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1、機械無級變速器分析 摘 要 機械無極變速器傳動是指在某種控制的作用下使機器的輸出軸轉速可在兩個極值范圍內連續(xù)變化的傳動裝置。能夠適應工藝要求多變、工藝流程機械化和自動化發(fā)展以及改善機械工作性能。它具有主動和從動兩根軸，并能通過傳遞轉矩的中間介質把兩根軸直接或間接地聯(lián)系起來，以傳遞動力。當對主、從動軸的聯(lián)系關系進行控制時，即可使兩軸間的傳動比在兩極值范圍內連續(xù)而任意地變化。 鋼球式無極變速器是以鋼球作為中間傳動元件，通過改變鋼球主動側和從動側的工作半徑來實現(xiàn)輸出軸轉速連續(xù)變化的機械無級變速器。由鋼球、主動錐輪、從動錐輪和內環(huán)所組成。動力由輸入軸輸入，帶動主動錐輪同速轉動，經鋼球利用

2、摩擦力驅動內環(huán)和從動錐輪，再經從動錐輪，V形槽自動加壓裝置驅動輸出軸將動力輸出，調整鋼球抽芯的傾斜角就可達到變速的目的。本文分析在傳動過程中變速器的主、從動輪，鋼球的工作原理和受力關系；通過受力關系分析。 這種無級變速器具有良好的結構和性能優(yōu)勢，具有很強的實用價值，完全可以作為批量生產的無級變速器。其主要特點是：變速范圍較寬；恒功率特性好；可以升、降速,正、反轉；運轉平穩(wěn),抗沖擊能力較強；使用壽命長；調速簡單,工作可靠；容易維修。 關鍵詞：機械無級變速器原理 鋼球 調速 緒論 機械無級變速器的概述和應用 機械無級變速器是由變速傳動機構、調速機構以及加壓裝置和輸出

3、機構組成的一種傳動裝置。其功能特征主要是：在輸入轉速不變的情況下，能實現(xiàn)輸出軸的轉速在一定范圍內連續(xù)變化，以滿足機器或生產系統(tǒng)在運轉過程中各種不同工況的要求。 機械無級變速器轉速穩(wěn)定、滑動率小、具有恒功率機械特性、傳動效率較高，能更好地適應各種機械的工況要求及產品需要，易于實現(xiàn)整個系統(tǒng)的機械化、自動化，且結構簡單，維修方便、價格相對便宜；特別是某些機械無級變速器可以在很大的變速范圍內具有恒功率的機械特性，這是電氣和液壓無級變速所難以達到的。機械無級變速器的適用范圍廣，在驅動功率不變的情況下，因工作阻力變化而需要調節(jié)轉速以產生相應的驅動力矩（如化工行業(yè)中的攪拌機械，即需要隨著攪拌物料的粘度、阻

4、力增大而能相應減慢攪拌速度）；根據工況要求需要調節(jié)速度（如起重運輸機械要求隨物料及運行區(qū)段的變化而能相應改變提升或運行速度，食品機械中的烤干機或制藥機械要求隨著溫度變化而調節(jié)轉移速度）；為獲得恒定的工作速度或張力而需要調節(jié)速度（如斷面切削機床加工時需保持恒定的切削線速度，電工機械中的繞線機需保持恒定的卷繞速度等）；為適應整個系統(tǒng)中各種工況、工位、工序或單元的不同要求而需協(xié)調運轉速度以及需要配合自動控制（如各種各樣半自動或自動的生產、操作或裝配流水線）；為探求最佳效果而需變換速度（如離心機需調速以獲得最佳分離效果）；為節(jié)約能源而需進行調速（如風機、水泵等）；此外，還有按各種規(guī)律的或不規(guī)律的變化而

5、進行速度調節(jié)以及實現(xiàn)自動或程序控制等。 綜上所述?？梢钥闯霾捎脽o級變速器，尤其是配合減速傳動時進一步擴大其變速范圍與輸出轉矩，能更好的適應各種工況要求，使之效能最佳，在提高產品的產量和質量，適應產品變換需要，節(jié)約能源等方面皆具有顯著的效果。故無級變速器目前已成為一種基本的通用傳動形式，在各工業(yè)部門已獲得廣泛應用。 機械無級變速器最初是在19世紀70年代出現(xiàn)的，由于當時受材質與工藝方面的條件限制，發(fā)展緩慢。直到20世紀70年代以后，一方面隨著先進的冶煉和熱處理技術，精密加工和數(shù)控機床以及牽引傳動理論與油品的出現(xiàn)和發(fā)展，解決了研制和生產無極變速器的限制因素；另一方面，隨著生產工藝流程實現(xiàn)機械化

6、、自動化以及要求改進機械工作性能，需要大量采用無級變速器。因此在這種形勢下，相應地促進了機械無級變速器的研制和生產，使各種類型的系列產品快速增長并獲得了廣泛的應用。 機械無級變速器分為摩擦式、鏈式、帶式和脈動式四大類。 （1） 摩擦式無級變速器 利用主、從動元件（或通過中間元件）在接觸處產生的摩擦力和潤滑油膜牽引力進行傳動，故通稱為牽引（式）傳動，并可通過改變其接觸處的工作半徑實現(xiàn)無級變速。摩擦式無級變速器由三部分組成：傳遞運動和動力的摩擦變速傳動機構；保證產生摩擦力所需的加壓裝置；實現(xiàn)變速的調速機構。 （2） 鏈式無級變速器 利用鏈輪和鋼質撓性鏈條作為傳動元件來傳遞運動和動力的機械

7、變速裝置。鏈式無級變速器由鏈輪和鏈條構成的傳動機構、調速機構和鏈條張緊加壓機構三部分組成，利用鏈條左右兩側面與作為鏈輪的兩錐盤接觸所產生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩對錐盤的軸向距離以調整它們與鏈的接觸位置和工作半徑，從而實現(xiàn)無級變速。 （3） 帶式無級變速器 與鏈式變速器相似，其變速傳動機構是由作為主、從動帶輪的錐盤及張緊在其上的傳動帶組成。利用傳動帶左右兩側面與錐盤接觸所產生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩錐盤的軸向距離以調整它們與傳動帶的接觸位置和工作半徑，從而實現(xiàn)無級變速。帶式無級變速器結構簡單，又具有工作平穩(wěn)，能吸收振動和具有過載保護作用，傳動帶易磨損，但其更換方便，價格低廉。帶式

8、無級變速器的主要缺點是外形尺寸較大，變速范圍較小。 （4） 脈動式無級變速器 主要由傳動機構、輸出機構和調速機構三個基本部分組成。其傳動機構采用幾何封閉的低副機構，故具有工作可靠、承載能力高、變速性能穩(wěn)定的特點。 畢業(yè)論文內容和要求 內容：小功率機械無級變速器結構原理分析；機械無級變速器變速器的有關數(shù)據計算及認證；對關鍵部件進行強度和壽命的計算。 機械無級變速方式豐富，為此僅選擇鋼球式無級變速器分析計算，描述如下。 鋼球式無級變速器 1--輸入軸；2--密封圈；3--端蓋；4--軸承；5-

9、-螺栓M3x1.5；6—軸承；7—左箱體；8—加壓盤；9—錐輪；10—調速齒輪；11—聯(lián)接桿；12—傳動鋼球；13—外環(huán)；14—不完全調速齒輪；15—調速手柄；16—套筒；17—單圓頭普通平鍵；18—螺母M8；19、21—螺栓M4x1.5；20—箱蓋； 22—右箱體；23—輸出軸；24—碟形彈簧；25—套筒；26—加壓鋼球；27—保持環(huán) 圖2- 鋼球式無級變速器 鋼球式無級變速器結構如圖2-所示，動力由輸入軸1輸入，通過加壓裝置（加壓盤8、加壓鋼球26、碟形彈簧24），帶動主動錐輪同速轉動，經一組8個傳動鋼球12利用摩擦力驅動外環(huán)13和從動錐輪；再經從動錐輪、加壓裝置驅動輸出軸23，最后將

10、運動輸出。 圖2- 鋼球式無級變速器變速示意圖 鋼球式無級變速器變速示意如圖2-所示，主要由扭矩輸入輸出錐輪9和一組傳動鋼球12（通常為8個）組成。主、從動錐輪分別裝在軸1、23上，傳動鋼球12被壓緊在兩錐輪的工作錐面上，錐輪和傳動鋼球為點接觸，傳動鋼球內穿聯(lián)接桿11并可在聯(lián)接桿上繞其自由轉動。工作時，主動錐輪依靠摩擦力帶動鋼球繞聯(lián)接桿旋轉，鋼球同樣依靠摩擦力帶動從動錐輪轉動。軸1、23傳動比i=r1R1R2r2 ，由于R1=R2,所以i=r1r2 。其中r1和r2分別為主、從動錐輪切點到聯(lián)接桿垂直距離。在調速機構的作用下，調整支承聯(lián)接桿的傾斜角

11、與傾斜方向，即可改變鋼球的傳動半徑r1和r2，從而實現(xiàn)傳動比的平穩(wěn)變化，實現(xiàn)無級變速。在軸向力作用下，使三者之間接觸良好，有效的傳遞力與扭矩。 聯(lián)接桿11的兩端嵌裝在左箱體7和右箱體22的徑向弧形倒槽內，并穿過調速齒輪10的曲線槽；調速齒輪10的端面分布一組曲線槽，曲線槽數(shù)目與鋼球數(shù)相同。曲線槽可用阿基米德螺旋線，也可用圓弧，如圖2- 所示。調速時，通過調速手柄15帶動不完全調速齒輪14轉動，由于不完全調速齒輪14與調速齒輪10始終保持嚙合狀態(tài)，從而實現(xiàn)調速齒輪10的反向運動。由于曲線槽（相當于一個控制凸輪）的作用迫使聯(lián)接桿11繞傳動鋼球12的軸心線擺動，傾斜角發(fā)生變化，導致傳動鋼球與兩錐輪

12、的接觸半徑改變，輸出軸轉速得到調節(jié)。 圖2- 調速渦輪的槽形曲線 鋼球式無級變速器的結構也比較簡單，原理清晰 因為選用的是8個鋼球，所以一個曲線槽跨度是900，即從最大傳動比調到最小傳動比，需要使其轉過900，主動斜齒輪的直徑為從動斜齒輪的3/4，這樣只要主動輪轉動1200，那么從動輪就會轉動900。 主要零件的計算 鋼球外錐式無級變速器主要零件包括主﹑從動錐齒輪，加壓盤，調速齒輪上變速曲線槽，輸入軸，輸出軸，輸入﹑輸出軸上軸承，輸入﹑輸出軸上端蓋，調速機構等部分的載荷計算，下面分別介紹以上內容。

13、 鋼球與主、從動錐輪的計算 （1）選材料：鋼球、錐輪、外環(huán)及加壓盤均勻GCr15,表面硬度HRC61，許用接觸應力：其中，傳動件的[σj]=2200～2500Mpa 加壓元件的[σj]=4000～5000Mpa （2）有關參數(shù)：錐輪錐頂半角α=45o，鋼球個數(shù)m=8，錐輪與鋼球的直徑比c1=D1/dp=2.16,地面摩擦系數(shù)μ1=0.1，μ2=0.2，m人=65kg，m車=20kg，g=9.8m/s2，取自行車車速v車=15km/h=4.17m/s，輪胎直徑d1=560mm，η變=0.86 。 （3）計算傳動鋼球的直徑dp： 由力學知識可得：輪胎所產生的轉矩與鋼球摩擦所產生的轉

14、矩應平衡： 23m人+m車gμ1R1=8Qμ2c1dPN 其中：R1=280mm，Q為鋼球所受正壓力 代入數(shù)據可得： QdP=17997 σH max=13533QKd=13533179974dP3=56284dP 由于傳動件的[σj]=2200～2500Mpa 帶入上式得： dp=22.51～25.58mm 按鋼球規(guī)格圓整取 dq=25mm,鋼球數(shù)z=8 (4)運動參數(shù)的計算 輸入功率 P1=μ1m人+m車 g vη變 =0.165+209.84.170.86 =0.4039 kw

15、 輸出轉速 n2=V車602πR1=4.17602π0.28=142.2 r/min 傳動比 Imax=1.22 Imin=0.75 輸入轉速 n1max=n2Imin=142.30.75=189.6 r/min n1min=n2Imax/=142.21.22=116.6 r/min 變速范圍 Rn=1.220.75=1.63 鋼球支軸的極限轉角θ 增速方向 θ1=α- tan-1Imax=45o

16、-tan-11.22 =5o 39/ 減速方向 θ2=α-tan-1Imin =45o -tan-10.75 =8o7/ (5)有關尺寸的計算 圓錐工作直徑 D1=D2=c1dp=2.1625=54 mm 鋼球中心圓直徑 D3=c1+cosαdp=2.16+cos45o25=71.7 mm 鋼球側隙 Δ=c1+cosαsinπz-1dp=2.16+cos45osinπ8-1]25=2.43 mm 外環(huán)內經 Dr=D3+dp=71.7+25=96.7 mm 外環(huán)軸向截面圓弧半徑 R

17、=1～1.05dp=1～1.0525=25～26.25 mm 取 R=25.5mm 錐輪工作圓之間的軸向距離 B=12mm 調速齒輪上變速曲線槽的計算 調速渦輪槽形曲線及傳動鋼球的尺寸符號如圖2-4所示。 整個調速過程通常在渦輪轉角ψ=80o～120o，取Ψ=90o。 其中： l=0.5dp+δ+0.5～1.0=0.525+5+0.5～1.0=15.5 mm （1） 變速曲線槽采用圓弧槽線，變速槽中心線必須通過A、B、C三個點，它們的 極坐標（以O點為極

18、點）分別為： I=Imax=1.22時，ΨA=0O RA=0.5D3-lsinθ2=0.571.7-15.5sin8o7/=33.658 mm I=1時，ΨB=ΨImax1+Imax=1.2290o1+1.22=49.46o RB=0.5D3=0.571.7=35.85 mm I=Imin=0.75時，ΨC=Ψ=90o RC=0.5D3-lsinθ1=

19、0.571.7+15.5sin5o39/=37.38 mm (2)通過三點作圓弧確定槽圓弧確定曲線半徑R和中心O” 加壓盤的計算 加壓裝置采用鋼球V形槽式加壓盤，此加壓盤動作靈敏，工藝要求高，承載能力符合要求。 （1)加壓裝置有關參數(shù) 加壓盤作用直徑dp dp=0.6～0.7D1 =0.5～0.654=32.4～37.8 mm 取dp=35.8mm 滑動摩擦角 ρ/=tan-1?c=tan-10.15=8.53o 加壓盤V形槽傾角 λ=t

20、an-1?D1dpsinα=24.83o 傳動鋼球的確接觸應力為 σ=13533QKd=1353317997425=2251.35 Mpa ≤[σj] 每個鋼球作用在V形槽側面的正壓力 Qy=21.195500000.40390.85830sin14.85o180=651.6 N 用鋼球加壓裝置時 σjmax=13703KzQYrq2=137031.1651.642=4865.6 Mpa ≤[σj] 鋼球半徑 rq=3.7mm 碟形彈簧 B=2rqcosλ=

21、8.28 mm 碟形彈簧預緊力為200 N 輸入、輸出軸的計算 1、軸上相關數(shù)據的計算 輸入軸上傳遞的功率為 P1=0.4039kw 輸入轉速 n1=189.7～116.6 r/min ,取 n1=116.6 r/min 輸入軸轉矩 T1=9.55106P1n1=9.551060.4039116.6=3081 Nmm 輸出軸上傳遞的功率為 P2=P1η變=0.40390.86=0.3474 kw 輸出轉速 n2=142.2 r/min 輸出軸轉矩 T2=9.55106P2n2=9.551060.3474142.2=2

22、3331 Nmm 2、輸入軸的設計計算 初選軸徑：選取軸的材料是40Cr，調質處理241～286HBS，σB=735Mpa , σS=540MPaσ-1=355MPaτ-1=200MPa[σ-1]=70MPa，取A0=100，于是得： dmin =A03P1n1=10030.4039116.6=14.5 mm ，取 dmin=14.5mm。 3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 本方案如圖2-3所示的裝配的方案。 （2）確定軸的各段直徑和長度 I軸段安裝錐輪及加壓盤保持架，取dⅠ=10mm，LⅠ=B錐+B彈=20mm。 Ⅱ段軸安裝加壓盤，取dⅡ=15

23、mm，LⅡ=7mm。 Ⅲ軸段作為軸承座安裝滾動軸承，取dⅢ=15mm，LⅢ=8mm。 Ⅳ對軸Ⅲ與軸Ⅴ上的軸承內圈起定位作用，取dⅣ=19mm,LⅣ=8mm。 Ⅴ軸段作為軸承座安裝滾動軸承，取dⅤ=17mm，LⅤ=9mm。 Ⅵ軸段安裝軸承端蓋，取dⅥ=15mm，LⅥ=14mm。 Ⅶ軸段安裝飛輪，取dⅦ=14.5mm，LⅦ=12mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸的周向定位均采用平鍵連接，Ⅶ軸段平鍵的尺寸b*h=5*5,l=10；Ⅵ軸段平鍵的尺寸b*h=6*6,l=6。為保證飛輪與軸配合有良好的對中性，故選擇飛輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸定位是由過渡配合來保證的，軸承

24、段的直徑尺寸公差為m6。取軸端倒角為1*45o。 Ⅶ Ⅵ Ⅴ Ⅳ Ⅲ Ⅱ Ⅰ 圖3-1 輸入軸 4、輸出軸的設計 由于主、從動錐輪一致，軸上零件布置也相同。同時主動輪的最小軸徑估算為dmin =A0 3P2n2=10030.3474142.2=13.5 mm≤15mm。為了節(jié)省工藝及成本，主、從動軸設計成同種軸。 調速機構的設計與計算 調速操縱機構的作用：根據工作要求以手動或自動控制方式，改變滾動體間的尺寸比例關系，來實現(xiàn)無級調速。同時通過速度表表盤上的指針直接指出任一調速位置時的輸出速度(或傳動比)。

25、 通過使?jié)L動體的軸線偏轉來改變工作半徑的。主要用于兩滾動體之一的母線為圓弧的情況。 調速機構采用兩斜齒輪分度調速。 調速齒輪1的設計與計算 模數(shù) mn=2mm 齒數(shù) z=53 螺旋角 β=12o 法面壓力角 αn=20o 端面壓力角αt tanαt=tanαncosβ=tan20ocos12o=0.3721 所以 αt=20.4o 基圓柱螺旋角βb tanβb=tanβcosαt=tan12ocos20.4o=0.19921 所以 βb=11.27o 法面齒距 Pn=πmn=2π=6.28 mm 端

26、面齒距 Pt=Pncosβ=6.28cos12o=6.42mm 法面基圓齒距 Pbn=Pncosαn=6.28cos20o=5.9 mm 法面齒頂高系數(shù) han*=1 法面頂隙系數(shù) cn*=0.25 分度圓直徑 d=zmt=zmncosβ=532cos12o=108.37 mm 基圓直徑 db=dcosαt=108.37cos20.4o=101.57mm 齒頂高 ha=mnhan=21=2 mm 齒根高 h?=mnhan*+cn*=21+0.25=2.5mm 齒頂圓直徑 da=d+2

27、ha=108.37+22=112.37mm 齒根圓直徑 d?=d-2h?=108.37-22.5=103.37mm 法面齒厚 Sn=Pn2=6.282=3.14mm 端面齒厚 St=Pt2=6.422=3.21mm 當量齒數(shù) Zv=zcos3β=53cos312o=57 主動斜齒輪2的設計與計算 模數(shù) mn=2mm 齒數(shù) z=40 分度圓直徑 d=zmt=zmncosβ=402cos12o=81.79mm 基圓直徑 db=dcosαt=81.79cos20.4o=76.66mm 齒頂圓直徑

28、 da=d+2ha=81.79 +22=85.79mm 齒根圓直徑 d?=d-2h?=81.79-22.5=76.79mm 當量齒數(shù) Zv=zcos3β=40cos312o=43 其余參數(shù)均與調速齒輪1相同. 兩齒輪的寬度均為 5 mm . 但主動斜齒輪只需轉過1200，所以該斜齒輪只需做成不完全齒輪。 主要零件的校核 輸入軸的校核 如圖所示，作用于錐輪的正壓力 Q 圖4-1 正壓力計算示意圖 由前計算可知： QdP=17997 其中dP=25 mm Q=1799725=719.88 N 所以 Q總=1

29、7997258=5759 N 單個錐輪的軸向力Fa=徑向力Fr=719.88sin450=509 N 軸上的載荷 計算壓軸力Fp FP=KFPFε 工作拉力Fε=1000PV V=n1Z1P601000 鏈條型號和節(jié)距 單排鏈 工作情況系數(shù)KA=1.0 小鏈齒輪系數(shù)KZ=0.58 PCA=KAKZP=1.00.580.4039=0.234 kw n=90 r/min由PCA和n的值選10A-1，鏈條節(jié)距p=15.875 mm 故V=903815.875601000=0.904857 m/s 所以 Fε=1000

30、0.40390.904875=446.4 N 所以 FP=446.11.15=513.36 N（鏈條水平布置時的壓軸力系數(shù)KFP=1.15） F1=Fr1 F2=Fr2 FP=Fr2 所以 Fr2= N 所以 Fr1=F1=FP+Fr2= n 計算最大彎矩 Mmax=M(A)= N.mm 校核扭矩 T=9550000Pn=9550403.9135=28572 Nmm σCA=66222+0.6285722W=66222+0.62857220.1173=34.7 Mpa＜［σ-1］＝60Mpa

31、 σCA== =34.7 Mpa﹤[σ-1]=60 Mpa 軸的鍵槽處校核 WC=πd332-btd-t22d=π14.5332-53122214.5=224.8 mm3 σAC=0.621429224.8=57.22 Mpa＜［σCA］＝60 Mpa 鍵強度的校核 平鍵的尺寸為 bhl=5510，鍵槽軸深t=3.0,k=h-t=2.0 σP=2T103kld=22142921014.5 σp===147.8 Mpa≤ [σp]=120～150 Mpa 滿足條件 花鍵校核 σP=2T103ψzhldm 其中： ψ為載荷分配不均系數(shù)，取0.8

32、 花鍵齒數(shù) z=8 齒的工作長度l=8mm 花鍵齒側的工作高度 h=1.5 mm 花鍵的平均直徑 dm=15+122=13.5 mm σP=2T103ψzhldm= σp===41.34 Mpa ≤ [σp]=40～70 Mpa 花鍵的連接情況是：使用或制造情況不良，齒面未經熱處理，故滿足要求。 輸出軸的校核 作用于錐輪的正壓力 Q 由前計算可知： QdP=17997, 其中dP=25mm

33、Q=1799725=719.88 N 所以 Q總=17997258=5759 N 單個錐輪的軸向力Fa=徑向力Fr=719.88sin450=509 N F合壓=N2+f2=65+209.8232+N0.12=558.1 N N=65+209.823=555.3 N 所以 N N 計算最大彎矩 Mmax=Fr2 N 校核扭矩 所受扭矩：T=fr輪= Nmm A處校核 σCA=239432+0.615548.420.1173=52.3 Mpa ＜ ［σCA］Mpa

34、C出校核 WC=πd332-btd-t22d=π14.5332-53122214.5=224.8 W(c)===224.7 σAC=0.615548.4224.8=41.5 Mpa ＜[σCA]=60 Mpa 故校核安全 鍵強度的校核 平鍵的尺寸為 bhl=5540，鍵槽軸深t=3.0,k=h-t=2.0 σP=2T103kld=215548.421040 σp===26.8 Mpa ≤ [σp]=120～150 Mpa 滿足條件 花鍵校核 σP=2T103ψzhldm 其中： ψ為載荷分配不均系數(shù)，取0.8 花鍵齒數(shù) z=8

35、 齒的工作長度l=8mm 花鍵齒側的工作高度 h=1.5 mm 花鍵的平均直徑 dm=15+122=13.5 mm σP=2T103ψzhldm= σp===29.99 Mpa ≤ [σp]=40～70 Mpa 花鍵的連接情況是：使用或制造情況不良，齒面未經熱處理，故滿足要求。 輸入軸上軸承的壽命計算 Fae=8Qsin450=8719.88sin450=4072 N Fd2=Fd1+Fae 2軸承被拉松 Fr2=238.2 N Fa2=Fd

36、2=0.68Fr1=0.68238.3=162 N 1軸承被壓緊 Fa1=Fd2-Fae=162-3313=-3153N Fr1=751.56N 所以 軸承2的當量載荷為 P1=fPxFr1+yFa1=1.01238.2+0162=238.2 N 軸承1的當量載荷為 P1=fPxFr1+yFa1=1.00.41751.56+0.873151.7=3050 N 所以 Lh1=10660nCP3=106601356.33.053=1088 h Lh2=10660nCP3=106601355.20.23823=1.28106 h 輸出軸上軸承的

37、壽命計算 Fae=8Qsin450=8719.88sin450=4072 N Fd2=Fd1+Fae 2軸承被拉松 Fr2=822.8 N Fa2=Fd2=0.68Fr2=0.68822.8=559.5 N 所以1軸承被壓緊 Fa1=Fd2-Fae=559.3-3313=-2753.7N Fr1=559.3N 軸承2的當量載荷為 P2=fPxFr1+yFa1=1.01822.8+0559.5=822.8 N 軸承1的當量載荷為 P1=fPxFr1+yFa1=1.00.411380.9+0.872753.7=2961.7 N 所以 Lh1=10660nCP3=10660142.36.32.963=1127.3 h Lh2=10660nCP3=10660142.35.20.8223=2.942104 h