快乐机械设计-二级斜齿轮减速器.doc

洛阳理工学院机电工程系机械课程设计 机械设计基础课程设计说明书题 目: 二级斜齿轮减速器 专业班级: Z080314 学生姓名:万 新（z08031411）指导老师: 张旦闻 完成日期: 2010-6-1 （校 名）目 录一、设计任务书 . 2 二、传动方案简析 . 3 1、传动方案. 3 2、传动的布置说明. 3 3、传动的特点. 3 三、电动机选择 . 3 1、 选择电动机的类型和结构形式. 4 2、 选择电动机的容量. 4 3、 选择电动机的转速. 4 4、 确定电动机型号. 4 四、传动装置的传动比. 5 1、传动装置的总传动比和各级传动比分配. 5 五、传动装置的运动和动力参数 . 6 1、各轴转速 . 6 2、各轴功率 . 6 3、各轴转矩 . 6 六、传动零件的结构计算 . 7 1、V带轮传动设计 . 7 2、齿轮传动设计计算 . 9 3、轴的设计 . 17 七、基本零件的设计与校核 . 321、轴承的校核方案 . 322、平键的校核方案 . 37 八、减速箱箱体（箱盖）设计 . 40 1、箱体（箱盖）的分析 . 40 2、箱体（箱盖）的材料 . 40 3、箱体（箱盖）的设计计算 . 40 九、减速器的润滑设计 . 41 1、润滑方法 . 41 2、润滑剂的选择 . 41 3、减速器的密封及防止润滑脂的稀释 . 41 十、减速器的附件设计 . 42 1、检查孔盖板 . 42 2、透气装置 . 43 3、油塞螺钉 . 43 4、油标 . 44 5、起吊钩、耳环 .44 6、起盖螺钉 . 45 7、定位销钉 . 45 十一、总结 . 47 一、设计任务书 设计用于带式运输机的传动装置。工作条件： 1） 每天一班制工作，每年工作260天，使用年限10年，大修期3年，每天两班制，每天八小时； 2） 连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差5%； 3） 室内工作，环境中有粉尘； 4） 生产厂可加工78级精度的齿轮； 5） 动力来源为三相交流电； 6） 非批量生产。传动装置简图：设计任务：1）传动装置设计计算，递交设计计算说明书1 份：2）减速器装配草图设计，递交手工绘制的A1 图纸1 张； 3）减速器装配图设计，递交计算机绘制的A1 图纸1 张； 4）减速器零件图设计，递交计算机绘制的A4 图纸23 张； 原始数据：数据类型机辅专业十四班第八小组运输带工作拉力F（N）3300运输带工作速度v(m/s)1.2卷筒直径d(mm)300备注二、传动方案简析1、传动方案如上图，电动机带动带传动，然后开始进入减速器。采用两级圆柱齿轮减速器，其形式为展开式。其结构简单，但是齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，可使轴在转矩作用产生在扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分抵消，以减缓沿着齿宽载荷分布不均匀的现象。2、传动的布置说明 在多级传动中，各类传动机构的布置顺序不仅影响到传动的平稳性和传动效率，而且对整个传动装置的结构尺寸也有很大的影响。此次采用的传动布置： 1外传动机构为V带传动，原动机是电动机 2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级采用斜齿圆柱齿轮，低速级采用斜齿圆柱齿轮。3、传动的特点 由于工作条件为连续单向回转，工作时有轻微振动，且为室内工作，环境中有粉尘，这个方案中V带传动具有缓冲吸振能力，能发挥其传动平稳，缓冲吸振和过载保护的特点；而且V带传动这种简单的传动方式，价格便宜，标准化程度高，大幅度降低了成本。 减速器部分采用的是二级展开式圆柱齿轮减速器。二级闭式齿轮传动，能适应在繁重和恶劣条件下的长期工作，且使用维护方便。该种减速器结构简单，但由于齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入的一端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形能够减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。 原动机部分采用Y系列三相交流异步电动机，这类电动机属于一般用途的全封闭自扇冷式电动机其结构简单，工作可靠，启动性能好，价格便宜，维修方便。 三、电动机的选择计算及其说明计算结果1、电动机类型和结构形式 按工作要求，一般选用Y系列三相异步电动机（IP44）,为卧室结构。结构形式：基本按转B3型，基座带底脚，端盖无凸缘，额定电压380V。2、选择电动机容量 电动机所需工作功率:查机械设计手册表1-7取： 3、确定电动机转速滚动工作机转速： D滚筒直径，mm 总传动比： 查机械手设计手册表1-8取 则 电动机的转速范围为：4、确定电动机型号综合多方面考虑，差机械设计手册Y系列（IP）三相异步电动机技术数据可选Y132S-4型号的电动机。表2 Y132S-4型电动机主要性能电动机型号额定功率同步转速满载转速额定转矩Y132S-45.5168014402.3表3 Y132S-4型电动机外形尺寸中心高度H长宽高安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸100 Y132S-4型电动机外形工作机（卷筒）所需功率：总传动效率：电动机工作效率：电动机转速：四、传动装置的传动比计算及其说明计算结果1、确定传动装置的传动比，分配各级传动比分配传动比原则：1) 各级传动比应在常用范围内2) 避免齿轮与轴的碰撞3) 各级齿轮能有合适的浸油深度 根据以上原则分配传动比：总传动比： 式中 电动机满载转速，r/min。则 则 取 （通常） 则 （处于24之间，符合要求。） 则传动比分配为：总传动比：V带轮传动比：高速轮传动比：低速轮传动比：五、传动装置的运动和动力参数计算及其说明计算结果1、各轴转速轴（电动机轴） 轴（高速轴） 轴（中间轴） 轴（低速轴） 轴（滚筒轴）2、 各轴功率轴 轴 轴 轴 轴 3、 各轴转矩轴：轴：轴：轴：轴：计算值列入下表见下图：表 带运输机减速装置各主要参数计算结果轴号输入功率转矩转速传动比i效率5.5144020.965.287203.360.955.02214.32.80.954.7776.5410.964.6376.54六、传动零件的结构计算计算及其说明计算结果1、V带轮传动设计 (1) 确定计算功率Pca 由参考【1】表3-5 查得工作情况系数 （2）选取V带型号 根据由图3-10确定选用A型V带。（3）确定带轮基准直径按设计要求，参考【1】图3-10及表3-6，初选取小带轮直径验算带速v带速v在（530）范围内，故带速合适。计算从动轮直径按标准圆整取对转速影响不大。(4)确定中心距。由初步选取中心距。按式（3-1）求所需的基准带长查表3-2，取带的基本长度按式（3-25）计算实际中心距按式（3-26）可确定中心距的调整范围为： 539mma620mm（5）校核小带轮包角由式（3-27）得 （6）确定V带根数由式（3-28）知 由表3-3查得时单根A型V带的额定功率分别为1.41kw和1.66kw, 时的额定功率可用线性插值法求的 由表3-4查得查表3-7得取Z=4根。（7） 计算单根V带初拉力由式（3-29） 查表3-1得q=0.1故 （8） 计算对轴的压力Q由式（3-31）得 （9） 带轮的结构设计（见附图一）。2、齿轮传动设计计算一、高速级减速齿轮设计已知条件：轴的输入功率，小齿轮转速n=720r/min,小齿轮传递的扭矩，大小齿轮的传动比i=3.36，每天两班制工作，一年260天，使用年限10年，工作时允许稍微震动。根据以上已知条件，设计此对齿轮。1、选择齿轮类型、热处理、精度等级及齿数运输机为一般工作机器，选常用材料及热处理。根据传动方案设计，齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，由表6-1知，小齿轮材料应选用45钢，调质处理，齿面硬度为280HBS；大齿轮材料选取45钢，正火处理，硬度200HBS。大小齿轮硬度相差80HBS，满足条件。选齿轮精度等级为8级精度（GB10095-88）。初选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取。初选螺旋角。实际齿数比 其中齿数比误差为 （在允许的的范围内）。2、按齿面接触疲劳强度设计 计算公式按下式确定公式内的各个计算参数 根据表6-6试选根据表6-7试选由参考【1】图6-31选取区域系数由图6-15查得， 则 故总重合度因为是非对称布置，由表6-9取齿宽系数查图6-11，得试选由表6-8查得材料的弹性影响系数 由表6-10按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮接触强度极限。由设计计算公式计算应力循环次数，求出疲劳许用应力： 查图6-23取接触疲劳寿命系数取失效概率1%，安全系数S=1，由图6-24，许用接触应力为：取小值带入计算。由图6-16，得由图6-30，得（1） 计算公式、 将上述有关值代入以下公式 、 计算高速级小齿轮的圆周速度（2） 修正 、计算载荷系数K根据v=2.21m/s，8级精度，由参考【1】图6-8查得动载系数, 与假设有误差，需修正、按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径 、计算法面模数 圆整取中心距圆整后取 圆整中心距后修正螺旋角值和原来假设相差不大，不必修正。圆整后取，。3、校核弯曲疲劳强度 用式6-18校核 计算载荷系数 由表6-20和6-21查取对应的齿形系数和应力矫正系数 （按查得） 根据重合度，从参考【1】图6-22查得螺旋角影响系数。 确定许用弯曲应力 由图6-10查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限。 计算大、小齿轮的,并加以比较许用弯曲应力计算公式 查图6-26，得 由表6-11，得。查图6-25，得 经计算，所以应代入较大的值进行计算。 查图6-33，得所以弯曲强度足够。4、齿轮几何尺寸计算如下图：小齿轮大齿轮齿数z2791模数m2分度圆直径d56.29189.71齿宽b5560中心距a123螺旋角16.39280二、低速级减速齿轮设计已知条件：轴的输入功率，小齿轮转速n2=214.3r/min,小齿轮传递的扭矩，大小齿轮的传动比i=2.8，每天两班制工作，一年260天，使用年限10年，工作时允许稍微震动。根据以上已知条件，设计此对齿轮。1、选择齿轮类型、热处理、精度等级及齿数运输机为一般工作机器，选常用材料及热处理。根据传动方案设计，选取齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，由表6-1知，小齿轮材料应选用45钢，调质处理，齿面硬度为280HBS；大齿轮材料选取45钢，正火处理，硬度200HBS。大小齿轮硬度相差80HBS。选齿轮精度等级为8级精度（GB10095-88）。初选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取。初选螺旋角。实际齿数比 其中齿数比误差为 （在允许的的范围内）。2、按齿面解除疲劳强度设计 计算公式按下式（1） 确定公式内的各个计算参数 根据表6-6试选根据表6-7试选由参考【1】图6-31选取区域系数因为是非对称布置，由表6-9取齿宽系数根据式：由表6-8查得材料的弹性影响系数 查图6-11，得试选由图6-15查得， 则 故总重合度由图6-16，得由图6-30，得由表6-10按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限是，大齿轮的接触强度极限是。由设计计算公式计算应力循环次数，求出疲劳许用应力：查图6-23取接触疲劳寿命系数取失效概率1%，安全系数S=1，取许用接触应力为：取小值代入（2）计算公式、 将上述有关值代入以下公式 、 计算低速级小齿轮的圆周速度、计算纵向重合度 （3）修正 、计算载荷系数K根据v=1.02m/s，8级精度，由参考【1】图6-8查得动载系数,与假设有误差，需修正、按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径 、计算法面模数圆整取中心距圆整后取圆整中心距后修正螺旋角 值和原来假设相差不大，不必修正。圆整后取，3、校核弯曲疲劳强度 用式6-18校核 计算载荷系数 由图6-20和6-21查取对应的齿形系数和应力矫正系数 （按查得）许用弯曲应力公式由图6-10查得小齿轮的弯曲疲劳极限大齿轮的弯曲疲劳极限根据纵向重合度，从参考【1】图6-22查得螺旋角影响系数 查图6-26，得 由表6-11，得。查图6-25，得经计算，所以应代入较大的值进行计算。 查图6-33，得所以弯曲强度足够。4、齿轮几何尺寸计算如下图:小齿轮大齿轮齿数z2159模数m4分度圆直径d87.15244.85齿宽b9590中心距a166螺旋角15.451703、轴的设计轴的主要功能是支持回转零件，传递力、转矩和运动。轴需要由滚动轴承或滑动轴承来支撑。常见的轴分为直轴和曲轴两类。而我们的设计主要是用到直轴，例图如下：一、高速轴的结构设计 已知该高速轴传递的功率为,转速为，转矩，轴上齿轮分度圆直径，螺旋角，齿轮宽度。材料选用45钢。1、按轴所受的扭矩初估轴的最小直径由参考【1】中式（8-2），查表8-2可知,所以： 考虑到轴上的键槽，直径应增加3%，则按标准，取， 2、轴的结构设计根据装配简图，高速轴应为阶梯轴，为便于制造、轴上零件的拆装、避免或减少硬力集中，拟定齿轮、套筒、右端轴承及端盖、大带轮等依次从右端转配，仅左端轴承及端盖由左端装配。根据减速器结构及齿轮、带轮、轴承的尺寸以及所有轴上零件定位和固定的要求，逐渐确定轴上各段的直径和长度，画出轴的结构草图（如下图一）。（1）、装带轮段 按传递转矩、转速算得，带轮的中间宽度为70mm，所以取。 （2）、装左端轴承端盖段（） 为满足带轮安装定位，处轴肩取，轴段的长度由端盖宽度及其固定螺钉所需的空间确定，取。 （3）、装轴承段（，）轴的直径应结合所选轴承确定。因为轴上有轴向力，故选用一对球轴承，由，查手册初定为7007轴承，其尺寸为。轴段的长度为轴承的宽度，而轴段则是与轴承的宽度和油栓有关。取。（4）、自由段 在处的轴肩设计为，此段的长度与箱体内壁之间的宽度有关，经计算。（5）、齿轮段 于该齿轮直径很小，且材料为钢制圆柱齿轮，当其齿根圆到键槽底部的距离（mn为法面模数）时，应采用齿轮和轴制成一体的齿轮轴结构，次齿轮轴选用45碳素钢，其直径、宽度取决与齿轮的尺寸，。（6）、轴肩段 取与自由段（）相同的直径，宽度取。（7）、右端轴承段（） 与装轴承段（）设计相同。 轴上零件与轴的周向固定均采用平键连接，轴承与轴的配合采用过渡配合，（见下图一）。 图一3、按许用弯曲应力校核轴的强度 （1）、作出轴的计算简图由轴的结构简图可确定支撑跨距、齿轮轴中间平面位置及带轮的悬臂尺寸，并且按照带轮的旋转方向，画出轴的受力图（如图二a）。（2）、轴的受力分析、轴的扭矩 、轴的作用力 根据单根V带初拉力为，故4根V带拉力为：根据V带对轴的压力Q，故 （3）、作出垂直面受力图及弯矩图（如图二b）（4）、作出水平面受力及弯矩图已知轴上齿轮分度圆直径所以截面B的弯矩截面C的弯矩（5）、作出合成弯矩并作出合成弯矩图截面B的合成弯矩截面C的合成弯矩（6）、作出转矩（7）、求出当量弯并作出当量弯矩图选取45钢，正火处理。查手册的：，由于转矩有变化，按脉动考虑，去=0.6。（8）、校核轴的强度由于受载荷最大的剖面在齿轮中间处，故只需对此处进行校核近似取校核结果：,故剖面C的强度满足要求。（9）、轴的疲劳强度安全系数校核确定危险：由受力图可知，轴上多个截面存在应力集中，但只有B处和处可能存在危险，故只需对B和处进行校核。截面的安全系数校核计算应力集中系数（以下数据参考机械设计龙振宇主编）a、有效应力集中系数（查表13-8）得 b、绝对尺寸系数（查表13-10）得 c、表面状态系数（查表13-11及13-12）得 ， d、等效系数（查表13-13）得： e、截面的抗弯、抗扭截面（查表13-14）得: （10）、截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力幅相等，；（11）、安全系数：、弯曲安全系数、扭转安全系数：、综合安全系数取故轴的设计合理。 图二二、中间轴的结构设计 已知该中间轴传递的功率为,转速为，转矩，轴上大齿轮分度圆直径，螺旋角，齿轮宽度；小齿轮分度圆直径，螺旋角，齿轮宽度。材料选用45钢。1、按轴所受的扭矩初估轴的最小直径由参考【1】中式（8-2），查表8-2可知,所以： 考虑到轴上的键槽，直径应增加3%，则按标准，取。2、轴的结构设计根据装配简图，中间轴应为阶梯轴，拟定高速级大齿轮、套筒、右端轴承及端盖、等依次从右端转配，而低速级小齿轮、套筒、左端轴承及端盖依次由左端装配。根据减速器内壁结构及齿轮、带轮、轴承的尺寸以及所有轴上零件定位和固定的要求，逐渐确定轴上各段的直径和长度，画出中间轴的结构草图（如下图三）。 （1）、左端轴承段 按传递转矩、转速选取左端轴的直径，根据直径查设计手册初定为7007C轴承，其尺寸。此段轴的长度根据挡油环及套筒的宽度设计为。 （2）、低速级小齿轮段（） 此处齿轮的宽度为95mm，齿轮孔径取40mm。为定位可靠，轴段的长度，略小与轮毂宽度。由于定位高度不同，用直径不同的阶梯套筒顶住轴承及齿轮，进行轴向定位。 （3）、轴肩段（） 两齿轮之间段用轴肩定位，取，长度。 （4）、高速级大齿轮段（） 此处齿轮的宽度为55mm，齿轮孔径取40mm。为定位可靠，轴段的长度，略小与轮毂宽度。由于定位高度不同，用直径不同的阶梯套筒顶住轴承及齿轮，进行轴向定位。 （5）、右端轴承段（） 此段设计与左端轴承段相同。 轴上零件与轴的周向固定均采用平键连接，轴承与轴的配合采用过渡配合，（见下图三）。图三3、按许用弯曲应力校核轴的强度 （1）、作出轴的计算简图由轴的结构简图可确定支撑跨距、齿轮轴中间平面位置及带轮的悬臂尺寸，并且按照带轮的旋转方向，画出轴的受力图（如图四a）。（2）、轴的受力分析、轴的扭矩 、轴的作用力 （3）、作出垂直面受力图及弯矩图（如图四b）（4）、作出水平面受力及弯矩图已知轴上齿轮分度圆直径所以截面B的弯矩截面C的弯矩（5）、作出合成弯矩并作出合成弯矩图截面B的合成弯矩截面C的合成弯矩（6）、作出转矩（7）、求出当量弯并作出当量弯矩图选取45钢，调质处理。查手册的： ，由于转矩有变化，按脉动考虑，去=0.6。（8）、校核轴的强度由于受载荷最大的剖面在齿轮中间处，故只需对此处进行校核近似取校核结果：,故剖面C的强度满足要求。（9）、轴的疲劳强度安全系数校核确定危险：由受力图可知，轴上多个截面存在应力集中，但只有B处和处可能存在危险，故只需对B和处进行校核。截面的安全系数校核计算应力集中系数：（以下数据参考机械设计龙振宇主编）a、有效应力集中系数（查表13-8）得 b、绝对尺寸系数（查表13-10）得 c、表面状态系数（查表13-11及13-12）得 ， d、等效系数（查表13-13）得： e、截面的抗弯、抗扭截面（查表13-14）得 （轴的直径d=39mm，键槽宽b=12mm，键槽深t=8mm）（10）、截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力幅相等，；（11）、安全系数：、弯曲安全系数 、扭转安全系数：、综合安全系数取故轴的设计合理。 图四三、低速轴的结构设计已知该低速轴传递的功率为,转速为，转矩，轴上齿轮分度圆直径，螺旋角，齿轮宽度。材料选用45钢。1、按轴所受的扭矩初估轴的最小直径由参考【1】中式（8-2），查表8-2可知,所以： 考虑到轴上的键槽，直径应增加3%，则,按标准，取。2、轴的结构设计根据装配简图，中间轴应为阶梯轴，拟定低速级大齿轮、套筒、右端轴承及端盖、联轴器等依次从右端转配，仅套筒、左端轴承及端盖依次由左端装配。根据减速器内壁结构及齿轮、带轮、轴承的尺寸以及所有轴上零件定位和固定的要求，逐渐确定轴上各段的直径和长度，画出中间轴的结构草图（如下图五）。（1）、右端轴承段 按低速轴传递转矩、转速初定选取右端轴的直径，根据直径查设计手册初定联轴器为。此段轴的长度根据联轴器的宽度略小，设计为。 （2）、右端挡油段（） 其轴肩段用于定位联轴器，故其直径，长度应大于端盖的宽度，此段也可看作自由段，与箱体内壁之间的距离有关系，选取。 （3）、右端轴承段（） 查设计手册选取轴承型号为7013C 。其尺寸为，宽度根据齿轮的定位设计为。其中包括挡油环和套筒的宽度。 （4）、齿轮段（） 齿轮的轴孔直径选取为，齿轮的宽度为95mm，所以轴的宽度应小于齿轮的宽度，取。 （5）、轴肩段（） 按齿轮定位要求轴肩的直径取，宽度。 （6）、右端轴承段（） 按7013C轴承的尺寸要求，。轴上零件与轴的周向固定均采用平键连接，轴承与轴的配合采用过渡配合，（见下图五）。图五3、按许用弯曲应力校核轴的强度 （1）、作出轴的计算简图由轴的结构简图可确定支撑跨距、齿轮轴中间平面位置及带轮的悬臂尺寸，并且按照带轮的旋转方向，画出轴的受力图（如图六a）。 （2）、求轴上扭矩 （3）、求齿轮上的作用力（4）、作出垂直受力图及弯矩图 （5）、作出水平受力及弯矩图（6）、作出合成弯矩图并作出合成弯矩图（7）、作出转矩（8）、求出当量弯并作出当量弯矩图选取45钢，正火处理。查手册的：，由于转矩有变化，按脉动考虑，去=0.6。（9）、校核轴的强度由于受载荷最大的剖面在齿轮中间处，故只需对此处进行校核近似取校核结果：,故剖面C的强度满足要求。（10）、轴的疲劳强度安全系数校核确定危险：由受力图可知，轴上多个截面存在应力集中，只有C处可能存在危险，故只需对C处进行校核。截面C的安全系数校核计算应力集中系数（以下数据参考机械设计龙振宇主编）a、有效应力集中系数（查表13-8）得 b、绝对尺寸系数（查表13-10）得 c、表面状态系数（查表13-11及13-12）得 ， d、等效系数（查表13-13）得： e、截面的抗弯、抗扭截面（查表13-14）得 截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力幅相等，；（11）、安全系数：弯曲安全系数 扭转安全系数：综合安全系数取故轴的设计合理！图六以上所有轴校核完毕！均合理！带轮计算功率：选取A型V带从动轮直径：带长：实际中心距：V带额定功率：V带根数：Z=4V带最小初拉力：小齿轮：45钢280HBS大齿轮：45钢200HBS小齿轮：45钢280HBS大齿轮：45钢200HBS，材料选用45钢结构图如左图：受力分析如左图：材料选用45钢受力分析如左图：选用45钢七、基本零件的设计与校核计算及其说明计算结果1、轴承的校核方案（1）、轴承的按装方案轴和轴、轴的轴承均采用正装，其原因在于正装轴承适合于传动零件位于两支承之间，轴承反装适合于传动零件处于外伸端，而且支承跨距不大。轴承类型选为深沟球轴承和角接触轴承，轴承的型号和参数就取之前初选的轴承。（2）、轴承的校核1）、轴轴承安装方法及校核轴轴承安装示意图如下：轴承的代号为6007，dDB=356214,已知参数: RBV=1293N, RDV=1196N, RBH=640N, RDH=2204N, NI=720r/min,、径向力R的决定 、派生力的生成 对于6007型轴承，由参考【1】表10-9查得角接触轴承内部轴向力 、计算轴承的轴向力、求比值 由参考【1】中表10-5可知：比值0.071在0.070.13之间，故e值在0.430.46之间，故用插入法：对于轴承1：, 对于轴承2：，、计算当量载荷 由表10-6得，考虑到工作机运转平稳，振动较小，故选取 故只验证P1即可、验算轴的寿命根据参考【1】式10-7 得故合理！2）、轴轴承安装方法及校核轴轴承安装示意图如下：轴承的代号为7011C，dDB=559018,已知参数:RAV=2602N,RDV=1081N,RAH=5503N,RDH=4573N,NI=214.3r/min ,Pa=763N、径向力R的决定 、派生力的生成 对于7011C型轴承，由参考【1】表10-9查得角接触轴承内部轴向力 、计算轴承的轴向力、求比值 由参考【1】中表10-5可知：比值0.071也在0.070.13之间，故e值在0.430.46之间，故用插入法：对于轴承1：, 对于轴承2：， 、计算当量载荷 由表10-6得，考虑到工作机运转平稳，振动较小，故选取 故只验证P1即可、验算轴的寿命根据参考【1】式10-7 得。 故合理！3）、轴轴承安装方法及校核轴轴承安装示意图如下：轴承的代号为7013C，尺寸为dDB=6510018,已知参数:RAV=972N, RCV=1657N, RAH=4683N, RCH=2392N, NI=76.53r/