斜齿轮减速箱-张夏佳解读

1、1两级斜齿圆柱齿轮减速器轴系设计说明书学院：机械工程学院 班级：机自卓越 1002 班 姓名：张夏佳学号： 201002070728原始参数：电机功率输 入 轴 转 速输出轴转速电机型号P/kWn1/rpmn2/rpm5.5720288Y160M2-8详细设计如下：计算及说明 一、总体传动方案设计（ 一） 计算传动装置总传动比和各级传动比（ 1）总传动比i 720 7.5895（ 2）分配各级传动比：高速级传动比 i1 ，低速级传动比 i2 通常取i1=（1.1 1.5 ） i2结果则 i1 3.13i2 2.42（二）计算传动装置的运动参数各轴转速： 减速器高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴

2、nI 720r /minnIIInIIi2230.03 95.05r /min2.42nII nI 720 230.03r /min II i1 3.132各轴的输入功率P Ped 联 轴器 5.5KW 0.99 5.45KW结果计算及说明P PI 轴承 12 5.45KW 0.98 0.96 5.13KWP P 轴承 34 5.13KW 0.98 0.96 4.83KW3各轴的转矩PT 9550 72.29N mnPT 9550 212.98N mnT 9550 P 485.29N m n将计算结果汇总列表备用I轴II 轴III 轴n(r/min)720230.0395.05P(KW)5.4

3、55.134.83T(Nm)72.29212.98485.29二、齿轮设计计算（一）高速级齿轮设计1、选择精度等级，材料和齿轮齿数1 ）材料：由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（ 调质处 理） 硬度为 270-290HBS.大齿轮材料为 45 钢（调质处理 ） 硬度为 230-250HBS,硬度差为 40HBS.2）精度等级选 7 级精度3）选择小齿轮齿数为 Z1=23，则大齿轮的齿数 Z2 =23 3.13 71.99取 Z2 =724）选取螺旋角 =142、按齿面接触强度计算计算及说明结果2KtT1 i 1 ZEZHH由 10-19 取接触疲劳寿命系数K HN1 0.90K

4、 HN 2 0.95d1t1 )确定式中各值试取载荷系数为 Kt=1.7由机械设计 高等教育出版社第八版(下同)图 10-30 取 区域系数 ZH =2.433由表 10-7 取齿宽系数 d =11由表 10-6 查得材料弹性影响系数 ZE =189.8 MPa2 .由图 10-26 查得 1 0.733， 2 0.8671 2 1.60由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 =600MPa大. 齿轮接触疲劳强度极限 lim2 =550MPa.应力循环次数9N1 60 n1 Lh 60 720 5 365 16 1.26 109 N8N21 4.03 108 1接

5、触疲劳许用应力 :取失效概率为 1%.安全系数为 S=1 由式 H 1K HN1 lim1S0.9 6001540Mpa H 2K HN2 lim 2S0.95 5501522.5Mpa则H540 5222531.25MPa小齿轮传递的转矩T 9550 P 72.29N m n计算计算及说明结果小齿轮分度圆直径 .2 1.7 72.29 103 3.13 1 ( 2.433 189.8)3.13 ( 531.25 )53.5 mm1 1.60计算圆周速度d1tn13.14 53.5 720v60 1000 600002.02m/ s(3) 宽度 b及模数 mnt2KtT1 i 12ZEZHd

6、d iHd1t3b d d1t 53.5mmmnt23d1t cos 53.5 cos14 2.26z1h 2.25mnt 2.25 2.26 5.09b/ h 10.51计算纵向重合度0.318 d z1 tan 0.318 1 23 tan14 1.82计算载荷系数 K由表 10-2 得使用系数 K A 1.25根 据 v=2.02m/s, 七 级 精 度 等 级 由 图 10-8 查 的 动 载 系 数 Kv 1.1 ， 由表 10-4 查的 KH 1.42，由图 10-13 查的 K F 1.35 ， 表 10-3 查得 K H K F =1.2K K AKV K H K H 1.25

7、 1.1 1.42 1.2 2.343按实际载荷系数下的校正分度圆直径d1 d1t 3 K 53.53 2.343 59.54mm计算模数d1cosmn 1 2.51mmz1计算及说明结果由式( 10-17) mnd z122KT1Y cos2YF YSF确定参数计算载荷系数K KAKV KF KF1.25 1.1 1.2 1.35 2.23根据纵向重合度 1.82, 由图 10-28 查得螺旋角影响系数Y 0.91计算当量齿数Zv1Z3125.12cosZv2Z32 78.82cos由表 10-5 查得齿形系数为YF 1 2.62,YF 2 2.24应力矫正系数 :YS 1 1.59,YS

8、2 1.776 ) 由 图 10-20C 查 得 小 齿 轮 弯 曲 疲 劳 强 度FE1 505Mpa查得大齿轮弯曲疲劳强度 FE2 385Mpa7)由图 10-18 查弯曲疲劳寿命系数 小、大齿轮的寿命9 N1 60 n1 Lh 60 720 5 365 16 1.26 109N2 N1 4.03 108i1取 K FN 1 0.85K FN 2 0.888)计算弯曲疲劳许用盈应力，取 s=1.4 ，由式 10-12 得 KFN1 K N1 FE1 306.61MPa SFN2 K N2 FE2 242MPa计算及说明结果9 ）计算 YFaYSaYF 1YS 1 2.62 1.59 0.0

9、13587FF1 306.61YF 2YS 2 2.24 1.77 0.016383F2242（2） 设计计算mn32KT1Y c d z12cos2 YF YFS0.016383 1.7536mmd1 cosZ1mn59.54 cos14228.89 取为 29z2 u z1 914几何尺寸的计算（1）计算几何中心距a （z1 z2）mn 123.67mm2cos圆整后取中心距 124mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角（z1 z2）mnarccos 3 2 2.23 72.29 103 0.91 cos214 232 1.60综合考虑取 m=2 mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲

10、劳强 度, 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 59.54mm来计算应有的 齿数 2 n 14.59 2a因为 值改变不多。故参数 K ,ZH , a,等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径d1 z1mn 29 2 59.93mmcos cosz2mn 91 2d22 n 188.06mmcos cos（4）计算齿轮宽度b dd1 59.93mm圆整后取 B260mm，B165mm结果计算及说明（ 二 ） 低速级齿轮设计计算1、选择精度等级，材料和齿轮齿数1 ）材料：由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（ 调质 处理） 硬度为 270-290HBS.大齿轮材料为 45 号

11、钢硬度为 230-250HBS,硬度差为 40HBS.2）精度等级选 7 级精度3 ） 选 择 小 齿 轮 齿 数 为 Z1 = 25 ， 则 大 齿 轮 的 齿 数Z2 25 2.42 60.5 取 614）选取螺旋角142KtT1 i 1 ZEZ2、按齿面接触强度计算d1t（1） 确定式中各值1）试取载荷系数为 Kt=1.72）由机械设计（下同）图 10-30 取区域系数 ZH 2.4333）由表 10-7 取齿宽系数 d=114）由表 10-6 查得材料弹性影响系数 ZE =189.8 MPa2 .5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 =600MPa大

12、. 齿轮接触疲劳强度极限 lim2 =550MPa.6）由图 10-26 查得 1 0.765， 2 0.8601 2 1.6257）应力循环次数N1 60 n1 Lh 60 230.03 5 365 16 4.84 108N2N1i12 108由 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1 0.96KHN 2 0.99接触疲劳许用应力 :取失效概率为 1%.安全系数为 S=1d1t结果75.35mmd1tn160 10000.91m / s计算及说明H 1 K HN1 lin1 576MPa 由 式 H 1S576MPaH 2 K HN2 lin 1.7 212.98 103 2.42 1 (

13、2.433 189.8)1 1.625 2.42 ( 560.25 ) 计算圆周速度 544.5MPaH 2S则 H H1 H2 =560.25Mpa2(2 )计算小齿轮分度圆直径 .3 2KtT1 i 1 ZEZH d d i H宽度 b及模数 mntb d d1t 75.35m mmntd1t cos z175.35 cos14252.92m mh 2.25mnt 6.57mmb/h 11.45计算纵向重合度0.318 dz1 tan 1.98计算载荷系数 K由表 10-2 得使用系数 K A 1.25，根据 v=0.91m/s, 七级精度等级由图 10-8 查的动载系数 Kv 1.05，

14、由表 10-4 查的 KH 1.425，由图 10-13 查的 KF 1.38， 表 10-3 查得 KH K F 1.2K KAKV KH KH 1.25 1.05 1.425 1.2 2.24按实际载荷系数下的校正分度圆直径计算及说明结果Kd1 d1t3 KKt 75.353 1.72.2482.61mm计算模数mn d1 cos3.21mmz1按齿根弯曲强度设计mn 由式（ 10-17 ） 1）确定参数 1）计算载荷系数2KTY1 cos2 YF YSK KAKV KF KF1.25 1.05 1.38 1.2 2.1710FE1 505MPa2） 根据纵向重合度 1.98, 由图 10

15、-28 查得螺旋角影响系数Y 0.88计算当量齿数Zv1327.37cosZv1366.78cos由表 10-5 查得齿形系数为YF 1 2.57,YF 2 2.25应力矫正系数 :YS 1 1.60,YS 2 1.746 )由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度查得大齿轮弯曲疲劳强度 FE2 385MPa7）由图 10-18 查弯曲疲劳寿命系数 小大齿轮的寿命8N1 60 n1 Lh 5.21 108N2 N1 2.15 108i1取 K FN1 0.88K FN1 0.92结果计算及说明8）计算弯曲疲劳许用盈应力，取 s=1.4 ，由式 10-12 得FN1 K N1 FE1 317.

16、43MPaSFN2 K N2 FE2 253MPaS9）计算YF 1YS 10.01295F1YF 2YS 2 0.01547F2（2） 设计计算mn322KT1Y cos2d z12YF YFS 21 252 1.62511Z1d1 cos82.61 cos14 32.06mn2.5经估算 Z1取 32 中间轴大齿轮与低速轴发生干涉 故取 Z1=35z2 35*2.42 84.7 ，为保证磨合均匀，故取 Z2=83验算总传动比：7.4491 83i29 35传动比误差： 7.58 7.44 0.018 0.05 ，所以传动比合理。 7.584几何尺寸的计算（1）计算几何中心距(z1 z2)m

17、n2cos152.01mm结果计算及说明 圆整后取中心距 a152mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos （ z1 z2）mn 14.59 2a因为 值改变不多。故参数 K ,ZH , a,等不必修正。3）计算大小齿轮的分度圆直径 z1mn 35 2.5d11 n 90.42mmcos cos z2mn 83 2.5d22 n 214.41mmcos cos圆整后 d1 90mm， d2 214mm4）计算齿轮宽度b dd1 90mm圆整后取 B290mm，B195mm三轴的结构设计计算12一）高速轴的结构设计1、已知该轴的功率 P1，转速 n1，转矩T1P1 =5.45KW， n

18、1=720 r/min ,4T1 =7.229 104 N mm、求作用在齿轮上的力已知该轴上小齿轮的分度圆直径为 d1 59.93mm2T1 2 7.229 104 2412.8Nd159.93tanFrFt tan n 907.46N cosFaFt tan628.04N3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（ 152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为 40cr 调质处理。根据表 15-3 ，取 A0 110 ，于是得P 5.45dmin A03 n 1103 720 21.6mm结果计算及说明显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。按安装两个键槽处增大直径 7，得 dmin 21.6

19、 1.07 23.1mm同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为 Ta K aT1，查表 14-1 考虑转矩的变化，取 Ka 1.75，则：Ta K aT1 =1.75 72.29 126.5N m 按计算的转矩应小于联轴器的 公称转矩的条件，查标准，选用 LZ3 型弹性柱销式联轴器（ LZ3 联轴器 J1A42 84 GB / T 5015 2003 ）。其从动端公称转矩为J1A25 44630N.m,直径 25mm则, 取 da 25mm ，半联轴器的长度为 44mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度 L1取 40mm。4、轴的结构13（1）拟订轴上各零件的装配方案 根据设计要求，选择如图的方案，因

20、为轴经与小齿轮的分度 圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的加工方案。（2）初步选择轴承 因轴承同时受经向和轴向力，故选用角接触球轴承，参照 工作要求，根据 d 30mm ，由轴承目录中初步选择中窄（ 3）系 列，型号为 7306C，尺寸 d D B 30 72 19 ，轴上其他尺寸见 下图。（ 3）键的选择 根据机械设计表 6-1 查得键的相应尺寸 B=8,h=7 代号为 键 GB/T1096C8 36 。二）中间轴的设计1已知该轴的功率 P2，转速 n2，转矩 T2计算及说明结果P2 5.13KWn2 230.03r /min5T2 =2.1298 105N mm，求作用在齿轮上的力2T F

21、td2 212980188.062265.23N已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 d1 188mmtan nFr Ftn 849.72NcosFa Ft tan564.79N该轴上小齿轮的分度圆直径为 d2 80.13mmFt2T d2 21298080.135325NFrFt tan n 1997.48N cos14FaFt tan1327.67N安装大齿轮处的键型号为键 GB/T 1096C12 50安装小齿轮处的键型号为键 键 GB/T 1096C12 80轴上其余尺寸见下图：计算及说明结果（三）低速轴的设计1已知该轴的功率 P3，转速 n3，转矩 T3P3 =4.83KW， n 3 =9

22、5.05 r/min ,T3 =485290N mm，2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为 d1 194mm2T 2 485290d 1945006.34Ntan nFr Ftn 1877.94Ncos15Fa Ft tan 1248.22N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45钢调质处理。根据表 15-3 ，取A 0 105，于是 得P4.83dmin A03100338.89mm。min 0 n95.05安装两个键槽增大直径 7，得 dmin 41.61mm, 取dmin 42mm， 此轴的最小直径是与联轴器配合处的直径，选取联轴器的型号为 LZ3 联轴器 J1B42

23、 84 ， 选 择 轴 承 代 号 为 7310C， 外 形 尺 寸 为 d D B 50 110 274轴的结构设计安装大齿轮的键型号为 键 GB/T 1096C18 80安装联轴器处的键为 键 GB/T 1096C12 80 轴上其他尺寸见下图：计算及说明结果四. 轴、轴承、键的校核（一）各轴上的载荷高速轴的校核1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭 矩受力如图 :16水平面内受力分析：FNH1 658NFNH 2 1755NM H 102648N mm 竖直面内受力分析： FNV1 160NFNV 2 747NM v1 24960N mmM v2 43800N mm计算

24、及说明 矢量合成：22M1 M H1 M V1 105639 N mm22M2 M H2 MV2 111602 N mm扭矩：T 72.29 N mm图中弯矩最大处截面既为危险截面也即齿宽中点处 2）弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取 0.633W 0.1d3 17562 mm3d 取齿轮的齿底圆直径为 56mm. 轴的计算应力为caM 2 ( T3)26.82MPaW轴 的 材 料 为 40cr ， 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得 -1 70MPa 。因此 ca -1 ，故安全。3）精确校核轴的疲劳强度结果17I II III IV V VI a ) 确定危险截面 由

25、图可知截面弯矩较大，仅次于，且截面受扭，截面不 受扭，故确定截面为危险截面。 b )IV 截面左侧W 0.1d3 4665.6mm333WT 0.2d 3 9331.2mm3158.5 32.5M 105639 83978N mm158.5T 72.29N mb M 17.99MPa wT T 7.75MPaT WT结果下同）表 15-1 查得：计算及说明轴的材料为 40Cr 调质由机械设计B 735MPa1 355MPa1 200MPar0.056 dD 1.67有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2 并用插值法可得：2.11.72又由附图 3-1 查得：q 0.82q 0.85k 1 q

26、 ( 1) 1.902 k 1 q ( 1) 1.612 由附图 3-2， 3-3 得：0.780.88轴按磨削加工，由附图 3-4 查得： 0.91 轴未经表面处理，即： q 1k1Kk1 -1 2.54K k 1 -1 1.93又由3-1章、3-2章得：0.250.1318K a m3552.54 17.99 0.25 07.761 200S K 1 7.75 7.75 25.05K a m 1.93 7.75 0.13 7.75227.44 S 1.5计算及说明结果因此该截面的强度是足够的 b )IV 右侧面33W 0.1d3 21600mm3WT 0.2d 3 43200mm3Mb 3

27、.88MPawT T 1.67MPaT WT轴的材料为 40Cr调质由机械设计 (下同)表 15-1 查得： B 735MPa1 355MPa1 200MPa 有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2 查得：2.1191.72又由附图 3-1 查得：q 0.82q 0.85k 1 q ( 1) 1.902k 1 q ( 1) 1.612 由附图 3-2， 3-3 得：0.690.83 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得： 0.91轴未经表面处理，即：计算及说明q 1k1K -1 2.86k1K -1 2.04又由3- 1章、3- 2章得：0.250.13结果3552.86 3.88 0.25

28、 031.991K a mK a m2002.04 1.67 0.13 1.6722110.38SCAS S 30.33 S 1.5SCAS 2 S2 30.33 S 1.5因此该截面的强度是足够的。2. 中间轴的校核 1），中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭 矩 受力如图 :20计算及说明结果21水平面内受力：FNH 1 4170 NFNH 2 3420 NM H 296070 N mm竖直面内受力：FNV 1 613.45NFNV 2 534 .35 NM v1 96662 N mmM v2 30768 N mm 矢量合成：22M 1M H1 M V1 299257 N m

29、 mM 2 M H 22 M V22 311450 N mm 扭矩：T 212.98N m 危险截面既为弯矩最大的截面。2). 弯扭合成校核轴的强度结果计算及说明根据轴的弯扭合成条件，取 0.6,W 0.1d3 5931.9mm3轴的计算应力为：M 2 ( T3)2 ca 3 47.21MPaW轴 的 材 料 为 40cr ， 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得 -1 70MPa 。因此 ca -1 ，故安全。3)精确校核轴的疲劳强度I II III IV22确定危险截面 由弯矩图和轴结构图可知， I、II 截面弯矩较大。 且 II 截面受 扭， I 截面不受扭，故确定 II 为危险

30、截面。截面左侧33W 0.1d3 5931.9mm340M (311450 198002) 198002 249864 N m87.5WT 0.2d 3 11863.8mm3M b 42.12MPa wT T 17.95MPaT WT轴的材料为 40Cr调质由机械设计(下同)表 15-1 查得：B 735MPa1 355MPa1 200MPa 初选 H7/k6 配合，由附表 3-8 得：结果计算及说明kk 2.58kk 2.06轴按磨削加工，由附图 3-4 查得： 0.91轴未经表面处理，即：q 1k1K -1 2.63K k 1 -1 2.11又由3-1章、3-2章得：0.250.13355

31、1S 1 3.2K a m 2.63 42.12 0.25 0 1S K a m 2.11 17.95 0.1317.95 9.952223SSSCA3.05 S 1.5SCAS 2 S2 3.05 S 1.5因此该截面的强度是足够的c）截面右侧W 0.1d 3 12500mm333WT 0.2d3 25000m m3Mb 19.99MPawT T 8.52MPaT WT轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：计算及说明B 735MPa1 355MPa1 200MPa 有轴肩形成的理论应力集中系数按附表2.031.38又由附图 3-1 查得：q 0.88q 0.91k

32、 1 q ( 1) 1.9 k 1 q ( 1) 1.35 由附图 3-2 ，3-3 得：0.710.86 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得： 0.91 轴未经表面处理，即： q 1 K k 1 -1 2.77K k 1 -1 1.67又由3-1章、3-2章得：0.250.133-2 查得：结果243552.77 19.99 0.25 06.41S1K20026.081.67 8.52 0.13 8.5222amS 1.5因此该截面的强度是足够的计算及说明结果2. 低速轴的校核1）低速轴的弯扭组合强度的校核分析受力如图 :3319 N25FNH 1FNH 21687 NM H 248925

33、N mm竖直面内受力：FNV 1 1789NFNV 2 89NM v1134175 N mmM v213119 N mm矢量合成：M122H1 M V1 282784 N mmM222H2 MV2 249270 N mm扭矩：T 485.29N m 危险截面即为弯矩最大截面计算及说明2）弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取 0.633W 0.1d3 21600mm3轴的计算应力为caM 2 ( T3)218.75MPaW轴 的 材 料 为 40cr ， 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得 -1 70MPa 。因此 ca -1 ，故安全。3）精确校核轴的疲劳强度III III

34、IV Va）确定危险截面由弯矩图可知， II 截面弯矩较大，且 II 截面受扭， I 截面不受 扭，故确定 II 截面为危险截面b）II 截面左侧33W 0.1d3 21600mm3102.5M 249270 173221N mm147.5WT 0.2d3 43200 m m3Mb 8.02MPawT T 11.23MPaT WT轴的材料为 40Cr调质由机械设计（下同）表 15-1 查得：B 735MPa1 355MPa1 200MPa初选 H7/k6 配合，由附表 3-8 得：结果26结果计算及说明k2.83kk 2.27轴按磨削加工，由附图 3-4 查得： 0.91轴未经表面处理，即：q

35、 1K k 1 -1 2.93K k 1 -1 2.37又由 3-1章、3 - 2章得：0.250.1335515.12.93 8.02 0.25 0200272.3711.2320.1311.23214.25S S SSCAS 2 S 210.36 S 1.5因此该截面的强度是足够的c) II 截面右侧33W 0.1d 3 37325mm333WT 0.2d3 74650 m m3M 4.6MPaT 6.5MPaWT轴的材料为 40Cr 调质由机械设计 （下同）表 15-1 查得：B 735MPa1 355MPa1 200MPa结果计算及说明 有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2 查得

36、：2.031.622 又由附图 3-1 查得： q 0.84 q 0.88 k 1 q ( 1) 1.87 k 1 q ( 1) 1.55 由附图 3-2 ，3-3 得：0.690.82 轴按磨削加工，由附图 3-4 查得： 0.91 轴未经表面处理，即： q 1k128K k 高速轴的轴承 -1 2.8K k 1 -1 1.99 又由3-1章、3-2章得：0.250.133552.8 4.6 0.13 07.620029.03SK a m 1.99 6.5 0.13 6.522SCAS S19.96S 1.5SCAS 2 S2 19.96S 1.5因此该截面的强度是足够的(二)、滚动轴承 所

37、有轴承预期寿命为三年。计算及说明结果轴承 1：7306C轴承 2：7306C 机械设计手册上查不到 7306C的轴承，但从网络途径了解到KOYO7306C轴承的基本额定静载荷 C0 22.1kN ，基本额定动载荷Cr 34.2kN1. 求两轴承的计算轴向力 Fa1和 Fa2对于 7306C型的轴承，按表 13-7. 轴承的派生轴向力 Fd eFr ， e 为表中的判断系数 ,其值由 Fa 的大小来确定 ,现在 e 未知, 故Co先取 e=0.4, 因此可估算：Fr1 Fr1H Fr1V 677N22Fr2 Fr2H Fr2V 1907NFd1 0.4Fr 1 270.8N29Fd1 Fa Fd

38、2所以 2轴承被压紧， 1 轴承被放松Fa1 Fd1 270.8NFa2 Fd1 Fa 898.8NFCa01 0.0122a2C00.0407用线性插值法可得e1 0.376e2 0.412，误差不大，故确定e1 0.376 e2 0.412Fd2 0.4Fr 2 762.8NFd1 0.376Fr1 250.49NFd2 0.412Fr 2 755.17 NFd1 Fa Fd2所以 2轴承被压紧， 1 轴承被放松结果计算及说明Fa1 Fd1 250.49NFa2 Fd1 Fa 878.49N3 求轴承当量动载荷 P1 和 P2Fa1Fr1250.496770.37 e1Fa2Fr2878.

39、4919070.46 e2查表 13-5 并对未出现的值进行插值计算得： 轴承 1： X1 1,Y1 0轴承 2： X2 0.44,Y2 1.23因为有轻微冲击，按表 13-6 f p 1.2p1 f p(X1Fr1 Y1Fa1) 1.2 (1 677 0) 812.4NP2 f p(X2Fr1 Y2Fa2) 1.2 (0.44 1907 1.23 878.49) 2303N30验算轴承寿命因为 P2 P166Lh 10 (C0r ) = 10( 34200 ) 3 3158h 8.65年 3年h h P260 720 2303所以寿命合格。中间轴的轴承轴承 1：7307C轴承 2：7307C

40、机械设计手册上查不到 7307C的轴承，但从网络途径了解到KOYO7307C轴承的基本额定静载荷 C0 28.3kN ，基本额定动载荷Cr 42.8kN1. 求两轴承的计算轴向力 Fa1和 Fa2对于 7307C型的轴承，按表 13-7. 轴承的派生轴向力 Fd eFr ， Fae 为表中的判断系数 , 其值由 Fa 的大小来确定 ,现在 e 未知, 故Co结果计算及说明 先取 e=0.4, 因此可估算：22Fr1Fr1HFr1V4214N22Fr2Fr2H Fr2V 3461NFd1 0.4Fr1 1685.6NFd 2 0. 4Fr 2 1384.4NFd1 Fa Fa2所以 ,轴承1被放

41、松，轴承 2被压紧Fa1 Fd1 1685.6N Fa2 Fd1 Fa 2448.6 NFa1C01685.6428000.039Fa2C02448.6428000.057用线性插值法可得e1 0.408e2 0.428，误差不大，故确定e1 0.408 e2 0.42831Fd1 0.408Fr1 1719.3NFd2 0.428Fr 2 1048.4NFd1 Fa Fd2所以 2轴承被压紧， 1 轴承被放松Fa1 Fd1 1719.3NFa2 Fd1 Fa 2482.3N3 求轴承当量动载荷 P1 和 P2Fa1Fr11719.342140.4079 e1Fa2Fr22482.334610

42、.717 e2查表 13-5 并对未出现的值进行插值计算得：结果计算及说明轴承 1： X1 1,Y1 0轴承 2： X2 0.44,Y2 1.25 因为有轻微冲击，按表 13-6 f p 1.2p1 f p(X1Fr1 Y1Fa1) 1.2 (1 4214 0) 5056.8NP2 f p(X2Fr1 Y2Fa2) 1.2 (0.44 3461 1.25 2482.3) 5550N验算轴承寿命 因为 P2 P1Lh 10 (C0r ) = 10( 42800 )3 1384.7h 3.79年 3年h h P260 720 5550所以寿命合格。低速轴的轴承32轴承 1：7310C轴承 2：73

43、10C机械设计手册上查不到 7310C的轴承，但从网络途径了解到KOYO7310C轴承的基本额定静载荷 C0 56.2kNN ，基本额定动载荷Cr 79.6kN1. 求两轴承的计算轴向力 Fa1和 Fa2对于 7310C型的轴承，按表 13-7. 轴承的派生轴向力 Fd eFr ， e 为表中的判断系数 ,其值由 Fa 的大小来确定 ,现在 e 未知, 故Co先取 e=0.4, 因此可估算：22Fr1 Fr1H Fr1V 3770NFr2Fr2H2 Fr2V2 1689N结果计算及说明Fd1 0.4Fr1 1508NFd 2 0.4Fr2 675.6NFd 2 Fa Fd1所以,轴承 2被放松

44、，轴承 1被压紧Fa1 Fd2 Fa 1923.6NFa2 Fd2 675.6NFa11923.6C0r562000.0342Fa2675.6C0r562000.012用线性插值法可得e1 0.405e2 0.376，误差不大，故确定e1 0.405e2 0.376Fd1 0.405Fr 1 779.06NFd2 0.376Fr 2 634.58NFd2FaFd1所以 1轴承被压紧， 2 轴承被放松Fa1 Fd 2 Fa 1882.58NFa2 Fd2 634.58N3 求轴承当量动载荷 P1 和 P233Fa1Fr11882.5837700.499 e1Fa2Fr2634.5816890.3

45、76查表 13-5 并对未出现的值进行插值计算得： 轴承 1： X1 1,Y1 0轴承 2： X2 1,Y2 0因为有轻微冲击，按表 13-6 f p 1.2结果计算及说明p1 f p(X1Fr1 Y1Fa1) 1.2 (1 3770 0) 4524NP2 f p(X2Fr1 Y2Fa2) 1.2 (1 1689) 2026.8N验算轴承寿命因为 P1 P266106 C0r10679600 3Lh( 0r ) = ()3 39818h 109年 3年h h P260 95 4524至此所有轴承校核已经结束，且所有轴承都合格。根据表 13-10, 本减速箱轴承内密封均采用封油环方式密封。( 三 ). 键的设计和计算1. 高速轴上同联轴器相连的键的设计选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键 .材料为 45 钢根据 d=25mm查表 6-2 取： 键宽 b=8mm h=7mm L=36mm校和键联接的强度34查表 6-2 得 p =110MPa工作长度 l=L-b=40-4=36mm由式( 6-1 )得：2T 103 2 72.29 103p51.64MPa p p K l d 3.5 32 25 p 所以键