福建農林大學機械設計課程設計說明書二級圓柱圓錐齒輪減速器

1、1 傳動簡圖的擬定12 電動機的選擇23 傳動比的分配24傳動參數的計算35圓錐齒輪傳動的設計計算36圓柱齒輪傳動的設計計算67軸的設計計算118鍵連接的選擇和計算209滾動軸承的設計和計算2110聯(lián)軸器的選擇2211箱體的設計22設計總結25參考文獻261傳動簡圖的擬定Pw=技術參數：4=碾輪上的阻力矩為2800N,Pd=碾輪軸的轉速n=40r/min,n=1500r/min允許有±5%W偏差。電動機型號：工作條件：Y112M-4混沙機由交流電動機帶動，單班制工作，工作時經常滿載、有輕微振動，工i總二作年限為五年。(設計時)。i1=1.3擬定傳動方案i2=傳動裝置由電動機，減速器，

2、工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒i3=輪減速器。外傳動為齒輪傳動。方案簡圖如圖。n1=1470r/min2電動機的選擇n2=min電動機的類型：三相交流異步電動機(Y系列)n3=min功率的確定n4=40r/min工作機所需功率Pw(kw):Pi=Pw=Tn/9550=2800*40/9550=P2=電動機至工作機的總效率”：P3=51=1><1><2><3><4><5P4=XXXXX=T1=N-m(1為聯(lián)軸器的效率，2為軸承的效率，3為圓錐齒輪傳動的效率，4為T2=m圓柱齒輪的傳動效率，5為開式圓錐齒輪傳動的效率)T3='

3、;m所需電動機的功率Pd(kw):T4=mPd=Pw/7=z1=35確定電動機的型號Z2=107因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質量大，價格高，但可使傳動滴油潤滑比和機構尺寸減小，其中Pm=4kN,符合要求，但傳動機構電動機容易制造m=3mm且體積小。d產mm由此選擇電動機型號：Y180MH4d2=321mm電動機額定功率Pm=，涵載轉速nE=1470r/minz1=24滿載轉速(kw)(r/min)定轉矩定轉矩Y180M-41470選取B35安裝方式3傳動比的分配總傳動比：、=nm/n出=1470/40=設高速輪的傳動比為i低速輪的傳動比為i2,開式圓錐齒輪傳動比為i3,減速器的傳動比為

4、i減，開式圓錐齒輪傳動的傳動比推薦3-4,選i3=,i減=%、/i3=12,選i1=,i2=貝i=i1i2i3=xx=i=(i-i總)/i總=0符合要求。4傳動參數的計算各軸的轉速n(r/min)高速軸I的轉速：n1=nm=1470r/min中間軸II的轉速：n2=n1/i1=1470/=r/min低速軸出的轉速：n3=n2/i2=490/=min碾輪軸IV的轉速：n4=n3/i3=140/=40r/min各軸的輸入功率P(kw)iXiX25x3X4X5高速軸I的輸入功率：Pi=ph*1=*=中間軸n的輸入功率：P2=p1*42*3=*=低速軸m的輸入功率：P3=p*42*4=*=碾輪軸IV的

5、卒入功率：P4=p*5*.2=*=各軸的輸入轉矩T(Nm)高速軸I的輸入轉矩：T19550R/n1-m中間軸II的輸入轉矩：T29550P2/n2-m低速軸m的輸入轉矩：T39550P3/n3-m電動機型號額定功率起動轉矩/額最大車歙巨/額z1=91m=Z1=30z2=113a=B=d1=90mmd2=339,mmB2=95mmB1=100mmd12=30mmd23=35mm軸全長343mml45=105mm軸總長：296mmd12=60mmd34=70mmd67=86mml56=12mm軸總長：477mm碾輪軸IV的輸入轉矩：T49550P4/n4-m5圓錐齒輪傳動的設計計算選定齒輪類型、精

6、度等級、材料及齒數選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制GB/T123691990齒形角20°,頂隙系數c0.2,齒頂圖系數ha1,螺旋角m00,軸夾角90,不變位，山高用頂隙收縮齒。根據課本表10-1,材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBs大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS根據課本表10-8,選擇7級精度。傳動比u=z2/4=3節(jié)錐角，29018.4371.57/、產生根切的最小齒數：Zmin2hacos1/sin2=選z1=35,z2=uz1=35*3=105選取z2=107按齒面接觸疲勞強度設計公式：d1t>mKTHR10.5Ru試選載荷系數K

7、t=2計算小齒輪傳遞的扭矩T1=x105p/n1=x104Nmm選取內竟系數R=由課本表10-6查得材料彈性影響系數ZE188MPa1/2由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim1600MPa,大齒輪的接觸疲勞極限Hiim2550MPa。計算應力循環(huán)次數8''N2N"u2.7610由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力試算小齒輪的分度圓直徑代入h中的較小值得ZeKTidit>3l=mmHR10.5Ru計算圓周速度vdmidit10.5r88.663(10.50.3)75.364mm=(XX1470)/(60X1000)s計

8、算載荷系數齒輪的使用系數載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得Ka=。由圖10-8查得動載系數Kv=0由表10-3查得齒間載荷分配系數KH=KF=0依據大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-19得軸承系數Kv=由公式Kh=Kf=Khbe=接觸強度載荷系數K=KaKvKhKh=XX1x=按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑d1d1t3K/Kt=x32.13/1.3=mmm=d1/乙=35=取標準值m=3mm。計算齒輪的相關參數d1=mz1=3X35=105mmd2=mz2=3X107=321mm1arctan1/u18.43=186'47"2=90-1=7153'13&q

9、uot;校核齒根彎曲疲勞強度確定彎曲強度載荷系數K=KAKVKFKF=計算當量齒數Zv1=Z1/COS1=35/cos18.1=zv2=z2/cos2=107/=查表10-5得YFa1=,Ysa1=,YFa2=,YSa2=計算彎曲疲勞許用應力由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數KFN1KFN2取安全系數Sf=由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限FN1=500MpaFN2=380Mpa按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力校核彎曲強度根據彎曲強度條件公式滿足彎曲強度要求，所選參數合適。6圓柱齒輪傳動的設計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動0根據課本表10-1,選擇小齒輪

10、材料40Cr鋼，調質處理，硬度280HBs大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度240HBS。根據課本表10-8,混沙機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。試選小齒輪齒數z1=26,則z2=uz1=i2乙=24*=91初選螺旋角B=14按齒面接觸疲勞強度設計公式：d1t > 32ZhZe2KtT1(1) u試選載荷系數Kt=計算小齒輪傳遞的轉矩T =X1055P2/ n2 = x 10 N mm由表10-7選取齒寬系數d =1由表10-6查得材料的彈性影響系數1ZE=188MPa2,由圖10-30查的區(qū)域系數Zh=。由圖10-26查的0.7800.885則121.72需用接觸應力 h55

11、8522.5540.25MpaH“m1=600Mpa,大由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限齒輪的接觸疲勞強度極限hiimi=600Mpa。計算應力循環(huán)次數Ni60n2jLh=60XX1X(8X250X5)=x108N2=N1/u=X108/=X108由圖10-19取接觸疲勞無命系數Khn10.93,Khn20.95。計算接觸疲勞許用應力取安全系數S=1取失效概率1%H1KHN1Hlim1=x600=576MPa1SH2KHN2Hlim2=義600=588MPaS試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入h中的較小值得243咨2KL=Hdu計算圓周速度d1tni23.1479.0845

12、9.375,v=m/s=s601000601000計算齒寬bbddt=1x二計算齒寬與齒高之比bh模數mtd1=*cos14/24=Zi齒高h2.25mnt=X=b=h計算縱向重合度0.318dZtan0.318*1*26*tan2.06計算載荷系數根據v=s,由圖10-8查得動載荷系數KV=;直齒輪，由標10-3查的Kh=KF=由表10-2查得使用系數KA=由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，Kh二。由b二,Kh=查圖10-13得Kf=;故載荷系數hK=KaKvKhKf=1XXX=按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑d1d£=79.082?奢計算模數md1

13、cos乙=X cos14 /24=按齒根彎曲強度設計公式為 mn22KT1Y cosYFaYsa2 dZi由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1450MPa,大齒輪彎曲疲勞強度FE2450MPa據縱向重合度2.06,從圖10-28查的螺旋角影響系數Y0.88計算當量齒數和齒形系數當量齒數計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查的小齒輪彎曲疲勞強度FE1550Mpa小齒輪彎曲疲勞強度fe2600Mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn產，Kfn2取彎曲疲勞安全系數S=則kf1FN!FE1=X500/=325MpaKFN2FE2f2=x380/=Mpa計算載荷系數kK=KaKvKfK

14、f=1XXX=查取齒形系數由表10-5查得工a1=,YFa2查取應力校正系數由表10-5查得Y尸，Ysa1計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較FYFa1YSal=x=F1Ya追2=x=大齒輪的數值大。F2設計計算2 1.3 2.98 1051 2420.686 0.0145 2.374mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取m二,已可滿足彎曲強度，但為同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=111mm來計算應有的齒數。于是由dcosz產mn88.791 cos14 29.597 30大齒輪齒數:z2=30X=,即取z2=113

15、這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算計算中心距Zi z2 mn a=2cos38 133 3 214.5mm2 cos14圓整a=265mm按圓整后的中心距修正螺旋角因B值改變不多，故參數、K、ZH等不必修正計算分度圓直徑和齒輪寬度d產乙mn/cos=30x3/=90mmd2=z2m/cos=113X3/=339mmb=dd1=1x90mm=90mm取B2=95mmB1=100mm7軸的設計計算輸入軸設計求輸入軸上的功率pi、轉速m和轉矩Tip1=n1=1470r/minT1=N-m求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐

16、齒輪的分度圓半徑為dmidi10.5R102(10.50.3)86.7mmmmFrFttancos12491tan20cos16.38869.9NFaFttansin12491tan20sin16.38初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直彳50選取軸的材料為45鋼(調質)，根據課本表15-3,取A0115,得因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10315%取d12=35mm左右。輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩TcaKaT1,查課本表14-1,由于轉矩變化較大，故取KA1.3,則TcaKAT1.3108

17、130140569Nmm140.569Nm,因輸入軸與電動機相連，轉速高，轉矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。電動機型號為Y200一4,由指導書表12-4查得，電動機的軸伸直徑D=48mm。查指導書表8-5,選LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250Nm,半聯(lián)軸器長度L112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm擬定軸上零件的裝配方案為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d23=35mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=84mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2軸段的長度應比L

18、略短一些，現取l1282mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據d23=35mm,由指導書表6-7,初步選取03系列，30308軸承其尺寸為dDTB409025.2523,故d34d5640mm,而為了利于固定l3423mm。由指導書表15-1查得d4550mm0取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d6735mm；齒輪的左端與套筒之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為50mm應使套筒端面可靠地壓緊軸承，167由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故16775mm0為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度，故取15623mm

19、0軸承端蓋的總寬度為30mm根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離130mm,故取12350mm14590mm至此，已經初步確定r軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按d12=30mm,查得平鍵截面bh108mm,長70mm軸與錐齒輪之間的平鍵按d6755mm,由課本表6-1查得平鍵截面bh1610mm,長為42mm鍵槽均用鍵槽銃刀加工。為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6,齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配

20、合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,全部倒角為245o根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和扭矩圖，確定軸的危險截面。計算軸危險截面處的MH、MV及M的值列于下表:載荷水平向H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT3=108000N-mm聯(lián)軸器附加徑向載荷Fc計算Fc作用下的受力分析如圖fFrc12237.2N由受力平衡的Frc2797.1N作彎矩圖Mc,如圖g所示M總MMc,如圖h綜上可知：危險截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點處M=206778N/mm,T=108000N/mm按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉

21、切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6,軸的計算應力。前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課本表15-1查得許用彎曲應力160MPa,因此ca1,故安全。中間軸設計求輸入軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2 =n2 =minT2 = m求作用在齒輪上的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑d1=90mm2T22370800di90Ft1-2=7490.9N已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑m2r2d2t10.5Ft2tancos1339(10.50.33)288.15mm2443.8tan20cos69.17316.3N初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據課本表15

22、-3,取A0114,得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上啟兩個鍵槽，故直徑增大10315%故dmin40mm擬定軸上零件的裝配方案如圖初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據d12=d5640mm,由指導書表6-7中初步選取03系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為dDT409025.25,所以d12=d56=40mm這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑55mm內直徑50mm取安裝圓錐齒輪的軸段d2350mm,錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長

23、L60mm,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取12358mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑為d3460mm0已知圓柱直齒輪齒寬B1=106mm為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪載長，故取145=105mm箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關系，推算出，箱體對稱則：取軸肩13414mm15664mm,11255mm軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位米用平鍵連接，按d23由課本表6-1查得平鍵截面bh149mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為51mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為山；圓柱齒輪的周向定m6位米用平鍵

24、連接，按d45由課本表6-1查得平鍵截面bh1610mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為97mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為巨工；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來m6保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。確定釉上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為245。根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和扭矩圖，確定軸的危險危險截面。計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的Mh、Mv及M的值列于下表綜上可3危險截面在載荷水平向H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT2=370800N-mm靠近聯(lián)軸器的軸承支點處M=531046Nmm,T=370800Nm

25、按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6,軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課本表15-1查得許用彎曲應力160MPa,因此ca1,故安全。輸出軸的設計P3 =求輸入軸上的功率5、轉速n1和轉矩T1n3=min求作用在齒輪上的力已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑d2=339mmFt2T3213600007619NFrd2Fttancos339=7619tan202773.3N初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據課本表15-3,取A。112,得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有

26、兩個鍵槽，故直徑增大10315%故dmin60mm擬定軸上零件的裝配方案如圖。由圖可得12為整個軸直徑最小處選d12=60mm。為了滿足齒輪的軸向定位，取d2365mm。根據鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取l12104mml2355mm0初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據di2=d7870mm,由指導書表6-7中初步選取03基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314,其尺寸為dDT7015038,所以d34=d78=70mm這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由表6-7查得30214型軸承的定位軸肩高度，因此取d4582mm。去安裝支

27、持圓柱齒輪處直徑d5686mm。已知圓柱直齒輪齒寬B2=96mm為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取l67=93mm由于輸出軸在箱體內部長為235mm軸承30214寬為38mm可以得出l3436mm,l4594mm,l7883mm0至此，已經初步確定r軸的各段直徑和長度。軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d67由課本表6-1查得平鍵截回bh2514mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為88mm同時為H7保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H；鏈m6輪的周向定位米用平鍵連接，按42由課本表6-1查得平鍵截面bh1811mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為

28、92mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為肛；滾動軸承與軸的周m6向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為245。求軸上的載荷根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的Mh、Mv及M的值列十卜表載荷水平向H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT3=1360000N-mm聯(lián)軸器附加徑向載荷Fc計算Fc作用下的受力分析如圖（5）Xi137386N由受力平衡的Frc24672.6NIc作彎矩圖Mc,如上

29、圖所示M總MML如上圖所示綜上可知：危險截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點處M=m,T=1360N/m按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,0.6,軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理,由課本表15-1查得許用彎曲應160MPa,因此ca1,故安全。鍵連接的選擇和計算輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接軸徑d12 30mm,選取的平鍵界面為b10 8mm,長 L=70mm 由指導書表4-1得，鍵在軸的深度t=,輪轂深度o圓角半徑r=o查課本表6-2得，鍵的許用應力p 110MPa。有k=,p32T 1032 108863p 30.24Mpap d l k 30

30、 60 4輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接l =L-b。p滿足強度要求。p軸徑d67 35mm,選取的平鍵界面為b10 8mm,長 L=42mm 由指導書表4-1得，鍵在軸的深度t=,輪轂深度o圓角半徑r=0查課本表6-2得，鍵的許用應力p110MPa。有k=,l=L-b。2T 103 d l k2 10800035 32 448.29Mpa滿足強度要求中間軸與大圓錐齒輪的鏈接軸徑d23 50mm ,選取的平鍵界面為b h14 9mm,長 L=51mm 由指導書4-1得，鍵在軸的深度t=,輪轂深度t1圓角半徑r=0查課本表6-2得，鍵的許用應力 p p32T 10110MPa。有 k=, l=L-b2

31、 297280p d l k 50 37 4.5 中間軸與小圓柱齒輪的鏈接71.42Mpap 滿足強度要求。p軸徑d45 55mm ,選取的平鍵界面為b h16 10mm ,長 L=97mm 由指導書表4-1得，鍵在軸的深度t=,輪轂深度t1。圓角半徑r=0查課本表6-2得，鍵的許用應力0110MPa。有k=,l=L-b。p3p2T10237080035.02Mpap滿足強度要求。pdlk55775p輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接軸徑d6782mm,選取的平鍵界面為bh2514mm,長L=88mm由指導書表4-1得，鍵在軸的深度t=,輪轂深度t1。圓角半徑r=0查課本表6-2得，鍵的許用應力p 11

32、0MPa。有k=,32T 102 1360000p75.21Mpap d l k 82 63 7輸出軸與滾子鏈輪的鏈接l=L-b o滿足強度要求。軸徑d12 60mm,選取的平鍵界面為bh 1811mm,長 L=92mm 由指導書表4-1得，鍵在軸的深度t=,輪轂深度t1。圓角半徑r=0查課本表6-2得，鍵的許用應力 p 110MPa。有k=, p2T 103 2 1360000p 102.1Mpad l k60 74 5.59滾動軸承的設計和計算l=L-b op 滿足強度要求。輸入軸上的軸承計算 （30308圓錐軸承）由已知可得:n1 =1470r/min ,Fr1 1662N , Fr2

33、4295 N , Fa 300N C0r 108KN Cr 90.8KNe=, Y=求兩軸承的軸向力 Fd1 FM /(2Y) 1662/(2 1.7)N488.8NFd2Fr2/(2Y) 4295/(2 1.7)N 1263N , Fa1 Fd2 Fa 1518.6NFa2Fd21263Na2d2求軸承當量動載荷P和P2Fa11518.6 0.91>eFr11662由指導書表6-7查的P 驗算軸的壽命Fr20.4Fr11263 0.29< e42951.7Fa1= ,P2 F.2=4295NL 106 C h 60n P 故可以選用。10660 147010/31080005 .5.9 105h>14600h4295圓錐軸承）1F2NVFnhi4698N在軸的計算