机械设计课程设计-设计带式输送机传动装置.doc

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1、提供全套，各专业毕业设计 机械设计课程设计传动装置设计计算书班级： 机械工程及自动化1104班姓名： 杨凯学号： 0401110430目录一、设计任务书1二、方案拟定与选择21. 各传动方案的优缺点比较22. 传动方案的最终确定3三、电动机选择与传动比确定41. 电动机的选择42. 计算总传动比及分配各级传动比43. 计算各轴的转速和扭矩5四、传动零件设计51高速级斜齿轮计算52低速级斜齿轮计算9五、轴的结构设计及强度计算121. 高速轴的设计与计算122. 低速轴的设计与计算143. 中间轴的设计与计算16六、轴承寿命计算241. 高速轴上的轴承校核242. 中间轴上的轴承校核263. 低速

2、轴上的轴承校核28七、键选择301. 高速轴302. 中间轴313. 低速轴32八、参考文献3440一、设计任务书设计带式输送机传动装置已知条件：1.输送带工作拉力 F= 4.8 kN；2.输送带工作速度 v= 1.25 m/s(允许输送带速度误差为5%)；3.滚筒直径 D =500 mm；4.滚筒效率 = 0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6.使用折旧期 8年7.工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35；8.动力来源 电力，三相交流，电压380/220V；9.检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；10.制造条件及生产批量

3、一般机械厂制造，小批量生产。二、方案拟定与选择1. 各传动方案的优缺点比较（a）带-单级圆柱齿轮减速器优点：传动平稳，能缓冲吸振；可实现交叉及有导轮的角度传动；同时价格又相对便宜。缺点：带传动承载能力较低，传递相同转矩时，结构尺寸较大。并且带传动由于弹性滑动的不可避免性，不能提供恒定的传动比。（b）锥圆柱齿轮减速器优点：适用于输入轴和输出轴垂直相交的传动中，可为水平或立式。缺点：制造安装复杂，成本高，仅在设备布置必要时才采用。（c）二级展开式圆柱齿轮减速器优点：展开式圆柱齿轮减速器结构简单，应用广泛。缺点：齿轮相对于轴承位置不对称，当轴上产生弯矩变形时，载荷在齿宽上分布不均匀。因此轴应设计得具

4、有较大刚度，并使高速轴远离输入端。（d）二级同轴式圆柱斜齿轮减速器优点：箱体长度缩小。输入轴和输出轴布置在同一轴线上，使设备布置较为方便、合理。当分配比适当时，两对齿轮浸油深度大致相同。使用斜齿轮可抵消部分轴向力，使传动更平稳。缺点：轴向尺寸较大，中间轴较长，其齿轮与轴承不对称布置，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。2. 传动方案的最终确定综合分析比较以上四种方案的优缺点，方案（d）最符合传动要求。因此，我选择二级同轴式圆柱斜齿轮减速器作为传动装置。三、电动机选择与传动比确定设计内容、过程结果1. 电动机的选择（为原动机功率，为电动机至输送机的总效率）联轴器效率： 轴承效率： 啮合效率： 搅油效率

5、： =4.8101.2510000.850.96=7.35KW选用三相异步交流电动机（Y型）经查表，应选Y160M-6型三相异步交流电动机P0=7.5kW，T0=9550P0N0=95507.5970=73.8Nm选用Y160M-6型三相异步交流电动机P0=7.5kW T0=73.8Nm2. 计算总传动比及分配各级传动比n滚筒=610000vD=6100001.25500=48rpm总传动比：i总= n0n滚筒=97048=20.20由于传动方案为同轴式二级圆柱齿轮减速器，应使所以取i1=4.49,i2=4.49i总=20.20i1=4.49i2=4.493. 计算各轴的转速和扭矩a. 高速轴

6、： T1=T01=73.80.99=73.06Nmb. 中间轴：n2=n1i1=9704.49=216rpmT2=i1T132=315Nmc. 低速轴： n3=n1i1i2=97020.20=48rpm T3=T2i224=3154.490.980.98=1358Nm高速轴T1=73.06Nm中间轴n2=216rpmT2=315Nm低速轴n3=48rpm T3=1358Nm四、传动零件设计设计内容、过程结果1高速级斜齿轮计算a. 选定精度等级、材料及齿数（1) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）（2）由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280

7、 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数Z2=i2Z1=107.76，取Z2=108。（4）初选螺旋角。b. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算： （1）确定公式内的各计算值 1）试选载荷系数。 2）小齿轮传递的转矩T1=7.306104Nmm 。 3）由表10-7选取齿宽系数。 4）由图10-26查得1=0.70，2=0.88， =1+2=0.700.88=1.585）由图10-30选取区域系数6）由表10-6查得材料的弹性影响系数 7）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳

8、强度极限。 8）计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=609701(283008)=2.235109 N2=2.2351094.49=4.98108由图10-19取接触疲劳寿命系数；9）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得; (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 d1t 32KtT1du1uZHZEH =51.50mm 取2）计算圆周速度。 3）计算齿宽b及模数。 bh=857.732=10.994）计算纵向重合度。 5）计算载荷系数K。已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮相同，故；由图

9、10-13 查得由表10-3查得，。故载荷系数 6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数。 c. 按齿根弯曲强度设计由式（10-17）（1）计算载荷系数。（2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数。（3）计算当量齿数。 Zv2=Z2cos=108cos14=111.30（4）查取齿形系数。由表10-5查得；（5）查取应力校正系数。由表10-5查得；（6）计算接触疲劳许用应力：由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。应力循环次数：； N2=4.98108由图10-18弯曲疲劳寿命系数；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，

10、由式（10-12）得; （7）计算大小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。 （8）设计计算。mn322.04730600.88cos141241.580.01641=1.64mm3对比计算结果，由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法面模数，取，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来计算应有的齿数。于是由：取，Z2=i2Z1=202.05，取Z2=202 d. 几何尺寸计算（1）计算中心距 a= Z1Z2mn2cos=4520222cos14=254.56mm将中心距圆整为254mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 = arc c

11、osz1z2mn2a=arc cos4520222254=13.48因值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=452cos13.48=92.54mmd2=z2mncos=2022cos13.48=415.44mm（4）计算齿轮宽度 b=dd1=192.54=92.54mm圆整后取，（5）结构设计及绘制零件图（从略） Z2=108T1=7.306 104N.mm=1.58d1t51.50mm取选用大齿轮的数值mn1.64mm取 Z2=202a=254mm=13.48d1=92.54mmd2=415.44mm2低速级斜齿轮计算a. 选定精度等级、材料及齿

12、数（1) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）（2) 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。（3) 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数Z4=Z3i2=244.49=107.76，取Z4=108。（4) 初选螺旋角。b. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算： （1）确定公式内的各计算值 1）试选载荷系数。 2）小齿轮传递的转矩T2=3.15105N.mm。 3）由表10-7选取齿宽系数。 4）由图10-26查得， 5）由图10-30选取区域系数6）由表10-6

13、查得材料的弹性影响系数 7）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 8）计算应力循环次数。 N3=60n1jLh=602161283008)=4.98108 N4=4.981084.49=1.11108由图10-19取接触疲劳寿命系数；9）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得; (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 d3t321.63.1510511.6674.4914.492.441189.8551.5=80.50mm 2）计算圆周速度。 v=d3tn2601000=80.5021660100

14、0=0.91ms-1 3）计算齿宽b及模数。 b=dd3t=80.50mm mnt=d3tcosZ3=80.50COS1324=3.268mm h=2.25mnt=2.253.268=7.353mm b/h=80.507.353=10.954）计算纵向重合度。 5）计算载荷系数K。已知使用系数，根据v=0.91m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮相同，故；由图10-13 查得由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d3=d3t3KKt=80.5032.121.6=88.42mm7）计算模数。 mn=d3

15、cosz3=88.42cos1324=3.59mmc. 按齿根弯曲强度设计由式（10-17）（1）计算载荷系数。（2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数。（3）计算当量齿数。 zv4=z4cos=108cos13=116.75（4）查取齿形系数。由表10-5查得；YFa4 =2.178（5）查取应力校正系数。由表10-5查得； YSa4=1.788（6）计算接触疲劳许用应力：由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。应力循环次数：N3=4.49108； N4=1.11108由图10-18弯曲疲劳寿命系数；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12

16、）得; （7）计算大小齿轮的并加以比较。 YFa4YSa4F4=2.1781.788244.29=0.015941大齿轮的数值大。 （8）设计计算。 mn322.013.151050.92cos131241.6670.015941= 2.64mm对比计算结果，由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法面模数，取，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d3=88.42mm来计算应有的齿数。于是由：z3=d3cosmn=88.42cos133.0=28.72取；则z4=z3i2=304.49=134.7，取z4=134。d. 几何尺寸计算

17、（1）计算中心距 a=z1z2mn2cos=3013432ccos13=252.47mm将中心距圆整为252mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arc cosz3z4mn2aarc cos3013432252=12.52因值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径d3=z3mncos=303cos12.52=92.19mmd4=z4mncos=1343cos12.52=411.79mm（4）计算齿轮宽度b=dd3=192.19=92.19mm圆整后取， （5）结构设计及绘制零件图（从略）Z4=108初选T2=3.15105N.mmd3t80.50mmv=0.91ms-

18、1b=80.50mmmnt=3.268mmh=7.353mmd3=88.42mmmn=3.59mm选大齿轮的数值mn2.64mm取d3=88.42mmz4=134a=252mm=12.52d3=92.19mmd4=411.79mm五、轴的结构设计及强度计算轴的结构草图结果1. 高速轴的设计与计算a. 初步确定轴的最小直径P1=P01=7.50.99=7.425Kw，T1=7.306104 N.mm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A=110，于是得：dmin=A03P1n1=A037.425970=21.68mm输出轴的最小直径是安装联轴

19、器的直径d，先选用联轴器的型号联轴器的计算转矩：，查表14-1考虑到转矩变化很小，故取，则： Tca=1.373060N.mm=94.978N.mm查阅机械设计课程设计手册，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560N，孔径，轴孔长度L44mm,故取；其长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取b. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，现选用下图所示装配方案。(2)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要求，-轴段右端需制出一轴肩，且-轴段需要端盖密封，取羊毛毡内径d=29mm，故。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II

20、段右端的距离为25mm。故取。2）-段直径由轴承确定。因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求取，由轴承表初选30207型圆锥滚子轴承，其尺寸为。齿轮左端面与左边的轴承之间用套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，轴肩比齿轮轮毂缩进4mm，取套筒长为20mm，所以3）取安装齿轮段轴径为，已知齿轮宽度为100mm，。4）齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=3.5mm则此处。宽度b1.4h取。5）-段右边为轴承用轴肩定位，轴承应相同，为30207型圆锥滚子轴承，其尺寸为，故装轴承段，查轴承表数据可知， ，取，为满足齿轮位于两轴承中心位置，取 。（3）轴上零件的周向定

21、位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由，查表6-1， -段键槽应取，同时为了保证联轴器与轴之间的配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为。同样地，-用平键，齿轮与轴之间的配合为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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，取轴端倒角为.各轴肩处圆角半径见上图。2. 低速轴的设计与计算a. 初步确定轴的最小直径P3=P024=7.50.980.980.98=7.05Kw,n3=48rpm，T3=1.358106N.mm先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15-3，

22、取A=104，于是得：dmin=A03P3n3=A037.0548=54.8 mm输出轴的最小直径是安装联轴器的直径d，先选用联轴器的型号联轴器的计算转矩：，查表14-1考虑到转矩变化很小，故取，则：Tca=KAT3=1.31358000=1765.4N.m查阅机械设计课程设计手册，选用LX5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N，孔径，轴孔长度L84mm,故取；其长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取b. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，现选用上图所示装配方案。(2)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要求，-轴段左端需要制出一个轴肩，

23、且-轴段需要端盖密封，取羊毛毡内径d=58mm，故。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段左端的距离为25mm。故取。2）-段直径由轴承确定。因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求取，由轴承表初选30213型圆锥滚子轴承，其尺寸为。齿轮右端面与右边的轴承之间用套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，轴肩比齿轮轮毂缩进2.5mm，取套筒长为20mm，所以3）取安装齿轮段轴径为，已知齿轮宽度为95mm，。4）齿轮左边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=5mm则此处。宽度b1.4h取。5）-段左边为轴承用轴肩定位，轴承应相同，为30213型圆锥滚

24、子轴承，其尺寸为，故装轴承段，查轴承表数据可知， ，取，为满足齿轮位于两轴承中心位置，取 。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由，查表6-1， -段键槽应取，同时为了保证联轴器与轴之间的配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为。同样地，-用平键，齿轮与轴之间的配合为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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，取轴端倒角为.各轴肩处圆角半径见上图。3. 中间轴的设计与计算a. 求作用在齿轮上的力P2=P023=7.203Kw，n2=216rpm,T2=3.15105N.mm , n

25、=20（a） 大齿轮： d2=411.79mm, 1=13.48 Ft2=2T2d2=2315000411.79=1530N Fr2=Ft2tanncos1=1530tan20cos13.48=573N Fa2=Ft2tan1=1530tan13.48=367N（b） 小齿轮：d3=92.19mm, 2=12.52 Ft3=2T2d3 =231500092.19=6834N Fr3=Ft3tan20cos2=6834tan20cos12.52=2548N Fa3=Ft3tan2=6834tan12.52=1518Nb. 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

26、40Cr，调质处理。根据表15-3，取A=108，于是得：dmin=A03P2n2=A037.203216=35mmc. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，现选用下图所示装配方案。(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）-和-轴段直径、由轴承确定，结合端盖密封为羊毛毡时的标准系列。选用30208型圆锥滚子轴承， ， 。查轴承表可知，套筒靠近轴承的外径d=47mm。2）为了保证两对斜齿轮的正确啮合，经计算，。两齿轮之间-段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故左边取h1=6mm，右边取h2=5mm，则此处，；取轴承靠近齿轮端的外径D1=D2=60mm3）大齿轮左端面与左

27、边的轴承之间用套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，轴肩比齿轮轮毂缩进3mm，大齿轮宽度为95mm，故取；小齿轮右端面与右边的轴承之间用套筒定位，轴肩比齿轮轮毂缩进4mm，小齿轮宽度为100mm，故取。同时，应满足此处轴承外端与高、低速轴的轴承外端在同一个垂直面内，最终确定如下数据： 。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。由，查表6-1可知，-段键槽应取；同样地，由，可确定-段键槽尺寸为，齿轮与轴之间的配合为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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，取轴端倒角为.各轴肩处圆角半径见上图。d. 求轴

28、上的载荷首先根据轴的结构图（见下）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点时，应查阅机械设计课程设计手册，查取a值。对于30208型圆锥滚子轴承，由手册查得a=16.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距为L1=71.35mm，L2=188.5mm，L3=75.35mm，L=L1+L2+L3=335.2mm。圆周力、径向力及轴向力如图所示。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图、扭矩图、当量扭矩图（如下，具体计算过程从简，弯矩、扭矩单位：）e. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）及已知数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循

29、环应力，取=0.6，轴的应力计算公式为： 由之前选定轴的材料为40Cr，调质处理，查表15-1可知(1) 计算轴承对轴的支反力垂直面的支反力在YOZ平面内，根据水平面内的受力图，由绕支点B的力矩平衡MBH=0,得 FH1LFt2L2L3Ft3L3=0Fh1335.21530188.575.35683475.350解得Fh1=2740.5N,方向向后由Z轴方向的合力Fh=0，得Fh2=5623.5N，方向向前水平面的支反力 在XOY平面内，参看垂直面的受力图，由绕支点B的力矩和MBV=0得 FNV1LFr2L2L3Fr3L3Ma2Ma3=0 FNV1335.2573188.575.3525487

30、5.35Fa2d22Fa3d320解得FNV1=936.8N,方向向下，由z轴上的合力FV=0，得FNV2=2184.2N,方向向下计算支承点的总的支反力 A点的总之反力 FRA=2FNV1FH1=2936.82740.5=2896.2NB点的支反力 FRB=2FH2FNV222184.25623.5=6032.8N（1）校核C截面的强度由上可得此截面的直径d=48mm，其上的弯矩M=2MHMV=2195534.67558032.68=203965N.mm，扭矩T2=315000Nmm caMT2W=2039650.63150000.148=25.14MPa，ca-1=70MPa,故安全。（2

31、）校核D截面的强度 由上可得此截面的直径d=50mm，其上的弯矩M=MHMV=423730.725202529.47=469644.6N.mm，扭矩T2=315OOONmm ca=MT2W=469644.60.63150000.150=40.49MPa ca-1=70MPa，故安全。（3）校核截面的强度 由上可得此截面的直径d=40mm，其上的弯矩M=2184.244.5=97196.9N.mm，扭矩T3=0ca=MT2W=97196.900.140=15.18MPa, ca-1=70MPa,故安全。f. 精确校核轴的疲劳强度选择截面为危险截面，进行轴的疲劳强度校核。（1）截面III左侧抗弯截

32、面系数 抗扭截面系数 截面III左侧的弯矩为 M=469644.6-20396547.5188.5203965=270913.44N.mm截面左侧的扭矩为 T2=315000N.mm截面上的弯曲应力 b=MW=270913.4411059.2=24.49MPa截面上的扭转切应力 t2=T2WT=31500022118.4=14.24MPa轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得，。截面上由于轮毂与轴的配合为，过盈配合，查附表3-8用插值法可求出，并取，于是得：，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，故，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由3-1及3

33、-2得碳钢的特性系数：，取，取计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故可知这一侧安全。（2）截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为M=469644.6-20396547.5188.5203965=270913.44N.mm截面右侧的扭矩为 T2=315000N.mm截面上的弯曲应力b=MW=270913.4421600=12.54MPa截面上的扭转切应力t2=T2WT=31500043200=7.29MPa轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得，,。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数

34、为，。有效应力集中系数按式（附表3-4）为由附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，故，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数：，取，取计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无过大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。C截面安全D截面安全截面安全截面左侧安全截面III右侧安全g. 装配草图 六、轴承寿命计算设计内容、过程结果1. 高速轴上的轴承校核a. 求作用在齿轮上的力， ，轴的受力情况图如下：初选30207型圆锥滚

35、子轴承，查阅机械设计课程设计手册可知，该轴承基本额定动载荷，轴承预期寿命：b. 计算径向载荷（1）垂直支反力（2）水平支反力c. 计算轴向载荷对于30207型圆锥滚子轴承，按表13-7，轴向派生力，则：，由轴向力方向可知，右边的轴承放松，其所受轴向力；左边的轴承压紧，其所受轴向力。d. 计算当量动载荷因轴承传动较平稳，故取载荷系数。，查表13-5可得：，查表13-5可得：，e. 验算轴承寿命对于滚子轴承，。因为，所以按轴承1的受力大小验算：故所选轴承满足寿命要求。2. 中间轴上的轴承校核a. 计算径向载荷轴的受力情况图如下：初选30208型圆锥滚子轴承，查阅机械设计课程设计手册可知，该轴承基本

36、额定动载荷，轴承预期寿命：在轴的结构设计中已经计算出支反力，此处省略计算过程。（1）垂直支反力，（2）水平支反力，b. 计算轴向载荷对于30208型圆锥滚子轴承，按表13-7，轴向派生力，则：，由轴向力方向可知，右边的轴承放松，其所受轴向力；左边的轴承压紧，其所受轴向力。c. 计算当量动载荷因轴承传动较平稳，故取载荷系数。左边轴承当量动载荷：，查表13-5可得：，右边轴承当量动载荷：，查表13-5可得：，d. 验算轴承寿命对于滚子轴承，。因为，所以按轴承2的受力大小验算：故所选轴承满足寿命要求。3. 低速轴上的轴承校核a. 求作用在齿轮上的力， ，轴的受力情况图如下：初选30213型圆锥滚子轴承，查阅机械设计课程设计手册可知，该轴承基本额定动载荷，轴承预期寿命：b. 计算径向载荷（1）垂直支反力（2）水平支反力c. 计算轴向载荷对于30213型圆锥滚子轴承，按表13-7，轴向派生力，则：，由轴向力方向可知，左边的轴承放松，其所受轴向力；右边的轴承压紧，其所受轴向力。d. 计算当量动载荷因轴承传动较平稳，故取载荷系数。左边轴承的当量动载荷：，查表13-5可得：，右边轴承的当量动载荷：，查表13-5可得：，e. 验算轴承