平面上 在垂直面上 总支承反力3 ) 画弯矩图 故 4)计算扭矩 T=80900N.mm1、 按弯扭合成校核轴的强度由文献【3】（P380）可知进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力由文献【3】式15-5ca=M2+(T)2W=144760.242+(0.6×80900)20.1×303=53.61MPa已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献【3】中表15-1查得。因此，故安全。2、 轴强度的精确校核低速小齿轮左端面，因弯矩大，有转矩，为危险剖面抗弯截面系数： 抗扭

33、截面系数： 左端面的弯矩：截面4上的扭矩：T=80900Nmm截面4上的弯曲应力： 截面4上的扭转切应力： 由文献【3】（P383）和附表3-8利用插值法可以求出过盈配合处的k=2.10,取k=0.8×k=2.10×0.8=1.68。轴按磨削加工，由文献【3】附图3-4查得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，按照文献【3】中式3-12和式3-12a可得综合系数为：计算截面4右侧安全系数Sca,由式15-6,15-7和15-8得到 S=-1Ka+m=2753.19×48.95+0.1×0=1.76S=-1Ka+m=1552.767&

34、#215;23.692+0.05×23.692=4.65所以轴是安全的。3、 键的选择及校核键连接强度根据小齿轮安装处的轴径d2=29mm，据文献【2】中表4-1（P56），查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面b×h×l=8×7×36，配合为H7/n6；键的型号为GB/T1096键C10×8×36。由文献【3】表6-2得.，强度足够根据大齿轮安装处的轴径d4=36mm，据文献【2】中表4-1（P56），查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面b×h×l=10×8×32，配合为H7/n6；键的型号为GB

35、/T1096键C10×8×32。由文献【3】表6-2得.，强度足够。6、校核轴承寿命（1）计算支反力（2）计算径向力 （3）计算轴向力由文献【2】表6-7（P80）查得30305型轴承的=15°，e=0.3。所以可得 Fd1=Fr1×tan=1269×tan14°=316.4NFd2=Fr2×tan=×tan14°=1108.4N 因为Fd2+Fa=1108.4+（986-234）=1860N>435.16N=Fd1，所以轴承1被压紧，轴承2被放松。于是有 Fa1=Fd2+Fa=1860N Fa2=

36、Fd2=11084N所以 ，由文献【3】表13-5查得X=0.4;由文献【2】表6-7查得Y=2。 ，有文献【3】表13-5查得X=1 Y=0。 （4）计算当量载荷按文献【3】表13-6,取 ，所以按照式13-8a得 （4），轴承寿命的校核因为轴承1的当量载荷比轴承2的当量载荷大，所以按轴承1来进行寿命校核。有文献【2】表6-7得30305型轴承 Cr=46.8KN，由文献【3】（P319）可知对于圆锥滚子轴承=103，所以 根据工作要求可知轴承的预期寿命L=2×8×365×8=46720hLh， 所以高速级选择30309型轴承合适，满足寿命要求。润滑与密封 1齿轮润滑方式的选择（1）结合以上计算结果根据文献【3】式10-20可知，高速级齿轮的齿面接触疲劳应力为H高=KFtbd1+1ZHZE =2.3397×