二展開式斜齒圓柱齒輪減速器設計方案說明書(西安交大)

1、機械設計課程設計說明書學院：化學化工學院 班級：過控 1101 姓名： 教師：目錄一、設計數(shù)據(jù)及要求 31. 工作機有效功率 32. 查各零件傳動效率值 43. 電動機輸出功率 44. 工作機轉速 45. 選擇電動機 46. 理論總傳動比 47. 傳動比分配 58. 各軸轉速 59. 各軸輸入功率： 510. 電機輸出轉矩： 511. 各軸的轉矩 512. 誤差 6三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 6四、齒輪傳動校核計算 6一）、高速級 6二）、低速級 10五、初算軸徑 14六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命： 15一）、中間軸 15二）、輸入軸 21三）、輸出軸 25七、選擇聯(lián)軸器 29八

2、、潤滑方式29九、減速器附件：30十一、參考文獻30、設計數(shù)據(jù)及要求F=2500Nd=260mmv=1.0m/s機器年產量：大批；機器工作環(huán)境：清潔_ 機器載荷特性：平穩(wěn)；機器的最短工作年限：五年二班;傳動裝置慟圖】、確定各軸功率、轉矩及電機型號1. 工作機有效功率Pw = F v = 2500 1 =2.5Kw2. 查各零件傳動效率值聯(lián)軸器 彈性） “0.99，軸承2=0.99，齒輪3=0.97滾筒4=0.96故：=； ： 24 =0.992 0.994 0.972 0.96 = 0.854053. 電動機輸出功率巳 匚2.94KW0.854054. 工作機轉速60 1000v二 d60 1

3、0003.14 260=73.46r / min電動機轉速的可選范圍：nd 二 nw i = 73.46 (840) = 5872938r/ min 取 10005. 選擇電動機選電動機型號為 Y132S 6，同步轉速1000r/min，滿載轉速960r/min，額定功率3Kw電動機外形尺寸中心 高H外形尺寸L (b2 /2 +bj 乂 h底腳安裝 尺寸A漢B底腳螺栓 直徑K軸伸 尺寸D XE建聯(lián)接部 分尺寸FX CD132475 漢(135/2 +210)漢 315216X1401238 X8010X 86. 理論總傳動比-13.07960i總=73.467. 傳動比分配取h = 1.4i

4、n 又i g =i 總故 h = 4.263,訂=3.0668. 各軸轉速n id = 960r / minnnni960一 h 一 4.263= 225.194r/minnni n225.1943.066=73.45r / min9. 各軸輸入功率:r 二 Fd=2.94 0.99 = 2.9106KwPn 二 R 23 = 2.9106 0.99 0.97 = 2.7950KwP皿二 Pn 23 =2.7950 0.99 0.97 = 2.6840KwPiv = Pm i =2.6840 0.99=2.6306Kw10. 電機輸出轉矩:Td =9.55 106 旦=9.55 106 294

5、0 = 29246.875N mmnd96011.各軸的轉矩Ti = Td1 =29246.875 0.99 = 28954.406N mmTn = T2 3 h = 28954.406 0.99 0.97 4.263=118949.432N mmT 皿=Tn23 n= 118948.432 0.99 0.97 3.066 = 348963.911N mmJ = T皿348963.911 0.99 =345474.272N mmT帶二43 =345474272 0.96 0.99 = 328338.748N mm12.誤差100% =1.02%328338.748-2500 1302500 匯

6、 130帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù)軸名功率 P/Kw轉矩T/Nmm轉速n/ r/min傳動比i效率n /%電機軸2.94029246.875960199I軸2.910628954.4069604.26396n軸2.7950118949.432 225.403.06696川軸2.6840348963.91173.46軸2.6306 345474.27273.461：98三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為4055HRC，齒輪均為硬齒面，閉式。選用8級精度。四、齒輪傳動校核計算 一）、高速級1 .傳動主要尺寸因為齒輪傳動形式

7、為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻1P138公式8.13可得:2KYfYsY .m _32 一 *dZaF= 28954.406N mm式中各參數(shù)為：1）小齒輪傳遞的轉矩:2）初選乙=19,則 z2 =iz =4.263 19=81式中：Z2大齒輪數(shù)；ii 高速級齒輪傳動比。3）由參考文獻1 P144表8.6，選取齒寬系數(shù) 爲=0.5。4）初取螺旋角=12。由參考文獻1P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：1 1隹11=1.88 - 3.2（）cos，1.88 - 3.2 （）cos12 =1.636Z1Z219 81由參考文獻1 P140圖8.

8、21取重合度系數(shù)丫.=0.72由式 8.2得；：=0.318 dtan ： =0.318 0.5 19 tan 12丄0.642由圖8.26查得螺旋角系數(shù) 丫-：=0.955）初取齒輪載荷系數(shù)Kt =1.3。6 ）齒形系數(shù)Yf和應力修正系數(shù) Ys :齒輪當量齒數(shù)為_ 乙乙1 -3 :cos P19cos312= 20.303,_Z2Zv2 -3 :cos P813cos 12二 86.551由參考文獻1 P130圖8.19查得齒形系數(shù) YF1 =2.79 , YF2=2.20由參考文獻1 P130圖8.20查得應力修正系數(shù) YS1=1.56 , YS2=1.78Y t7）許用彎曲應力可由參考文

9、獻 1 P147公式8.29算得：；f = N FlimSf由參考文獻1 P146圖8.28h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為:匚 F iim 1 二 340 MPa 和二 F iim 2 二 340 MPa。由參考文獻1 P147表8.7，取安全系數(shù)Sf=1.25。小齒輪 1 和大齒輪 2 的應力循環(huán)次數(shù)分別為82 =60 nLh =60 960 1 2 8 250 5 = 2.304 10N2N12.304 1084.263= 5.404 107式中：a齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數(shù);Lk 齒輪工作時間。由參考文獻1 P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為：YN1 =YN2 =1.故

10、許用彎曲應力為；F1 =YN1Flim340 =272MPaSf1.25門F2F lim 2Sf1.0 3401.25= 272MPaYf1Ys12.79 1.56272= 0.01600菲2 丫S2二F22.20 1.78272-0.01440所以= 0.01440F F2初算齒輪法面模數(shù)mntmntcos:YfYs刁Fcos12 0.01440 =1.5793 2 1.3 28954.406 0.72 0.95X0.5922 .計算傳動尺寸1）計算載荷系數(shù)K由參考文獻1 P130表8.3查得使用Ka =1.0r：d1n160 1000mtzni3.14 停9 19 96=i.54im/s6

11、0 1000 cos12 60 1000 cos12由參考文獻1 P131圖8.7查得動載系數(shù) Kv =1.1 ;由參考文獻1 P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)K 2 =1.13 ；由參考文獻1 P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)K_. =1.4，則K =KaKvK K 0 1.1 1.13 1.4=1.742 ）對mt進行修正，并圓整為標準模數(shù)KJ1.74mn 二 mnt3：1.579 3= 1.74n nt： Kt. 1.3由參考文獻1 P124按表8.1，圓整為 m =2mm3 )計算傳動尺寸。中心距mn(Z1 Z2)2 cos :2 (19 81)= 102.23mm2 cos

12、12圓整為105mm修正螺旋角二 arccosmn(Z1Z2)= 2 (19 81) = 17 45 10 “2 cos 卩 2 乂 cos12m Z219小齒輪分度圓直徑 d 1 = =:= 39.900mmcos 卩 cos17 4510大齒輪分度圓直徑 d2 = f =2 ：81= 170.100mmcos Pcos17 4510b = 抽 =0.5 39.900 = 19.95mm圓整b=20mm取 b2 =b =20mm， R =25mm式中：b小齒輪齒厚；b2 大齒輪齒厚。3.校核齒面接觸疲勞強度(2KT +1 L - U bd1 u式中各參數(shù)：1）齒數(shù)比 u = ii = 4.2

13、63。2）由參考文獻1 P136表8.5查得彈性系數(shù) Ze =189.8. MPa。3）由參考文獻1 P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh =2.38。4）由參考文獻1 P136圖8.15查得重合度系數(shù) Z, = 0.85）由參考文獻1P142圖8.24查得螺旋角系數(shù) Z?=0.975）由參考文獻1 P145公式8.26二h = Z* Hlim計算許用接觸應力Sh式中：二Hlim 接觸疲勞極限，由參考文獻1 P146圖 8.28）分別查得-Hlim1 =1100MPa，匚 Hlim 2 =1100MPa ；Zn 壽命系數(shù)，由參考文獻1 P147圖8.29查得SH 安全系數(shù)，由參考文獻1 P

14、147表8.7查得SH =1.0。故；h1 二10=1100MPa 二門H21.0H1必ZhZzE 1bd1u= 189.8 2.38 0.8 0.972 1.74 28954.406 4.263 120沃39.924.263=692.87Ma刁H1滿足齒面接觸疲勞強度。二）、低速級1傳動主要尺寸因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù) 和尺寸。由參考文獻1P138公式8.13可得：m_32KT1YFYS丫X %乙碼式中各參數(shù)為：1）小齒輪傳遞的轉矩： = 118948432N mm2）初選 z3 =23,則 z4 = inz3 =3.066 23 = 71式

15、中：乙大齒輪數(shù)；in低速級齒輪傳動比。3）由參考文獻1 P144表8.6，選取齒寬系數(shù) 冷=0.5-0.318 dz1 tan? =0.318 0.5 23 tan 12丨0.777由圖8.26查得螺旋角系數(shù) 丫一：=0.935）初取齒輪載荷系數(shù)Kt =1.3。6 ）齒形系數(shù)Yf和應力修正系數(shù) Ys :齒輪當量齒數(shù)為23乙3 二3324.039,乙4cos P cos 12Z371cos3 ：co帀二 72.586Z4由參考文獻1 P130圖8.19查得齒形系數(shù) YF3=2.65, YF4=2.28由參考文獻1 P130圖8.20查得應力修正系數(shù) YS3=1.57, YS4=1.767）許用彎

16、曲應力可由參考文獻1 P147公式8.29算得:丫N，F(xiàn) limSf由參考文獻1 P146圖8.28h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為:F |im 3 - 340 MPa 和F lim 4 = 340 MPa。由參考文獻1 P147表8.7，取安全系數(shù)Sf=1.25。小齒輪 3 和大齒輪 4 的應力循環(huán)次數(shù)分別為N3 =6 0n naLh =60 225.194 1 2 8 250 5 = 2.693 108N4N32.693 108in3.066= 8.724 107式中：a齒輪轉一周,同一側齒面嚙合次數(shù);齒輪工作時間。由參考文獻1 P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為:Yn 3 =

17、 Yn4 =.O故許用彎曲應力為二F3祐4Yf 3YS32.65 1.57初3272-0.01530YF4YS42.28 1.76272= 0.01475所以空上竺=0.01475JSf丫N4話 41.J40=272Mpa1.25初算齒輪法面模數(shù)mntmnt - 3WslYfYsdzf刁F20.5 2323 118949 O71 O93 如20.01475 = 2.2172 計算傳動尺寸1）計算載荷系數(shù)K叫nnv 二60 1000由參考文獻1 P130表8.3查得使用Ka =1.0mntZ3nn3.14 2.217 23 225.194 二 0.614m/s60 1000 cos1260 10

18、00 cos12由參考文獻1 P131圖8.7查得動載系數(shù) Kv =1.07 ；由參考文獻1 P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)K；=1.4，則K = KAKvK K =10 1.07 1.14 1.4 =1.70772）對mnt進行修正，并圓整為標準模數(shù)K叫亍2.217 j 1.317077 = 2.428由參考文獻1 P124按表8.1，圓整為 m=3mm3）計算傳動尺寸。中心距 mn(Z3Z4)=2(2371)=144.150mm2 cos12圓整為145mm修正螺旋角：=arccosmn(Z3 Z4) = 2 (23 71)二伯 29 21-.2cos ：2 cos12小齒輪分度圓直

19、徑d3 mnZ3cos :2 2370.957mmcos13 29 21大齒輪分度圓直徑d4二mnZ4二2 71219.043mmcos P cos13 292Tb 二 dd3 =0.5 70.957 = 35.478mm圓整b=35mm取 b4 二 b = 40mm, d = 35mm式中：b3 小齒輪齒厚;b4 大齒輪齒厚。3校核齒面接觸疲勞強度2KTn u 1由參考文獻1 P135公式8.7 匚H =ZeZhZ Z - bd3 u式中各參數(shù):1）齒數(shù)比u =訂=3.066。2）由參考文獻1 P136表8.5查得彈性系數(shù) Ze =189.8. MPa。4）由參考文獻1 P136圖8.15查

20、得重合度系數(shù) Z = 0.8155）由參考文獻1P142圖8.24查得螺旋角系數(shù) Z = 0.9845）由參考文獻1 P145公式8.26匚h =Z* Hlim計算許用接觸應力Sh式中：二Him 接觸疲勞極限，由參考文獻1 P146圖 8.28）分別查得、Him1 =1100MPa，H lim 2 = 1100MPa ；Zn 壽命系數(shù)，由參考文獻1 P147圖8.29查得ZN3 = 1， Zn4 二 1 ；Sh 安全系數(shù)，由參考文獻1 P147表8.7查得Sh =1.0 。故1.0 1 0053 二 r-0MP十H4巧ZeZhZZ打答山bd3 u：2 x 1.7077 x 118949.432

21、 3.066 十 1= 189.8 2.44 0.815 0.984X350.795漢 723.066=648.85Ma刁H1滿足齒面接觸疲勞強度。五、初算軸徑由參考文獻1P193公式10.2可得:齒輪軸的最小直徑:di2.9106二106396015.34mm?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取d =25mm。fPn2 7950中間軸的最小直徑：dC3亠 =106即 =24.54mm?？紤]到鍵對軸強度丫門口 225.194輸出軸的最小直徑:d皿1063 268472.947=33.24mm?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取d皿=35mm。式中：C由許用扭轉應

22、力確定的系數(shù)，由參考文獻1P193 表 10.2，取 C =106六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命: 一）、中間軸1齒輪2高速級從動輪）的受力計算:由參考文獻1P140公式8.16可知Ft22Tnd22 118949.432170.100103= 1398.58NFr2譏 tan - t2-1398.58534.49NajuCOS17 45 10Fa2 二 Fr2tan ： = 534.49 tan 17 45 10 = 171.12NFr2 齒輪所受的徑向力，N ；Fa2齒輪所受的軸向力，N ;中間臧加觥專朋2齒輪3低速級主動輪）的受力計算:由參考文獻1P140公式8.16可知Ft3Fr32

23、118949-432 103 =3352.72N d370.957二Ft3ta n：t3 =3352.72 tan201254.91Ncos 13 29 21Fa3 =Fr3 tan 匕=1254.91 tan 13 29 21 = 301.03N式中：Ft3齒輪所受的圓周力，N；Fr3 齒輪所受的徑向力，N ；Fa3 齒輪所受的軸向力，N ；3齒輪的軸向力平移至軸上所產生的彎矩為M H2 二=171.12 170100 J4553.756N mm2 2d370.957MH3 二 Fa3 3 =301.0310680.093N mm2 24軸向外部軸向力合力為:Fa 二 Fa3 -Fa2 =

24、301.03 - 171.12 = 129.91N5計算軸承支反力：豎直方向，軸承 1Rw 二電733 Ft233.3 =2507.09N116.6軸承 2只2=Ft343.3 Ft283.3 =224421N116.6F a3 73.3 -Fa2 33.3 - Mh3 _ M h 2水平萬向，軸承1 R1H =-76.04 N，與所設方116.6向相反。Fa2 3.3 - Fa3 43.3 _Mh3 _ M h2軸承2 R2h蘭a3竺 叱二-205.95N，與所設方向相反。116.6軸承 1 的總支撐反力：R R1H2R1V2 = 76.0422507.09 2508.24N2222軸承 2

25、 的總支撐反力：R2 = R2HR2V =、205.952244.21 二 2253.46 N6計算危險截面彎矩a-a剖面左側，豎直方向 Mva =Rw 43.3=2507.09 43.3 = 109556.997N mm水平方向 MHa 二 Rh 43.3 = 76.04 43.3 = 3292.532N mmb-b 剖面右側，豎直方向 MVb =R2V 33.3=2244.21 33.3 = 74732.193N mm水平方向 MHb 二 R21H 33.3 = 205.95 33.3 = 6858.135N mma-a剖面右側合成彎矩為Ma 二 MVa2 (M H3 MHa)2 二 10

26、9556.9972 (10680.093 - 3292.532)2 =109805.79N mmb-b剖面左側合成彎矩為Mb 二 MVb2 (MHb - MH2)2 二 74732.1932(6858.135 -3292.532)2 =75127.38N mm故a-a剖面右側為危險截面。7計算應力初定齒輪2的軸徑為d2=38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻2P135表11.28選擇 b h =10X 8, t=5mm, l2=25mm。齒輪 3 軸徑為 d3 =40mm，連接鍵由 P135 表 11.28選擇 b h =12X 8, t=5mm, l3=32mm，轂槽深度 h=3.3

27、mm。由(d3d3)/2(10.25)m2/cos ：2X= (70.957 -40)/2 -1.25 3/cos13 29 21 - 3.3 =8.32mm2.5m2 / cos 2 =2.5 3/cos13 29 21 = 7.71mm ： 8.32mm，故齒輪 3 可與軸分離。又a-a剖面右側 S，故危險截面是安全的7校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻 2P135表11.28選擇b h =8X 7, t=4mm, l =40mm。軸徑為 d =25mm4Tt4 28954406聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力匚P-20.68MPadh(l _b) 25漢 7 漢(40 _8)由于鍵，軸的材

28、料都為45號鋼，由參考文獻1查得產P =120150MPa，顯然鍵連接的強度足夠!8計算軸承壽命由參考文獻2P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負荷Cr =17.8KN，基本額定靜負荷C0=12.8KNA= 171. 12軸承軸向力分析圖軸承1的內部軸向力為：$二0.4尺=0.4 417.53 = 167.01N軸承 2 的內部軸向力為：S2 =0.4R2 =0.4 108215 = 432.86N由于 S1 Fa1 =167.01 171.1 -338.11N : S2故軸承 1 的軸向力 F：.1 =S2 - Fa1 =43286-171.1 -261.76N，軸承2的軸向力

29、F一.2二S2 =432.86N由呂二338.11二0.02,皂二43286 =0.034由參考文獻1P220表11.12可查得:C012800C012800e1 =0.38, e2 =0.40又 F，261.76R1V 417.53=0.63 e,F：2R2V432.861082.15取 X1 =0.44,Y =1.47; X2 =1,丫2 =0故F2 = R2 =1082.15N,PX1F=0.44 417.53 1.47 261.76 = 568.5N根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻1P218219表11.9，11.10得溫度系數(shù)fT =1.0，載荷系數(shù)fP =1.0，壽命系數(shù)；=3。由P

30、218公式11.1c得軸承2的壽命106% C、名106(1.0x17800、160山4 P丿一 60 X 9601.1082.15 丿Lh=77263h已知工作年限為5年2班，故軸承預期壽命Lh =8 2 300 5 = 24000hLhLh，故軸承壽命滿足要求三）、輸出軸笛出抽示壘131計算齒輪上的作用力由作用力與反作用力的關系可得，齒輪4所受的力與齒輪 3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力 Fa4 =301.03N，徑向力Fr4 =1254.91N，圓周力 兄=3352.72N輸出軸受力及彎矩分析圖Mv2平移軸向力所產生的彎矩為M 4H - 1Fa4 d4 -301.03 219.0

31、43 32969.26N mm2 23計算軸承支撐反力豎直方向，軸承 ir1v 二也 73 二33527口3 =2109.9N116 116軸承 2 &v = Ft4 二 F1v 二 3352.72 - 2109.9 = 1242.82N水平方向，軸承1 r1hFr4 73 M H 4116125491 73 32969.26116= 1073.65N，軸承 2R2H 二 Fr4-R4H = 1254.91 -107365 = 181.26N，軸承 1 的總支撐反力： & = . R1h2 R1v2 二、；2109.92 1073.652 =2367.36N 軸承 2 的總支撐反力：R2 =R

32、2h2 Rzv2 之1242.822 181.261255.97N 4計算危險截面彎矩a-a剖面左側，豎直方向 MV1 =R|V 43 =2109.9 43 = 90725.7N mm水平方向 Mh1 =Rh 43=1073.65 43=46166.95N mm其合成彎矩為 M1=,jMV12M h12 =、90725.72 46166.952 -101796.56N mma-a剖面右側，豎直方向 Mv2二Mvi =90725.7N mm水平方向 MH2 二 R2H 73=181.26 73 =13231.98N mm其合成彎矩為 M2 = .Mv22 M H22 = 90725.72 132

33、31.982 =91685.54N mm危險截面在a-a剖面左側。5計算截面應力初定齒輪4的軸徑為d4=44mm，連接鍵由參考文獻2P135表11.28選擇b h =12X 8, t=5mm, l 2=28mm。由參考文獻1P205附表10.1知:抗彎剖面模量W/mm3 =0.1(d4)3bt(d4 t)2264=0.1 44312 5 (44 一5)22x 44=7481.35抗扭剖面模量WT / mm3 =0.2(d4)3= 15999.75bt(dt)202 佃 12 5 (44一5)22d4_ .2 44彎曲應力101796.567481.35= 13.61MPa；a =；b = 13

34、.61 MPa, ；c = 0扭剪應力= 21.81MPaT3 348963911 州 一 15999.75tt21 81a f 二10.9MPa2 26.計算安全系數(shù)對調質處理的45#鋼，由參考文獻1P192表10.1知：抗拉強度極限 二B =650MPa彎曲疲勞極限二4 =300MPa扭轉疲勞極限=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù)：廠=0.2，=0.1軸磨削加工時的表面質量系數(shù)由參考文獻1P207附圖10.1查得2 =0.92絕對尺寸系數(shù)由附圖 10.1查得：；：.- =0.82, ； . = 0.78鍵槽應力集中系數(shù)由附表 10.4查得：K；- = 3.6, K =3.2插值法

35、）由參考文獻1P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)S；3006.493.210.90.2 00.92 0.820.92 0.78T3.2155= 3.1210.90.1 10.96.493.123.122查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8，顯然SS，故危險截面是安全的7校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻 2P135表11.28選擇b h =10X 8, t=5mm, l =70mm。軸徑為 d =35mm4T4 x 348963 911聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力 CP34=83.08MPadh(l b) 35x8x(7010)齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。4T3

36、4 x 348963 911齒輪處鍵連接的擠壓應力CP3123.92MPa2dh(l b) 2x44x8x (2812)由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻1查得二P =120150MPa，顯然鍵連接的強度足夠！8計算軸承壽命由參考文獻2P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負荷Cr =26.8KN，基本額定靜負荷C0=20.5KNA= 301. 03軸承軸向力分析圖軸承 1 的內部軸向力為：S0.4R1 =0.4 2367.36 = 946.94N軸承 2 的內部軸向力為：S2 =0.4R2 =0.4 1255.97 = 502.36N由于 S2 Fa4 = 502.36 3

37、01.03 = 803.39N ： S1軸承1的軸向力F-j =0 = 946.94N故軸承 2 的軸向力 F一.2- Fa4 =946.94-301.03 = 645.91N由 巳94694 =0.046,皂=64591 =0.0314 由參考文獻1P220 表 11.12 可查 C。20500C。20500得：e =0.43, e2 =0.40又f1946.942367.36= 0.4 2,邑二R2V645.911255.97=0.512、e2取 X i = 1,Yi = 0； X 2 =0.44, 丫? =1.4故R=2367.86N,F2 =X2R2 +Y2F/=0.44x1255.9

38、7+1.4x645.91 = 1456.9N根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻1P218219表11.9, 11.10得溫度系數(shù) 仃=1.0，載荷系數(shù)fR =1.0，壽命系數(shù)；=3。由P218公式11.1c得軸承2的壽命Lh10660 n3I6- 3C106( 1.0 漢 26800、=IP ,60x72.947 1.0 x 2367.86丿5= 3.3 10 h已知工作年限為 5年2班，故軸承預期壽命Lh =8 2 300 5=24000hLh - Lh，故軸承壽命滿足要求七、選擇聯(lián)軸器由于電動機的輸出軸徑 d=38mm ）的限制，故由參考文獻2P127表13-1選擇聯(lián)軸器 為HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián)，孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉矩大，所選聯(lián)軸器的額定轉矩大，故選 HL3型，孔徑取35mm。八、潤滑方式由于所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低于2m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑?？紤]到減速器的工作