二級展開式圓柱齒輪減速器

目錄引言……………… 1傳動裝置總體設(shè)計(jì)……………… 22。1 設(shè)計(jì)任務(wù)書………………… 22。2確定傳動方案………………22。3電動機(jī)的選擇………………33 傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算……… 73。1高速級齒輪的參數(shù)計(jì)算……………………73。2低速級齒輪的參數(shù)計(jì)算……………………11軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算………15軸的設(shè)計(jì)、校核及壽命計(jì)算 164。2齒輪的設(shè)計(jì)………………………28主要零部件的工藝設(shè)計(jì)……………29輸出軸的零件圖……………29輸出軸的工藝設(shè)計(jì)……………30回顧與展望……………35致謝…………………36參考文獻(xiàn)……………37附錄A（裝配圖） 摘要 齒輪傳動是現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點(diǎn)是：①瞬時(shí)傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準(zhǔn)確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運(yùn)動和動力;②適用的功率和速度范圍廣;③傳動效率高，η=0.92-0.98；④工作可靠、使用壽命長；⑤外輪廓尺寸小、結(jié)構(gòu)緊湊.由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器，用于原動機(jī)和工作機(jī)或執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間，起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用,在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用極為廣泛。國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題.另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn)，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長.國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長.但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題,也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品.近十幾年來,由于近代計(jì)算機(jī)技術(shù)與數(shù)控技術(shù)的發(fā)展,使得機(jī)械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機(jī)械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機(jī)配套的模塊化,標(biāo)準(zhǔn)化，以及造型設(shè)計(jì)藝術(shù)化,使產(chǎn)品更加精致，美觀化.在21世紀(jì)成套機(jī)械裝備中,齒輪仍然是機(jī)械傳動的基本部件.CNC機(jī)床和工藝技術(shù)的發(fā)展,推動了機(jī)械傳動結(jié)構(gòu)的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設(shè)計(jì)中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設(shè)計(jì)中的學(xué)科交叉，將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢.2傳動裝置總體設(shè)計(jì)2.0設(shè)計(jì)任務(wù)書1設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動系統(tǒng),采用兩級同軸直齒齒輪減速器傳動。2設(shè)計(jì)要求(1)外形美觀，結(jié)構(gòu)合理，性能可靠，工藝性好；(2)多有圖紙符合國家標(biāo)準(zhǔn)要求;(3)按畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)要求完成相關(guān)資料整理裝訂工作。3原始數(shù)據(jù)(1)運(yùn)輸帶工作拉力F=4KN(2)運(yùn)輸帶工作速度V=2.0m∕s(3)輸送帶滾筒直徑D=450mm(4)傳動效率η=0.964工作條件兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)(單向)運(yùn)轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵，中小批量生產(chǎn)，使用期限10年，年工作300天。確定傳動方案??-Hl圖2—1(a)電動機(jī)XXSlj一圖2-1（b）方案（a）為展開式兩級同軸齒輪減速器，其推薦傳動比i=8?40。展開式同軸齒輪減速器的特點(diǎn)是其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎矩變形部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象.方案（b）為同軸式兩級同軸齒輪減速器，其推薦傳動比i=8?40。同軸式同軸齒輪減速器的特點(diǎn)是減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用.綜合比較展開式與同軸式同軸齒輪減速器的優(yōu)缺點(diǎn)，在本設(shè)計(jì)中，我將采用展開式同軸齒輪減速器為設(shè)計(jì)模版。電動機(jī)的選擇2。2。1電動機(jī)的容量選擇根據(jù)已知條件可以計(jì)算出工作機(jī)所需有效功率PwFV4000義2.010001000kW二8。0設(shè)η——輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶間的傳動效率;wηC——聯(lián)軸器效率， ηc=0.99η——閉式同軸齒輪傳動效率，η=0.97ggηb———對滾動軸承效率， ηb=0。99ηCy——帶式輸送機(jī)滾筒效率。 ηCy=0。96估算運(yùn)動系統(tǒng)總傳遞效率：η二η01』12.η23.η34.ηW式中：η01=ηc=0.99η12=ηbηg=0.99X0.97=0.9603η23=ηJηg=0.99X0.97=0.9603η34=ηb—=0.99X0.99=0.9801η=η,η=0.99X0.96=0.9504Wb?Cy得傳動系統(tǒng)總效率η總二0.99X0.9603x0.9603x0.9801x0.9504二0.8504工作機(jī)所需電動機(jī)功率PdP8二一w二 二9.41η0.8504kW由表2-1所列Y系列三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足P≥Pd條件的電動機(jī)額定功Wd率P應(yīng)取為11kW.W電動機(jī)型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L-4314202.22。2Y112M-4414402.22。2Y132S-45。514402.22.2Y132M—47.514402.22.2Y160M—41114602。22.2Y160L—41514602。22。2Y160L—6119702.02.02。2.2電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件由計(jì)算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速60000V60000義2.0nwn_mnw兀?d14603.14義450≈84.926r/min84.926≈17.19i總由表2—1初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機(jī)，對應(yīng)用于額定功率P=11kWw的電動機(jī)型號應(yīng)分別為Y160M—4型和Y160L-6型。把Y160M—4型和Y160L—6型電動機(jī)有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳動比列于表2-2：表2—2方案的比較方案號電動機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動比IY160M-411。01500146017。19IIY160L—611.0100097011.42通過對這兩種方案比較可以看出：方案I選用的電動機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價(jià)值低，總傳動比為17.19,比較合適，故選用方案I.2。2。3電動機(jī)型號的確定根據(jù)工作條件：兩班制工作,空載起動,載荷平穩(wěn),常溫下連續(xù)(單向)運(yùn)轉(zhuǎn),工作環(huán)境多塵，中小批量生產(chǎn)，使用期限為10年，年工作300天,工作機(jī)所需電動機(jī)功率Pd=9.41kW及電動機(jī)的同步轉(zhuǎn)速n=1500r/min等，選用Y系列三項(xiàng)異步電動機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，型號為Y160M-4,其主要性能數(shù)據(jù)如下：電動機(jī)額定功率Pw=11kw電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n=1460r/minm電動機(jī)軸身直徑D=42mm電動機(jī)軸身長度E=110mm2.2.4傳動比的分配帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比nm nw1460=17.1984.926由傳動系統(tǒng)方案知i01=1i34=1所以同軸齒輪總傳動比i=iiΣ12-34-L==17.19ii01-34為便于兩級同軸齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩對齒輪材料相同、齒面硬度HBS≤350、齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比i12T3ζ=*1.3X17.19=4.727低速級傳動比i23i121719.=3.6374.727傳動系統(tǒng)各傳動比分別為：i01=1，i12=4.727，i23=3.637，i34=12.2.5傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算:0軸（電動機(jī)軸）：n0=nm=1460r/mimP=P=9.41Kw0dP 9.41T=95503=9550X— =61.55N?m0n0 14601軸（減速器高速軸）:n1%

i011460=1460rmin1P1=P0F01=9.41×0.99=9.3159KwT=Tiη=61.55×0.99×1=60.9345N?m1 0?01? 012軸（減速器中間軸）：n=&="6°=308.86r：min2i12 4.727P=Pη=9.3159×0.9603=8.9461Kw2 1?112T=Tiηιo=60,9345×4.727×0.9603=276.60N?m2 1?12?1123軸（減速器低速軸）：nn3i23308.863.637=84.92r:min2P=Pη=8.9461×0.9603=8.5910Kw3 2?'23T=Tiη=276.60×3.637×0.9603=968.77N?m3 2?23?'233傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1高速級齒輪的參數(shù)計(jì)算3.1。1材料選擇及熱處理減速器要求結(jié)構(gòu)緊湊，故小齒輪選用調(diào)質(zhì)HBSι=240?270的45鋼，大齒輪選用正火HBS2=200?230的45鋼；載荷穩(wěn)定，齒速不高,初選8級精度。3.1.2確定許用接觸應(yīng)力GHP1?σyp2HP1HP23.1。1齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式中的參數(shù)值1）載荷系數(shù)K2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩m≥■

nt3,2KTCoSB4∑7β?鈣F試選Kt=1.5T1=60.9345N?m3）大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限gf1imi,GFiim2Flim1Flim2σ=σ =380MP（查圖6。1機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）Flim1Flim2 a4）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×1460×1×10×300×16=4.2048×109N2=N1舉=N1i12=4.2048×109/4.727=8.895×1085）彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN,Kfn2

FN1 FN2K=0。86K=0。90（查圖6.7機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）FN1 FN26）許用彎曲應(yīng)力計(jì)算（取彎曲疲勞安全系數(shù)％=1.4,應(yīng)力修正系數(shù)

FY=2.0)ST則L1]=K Yτ?，一/Sj380X2X0.861.4=466.86MPF1 FN1?STFlim1F , aLJ=Kn,Yt?o SF=380X2X0.91.4=488.57MPF2 FN2?STFlim2F a7)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)ZN1=ZIfcoS30=20.cos3130=21.62ZV2=Z2.cos3β=95cos313ο=102.70查表3-1取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)Y=2.73Fa1Y=2.18Fa2Yl=1.565Sa1Y=1.79Sa2表3—1齒形系數(shù)Yaa及應(yīng)力修正系數(shù)YSaZ(ZV)1718192021222324252627YFa2。972.912.852.802。762.722。692。652.622.602。57YSa1。521。531。541.551.561。571。5751。581。591。5951.60Z(ZV)303540455060708090100150YFa2。522。452.402。352。322。282。242.222.202。182。14YSa1。6251。651。671.681。701。731.751。771。781。791.838)YY計(jì)算大小齒輪的YFLFfa并加以比較YFC,1LF1273?F=S009151YFa2?Ya2=2.18X1.79=0.007987F2488.57YY YY因?yàn)閅F^^>Y臺/，故按小齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)LF1 LF29)重合系數(shù)4及螺旋角系數(shù)YP 取Y3=0。7，YP=0.86(2)設(shè)計(jì)計(jì)算1)試計(jì)算齒輪模數(shù)mntm5SFnt,2KTcos2≥3 1—-≥1.440mm①Z1計(jì)算圓周速度v—上mntZCn60X1000cosβ兀X1.440x20X146060X1000xcos13。=2.260m-s計(jì)算載荷系數(shù)查表6。2（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得KA=1；根據(jù)V=2.260m：s、8級精度，查圖6。10（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得Kv=1.1;斜齒輪傳動取Ka=1.2;查圖6。13（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得Kβ=1.25.則載荷系數(shù)K=KXKXKXKR=1X1.1X1,2X1.25=1.65Avaβ4)校正并確定模數(shù)mnmn=mnt3!'K/Kt=1.44X11.65/1.5=1.486mm(取mn=2mm)計(jì)算齒輪傳動幾何尺寸m2中心距a a=—n-(Z1+Z)= (20+95)=118.02mm2cosβ1 2 2Xcos13o(圓整為a=119mm)螺旋角ββ=arccosm區(qū)+巳)=arccos2(20+95)(。)=14。53’57"2a 2X1193)兩分度圓直徑d1，d2m?Z2X20d1=—n——1= =41.39mmcosβ cos14053'52"mXZ2X95d=_n 2= =196.61mmcosβ cos14053'52"4)齒寬b1，b2 b=φd?d1=0,8X41.39=33.112mm取b2=35mmb1=b+(5?10)mm b1=40mm（4）校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度O=Z?Z?Z?Z,:乜四≤b]

HHEεβ?,bd12 μ H1）大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限O，OHlim1Hlim2O=OHlim1Hlim2=1170MPa2）接觸疲勞壽命系數(shù)K，KHN1HN2查圖6.6（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得KHN「0。88,KHN2=0.92HN1 HN23）計(jì)算許用接觸應(yīng)力取安全系數(shù)SH=1,則H□m1=KG71OmISA=1029?6MPH1 HN1Hlim1H a□J=KmTQ S/0.92x1170=1076.4MPH2 HN2Hlim2H aOH]=GHJ+OH2[j2=(1029.6+1176.4).2=1053MPa4）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH查圖6.19（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得ZH=2。44HH5）重合度系數(shù)Z? Z￡=0.8螺旋角系數(shù)ZP Zβ=YcosB=√cos14o53'52"=0.9837）材料系數(shù)ZE 查表6.3（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得EZ=189.8MPEa8）校核計(jì)算OH=ZH.ZE.Zg?ZN；2KT、μ±1

I 1- Ybd12 μ=2.44x189.8x0.8x0.983x=734.11MP≤OJaH■2X1.65χ6093454.727+1…1 x MP335x41.392 4.727a接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求（5）齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖大齒輪:齒頂圓直徑大于160mm但小于500mm故采用腹板式結(jié)構(gòu)，如圖-1為齒輪零件圖.i?<twl?^∏HBSF3U卜大囪匏三年，E’也HffB.金戊爆患?~旋4?^中可L7■■■L圖3—13。2低速級齒輪的計(jì)算減速器要求結(jié)構(gòu)緊湊,故大齒輪用40Cr調(diào)質(zhì)處理后表面淬火,小齒輪用45鋼，載荷穩(wěn)定，齒速不高，初選8級精度，閉式硬齒面齒輪傳動，傳動平穩(wěn)，齒數(shù)宜多，選Z1=25,Z2=Z1i12=25X3.637=91.825（取22=92）。按硬齒面齒輪非對稱安裝，查表選齒寬系數(shù)φd=0.8。初選螺旋角6=13。1齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式中的參數(shù)值1）載荷系數(shù)Kt2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩m/J2KTcos2β*?襠:F試選Kt=1.5T1=276.60N?m3）大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σ^iιmi,aFiim2Flim1Flim2σ^lιml=σ?iιm=380MP（查圖6。1機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）Flim1Flim2 a4）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60X308.86X1X10X300X16=8.895X108N2=N1μ=N1i12=8.895X108：3.637=2.446X1085）彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN，Kfn2FN1 FN2KWl=0.90KFN2=0.92（查圖6。7機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）FN1 FN26）許用彎曲應(yīng)力計(jì)算（取彎曲疲勞安全系數(shù)Sf=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)

FY=2.0)ST則kJ=KFNlY『?，一/Sj380X2X0.901.4=488.57MPF1 FN1?STFlim1 F ahJ=KFN2YST?%im2Sf=380X2X0.921.4=4"43MPa7）查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1.∕cos3P=25cos313。=27.03ZV2=Z2COS3P=92COS313。=99.45查表3-1取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)Y=2.57Fa1Y=2.18Fa2Y=1.60Sa1Y=1.79Sa28)YY計(jì)算大小齒輪的YF^YFa并加以比較

kF2.57x1.60=0.008416488.5742°42=2.18X1.79=0.007813F2499.43因?yàn)闀?>*Y產(chǎn)，故按小齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)kF1 kF29）重合系數(shù)Yε及螺旋角系數(shù)YP 取Y￡=0.68，YP=0。86（2）設(shè)計(jì)計(jì)算1)試計(jì)算齒輪模數(shù)mtnt11?41m/3'，2KTcos21PYYCY?Y 2―p?Fa^ja≥1.999mm①Z12）計(jì)算圓周速度兀X1.999χ25x308.8660X1000cosP 60X1000Xcos13。=0.83m/s3）計(jì)算載荷系數(shù)V=兀?mtZ].%查表6.2（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得KA=1;根據(jù)V=0.83m；s、8級精度，查圖6.10（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得Kv=1.06;斜齒輪傳動取Ka=1.2;查圖6。13（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得KP=1.24.則載荷系數(shù)K=KAAXKXKXK=1X1.06X1.2X1.24=1.577

vaβ4)校正并確定模數(shù)mnmn=mnt3KKt=1.999×3/1.57/1.5=2.033mm(取mn=2。5mm)(3)計(jì)算齒輪傳動幾何尺寸1)m 25中心距aa=一n-(Z1+Z)= (25+92)=150.097mm2cosβ 1 2 2xcos13。2)螺旋角ββ=arccos(圓整為a=151mm)mn(Z1+Zj=arccos2.5(25+92)(。)=14。24’33"2a2X1513)兩分度圓直徑d1,d24)d1=d22.5X25CoSβ cos14o24'33"mXZ2.5X92n2——cosβcos14°24'33"齒寬b1,b2=64.53mm=237.47mmb=φd?d1=0.8X64.53=51.624mm取b2=55mmbI=b+(5?10)mmb1=60mm(4)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度σ=Z?Z?Z4:亙亙≤R]HHE?β?,bd12μ H1)大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σ,Hlim1σHlim22)σHlim1=σHlim2=1170MPa接觸疲勞壽命系數(shù)K,KHN1 HN2查圖6.6(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)得KHNJ。。HN192,KHN2=0。963)計(jì)算許用接觸應(yīng)力mz1取安全系數(shù)SH=1,則HRn]=KHN1σHlim1SH=1076?4MPa□HJ=KHN2σHlim2SH=0.96×1170=1123.2MPa□J=GHJ+bHJ/2=(1123.2+1176.4)/2=1099.8MPa4)5)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZHH重合度系數(shù)Z?查圖6。19(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)得Z，=2.43HZ￡=0。86)螺旋角系數(shù)ZβZβ=VcoSK=?√cos14024'33”=0.9847）材料系數(shù)ZE8）校核計(jì)算查表6.3（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得Z=189.8MPE aσ-Z?Z?Z?Z'2KT—±1廠以-外西丁-2.43×189.8X0.8X0.984χ-800.1UfP<σjaH：2X1.577×2766003.637+1il〃C■ X MP55X64.532 3.637 "接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求（5）齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖大齒輪：齒頂圓直徑大于160mm,但小于500mm，故采用腹板式結(jié)構(gòu)，如圖3—2為齒輪零件圖。4軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算4。1軸的設(shè)計(jì)軸是減速器的主要零件之一，軸的結(jié)構(gòu)決定軸上零件的位置和有關(guān)尺寸.如圖4—1為兩級同軸齒輪減速器軸的布置狀況。圖4—1兩級同軸齒輪減速器軸的布置考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸s,可取S=IOmm?？紤]齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸k,可取k=10mm0為保證滾動軸承放在箱體軸承座孔內(nèi)，計(jì)入尺寸c=5mm0初取軸承寬分別為nl=20mm,n2=22mm,n3=22mmo3根軸的支承跨距分別為4.1.1中間軸的設(shè)計(jì)軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理,查表11.3（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）確定C值。d0min=c3，不=112X3∕8.946y276.60=35.6844m^(取d0min=36mm)即取I段上軸的直徑d1=40mm。由dI=40mm可初選軸承，查表11—4(機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)王大康盧頌峰主編)選7008C型軸承,其內(nèi)徑d=40mm，外徑D=68mm,寬度B=15mm.II處軸肩的高度h=(0.07~0.1)dI=2.8~4mm,但因?yàn)樵撦S肩幾乎不受軸向力，故取h=2mm,則此處軸的直徑d2=44mm。又因?yàn)榇颂幣c齒輪配合，故其長度應(yīng)略小于齒寬，取12=32mm。齒輪的定位軸肩高度h=6.07~0.Ld2=3.08~4.4mm,但因?yàn)樗惺茌S向力，故取h=4mm,即d3=44+2X4=52mm.而此處軸的長度：13=1.4h=1.4X4=6.4mm(取13=8mm)W處也與齒輪配合，其直徑與I處相等，即d4=44mm。該處的長度應(yīng)略小于齒輪寬度，取14=57mm.結(jié)合圖4-1和圖4-2可得I段和V段處軸的長度：l=B+c+k+2.5+G止*l?+1=15+5+10.5+2.5+3+1=37mm四寬—2l=B+c+k+C…什,—I4)+1=15+5+10+3+1=34mm5 四寬4綜上，中間軸各段長度和直徑已確定：=37mm 12=32mm 13=8mm 14=57mm 15= 34mmd1=40mm d2=44mm d3=52mm d4=44mm d5= 40mm1=1+1+1+1+1=37+32+8+57+34=168mm.總1 2 3 4 54。1.2輸入軸的設(shè)計(jì)圖4-3輸入軸軸的材料選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理。(1)估算軸的最小直徑d0min d0min=C'K查表11.3(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)確定C值。dOmin=C3∣Pn=112X19.3159/1460=20.77mm單鍵槽軸徑應(yīng)增大5%~7%即增大至21.8085~22.22mm(取dn.=22mm)。0min(2)選擇輸入軸的聯(lián)軸器1)計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩T T=KA?Tca caA查表10。1(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)確定工作情況系數(shù)KA=1.3AT=KJT=1.3X60.9345=79.21485N?mcaA選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按T]≥Tca=79.21485N?m,?n]≥1460r/min,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-1985選用HL2型彈性聯(lián)軸器T]=315N?m,In]=5600rmin。半聯(lián)軸器長度L L=52mm與軸配合轂孔長度L1 L1=38mm半聯(lián)軸器孔徑d2 d2=22mm(3)確定軸的最小直徑d1=d,應(yīng)滿足d1=d,≥d一(取d.=22mm)1min 1min0min min確定各軸段的尺寸I段軸的長度及直徑11應(yīng)略小于L1取11=36mmd1=22mmII段軸的尺寸 II處軸肩高度h=(0.07~0.1)d1=1.54~2.2mm(取h=2mm),貝Ud2=d1+2h=22+2X2=26mm;為便于軸承端蓋拆卸，取12=50mm.In段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應(yīng)與軸承配合,查表11-4(機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)王大康盧頌峰主編)選7006C型軸承，其內(nèi)徑d=30mm,外徑D=55mm,寬度B=13mm。d3=d=30mm,13=B=13mm。W段軸的尺寸 該處軸的直徑應(yīng)略大于n處軸的直徑，取d4=35mm;參照圖4-1,可知14=60+8—2.5+10.5+5=81mm。V段軸的尺寸 該軸處為齒輪軸，該處為齒輪，故15=40mmW段軸的尺寸 由圖4-3可知16=k+C=10+5=15mm,d6=d4=35mm皿段軸的長度 d7=d3=30mm,17=B+1=14mm1總=11+12+13+14+15+16+17=36+50+13+81+40+15+14=249mm3輸出軸的設(shè)計(jì)軸的材料選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理。⑴估算軸的最小直徑d。. d..=C3.Pn0min 0min查表11.3(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)確定C值.d0min=C3jPn=112X18.5910/84.92=52.187mm單鍵槽軸徑應(yīng)增大5%~7%即增大至54.79635~55.84009mm(取d0m1n=55mm)。(2)選擇輸入軸的聯(lián)軸器1)計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩T T=KA?Tca CaA查表10.1(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)確定工作情況系數(shù)3=1.3AT=KJT=1.3X968.77=1259.401N?mcaA選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按T]≥TCa=1259.401N?m, ?n]≥84.92r/min,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014—1985,選用HL5型彈性聯(lián)軸器T]=2000N?m,In]=2500rmin。半聯(lián)軸器長度LL=142mm與軸配合轂孔長度L1 L1=107mm半聯(lián)軸器孔徑d2 d2=55mm(3)確定軸的最小直徑d1=d, 應(yīng)滿足d1=d,≥d°.(取d.=55mm)1min 1min 0min min(4)確定各軸段的尺寸I段軸的長度及直徑11應(yīng)略小于LI取11=105mmd1=55mm.II段軸的尺寸 II處軸肩高度h=6.07~0.Ld1=3.85~5.5mm(取h=3mm),則d2=d1+2h=55+2X3=61mm；為便于軸承端蓋拆卸，取12=50mm。In段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應(yīng)與軸承配合，查表11—4(機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)王大康盧頌峰主編)選7013C型軸承，其內(nèi)徑d=65mm，外徑D=100mm,寬度B=18mm.d3=d=65mm,13=B=18mm。W段軸的尺寸 W處軸肩高度h=(0.07~0.1d3=4.55~6.5mm(取h=6mm),取d4=65+6=71mm。V段軸的尺寸 V處軸肩高度h=(θ.07~0.Ld4=4.97~7.1mm(取h=6mm ),即 d5=71+2X6=83mm ；軸肩寬15=1.4h=1.4X6=8.4mm(取15=10mm)。W段軸的尺寸此處安裝齒輪，故其長度應(yīng)略小于齒輪寬度，16=53mm;d6=d4=71mm。皿段軸的長 d7=d3=65mm,17=B+k+c=18+11+5+2.5+2.5+1=39mm14=35+3+10+5=53mm1總=11+12+13+14+15+16+17=105+50+53+10+39+53+18=373mm4.2軸的校核4。2.1輸入軸的校核求軸上受力計(jì)算齒輪受力齒輪分度圓直徑d1=41.39mm圓周力 Ft=2T1∕d1=2X60934.5/41.39=2944.41N徑向力Fr=FttanaJCOSP=2944.41xtan20o.cos14o53'52"=1108.95N軸向力 Fa=Fttanβ=2944.41xtan200=1071.68NFa對軸心產(chǎn)生的彎矩Ma=FadI2=1071.68X41.392=22178.42N?m求支反力 參見圖4-3軸承的支點(diǎn)位置 由7006C型角接觸軸承可知a=12.2mm齒寬中心距左支點(diǎn)的距離L2=402+47.5+3-12.2=68.3mm齒寬中心距右支點(diǎn)的距離L3=40.2+15+13-12.2=35.8mm左支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力∑MD=0,FNHI=LFjL+L)=101258ND NH1 3U2 3右支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力∑MR=0,FNH=LrFtQ,+LJ=1931.83NB NH2 2t? 2 3左支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力FNVI=(LF+M)?Q+L)=594.42NNV1 3ra2 3度右支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力Fnv=Qf-m)..(l9+￡)=514.53NNV2 2ra- 2 3左支點(diǎn)的軸向支反力(2)繪制彎矩圖和扭矩圖FNV=Fa=1071.68N參見圖4-5B圖4-5截面C處水平彎矩截面C處垂直彎矩截面C處合成彎矩(3)彎矩合成強(qiáng)度校核截面C處計(jì)算彎矩截面C處應(yīng)力計(jì)算強(qiáng)度校核凸CMH=FNiL2=1012.58X68.3=69159.21Nm%1=FN1L2=594.42X68.3=40598.89NmMV2=FNV2L3=514.53X35.8=18420.17N?mMI=VM2+MV12=80195.18N?mmM==MΓMΓ~==71570.24N?mm2 h+V2通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強(qiáng)度考慮啟動，停機(jī)影響，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力，α=0.6，M=VM12?T)=88135.98N?mmCa 1+ 1σ=MW=88135.98.().1X403)二caca ■13.77MPa45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表11。2(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)查得LJ=60MPaσ<CaL-J,彎矩合成強(qiáng)度滿足要求7BCDFJjm.B,^∏ττ∏∏ro∣mιIAFT一τi∏∏TTn~[∏T[∣T∩ffH[1CMV1MVECD昌圖4-5軸的力分析圖（4）疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核1）經(jīng)判斷，如圖4-3中，齒輪面為危險(xiǎn)截面2）截面左側(cè)截面校核抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1義353=4287.5mm抗扭截面系數(shù) ％=0.2d3=0.2義353=8575mm3截面左側(cè)彎矩M=80195.18N?m截面上的彎曲應(yīng)力 Gb=M/W=80195.18/4287.5=18.70MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τt=T1/WT=60934.5/8575=7.11MPa平均應(yīng)力 T=G+τ.）--2=7.112=3.555MP,σ=0mmaxmin: am應(yīng)力幅 σ=（σ一σ.）；2=σ=18.70MPa maxmin- b aτ=G-τ.）.??2=τ=3.555MPamaxmin m a材料的力學(xué)性能 45鋼調(diào)質(zhì)查表11。2（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）Gj=640MP，σI=275MP,τI=155MPb a 一1 a-1 a軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù)rd=235=0.057，Dd=41.2235=1.178查附表L6（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）并經(jīng)插值計(jì)算α=1.7，α=1.3σ r材料的敏感系數(shù) 由r=2mm,σb=640MPa查圖2。8（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）并經(jīng)插值得qσ=0.82,qr=0.85有效應(yīng)力集中系數(shù) kσ=1+qσQσ-1）=1+0.82xG.7—1）=1.574k=1+qQ-1）=1+0.85xG.3—1）=1.255τ ττ尺寸及截面形狀系數(shù) 由h=5mm、d=35mm查圖2。9（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得J=0.8扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 由d=35mm查圖2.10（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得％=0.87表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由σb=640MPa查圖2。12（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得βσ=βτ=0.9表面強(qiáng)化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理β=1q疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù)Kσ=kσ..wσ+1∕βσ—1=1.574-0.8+10.9-1=2.079Kτ=kτ∕ετ+1∕βτ-1=1.2550.87+1.0.9-1=1.554等效系數(shù) 45鋼：φθ=0.1~0.2 取φ0=0.1φτ=0.05~0.1 取φτ=0.05僅有彎曲正應(yīng)力時(shí)計(jì)算安全系數(shù)SO=一W—=5.25Kσ+φσσaσmτ僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時(shí)計(jì)算安全系數(shù)S=——一=27.18τKσ+φστaτm彎扭聯(lián)合作用下的計(jì)算安全系數(shù)S=.Sσsτ =5.15caSS2+S2

στ設(shè)計(jì)安全系數(shù) 材料均勻,載荷與應(yīng)力計(jì)算精確時(shí):S=1.3~1.5取S=1.5疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核S?S左側(cè)疲勞強(qiáng)度合格Ca3）截面右側(cè)疲勞強(qiáng)度校核抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1義353=4287.5mm抗扭截面系數(shù)％=0.2d3=0.2義353=8575mm截面左側(cè)彎矩M=71570.24N?m截面上的彎曲應(yīng)力σb=MW=7157Q24∕,4287.5=16.70MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τt=T1Wlτ=60934.5/8575=7.11MPa平均應(yīng)力 τ=G+τ.）；2=7.112=3.555MPmmaxmin a應(yīng)力幅 σ=（σ一σ.）2=σ=16.70MPa maxmin- b aτ=G-τ.>2=τ=3.555MPamaxmin' m a材料的力學(xué)性能 45鋼調(diào)質(zhì)查表11。2（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）σ=640MP，σI=275MP，τI=155MPb a -1 a-1 a軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù)r：d=235=0.057，Dd=41.2235=1.178查附表1。6（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）并經(jīng)插值計(jì)算α=1.7，α=1.3σ r材料的敏感系數(shù) 由r=2mm，σb=640MPa查圖2.8（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）并經(jīng)插值得qσ=0.82，qr=0.85有效應(yīng)力集中系數(shù) kσ=1+qσQσ-1）=1+0.82xG.7-1）=1.574左τ=l+%Qττ)=l+0.85χG.3-l)=L255尺寸及截面形狀系數(shù)扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)表面質(zhì)量系數(shù)由/i=5mm、d=35mm查圖2.9（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得ε=0.8

σ由d=35mm查圖2.10（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得繪=0.87軸按磨削加工，由5=640MP查圖2.12（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）

b a得βσ=βτ=0?9表面強(qiáng)化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理k1疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù)Kσ=kσεσ+1βσ-1=1.5740.8+10.9-1=2.079Kτ=kτ∕ετ+1∕βτ-1=1.2550.87+10.9-1=1.554等效系數(shù) 4傣岡：φσ=0.1~0.2 取φσ=0.1φτ=0.05~0.1 取φτ=0.05僅有彎曲正應(yīng)力時(shí)計(jì)算安全系數(shù)SO=—2^—=7.92Kσ+φσ

σaσmτ僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時(shí)計(jì)算安全系數(shù)St=——一=27.12τKσ+φστaτm彎扭聯(lián)合作用下的計(jì)算安全系數(shù)S=.SσSτ =7.60CPSσ2+Sτ2設(shè)計(jì)安全系數(shù) 材料均勻，載荷與應(yīng)力計(jì)算精確時(shí)：S=1.3~1.5取S=1.5疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核Sca>>S右側(cè)疲勞強(qiáng)度合格4.2。2中間軸的校核圖4-6軸的受力分析圖(1)求軸上受力1)計(jì)算齒輪受力齒輪的分度圓直徑d1=69.53mm,d2=200.61mm圓周力 F11=2T..d1=2X27660069.53=7956.28NFt2=2Td2=2X276600200.61=2757.59N徑向力F11=Ft1tanaJcosβ=7956.28Xtan20o/cos14o24'23"=2988.49NFr2=Ft2tanaJCoSβ=2757.59Xtan20o..-cos14θ53'52"=1039N軸向力 Fa1=Ft1tanβ=2988.49Xtan14o24'23"=2895.85NFa2=Ft2tanβ=1039Xtan14o53'52"=1003.674NFa對軸心產(chǎn)生的彎矩Ma1=Fa1d12=2895.85x69.532=100674N?mmM?=Fa2=1003.674x200.612=201347N?mma2a2 22)求支反力軸承的支點(diǎn)位置由7008C型角接觸軸承可知a=14.7mm截面在B處的支反力左支點(diǎn)水平面的支反力ΣMD=0FNH1Flt1"BD右支點(diǎn)水平面的支反力lADΣM=0B7956.28X100.3 =5757.68N100.3+38.3FNH2FtIlAB

IAD7956.28X38.3=2198,6N100.3+38.3左支點(diǎn)垂直面的支反力fNV1=QF11+Ma1)IAD=G00?3x2988?49+100674>138.6=2889N右支點(diǎn)垂直面的支反力FNV2=(IABFJMa1)-lAD(38.3X2988.49-100674)..138.6=99.46N左支點(diǎn)的軸向支反力F'NV1=Fa1=2895.85N截面在C處的支反力左支點(diǎn)水平面的支反力ΣMD'=0FNH1FtIlCD

IAD7956.28X76.3=4379.97N76.3+62.3右支點(diǎn)水平面的支反力 ∑MR=0BFNH2Flr7956.28*62.3汀AC_ ?138.6AD_3576.31N左支點(diǎn)垂直面的支反力FNV1=QFJMaI)--lAD=(76.3X2988?49÷100674)138.6=2378.N右支點(diǎn)垂直面的支反力FNV2=(lCCFr1÷MaIlAD=^3X2988?49-1∞674)?13&6=616.95N左支點(diǎn)的軸向支反力 F' =F=2895.85NNV1 a1（2）繪制彎矩圖和扭矩圖截面B處水平彎矩

截面B處垂直彎矩截面B處合成彎矩截面C處水平彎矩

截面C處垂直彎矩截面C處合成彎矩（3）彎矩合成強(qiáng)度校核截面B處計(jì)算彎矩M=FL=5757.7X38.3=220512N?mHNH12M=FL=2198.6X38.3=84206.38N?mV1 NV12Mv2=Fnv2L3=105.93X100.3=10624.8N?mM1=VMzi2M.2=236043N?mmh÷V1M==Mh2M”2=220768N?mmh÷V2M=FniuL=4379.97X62.3=272872N?mHNH12M⑺=FmL、=2378X62.3=148149.4N?mV1 NV12Mv2=FNV2L3=616.95X76.3=47073N?mM1=、Mh22÷MV12=310495N.mmM==√Mι2MV,2=2769025N?mm

2 h÷V2通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強(qiáng)度

考慮啟動，停機(jī)影響,扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力，截面B處應(yīng)力計(jì)算強(qiáng)度校核截面C處計(jì)算彎矩截面C處應(yīng)力計(jì)算α=0.6,M=√M^∏xT)Γ=318780N?mm

ca 1÷ 1O=M；W=3187806.1X443)=37.42MP

ca ca? a45鋼調(diào)質(zhì)處理,由表11.2（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）查得L/=60MPaσ<L一］，B處彎矩合成強(qiáng)度滿足要求ca考慮啟動,停機(jī)影響,扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力，α=0.6，M=√M12?T)=352065N?mm

ca 1÷ 1σ=MW=3520656.1X443)=41.33MP

caca a強(qiáng)度校核45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表IL2（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）查得LJ=60MPaσ<C-ιlC處彎矩合成強(qiáng)度滿足要求caJnrinrInnIIlIl1IWIlnMnHnIInnnTnnnnTT^I口B 二k?r?-τ刊-TTTrnnIInnIIrIIrlll∣∣∣llllll∣∣∣∣∣∣∣∣∣∣∣!∣ll∏Hll≡umii??EE吊∣ιιιιι∣llIlIMBLrtrTTfInllIlInMlBπ?Mt,-.<∏∏τrπ??□ITIrrnTrInTTTnrtTtTI?圖4—7軸的受力分析圖3輸出軸的校核(1)求軸上受力1)計(jì)算齒輪受力齒輪分度圓直徑 d1=64.53mm圓周力 Ft=2T1∕d1=2X96877064.53=30025.41N徑向力Fr=Fttanancosβ=30025.41×tan20o?cos14o24'33"=11278N軸向力 Fa=Fttanβ=30025.41×tan20。=10928.36NFa對軸心產(chǎn)生的彎矩Ma=FadJ2=1092836×64.532=169.35N?m2)求支反力軸承的支點(diǎn)位置 由7013C型角接觸軸承可知〃=20.1mm齒寬中心距左支點(diǎn)的距離L2=287.4mm齒寬中心距右支點(diǎn)的距離L3=45.4mm左支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力∑MD=0,FNH=LFtQ,+L)=4096ND NH1 3t? 2 3右支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力∑MR=0，F(xiàn)NTI=LFtXl9+L)=25929NB NH2 2t2 3左支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力F=(LQF+m).L+L)=2047NNV1 3r a-2 3右支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力FNV,=(L,F-M)?Q+L)=9230.6NNV2 2r a-2 3左支點(diǎn)的軸向支反力（2）繪制彎矩圖和扭矩圖FNV=Fa=10928?36N參見圖4-81IllIltIton??JLrv.

_ _ IRlJMv?1IlIIIllrn?∣L√m∏HlHlH1IWl?∏τ?^∣pMBCJD截面C處水平彎矩截面C處垂直彎矩截面C處合成彎矩圖4—8軸的受力分析圖M=FmL=4096X287.4=1177190.4N?mH NH12M=Fhn7L=2047X287.4=588307.8N?mV1 NV12Mv2=Fnv2L3=9230.6X45.4=419051.08N?mM1=?M2Mv12=131601Q4N?mm1 h+V1（3）彎矩合成強(qiáng)度校核截面C處計(jì)算彎矩截面C處應(yīng)力計(jì)算強(qiáng)度校核M2=MhLh2+MV22=12495523N?mm通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強(qiáng)度考慮啟動,停機(jī)影響，扭矩為脈動循環(huán)變應(yīng)力，α=0.6，M=√M12?T)=15149233N?mmCa 1+ 1O=M.w=15149233.Q1X713)=42.33MP

caca ' a45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表11.2（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）查得LJ=60MPaO<CaL一」彎矩合成強(qiáng)度滿足要求EBC4。3軸承的壽命計(jì)算4。3。17006C型軸承的校核（1）確定7006C軸承的主要性能參數(shù)查表11-4（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)王大康盧頌峰主編）及表8。10（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得:α=15。、C=15.2kN、C=10.2kNr 0re=0.455、Y=1.26（2）計(jì)算派生軸向力Fs1、Fs2(3)Fs1Fr159442——=206.40N，2Y 2X1.26Fs2Fr2514.53 =178.66N2Y 2X1.26計(jì)算軸向負(fù)載FrF2a1 a2F+F=206.40+1071.68=1278.08N>F.,故軸承∏被“壓緊”,S1ae s2軸承I被“放松”，得：J=F1+F=1278.08N

a2 s1 aeF=F=206.40Na1 s1(4)確定系數(shù)X「X2、Y「Y2F1Fr1206.40 F=0.347<e, 3594.42 F0r21278.08=2.48>e

514.53查表8。10（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得X1=LY1=0，X2=0.44,Y2=1。26(5)計(jì)算當(dāng)量載荷P1?P2P=F=594.42N1rP=XF+YF=0.44X514.53+1.26X1278.08=1836.774N2 2r2 2a2(6)計(jì)算軸承壽命Lhh查表8。7、8.8（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得fp=1.5,ft=1,又知￡=3L=16667(fChε16667( 15200 、146011.5X1836.774J3h=56556.47hnUPJ27013C型軸承的校核（1）確定7013C軸承的主要性能參數(shù)查表11—4（機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)王大康盧頌峰主編）及表8.10(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)得α=15。、C=40.0kN、C=35.5kN、r 0re=0.55、Y=1.02(2)計(jì)算派生軸向力Fs1、Fs2F2047F1=1= =1003.43Ns12Y2X1.02Fs2F9230.6r2= 2Y—2X1.02=4524.8N,（3）計(jì)算軸向負(fù)載Fa1,Fa2

aaF+F=1003.43+10928.36>F。，故軸承∏被“壓緊”，軸承IS1ae s2被“放松”，得：F/F1+F=11931.36N

a2 s1 aeFI=Fl=1003.43N

a1 s1（4）確定系數(shù)X1、X2、Y1、Y2F 1003.43a1— Fr~2047r1=0.49<e,F11931.36a2= F~ 9230r2>e查表8。10（機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編）得X1=1,Y1=0,X2=0。44、（5）Y2=1。02計(jì)算當(dāng)量載荷P1、P2P=F=2047N1r（6）P=XF?+YF?=0.44X9230.6+1.02X11931.36=16231.45N2 2r2 2a2計(jì)算軸承壽命Lhh查表8.7、8。8(機(jī)械設(shè)計(jì)徐錦康主編)得fp=1.5，ft=1，又知￡=3L=16667fhε16667( 40000 、84.9211.5X16231.45)3h=87032.55