轴承座课程设计说明书毕业论文

在满足使用要求的前提下，轴承要尽量选用标准件中的通用规格的。要考虑轴承内套与轴、外套与孔或轴承座的配合关系，尽量使结构简单化，节约成本，因为实际生产中，经济性是首要考虑的因素。希望我的回答能对你有帮助。

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仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=；带速V=；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700××、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×π×220=根据【2】表中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 3 Y100l2-4 3 1500 1420 3 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=××η轴承×η齿轮=××、 计算各轴转矩Td=×入/n1 = =入/n2=五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA= P=×据PC=和n1=由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×()= mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+(95+280)+(280-95)2/4×450=根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+()/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1= ×(dd2-dd1)/a=×(280-95)/497=>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=查[1]表10-3，得Kα=；查[1]表10-4得 KL= PC/[(P1+△P1)KαKL]=[() ××]= (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（α）-1]+qV2=[()]+ =则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×()=、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=取z2=78由课本表6-12取φd=(3)转矩T1T1=×106×P1/n1=×106×(4)载荷系数k : 取k=(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60××10×300×18= /×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=模数：m=d1/Z1=取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=×20mm=50mmd2=mZ2=×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=××50/60×1000=因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×tan200=⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=×96÷2=截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=×96÷2=(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（)1/2=(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=×（P2/n2）×106=(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=×453=< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×100/2=(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+）1/2=(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（）=(×303)=<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=, 基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速9000r/min（1）已知nII=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N = =根据课本P265表（14-14）得e=48000h∴预期寿命足够二.主动轴上的轴承:(1)由初选的轴承的型号为:6206查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=,基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h（1）已知nI=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1= FA2=FS2=(3)求系数x、yFA1/FR1= = =根据课本P265表（14-14）得e=48000h∴预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-792．键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=挤压强度： =<125~150MPa=[σp]因此挤压强度足够剪切强度： =<120MPa=[ ]因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×根据《机械设计基础课程设计》表选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：：(1)箱座壁厚z=× 取z=8(2)箱盖壁厚z1=× 取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=×8=12(4)箱座凸缘厚度b=×8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=×8=20(6)地脚螺钉直径df =×(取18)(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)(8)轴承旁连接螺栓直径d1= =×18= (取14)(9)盖与座连接螺栓直径 d2=()df =× 18= (取10)(10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直d3=()df=×18=(取8)(12)检查孔盖螺钉d4=()df=×18= (取6)(13)定位销直径d=()d2=×10=8(14)至外箱壁距离C1(15) (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞ mm(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3D～轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十一、参考资料目录[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

给你设计数据，仅供参考.传动设计算：由已知设计条件：P'=，N'=90 r/min。圆柱齿轮的传动效率为,取，则齿轮减速器的输入功率为P=P'/ kw查表，选择电动机，型号Y160L-8，额定功率,额定转速720r/min传动比i=720/90=8减速器设计为单级圆柱直齿轮传动。图纸还是你自己出吧，这是一个机械专业的学生应该掌握的基本知识。我也是学机械出身的，当时做课程设计，最初也是无从下手，不过最后面还是自己做出来了。我们当时资料只能从图书馆查，图纸用手绘，设计说明书用笔写。现在想起来也挺有意思的，每天背一个绘图板，拿着绘图工具（丁字尺、三角板、圆规、铅笔），从早上8点开始，晚上10：30结束，累啊。不过，当时的女朋友经常会跑过来，很“崇拜”看着我，哎，现在她已经是为人妻为人母了。而现在，资料可以从网上查，图纸用CAD，说明书WORD来就行了。如果这还做不出来，那毕业之后，工作了，怎么办呢？机械设计的前途还是光明的，努力吧~~以下是用机械设计手册电子版的齿轮传动设计程序的数据，仅供你参考： 渐开线圆柱齿轮传动设计报告一、设计信息 设计者 VIP 设计单位 VIP 设计日期 Date=2008-6-20 设计时间 Time=8:57:53二、设计参数 传递功率 P=(kW) 传递转矩 T=(N·m) 齿轮1转速 n1=720(r/min) 齿轮2转速 n2=90(r/min) 传动比 i= 原动机载荷特性 SF=均匀平稳 工作机载荷特性 WF=轻微振动 预定寿命 H=58000(小时)三、布置与结构 结构形式 闭式 齿轮1布置形式 对称布置 齿轮2布置形式 对称布置四、材料及热处理 齿面啮合类型 硬齿面 热处理质量级别 MQ 齿轮1材料及热处理 40Cr<表面淬火> 齿轮1硬度取值范围 HBS=48～55 齿轮1硬度 HBS1=52 齿轮2材料及热处理 45<表面淬火> 齿轮2硬度取值范围 HBS=45～50 齿轮2硬度 HB=48五、齿轮精度 7级 六、齿轮基本参数 模数(法面模数) Mn=3 端面模数 Mt= 螺旋角 β=0(度) 基圆柱螺旋角 βb=0(度) 齿轮1齿数 Z1=19 齿轮1变位系数 X1= 齿轮1齿宽 B1=23(mm) 齿轮2齿数 Z2=152 齿轮2变位系数 X2= 齿轮2齿宽 B2=23(mm) 标准中心距 A0=(mm) 实际中心距 A=(mm) 齿数比 U= 齿轮1分度圆直径 d1=(mm) 齿轮1齿顶圆直径 da1=(mm) 齿轮1齿根圆直径 df1=(mm) 齿轮1齿顶高 ha1=(mm) 齿轮1齿根高 hf1=(mm) 齿轮1全齿高 h1=(mm) 齿轮1齿顶压力角 αat1=(度) 齿轮2分度圆直径 d2=(mm) 齿轮2齿顶圆直径 da2=(mm) 齿轮2齿根圆直径 df2=(mm) 齿轮2齿顶高 ha2=(mm) 齿轮2齿根高 hf2=(mm) 齿轮2全齿高 h2=(mm) 齿轮2齿顶压力角 αat2=(度) 齿轮1公法线跨齿数 K1=3 齿轮1公法线长度 Wk1=(mm) 齿轮2公法线跨齿数 K2=17 齿轮2公法线长度 Wk2=(mm) 齿顶高系数 ha*= 顶隙系数 c*= 压力角 α*=20(度) 端面齿顶高系数 ha*t= 端面顶隙系数 c*t= 端面压力角 α*t=20(度)七、检查项目参数 齿轮1齿距累积公差 Fp1= 齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1= 齿轮1公法线长度变动公差 Fw1= 齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1= 齿轮1齿形公差 ff1= 齿轮1一齿切向综合公差 fi'1= 齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0 齿轮1齿向公差 Fβ1= 齿轮1切向综合公差 Fi'1= 齿轮1径向综合公差 Fi''1= 齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1= 齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1= 齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1= 齿轮1齿向公差 Fb1= 齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1= 齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1= 齿轮1齿厚上偏差 Eup1= 齿轮1齿厚下偏差 Edn1= 齿轮2齿距累积公差 Fp2= 齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2= 齿轮2公法线长度变动公差 Fw2= 齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2= 齿轮2齿形公差 ff2= 齿轮2一齿切向综合公差 fi'2= 齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0 齿轮2齿向公差 Fβ2= 齿轮2切向综合公差 Fi'2= 齿轮2径向综合公差 Fi''2= 齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2= 齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2= 齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2= 齿轮2齿向公差 Fb2= 齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2= 齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2= 齿轮2齿厚上偏差 Eup2= 齿轮2齿厚下偏差 Edn2= 中心距极限偏差 fa(±)=八、强度校核数据 齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=(MPa) 齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=(MPa) 齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=(MPa) 齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=(MPa) 齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=(MPa) 齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=(MPa) 接触强度用安全系数 SHmin= 弯曲强度用安全系数 SFmin= 接触强度计算应力 σH=(MPa) 接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足 齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足 齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足九、强度校核相关系数 齿形做特殊处理 Zps=特殊处理 齿面经表面硬化 Zas=表面硬化 齿形 Zp=一般 润滑油粘度 V50=120(mm^2/s) 有一定量点馈 Us=允许 小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm) 载荷类型 Wtype=静强度 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤μm) 刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=(N) 齿轮线速度 V=(m/s) 使用系数 Ka= 动载系数 Kv= 齿向载荷分布系数 KHβ= 综合变形对载荷分布的影响 Kβs= 安装精度对载荷分布的影响 Kβm= 齿间载荷分布系数 KHα= 节点区域系数 Zh= 材料的弹性系数 ZE= 接触强度重合度系数 Zε= 接触强度螺旋角系数 Zβ= 重合、螺旋角系数 Zεβ= 接触疲劳寿命系数 Zn= 润滑油膜影响系数 Zlvr= 工作硬化系数 Zw= 接触强度尺寸系数 Zx= 齿向载荷分布系数 KFβ= 齿间载荷分布系数 KFα= 抗弯强度重合度系数 Yε= 抗弯强度螺旋角系数 Yβ= 抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ= 寿命系数 Yn= 齿根圆角敏感系数 Ydr= 齿根表面状况系数 Yrr= 尺寸系数 Yx= 齿轮1复合齿形系数 Yfs1= 齿轮1应力校正系数 Ysa1= 齿轮2复合齿形系数 Yfs2= 齿轮2应力校正系数 Ysa2=

兄弟，说实话你这个任务量比较大要花点钱的。

轴的设计，力矩，力学分析，寿命分析，最后选用轴承，然后各种寿命计算方法，符合要求就可以。