二级齿轮减速器说明书.doc

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1、1 机械设计课程设计任务书 学生姓名专业年级2006 级机械设计制造及其自动化 2 班 设计题目： 设计带式输送机传动装置 设计条件： 1、 输送带工作拉力 F = 2500N； 2、 输送带工作速度 v = 1.1m/s（允许输送带速度误差为5%） ； 3、 滚筒直径 D = 400mm； 4、 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 5、 使用折旧期 8 年； 6、 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度 35； 7、 动力来源 电力，三相交流，电压 380/220V； 8、 检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 9、 制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产

2、。 设计工作量： 1、 减速器装配图 1 张（A1） ； 2、 零件工作图 3 张； 3、 设计说明书 1 份。 指导教师签名： 2009 年 月 日 说明：说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4 纸） 。 2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计(论文论文)的第一页。的第一页。 2 目录 1 前言.3 2 已知条件.3 3 传动装置总体设计.4 3.1 电动机选择 .4 3.2传动比分配 .5 3.3运动和动力参数计算 .6 4 主要零部件的设计计算.7 4.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 .7 5 画装配草图.

3、16 5.1 初估轴径 .16 5.1.1 选材料 .16 5.1.2 初步计算轴颈 .16 5.2 初选联轴器 .17 5.3 初选轴承 .17 5.4 箱体尺寸计算 .17 6 轴的校核计算.19 6.1 中间轴 .19 6.2 低速轴 .22 6.3 轴的安全系数校核计算 .26 7 轴承计算 .27 7.1 高速轴轴承 .27 7.2 中间轴轴承 .31 7.3 低速轴轴承 .34 8 各轴键的选择及其校核 .36 8.1 高速轴联轴器处键.36 8.2 中间轴大齿轮处键.36 8.3 中间轴小齿轮处键.36 8.4 低速轴大齿轮处键 .37 8.5 低速轴联轴器处键 .37 9 齿轮

4、和轴承润滑与密封方法的确定.37 9.1 齿轮的润滑.37 9.2 滚动轴承的润滑.37 10 密封装置的选择.38 11 总结 .38 参考文献： .38 致谢 .38 3 1前言前言 机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计 课程的重要实践教学环节，通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论 和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设 计思想。 学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案， 合理选择标准部件的类型和型号，正在技术零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及 材料，并考

5、虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力。 通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应 用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。 2已知条件已知条件 （1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高 温度 35； （2）使用折旧期：8 年； （3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； （4）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V； （5）运输带速度允许误差：5； （6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 设计数据 表 1 减速器原始数据 参数 12345678910

6、 运输带工作拉力NF / 1500220023002500260028003300400045004800 运输带工作速度smv/ 1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.25 卷筒直径mmD / 220240300400220350350400400500 题号 4 本设计说明书以第本设计说明书以第 4 4 组数据为设计依据组数据为设计依据 3传动装置总体设计传动装置总体设计 3.1 电动机选择电动机选择 计算及说明结果 3.1.1选择电动机类型 按工作要求选择三相鼠笼式异步电动（Y 系列电动机） 3.1.2选择电动机功率 工作机所需输入功率 ww FvP1000/（其中运

7、输带与卷筒之 间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑，即1 w ） 则FvPW 电动机功率/ wd PP 其中 23211联轴器轴承轴承齿轮轴承齿轮联轴器 高速轴采用弹性联轴器，则取 低速轴采用齿式联轴器，则取 齿轮传为 8 级精度的一般齿轮传动，则取 高速轴采用角接触球轴承，则取 中间轴采用角接触球轴承，则取 低速轴采用深钩球轴承，则取 所以 =2750wpw 993 . 0 1 联轴器 99. 0 2 联轴器 97 . 0 齿轮 99. 0 1 轴承 99 . 0 2 轴承 99 . 0 3 轴承 888 . 0 5 3.1.3确定电动机转速 工作机鼓轮转速 D v nw 100060 圆柱

8、齿轮传动53i ，取4 21 ii 则电动机转速 21 iinn w 3.1.4确定电动机型号 取电动机同步转速为 1000r/min，则选电动机型号为 其额定功率 满载转速 轴伸尺寸 min/ 5 . 52 n r w n=840r/min Y132M1-6 kw4p 960r/min n m mmmmED.8038 3.2 传动比分配传动比分配 计算及说明结果 2.2.1 总传动比 总传动比 wm nni/ 2.2.2 分配各级传动比 展开式二级圆柱齿轮减速器满足2 1 5 . 13 . 1ii 这里取 21 3 . 1 ii 则 5 . 529603 . 1 2 2 i 21 3 . 1

9、 ii 18.3i 75. 3 2i 875 . 4 1i 6 3.3 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 计算及说明结果 3.3.1 高速轴 m nn 1 11联轴器 d PP 111 /9550nPT 3.3.2 中间轴 112 /inn 112轴承齿轮 PP 211222 /9550 轴承齿轮 iTnPT 3.3.3低速轴 223 /inn 223轴承齿轮 PP 21 2 211333 /9550 轴承轴承齿轮 iiTnPT min960 1 r n wp 3 . 3078 1 30600 1T mmN. min197 2 r n wp2956 2 143300 2T mmN. min

10、 5 . 52 3 r n wp2839 3 516400 3T mmN. 7 4主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算 4.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 计算及说明结果 4.1.1 高速级齿轮传动设计 高速级采用一对斜齿圆柱齿轮，小齿轮旋向为右旋，大齿轮旋向为左 旋。小齿轮采用Cr40调质处理，硬度HBHB 286241，平均取为 HB260；大齿轮采用 45 钢调质处理，硬度HBHB 286229，平均取 为HB240。 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 （1）初步计算 转矩 1 T 齿宽系数 d 查表取 接触疲劳极限 limH 初

11、步计算的许用接触应力 lim 9 . 0 HH 估计15，查表 d A取 初步计算的小齿轮直径 d1 3 2 3 2 1 875 . 4 1875 . 4 5221 30600 85 1 u uT A H d d 30600 1T mmN. 0 . 1 d MPa H 710 1lim MPa H 580 1lim MPa H 639 1 MPa H 522 2 Ad=85 43.64mm 1d 取50mm 1d 8 初步齿宽 11 db d （2）校核计算 圆周速度 100060 11 nd v 精度等级 初取小齿轮齿数 1 z 大齿轮齿数 112 ziz 端面模数 1 1 z d mt 取

12、法向模数 则螺旋角 t n m m arccos 使用系数 A K 动载系数 v K 1 1 2 d T Ft cos 11 2 . 388. 1 21 zz tan sin 1 z m b d n mm50 b1 V=2.52m/s 选 8 级精度 z124 z2117 mm08 . 2 t m mn=2mm 236515 KA=1 KV=1.13 N Ft 1224 48.24 50 12241 b FK tA mmN /100 65 . 1 19 . 2 84 . 3 9 72.20623420 236515cos 20tan arctan cos tan arctan n t tnb

13、cos/coscoscos 由此得齿间载荷分配系数 bFH KK 2 cos/ 齿向载荷分布系数 1 3 2 1 1 2 1 1 106 . 01bC d b d b BAKH 载荷系数 HHvA KKKKK 弹性系数 E Z 节点区域系数 H Z 因1 ，取1 ，故重合度系数 1 1 3 4 Z 螺旋角系数 cosZ 接触最小安全系数 minH S 总工作时间 th hth38400283008 应力循环次数 NL 9 1 1021 . 2 3840096016060hrntN hL 89 1 12 1054 . 4 875 . 4 /1021 . 2 / i NN LL 接触寿命系数 N

14、Z 0.967 b cos =1.76 FaHa KK =1.4565 H K K=2.897 MPaZE 8 . 189 42 . 2 H Z 0.778 Z 98 . 0 Z 05 . 1 min H S 38400h h t 2.2110 1L N 9 2L N 10 54 . 4 8 96 . 0 1ZN 06 . 1 2ZN a 1 . 649 1 MP H 10 许用接触应力 Hmn NH H S Z lim 验算 u u bd KT ZZZZ HEH 12 2 1 1 （3）确定传动主要尺寸 中心距 2 1 1 id a 实际分度圆直径 1 2 1 i a d 12 idd 齿宽

15、 11 db d 齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度验算 当量齿数 3 cos z zv 所以齿形系数 Fa Y 应力修正系数 Sa Y cos 11 2 . 388 . 1 21 vv v zz a 5 . 585 2 MP H MPa H 8 . 457 2H mma875.146 mm d 50 1 mm d 75.243 2 取 b1=60mm b2=50mm 27 1 v z 132 2 v z 6 . 2 1Fa Y 17 . 2 2 Fa Y 59 . 1 1 Sa Y 83 . 1 2 Sa Y 72 . 1 av 69 . 0 Y 11 所以重合度系数 v Y 75. 0

16、25 . 0 25 . 0 1 min Y （当1 时，按1 计算） 所以螺旋角系数 120 1 Y ，前已求得37 . 3 69. 065. 1 84 . 3 Y a 37. 376. 1 Fa K 故齿间载荷分配系数 F K 1 .11 225. 2 501 h b 故齿向载荷分布系数 F K 载荷系数 FFvA KKKKK 弯曲疲劳极限 limF 弯曲最小安全系数 minF S 许用弯曲应力 F 弯曲寿命系数 由图 12.24 88 . 0 1N Y90 . 0 2 N Y 尺寸系数 由图 12.25 0 . 1 X Y Mpa S YY F XNF F 4 . 422 25 . 1 1

17、88 . 0 600 lim 11lim 1 Mpa S YY F XNF F 324 25. 1 19 . 0450 lim 22lim 2 87. 069 . 0 59 . 1 6 . 2 25050 3060072 . 2 22 11 1 1 1 YYYY mbd KT SaFa n F min 87 . 0 YY 76 . 1 Fa K 37 . 1 F K 72 . 2 K MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 25. 1 min F S 1F 1 6 .82 F Mpa 12 1 6 . 82 F Mpa 2 11 22 12 3 . 73 59 . 1 6

18、. 2 83. 117 . 2 6 .82 F SaFa SaFa FF Mpa YY YY 4.1.2 低速级齿轮传动设计 低速级采用一对直齿圆柱齿轮。小齿轮采用Cr40调质处理，硬度 HBHB 286241，平均取为HB260；大齿轮采用 45 钢调质处理，硬 度HBHB 286229，平均取为HB240。 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 （1）初步计算 转矩 2 T 齿宽系数 d 查表取 接触疲劳极限 limH 初步计算的许用接触应力 lim 9 . 0 HH d A值取 初步计算的小齿轮直径 =74.2mm 3 2 3 2 2 3 75 . 3 175 . 3 522 1 1

19、43300 85 1 u uT Ad d H d 初步齿宽 32 db d （2）校核计算 2F 2 3 . 73 F Mpa 143300 2T mmN. 0 . 1 d MPa H 710 1lim MPa H 522 2lim MPa H 639 1lim MPa H 522 2lim 85 d A mmd 2 . 105 3 取 d3=80mm b=80mm v=0.866m/s 13 圆周速度 100060 23 nd v 精度等级 初取小齿轮齿数 3 z 大齿轮齿数 324 ziz 模数 3 3 z d m 则取模数m 重新计算 d3 84328 33 m zd b=84mm 使用

20、系数 A K 动载系数 v K 3 2 2 d T Ft cos 11 2 . 388 . 1 43 zz a 3 4 Z 由此得齿间载荷分配系数 2 1 Z KH 选 8 级精度 28 z3 105 z4 86 . 2 m 3m mm d 84 3 b=84mm 1 k A 15 . 1 kv NFt3412 6 . 40 84 34121 3 b FK tA mmN /100 83 . 1 a 85 . 0 z 38 . 1 kH 47 . 1 H K 14 齿向载荷分布系数bc d b d b BAKH 3 2 3 2 3 106 . 01 载荷系数 HHvA KKKKK 弹性系数 E

21、Z 节点区域系数 H Z 接触最小安全系数 minH S 总工作时间 th hth38400283008 应力循环次数 NL 8 3 1054 . 4 3840019716060hrntN hL 88 234 1021 . 1 75 . 3 /1054 . 4 /iNN LL 接触寿命系数 N Z 许用接触应力 Hmn NH H S Z lim 验算 1 2 2 32 2 u u db KT ZZZ HEH （3）确定传动主要尺寸 实际分度圆直径mzd 25 . 2 K MPaZE 8 . 189 ZH=2.5 05 . 1 min H S 38400h h t 3L N 10 54 . 4

22、8 4L N 8 1021 . 1 ZN3=1.05 ZN4=1.11 Mpa H 710 3 Mpa H 613 4 H 4 5 . 473 H mm84 3 d mm315 4 d mma 5 . 199 15 中心距 2 21 zzm a 齿宽mmdb d 84841 3 齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度验算 所以重合度系数 75. 0 25 . 0 Y 齿间载荷分配系数 YKF/1 4 . 12325 . 2 84hb 故齿向载荷分布系数 F K 载荷系数 FFvA KKKKK 弯曲疲劳极限 limF 齿形系数 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 弯曲最小安全系数 minF S 应力

23、循环次数 NL 8 3 1054 . 4 3840019716060hrntN hL 88 234 1021 . 1 75 . 3 /1054 . 4 /iNN LL mm b mm b 84 94 4 3 66 . 0 Y 52 . 1 Fa K 48 . 1 F K 47 . 2 K MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 55 . 2 1Fa Y 17 . 2 2 Fa Y 61 . 1 1 Sa Y 81 . 1 2 Sa Y 25 . 1 min F S 3L N 10 54 . 4 8 4L N 8 1021 . 1 85 . 0 3 N Y 87.10 4 N

24、 Y 16 弯曲寿命系数 N Y 尺寸系数 X Y 许用弯曲应力 min lim F XNF F S YY 验算66 . 0 61 . 1 55. 2 38484 14330047 . 2 22 33 3 2 3 YYY mbd KT SaFaF 3 6 . 90 F Mpa 4 33 44 34 7 . 86 61. 155 . 2 81. 117 . 2 6 . 90 F SaFa SaFa FF Mpa YY YY 0 . 1 X Y Mpa F 408 3 Mpa F 2 . 313 4 3F 3 6 . 90 F Mpa 4F 4 7 .86 F Mpa 5画装配草图画装配草图 5.

25、1 初估轴径初估轴径 5.1.1 选材料选材料 高速轴 40，中速轴和低速轴选 45 钢，调质处理。 r C 5.1.2 初步计算轴颈初步计算轴颈 C 值查课本表 16.2 高速轴： 取 1 3 3 1 3.0783 10215.04 960 P dCmm n 32dmm 中速轴： 取 2 3 3 2 2.956 10227.6 197 P dCmm n 40dmm 17 低速轴： 取 3 3 3 3 2.839 10242.4 52.5 P dCmm n 48dmm 5.2 初选联轴器初选联轴器 高速轴：根据设计手册表 85 选取联轴器型号：LT6 联轴器 1 1 38 60 J A32 6

26、0 J 低速轴：根据设计手册表 85 选取联轴器型号： 1 1 A48 84 GICL2 A48 84 J J 联轴器 5.3 初选轴承初选轴承 高速轴承直径： 选轴承型号：7208AC40dmm 中速轴承直径： 选轴承型号：7208AC40dmm 低速轴承直径： 选轴承型号：621260dmm 5.4 箱体尺寸计算箱体尺寸计算 名称符号计算公式结果 箱座厚度83025. 0a 10 箱盖厚度 1 8302 . 0 1 a 10 箱盖凸缘厚度 1 b 11 5 . 1b 15 箱座凸缘厚度b5 . 1b 15 箱座底凸缘厚度 2 b5.2 2 b 25 地脚螺钉直径 f d0.03612 f

27、da0.03612a 低 取 M20 地脚螺钉数目n 250a 4 轴承旁联结螺栓直 径 1 d 1 0.75 f dd 取 M16 盖与座联结螺栓直 径 2 d= 2 d(0.50.6) f d M10 联接螺栓的间 2 d 距 l150200取150mm 18 轴承端盖螺钉直径 3 d= 3 d(0.40.5) f d M8 视孔盖螺钉直径 4 d= 4 d(0.30.4) f d M6 定位销直径d =d 2 (0.70.8)d 8mm ，至外 f d 1 d 2 d 箱壁的距离 1 C 查手册表 112 26mm 22mm 16mm ， ， 至凸 f d 1 d 2 d 缘边 2 C

28、查手册表 112 24mm 20mm 14mm 轴承旁凸台半径 1 R 2 C 20mm 外箱壁至轴承端面 距离 1 l =+（5-10） 1 l 1 C 2 C 47mm 大齿轮顶圆与内箱 壁距离 1 1.2 1 25mm 齿轮端面与内箱壁 距离 2 2 25mm 箱盖，箱座肋厚 1 m m85.0,85.0 11 mm 1 88.5mm 1 8.5mmm 8.5mmm 轴承端盖外径 2 D+（5-5.5）DD 23 d 120（高速轴） 120（中速轴） 160（低速轴） 轴承旁联结螺栓距 离 S 2 DS 120（高速轴） 120（中速轴） 160（低速轴） 结合以上参数，可设计出传动装

29、置的装配草图，其结构形式如下图所示： 19 6轴的校核计算轴的校核计算 6.1 中间轴中间轴 20 21 计算及说明结果 计算齿轮受力计算齿轮受力 大齿轮受力：圆周力 12tt FF 径向力 12rr FF 轴向力 12aa FF 小齿轮受力：转矩 2 T 圆周力 3 2 3 2 d T Ft 径向力tan 33tr FF 画轴受力图，见上图 计算支承反力计算支承反力 水平面 xy反力： 4 463.3 62 1241.9 144350 121.875 482 223 r FN 3 1241.9 79463.3 161 350 121.875 297 223 r FN 垂直面 xz反力： 4

30、1224 623412 144 2544 223 r FN 3 1224 1613412 79 2092 223 r FN 水平面受力图，见上图 垂直面受力图，见上图 画轴弯矩图画轴弯矩图 水平面弯矩图，见上图 xy M图 2 1224 t FN 2 463.3 r FN 2 350 a FN 2 143300TN 3 3412 t FN 3 1241.9 r FN 4 482 r FN 3 297 r FN 4 2544 r FN 3 2092 r FN 22 垂直面弯矩图，见上图 xz M图 合成弯矩图，见上图 合成弯矩 22 xzxy MMM 画轴转矩图画轴转矩图 轴受转矩 2 TT 转

31、矩图，见图 许用应力许用应力 许用应力值MPa b 5 .102 0 ，MPa b 60 1 应力校正系数 b b 0 1 画当量弯矩图画当量弯矩图 当量转矩0.59 143300T 当量弯矩：在小齿轮中间截面处 2 222 20455184547 I MMaT 在大齿轮中间截面处 2 222 13204484547 II MMaT 当量弯矩图，见上图 校核轴径校核轴径 轴径 3 3 1 3 3 1 221335 29.748 0.10.1 60 156792 33.348 0.10.1 60 I I b II II b M dmmmm M dmmmm 143300TN 59 . 0 8454

32、7.TN mm 221335 . I MN mm 156792 . II MN mm 29.748 33.348 I II dmmmm dmmmm 23 6.2 低速轴低速轴 24 计算及说明结果 计算齿轮受力计算齿轮受力 大齿轮受力：转矩 3 T 圆周力 34tt FF 径向力 34rr FF 画轴受力图，见上图 计算支承反力计算支承反力 水平面 xy反力： 5 1242 151 808 232 r FN 6 1242 81 433.6 232 r FN 垂直面 xz反力： 5 3412 151 2221 232 r FN 6 3412 81 1191 232 r FN 水平面受力图，见上图

33、 3 516400TN 4 3412 t FN 4 1242 r FN 5 808 r FN 6 433.6 r FN 5 2221 r FN 6 1191 r FN 25 垂直面受力图，见上图 画轴弯矩图画轴弯矩图 水平面弯矩图，见上图 xy M图 垂直面弯矩图，见上图 xz M图 合成弯矩图，见上图 合成弯矩 22 xzxy MMM 画轴转矩图画轴转矩图 轴受转矩 3 TT 转矩图，见上图 许用应力许用应力 许用应力值MPa b 5 .102 0 ，MPa b 60 1 应力校正系数 b b 0 1 画当量弯矩图画当量弯矩图 当量转矩0.59 516400T 当量弯矩： 在大齿轮中间截面处

34、 2 2 IMMaT 当量弯矩图，见上图 校核轴径校核轴径 轴径 3 3 1 359827 39.172 0.10.1 60 I I b M dmmmm 516400TN 59 . 0 304676T 359827 I M 39.172 I dmmmm 26 6.3 轴的安全系数校核计算轴的安全系数校核计算 计算及说明结果 初步分析截面低速轴齿轮断面有较大的应力和应力集中，需进 行安全系数校核。 对称循环疲劳极限： Bb 44 . 0 1 B 30 . 0 1 脉动循环疲劳极限： bb10 7 . 1 10 60 . 1 等效系数： b bb 0 01 2 0 01 2 （截面上的应力）（截面

35、上的应力） 弯矩359827 I M 弯曲应力幅 3 359827 16.66 0.1 60 I a M MPa W 弯曲平均应力 m 扭转切应力 3 3 516400 0.260T T W 扭转应力集中系数 2 ma （应力集中系数）（应力集中系数） 因在此截面处，有轴直径变化，过渡圆角半径r=5，由 MPa b 286 1 MPa195 1 MPa b 486 0 MPa312 0 18 . 0 25 . 0 359827 I M 16.66 a MPa 0 m 11.95MPa 5.975 2 amMPa 27 和MPa B 650，/72/601.2, /5/600.083D dr d

36、 则有效应力集中系数， 1.563,1.22kk 表面状态系数92 . 0 （mRa6 . 1，MPa B 650） 尺寸系数， （按靠近应力集中处的最小直径0.81,0.76 60查得） 安全系数安全系数 设为无限寿命，1 N k 则弯曲安全系数 ma bN k k s 1 扭转安全系数 ma N k k s 1 复合安全系数 22 SS SS S 8.2s 16.36s 7.33s 7 轴承计算轴承计算 7.1 高速轴轴承高速轴轴承 查手册可知 7208AC 性能下： 0 24500,35200,7500 / min() cor r NNr CN 脂润滑 28 计算及说明结果 计算齿轮受力

37、计算齿轮受力 小齿轮受力：转矩 1 T 圆周力 1 1 1 2 d T Ft 径向力 cos tan 1 1 nt r F F 轴向力tan FFt1A 画小齿轮轴受力图，见上图 计算支承反力计算支承反力 水平面反力 1 89.6 r N F 2 374 r N F 垂直面反力 1 335 r N F N.mm30600 1T 1 1224 t FN 1 463.3 r FN A 349.6 F N 1 89.6 r N F 2 374 r N F 1 335 r N F 29 2 884 r N F 水平面 xy受力图见上图 垂直面 xz受力图见上图 寿命计算寿命计算 两轴承的径向反力分别为

38、 22 189.6335rF 22 2374884rF 附加轴向力 11 68 . 0 rs FF 22 68 . 0 rs FF 因，轴承 1 被压紧，故 Fs 6 . 585 FFs 2 A 1 轴承轴向力 Asa FFF 21 22sa FF X、Y值： 1 1 303.4 0.874 347 a r F e F 2 2 653 960 a r F e F 考虑平稳运转，冲击载荷系数 d f取 当量动载荷 11111ard FYFXfP 22222ard FYFXfP 因 12 PP ，只计算轴承 2 寿命 4 300 1619200 h th 2 884 r N F 1347rFN 2

39、960rFN 1236sFN 2653sFN 1303.4aFN 2653aFN 41. 0 1 X，87. 0 1 Y 1 2 X，0 2 Y 1 . 1 d f 1 447PN 2 1056PN 19200 h th 30 21 10 16670 P C n L r h ) 3球轴承 静载荷计算静载荷计算 查表可知 当量静载荷 0 10101rra PX FY F289N 0 11 347 rr PFN 0 20202 728 rra PX FY FN 0 22 960 rr PFN 正常使用球轴承，安全系数 0 S取 计算额定静载荷 200 20rr PSC （ 1020rr PP只计轴承 2） 许用转速验算许用转速验算 载荷系数 1 f： 013