斜齒輪減速箱---張夏佳.

1、1兩級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器軸系設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)學(xué)院：機(jī)械工程學(xué)院班級(jí)：機(jī)自卓越 1002班姓名：張夏佳 學(xué)號(hào)：201002070728原始參數(shù):電機(jī)功率輸入軸轉(zhuǎn)速輸出軸轉(zhuǎn)速電機(jī)型號(hào)P/kWn 1/rpmn/rpm5.5720288Y160M2-8詳細(xì)設(shè)計(jì)如下:計(jì)算及說(shuō)明一、總體傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)（一）計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比 i =72 =7.5895（2）分配各級(jí)傳動(dòng)比：高速級(jí)傳動(dòng)比ii，低速級(jí)傳動(dòng)比i2通常取h = （1.1 1.5 ） i2結(jié)果貝U h =3.13i2 =2.42（二）計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)1. 各軸轉(zhuǎn)速：減速器高速軸為I軸，中間軸為U軸，低速軸為川軸nI =72

2、0r/minn| =虹 二720 = 230.03r / minnmnili2=230.03 =95.05r/min2.42i13.132. 各軸的輸入功率PPed聯(lián)軸器=5.5KW 0.99 =5.45KWP) = R x n軸承江 a? =5.45KW 疋0.98 匯 0.96 = 5.13KWP =P-軸承 34 -5.13KW 0.98 0.96-4.83KW3. 各軸的轉(zhuǎn)矩P=9550泊=72.29N mniP- =9550 ： 212.98N mn)IT9550=485.29N mn）I將計(jì)算結(jié)果匯總列表備用I軸II軸III軸n(r/mi n)720230.0395.05P(KW)

3、5.455.134.83T(N m)72.29212.98485.29二、齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)1、選擇精度等級(jí)，材料和齒輪齒數(shù)1 ）材料：由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)處 理）硬度為270-290HBS.大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為230-250HBS,硬度差為 40HBS.2）精度等級(jí)選7級(jí)精度3）選擇小齒輪齒數(shù)為 乙=23,則大齒輪的齒數(shù)Z2 =23 3.13 = 71.99取Z2=724）選取螺旋角1 =142、按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算dit -J d ；di2KtT1 i +1 1ZEZH二 H1 )確定式中各值(1) 試取載荷系數(shù)為Kt=1.7由機(jī)

4、械設(shè)計(jì)高等教育出版社第八版(下同)圖10-30取區(qū)域系數(shù)Zh =2.433(3) 由表10-7取齒寬系數(shù)d=11 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE =189.8 MPa.(5) 由圖 10-26 查得：=0.733，；0.867:2 .60(6) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 clim1 =600MPa大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限clim2 =550MPa.(7) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9N =60 門(mén)勺 Lh =60 720 5 365 16 =1.26 10 N8N21 =4.03 108i1由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 二 0.90Khn2 二 0.95接觸疲勞許

5、用應(yīng)力：取失效概率為1%安全系數(shù)為S=1 由式L-H 1KHN1 J Iim1S= 0.9 6001=540MpaL-H 2K HN2 J lim 2S0.95 5501= 522.5Mpa540 5222-531.25MPa(8) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩= 9550 P =72.29N mnj2) 計(jì)算(1)小齒輪分度圓直徑2 1.7 72.29 103 3.13 1 (2.433 189.8)3.13(531.25二 53.5 mm1 1.60(2) 計(jì)算圓周速度兀 d1t n13.14 x 53.5 況 720v 二60 1000 60000=2.02m/s(3)寬度b及模數(shù)m,nt2KtT1

6、 i +1、2ZeZhPd iI aH丿dit -3b = d d1t = 53.5mmmnt23t co3.5 cos14=2.26h =2.25mnt =2.25 2.26 =5.09b/h =10.51計(jì)算縱向重合度 廠；=0.318 dz1tan ： =0.318 1 23 tan 14 =1.82(5) 計(jì)算載荷系數(shù)K由表10-2得使用系數(shù)Ka =1.25根據(jù)v=2.02m/s,七級(jí)精度等級(jí)由圖10-8查的動(dòng)載系數(shù)Kv =1.1，由表 10-4 查的 K=1.42，由圖 10-13 查的 K-1.35，表 10-3 查得 Kh ： = Kf ： =1.2K = KaKvKh :K =

7、1.25 1.1 1.42 1.2 =2.343(6) 按實(shí)際載荷系數(shù)下的校正分度圓直徑di =d1t#K =53.52.3；3 = 59.54mm(7) 計(jì)算模數(shù)d1cos P 小一 mn = 1= 2.51mmZ13.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)2KTiY：cosYF YSI 1由式10-17 ) E 二-dZ12；;.（1）確定參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)K 二 KaKvKf ：Kf一 =1.25 1.1 1.2 1.35 =2.232）根據(jù)縱向重合度=1.82,由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 丫汁0.913）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv1 =-=25.12cos PZv2 二 Z2 =78.82cos -4）由表

8、10-5查得齒形系數(shù)為丫F1 =2.62，丫F 2 =2.245）應(yīng)力矯正系數(shù)：Ys：1 =1.59,Ys：2 =1.776）由圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度f(wàn)e1 = 505Mpa查得大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度二fE2 =385Mpa7）由圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù) 小、大齒輪的壽命9N1 =60 n1 Lh =60 720 5 365 16 =1.26 10N2 二 N1 =4.03 108i1取 Kfn1 =0.85K FN 2 二 O.888) 計(jì)算彎曲疲勞許用盈應(yīng)力，取 s=1.4，由式10-12得r 1 K X C-FNJ- N1 FE1 =306.61MPaS-FNJ= Kn2

9、、FE2 =242MPa丫*二6259 , 0.013587肓306.61丫f*2 _ 2.24 1.77 ： 0.016383242mn 32KT1Y：c二,汐12；：.cou3 2 2.23 72.29 103 0.91 cos214V1x231.600.016383 = 1.7536mm綜合考慮取m=2 mm已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑dj二59.54mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)d1 cosPZ1廠mn59.54 cos142= 28.89 取為 29(2)設(shè)計(jì)計(jì)算Z2 = u Z1914 幾何尺寸的計(jì)算(1) 計(jì)算幾何中心距 af z2)mn

10、=123.67mm2 cos P圓整后取中心距=124mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角R(Z1 +Z2)mn 一 LC0P =arccos =14.592a因?yàn)橹蹈淖儾欢?。故參?shù)Kl,ZH,；a,等不必修正。(3) 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1mn = 29 2 = 59.93mmcos cos,Z2mn91 漢 2 ccccd2 = = 188.06mmcos ： cos :(4) 計(jì)算齒輪寬度b =討=59.93mm圓整后取 B2= 60mm, B2.5d2 = -=- 214.41mmcos P cosP圓整后 di =90mm，d2 = 214mm(4) 計(jì)算齒輪寬度b =抽=9

11、0mm圓整后取 B2=90mm，B 58.51J s %TfmnfTrnnnnnnilM科IlWimnrnrrzFr尸kiT dMiTWtannT.mninil：I illT16水平面內(nèi)受力分析：Fnhi =658NFnh2 =1755NM H =102648N mm豎直面內(nèi)受力分析：Fnvi =160NFnv2 =747NM v1 = 24960N m mM v2 二 43800N m mI計(jì)算及說(shuō)明矢量合成：I22MM H1 +M V1 =105639 N mmi122M2=Mh2 +Mv2 =111602 N m m扭矩：T =72.29N mm圖中彎矩最大處截面既為危險(xiǎn)截面也即齒寬中點(diǎn)

12、處2）彎扭合成校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的彎扭合成條件，取肚=0.633W =0.1d = 17562 mmd 取齒輪的齒底圓直徑為56mm. 軸的計(jì)算應(yīng)力為J ca:M2CT3)26.82MPaW軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表15-1查得匚J = 70MPa 。因此二ca十-J，故安全。173）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度I II IIIIV V VIa)確定危險(xiǎn)截面由圖可知W截面彎矩較大，僅次于V,且W截面受扭，V截面不 受扭，故確定W截面為危險(xiǎn)截面。b )IV截面左側(cè)W =0.1d3 = 4665.6mm333Wt =0.2d = 9331.2mm158.5-32.5M =1056398

13、3978N m m158.5T =72.29N m6 二 M =17.99MPawT = T -7.75MPaWT計(jì)算及說(shuō)明 軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械設(shè)計(jì)（下同）表15-1查得:cB =735MPa二二二 355MPa1 = 200MPa r0.056 dD =1.67有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2并用插值法可得:十2.1 1.72又由附圖3-1查得：q 一. = 0.82q 0.85k：.=1 q（1） =1.902廣 1 q （： . -1）-1.612由附圖3-2，3-3得：18二.-0.78；=0.88軸按磨削加工，由附圖3-4查得:Ba珂汀0.91軸未經(jīng)表面處理，即：B

14、q = 1k _1；二一-1=2.54K = 1 -1 =1.93又由3-1章、3-2章得：二=0.25= 0.13S；2a m3552.54 17.99 0.25 0= 7.76-十200S訐一沖二755=25.5K a m 1.93.0.13.2 2=7.44、S = 1.5因此該截面的強(qiáng)度是足夠的 b ）IV右側(cè)面33W =0.1d =21600mmWt =0.2d3 =43200mm3Mb3.88MPawt - 1.67MPa Wt軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械設(shè)計(jì)（下同）表15-1查得:二 b =735MPa=355MPa么=200MPa有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查得：十

15、2.119:=1.72又由附圖3-1查得：q ：二 0.82q = 0.85k,1 q,（一-1）=1.902k =1 q （： . -1）-1.612由附圖3-2，3-3得：；-0.69；二 0.83軸按磨削加工，由附圖3-4查得：Ba 二 B .二 0.91軸未經(jīng)表面處理，即：計(jì)算及說(shuō)明Bq = 1k1K-1 = 2.86scr Hcrk 1K - 一 -1 =2.04又由3-1章3-2章得：；_ =0.250.13結(jié)果3552.86 3.88 0.25 0-31.99K；=aJmK * .m2002.04 x16! +0.13X 1672 2= 110.38SCa 二一30.33 S =

16、1.5一 s；s2因此該截面的強(qiáng)度是足夠的。2.中間軸的校核1），中間軸的彎扭組合強(qiáng)度的校核分析高速軸所受的力及彎扭 矩受力如圖：HUM啊7157. 5TTrrnnmTnhBM廳-TfTTfrrrnWni 11111Tfrr(TninTnJllI121水平面內(nèi)受力：Fnh i = 4170 NFnh 2 二 3420 NM H = 296070 N m m豎直面內(nèi)受力：FNV1 =613.45NFnV2 = 534.35 NM v1 = 96662 N m mM v2 二30768 N mm矢量合成：:2丄2Mi 二 Mhi Mvi =299257 N mmM 2 - M H 22 M V22

17、 = 311450 N m m扭矩：T =212.98N m危險(xiǎn)截面既為彎矩最大的截面。2).彎扭合成校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的彎扭合成條件，取二=0.6,W =0.1d3 =5931.9mm3軸的計(jì)算應(yīng)力為:、；M +（込）Cca： 47.21MPaW軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表15-1查得jn 70MPa 。因此匚 ca ：二i，故安全。3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度III IIIIV22a） 確定危險(xiǎn)截面由彎矩圖和軸結(jié)構(gòu)圖可知，I、II截面彎矩較大。且II截面受 扭，I截面不受扭，故確定II為危險(xiǎn)截面。b）截面左側(cè)33W =0.1d5931.9mm40M =(311450 -198

18、002)198002 -249864N m87.5WT =0.2d3 =11863.8mm3M cc匚 b42.12MPawt =T =17.95MPa W軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械設(shè)計(jì)(下同)表15-1查得:-b =735MPa二 4 = 355MPa4、=200MPa初選H7/k6配合，由附表3-8得：k= 2.58k= 2.06et軸按磨削加工，由附圖3-4查得:Ba 胡.二 0.91軸未經(jīng)表面處理，即：Bq TJ 1K 一 ： -1=2.63%卩7K 嚴(yán) +丄-1 =2.11又由3-1章、3-2章得：二二 0.25= 0.13355=3.2K 護(hù)a申 m -JS Ja = J2 11

19、17.95：1317.957952 2S SSca 一- 3.05 S = 1.5S s2因此該截面的強(qiáng)度是足夠的c）W截面右側(cè)W =0.1d3 = 12500mm333WT =0.2d = 25000mmM二 b19.99MPaw升=丄= 8.52MPaWT軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械設(shè)計(jì)（下同）表15-1 查得：233-2查得:243552.77 19.99 0.25 0200；B = 735MPa二二二 355MPa1 = 200MPa有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表:廠=2.03:-=1.38又由附圖3-1查得：q -. = 0.88q 0.91k：. =1 q1.9k 1 q （：

20、 -1） 1.35由附圖3-2，3-3得：；.=0.71-0.86軸按磨削加工，由附圖3-4查得：Ba訶廣0.91軸未經(jīng)表面處理，即：Bq 二1心二匕-2.77% HcrKt = “+-1 .67又由3-1章、3-2章得：二=0.25= 0.13二 6.426.081.67 8.520.13 8.522 2因此該截面的強(qiáng)度是足夠的2低速軸的校核1）低速軸的彎扭組合強(qiáng)度的校核分析 受力如圖：F= 3319 N屁1 & 75 s117 Sr0Fi(V2*TF附)i%1FwtXF時(shí)FaAFtF.KV27呱I戶(hù)TTiTHTmTrnTtwIuT25F NH 1F NH 2=1687 NM H = 248

21、925 N m m豎直面內(nèi)受力:Fnv1 =1789NFnv2 =89NM w = -134175N mmM v2 二-13119N mm矢量合成:M 12 2H1 M V1 282784 N mm2 2h2 M v2 249270 N mm扭矩：T =485.29N m危險(xiǎn)截面即為彎矩最大截面計(jì)算及說(shuō)明2）彎扭合成校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的彎扭合成條件，取=.633W=0.1d = 21600mm軸的計(jì)算應(yīng)力為caM (T3)2：18.75MPaW軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表15-1查得訂=70MPa 。因此匚ca ：二1，故安全。=La.i=1c)c1blilJhlEr3）精確

22、校核軸的疲勞強(qiáng)度III III IV Va）確定危險(xiǎn)截面由彎矩圖可知，II截面彎矩較大，且II截面受扭，I截面不受 扭，故確定II截面為危險(xiǎn)截面b）ll截面左側(cè)33W =0.1d =21600mm102 5M =249270173221N mm147.5WT =0.2d3 =43200 mm3M；-b8.02MPaw升=11.23MPaWT軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械設(shè)計(jì)（下同）表15-1查得:二 B =735MPa二 4 二 355MPa4 二 200MPa初選H7/k6配合，由附表3-8得:26k2.83備k= 2.27et軸按磨削加工，由附圖3-4查得:Ba 二 B. 791軸未經(jīng)表面處

23、理，即：Bq TK廠顯+丄-1 =2.93K 二 k 1 -仁 2.37又由3-1章、3-2章得：二=0.25= 0.13355-15.12.93 8.020.25 0200272.3711.2320.1311.232= 14.25S - SSss2= 10.36 S = 1.5因此該截面的強(qiáng)度是足夠的c) II截面右側(cè)33W=0.1d =37325mm33WT =0.2d = 74650 mm=M =4.6MPaWT=6.5MPa軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械設(shè)計(jì)（下同）表15-1 查得： 二 B =735MPa匚 4 =355MPa4 =200MPa計(jì)算及說(shuō)明有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附

24、表3-2查得:廠=2.03:=1.622又由附圖3-1查得：q = 0.84q =.88k： =1 q（） ： 1.87k =1 q （：-1） : 1.55由附圖3-2，3-3得：；-0.69；=0.82軸按磨削加工，由附圖3-4查得：Ba 二0.91軸未經(jīng)表面處理，即：Bq 二1k 128心一二128CT CTK = k 1 -1 ： 1.99又由3-1章、3-2章得：= 0.25= 0.13ScK；3552.8 4.6 0.13 0-7.6200-29.03S=K*a1.99 漢65 +0.13X652 2SCa ： SS=19.96 S =1.5 ks2因此該截面的強(qiáng)度是足夠的（二八滾

25、動(dòng)軸承 所有軸承預(yù)期壽命為三年。1. 高速軸的軸承軸承 1: 7306C軸承 2: 7306C機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上查不到7306C的軸承，但從網(wǎng)絡(luò)途徑了解到KOYO7306軸承的基本額定靜載荷C。=22.1kN，基本額定動(dòng)載荷Cr =34.2kN1.求兩軸承的計(jì)算軸向力Fai和Fa2對(duì)于7306C型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力Fd =eFr , e為表中的判斷系數(shù)，其值由Fa的大小來(lái)確定，現(xiàn)在e未知，故Co先取e=0.4,因此可估算：Fri = FriHFriv 677 N: 22-Fr2 = i Fr2H Fr2V 1907 NFd1 =0.4Fr1 =270.8N29Fd1 Fa Fd

26、2所以2軸承被壓緊，1軸承被放松Fa1 =Fd1 -270.8NFa2 =Fd1 Fa =898.8NC：=0-0122a2C0= 0.0407用線性插值法可得e =0.376q =0.412，誤差不大，故確定 = 0.376 e2 =0.412Fd2 =0.4Fr2 = 762.8NFd1 =0.376Fr1 =250.49NFd2 =0.412Fr2 = 755.17NFd1 Fa Fd2所以2軸承被壓緊，1軸承被放松Fai 二 Fdi =250.49NFa2 二 Fd1 Fa =878.49N3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷R和P2FaiFr 1250.49677=0.37 .；：yFa2Fr2878

27、.491907二 0.46 e2查表13-5并對(duì)未出現(xiàn)的值進(jìn)行插值計(jì)算得: 軸承 1: X1 =1 =0軸承 2： X2 =0.44,Y2 =1.23因?yàn)橛休p微沖擊，按表13-6 fp =1.2口二Fa1) =1.2 (1 677 0)=812.4NP2 = fp(X2Fr1 YFa2)=1.2 (0.44 1907 1.23 878.49) = 2303N304.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻2 R6 610(Cr)=_10(34200)3 :. 31588.65 年 - 3年hP260 7202303所以壽命合格。2. 中間軸的軸承軸承 1： 7307C軸承 2： 7307C機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上查不到730

28、7C的軸承，但從網(wǎng)絡(luò)途徑了解到KOYO7307軸承的基本額定靜載荷C。二28.3kN，基本額定動(dòng)載荷Cr =42.8kN1. 求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2對(duì)于7307C型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力Fd =eFr ,Fae為表中的判斷系數(shù),其值由Fa的大小來(lái)確定,現(xiàn)在e未知,故Co先取e=0.4,因此可估算：； 22Fr1 = i 卩伯Friv4214 N22Fr2 = . Fr2HFr2V 3461 NFd1 =0.4Fr1 =1685.6NFd2 =0.4Fr2 =1384.4NFd1 Fa Fa2所以，軸承1被放松，軸承2被壓緊Fa1 = Fd1 = 1685.6NFa2

29、 = Fd1 亠 Fa = 2448.6NFa1Co1685.642800二 0.039Fa2C。2448.642800=0.057用線性插值法可得e =0.408e，=0.428，誤差不大，故確定0 = 0.408 e2 二 0.42831Fd1 =0.408Fr1 =1719.3NFd2 =0.428Fr2 =1048.4NFd1 Fa Fd2所以2軸承被壓緊，1軸承被放松Fa1 二 Fd1 =1719.3NFa2 二 Fd1 Fa = 2482.3N3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷R和P2Fa1Fr11719.34214=0.4079 ： qFa2Fr22482.33461= 0.717 e2查表13

30、-5并對(duì)未出現(xiàn)的值進(jìn)行插值計(jì)算得:軸承 1: X1,Y1 -0軸承 2: X2 =0.44,Y2 =1.25因?yàn)橛休p微沖擊，按表13-6 fp=1.2口 = fp(X1Fn +YFaJ =1.2x(1x4214 + 0) =5056.8NP2 二 fp(X2Fr1 %Fa2) =1.2 (0.44 3461 1.25 2482.3) = 5550N4.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻2PLh =2(空)2二“42800)3 384.7h =3.79年3年hP260 7205550所以壽命合格。3. 低速軸的軸承32軸承 1： 7310C軸承 2： 7310C機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上查不到7310C的軸承，但從網(wǎng)絡(luò)途徑

31、了解到KOYO7310軸承的基本額定靜載荷C=56.2kNN，基本額定動(dòng)載荷Cr =79.6kN1.求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2對(duì)于7310C型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力Fd =eFr ,e為表中的判斷系數(shù)，其值由Fa的大小來(lái)確定，現(xiàn)在e未知，故Co先取e=0.4,因此可估算：22-Fr1 = I Fr1H Fr1V 3770 NFr2Fr2H2 Fv = 1689 N結(jié)果計(jì)算及說(shuō)明Fd1 =0.4Fr1 =1508NFd2 =04Fr2 =675.6NFd 2 Fa - Fdi所以，軸承2被放松，軸承1被壓緊Fai =Fd2 Fa “923.6NFa2 二 Fd2 =675

32、.6NFai1923.6C0r 56200= 0.0342Fa2675.6C0r56200= 0.012用線性插值法可得q =0.405e =0.376，誤差不大，故確定0 =0.4052 = 0.376Fd1 =0.405Fr1 =779.06NFd2 = 0.376Fr2 = 634.58NFd2Fa Fd1所以1軸承被壓緊，2軸承被放松Fa1 =Fd2 Fa -1882.58NFa2 二 Fd2 - 634.58N3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷R和P233Fa1Fr 11882.583770= 0.499 - 1Fa2Fr2634.581689二 0.376查表13-5并對(duì)未出現(xiàn)的值進(jìn)行插值計(jì)算得:

33、 軸承 1: X1 =1 =0軸承 2： X1,Y2 0因?yàn)橛休p微沖擊，按表13-6 f p =1.2口 = fp（X,Fr1 +YFa1） =1.2x（1x3770 + 0） = 4524NP2 = fp（X2Fr1 丫2Fa2）=1.2 （1 1689） = 2026.8N4. 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1 P26 6,10 /Cr .10,79600、3Lh（一）= （） ： 39818h=109年 3年h P260 954524至此所有軸承校核已經(jīng)結(jié)束，且所有軸承都合格。根據(jù)表13-10,本減速箱軸承內(nèi)密封均采用封油環(huán)方式密封。（三）.鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算1.高速軸上同聯(lián)軸器相連的鍵的設(shè)計(jì)a）選擇鍵聯(lián)接的類(lèi)型和尺寸選擇單圓頭普通平鍵.材料為45鋼根據(jù) d=25mm查表 6-2 ?。?鍵寬 b=8mm h=7mm L=36mmb）校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度34查表 6-2 得 二 p=110MR工作長(zhǎng)度 l=L-b=40-4=36mm由式（6-1 ）得：2T 032X72.29X103r匚p51.64MPa V 匚 pp K l d 3.5 32 25p所以鍵比較安全.鍵的代號(hào)為GB/T1096C8 362. 中間軸