机械原理课程设计设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

目录一、设计任务书10二、电动机的选择2三、确定传动比.2四、V带传动的设计计算3五、斜齿轮传动设计计算51、高速级传动.62、低速级传动.93、齿轮的结构设计.13六、轴系零件的设计计算151、高速轴的设计及计算.152、从动轴的设计及计算.203、中间轴的设计及计算.24七、键连接强度校核计算28八、轴承的寿命计算281、主动轴轴承.282、中间轴轴承.303、从动轴轴承.31九、润滑、密封装置的选择及设计32十、减速箱体及附件的设计33十一、设计总结35一、设计任务书设计题目： 设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于传送清洗零件，双班制工作，工作有轻微振动，使用寿命为10年（其中带、轴承寿命为3年以上）原始数据：卷筒直径D=330mm，运输带速度v=0.75m/s,运输带所需扭矩T=370N.m。设计任务： （1）减速器装配图1张；（2）零件工作图2张；（3）设计计算说明书1份。二、电动机的选择卷筒的转速n=43.406r/min运输带功率Pw:Pw=1.682KW传动装置的总效率0.950.990.816为V带的效率,取0.95；为轴承的效率，取0.98；为齿轮啮合的效率（8级精度），取0.97；为联轴器的效率，取0.99。电动机输出功率P0:PdP/1.682/0.8162.06kW根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列的三相异步电动机。电动机转速选着常用的两种同步转速：1500 r/min 和1000 r/min，以便比较。电动机选择如下：型号额定功率同步转数满载转速总传动比外伸轴径外伸轴长中心高Y100L1-42.2 1500 1420 32.714 28 60 100 Y112M-62.2 1000 940 21.656 28 60 112 由于两种总传动比都不是很大，从经济方面考虑，选择Y100L1-4型的电动机。三、确定传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为：inm/n1420/43.406=32.714预取带传动比为 =3.15减速箱总传动比为 =32.714/3.15=10.386减速箱高速级传动比 =3.607低速级传动比 = /=2.882四、V带传动的设计计算(1) 确定计算功率查表8-7得工作情况系数，故p为电机的额定功率.(2)选择带型号根据,查图8-10选用带型为A型带。(3)选取带轮基准直径查表8-6和8-8，取小带轮基准直径。(4)验算带速v 在525m/s范围内，故带速合适。(5)计算大带轮基准直径,查表8-8圆整后取。（6）确定中心距a和带的基准长度初步选取中心距：初取中心距=400mm中心距变动范围：所以V带基准长度：=查表8-2选取基准长度得实际中心距:圆整后（7）验算小带轮包角,包角合适。（8）计算v带根数z，由公式得根据，查表8-4a，得查表8-4b查得功率增量为查表8-2得带长度修正系数.查表8-5,得由公式得故选Z=3根带。（9）计算单根V带的初拉力最小值（）min。查表8-3得A带型的单位长度质量,故单根普通带张紧后的初拉力为: =116.438N （10）计算作用在轴上的最小压轴力（）min: （11）校核实际转矩、功率、转速实际V带传动比：从动轮的实际转速：=456.592r/min从动轮的转速误差率为在内，为允许值，但为了使结果更准确，要对 再进行校核。校核结果如下：各轴转速：轴1：1420/3.111456.429r/min轴2：456.429/126.679r/min轴3：/126.679/2.882=43.949 r/min轴4：=43.949r/min各轴输入功率：轴1：2.0600.95=1.957kw轴2： =1.9570.980.97=1.861kw轴3：1.8610.980.97= 1.769kw轴4：4=1.7690.980.99=1.716kw各轴输入扭矩：=9550/=95501.957/456.429=46.49 Nm=9550/=95501.861/126.679= 140.269 Nm=9550/=95501.769/43.949=384.343 Nm=9550/=95501.716/43.949=372.890 Nm各轴运动与动力参数轴号输入功率P KW输入转矩T Nm转速r/min传动比i轴11.95746.49456.4293.15轴21.861140.269126.6793.607轴31.769384.34343.9492.882轴41.716372.89043.9491（12）带轮的结构设计 因为就以上计算还无法得知大带轮的孔径，所以将两带轮的结构设计一起放在主动轴设计过程中。五、斜齿轮传动设计计算如题，我们要用斜齿轮进行设计减速箱。由于传送机转速不高，故取8级精度，大小齿轮都选用软齿面。材料及其相应性质如下表：齿轮材料热处理方式硬度HBS接触疲劳强度Mpa弯曲疲劳强Mpa小齿轮45钢调质270650.000 480.000 大齿轮45钢正火235550.000 360.000 一、 高速级齿轮传动的设计计算1、选齿数（1） 取小齿齿数，大齿轮齿数= Zi=193.603=68.458圆整后取=68。（2）选取螺旋角2、按齿面接触强度设计公式： （1）确定各参数的值:1） 初选K=1.6。2） 由表10-7选取齿轮系数=1。3） 由表10-6查取材料的弹性影响系数=189.8Mpa4） 由图10-21d按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮=650Mpa，大齿轮=550Mpa5） 计算应力循环次数： 6） 由图10-19查取接触疲劳寿命系数K=0.95， K=0.97。7） 取失效概率1，安全系数S=1， =K/S=0.95650=617.5Mpa =K/S=0.97550=533.5Mpa =(+)/2=(617.5+533.5)/2=575.5Mpa8） 由图10-30选取区域系数9） 由图10-26查得=0.75，=0.86，=+=1.61。(2)计算。1）小齿轮分度圆直径： =40.415mm 2）圆周速度：3）齿宽b及模数m： b=d=140.415=40.415mm m= h=2.25m=2.252.060=4.634mm b/h=40.415/4.634=8.7424)纵向重合度=0.318Ztan=1.695）计算载荷系数K：已知使用系数K=1，根据v=0.968m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数K=1.1：由表10-4查得K=1.45；由图10-13查得K=1.4；由表10-3查得K =K=1.2。故载荷系数 K= K K K K=11.11.21.45=1.9146）按照实际动载荷系数校正所得分度圆直径：d=d =40.514=43.008mm7）计算模数m=3、按照齿根弯曲强度设计：（1） 确定计算参数1） 计算载荷系数。 K= K K K K=11.11.21.4=1.8482） 根据纵向重合度=1.69，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.8753） 计算当量齿数。 4） 查取齿形系数。由表10-5查得Y=2.757，Y=2.2295） 查取应力校正系数。由表10-5查得Y=1.561，Y=1.7616） 计算弯曲疲劳许用应力。 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85， K=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4。= K/S=0.85480/1.4=291.429Mpa= K/S=0.88360/1.4=226.286Mpa7） 计算两齿轮的并加以比较。 =2.7571.561/291.429=0.015=2.2291.761/226.286=0.017大齿轮的数值较大。（2） 设计计算 =1.563 mm由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取m=2.0mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d=43.008mm来计算应有的齿数。 =20.771 圆整为21 =75.664 圆整为764、几何尺寸计算 （1）中心距：=100.422 圆整为 100mm（2） 按照圆整后的中心距修正螺旋角 =14.070此数值在2的允许范围内，故不用再对、的值进行修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 =43.299mm =156.701mm（4）计算齿轮宽度 b=43.299mm圆整后取B=45，B=50。5、转速误差：实际转速=/i=456.429/（156.701/43.299）=126.119r/min（126.679-126.119）/126.679=0.004由于结果与预算的误差极小，所以不再校核转矩、功率、转速。二、低速级齿轮传动的设计计算1、选齿数（1） 取小齿齿数，大齿轮齿数= Zi=192.882 =54.766圆整后取=55。（2）选取螺旋角2、按齿面接触强度设计公式： （1）确定各参数的值:10） 初选K=1.6。11） 由表10-7选取齿轮系数=1。12） 由表10-6查取材料的弹性影响系数=189.8Mpa13） 由图10-21d按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮=650Mpa，大齿轮=550Mpa14） 计算应力循环次数： 15） 由图10-19查取接触疲劳寿命系数K=0.97， K=1。16） 取失效概率1，安全系数S=1， =K/S=0.97650=630.5Mpa =K/S=1550=550Mpa =(+)/2=(630.5+550)/2=590.25Mpa17） 由图10-30选取区域系数18） 由图10-26查得=0.74，=0.83，=+=1.57。(2)计算。1）小齿轮分度圆直径： =61.631mm 2）圆周速度：3）齿宽b及模数m： b=d=161.631=61.631mm m= h=2.25m=2.253.133=7.05mm b/h=61.631/7.05=8.7424)纵向重合度=0.318Ztan=1.695）计算载荷系数K：已知使用系数K=1，根据v=0.409m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数K=1.1：由表10-4查得K=1.457；由图10-13查得K=1.4；由表10-3查得K =K=1.2。故载荷系数 K= K K K K=11.11.21.457=1.9236）按照实际动载荷系数校正所得分度圆直径：d=d =65.53mm7）计算模数m=3、按照齿根弯曲强度设计：（3） 确定计算参数8） 计算载荷系数。 K= K K K K=11.11.21.4=1.8489） 根据纵向重合度=1.69，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.87510） 计算当量齿数。 11） 查取齿形系数。由表10-5查得Y=2.757，Y=2.27612） 查取应力校正系数。由表10-5查得Y=1.561，Y=1.73213） 计算弯曲疲劳许用应力。 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.88， K=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4。= K/S=0.88480/1.4=301.714Mpa= K/S=0.90360/1.4=231.429Mpa14） 计算两齿轮的并加以比较。 =2.7571.561/301.714=0.014=2.2761.732/231.429=0.017大齿轮的数值较大。（4） 设计计算 =2.334 mm由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取m=2.5mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d=65.53mm来计算应有的齿数。 =25.319 圆整为25 =72.061 圆整为724、几何尺寸计算 （1）中心距：=125.527 圆整为 125mm（3） 按照圆整后的中心距修正螺旋角 =14.070此数值在2的允许范围内，故不用再对、的值进行修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 =64.433mm =185.567mm（4） 计算齿轮宽度 b=64.433mm圆整后取B=65，B=70。5、误差分析：传动比误差：=(2.882 -185.567/64.433)/ 2.882=0.001,误差极小，相关参数不在调整。三、齿轮结构设计高速级齿轮结构设计数据如下：名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角=14.07传动比ii=3.609齿数Z2176法面模数mm=2端面模数mm=2.062发面压力角=20端面压力角=arctan= arctan=20.567法面齿距=2.0=6.282端面齿距=2.062=6.475分度圆直径d=43.299 =156.701 基圆直径40.539146.713齿顶圆直径=+2=43.299+4=47.299=+2=156.701+4=160.701齿根圆直径=-2=43.299-5=38.299=-2=156.701-5=151.701齿根高=2.0*1.25=2.5mm齿顶高=2.0*1=2.0mm标准中心距a（43.299+156.701）/2=100.422mm =取100mm齿宽BB1=50B2=45结构形式齿轮轴腹板式低速级齿轮结构设计数据如下：名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角=14.07传动比ii=2.880齿数Z2572法面模数mm=2.5端面模数mm=2.577发面压力角=20端面压力角=arctan= arctan=20.567法面齿距=2.5=7.85端面齿距=2.577=8.092分度圆直径d=64.433 =185.567基圆直径60.326173.739齿顶圆直径=+2=64.433+5=69.433=+2=185.567+5=190.567齿根圆直径=-2=64.433-2x3.125=58.183=-2=185.567-2x3.125=179.317齿根高=2.5*1.25=3.125mm齿顶高=2.5*1=2.5mm标准中心距a（64.433+185.567）/2=125.527mm =取125mm齿宽BB3=70B4=65结构形式一般式腹板式六、轴系零件的设计1、高速轴的设计及计算（1）由上所求得：各轴运动与动力参数轴号输入功率P KW输入转矩T Nm转速r/min传动比i轴11.95746.49456.4293.15轴21.861140.269126.6793.607轴31.769384.34343.9492.882轴41.716372.89043.9491（2）求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为而 1891.679 N 709.809 N 474.099 N 带轮压轴力=700N由于电动机的中心高为100mm，由以上齿轮设计的结果，取减速器的中心高为151mm，带轮的中心距为400mm，压轴力的方向与上平面的夹角为=，鉴于角度较小，不再把压轴力分解计算。圆周力F，径向力F及轴向力的方向如图示初步确定轴的最小直径先按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， =40Mpa 17.235 mm因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即18.096，结合带轮标准选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为20mm，故取 ，大带轮的基准直径，采用3根V带传动，结合以上带轮设计经查表得：各带轮参数结构式dadd轮缘宽BLd1d小带轮腹板式（P）95.500 90.000 5050.000 50.400 28大带轮孔板式（P）285.500 280.000 5050.000 40.00 20轴的结构设计主动轴设计结构图: 各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取=20mm；大带轮定位轴肩的高度取3.5mm，则；经过国标查询，选圆锥滚子轴承30206型轴承，则，左右轴承都用轴肩定位，则；小齿轮轴段处，小齿轮齿底圆直径=-2=43.2992.5=40.799，显然，尺寸与小齿轮的分度圆的直径相差很小，明显不符合齿根与键槽顶的距离L2.5m的条件，于是将齿轮做成齿轮轴。齿顶圆直径=+2=43.299+4=47.299，于是d=47.299mm。圆锥滚子轴承参数圆锥滚子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3020630*62*17.2513.800 43.200 50.500 1.600 0.370 轴上零件的轴向尺寸及其位置以中间轴的长度进行箱体总宽的确定。，中间轴上齿轮宽度分别为, ，轴承端盖总厚度取20mm.箱体内侧与轴承内面距离取10mm，两齿轮之间的距离取S1=10mm，齿轮与箱体之间的间隙为S2=14mm。所以两端轴承的内壁间距为L=173mm。对于轴1，在齿轮1、2中线对其与总长为L=173mm的条件下，设端盖总厚度为20mm，轴承端盖与大带轮间距为30mm，与大齿轮连接的轴段应比轮毂长度短2mm以保证定位可靠，所以L1取48，所设各轴段的长度如上图。即：各段直径d1=20.000mmd2=27.000mmd3=30.000mmd4=38.000mmd5=47.299mmd6=38.000mmd7=30.000mm各段长度L1=48.000mmL2=50.000mmL3=17.250mmL4=101.500mmL5=50.000mmL6=21.500mmL7=17.250mm求轴上的载荷 1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上, 如图中轴1简支梁中=(L1+2)/2+L2+a=(48+2)/2+50+13.8=88mm=L3-a+L4+L5/2=17.25-13.8+101.5+50/2=129.95mm= L6-a+L5/2=49.95mm2)、水平面的受力分析： 则3）、竖直平面受力分析：通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得： -905.498 N 915.307 N Mv1=Fp*l=70088=62160. N.mm Mv3=*l=915.30749.95=45719.578 N.mmMv2= Mv3-=45719.578-474.099 43.299 /2=35455.569 N.mm 4）合成弯矩图， Mv1=62160.Mpa5）当量弯矩。转矩按脉动循环，45号钢调质=60Mpa,取，由于M较大，则： Mpa60Mpa所以轴1的强度合格。2、从动轴（轴3）的设计及计算（1）求作用在齿轮上的力已知从动轴上大齿轮的分度圆直径为而 4142.367 N1554.328 N 1038.175 N 圆周力F，径向力F及轴向力的方向如图示初步确定轴的最小直径先按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， =40Mpa 36.353 mm因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即38.2mm，结合联轴器标准选用联轴器，取联轴器孔径为40，联轴器设计经查标准得：弹性柱销联轴器参数弹性柱销联轴器公称转矩半联轴器孔径半联轴器长度（Y型）与轴配合的毂孔长度LX3型1250000.000 40112.000 84.000 轴的结构设计从动轴设计结构图: 各轴段直径的确定与联轴器相连的轴段是最小直径，取=40mm；联轴器定位轴肩的高度取3.5mm，则；经过国标查询，选圆锥滚子轴承30210型轴承，则，左端轴承用轴肩定位，取轴肩高为3.5mm，则d=57mm，右端轴承与齿轮都用套筒定位，齿轮左端用轴肩定位，轴肩高为5mm，则；圆锥滚子轴承参数圆锥滚子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3021050*90*21.7520.000 73.292.000 1.400 0.420 轴上零件的轴向尺寸及其位置对于轴3，在齿轮3、4中线对其与总长为L=173mm的条件下，设端盖总厚度为20mm，轴承端盖与联轴器间距为30mm，与大齿轮连接的轴段应比轮毂长度短2mm以保证定位可靠，所以L6取48，所设各轴段的长度如上图。即：各轴段直径d1=40.000mmd2=47.000mmd3=50.000mmd4=60.000mmd5=65.000mmd6=55.000mm7=50.000mm各轴段长度L1=82.000mmL2=50.000mmL3=21.750mmL4=71.500mmL5=10.000L6=61.000mmL7=52.250mm求轴上的载荷 1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上, 如图中轴1简支梁中=(L1+2)/2+L2+a=(82+2)/2+50+20=112mm=L3-a+L4+L5+L6/2=21.75-20+10+71.5+65/2=115.75mm= （L6+4）/2-4+L7-a=60.75mm2)、水平面的受力分析： 则3）、竖直平面受力分析：通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得： -10.765 N 1565.093 N Mv1=*l=-10.765 115.750 =-1246.089 N.mmMv2=l = 1565.09360.75=95079.429 N.mm 4）合成弯矩图，5）当量弯矩。转矩按脉动循环，45号钢调质=60Mpa,取，由于M较大，则： Mpa60Mpa所以轴3的强度合格。3、中间轴的设计及计算（1）又上分析，通过作用力与反作用力的关系，得中间轴上两齿轮上的受力如下：小齿轮 d3=64.433 mm大齿轮 d2=156.701 mm圆周力 Ft2=4142.367 N圆周力 Ft1=1891.679 N径向力 Fr2=1554.328 N径向力 Fr1=709.809 N轴向力 Fa2=1038.175 N轴向力 Fa1=474.099 N圆周力F，径向力F及轴向力的方向如图示（2）初步确定轴的最小直径先按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， =40Mpa25.979 mm因最小直径与轴承配合，查取圆锥滚子轴承的国家标准，取最小轴径为30mm。轴承的参数如下：圆锥滚子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3020630*62*17.2513.800 43.200 50.500 1.600 0.370 (3)轴的结构设计主动轴设计结构图: 各轴段直径的确定最小直径为=30mm；如上图，两轴承内侧与两齿轮外侧都用套筒定位，此分段主要是为了减少两端轴段的加工面。两齿轮中间用轴肩定位，高度取4mm。 轴上零件的轴向尺寸及其位置总长为L=173mm的条件下，中间轴上齿轮宽度分别为, ，为了定位可靠，轴端L3与L5要比相应齿宽小4mm，分别取L3=41mm，L5=66mm。轴承端盖总厚度取20mm.为了避免箱体铸造误差的影响，箱体内侧与轴承内面距离取8mm，两齿轮之间的距离取L4=10mm，齿轮与箱体之间的间隙为S2=16mm。于是第二与第六轴端长度L2=L6=28mm所设各轴段的长度如上图。各轴段直径d1=30.000mmD2=36.000mmD3=44.000mmD4=36.000mmD5=30.000mm各轴段长度L1=45.250mmL2=66.000mmL3=10.000mmL4=41.000mmL5=45.25mm（4）求轴上的载荷 1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上, 如图中轴1简支梁中=L1-a +（L2+4）/2=17.25+28+(41+4)/2= 49.950 mm=（L2+4）/2 +L3+（L4+4）/2=（41+4）+10+（66+4）/2=67.500mm= L5+（L4+4）/2 -4 -a =（66+4）/2-4+28+17.25-13.8=62.450mm2)、水平面的受力分析： 3229.630 N 2804.416 N则弯矩：3）、竖直平面受力分析：通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：419.235N425.284N M11= *l=419.235 49.950 =20940.793 N.mm M22=*l=425.284 62.450 =26558.980 N.mM12= M11-=419.235-474.099 156.701 /2=-12505.568 N.mm M21= M22+=26558.980+1038.17564.433 /2=63704.916 4）合成弯矩图，5）当量弯矩。转矩按脉动循环，45号钢调质=60Mpa,取，由于M较大，则： 60Mpa所以中间轴的强度合格。七、键连接强度校核计算 根据各轴段直径，选择键的参数如下：名称bxhLd大带轮6*6C型键 4020齿轮210*8A型3636齿轮310*8A型3636齿轮416*10A型5055联轴器12*8A型7040轴名输入转矩N.m轴1 40.954 轴2 140.269 轴3 384.343 轴4 372.890 由计算各键的挤压应力如下：36.895 Mpa74.930 Mpa74.930 Mpa75.361 Mpa=82.833 Mpa经查表得=100Mpa,所以以上所选的键都合格。八、轴承的寿命计算一、主动轴的轴承设计工作能力计算圆锥滚子轴承参数圆锥滚子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3020630*62*17.2513.800 43.200 50.500 1.600 0.370 （1）计算两轴承所承受的径向力1046.803 N 1644.677 N（2） 计算两轴承所承受的轴向力 1）派生轴向力计算： 327.126N513.962N2）确定轴向力因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力方向指向远离大带轮一端，则轴承所受轴向力为：327.126NN所以轴承2压紧，1放松。3）轴承当量动载荷计算 取载荷系数fp=1.2。4）计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附表得30206轴承的。又有滚子轴承，则：要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。二、中间轴的轴承设计工作能力计算圆锥滚子轴承参数圆锥滚子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3020630*62*17.2513.800 43.200 50.500 1.600 0.370 （1）计算两轴承所承受的径向力 2552.274 N 3256.726 N（2） 计算两轴承所承受的轴向力 1）派生轴向力计算： 797.586N 1017.727 N2）确定轴向力因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力，即方向小齿轮指向大齿轮，则轴承所受轴向力为： 1361.661 N 1017.727 N所以轴承1压紧，2放松。（3）轴承当量动载荷计算 取载荷系数fp=1.2。（4）计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附表得30206轴承的。又有滚子轴承，则：要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。三、从动轴（轴3）的轴承设计工作能力计算圆锥滚子轴承参数圆锥滚子轴承d*D*TaCr(KN)Cor(KN)Ye3021050*90*21.7520.000 73.292.000 1.400 0.420 （1）计算两轴承所承受的径向力 1425.813 N 3135.188 N（2） 计算两轴承所承受的轴向力 1）派生轴向力计算： 509.219N 1119.710 N2）确定轴向力因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力方向指向远离联轴器一端，则轴承所受轴向力为：509.219NN所以轴承2压紧，1放松。3）轴承当量动载荷计算 取载荷系数fp=1.2。4）计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附表得30210轴承的。又有滚子轴承，则：要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。九、润滑、密封装置的选择及设计1、齿轮的润滑方式及的选择主动轴小齿轮的圆周转速：中间轴小齿轮转速0.427m/s 中间轴大齿轮转速1.039 m/s 从动轴大齿轮的圆周转速：此处为闭式齿轮传动，由于所有齿轮圆周转速都小于12m/s，采用大齿轮浸入油池中进行润滑，选用SH0357-92中的50号润滑。齿轮传动时，就会把油带到啮合齿面上，同时将油甩到箱壁上起到散热作用，在此油面应高过高速级大齿轮的一到两个齿高。2、滚动轴承的润滑方式及的选择属于轻型