课程设计二级减速器最终篇

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i=i=

计算项目及说明 计算结果 传动比i1=29，外齿轮传动比i2=3.2。 3.传动装置的运动参数计算 （1）各轴转速计算 第一轴：n0=n=1470r/min 第二轴：n1=n/i=1470/2.5=588r/min 第三轴：n2=n1/i=588/29=20.28r/min 第四轴：n3=n2/i=20.8/3.2=6.34r/min （2）各轴功率计算 第一轴： i1=29 i2=3.2 n0=1470r/min n1=588r/min n2=20.28r/min n3=6.34r/min P0P=16.160.990.97 =14.73Kw 第二轴： P1P=14.730.9920.97=11.55Kw 第三轴： P2P13=16.160.9920.97 =10.2Kw第四轴： P3P25=0.960.950.9920.97=10.02Kw（3）各轴扭矩的计算 第一轴： p0=14.73Kw P1=11.55Kw P2=10.2Kw P3=10.02Kw T09550P0/n016.16/14700.01Nm

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计算项目及说明 第一轴： 计算结果 T0=0.01Nm T09550P0/n0955016.16/14700.01Nm 第二轴： T1=239.2Nm T19550P1/n1955014.73/588239.2Nm 第三轴：T2=5438.98Nm T29550P2/n2955011.55/20.285438.98Nm 第四轴：T3=15665Nm T39550P3/n3955011.55/20.2815665Nm (4)各轴转速，功率，扭矩值列表如下： 转速轴序号 功率P/kw 转矩T/Nm n/(r/min) 1 16.16 0.01 1470 2 14.73 239.23 588 3 11.55 5438.98 20.28 4 10.02 15665.98 6.34 二. 传动件的设计计算 1. 闭式齿轮传动设计计算 （1） 选择齿轮精度，材料及许用应力 齿轮精度7级 减速器属于一般机器，转速中等，选用7级精度（GB10095-88） HBS1=280 HBS 由表10-1选 小齿轮 40Cr 调质 HBS2=240 HBS 大齿轮 45 调质 接触疲劳许用应力[σH]由式[H]HlimSHKHN 接触疲劳强度极限σHlim查图10-21d 接触疲劳寿命系数KHN应力循环次数N 由式N160n1jLh609601(103508) N2= N1/i = 4.147 × 109 / 3.2 查图10-19得KHN1、KHN2 接触强度最小安全系数SH 则 [σH]1 ＝ 600 × 0..90 / 1 [σH]2＝550× 0.95 / 1 弯曲疲劳许用应力[σF]由式[F]FEKFN SF σHlim1＝600N/mm2 σHlim2＝550N/mm2 N1＝2.47×109 N2＝9.88×109 KHN1＝0.90， KHN2＝0.95 SH=1 [σH]1＝540 N/mm2 [σH]2=522.5N/mm2 - 3 -

计算项目及说明 弯曲疲劳强度极限σFE查图10-20c 弯曲疲劳寿命系数KFN查图10-18 则 [σF]1 ＝500 × 0.85 / 1.4 [σF]2＝380 × 0.88 / 1.4 （2） 按齿面接触疲劳强度设计 由试算小齿轮分度圆直径d1t 计算结果 σFE1＝500N/mm2 σFE2＝380N/mm2 KFN1=0.85，KFN2=0.88 SF=1.4 [σF]1=303.57 N/mm2 [σF]2= 238.86 N/mm2 σFE1＝500N/mm2 σFE2＝380N/mm2 KFN1=0.85，KFN2=0.88 SF=1.4 [σF]1=303.57 N/mm2 [σF]2= 238.86 N/mm2 d＝1.0 zl＝ 24 z2 ＝ 61 u=2.54 T1=9.74104 N·mm K t =1.3 ZE=189.8N/mm2 ZH＝2.5 = 1.65 d1t ≥57.62 mm v=2.9 m/s d1t3(ZEZH22KtT1(u1)) [H]du齿宽系数d查表10-7，按小齿轮相对两支承为对称布置 小轮齿数zl 大轮齿数z2 z2＝izl＝3.2×24=76.8圆整取 齿数比uu＝z2 /zl =77/24 传动比误差Δu/u Δu/u=（2.54-2.5）/ 2.54 =0.016 <0.05 小齿轮转矩T1T1=9.55×106P/n0 =9.55×106×15/ 1470 初选载荷系数K t =1.2~1.4 材料的弹性影响系数ZE查表10-6 区域系数ZH（标准直齿轮 =20） 故d1t3189.82.5221.39.74104(2.541) ()522.512.54圆周速度v v=πd1t n1/60000=π× 66.27 × 1470 /60000 齿宽 bb =d d1t = 1 ×66.27 齿轮模数mtmt= d1t /z1= 66.27 /24 齿宽与齿高之比b / h = b / 2.25 mt = 72.90 / (2.25×2.76) KA—使用系数查表10-2 Kv—动载系数查图10-8 Kα—齿间载荷分配系数查表10-3 Kβ—齿向载荷分布系数查表10-4 KFβ—由b / h和KHβ查图10-13 校正小齿轮分度圆直径d1 由式d1d1t 所需模数m m =d1/z1＝69.35 / 24 3b =57.62 mm mnt=2.33 mm b / h＝10.99 = 1.903 KA =1 Kv = 1.11 KHα= KF α= 1.4 KHβ＝1.42 KF β＝1.35 K＝2.21 K66.27Kt1.493 1.3 d1 = 69.35 mm m= 2.89 mm - 4 -

计算项目及说明 （3） 按齿根弯曲疲劳强度设计 由下式设计齿轮的模数 mn3(YFaYSa)[F]2KT1Yβcos22dz1计算结果 K＝1.47 YFa1＝2.65， YFa2＝2.26 YSa1＝1.58， YSa2＝1.74 YFa1YSa1/[F]1 = 0.0138 YFa2YSa2/[F]2 = 0.0165 螺旋角影响系数Y 由= 1.903查图10-28 载荷系数KK= KA KvKFαKFβ＝ 1×1.11×1.4×1.35 计算当量齿数zv z1 /cos3=24/cos314，zv2= z2 /cos3=77/ cos314 齿形系数YFa和应力校正系数YSa查表10-5 计算大、小齿轮的YFaYSa / [ F ] YFa1YSa1 / [ F ]1 = 2.5921.596 / 303.57 YFa2YSa2 / [ F ]2 = 2.2111.774 / 238.86 42故mn≥30.0164222.19.948100.88cos14=1.82 mm 21241.65调整大、小齿轮的齿数 z1= d1cos /mn＝64.17cos14 / 2 = 31.13 z2=u z1＝3.2  31 = 99.2 （4） 齿轮其它主要尺寸计算 标准中心距a： a=（d1+d2）/2=(176+70)/2 分度圆直径dd1＝mnz1= 2× 35” d2＝mnz2= 2×88 齿宽b ： b =d d1= 1×70 大、小齿轮齿宽B： B2＝b， B1＝b＋(5~10) 2、蜗杆传动的设计计算 （1）选择蜗杆传动的类型 根据《机械设计课程设计任务书》设计要求把蜗杆设计成阿基米德蜗杆减速器 （2）选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，所以蜗杆使用45钢； 因为希望效率高点，耐磨性好，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。涡轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造模铸造。为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。 （3）按照齿面疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度设计， mn= 2.0 mm a =123 mm z1＝35 z2＝88 d1＝70 mm d2＝176 mm b＝70 mm B2＝70 mm B1＝75 mm - 5 -

计算项目及说明 再校核齿根弯曲疲劳强度，由下式，传动中心距 计算结果 a3KT(2ZEZ[])2 1)确定作用在涡轮上的转矩T2 根据上表格已经列写出T25495.49Nm 2)确定载荷系数K 因为工作载荷比较稳定，所以取载荷分布在不均匀系数K1 K1 查看课本表11-5，使用系数KA=1，由于转速不高，冲击不大，KA=1 KV=1.05 动载荷系数KV=1.05 K=1 则KKAKKV1 3）确定弹性影响系数ZE 1 2因选用铸锡磷青铜和钢蜗杆相配ZE160MPa 4）确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a比值 d1 0.35 a从书本图11-18中可以查得Z=2.9 5）确定许用接触应力[H] 根据涡轮的材料涡轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC从表11-7查得蜗轮的基本许用应力 d10.35 aZ=2.9 H]'=268MPa 应力循环次数: N=60jn2Lh60120.281035083.41107 接触强度系数KHN8H]'=268MPa 1070.86 73.4110N=3.41107 KHN=0.86 H=230.00MPa HKHNH]'0.86268MPa230.00MPa - 6 -

计算项目及说明 6）计算中心距 计算结果 1602.92a31.05545490)286.37mm 230因为i=29查GB10085-1998表A1 可知模数m=16mm，蜗杆分度圆直径d1=140mm 这时d1/a=0.44 从图11-18中可以查得接触系数Z2.65 a286.37mm d1=140mm Z'Z因此以上计算结果可用 （4）蜗杆与蜗轮的主要几何尺寸与主要参数 蜗杆：轴向齿距Pa=m1650.24mm 直径系数q=d1/m=8.75 齿顶圆直径: da1=d12ham140216172mm齿根圆直径df1=100mm 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚Sa= Z2.65 Pa=5.24mm q=d1/m=8.75 da1=172mm df1=100mm 1m25.12mm 2 Sa=25.12mm Z2=31 d2=496mm da2=528mm rg2=22.37 蜗轮： 蜗轮齿数Z2=31 蜗轮分度圆直径d2=496mm 蜗轮喉圆直径da2=528mm 蜗轮齿根圆直径rg2=22.37 （5） 校核齿根圆疲劳强度 F1.53KT2d1d2mYFa2Y[] 涡轮的齿形系数YFa2由当量齿数Zv2z2cos331.2YFa2=2.55 螺旋角系数Y10.95 140Zv2=31.2 YFa2=2.55 Y=0.95 - 7 -

许用弯曲应力F]F]KFN

计算项目及说明 由表11-8查得，由2CuSn10P1制造的蜗轮基本许用弯曲应力计算结果 F]56MPa 寿命系数KFN9F]56MPa 1060.68 73.4110KFN=0.68 F]=37.83Mpa F18.68MPa 弯曲强度满足 Vs4.34m/s F]560.6837.83MPa F1.531.055438.981032.550.9518.68MPa14049616所以弯曲强度满足要求 （6） 验算效率 =tan tan（v）已知=63111= Fv与相对滑动速度Vs有关 Vs=d1n1601000cos140588601000cos4.34m/s Fv0.0237v1.19=0.802 合格 从表11-8中用插值法查得 Fv0.0237v1.19 带入式中得=0.802 大于原估计值，因此不用重新计算，合格 - 8 -

计算项目及说明 计算结果 材料40Cr 大齿轮材料为 （1）、选定蜗轮的类型、精度等级、材料 45钢 1）根据情况选择直齿圆柱齿轮传动 2）减速器为一般机器，速度不高，故选用7级精度 3）材料选择由表10-1选择材料40Cr（调质处理），硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240HBS，两者 硬度相差４０ＨＢＳ 3、第三级低速级开式齿轮的设计 ４）选小齿轮z117，大齿轮齿数： z117 z2173.254.4 取值55 （2）按照齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲疲劳强度设计公式： m3(YFaYSa2KT1) 2[F]dz1z255 1）确定公式内各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度FE1500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 FE1500MPa FE2380MPaKFN10.85KFN20.88 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式知 KFN10.85KFN20.88 [F]=303.57MPa 1[F]2238.86MPaKt=1.51 YFa1=2.65 YFa2=2.226 YSa1=1.58 YSa2=1.1764 [F]1[F]2KFN1FE11.4=303.57MPa KFN2FE21.4=238.86MPa 4）计算载荷系数K 初选Kt=1.51 5）查取齿形系数 由表10-5查得YFa1=2.65 YFa2=2.226 6）查取应力校正系数 由表10-5查得YSa1=1.58 YSa2=1.1764 7）计算大小齿轮的YFaYSa并且加以比较 [F]- 9 -

计算项目及说明 计算结果 YFa1YSa1[F]10.013790.01644 YFa1YSa1[F]12.651.580.01379 303.572.2261.7640.01644 238.86YFa2YSa2[F]2YFa2YSa2[F]2mt9.78 圆整为10 结果大齿轮的数值较大 （8）试确定中心距 mt321.5125.441060.016449.782117 圆整为10 则d1t=mz1=1017=170mm 根据小齿轮作悬臂布置，齿宽系数d= d1t= 170mm d= bdd1t0.4186.5466.50mm 计算齿宽高比b/h h=2.25mt=22.01mm b/h=74.62mm b66.50mmh=22.01mm b/h=74.62mm 2、按齿面接触疲劳强度校核 v=d1n160100086.546010000.176m/s v0.176m/s Kv=1.09，直齿轮根据v=0.176m/s，7级精度，由图10-8查动载系数 Kv=1.09，直齿轮KHKF1 KHKF1 KA=1 由表10-2查取使用系数KA=1 由表10-4由插值法查取7级精度，小齿轮相对支撑点悬臂布 置，所以KH1.195 由b/h=4.27，KH1.195查图10-3知KF1.22 载荷系数KH1.195 KF1.22 K1.55 KKAKvKHKH11.0911.4231.55 d1d1t3K166.26Kt31.55168.10 1.50d1168.10 模数圆整为10 m=d1/z1=168.10/17=10 模数圆整为10 - 10 -

计算项目及说明 几何尺寸的计算Z2=iZ1=173.2=54.4,取Z2=55 （1） 计算分度圆直径 d1=Z1m=1017=170mm d2=Z2m=5510=550mm （2） 计算中心距 a=d1/2-d1/2=550/2-170/2=190mm （3） 计算齿轮宽度 b=dd10.417068mm 取b2=68mm b1=73mm 计算结果 d1= =170mm d2= 550mm a= 190mm b2=68mm b1=73mm 三、轴的设计 1、联接电机的轴 （1）求输出轴上的功率P、转速n和转矩T000 P016.2Kw n0=n=1470r/min T0=1.05105Nmm d1=69.35mm Ft3.03103N Fr1.01103N P0P16.830.970.9916.2Kw n0=n=1470r/min T0=9.55106P0n01.05105Nmm （2）求作用在齿轮上的力 高速齿轮上的分度圆直径 d1=69.35mm Ft2T0d21.051053.03103N 69.35FrFttan3.03103tan201.01103N (3)初步确定轴的最小直径 dminA03P0105316.2/147023.37mm n0dmin23.37mm 5取轴材料为45钢，调质处理，根据15-13取A0=105，显然轴的最Tca=1.36510Nmm 小安装直径在联轴器处，联轴器的计算转矩 Tca=KAT0 查表14-1考虑转矩很小，取KA=1.3 Tca=KAT0=1.31.05105=1.365105Nmm

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计算项目及说明 计算转矩Tca小于联轴器公称转矩，查标准GB/T5843-2003知半联轴器孔径，选用HL1型弹性柱销联轴器，公称转矩160000Nmm，轴的孔径d1=24mm，联轴器的长度52mm (4)轴的结构设计 1） 拟定轴上零件装配方案选用下图所示的 计算结果 HL1型弹性柱销联轴器 公称转矩160000Nmm 2） 根据轴向定位要求确定各段的直径和长度 d1=31mm，长度取L1=50mm 为了确定半联轴器的轴向定位，第一段直径取d1=31mm，长度取L1=50mm，避免联轴器压到轴肩 单列圆锥滚子轴承30307 初步选择滚动轴承，因轴承受到径向力，有的轴上受dDT 到轴向力，选用单列圆锥滚子轴承，初步选择0基本35mm80mm22.75mm游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为 dDT35mm80mm22.75mm 轴的各尺寸如下表所示： 轴段 长度/（mm） 直径/（mm） 第一段 50 24 第二段 40 31 第三段 35 35 第四段 70 40 第五段 60 35 （5）轴向零件的周向固定 齿轮、半联轴器与周向定位均采用键连接，由课本6-1查键的基本尺寸为bhL=12mm8mm56mm，键槽采用铣刀加工。 - 12 -

计算项目及说明 计算结果 由图知，B为危险界面 总弯矩： MMH2MV2(9.07104)2(3.02104)2 M9.56104Nmm =9.56104Nmm总扭矩T=1.06105Nmm 因为扭转切应力为对称循环应变应力，轴的计算应力 T=1.06105Nmm ca38.68MPa caM12(T)2W(9.56104)2(3.02104)2 2403404(404)3224038.68MPa前面已选择材料为45钢，调质处理由表15-1 1]60MPa ca1],所以安全 ca1], 所以安全 - 13 -

计算项目及说明 计算结果 P1=14.73KW n1=588r/min T1=239.23Nm 2、蜗杆轴的设计 （1）求输出轴上的功率P、转速n和转矩T000 P1=14.73KW n1=588r/min T1=239.23Nm （2）求作用在齿轮上的力 高速齿轮上的分度圆直径 d1=69.35mm d1=69.35mm Ft12T1d239.2321032.72103N 176Ft12.72103N Fr=2.72103N FrFttan9.89102tan202.72103N 蜗杆上的作用力，因为蜗杆的分度圆直径d1’=140mm Ft1'2T13.41103N d1d1’=140mm Ft1'=3.41103N 2T2Fa1'2.19104N d2Fa1'2.19104N dmin30.22mm (3)初步确定轴的最小直径 P03 dminA0311214.73/58830.22mm n0 取轴材料为45钢，调质处理，根据15-13取A0=112，显然轴的最A0=112 小安装直径在大齿轮处 (4)轴的结构设计 1） 拟定轴上零件装配方案选用下图所示 Fr1'Fa1'tan7.89103N - 14 -

计算项目及说明 2) 轴上各段尺寸如下表所示 轴段 长度/（mm） 直径/（mm） 计算结果 第一段 68 32 第二段 14.8 39 第三段 25.3 40 第四段 50 49 第五段 102 75 第六段 241 172 第七段 102 75 第八段 50 49 第九段 25.5 40 第十段 14.5 39 （5）轴向零件的周向固定 齿轮周向定位采用键连接，由课本6-1查键的基本尺寸为bhL=18mm11mm55mm，键槽采用铣刀加工。 （7） 轴上强度校核 弯矩图如下图所示： bhL=18mm11mm55mm键槽采用铣刀加工 - 15 -

计算项目及说明 计算结果 竖直面受力及弯矩如下表示 载荷 支反力 弯矩 扭矩 竖直面 Fa=5039N,Fb=3804N M=876000Nmm T=239230Nmm - 16 -

计算项目及说明 水平面受力及弯矩如下表示 载荷 支反力 弯矩 扭矩 总弯矩： 竖直面 Fa=4740N,Fb=1390N M=319000Nmm T=239230Nmm 计算结果 MMH2MV2(3.19105)2(8.76105)2 M=9.32105Nmm =9.32105Nmm因为扭转切应力为对称循环应变应力，轴的计算应力 caM12(T)2Wca3.57MPa (9.32105)2(2.39105)2 3140323.57MPa前面已选择材料为45钢，调质处理由表15-1 1]60MPa ca1],所以安全 ca1], 所以安全 3、蜗轮轴的设计以及校核 （1）蜗轮轴的功率转速和转矩如下 P2=11.55Kw n2=20.28r/min T2=5438.98Nm （2）求作用在蜗轮上的力 蜗轮上的分度圆直径是d2=496mm P2=11.55Kw n2=20.28r/min T2=5438.98Nm d2=496mm Ft22.19104N Ft2=Fa1'

2T12.19104N d1- 17 -

计算项目及说明 计算结果 Fa2=Ft1'3.41103N Fa23.41103N Fr2=7.89103N Fr2=Fr1'Fa1'tan7.89103N （3）初步确定轴的最小直径 A0=112 取轴材料为45钢，调质处理，根据15-13取A0=112，显然轴的最 小安装联轴器的轴段。 Tca=7.07106Nmm 为了使其与联轴器相适应，现需要选联轴器型号 联轴器计算转矩Tca=KAT3查表14-1取KA=1.3 KA=1.3 所以Tca=KAT3=1.35438.98103=7.07106Nmm 查标准GB/T5014-2003，选用HL8弹性柱销联轴器，公称转HL8弹性柱销联轴器 矩为107Nmm，半联轴器孔径为95mm故取此轴段直径95mm，公称转矩为107Nmm 半联轴器长度为172mm 半联轴器孔径为95mm （4） 轴结构设计 1） 拟定轴上的零件装配方案如下图示： dminA03P0112311.55/20.2892.83mm n0dmin92.83mm 2） 根据轴的定位要求确定各轴段尺寸如下表所示 轴段 第一段 第二段 第三段 第四段 第五段 第六段 长度/（mm） 130 55 53.5 23 120 81.5 直径/（mm） 95 102 105 119 110 105 - 18 -

计算项目及说明 计算结果 3） 轴上零件的周向定位 bhL 此轴上都使用平键在联轴器处查表6-1选择基本尺寸=25mm14mm110mm为 bhL=25mm14mm110mm，在蜗轮处选择 bhL=28mm16mm100mm （5） 轴上力的校核 轴上弯矩图如下所示： bhL=28mm16mm100mm

由上图知危险截面为B，在图中竖直面内Mv=3.81105Nmm 水平面中Mh=1.04106Nmm 总弯矩： M MH2MV2(3.81105)2(1.04106)2竖直面内 Mv=3.81105Nmm 水平面中 Mh=1.04106Nmm M1.108105Nmm =1.108105Nmm- 19 -

计算项目及说明 因为扭转切应力为对称循环应变应力，轴的计算应力 计算结果 caM12(T)2W(1.108105)2(5438.98103)2 32110288（110-8）-3211050.71MPa前面已选择材料为45钢，调质处理由表15-1 ca50.71MPa 1]60MPa ca1],所以安全 ca1], 所以安全 四、轴承的校核 1、高速级齿轮轴上轴承校核 其模型如下图所示 Fd1=Fd2= F2r1Fr22（=2Y3.031.0122103）（103）22 21.9 =4.20102N Fa2=Fa1=Fd1=4.20102N Fd1=Fd2 =4.20102N - 20 -

计算项目及说明 计算结果 4.20102==0.260.31 3Fr11.610Fa1所以P1=1.610 3Fa1Fr1 =0.260.31 Ln4.2106h2.8104h Fa1Fr1 所以校验合格 2.蜗杆轴上轴承的校核 其受力模型如下图所示： =0.260.31 所以校验合格 Fae=2.19104N 22Fr1=Fr1H2Fr1v2=（3.9103）（4.32103） Fae=2.19104N Fr1=5.82103N =5.82103N 22Fr2=Fr2H2Fr2v2=（4.5603）（2.22103） =5.0710N3Fr2=5.07103N 5.82103Fd1===1.71103N 2Y21.7Fr1 Fd1=1.71103N - 21 -

计算项目及说明 计算结果 5.07103Fd2===1.50103N 2Y21.7Fr2因为Fd2Fae2.34104NFd11.71103N 所以Fa1=Fae+Fd2=2.34104N Fa2=Fd2=1.50103N 求当量动载荷 P1 P2 Fd2=1.50103N Fd2Fae1.7110N 3 Fa12.341044.03e=0.35 3Fr15.8210x1=0.4 y1=1.7 Fa1 =2.34104N Fa2=Fd2=1.50103N Fa14.03e=0.35 Fr1x1=0.4 y1=1.7 Fa21.501030.29e=0.35 3Fr25.0710 x2=1 y2=0 Fa20.29e=0.35Fr2 x2=1 y2=0 P1=fp（x1Fr1+y1Fa1）=4.2110N P2=x2Fr2=5.09103N 因为P1>P2 10634810310Ln()34 605884.21103.5310h2.810h444P1=4.21104N P2=5.09103N Ln3.53104h2.810h4 所以轴承合格 3、蜗轮轴上轴承的校核 其模型如下 所以轴承合格 - 22 -

计算项目及说明 计算结果 Fr1v=Fr2v=Fr22Fr1v=Fr2v=3.99103N =3.99103N Fr1h=Fr2h=1.095104N

2.19104Fr1h=Fr2h==1.095104N 2Fd13.42103NFa1=6.83103N Fa2=3.42103N Fd1Fr11.1651043.42103N 2Y21.7因为Fa2+Fd2>Fd1 所以Fa1=Fae+Fd2=3.42103+3.41103=6.83103N Fa2=Fd2=3.42103N 计算当量动载荷P1 P2 Fa16.831030.5860.35 4Fr11.16510P1=0.41.165104+1.76.83103=1.63104N Fa10.5860.35 Fr1P1=1.63104N Fa23.421030.2930.35 4Fr21.16510P2=11.165104=1.165104N Fa20.293 Fr20.35P2=1.165104N Ln1043210()4 6020.281.63107463103Ln4.4107h2.810h所以合格 44.410h2.810h所以合格 - 23 -

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