1机械设计二级同轴减速器课程设计最全修正版90分

目录

一设计任务书

二系统总体设计方案（附总体方案简图）三原动机的选择

四执行机构的选择

五传动装置运动及动力参数计算

六传动零件的设计计算

七轴的计算

八滚动轴承的选择和计算

九连接的选择和计算

十联轴器的选择

十一润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择十二零部件和整机的价格评估

十三参考资料

111

一、设计任务书

设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器

1.总体布置简图

2.工作情况

工作平稳、单向运转

3.原始数据

运输拉力（N）运输带

速度

（m/s）

卷筒直径

（mm）

带速允

许偏差

（%）

使用年

限（年）

工作制

度（班/

日）

4000 1.6 400 5 8 2 4.设计内容

(1)电动机的选择与参数计算

(2)直齿轮传动设计计算

(3)轴的设计

(4)滚动轴承的选择

(5)键和联轴器的选择与校核

(6)装配图、零件图的绘制

(7)设计计算说明书的编写

5.设计任务

(1)减速器总装配图1张（0号或1号图纸）

(2)齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）

(3)设计计算说明书一份

二、 系统总体设计方案 传动方案给定为二级级减速器（包含两级圆柱齿轮传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速W n ，即

min

/4.76400

6

.1100060100060r D

v

n w =???=

?=

ππ

一般常选用同步转速为1000min r 或的电动1500min r 机作为原动机，根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是二级圆柱直齿轮传动

三 电动机的选择

1. 电动机类型选择

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Ｙ（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。 2. 电动机容量

(1) 卷筒轴的输出功率w P

kW Fv P w 4.61000

6.140001000

=?=

=

(2) 电动机的输出功率d P

η

w

d P P =

传动装置的总效率2

42134a ηηηηη=???

式中，?21,ηη为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4；

10.99η=——联轴器效率；

20.99η=——轴承传动效率（球轴承）； 30.97η=——齿轮的传动效率，齿轮精度8级；

40.96η=——卷筒的传动效率；

min

/4.76r n w =

P=6.4KW

85.096.0*97.0*99.0*99.02

4

≈=η

故 kW P P w

d 53.785

.04.6==

=

η

(3) 电动机额定功率ed P

由第二十章表20-1选取电动机额定功率kW P ed 11=。

3. 电动机的转速

由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围608'2～=i ，则电动机转速可选范围为 min /45842.611''2r i n n w d ～=?=

可见同步转速为750r/min 、1000r/min 、1500r/min 和3000r/min 的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min 和1500r/min 的两种电动机进行比较， 如下表： 方案 电动机型号 额定功率（kW ） 电动机转速（r/min ） 电动机质量（kg ） 传动装置的传动比

同步 满载 总传动比 两级

减速

器

1 Y160L-6

11 1000 970 147 12.6 12.6

2 Y160M-4

11 1500 1460 123 19.1 19.1

由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y160L-6。

4. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸

由表20-1、表12-2查出Y160L-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。

型号 额定功率(kw) 同步转速 (r/min) 满载转速 (r/min) 堵转转矩额定转矩 最大转

矩额定转矩

Y160L-6 11 1000 970 2.0 2.0

四 执行机构的选择

1. 传动装置总传动比

6

.124.76970

===w m n n i

kW P d 53.7=

电动机额定功率

ed

P =11KW

选用电机 Y160L-6

2. 分配各级传动比

则两级圆柱齿轮减速器的传动比为

6.1232==?i i i

5

.332==i i

所得32i i ?符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

五 传动装置的运动及动力参数计算

1. 各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为 min

/18.795

.314.277min

/14.2775

.3970min /970min /9703

2Ⅲ21Ⅱ0Ⅰ0r i n n r i n n r n n r n n m ===

=======

2. 各轴输入功率

按电动机额定功率ed P 计算各轴输入功率，即

kW

P P kW P P kW P P kW

P P ed 636.997.09875.006.1006.1097.09875.0505.10505.10955.01111322Ⅲ321Ⅱ10Ⅰ

0=??===??===?====ηηηηη

3. 各州转矩

m

N n P T m N n P T m N n P T m N n P T ?=?

==?=?

==?=?

==?=?==21.116218

.79636.995509550

66.34614.27706.109550955043.103970505

.109550955030.1089701195509550Ⅲ

ⅢⅢⅡⅡⅡⅠⅠⅠ000

六 传动零件的设计计算 由设计选定两组相同的齿轮作为两级减速，并校核第二级齿轮。 （1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ①选用直齿圆柱齿轮 ②运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88） ③由《机械设计》（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40MnB （调质），硬度为241~~286HBS ；大齿轮材料为ZG35SiMn （调质），硬度为241~269HBS 。 ④选小齿轮齿数201=z ：大齿轮齿数70205.312=?=?=z i z

（2） 按齿面接触强度设计 按式(10-21）试算，即 32

11)]

[(12H E H d t Z Z u u KT d σφ+?≥ ①确定公式内各计算数值 a) 试选载荷系数5.1=K b) 选取区域系数4.2=H Z

c) 小齿轮传递的传矩m N T ?=66.3461

d) 选取齿宽系数2.1=Φd

e) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 7301lim =σ；大齿轮的 电动机轴 高速轴Ⅰ 中速轴Ⅱ

低速轴

Ⅲ 转速

（r/min ） 970 970 277.14 79.18 功率（kW ） 11 10.505 10.06 9.636 转矩

（m N ?） 108.30 103.43 346.66 1162.21

接触疲劳强度极限MPa H 6202lim =σ

f) 计算接触疲劳许用应力：

取失效概率为1%，安全系数S=1.1，由式(10-12)得

[][]MPa

MPa S

MPa MPa S

H H H H 5641

.1620;

6641.17302

lim 2

1

lim 1==

=

===σσσσ

g) 许用接触应力 h) [][][]MPa

H H H 6142

664

5642

2

1=+=

+=

σσσ

i) 由表10-6查得材料弹性影响系数21

8.189MPa Z E = ②计算

试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得

mm

mm d t 826148.1894.25

.315.32

.110

6.3466.123

2

3

1=??

? ????+?

???≥

a) 计算圆周速度

s m s m n d v t 18.11000

6014

.27725.971000

601

1=???=

???=

ππ

b) 齿宽b 及模数m nt

mm

mm z d m mm mm d b t nt t d 1.420

824.98822.11

11===

=?=?Φ=

(3)按齿根弯曲强度设计计算

由式(11-6)

3

2

11

]

[2F Sa Fa d n Y Y z KT m σφ?

≥

MPa

S F

FE

F σσ=

][ ①确定计算参数 a) 计算载荷系数

K=1.5

b) 查取齿形系数

由表11-8查得185.2,592.221==Fa Fa Y Y c) 查取应力校正系数

由表10-5查得787

.1,596.121==Sa Sa Y Y

d) 计算弯曲疲劳许用应力

由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 6001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5102=σ

取弯曲疲劳安全系数Sf=1.25，由式(10-12)得

[][]MPa

S

MPa

S

FE F FE F 40825

.151048025.16002

2

1

1==

=

===σσσσ

e) 计算大、小齿轮的

]

[F

Sa Fa Y Y σ

，并加以比较

[][]00957

.0408

787

.1185.200862

.0480

596

.1592.22

2

21

1

1=?=

?=?=?F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ

大齿轮的数值大 ②设计计算

mm

mm m n 7.200957.020

2.166

.346105.123

2

3

=?????≥

对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mm m n 3=，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm d 821=来计算应有的齿数。于是由

2738211===

n

m d z

取271=z ，则95275.312≈?==uz z

（4）齿轮主要几何参数

①计算中心距

()()mm

mm m Z Z a n

1832

395272

21=?+=

+=

③计算大、小齿轮的分度圆直径

mm

mm m Z d mm

mm m Z d n

n 2851

3*951

813*272211==?=

==?=

高速级 低速级

小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮

传动比 3.5 模数(mm) 3 中心距(mm)

183

齿数 27 95 27 95 齿宽(mm)

98 93 98 93 直

径(mm ) 分度圆 81 285 81 285 齿根圆 79 283 79 283 齿顶

圆

83

287

83

287

七 轴的设计计算 1. 高速轴的设计

(1) 高速轴上的功率、转速和转矩

转速（min /r ） 高速轴功率（kw ） 转矩T （m N ?）

970 10.505 103.43

(2) 作用在轴上的力

已知高速级齿轮的分度圆直径为d =82mm ，根据《机械设计》（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则

N

F F N F F N

d T F t n t r t 5.268420

cos 68.2522cos 91820tan 68.2522tan 68.252210

8243.103223

==

=

=?=?==??=

=

-α

α

(3) 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取1120=A ,于是得

mm n

P A d 78.24970

505.101123

3

0min =?==

(4) 轴的结构设计

1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①查《机械设计手册》（软件版），选用GB5014-2003中的LX2型弹性柱销

联轴器， 其公称转矩为560 000N ·ｍｍ。半

联轴器的孔径mm 30，轴孔长度L ＝82ｍｍ,J 型轴孔,相 应地,轴段1的直径

mm d 301=,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取mm l 361=，现

取L Ⅰ-Ⅱ=75mm 。

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=35mm；LⅤ-Ⅵ=10mm。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，dⅤ-Ⅵ=44mm。

③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=40mm，取LⅣ-Ⅴ=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。

④轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取L

Ⅱ-Ⅲ

=60mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角?

?45

1.2，各圆角半径见图

轴段编

号长度（mm）

直径

（mm）

配合说明

Ⅰ-Ⅱ75 30 与联轴器配合

Ⅱ-Ⅲ60 32 定位轴肩

Ⅲ-Ⅳ42 35

与滚动轴承30307配合，套筒定

位

Ⅳ-Ⅴ103 40 与小齿轮键联接配合

Ⅴ-Ⅵ10 44 定位轴环

Ⅵ-Ⅶ23 35 与滚动轴承30307配合

总长度313mm

（1）求轴上的载荷

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为

L1=118mm，L2+L3=74.5+67.5=142mm。

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的M H、M V及M的值列于下表。

载荷 水平面H

垂直面V

支反力F N

F NH 11431=，N F NH 12622=

N

F NV 22371-=，N F NV 15162=

C 截面弯矩M mm N L F M

NH

H

?=?=8518532

mm

N L F M NV V ?=?=10233032

总弯矩 mm N M M

M V H

?=+=

+=

133146102330

85185

2

2

2

2max

扭矩

mm N T ?=118750

（2） 按弯扭合成应力校核轴的强度

根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取6.0=α，轴的计算应力

()

Mpa Mpa W

T M

ca 61.2840

1.0118750

6.0133146

)(3

2

2

2

2

=??+=

+ασ＝

已选定轴的材料为45Cr ，调质处理。由表15-1查得70MPa ][1-=σ。因此][1-ca σσ<，故安全。

2. 中速轴的设计

(1) 中速轴上的功率、转速和转矩

转速（min /r ） 中速轴功率（kw ） 转矩T （m N ?）

277.14 10.06 346.66

(2) 作用在轴上的力

已知高速级齿轮的分度圆直径为mm d 2871=，根据式(10-14)，则

N

F F N F F N

d T F t n t r t 79.257020cos 75.241520

cos 26.87320tan 75.2415tan 75.241510

28766.3462213

1=÷==

=?=?==??=

=

-α

已知低速级齿轮的分度圆直径为mm d 822=，根据式(10-14)，则

N

F F N F F N

F t n t r t 75.899720tan 12.8455cos 41.307720tan 12.8455tan 108266.346223

2=??==

=?=?==??=

-α

α

(3) 初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取1120=A ,于是得

mm n

P A d 08.3714

.27706.101123

3

0min =?==

(4) 轴的结构设计

1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d Ⅰ-Ⅱ=d Ⅴ-Ⅵ=45mm ，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为d ×D ×T=45mm ×100mm ×27.25mm ，故L Ⅰ-Ⅱ=L Ⅴ-Ⅵ=27+20=47mm 。

两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm ，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm 。 ②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径d Ⅱ-Ⅲ=50mm ；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。

③为了使大齿轮轴向定位，取d Ⅲ-Ⅳ=55mm ，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L Ⅲ-Ⅳ=100mm 。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ

3）轴上零件的轴向定位

大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角?

?45

1.2，各圆角半径见图

轴段编

号长度（mm）

直径

（mm）

配合说明

Ⅰ-Ⅱ49 45 与滚动轴承30309配合，套筒定

位

Ⅱ-Ⅲ98 50 与大齿轮键联接配合

Ⅲ-Ⅳ90 55 定位轴环

Ⅳ-Ⅴ103 50 与小齿轮键联接配合

Ⅴ-Ⅵ45 45 与滚动轴承30309配合

总长度385mm

（5）求轴上的载荷

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为

L1=76mm，L2=192.5，L3=74.5mm。

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的M H、M V及M的值列于下表。

载荷水平面H 垂直面V

支反力F

N

F

NH

68

1

=

N

F

NH

6186

2

=

N

F

NV

1382

1

=

N

F

NV

2682

2

=

C截面

弯矩M

mm

N

L

F

M

NH

H

?

=

?

=460875

3

2

mm

N

L

F

M

NV

V

?

=

?

=353536

3

2

总弯矩

mm

N

M

M

M

V

H

?

=

+

=

+

=580856

353536

4608752

2

2

2

max

扭矩mm

N

T?

=422360

手绘弯矩图参照上例

（6）按弯扭合成应力校核轴的强度

根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取6.0=α，轴的计算应力

()Mpa Mpa W

T M

ca 70.5050

1.0422360

6.0580856

)(3

2

2

2

2

=??+=

+ασ＝

已选定轴的材料为45Cr ，调质处理。由表15-1查得70MPa ][1-=σ。因此

][1-ca σσ<，故安全。

3. 低速轴的设计

(1) 低速轴上的功率、转速和转矩

转速（min /r ） 中速轴功率（kw ） 转矩T （m N ?）

79.18 9.636 1162.21

(2) 作用在轴上的力

已知低速级齿轮的分度圆直径为mm d 287=，根据式(10-14)，则

N

tg F F N F F N

d T F t n t r t 8.86182007.7466tan 8.294720tan 8099tan 809910

28721.1162223

=??===?=?==??=

=

-βα

(3) 初步确定轴的最小直径

先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根

据表15-3，取1120=A ，于是得 mm n

P A d 5518

.79636.9112330min =?==

(4) 轴的结构设计

1） 拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。

②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅥ-Ⅶ=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为d×D×T=70mm×150mm ×38mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=70mm；而LⅠ-Ⅱ=38mm，LⅣ-Ⅴ=38+20=58mm。

左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。

③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=98mm。

④轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取L

Ⅴ-Ⅵ

=60mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

3）轴上零件的轴向定位

半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。

4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角?

?45

0.2，各圆角半径见图

轴段编

号长度（mm）

直径

（mm）

配合说明

Ⅰ-Ⅱ38 70 与滚动轴承30314配合

Ⅱ-Ⅲ10 82 轴环

Ⅲ-Ⅳ98 75 与大齿轮以键联接配合，套筒定位Ⅳ-Ⅴ58 70 与滚动轴承30314配合

Ⅴ-Ⅵ60 68 与端盖配合，做联轴器的轴向定位Ⅵ-Ⅶ105 63 与联轴器键联接配合

总长度369mm

（5）求轴上的载荷

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a 值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm 。因此，轴的支撑跨距为

mm L L 142756721=+=+

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B 是轴的危险截面。先计算出截面B 处的M H 、M V 及M 的值列于下表。 载荷 水平面H

垂直面V

支反力F

N F NH 35.39431= N

F NH

72.35222=

N F NV 50.20391-= N

F NV

04.48312

=

B 截面

弯矩

M mm N L F M NH H ?=?=26420411 mm N L F M NV V ?=?=36232522 总弯矩 mm N M M M V H ?=+=+=4484233623252642042

222max

扭矩 mm N T ?=1370920 （6） 按弯扭合成应力校核轴的强度

根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取6.0=α，轴的计算应力

()Mpa Mpa W

T M

ca 21.2275

1.013709206.0448423

)(3

2

2

2

2

=??+=

+ασ＝

已选定轴的材料为45Cr ，调质处理。由表15-1查得70MPa ][1-=σ。因此][1-ca σσ<，故安全。

八、 滚动轴承的选择及计算

轴承预期寿命 h L h 4'

1084.52836510?=???= 1. 高速轴的轴承

选用30307型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 531511'''= α，kN

C r 2.71=

315

.0531511tan 5.1tan 5.1='''?==

αe

（1） 求两轴承所受到的径向载荷1r F 和2r F

由高速轴的校核过程中可知：

N

F NH 11431=，N F NH 12622= N

F NV 22371-=，N F NV 15162=

N

F F F NV NH r 2512).

2237(11432

2

2

12

11=-+=

+=

N

F F F NV

NH

r 19731516

1262

2

2

2

2

22

2=+=+=

（2） 求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F

由《机械设计》表13-7得 Y

F F r d 2=

N

ctg F N

ctg F d d 5185315114.021973

6595315114.022512

21='

''?=

='

''?=

所以

N

F F N F F d a d a 6596591211====

（3） 求轴承当量动载荷1P 和2P

e

F F r a 26.025*******==

e

F F r a ≥==

33.01973

6592

2 由《机械设计》表

N

F P r 251211==

N

Yctg F P r 2044''35'51'114.022=+=

（4） 验算轴承寿命

因为21P P >，所以按轴承1的受力大小验算

'

1018.4512.22.7157660106010

5

3

106

6

h h L h P C n L >?=?

?

? ???=??? ??=

ε

故所选轴承满足寿命要求。

2. 中速轴的轴承

选用30309型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 017512'''= α，kN C r 102=

345

.0017512tan 5.1tan 5.1='''?==

αe

（1） 求两轴承所受到的径向载荷1r F 和2r F

由中速轴的校核过程中可知：

N

F NH 681=，N F NH 61862= N

F NV 13821=，N F NV 26822=

N

F F F NV NH r 1384.138268

2

2

2

12

11=+=

+= N

F F F NV

NH

r 67422682

61862

2

2

2

22

2=+=+=

（2） 求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F

由《机械设计》表13-7得 Y

F F r d 2=

N

ctg F N ctg F d d 19380175124.026742

3980175124.021384

21='

''?=

='

''?=

所以

N

F F N F F d a d a 193819382221====

（3） 求轴承当量动载荷1P 和2P

e

F F r a >==

4.11384

19381

1