1、计算内容 计算结果一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98一对球轴承的效率 4= 0.99闭式直齿圆锥齿传动效率 5= 0.95闭式直齿圆柱齿传动效率 6= 0.97b. 总效率 = 12 2 3 3456=0.960.992 0.983 0.990.950.97=0.808c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw3. 选择电动机的型号 查参考文献1表 4-12.2 得 表1.1方案号 电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比1 Y100L2-43 1500 1420 22.2942 Y132S-63 1000 960 15.072根据以上两种可行同步转速电机对比可见
2、，方案 2 传动比小且质量价格也比较合理，所以选择 Y132S-6 型电动机。三，动和动力参数的计算1. 分配传动比（1） 总传动比 i=15.072（2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4（3） 实际总传动比 i 实=i12i34=3.7624=15.048,i=0.021 0.05，故传动比满足要求满足要求。2. 各轴的转速（各轴的标号均已在图 1.1 中标出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/
3、min3. 各轴的功率=0.808Pr=3 kw选用三相异步电动机 Y132S-6p=3 kwn=960r/mini=15.072i12=3.762i23=4n0=960r/minn1=960r/minn2=303.67r/minn3=63.829r/minn4=63.829r/min3.p0=pr=3 kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw 4. 各轴的转矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得：T0=29.844 Nm, T1=29.545 Nm, T2=86.955 Nm, T3
4、=393.197 Nm, T4=381.527 Nm四，传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa ，Fmin1 =220 Mpa大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa ，Fmin2 =210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533） ，计算应力循环次数 N：N1=60njL=609601811250=1.26710 9 N2=N1/i2 =1.26710/3=2.522108 查图 517 得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（529
5、）得 ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5800.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =5601.120.92=577 MpaH1 H2，计算取H= H2=533.6 Mpac按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）： 取齿数 Z1=21，则 Z2=Z1 i12=3.76232=79，取 Z2=79实际传动比 u=Z2/Z1=79/21=3.762，且 u=tan2=cot1，2=72.2965 =72 16 35，1=17.7
6、035 =17 42 12，则小o o o o 圆锥齿轮的当量齿数 zm1=z1/cos1 p0= 3 kw p1= 2.970 kwp2= 2.965 kw p3=2.628 kw p4=2.550 kwT0=29.844 Nm T1=29.545 Nm T2=86.955 Nm T3=393.197Nm T=381.527NmHP1=580 Mpa ，Fmin1=220 MpaHP2=560 Mpa ，Fmin2=210 MpaH=533.6Mpa圆锥齿轮参数Z1=21Z2=791=17 42 12o 2 =72 16 35o =21/cos17.7035 =23，zm2=z2/cos2=
7、79/cos72.2965 =2o o 59.794.由2图 5-14，5-15 得YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=2/cossin=2/cos20 sin20 =2.5 o o 由2表 11-5 有 ZE=189.8，取 KtZ =1.1， 2 t由2 取 K=1.4又 T1=28.381 Nm ，u= 3.762，R=0.3由2式 5-56 计算小齿轮大端模数： m4KT1YFaYsa/RZ F（1-0.5R）2 u2 2 1+1 将各值代得 m1.498由2表 5-9 取 m=3 d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=321=63，d
8、2=mz2=379=237齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965 =238.827o 齿根圆直径 df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035o =56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965 =231.808o 齿轮锥距 R=d1+ d2/2=122.615，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齿宽 b=RR =0.3122.615=36.78由2表 5-6，选齿轮精度为 8 级由1
9、表 4.10-2 得 1=（0.10.2）R=（0.10.2）305.500=30.0560.1取 1=10，2=14,c=10轮宽 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4L2=（0.10.2）d2=（0.10.2）291=39e验算齿面接触疲劳强度： 按2式 5-53圆锥齿轮参数m=3 d1=63d2=237da1= 68.715da2=238.827df1=56.142df2=231.808R=122.615v=3.165m/sb= 36.781=102=14c=10L1=12.4L2=39H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R）2 ，代2 1入各值得5.
10、计算内容 计算结果H=470.899H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2式 5-55由2图 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 计算许用弯曲应力：F1= Fmin1 YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 MpaF1 F2， F= F2=300 Mpa由2
11、式 5-24 计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=21.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.591.812.23/（2.81.55）=178.28300Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1=220 Mpa大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2=210 Mpab.
12、 由参考文献2（以下简称2）式（533） ，计算应力循环次数 N：N1=60njL=609601811250=1.26710 ， 9 H=533.6 MpaF=300 MpaHP1=580 MpaFmin1=220 MpaHP2=560 MpaFmin2=210 MpaN2=N1/i23=1.26710/3=2.522108 查图 517 得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPa6.计算内容 计算结果H
13、2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPaH1 H2，计算取H= H2=560.28 Mpac. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：u=i34=4，a=0.4，ZH=2/cossin=2/cos200 sin200 =2.5且由2表 11-5 有 ZE=189.8，取 KtZ =1.1 2 t 2式 5-18 计算中心距： a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua）=51.1869552.5189.8/（240.4560.28）=147.61 由1表 4.2-10 圆整 取 a=160d齿轮参数设计：
14、m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表 5-7 取 m=2齿数 Z1=2a/m（1+u）=2160/2（1+4）=32Z2=uZ1=432=128 取 Z2=128则实际传动比 i=149/31=4分度圆直径 d1=mz1=232=64 ，d2=mz2=2128=256齿顶圆直径 da1= d1+2m=68，da2=d2+2m=260齿基圆直径 db1= d1cos=64cos20o =60.14db2= d2cos=256cos20o =240.56齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59df2= d2-2.5m=256-2.52=
15、251H=560.28 Mpa圆柱齿轮参数m=2Z1=32Z2=128d1=64 d2=256da1=8da2=260db1 =60.14db2 =240.56df1=59df2= 251v=1.113 m/sa=160b=64Comment s1: 页：7圆周速度 v=d1n2/60103 =3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齿宽 b=aa =0.4160=64由2表 5-6，选齿轮精度为 8级7.计算内容 计算结果e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表 5-3，取 KA=1.0；由2图 5-4（d） ，按 8
16、级精度和VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得 Kv=1.03；由2表 5-3得 Ka=1.2；由2图 5-7和 b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397 又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36；o o a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17o o 重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268 -tan20）o +128（ta
17、n22.0061-tan20）=1.773o 即 Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（72622 5.024）=240.63H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按 Z1=32，Z2=128，由2图 5-14得F1= 314.29 MpaF2= 300 MpaYFa1=2.56，YFa2=2.18；由2图 5-15 得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式
18、5-23 计算 Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2图 5-19 得 YN1=YN2=1.0，由2式 5-32 切 m=25，得 YX1=YX2=1.0取 YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式 5-31 计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1 YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210 2.0/1.4=300 Mpa8.计算内容 计算结果F1 F2， F= F2=300 Mpa由2式 5-24 计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m
19、=21.397835102.561.650.673/（26464）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.2331.842.18/（2.561.65）=67.644300 Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度五， 轴的设计计算4. 减速器高速轴 I 的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45 优质碳素结构钢，调质处理，按 2表 8-3 查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dA p/n n0=960r/min，p1=2.97 kw，且 A=0.110.16d11623 取 d1=20
20、c. 考虑 I 轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为 dD=38，查1 表 4.7-1选取联轴器规格 HL3（Y3882，Y3060） ，根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图 1.2a所示d. 该轴受力计算简图如图 1.2b ， 齿轮 1 受力：（1）圆周力 Ft1=2T1/dm1=229.545/（6410-3 ）F=300 MpaB=637 Mpa， b-1=59 Mpad1=20选用柱销联轴器HL3（ Y3882，Y3060）Ft1=915.52 NFr1=317.44 NFa1=101.33 N=915.52 N，（2）径向力 Fr1= Ft1
21、tancos1=915.52tan200 cos17.70350 =317.44 N， （3）轴向力 Fa1= Ft1tansin1=915.52tan200 sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N Y=0，R BY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，Rcy= 1595.97NRBY=-680.45 N9. 计算内容 计算结果垂直面内 D 点弯矩 Mdy=0，M = Rcy L3+ 1 dyRBY（L2+L3 ）=1595
22、.97 55-680.45129= 3662.14 N=3.662 Nmf. 水平面内的支撑反力：MB=0，RCz=Fr1 (L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.4564/74=419.07 N，Z=0，RBz= F r1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面内 D 点弯矩 MDz=0，M = RCzL3+ 1 DzRBz(L3+L2)= 419.0755-101.63129=-7.095Nmg. 合成弯矩：MD= M + M = 0 Nm， 2 Dz 2 DyM =M + M =7.98 Nm1 D 12 Dy 12 Dzh
23、. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所示，计算扭矩：T=T1 =29.545NmI. 校核高速轴 I：根据参考文献3 第三强度理论进行校核：由图 1.2 可知，D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度， MD M ，取 M= M =7.98 Nm， 1 D 1 DMdy=0M = 3.662 Nm1 dyRCz=419.07 NRBz= -101.63NMDz=0M = -7.095Nm1 DzMD=0 Nm， M =7.98 Nm1 DT= 29.545NmM= 7.98 Nm又抗弯截面系数：w= d3 min /32=3.14203 /32=1.04510 m-6 3 =M +T / 2 2 w
24、=7.98 +29.545 /1.04510 =39.132b-1= 2 2 -6 59 Mpa故该轴满足强度要求。2. 减速器低速轴 II 的设计a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径 db1=62 ）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为 45 优质碳素结构钢，调质处理按 2表 8-3 查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴结构如图 1.3a，受力计算简图如图 1.3b齿轮 2 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齿轮 3 受力：b=637 Mpa，
25、b-1=59 MpaFt2=915.52NFr2=317.44 NFa2= 101.33 N10.计算内容 计算结果（1）圆周力 Ft3=2T2/dm3=286.955/（6410-3 ）=2693.87N （2）径向力 Fr3= Ft2tan=2693.87tan200 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，RAy= Ft2（L2+L3 ）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52 （70+63）+2693.8763/183=1919.26 N Y=0，RBY=F t2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N垂直面内 C
26、点弯矩：MCy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm，M = RBY（L2+L3）- F t3L2 1 CyFt3=2693.87N F r3=980.49 NRAy=1919.26 NRBY=1690.13 NMCy=41.26 NmM =41.26Nm1 CyMDy= 92.96 Nm=1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm，D 点弯矩：MDy= R BY L3=1690.1363= 92.96Nm，M = Ray（ L1+L2）- Ft2 L21 Dy=1919.26120-915.5270=92.96 Nmd. 水平面内的支撑反力：MB=0，
27、RAz =Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= F r2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面内 C 点弯矩：MCz= RAzL1=750.7050=23.65 Nm，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23133 - 980.4970=-10.55Nm，D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm，M1 Dz= RAz（L1+L2）-F a2dm
28、2/2- Fr2 L2=750.70120-101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nme. 合成弯矩： MC=M + M = 47.56Nm2 Cz 2 CyM =M + M =42.59 Nm1 C 12 Cy 12 CyM = 92.96 Nm1 DyRAz=750.70 NRBz=547.23NMCz=23.65 NmM1 Cz=-10.55NmMDz=30.10 NmM1 Dz=29.92NmMC=47.56NmM =42.59 Nm1 C11. 计算内容 计算结果MD=M + M =97.71 Nm，M =M + M = 2 Dz 2 Dy 1 D 12 Dy 1
29、2 Dz97.66Nmf. 作轴的扭矩图如图 1.3c 所，计算扭矩：T=T2=86.955Nmg. 校核低速轴 II 强度，由参考文献 3第三强度理论进行校核：1. 由图 1.3 可知，D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度，MD=97.71 NmM =97.66Nm1 DT =86.955NmMD M ，取 M= M =97.71 Nm，1 D 1 D抗弯截面系数：w=d 3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.6510-3 =44.27b-1=59 Mpa（2）.由于 C 点轴径较小故也应进行校核：
30、 MC M ，取 M= M =47.56 Nm，1 C 1 C抗扭截面系数：w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.6510-6 =35.14b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求3. 减速器低速轴 III 的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45优质碳素结构钢，调质处理，按2表 8-3 查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴受力计算简图如图 1.2b 齿轮 4 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反）：圆周力 Ft4=2693.87N，径向力 Fr4=98
31、0.49 N c. 求垂直面内的支撑反力：MC=0，RBY = Ft4L1/（ L1+L2）=2693.8771/（125+71 ）=1157.52 N Y=0，Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，垂直面内 D 点弯矩 MDy= RcyL1=1536.3555=84.50 Nm ，M = RBY L2=1157.52125=84.50 1 DyNmd. 水平面内的支撑反力：M= 47.56 NmB=637 Mpab-1=59 MpaFt4=2693.87NFr4=980.49 NRBY=1157.52 N Rcy=1536.35 NMDy=84.
32、50 NmM =84.50 Nm1 Dy12.计算内容 计算结果MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）= 980.4970/196 RBz=421.31NComment s2: 页：13=421.31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面内 D点弯矩 MDz= RCz L1=559.1871=30.75 Nm，M = RBz L2=421.31125=30.76 Nm1 Dze. 合成弯矩：MD= M + M = 90.20 Nm，2 Dz 2 DyM =M + M =89.92 Nm1 D 12 Dy 12 Dzf. 作轴的扭矩图
33、如图 1.2c所，计算扭矩：T=T3=393.197Nmg. 校核低速轴 III：根据参考文献3 第三强度理论校核：由图 1.2可知，D 点弯矩最大，故先验算 D处的强度， MD M ，取 M= MD =90.20 Nm， 1 D又抗弯截面系数：w= d3 min/32=3.14423 /32=7.2710-6 m3 =M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6 =55.73b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。六，滚动轴承的选择与寿命计算1. 减速器高速 I轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子
34、轴承，初取 d=40，由1表4.6-3选用型号为 30208，其主要参数为：d=40，D=80，C r=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查2表 9-6当 A/R 时，X=1，Y=0；当 A/R 时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承 D的受力（图 1.5） ， （1）支反力 RB= R + R =36.252 +269.272 2 BY 2 Bz=271.70 N，RC= R + R =1184.792 2 cy 2 CzRCz=559.18NMDz=30.75 NmM =30.76 Nm1 DzMD=90.20 NmM =89.92 Nm1 DT=
35、393.197NmM= 90.20 Nm选用圆锥滚子轴承 30208（GB/T297-94）RB=271.70 NRC=1236.46 NComment s3: 页：14+353.692 =1236.46 N（2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） 13.计算内容 计算结果SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =310.82 N，AC= （S C，FA +SB）= SC =412.15 Ne.
36、计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2 表 9-7 fd=1.2，又轴 I受较小力矩，取 fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取 X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8（0.4271.7+1.6310.82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.21.511236.46= 2225.63Nf. 计算轴承寿命 又 PB PC，故按 PC计算，查2表9-4 得 ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n
37、1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60960）=0.12106 h，按每年 250个工作日，每日一班制工作，即L1=60.26L=11 年故该轴承满足寿命要求。2. 减速器低速 II轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取 d=35，由1表 4.6-3选用型号为 30207，其主要参数为：d=35，D=72，Cr=51500 N，=0.37 ，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200查2表 9-6当 A/R 时，X=1，Y=0；当 A/R 时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承 D的受力（图 1.6
38、）SB=90.57 NSC=412.15 NFA=101.33 NAB=310.82 NAC=412.15 NPB=1090.79 NPC=2225.63N选用圆锥滚子轴承 30207（GB/T297-94）RB=1995.75 N1. 支反力 RB=R +R =1919.262 +547.232 2 BY 2 Bz=1995.75 N14.计算内容 计算结果RA= R + R =750.702 +353.692 2 Ay 2 Az=922.23 N2. 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） SB=RB /2Y=1995.75 /3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3
39、.2=288.20 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 Nd. 各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，FA-SB ）= FA-SB =522.34 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表 9-7 fd=1.2，又轴 I 受较小力矩，取 fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312=0.37，取X=1，Y=0 PB= fd fm（X RB +YAB）=1.21.51995.75=3592.35 NAA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37，取X=0.4，Y=1.6 PA=
40、 fd fm（X RA +YAA）=1.8（0.4922.23+1.6522.34）=2168.34Nf. 计算轴承寿命 又 PB PA，故按 PB 计算，查2表 9-4 得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60303.673）=0.1833106 h，按每年 250 个工作日，每日一班制工作，即 L1=91.65L=11 年故该轴承满足寿命要求。3. 减速器低速 III 轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取 d=55，由 1表 4.6-3 选用型号为 6211，其主要参R
41、A=922.23 NSB=623.67 NSA=288.20 NFA= 101.33 NAB=623.67 NAA=522.34 NPB=3592.35 NPA=2168.34N选用深沟球轴承 6211（GB/T276-94）RB=1231.81 NRC=1634.95 NFA=0 N数为：d=55 ，D=100 ，Cr=33500 N，Cr0=25000b. 计算轴承 D 的受力（图 1.5）支反力 RB= R + R =1157.522 +421.312 2 BY 2 Bz=1231.81 N，RC= R + R =1536.352 +559.182 2 cy 2 Cz=1634.95 N
42、c. 轴向外载荷 FA=0 N15.计算内容 计算结果d. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表 9-7 fd =1.2，又轴 I 受较小力矩，取 fm =1.5PB= fdfm RB =1.21.51231.8=2256.5 NPC= fd fm RC =1.21.511634.95= 2942.91Ne. 计算轴承寿命 又 PB PC，故按 PC 计算，查2表 9-4 得 ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（6063.829）=27.41106 h，按每年 250 个工作日，每日一班制工作，即L1=399.45L=
43、11 年故该轴承满足寿命要求。七，键联接的选择和验算1.联轴器与高速轴轴伸的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由d=30 ，查1表 4.5-1 得 bh=87，因半联轴器长为60，故取键长 L=50 ，即 d=30，h=7，L1 =L-b=42，T1=28.38 Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =429.844/（30742）=12.87P=100 Mpa故此键联接强度足够。2小圆锥齿轮与高速轴 I 的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由d=20 ，查1表 4.5-1 得
44、 bh=66，因小圆锥齿轮宽为 55，故取键长 L=42 即 d=20，h=6，L1 =L-b=36，T1=29.844Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 Mpa PB=2256.5 NPC= 2942.91NL=50 d=30h=7L1 =42T1=28.38 NmL=42 d=20h=6L1 = 36T1=29.844NmP=4T/dhL1 =429.844/（20636）=27.63P=100 Mpa故此键联接强度足够。3 大圆锥齿轮与低速轴 II 的的键联接16.计算内容 计算结果采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由 d=50，查1表 4
45、.5-1 得 bh=149，因大圆锥齿轮宽为 50，故取键长 L=44 即 d=50，h=9，L1 =L-b=30，T2=86.955 Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =486.955/（50930）=25.76P=100 Mpa故此键联接强度足够。4. 大圆柱齿轮与低速轴 III 的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由d=60 ，查1表 4.5-1 得 bh=1811，因大圆柱齿轮宽为 64，故取键长 L=54 ，即 d=60，h=11，L1 =L-b=36，T3=393.197 Nm，由轻微冲击，查 2
46、表 2-10 得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4393.197 /（601136）=66.19P=100 Mpa故此键联接强度足够。5. 低速轴 III 与输出联轴器的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79） ，由d=42 ，查1表 4.5-1 得 bh=128，因半联轴器长为84，故取键长 L=72 ，即 d=42，h=8，L1 =L-b=60，T4=381.527 Nm，由轻微冲击，查 2表 2-10 得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4381.527 /（42860）=75.70P=100 Mpa故此键联接强度足够。八，联轴器的选择1. 输入端联轴器的选择根据工作情况的要求，
