圓柱圓錐減速器課程設計.doc

1、計算內(nèi)容計算結果一對圓錐滾子軸承的效率3= 0.98一對球軸承的效率 4= 0.99閉式直齒圓錐齒傳動效率 5= 0.95閉式直齒圓柱齒傳動效率 6= 0.972 =0.808123 3456Pr=3 kwb. 總效率 = 2 =0.96 0.990.98 30.99 0.95 0.97=0.808c. 所需電動機的輸出功率Pr=Pw/ =2.4/0.808=3 kw3. 選擇電動機的型號查參考文獻 1 表 4-12.2 得表 1.1方案號電機額定同步滿載總傳類型功率轉速轉速動比選用三相異步電動機 Y132S-61Y100L231500142022.294p=3 kw-4n=960r/min2

2、Y132S-3100096015.0726根據(jù)以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2 傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y132S-6 型電動機。i=15.072三，動和動力參數(shù)的計算i12=3.7621.分配傳動比i23=4（1） 總傳動比 i=15.072（2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比i12=3.762，直齒輪圓柱齒輪傳動比i23=4n0=960r/min（3） 實際總傳動比 i 實=i12i34=3.7624=15.048,n1=960r/min i=0.0210.05，故傳動比滿足要求滿足要求。n2=303.67r/min2.各軸的轉速（各軸的標號均已在圖1.1 中標出

3、）n3=63.829r/minn0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min， n4=63.829r/min n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min3. 各軸的功率3.計算內(nèi)容p0=pr=3kw ， p1= p0 2=2.970kw, p2= p1 4 3=2.965kw, p3= p2 5 3=2.628 kw, p4=p3 23=2.550kw4. 各軸的轉矩，由式： T=9.55Pi /ni 可得：T0=29.844 N m,T1=29.545N m,T2=86.955N m,T3=393.

4、197 Nm,4T =381.527 N m四，傳動零件的設計計算1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算a選材：小齒輪材料選用45 號鋼，調(diào)質處理， HB=217255，HP1=580 Mpa，F(xiàn)min1 =220 Mp a大齒輪材料選用 45 號鋼，正火處理， HB=162217，HP2=560 Mp a， Fmin2 =210 Mp ab. 由參考文獻 2 （以下簡稱 2 ）式（ 533），計算應力循環(huán)次數(shù) N：N1=60njL=60 9601811 250=1.26710 9N2=N1/i2 =1.267 10/3=2.522 10 8查圖 517 得 ZN1N2，由式（ 529）得=1

5、.0 ，Z =1.12ZX1=ZX2=1.0 ，取 SHmin=1.0 ，ZW=1.0 ， ZLVR=0.92 ， H1= HP1ZLVRZWZX1ZN1/S Hmin=580 0.92=533.6 Mpa， H2= HP2ZN2ZX2ZWZLVR/S Hmin =560 1.12 0.92=577 Mpa H1 H 2，計算取 H= H 2=533.6 Mpa c按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易計算結果p0= 3kwp1= 2.970kwp2= 2.965 kw p3=2.628 kwp4=2.550kwT0=29.844 NmT1=29.545 NmT2=86.955 N

6、mT3=393.197NmT=381.527Nm HP1=580Mpa， Fmin1=220Mpa HP2=560Mpa， Fmin2=210Mpa H =533.6 Mp a失效故按小齒輪設計）：取齒數(shù) Z1=21 ，則 Z2=Z1 i12=3.76232=79，取 Z2=79圓錐齒輪參數(shù)實際傳動比 u=Z2/Z1=79/21=3.762，且 u=tan2=cot1，Z1=21 2=72.2965o =72o 16 35 ， 1=17.7035o =17o 42 12 ，Z2=79則 小 圓 錐 齒 輪 的 當 量 齒 數(shù) zm1=z1/cos 11=17o 42 12=21/cos17.7

7、035 o =23，zm2=z2/cos 2=79/cos72.2965 o2 =72 o 16 35=259.794.代做模具、機械等專業(yè)的課程設計、 畢業(yè)設計，并且擁有大量現(xiàn)成的機械、模具畢業(yè)設計，都是答辯后全套的設計，有圖紙、說明書和英文翻譯，有需要的可聯(lián)系我們。 QQ：943048723手機：套設計僅供下載的同學參考，謝謝！由2 圖 5-14 ，5-15 得Y Fa=2.8 ， Ysa=1.55 ， YFa2=2.23 ，Ysa2=1.81ZH= 2/cos sin = 2/cos20 o sin20 o =2.5由 2表11-5有ZE=189.8 ， 取Kt

8、 Z 2t =1.1 ，由2 取 K=1.4又 T1=28.381 N m ，u= 3.762 ， R=0.3 由 2 式 5-56 計算小齒輪大端模數(shù)：m 4KT1YFaYsa/ RZ2 （1-0.5 ）2 u21FR+1將各值代得m 1.498由2 表 5-9 取 m=3 d齒輪參數(shù)計算：大端分度圓直徑d1=mz1=321=63 ， d2=mz2=3 79=237齒 頂圓 直徑da1=d1+2mcos 1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965o =238.827 齒根圓直徑 df1=d1-2.4mcos 1=63-7.2co

9、s17.7035 o =56.142 df2=d2-2.4mcos 2=237-7.2 cos72.2965 o =231.808 齒輪錐距 R= d1+ d2/2=122.615 ，大 端 圓 周 速 度v= d1n1/60000=3.14 63 960/60000=3.165m/s ，齒寬 b=RR =0.3 122.615=36.78 圓錐齒輪參數(shù)m=3 d1=63d2=237da1= 68.715 da2=238.827 df1=56.142 df2=231.808 R=122.615 v=3.165m/sb= 36.78 1=10 2=14 c=10 L1=12.4 L2=39由2表

10、 5-6 ，選齒輪精度為 8 級由1表 4.10-2得 1=（0.10.2 ）R=（ 0.1 0.2）305.500=30.05 60.1 取 1=10 ， 2=14 ,c=10 輪寬 L1= （0.1 0.2 ）d1=（ 0.1 0.2 ）93=12.4 L2=（0.1 0.2 ） d2=（0.1 0.2 ） 291=39e驗算齒面接觸疲勞強度：按2 式 5-532u （ 1-0.5 R）2 ，代H= Z HZE2KT1 u+1/bd1入各值得5.計算內(nèi)容計算結果H=470.899 H =533.6 Mpa小齒輪滿足接觸疲勞強度， 且大齒輪比小齒輪接觸強HMpa =533.6度高，故齒輪滿足

11、接觸強度條件f 齒輪彎曲疲勞強度校核：按 2式 5-55由 2 圖 5-19 得 YN1=YN2=1.0 ，由 2 式 5-32 及 m=25 ，得 YX1=YX2=1.0取 YST=2.0，SFmin=1.4，由2 式 5-31 計算許用彎曲應力： F1= Fmin1YFa1Ysa1Y ST/SFmin=220 2.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2 Fa2 sa2STSFmin =210 FY YY /=300 Mpa2.0/1.4=300 Mpa F1 F2， F= F2=300 Mpa由 2 式 5-24 計算齒跟彎曲應力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b 1md1

12、（1-0.5 R）=2 1.4 80070 2.8 1.55/0.85 2 28.935 62=181.59 300MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（ YFa1Ysa1）=181.591.81 2.23/（ 2.8 1.55 ）=178.28 300Mpa兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度HP1=580 Mpa2. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算min1F=220a選材：Mpa小齒輪材料選用45 號鋼，調(diào)質處理， HB=217255，HP2=560 Mpa HP1=580 Mpa， Fmin1=220 Mpa Fmin2=210大齒輪材料選用45 號鋼，正火處理， HB=162217，Mpa H

13、P2=560 Mpa， Fmin2=210 Mpab. 由參考文獻 2 （以下簡稱 2 ）式（ 533），計算應力循環(huán)次數(shù) N：N1=60njL=60 960 1 8 11 250=1.267 10 9 ，N2=N1/i23=1.267 10/3=2.522 10 8查圖 517 得 ZN1N2=1.05 ，Z =1.16 ，由式（ 5 29）得ZX1=ZX2=1.0 ，取 SHmin=1.0 ，ZW=1.0，ZLVR=0.92 ， H1= HP1 LVR WX1 N1HminZZ ZZ /S=580 1.050.92=560.28 MP a6.計算內(nèi)容計算結果 H2= HP2ZN2ZX2ZW

14、ZLVR/S Hmin=560 1.16H0.92=597.63 MPa =560.28 H 1 H 2，計算取 H= H 2=560.28M paMpac. 按齒面接觸強度計算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）： u=i 34=4， a=0.4 ，ZH=2/cos sin = 2/cos200sin200 =2.5且由 2 表 11-5 有 ZEt=1.1=189.8，取 Kt Z2 2 式 5-18 計算中心距：a（ 1+u） KT1（ ZE ZHZ / H ）2/ （2ua）=5 1.1 86955 2.5 189.8/（240.4 560.28 ）=147.61 由1 表 4

15、.2-10圓整 取 a=160 圓柱齒輪參數(shù)d齒輪參數(shù)設計：m=2m=（0.007 0.02 ）a=180（ 0.007 0.02 ）=1.26 3.6Z1=32查 2表 5-7 取 m=2Z2=128齒數(shù) Z1=2a/m（1+u）=2160/2 （ 1+4）=32d1=64 Z2=uZ1=4 32=128 取 Z2=128d2=256則實際傳動比 i=149/31=4da1=8分度圓直徑 d1=mz1=2 32=64 ， d2=mz2=2128=256da2=260db1 =60.14 齒頂圓直徑 da1= d1+2m=68 ， da2=d2+2m=260db2 =240.56 齒基圓直徑

16、db1= d1cos =64 cos20o=60.14df1=59 db2= d2cos =256cos20o=240.56df2= 251 齒根圓直徑 df1= d1-2.5m=64-2.52=59 v=1.113 m/sdf2= d2-2.5m=256-2.52=251 a=160圓周速度3b=64 v= d1n2/60 10=3.14 25663.829/60 103=1.113 m/s，中心距a=（d1+d2）/2=160 齒寬b=aa =0.4 160=64由 2 表 5-6 ，選齒輪精度為8 級7.計算內(nèi)容計算結果e. 驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動，載荷平穩(wěn)，由2 表 5-3 ，

17、取 KA=1.0；由 2圖 5-4 （ d ）， 按 8 級 精 度 和 VZ/100= dn/60000/100=0.30144 ，得 Kv=1.03 ；由 2 表 5-3 得Ka=1.2；由 2 圖 5-7 和 b/d1=72/60=1.2 ，得 KB=1.13； K=K vKaKAKB=1.03 1.2 1.0 1.13=1.397又a1=arccosd b1/d a1=arccos（ 60.14/68 ）=28.0268o =28o 1 36 ；a2 = arccosd b2/d a2=arccos（ 2240.56/260 ）=22.0061o =22o 0 17重合度 a=z （

18、tan a1-tan ）+ z （ tan a1-tan ）/2 =32（ tan28.0268 o -tan20 ）+128（ tan22.0061 o-tan20 ）=1.773即 Z =（ 4- a）/3=0.862 ，且 Z E=189.8 ，ZH=2.5 H =ZHZEZ 2KT1（ u+1）/bd 2 1u=2.5 189.8 0.862 21.397 835105.8065/ （726225.024 ）=240.63 H =560.28 Mpa小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件f 齒輪彎曲疲勞強度校核：按 Z1=32，Z2=128，由2 圖

19、 5-14 得 YFa1=2.56，YFa2=2.18；由2 圖 5-15 得 Ysa1=1.65 ，Ysa2=1.84由 2 式 5-23 計算Y=0.25+0.75/ a=02.5+0.75/1.773=0.673由 2 圖 5-19 得 YN1=YN2=1.0 ，由 2 式 5-32切 m=25 ，得 YX1=YX2=1.0 F1=314.29取 YST=2.0，Sfmin=1.4，由2 式 5-31 計算許用彎曲應力：M pa F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220 F2=3002.0/1.4=314.29 MpaMpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YS

20、T/ Sfmin=210 2.0/1.4=300Mpa8.計算內(nèi)容計算結果 F1 F2， F= F2=300 Mpa由 2 式 5-24 計算齒跟彎曲應力：F =300 Mpa F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2 1.397 83510 2.56 1.65 0.673/ （26464） =71.233 300 Mpa F2= F1YFa2Ysa2/Y Fa1Ysa1=71.233 1.84 2.18/（ 2.56 1.65 ）=67.644 300 Mpa兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度五， 軸的設計計算4. 減速器高速軸 I 的設計a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用4

21、5 優(yōu)質碳素結構鋼，調(diào)質處理，B=637 Mpa，按 2表 8-3 查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab-1=59 Mpab. 由扭矩初算軸伸直徑：按參考文獻2 有 d A p/n n0=960r/min，p1=2.97 kw，且 A=0.110.16d1 1623 取 d1=20 d1=20 c. 考慮 I 軸與電機伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。 并考慮用柱銷聯(lián)軸器，因為電機的軸伸直徑為 dD=38 ，查1 表 4.7-1 選選用柱銷聯(lián)軸取聯(lián)軸器規(guī)格 HL3（Y38 82，Y30 60），根據(jù)軸上零器件布置，裝拆和定位需要該軸各段尺寸如圖1.2a 所示（Y38，HL382d. 該軸受力計算

22、簡圖如圖 1.2b ，齒輪 1 受力：Y3060）（ 1）圓周力 Ft1=2T1/dm1=2 29.545/（ 64 10-3 ）=915.52 N，r1t11Ft1=915.52 N（ 2）徑向力 Ftan cosFr1=317.44 N= F=915.52 tan200 cos17.70350Fa1=101.33 N=317.44 N ，（3）軸向力 Fa1= Ft1tan sin 1=915.52 tan200 sin17.70350Rcy= 1595.97N=101.33 N ，RBY =-680.45e. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：N MB=0， Rcy= Ft1（ L2+L3 ） /L

23、2=915.52（ 74+55）/74=1595.97.97 N Y=0 ， RBY = Ft1-Rcy=915.52-1595.97 =-680.45N，9.計算內(nèi)容計算結果垂直面內(nèi) D 點彎矩 Mdy=0 ，M 1dy= Rcy L3+ RBY（ L2+L3 ） =1595.9755-680.45 129= 3662.14 N =3.662 N mf. 水平面內(nèi)的支撐反力： MB=0， RCz=Fr1(L3+L2)-F a1dm1/2/L2=317.44（ 74+55）-680.45 64/74=419.07 N，Mdy=01M dy = 3.662 NmZ=0， RBz= Fr1- RC

24、z =317.44-419.07=-101.63N，RCz=419.07 N水平面內(nèi) D1RBz= -101.63N點 彎 矩 M Dz=0 ， M Dz = RCzL3+M Dz=0RBz(L3+L2)= 419.07 55-101.63129=-7.095N mM1=22Dzg. 合成彎矩： MD= M Dz+ M Dy= 0 N m，11212Nm-7.095NmM D=M Dy+ MDz =7.98h. 作軸的扭矩圖如圖 1.2c 所示，MD=0 N m，計算扭矩： T=T1 =29.545NmM1=7.98DI. 校核高速軸 I：根據(jù)參考文獻 3 第三強度理論進行校核：Nm由圖 1.

25、2 可知， D 點彎矩最大，故先驗算D 處的強度，11=7.98 Nm，T= 29.545NmMD M D ，取 M=MD又 抗 彎 截 面 系 數(shù) ： w= d3 min/32=3.14 203M=7.98 Nm/32=1.045 10-6 m3 = M2 +T2/ w= 7.98 2 +29.545 2 / 1.045 10 -6=39.132 b-1= 59Mpa故該軸滿足強度要求。2. 減速器低速軸 II 的設計a. 選擇材料：因為直齒圓柱齒輪的小輪直徑較小（齒跟圓直徑 db1=62 ）需制成齒輪軸結構， 故與齒輪的材料和熱處理應該一致，即為 45 優(yōu)質碳素結構鋼，調(diào)質處理b=637

26、Mpa，按 2 表 8-3查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab-1=59 Mpab. 該軸結構如圖1.3a，受力計算簡圖如圖 1.3b齒輪 2 受力（與齒輪 1 大小相等方向相反）：t2Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N ， F a2= 101.33 N ，F(xiàn) =915.52N齒輪 3 受力：Fr2=317.44 Na2F = 101.33 N10.計算內(nèi)容計算結果（ 1）圓周力 Ft3=2T2/dm3=2 86.955/（ 64 10-3 ） Ft3=2693.87N=2693.87Nr3t2F r3=980.49 N（2）徑向力F tan=2693.87 ta

27、n200F =980.49 Nc.求垂直面內(nèi)的支撐反力：RAy=1919.26 NMB=0， RAy=Ft2 （L2+L3 ）+ Ft3L3/ （L1+L2+L3 ） RBY=1690.13 N=915.52 （ 70+63 ） +2693.87 63/183=1919.26 NY=0，M Cy=41.26RBY=Ft2 t3cy=915.52+2693.87-1919.26N m+F -R=1690.13 NM1垂直面內(nèi) C 點彎矩：CyM Cy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 N m，=41.26Nm1M Cy= RBY （L2+L3 ）- Ft3L2=1690.13

28、133-2693.8770= 41.26N m，M Dy =92.96D 點彎矩： M Dy = RBY L3=1690.1363= 92.96Nm，N m1ay（ L1+L2 ） - Ft2L2192.96M Dy = RM Dy =1919.26 120-915.5270=92.96 NmN md. 水平面內(nèi)的支撐反力： MB=0 ， RAz=Fr2(L3+L2)+F r3L 3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3 ） =317.44133980.49 R =750.70 NAz63-101.33 238.827/2/128=750.70 NRBz=547.23NZ=0， RBz= Fr

29、2+ Fr3- RAz=317.44+980.49 -750.70=547.23N，水平面內(nèi) C 點彎矩：M Cz= RAzL1=750.70 50=23.65 Nm，M Cz=23.65M 1 Cz= RBz (L3+L2)- F r3L2Nm=547.23133 - 980.49 70=-10.55Nm，M 1D 點彎矩： M Dz = RBz L3=547.2363=30.10 N m，Cz=-10.55N mM1 Dz= RAz（ L1+L2 ）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120-101.33164.9/2-317.44 70= 29.92NmM Dz=30.102

30、2Nme. 合成彎矩： M C=M Cz+ MCy= 47.56NmM111212Dz=29.92NmM C =M Cy+ M Cy=42.59 NmM C=47.56N m1M C =42.59 Nm11.計算內(nèi)容計算結果2211212MD=97.71 N m1MD= M Dz+ M Dy=97.71 Nm，M D =M Dy+ M Dz=M D =97.66Nm97.66N mT =86.955Nmf. 作軸的扭矩圖如圖1.3c 所，計算扭矩：T=T2=86.955N mg. 校核低速軸 II 強度，由參考文獻 3 第三強度理論進行校核：1. 由圖 1.3 可知， D 點彎矩最大，故先驗算

31、 D 處的強度，11MD MD，取 M=M D =97.71 Nm，抗彎截面系數(shù)： w= d3 min /32=3.14303/32=2.6510-6 m3M=47.56 Nm = M2+T2/ w= 97.712+86.9552/ 2.6510-3=44.27 b-1=59 Mpa（2）.由于 C 點軸徑較小故也應進行校核：11MC M C，取 M=M C =47.56 Nm，抗扭截面系數(shù)： w= d3 min /32=3.14303/32=2.6510-6 m3B=637 Mpa = M2+T2/ w= 47.56 2+86.9552 b-1=59-6Mpa/ 2.6510bMpa=35.

32、14 -1= 59故該軸滿足強度要求t4F =2693.87N3. 減速器低速軸 III 的設計Fr4=980.49 Na. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉速不太高，故選用45優(yōu)質碳素結構鋼，調(diào)質處理，按 2 表 8-3 查得 B=637RBY=1157.52 NMpa， b-1=59 MpaRcy=1536.35 Nb. 該軸受力計算簡圖如圖 1.2b齒輪 4 受力（與齒輪 1 大小相等方向相反）：MDy=84.50圓周力 Ft4=2693.87N，徑向力 Fr4=980.49 NN mc. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：M1=84.50Dyt4（ L1+L2） =2693.87 71/Nm MC=

33、0， RBY= F L1/（125+71）=1157.52 NY=0， Rcy= Ft4- RBY =2693.87- 1157.52 =1536.35N，垂直面內(nèi) D 點彎矩 MDy= R cyL1=1536.35 55=84.50 Nm ，M Dy1 = RBY L2=1157.52125=84.50 N md. 水平面內(nèi)的支撐反力：12.計算內(nèi)容 MC=0， RBz=Fr4 L1/ （ L1+L2 ）=980.49 70/196 =421.31NZ=0， RCz= Fr4- RBz =980.49 -421.31=559.18N，水平面內(nèi) D 點彎矩 M Dz= RCz L1=559.1

34、871=30.75N m，M Dz1= RBz L 2=421.31125=30.76 Nme.合成彎矩： MD= M Dz2+ M Dy2= 90.20 N m，M D1 =M Dy12+ M Dz12=89.92 N mf. 作軸的扭矩圖如圖 1.2c 所，計算扭矩：T=T3=393.197Nmg. 校核低速軸 III ：根據(jù)參考文獻 3 第三強度理論校核：由圖 1.2 可知，D 點彎矩最大，故先驗算 D 處的強度，1，取 M=MD =90.20Nm，MD MD又抗彎截面系數(shù)： w= d3 min/32=3.14 423 /32-6m3=7.2710 = M2+T2/ w= 90.20 2

35、+393.1972計算結果RBz=421.31NRCz=559.18NM Dz=30.75 N mM1=30.76DzN mMD=90.20 N m1M D =89.92 N mT= 393.197NmM=90.20N m/ 7.2710-6=55.73 b-1= 59Mpa故該軸滿足強度要求。六，滾動軸承的選擇與壽命計算1. 減速器高速 I 軸滾動軸承的選擇與壽命計算選用圓錐滾子軸a.高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外承 30208載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40 ，由 1 表 4.6-3（ GB/T297-94）選用型號為30208，其主要參數(shù)為： d=40 ， D=80

36、 ，Cr=59800 N，=0.37， Y=1.6，Y 0=0.9， Cr0=42800查2 表 9-6 當 A/R 時， X=1，Y=0；當 A/R 時， X=0.4，Y=1.6b. 計算軸承 D 的受力（圖 1.5），（1）支反力 RB= R2+ R2 =36.252+269.27 2RB=271.70 NBYBzRC=1236.46 N=271.70N， RC= R 2+ R 2=1184.79cyCz2+353.692=1236.46 N（2）附加軸向力（對滾子軸承S=Fr/2Y ）13.計算內(nèi)容計算結果SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SB=90.57 NSC=RC

37、 /2Y=1236.46/3=412.15 NSC=412.15 Nc.軸向外載荷F A=Fa1=101.33 NFA=101.33 Nd. 各軸承的實際軸向力AB=max （ SB，F(xiàn)A -SC）AB=310.82 N= F A -SC =310.82 N，AC=（，）AC=412.15 NSCFA +SB = SC =412.15Ne.計算軸承當量動載由于受較小沖擊查2 表 9-7fd=1.2，又軸 I 受較小力矩，取 f m=1.5 AB/RB=310.82/ 271.70=1.144 =0.37 ，取 X=0.4，Y=1.6， PB= fdf m（X RB +YAB ） =1.8 （

38、0.4 271.7+1.6 PB=1090.79 N310.82）=1090.79 NC=P 2225.63NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37，取 X=1，Y=0， PC= fdf m（X RC +YAC） =1.2 1.5 11236.46= 2225.63Nf.計算軸承壽命又 PB PC，故按 PC計算，查 2 表 9-4得 f t =1.0L10h=106 （f t C/P）/60n1=106（59800/2225.63 ）10/3/6h ，按每年 250 個（60 960）=0.12 10工作日，每日一班制工作，即L1=60.26 L=11 年故該軸承滿

39、足壽命要求。2. 減速器低速 II軸滾動軸承的選擇與壽命計算選用圓錐滾子軸a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外承 30207載荷，選用圓錐滾子軸承，初取 d=35 ，由 1 表 4.6-3（ GB/T297-94）選用型號為30207，其主要參數(shù)為： d=35 ， D=72 ，Cr=51500 N， =0.37，Y=1.6，Y0=0.9， Cr0=37200查2 表 9-6 當 A/R 時， X=1，Y=0；當 A/R 時， X=0.4，Y=1.6RB=1995.75 Nb. 計算軸承 D 的受力（圖1.6）1. 支反力22+547.232RB= R BY +R Bz = 1

40、919.262=1995.75 N14.計算內(nèi)容計算結果RA= 22= 750.702+353.692RA=922.23 NR Ay+ R Az=922.23 NSB=623.67 N2. 附加軸向力（對滾子軸承S=Fr/2Y）SA=288.20 N SB=RB /2Y= 1995.75/3.2=623.67 N，F(xiàn)A= 101.33 NSA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 NAB=623.67 Nc. 軸向外載荷FA a2AA=522.34 N=F=101.33 Nd. 各軸承的實際軸向力AB=max （ SB， FA +SA ）= SB=623.67N ，AA= （ SA，

41、FA-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 計算軸承當量動載由于受較小沖擊查2表 9-7f d=1.2，又軸 I 受較小力矩，取f m =1.5 AB/RB=623.67/ 1995.75=0.312 =0.37，取 X=1，Y=0 PB=3592.35 N PB= fd f m（ X RB +YAB ） =1.2 1.5 PA=2168.34N 1995.75=3592.35 N AA/ RA =522.34/922.23=0.566 =0.37，取 X=0.4，Y=1.6 PA= f d f m（X RA +YAA ）=1.8 （ 0.4 922.23+1.6 522.34） =2168.34Nf. 計算軸承壽命又 PB PA ，故按 PB計算，查2 表 9-4 得 f t =1.0L10h=106 （f t C/P）/60n2=106（51500/3592.35 ）10/3 / （60 303.673 ） =0.1833 106 h ，按每年 選用深溝球軸承 250 個工作日，每日一班制工作，即 L1=91.65 L=11 年 6211故該軸承滿足壽命要求。（ GB/T276-94）3. 減速