二級(jí)斜齒出入聯(lián)軸器設(shè)計(jì)說明書

系別：專業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：目錄第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書..............................................4第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.....................................5第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.1電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比........................6第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).............................7第五部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)..........................................85.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算.................................85.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算................................15第六部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)..........................236.1輸入軸的設(shè)計(jì)...........................................236.2中間軸的設(shè)計(jì)...........................................276.3輸出軸的設(shè)計(jì)...........................................33第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算..................................407.1輸入軸鍵選擇與校核......................................407.2中間軸鍵選擇與校核......................................407.3輸出軸鍵選擇與校核......................................40第八部分軸承的選擇及校核計(jì)算....................................418.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核...................................418.2中間軸的軸承計(jì)算與校核...................................428.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核...................................42第九部分聯(lián)軸器的選擇............................................439.1輸入軸處聯(lián)軸器...........................................439.2輸出軸處聯(lián)軸器...........................................44第十部分減速器的潤(rùn)滑和密封.......................................4410.1減速器的潤(rùn)滑............................................4410.2減速器的密封............................................45第十一部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸............................46設(shè)計(jì)小結(jié).........................................................48參考文獻(xiàn).........................................................49第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)展開式二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F=2600N，V=1.3m/s，D=300mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二.設(shè)計(jì)步驟1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)的選擇3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.齒輪的設(shè)計(jì)6.滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)7.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)8.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一.傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：選擇電動(dòng)機(jī)-展開式二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。二.計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率a=3×2×2×1為軸承的效率,2為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,3為聯(lián)軸器的效率,4為工作裝置的效率。第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇3.1電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:工作機(jī)的功率pw:pw=eq\f(F×V,1000)=\f(2600×1.3,1000)=3.38KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd=eq\f(p\s(,w),ηa)=\f(3.38,0.859)=3.93KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n=eq\f(60×1000V,π×D)=\f(60×1000×1.3,π×300)=82.8r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i=8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=8~40，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n=(8×40)×82.8=662.4~3312r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y112M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112mm400×265190×14012mm28×608×243.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比：由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12=×17.39)=4.75則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23=eq\f(i,i12)=\f(17.39,4.75)=第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI=nm=1440=1440r/min中間軸：nII=nI/i12=1440/4.75=303.16r/min輸出軸：nIII=nII/i23工作機(jī)軸：nIV=nIII=82.83r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI=Pd××0.99=3.89KW中間軸：PII=PI×××0.97=3.74KW輸出軸：PIII=PII×××0.97=3.59KW工作機(jī)軸：PIV=PIII×××0.99=3.52KW則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'=PI×0.99=3.85KW中間軸：PII'=PII×0.99=3.7KW中間軸：PIII'=PIII×0.99=3.55KW工作機(jī)軸：PIV'=PIV×0.99=3.48KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI=Td×電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=eq9550×\f(3.93,1440)=26.06Nm所以：輸入軸：TI=Td××0.99=25.8Nm中間軸：TII=TI×i12×××××0.97=117.68Nm輸出軸：TIII=TII×i23×××××0.97=413.61Nm工作機(jī)軸：TIV=TIII×××0.99=405.38Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI'=TI×0.99=25.54Nm中間軸：TII'=TII×0.99=116.5Nm輸出軸：TIII'=TIII×0.99=409.47Nm工作機(jī)軸：TIV'=TIV×0.99=401.33Nm第五部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=24×4.75=114，取z2=113。（4）初選螺旋角=14°。（5）壓力角=20°。（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=25.8N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°°at1=arccos[z1cost/(z1+2han*cos)]=arccos[24×°/(24+2×1×cos14°°at2=arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]=arccos[113×°/(113+2×1×cos14°°端面重合度：=[z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π=[24×°°)+113×°°)]/2π軸向重合度：=φdz1tan/π=1×24×tan(14°)/π重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(4-1.66,3)\b(1-1.905)+\f(1.905,1.66))⑦由式可得螺旋角系數(shù)Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos14)⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60×1440×1×10×300×2××109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1×109×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1、KHN2。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=×600,1)=510MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=×550,1)=489.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=489.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.6×25.8×1000,1)×\f(4.75+1,4.75)×\b(\f(2.44×189.8×0.665×0.985,489.5))\s(\s(\s(2))))=33.732mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π××1440,60×1000)=2.54m/s②齒寬bb=eqφ\(chéng)s(,d)d\s(,1t)=eq1×33.732=33.732mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA。②根據(jù)v=2.54m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×KAFt1×1529.705/33.732=56.69N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KH。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVKHKH×××3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))×eq\r(3,\f(2.838,1.6))=40.833mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z1×cos14°/24=1.651mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm。（1）計(jì)算中心距a=eq\f(\b(z1+z2)mn,2cosβ)=eq\f(\b(24+113)×2,2×cos14°)=141.19mm中心距圓整為a=140mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=eqarccos\f(\b(z1+z2)mn,2a)=eqarccos\f(\b(24+113)×2,2×140)°即：=11°53′20″（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=eq\f(z\s(,1)m\s(,n),cosβ)=eq\f(24×°)=49.051mmd2=eq\f(z\s(,2)m\s(,n),cosβ)=eq\f(113×°)=230.949mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=d×d1=1×49.051=49.051mm取b2=50mm、b1=55mm。（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3=24/cos3°ZV2=Z2/cos3=113/cos3°②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y基圓螺旋角：b=arctan(tancost°×°°當(dāng)量齒輪重合度：v=/cos2b2°軸面重合度：=φdz1tan/π=1×24×°/π重合度系數(shù)：Yv③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-eq\f(β,120)×eq\f(11.889,120)④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.61YFa2YSa1=1.61YSa2⑤計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF根據(jù)KH，結(jié)合查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF×××⑥計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1、KFN2取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=×500,1.4)=289.29MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=×380,1.4)=230.71MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000××××××°,1×2\s(\s(3))×24\s(\s(2)))=72.138MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000××××××°,1×2\s(\s(3))×24\s(\s(2)))=68.172MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。齒數(shù)z1=24、z2=113，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，螺旋角°=11°53′20″，中心距a=140mm，齒寬b1=55mm、b2=50mm。代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z24113螺旋角β左11°53′20″右11°53′20″齒寬b55mm50mm分度圓直徑d齒頂高系數(shù)ha頂隙系數(shù)c齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)全齒高h(yuǎn)ha+hf齒頂圓直徑dad+2×ha齒根圓直徑dfd-2×hf5.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z3=25，大齒輪齒數(shù)z4=25×，取z4=92。（4）初選螺旋角=13°。（5）壓力角=20°。（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=117.68N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos13°°at1=arccos[z3cost/(z3+2han*cos)]=arccos[25×°/(25+2×1×cos13°°at2=arccos[z4cost/(z4+2han*cos)]=arccos[92×°/(92+2×1×cos13°°端面重合度：=[z3(tanat1-tant)+z4(tanat2-tant)]/2π=[25×°°)+92×°°)]/2π軸向重合度：=φdz3tan/π=1×25×tan(13°)/π重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3)\b(1-e\s(,b))+\f(e\s(,b),e\s(,a)))eq\r(\f(4-1.665,3)\b(1-1.837)+\f(1.837,1.665))⑦由式可得螺旋角系數(shù)Z=eq\r(cosβ)=eq\r(cos13)⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60nkth=60××1×10×300×2××108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4=60nkth=N1×108×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1、KHN2。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=×600,1)=534MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=×550,1)=500.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=500.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,2),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε)Z\s(,β),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.6×117.68×1000,1)×\f(3.66+1,3.66)×\b(\f(2.45×189.8×0.672×0.987,500.5))\s(\s(\s(2))))=56.678mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,2),60×1000)=eq\f(π××303.16,60×1000)=0.9m/s②齒寬bb=eqφ\(chéng)s(,d)d\s(,1t)=eq1×56.678=56.678mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA。②根據(jù)v=0.9m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV。③齒輪的圓周力Ft1=2T2/d1t=2×1000×KAFt1×4152.581/56.678=91.58N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KH。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVKHKH×××3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))×eq\r(3,\f(2.674,1.6))=67.261mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cos/z3×cos13°/25=2.622mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm。（1）計(jì)算中心距a=eq\f(\b(z3+z4)mn,2cosβ)=eq\f(\b(25+92)×3,2×cos13°)=180.112mm中心距圓整為a=180mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=eqarccos\f(\b(z3+z4)mn,2a)=eqarccos\f(\b(25+92)×3,2×180)°即：=12°50′42″（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=eq\f(z\s(,3)m\s(,n),cosβ)=eq\f(25×°)=76.923mmd2=eq\f(z\s(,4)m\s(,n),cosβ)=eq\f(92×°)=283.077mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=φd×d1=1×76.923=76.923mm取b2=77mm、b1=82mm。（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV3=Z3/cos3=25/cos3°ZV4=Z4/cos3=92/cos3°②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y基圓螺旋角：b=arctan(tancost°×°°當(dāng)量齒輪重合度：v=/cos2b2°軸面重合度：=φdz3tan/π=1×25×°/π重合度系數(shù)：Yv③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY=1-eq\f(β,120)×eq\f(12.845,120)④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.58YFa2YSa1=1.62YSa2⑤計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF根據(jù)KH，結(jié)合查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF×××⑥計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1、KFN2取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=×500,1.4)=303.57MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=×380,1.4)=236.14MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000××××××°,1×3\s(\s(3))×25\s(\s(2)))=79.632MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\(chéng)s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=eq\f(2×1000××××××°,1×3\s(\s(3))×25\s(\s(2)))=75.791MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。齒數(shù)z3=25、z4=92，模數(shù)m=3mm，壓力角=20°，螺旋角°=12°50′42″，中心距a=180mm，齒寬b3=82mm、b4=77mm。代號(hào)名稱計(jì)算公式低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2592螺旋角β左12°50′42″右12°50′42″齒寬b82mm77mm分度圓直徑d齒頂高系數(shù)ha頂隙系數(shù)c齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)全齒高h(yuǎn)ha+hf齒頂圓直徑dad+2×ha齒根圓直徑dfd-2×hf第六部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1輸入軸的設(shè)計(jì)P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=3.89KWn1=1440r/minT1=25.8Nm已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1=49.051mm則:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2××1000,49.051)=1052NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)=1052×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos11.889\s(\s(\s(0))))=391.3NFa=Fttan=1052×0=221.4N先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×eq\r(3,\f(3.89,1440))=15.6mm輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA，則:Tca=KAT1×25.8=38.7Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20mm故取d12=20mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為38mm。1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=30mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=36mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=25mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×T=30×62×16mm，故d34=d78=30mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=16+15=31mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=B=55mm，d56=d1=49.051mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知低速小齒輪的寬度b3=82mm，則l45=b3+c+Δ+s-15=82+12+16+8-15=103mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）:根據(jù)7206C軸承查手冊(cè)得a=14.2mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(55/2+31+103-14.2)mm=147.3mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(55/2+9+31-14.2)mm=53.3mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(1052×53.3,147.3+53.3)=279.5NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(1052×147.3,147.3+53.3)=772.5N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(FrL3+Fad1/2,L2+L3)=××49.051/2,147.3+53.3)=131NFNV2=eq\f(Fad1/2-FrL2,L2+L3)=××147.3,147.3+53.3)=-260.3N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2×147.3Nmm=41170Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=131×147.3Nmm=19296NmmMV2=FNV2L3×53.3Nmm=-13874Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=45468NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=43445Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=×××49.051\s(3))MPa=4.1MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.2中間軸的設(shè)計(jì)P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=3.74KWn2=303.16r/minT2=117.68Nm已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2=230.949mm則:Ft1=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2××1000,230.949)=1019.1NFr1=Ft1×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos11.889\s(\s(\s(0))))=379NFa1=Ft1tan×0=214.4N已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=76.923mm則:Ft2=eq\f(2T\s(,2),d\s(,3))=eq\f(2××1000,76.923)=3059.7NFr2=Ft2×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos12.845\s(\s(\s(0))))=1142.2NFa2=Ft2tan×0=697.3N先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，?。篈0=107，得:dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=107×eq\r(3,\f(3.74,303.16))=24.7mm1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=24.7mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7205C，其尺寸為d×D×T=25×52×15mm，故d12=d56=25mm。2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45=30mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B=50mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=48mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=30mm查表，得R=1mm，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑d34=36mm。軸環(huán)寬度b≥，取l34=14.5mm。3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7205C型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d23=30mm。4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B=82mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23=80mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=15mm，則l12=T+Δ+s+2=15+16+8+2=41mml67=T2T+s+Δ+2.5+2=15+8+16+2.5+2=43.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）:根據(jù)7205C軸承查手冊(cè)得a=12.7mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(50/2-2+41-12.7)mm=51.3mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=(50/2+14.5+82/2)mm=80.5mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(82/2+43.5+-12.7)mm=71.8mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(Ft1(L2+L3)+Ft2L3,L1+L2+L3)=××71.8,51.3+80.5+71.8)=1841.3NFNH2=eq\f(Ft1L1+Ft2(L1+L2),L1+L2+L3)=××(51.3+80.5),51.3+80.5+71.8)=2237.5N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2,L1+L2+L3)=eq\f(379××××76.923/2,51.3+80.5+71.8)=134NFNV2=eq\f(Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2,L1+L2+L3)=eq\f(379××××76.923/2,51.3+80.5+71.8)=-897.2N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1=FNH1L1×51.3Nmm=94459NmmMH2=FNH2L3×71.8Nmm=160652Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L1=134×51.3Nmm=6874NmmMV2=FNV2L3×71.8Nmm=-64419Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H1)+M\s(2,V1))=94709NmmM2=eq\r(M\s(2,H2)+M\s(2,V2))=173086Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT2)\s(2)),W)=×××30\s(3))MPa=43.8MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.3輸出軸的設(shè)計(jì)P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=3.59KWn3=82.83r/minT3=413.61Nm已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4=283.077mm則:Ft=eq\f(2T\s(,3),d\s(,4))=eq\f(2××1000,283.077)=2922.2NFr=Ft×eq\f(tanα\s(,n),cosβ)×eq\f(tan20\s(\s(\s(0))),cos12.845\s(\s(\s(0))))=1090.9NFa=Fttan×0=666N先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,3),n\s(,3)))=112×eq\r(3,\f(3.59,82.83))=39.3mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA，則:Tca=KAT3×413.61=620.4Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT8型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm故取d12=45mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84mm。1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=50mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度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I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=82mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7211C，其尺寸為d×D×T=55mm×100mm×21mm，故d34=d78=55mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=21+15=36mm左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7211C型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=64mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=60mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B=77mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67=75mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=60mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d56=72mm。軸環(huán)寬度b≥，取l56=12mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=21mm高速大齒輪輪轂寬度B2=50mm，則l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=50+12+5+2.5+16+8-12-15=66.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=21+8+16+2.5+2=49.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）:根據(jù)7211C軸承查手冊(cè)得a=20.9mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(77/2+12+66.5+36-20.9)mm=132.1mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(77/2-2+49.5-20.9)mm=65.1mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=×65.1,132.1+65.1)=964.7NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=×132.1,132.1+65.1)=1957.5N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(FrL3+Fad4/2,L2+L3)=×65.1+666×283.077/2,132.1+65.1)=838.1NFNV2=eq\f(Fad4/2-FrL2,L2+L3)=eq\f(666××132.1,132.1+65.1)=-252.8N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2×132.1Nmm=127437Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2×132.1Nmm=110713NmmMV2=FNV2L3×65.1Nmm=-16457Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=168812NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=128495Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=×××64\s(3))MPa=11.4MPa≤[]=60MPa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第七部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算7.1輸入軸鍵選擇與校核校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=6mm×6mm×32mm，接觸長(zhǎng)度:l'=32-6=26mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:'d[F×6×26×20×120/1000=93.6NmT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。7.2中間軸鍵選擇與校核1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×45mm，接觸長(zhǎng)度:l'=45-8=37mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:'d[F×7×37×30×120/1000=233.1NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-8=62mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:'d[F×7×62×30×120/1000=390.6NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。7.3輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=18mm×11mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-18=52mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:'d[F×11×52×60×120/1000=1029.6NmT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-14=56mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:'d[F×9×56×45×120/1000=680.4NmT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第八部分軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=10×2×8×300=48000h8.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×391.3+0×221.4=391.3N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))×eq\r(3,\f(60×1440,10\s(\s(6)))×48000)=6287N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7206C軸承，Cr=17.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60××1000,391.3))\s(\s(3))×106≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.2中間軸的軸承計(jì)算與校核1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×1142.2+0×697.3=1142.2N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))×eq\r(3,\f(60×303.16,10\s(\s(6)))×48000)=10917N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7205C軸承，Cr=12.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60××1000,1142.2))\s(\s(3))×104≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×1090.9+0×666=1090.9N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))×eq\r(3,\f(60×82.83,10\s(\s(6)))×48000)=6766N3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7211C軸承，Cr=40.8KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3)))=eq\f(10\s(\s(6)),60××1000,1090.9))\s(\s(3))×107≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第九部分聯(lián)軸器的選擇9.1輸入軸處聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩：T=T1=25.8Nm由表