设计带式输送机传动装置【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 较和选择传动方案 这次设计的机构要求连续单向运转，载荷平稳，室内工作环境恶劣（灰尘较大，环境最高温度 350C） ,还要求维修方便，故选用的是展开式二级 圆柱齿轮减速器。 在这次课程设计过程中，为了更好地达到培养设计能力的要求，应养成独立思考，严肃认真，精益求精的好习惯。还要综合考虑多种因素，要采取多种办法进行比较分析。 最重要的是，通过这次的课程设计， 要学会机械设计的一半规律，树立正确 的设计思想，还要学会用计算机绘图。 这次设计的机构要求连续单向运转，载荷平稳，室内工作环境恶劣（灰尘较大，环境最高温度 350C） ,还要求维修方便，故选用的是展开式二级圆柱齿轮减速器。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 结构如下： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 动机的选择 动机类型 定电动机功率 定电动机转速 定电动机 算总传动比和分配各级传动比 参数 题号 9 输送带工作拉力 F/送带工作速度 v(m/s) 筒直径 D(450 选用 工作机的效率 传动装置中各部分的效率，查机械设计课程设计手册表 1 级精度的一般齿轮传动效率 齿 高速级弹性联 轴器传动效率 联 低速级齿式联轴器传动效率 滚子轴承传动效率 )(对球 电动机至工作机之间传动装置的总效率 l 滚子齿滚子齿滚子联 工作机所需功率4 2 0 0 1 . 9 8 . 3 11 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 6 W 所需电动机功率 8 . 3 1 9 . 3 40 . 8 9P K W 采用同步转速 1500r/出电动机型号为 额定功率为 11载转速 1460r/本符合题目所需的要求。 齿 联 球 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 作机转速 配各级传动比 算传动装置运动及动力参数 算 各轴转速 算各轴输入功率 6 0 1 0 0 0 1 . 9 6 0 1 0 0 0 8 0 . 6 8 m i 0w 总传动比 1460 1 8 . 1 08 0 . 6 8n i= i1 i2 1.5)取 4 6 0 m i n r 11460 2 8 0 . 7 6 m i 2 22 8 0 . 7 6 8 0 . 2 2 m i 5 0 . 2 2 r / m i 式中 : 为电动机满载转速 ,r/n、 n 、 n 分别为、轴转速 ,r/为高速轴 ,为低速轴 . 01 9 . 3 4 0 . 9 9 9 . 2 5 K W 12 9 . 2 5 0 . 9 7 0 . 9 9 8 . 8 8P P P K W 齿 滚 23 8 . 8 8 0 . 9 7 0 . 9 9 8 . 5 3P P P K W 齿 滚 式中 : 为电动机输出功率 ,P、 P 、 P 分别为、轴输入功率 , 231201 ， 依次为电动机与轴轴轴的传动效率。 .2 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 一级齿轮传动的设计计算 面接触疲劳强度计算 （ 1）初步计算 转矩 宽系数 d 接触疲劳极限 初步计算的许用接触应力 H 9 5 5 0 9 5 5 0 9 . 2 5 1 4 6 0 6 0 . 5 0T P n N m 9 5 5 0 9 5 5 0 8 . 8 8 / 2 8 0 . 7 6 3 0 2 . 0 5T P n N m 9 5 5 0 9 5 5 0 8 . 5 3 8 0 . 2 2 1 0 1 5 . 4 8T P n N m 因该机构传动尺寸无严格限制，且进行小批量生产，故小齿轮用 40质处理 ,硬度 241286 均取为 260 齿轮用 45钢 ,调质处理 ,硬度 229 286 均取为 240 6619 . 2 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 01460 1 2 . 1 3 , 1 . 0d 由 表 取 由图 8 7 1 2l i i （ 式 1 2 . 1 6 , 8 5由 表 取 1T 60500 .m m 1=710 =580 2 2 6 3 921 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 初步计算小齿轮直径 步齿宽 b （ 2）较核计算 圆周速度 v 精度等级 齿数 m 使 用系数 载系数 算传动比误差 131 23216 0 5 0 0 5 . 2 1851 5 2 2 5 . 25 4 . 5 8 （式 1 1 5 7 11 5 7 1 4 6 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 由表 取齿数 0;z2=30=156 m=d1/7/30= m=2.5 d1/m=57/2.8 z2=23=表 表 1 1111z i 0 5 . 2 5 . 2 2i 5 . 2 2 , =z 2 3 i 5 . 21 0 0 % 0 . 3 8 % ( 3 5 ) % 满 足 要 求取 7mm b=57mm v=s 选 8级精度 3; 20 v=文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 齿间载荷分配系数 K 齿 向 载 荷 分 布 系 数 载荷系数 K 区 域 系 数 1112221 2 . 1 0 ,2 2 6 0 5 0 02 1 2 2 . 8 1571 2 1 2 2 . 8 13 7 . 2 4 /571 0 0 /111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 12 3 1 2 0( 1 2 . 64 4 1 . 7 10 . 8 733( 1 2 . 1 0111. 3 20 . 8 7m m 由 表 先 求式 ）式 ）由 此 得23131 2 . 1 1b( ) 1 0 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 1 0 5 7 B C b 由 表1 1 . 2 1 . 8 2 1 . 4 7A v H K K K （式 由表 图 = =K=K= 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 总工作时间 力循环系数 触寿命系数 用接触应力H 验算 由表 300 16 9 1 01 1 199211 2 . 1 5 , 1 0 1 0m 7 . 0 86 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 1 4 6 0 3 8 4 0 03 . 3 6 1 03 . 3 6 1 0/ n i 由 表 估 计 ， 则指 数式 ）原 估 计 应 力 循 环 次 数 正 确 。 由图 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 51 . 0 55 8 0 1 . 0 41 . 0 5(式 12122 11 2 . 81 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 72 2 . 1 5 6 0 5 0 0 5 . 2 15 7 5 7 5 . 2H E Zb d u （ 式 ）计算结果表明 ,接触疲劳强度较为合适 ,齿轮尺寸无需调整 . 8400h 1 06 1 02 6 4 2 . 3 8 5 7 4 . 4 8p aM p a25 3 4 . 2 6 满 足 条 件买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 （ 3）确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d 中心距 a 齿宽 b 根弯曲疲劳强度验算 向载荷分布系数 齿形系数 模数取标准值时 ,齿数已重新确定，但并未圆整 ,故分度圆直径不会改变，即 d1=23=120=3002m ( z z ) 2 . 5 ( 2 3 1 2 0 )22a 1 1 5 7 5 7 m 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 ( 1 2 . 1 8 )1 . 7 1Y 式111 2 . 1 0 , 0 . 6 9 由 表b/h=57/(图 =A V F a K K = 7mm 00mm a= 7mm 7Y =2Y 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 应力修正系数曲疲劳极限 弯曲最小安全系数 力循环系数 曲寿命系数 寸系数 用弯曲应力 F 由图 图 表 1 01 1 198211 2 . 1 5 , 3 1 0 1 0m 4 9 . 9 16 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 1 4 6 0 3 8 4 0 03 . 3 6 1 03 . 3 6 1 0/ n i 由 表 估 计 ， 则指 数式 ）原 估 计 应 力 循 环 次 数 正 确 。由图 图 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 1 . 0 1 2 . 9 1 . 2 54 5 0 0 . 9 3 1 . 01 . 2 5F N （ 式 ）l i m 1 = 6 0 0 M p aFl i m 2 = 4 5 0 M p 1 06 1 0X= = 4 3 2 M p a F2 = 3 3 4 . 8 M p a F买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 验算 二级齿轮传动的设计计算 面接触疲劳强度计算 （ 1）初步计算 转矩 宽系数 d 接触疲劳极限 初步计算的许用接触应力 H 11 1 11222211122 2 . 2 4 6 0 5 0 05 7 5 7 2 . 52 . 6 8 1 . 5 7 0 . 6 92 . 1 7 1. 8 21 0 5 . 5 32 . 6 8 1. 5 7F F a S aF a S a S Yb d 传动无严重过载，故不作静强度校核 6618 . 8 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 02 8 0 . 7 6 1 2 . 1 3 , 1 . 0d 由 表 取 由图 8 7 1 2l i i （式 1 2 . 1 6 , 8 5由 表 取 11221 0 5 9 9 a2 3 0 2 0 5 0 .m 1=710 =580 2 2 6 3 921 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 初步计算小齿轮直径 步齿宽 b （ 2）较核计算 圆周速度 v 精度等级 齿数 m 验算传动比误差 使用系数 载系数 323213 0 2 0 5 0 3 . 5 1851 5 2 2 3 . 59 5 . 6 6 （式 3 1 9 7 3 9 7 2 8 0 . 7 66 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 由表 取齿数 0;z4=30=105 m=d3/7/30= m=3 d3/m=97/3=z4=33= 2 2232z i 6 3 . 5 3 . 5 2i 3 . 5 2 , =z 3 3 i 3 . 51 0 0 % 0 . 5 7 % ( 3 5 ) % 满 足 要 求由表 表 7mm b=97mm v=s 选 9级精度 3 16 v=文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 齿间载荷分配系数 K 齿 向 载 荷 分 布 系 数 载荷系数 K 区 域 系 数 总工作时间 334221 2 . 1 0 ,2 2 3 0 2 0 5 06 2 2 7 . 8 4971 6 2 2 7 . 8 46 4 . 2 0 /971 0 0 /111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 63 3 1 1 6( 1 2 . 64 4 1 . 7 60 . 8 633( 1 2 . 1 0111. 3 50 . 8 6m m 由 表 先 求式 ）式 ）由 此 得23131 2 . 1 1b( ) 1 0 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 1 0 9 7 B C b 由 表1 1 . 1 5 1 . 3 5 1 . 3 9A v H K K K （式 由表 图 表 300 16 = =K=K= 8400h 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 应力循环系数 触寿命系数 用接触应力H 验算 （ 3）确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d 中心距 a 齿宽 b 791 1 188211 2 . 1 5 , 1 0 1 0m 8 . 7 86 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 2 8 0 . 7 6 3 8 4 0 06 . 4 7 1 06 . 4 7 1 0/3 . 5 n i 由 表 估 计 ， 则指 数式 ）原 估 计 应 力 循 环 次 数 正 确 。 由图 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 1 . 0 41 . 0 55 8 0 1 . 1 41 . 0 5(式 2322 11 2 . 81 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 62 2 . 1 6 3 0 2 0 5 0 3 . 5 19 7 9 7 3 . 5H E Zb d u （ 式 ）计算结果表明 ,接触疲劳强度较为合适 ,齿轮尺寸无需调整 . 因模数取标准值时 ,齿 数已重新确定，但并未圆整 ,故分度圆直径不会改变，即 D3= 33=994= 116=3484m ( z z ) 2 . 5 ( 3 3 1 1 6 )22a 3 1 9 9 9 9 m 81826 1 1 02 7 0 3 . 2 4 6 2 9 . 7 1p aM p a25 5 3 . 2 6 满 足 条 件9mm 48mm a= 094=99文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 根弯曲疲劳强度验算 向载荷分布系数载荷系数 K 齿形系数 力修正系数曲疲劳极限 弯曲最小安全系数 力循环系数 曲寿命系数 寸系数 用弯曲应力 F 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 ( 1 2 . 1 8 )1 . 7 6Y 式111 2 . 1 0 , 0 . 6 8 由 表b/h=99/(3)=图 =A V F a K K = 由图 图 表 1 01 1 188211 2 . 1 5 , 3 1 0 1 0m 4 9 . 9 16 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 2 8 0 . 7 6 3 8 4 0 06 . 4 7 1 06 . 4 7 1 0/ n i 由 表 估 计 ， 则指 数式 ）原 估 计 应 力 循 环 次 数 正 确 。 由图 图 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 2 1 . 0 1 2 . 91 . 2 54 5 0 0 . 9 5 1 . 01 . 2 5F N （ 式 ）Y =2Y l i m 1 = 6 0 0 M p aFl i m 2 = 4 5 0 M p 1826 1 1 0X= = 4 4 1 . 6 M p a F2 = 3 4 2 M p a F买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 验算 第轴轴径 第轴轴径 第轴轴径 1 12 . 1 6 3 0 2 0 5 09 9 9 9 32 . 4 7 1 . 6 4 0 . 6 82 . 1 7 1. 8 21 2 2 . 2 42 . 4 7 1. 6 4F F a S aF a S a S Yb d 传动无严重过载，故不作静强度校核 在画装配草图前需初估轴径 ,从而提高设计效率 ,减少重复设计的工作量 ,并尽可能的降低生产成本。 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料 45钢，调质处理。 3319 . 2 51 1 2 2 0 . 7 21460 m 3328 . 8 81 1 2 3 5 . 4 22 8 0 . 7 6 m 3338 . 5 31 1 2 5 3 . 8 68 0 . 2 2 m 联轴器除联接两轴并传递转矩外 ,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能 ,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器 ,由于轴的转速较高 ,为减小启动载荷 ,缓和冲击 ,应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器 ,该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器 ,由于轴的转速较低 ,不必要求具有较小的转动惯量 ,但传递转矩较大 ,又因减速器与工作机不在同一底座上 ,要求具有较大的轴线偏移 补偿 ,因此选用齿史联轴器。 根据上述分析并考虑到实际情况 ,联轴器选择如下 : 电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用轴器1142 6030 60 20024323 11221 2 2 . 2 41 1 9 . 1 8 a取1d=302d=503d=65文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 第轴轴承 第轴轴承 第轴轴承 体尺寸计算 箱座壁厚 箱盖壁厚 1 箱盖凸缘厚度 座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚度 脚螺钉直径 脚螺钉数目 n 轴承联接螺栓直径 与座联接螺栓直径 接螺栓 间距 l 轴承端盖螺钉直径 孔盖螺钉直径 位销直径 d df,d1,外箱壁距离 C2 对应的 速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用155 8440 84 854 2001。 轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对直齿轮传动，经比较选择，采用三对深沟球轴承。 深沟球轴承 6308 深沟球轴承 6310 深沟球轴承 6313 均为 10为 102554 202500001=34， 8 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 对应的 c2 对应的 承旁凸台半径 台高度 h 外箱壁至轴承座端面距离 造过渡尺寸 x、 y 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 齿轮端面与内箱壁距离 2 箱盖 ,箱座肋厚m 轴承端盖外径 承旁联接螺栓距离 S 速轴校核计算 计算齿轮受力 齿轮直径 d 齿轮受力转矩 圆周力 径向力 受力图 6， 4 8,6 24据低速轴承外径确定以便扳手 操作 60=3,y=15 150mm m=21=1306023=1901=1602=190mm d=348 1 0 1 5 4 8 0 m m3342 2 1 0 1 5 4 8 0315t TF d 33 t a n 2 0 5 8 3 6 0 . 3 6 d=348 1 0 1 5 4 8 0 m m3836N 32124N 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 计算支承反力 水平面反力 水平面 (力图 垂直面反力 垂直面 (力图 水平面弯矩图 垂直面弯矩图 合成弯矩图 轴受转矩 许用应力 许用应力值 应力校正系数 当量转矩 31 168 259F 2124 168259 32 91 259F 2124 91259 31 1 6 8 5 8 3 6 1 6 8 2 5 9 2 5 9F 2 3 1 5 8 3 6 3 7 8 6R t F 1 9 1 1 3 7 8 9 1 1 9 1 3 7 8 5 9 1 2 2 2 21 2 5 3 9 8 3 4 4 4 3 5 M 低 速 轴 材 料 选 用 45 钢调质 , 6 5 0 , 3 6 0 a M P a T=插入法由表 得 M P a 2,60 01 应力校正系数 2600 1 b b0 0 1 5 4 8 0T 1378N 246N 1786N 2050N 125398 m m344435 m m366552M N m m609288T N m m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 当量转矩图 当量弯矩 当量弯矩图 校核轴径 齿根圆直径 轴径 安全系数校核计算 对称循环疲劳极限 脉动循环疲劳极限 等效系数 在齿轮中间处 22 2 21 3 6 6 5 5 2 6 0 9 2 8 8M M T 在靠近输出端轴颈中间处 22 2 22 3 6 6 4 9 5 6 0 9 2 8 8M M T 4 2 ( ) 3 4 8 2 1 . 2 5 3d h c m 1 33 1 6 2 0 2 1 60 . 1 0 . 1 6 0 2 33 1 6 2 0 2 1 30 . 1 0 . 1 6 0 经检验轴所用尺寸合格。 以截面为例进行安全系数校核。轴材料选用45 钢， ， 。 1 0 . 4 4 0 . 4 4 6 5 0 1 0 . 3 0 0 . 3 0 6 5 0B 011 . 7 2 8 6 1 . 7 011 . 6 1 . 6 1 9 5 1002 2 2 8 6 4 8 6486 1002 2 1 9 5 3 1 2312 1 6 2 0 2 1 6M N m m 2 6 2 0 2 1 3M N m m 6 3 4 0 m m 4 6 5 5d m m 1 286b M P a 1 195M 0 486b M 0 312 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 截面 水平面弯矩 垂直面弯矩 合成弯矩 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转切应力 扭转切应力幅和平均切应力 应力集中系数 有效应力集中系数 表面状态系数 尺寸系数 安全系数 弯曲安全系数 1 9 1 1 3 7 8 9 1 1 9 1 3 7 8 5 9 1 2 2 2 21 2 5 3 9 8 3 4 4 4 3 5 M 3 2 3 2( ) 7 0 2 0 7 . 5 ( 7 0 7 . 5 )3 2 2 3 2 2 7 0d b t d tW d 36655229472W 0m 3 2 3 2( ) 7 0 2 0 7 . 5 ( 7 0 7 . 5 )1 6 2 1 6 2 7 0T d b t d tW d 101548063128 1 6 . 0 922 因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=2 / 8 0 7 0 1 . 1 4 , / 2 / 7 0 0 . 0 2 9D d r d 和 ，从附录表 。 由附录 5查出 由附录 6查出 设为无限寿命， 1，由式 1 1 2 8 62 . 2 5 7 1 2 . 4 40 . 9 2 0 . 7 8 125398 m m 344435 m m366552M N m m W =29472 1 2 a M P a 63128 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 扭转安全系数 复合安全系数 速轴轴承验算 寿命计算 受力图 左边轴承径向力 右边轴承径向力 冲击载荷系数 当量动载荷 基本额定寿命 静载荷计算 00, 1 1 1 9 51 . 5 2 8 . 0 4 0 . 2 5 8 . 0 40 . 9 2 0 . 7 4 2 2 2 27 . 3 0 9 . 7 77 . 3 0 9 . 7 7( 1 . 3 1 . 5 )经检验轴所用尺寸合格。 221 5 6 5 1 9 9 222 1 5 6 9 5 5 4 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 5 5 9f X F 22 2 1 . 2 1 1 6 6 4P f d X F r 查 机械设计手册 第 64页表 6r=7000r/4 0 . 8 4 0 8 0 0C r K N N， 0 2 4 2 4 0 0 0 N 。因 2 1，只计算右边轴承 66331021 0 1 0 4 0 8 0 0( ) ( )6 0 6 0 1 4 6 0 1 9 9 6 . 8 故高速级轴承满足寿命要求。 查 a 0 1 1 0 1 105 9 9 , 0 . 6 5 9 9 3 5 9 . 4r r r N P X F N 0 2 2 0 2 201 6 6 4 , 0 . 5 1 6 6 4 8 3 2r r r N P X F N 取 最 大 值 5 1 1 599 2 1664 1 2 510 0 1 0 8hL h h t 年 01025991664买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 安全系数 算额定静载荷 许用转速验算 载荷系数 静载荷分布系数 许用转速 N 速轴轴承验算 寿命计算 受力图 左边轴承径向力 右边轴承径向力 冲击载荷系数 当量动载荷 基本额定寿命 正常使用深沟球轴承，查 表 20S 0 2 0 0 2 2 1 6 6 4 P （ 01 02只算轴承） 由 116 7 0 . 8 0 . 0 1 640800,查图 11 由 221 9 9 6 . 8 0 . 0 4 940800，查图 12 002211 1 1 2 1 02 2 1 2 2 01 1 7 0 0 01 1 7 0 0 0N f f NN f f N 经检验该轴承合格。 221 7 8 0 1 4 1 7 222 2 1 6 5 3 9 3 7 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 1 6 1 7f X F 2 2 2 1 . 2 1 4 4 9 3P f d X F r 查 机械设计手册 第 64页表 6r=6000r/6 1 . 8 6 1 8 0 0C r K N N， 0 3 8 3 8 0 0 0 N 。因 2 1，只计算右边轴 20S 0 2 03328 C 11 12 1122211 7 0 0 0 / m i 7 0 0 0 / m i 4 6 0 / m i 于 工 作 转 速 1 1617 2 4493 1 2 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 静载荷计算 00, 安全系数 算额定静载荷 许用转速验算 载荷系数 静载荷分布系数 许用转速 N 速轴轴承验算 寿命计算 受力图 左边轴承径向力 右边轴承径向力 承 66331021 0 1 0 6 1 8 0 0( ) ( )6 0 6 0 2 8 0 . 7 6 5 3 9 1 . 6 故中速级轴承满足寿命要求。 查 a 0 1 1 0 1 101 6 1 7 , 0 . 6 1 6 1 7 9 7 0 . 2r r r N P X F N 0 2 2 0 2 204 4 9 3 , 0 . 5 4 4 9 3 2 2 4 6 . 5r r r N P X F N 取 最 大 值 正常使用深沟球轴承，查表 20S 0 2 0 0 2 2 4 4 9 3 P （ 01 02只算轴承） 由 111 9 4 0 . 4 0 . 0 3 161800,查图 11 由 225 3 9 1 . 6 0 . 0 8 761800，查图 12 002211 1 1 2 1 02 2 1 2 2 01 1 6 0 0 01 0 . 9 8 6 0 0 0N f f NN f f N 经检 验该轴承合格。 221 7 4 6 3 7 8 6 222 3 7 8 6 2 0 5 0 510 0 1 0 8hL h h t 年 01021617449320S 0 2 08986 C 11 12 1122211 6 0 0 0 / m i 5 8 8 0 / m i 8 0 . 7 6 / m i 于 工 作 转 速 1 3858 2 4305 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 设计内容 计算及说明 结果 冲击载荷系数 当量动载荷 基本额定寿命 静载荷计算 00,安全 系数 算额定静载荷 许用转速验算 载荷系数 静载荷分布系数 许用转速 N 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 3 8 5 8f X F 2 2 2 1 . 2 1 4 3 0 5P f d X F r 查 机械设计手册 第 64页表 6r=4500r/9 3 .