机械设计课程设计-二级圆锥齿轮-斜齿圆柱齿轮减速器

1、设计题目：二级圆锥齿轮-斜齿圆柱齿轮减速器原始数据：运输带拽引力F=3600N运输带速度v=1.0滚筒直径D=300mm使用年限5年，双班制每年按300天计算速度允许误差士 5%一确定传动方案匚图所示为电机直接与圆锥齿轮-圆柱齿轮减速器相联结， 结构紧凑，运动平 稳。选择电动机传动装置总效率2424=123 4 5 = 0.9920.9940.96 0.97 0.96 = 0.84150.99联轴器传动效率2 = 0.99滚动轴承效率3 = 0.96圆锥齿轮传动效率4 = 0.97圆柱斜齿轮传动效率5 =0.96卷筒传动效率工作机输入功率:Pw = fv =3600 1.0 =3.60kw电动

2、机所需要功率:Pd 二匹 kw3604.278kwa0.8415确定电动机的型号: 运输带鼓轮的工作转速为:ng60 1000 v D-63.66r / min按课程设计指导书表3-1查得圆锥-圆柱斜齿轮的传动比一 般范围为: 锥齿轮：h范围是2到3,斜齿轮i 2范围是3到6,故电动机转速: na 二 ia n = (618) 63.66r/ min = 381.96 1145.88r/min 根据功率 ped - pd,且转速满足：381.96 nd 1145.88r/min 选电动机型号为：Y132M1 -6参数：额定功率为：P = 5.5kw电动机满载转速n m =960r/min电动机

3、的轴伸出直径D=38mm,电动机的收伸长度L=80mm三运动学和动力学计算：1总传动比及其分配总传动比 ia 二 nm/ng = 960/6366 = 15.082分配减速器的各级传动 比直齿轮-圆柱斜齿轮传动比 锥齿轮传动比：i 3圆柱斜齿轮传动比：i2 =5.273 .计算减速器各轴转速：轴一的转速：960 r / min轴二的转速：n2=n 1 /i 960 / 320 r / min轴三的转速：n3二n 2/i2 二 320 /5.27 二 60.72 r/min轴四的转速：n4=n3 = 60 .72 r / min4 .减速器各轴功率计算：Pi 二 pd 14.2780.990.9

4、9 二 4.193 kwpn 二 pn 2 3 = 4.1930.990.96 二 3.985 kwpmpn 2 4 = 3.985 0.99 0.97 = 3.827 kwp卷筒轴=p 皿5 = 3.8270.990.96 二 3.637 kw5.减速器各轴功率转速.转矩电动机的输出转矩：Td 二 9550 Pd /nm = 42.56 N * m轴一的输入转矩：T Td 1 2 = 41 .71N m轴二的输入转矩：T2 二 Td 2 3 二 118.93N * m轴三的输入转矩：T3 = T2i2 2 4 二 601 .88 N * m轴四的输入转矩：T T3 1 5 二 572.08

5、N * m四.直齿圆锥齿轮传动的设计计算:1. 齿面接触疲劳强度设计：1）选择齿形制GB12369-9Q齿形角20由题可知，小齿轮选用40Cr,调制处理，硬度为240280HB平均硬度280HB大齿轮选用45号钢，调制处理，硬度为240HB。2）齿数z和精度等级：取z“ =24,z2 =站=3 24=72,取72精度等级取8级般情况下，闭式齿轮 设计，先按接触强度初 2.92步确定主要尺寸，即3）试选载荷系数kt =1.34）计算小齿轮传递的转矩95.5 105R= 4.171 104N *m5）取齿宽系数：弓r =0.3016）确定弹性影响系数：由表 10-6，Ze =189.8MPa7）由

6、图10-21按齿面硬度查的小齿轮的解除疲劳强度极限 二h im1 =600MPa，大齿轮的二 Hiim2 =550MPa8）根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数：N/60n 1jLh= 60 960 1 2 8 300 5 = 1.38 109N,8N21 =4.61 108u9） 查3图10-19得接触疲劳寿命系数：Khn1 = 0.94，Khn 0.9510） 由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数Sh =1，-H h 二 Khni Hlim1 二 564MPaShK HN 2- H lim 2-H 2522.5MPaSh2. 计算1）由接触强度计算出小

7、齿轮分度圆直径：卜Ze I2KT- 2.923E1283.88mm=r1-0.5r udm1 二 d1t（1 一 0.5 R）二 71.30mmd m1 n2）齿轮的圆周速度v 丁 -3.58m/s60 如0003）计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得Ka =1.25b:动载系数，查3图10-8得Kv = 1.17c：齿间分配系数，查3表10-3得Kh：Kf：1d:齿向载荷分布系数Kh，Kf，1.5Khz查3表 10-9 得 Kh :b 1.25，所以 K二 = 1.875e：接触强度载荷系数 K = KaKvKh：Kh1.25 1.17 1 1.875 =2.744）按载荷系数校

8、正分度圆直径dK/Kt = 96.49mmd1 ccm二一4.02mm 取标准值，模数圆整为 m二4mm z15）计算齿轮的相关参数d m = 96mm， d2 二 mz288mm6 =arcta n 勺= 180516d 2 =90 6 = 71 3444Z2，=151.789mm6)确定齿宽：b = -vrR= 45.53mm圆整取 b, = b2 二 46mm3. 校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数K二2.74当量 齿数 zv1 = 25.3， Zv2 = 227.9COS1COS 2查3表 10-5 得 Y Fa1 = 2.61，丫sa1592，丫Fa2 = 2.06，丫Sa2.97取安全系

9、数Sf =1.4由3图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.92 , Kfn2二0.9查3图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：二fe1 = 450MPa ,FE2二 410MPa许用应力K a；F厂 FN1 fE1 二 295.7MPa 二 F2SFKFN2FE2Sf二 263.6MPa校核强度，由3式10-232KT1 YFaYSa” r n二 F2 CL 2二 F bm (1 - 0.5 R) z计算得二 F1 二 74.4MPa二 f】1 F2 二 26.5MPaF 2可知弯曲强度满足，参数合理。五.斜齿圆柱齿轮传动的设计计算:1. 齿面接触疲劳强度设计1）选择齿轮材料，小齿轮40

10、Cr,调制，硬度260HB大齿轮45号钢, 调制，硬度240HB.2）精度等级取8级。3）试选小齿轮齿数Zi = 21z2 = i2Z = 5.27 21 = 110.67取 Z2 = 111Z2111口 cc调整后u =云=药二5294） 初选螺旋角=122. 齿面接触疲劳强度计算: 1）按齿面接触疲劳强度设计查3（10-21）有齿面接触疲劳强度设计公式3gKT UZeZh）2I d；：. u （h）1试选载荷系数：Kt -1.82计算小齿轮传递的扭矩：T2 = 9.55 106旦=1.19 105N m3取齿宽系数：d = 114确定弹性影响系数：由3表10-6，Ze M89.8MPa5确

11、定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：Z 2.56根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数:=6OnjLh =60 960 1 5 2 300 8 =1.38 109Ni8N22.61 10u查3图10-19得接触疲劳寿命系数：Khn 0.95 , Khn2二0.97 查3图10-21(d)得疲劳极限应力：二日吋二600MPa， H lim 2 二 550MPa由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数SH = J。，hKnN_Hiim = 570MPaSh，匸 H 2 二 Khn2 H|im2 = 533.5MPaShLh = h1 卜 h2 = 5

12、51.75MPa7 由3图 10-26 查得；：.八八；：.2 二 0.78 0.885 = 1.6658代入数值计算小齿轮直径：d1t2KtT2U_1(ZEZH)2 二八u(和丿60.94mm兀 d1t n29圆周速度v二21.02m/s60汉100010齿宽b及模数Et，b = d d1t =1 60.94mm = 60.94mmmntd1t cosZi=2.84mmh = 2.25mnt = 6.39mmb/h 二 9.5411计算纵向重合度 0.318 dtan 1.4212计算载荷系数：齿间载荷分配系数KHa： 由表12.10，先求二3905N2T22 1.19 105d1t -60

13、.94空= 妙= 80.1N/mm 100N/mm b60.94a：齿轮使用系数，查3表10-2得 心=1.25b:动载系数，查3图10-8得K 1.1c：齿间分配系数，查3表10-3得 心厂 心1.4d:查3表10-4得齿向载荷分布系数KhI =1.457查3图 10-13 得 K =1.35e：接触强度载荷系数 K -KaKvK.Kh 1.25 1.1 1.4 1.457 = 2.80 13按载荷系数校正分度圆直径4 53 K = 70.68mm.Ktd cos 卜14计算模数 mn 二二 3.29mmZ13）按齿根弯曲强度设计由3式 10-17mnT%1计算载荷系数K = KAKvK K

14、 = 1.25 1.1 1.4 1.35 =2.5992由纵向重合度,=1.42，从2图10-28得Y二0.913计算当量齿数畫二22.4Z2Zv2 cos3 -= 118.64由3图10-20得弯曲疲劳强度极限二fe1 = 500MPa ,-FE2 二 430MPa5由3图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1二0.92，Kfn2二0.956取弯曲疲劳安全系数Sf =1.4由3式10-12得仏匚虫=328.57 MPaSF；f2 二 KfN2FE2 =291.79MPaSf7由3表 10-5 得齿形系数 YFa1 二 2.76，YFa 2.172得应力校正系数Ysa1 =1.56，YSa2 =

15、7988计算大、小齿轮的YFaYSa了肓并加以比较。Yf/Yse =0.013104YYa2 = 0.0133841】1二 F】2大齿轮的数值大。9计算得 mn - 1.898mm，去 mn 二 3.0mm10校正齿数d1 cos :zi-23.04 23,z厂 u乙=121.89 122mn2111圆整中心距（Z1 Z2）mn2 cos :=222.39mm圆整为a = 223mm12修正螺旋角匕-arccos(Z1 丝四二 12 50182a变化不大，不必修正前面计算数值。13计算几何尺寸d=1_- = 70.77mm， d2 =-2- = 375.38mmcos ：cos :b = dd

16、j = 70.77mm，取齿宽为 Bj = 76mm, B2 = 71mm六、轴的设计计算1、I轴的计算(1)轴上的功率 P =4.193kW，转速 m =960r/min，转矩 T41.71N m ,锥齿轮小齿轮平均分度圆直径dm1二71.30mm(2) 求作用在齿轮上的力圆周力Ft二纽=1170N，轴向力Fa =Fttan-.coS =403，径向力dm1Fr 二 Ft tan .sin=134.55N(3) 初估轴的最小直径先按3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3表15-3，取人=110，于是得d min =代3 旦=16.38mm由于输入轴的最小直

17、径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1Tea hKaX =1.5 41710 =62565N mm查1附表表8-5，由于电动机直径为38mm所以选取型号为LH3,孔径选为30mm联轴器与轴配合的轮毂长度为 60mm(4) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图根据轴的初步设计轴的长度的确定A轴段h，半联轴器型号直径为 30mm，有段应有轴肩定位，半联轴器与轴配合的孔长度为60mm为了保证轴端挡圈只压 在半联轴器上而不压在 轴的端面上， 故h应比孔长度略短些，取 h =58mm。B轴段13,先初步选定轴承型号，有受力情

18、况选择圆锥滚子轴承，型号取30207, 内径35mm，故可确定d3=35mm,长度应略小于轴承内圈 宽度17mm，l3=16mm (一般为利于固定13比B小1mm)C. 由经验公式算轴肩高度:h4 =0.07 35(1 2) =(3.5 4.5)mm,取轴肩高为 5mm,确定d4 =43由机械设计课程设计要求可得(1 l4 阳 2d32 汽丄 l3 i = 54mm.取 l4 =60.4 3 3 丿 4D. 根据轴承安装方便的要 求，取d2.d5均比d3小1mm,得d2 =40mm， d5 =34mm根据安装轴承旁螺栓的 要求，取* = 40mm.根据齿轮与内壁的距离 要求，取15 = 16m

19、m.E. 根据齿轮孔的轴径和长度，确定d6=32mm,小齿轮轮毂长度为50mm， 齿轮左端面距离套杯约 为8mm，再加上套杯厚度，确 定轴段l6=54mm。确定轴上各力作用点及支点跨距 由于选定的是深沟球轴承，其负荷中心在轴向宽度的中点位置,F零件的周向定位查3表6-1得左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm高度7mm长度略小于轴段，取50mm选取键8 50，右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm8mm长度略小于轴段，取40mm选取键10 40mm。G轴上圆角和倒角尺寸参考3表15-2，取轴端倒角为1.2mm圆角取1.6mm(5) 求轴上的载荷圆周力Ft二纽=1170N，轴向力Ft tan cos

20、403，径向力d m1Fa 二 Ft tan .sin =134.55NdFr 51 - Fa -r a 2r 1v2 二 207.27N，68Fr2v = FrFr1v = 610.27N，F51FMh1877.5N，68Fr2H 二 Ft Fr1H 二 2047.5N，MV1=Fr1V 68 = 14094.36N mm, MV2 = Fr 51 = 20553N mmMH =Fr1H 68=59670N mm,M , M H M： -61312N mm,M2 二, M： M：2 二 63110.5N mm根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示14094.36Nnm59760M

21、nn(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力-ca二 M2(F2唤宓2(6 41710)2 ,4.11MPa30.1 32查3表15-1得kJ60MPa，因此匚ca讣二，轴安全。2、II轴的计算 (1)轴上的功率 P2 =3.985kW，转速 n2=320r/min，转矩 T2=118.93N m ,(2)求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮：大锥齿轮的平均分度圆直径dm2 二 d2(1 - 0.5 R)二 244.8mm 圆周力 f9?1.65N，轴向力Fa -13

22、4.55N，径向力 Fr -403N斜齿圆柱齿轮：圆周力氐=並=2 1.19 10 = 3 3 6N轴向力d16 0.9 4Ft0 tan nFro一 1252.31N，径向力 Fa0 =Ft0tan 715.25N。COS P(3) 初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴 的材料应同斜齿圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据3表15-3， 取a =100，于是得dmin =23.18mm(4) 轴的结构设计12345 6 7轴段1-2，选用轴承型号为30207,轴段直径为35mm齿轮端面距 离箱体内壁（即挡油板厚度）取 9mm轴承距内壁2mm所以轴段

23、长 度取30mm 轴段2-3，齿轮轮毂长度为48mm轴段长应该短2mm轴段长度定 为46mm直径为齿轮孔径40mm 轴段4-5，由设计结果，斜齿圆柱小齿轮分度圆直径为 70.77mm 齿宽为76mm取此轴段为76mm此处选择轴轮结构。具体轴颈见小圆 柱斜齿轮。轴段6-7 ,用于装轴承，挡油板厚度9mn长度取28mm直径取35mm 轴段5-6，轴承应该距离箱体内壁2mn左右，且小齿轮端面距离箱 体内壁8mm左右，长度取10mm又根据轴肩定位需要，轴径取42mm轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计 算此段长度为22mm又有定位需要，轴径取42mm零件的周向定位查3表6-1得

24、齿轮定位用平键，宽度为12mm长度略小于轴段，取38mm选取键12x38。轴上圆角和倒角尺寸参考3表15-2，取轴端倒角为1.2mm圆角取1.6mm(5) 求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 = 188 N ,Fnv1 = 1758N,Fnh2 067NFnv2 = 2622N弯矩MM H1 = 24219 N mm，M H2 = 48549 N mmM V =119301N mm总弯矩M“ = J242192 +1193012 = 121735N mmM2 = J485492 +1193012 = 128801N mm扭矩

25、TT2 =118930N mm弯矩和扭矩图如下:xi 口匚U9301NmnMl?1735Nnnr.(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据3式15-5及以 上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力CJcaM：（T）2=&13MPaW查3表15-1得匚4p 70MPa，因此二ca十另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm若弯扭组合/ 2 2按照最大处计算，有 J = Ml (T)31.5MPa，所以最终可以W确定弯扭校核结果为安全。3、III轴的计算(1) 轴上的功率 P3 =3.827W，转速 n3 =60.

26、72r/min，转矩T3 = 601.88N m ,(2) 求作用在齿轮上的力圆周力Ft =3207N，轴向力Fr =1194N，径向力Fa =730N(3) 初估轴的最小直径先按3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3表15-3，取A =97，于是得5dmin工阳倶=38.6mm,此处有一个平键，直径增加5%得出直径最小 n3为 40.53mm由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1Tea 二KaT3 =1.5 601880 =902820N mm选取型号为HL4,孔径

27、选为42m联轴器与轴配合的轮毂长度为 84mm(4) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图 轴段7-8，由联轴器型号得直径为42mm右端应有轴肩定位，轴向 长度应该略小于84mn,取80mm 轴段4-5，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径 70mm长度略小于轮毂长度取为68mm轴段5-6，选取轴承型号为33109,由轴承内圈直径得轴段直径为 45mm又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为10mm轴承距离内壁取2mn左右，最后确定轴段长度为48mm轴段3-4，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm所以直径取78mm长度取10mm轴段2-3，左端用于轴承定位，轴肩高度取 5.5mm直径

28、为52mm 又有轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为71mm轴段6-7，根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段 长度为20mm直径取轴承内圈大小为43.5mm 轴段1-2，此段装轴承33109,轴颈去45mm轴段长度去26mm 零件的周向定位查1附表4-1得左端半联轴器定位用 C型平键，宽度为12x8mm长度略小于轴段，取70mm选取键12X70,右端大齿轮定位用平键，宽度为20x12mm长度略小于轴段，取60mm选取键20 60。 轴上圆角和倒角尺寸参考3表15-2，取轴端倒角为2mm圆角取1.6mm(5) 求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示圆周力Ft

29、 =3207N，轴向力Fr =1194N，径向力F 730N支反力：F1V = 1113N,F2V =81N,F1h = 1123.3N,F2H = 2083.7N弯矩 M : Mh =143782.4N mm,MV1 T42464N mm, M V2 = 5589N * mm总弯矩：M = 202408N * mm， M2 T43875N * mm(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取:=0.6，由3表15-4查的W公式，轴的计算应力-ca0.1 703=M22(T3)2 =

30、.2024082 (0.6 360188。)212仙卩4W查3表15-1得70MPa，因此匚ca讣二，轴安全。(7) 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面1，2, 6, 7只受扭矩作用，虽然键槽轴肩及过渡配合所引起的 应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按扭转强 度较为宽裕确定的，所以截面1，2, 6, 7均无需校核。由上述计算已知齿轮中点 C处应力最大，截面4的应力集中影响和截 面5的相近，但截面4不受扭矩作用，而且截面较大，所以不必做强 度校核。截面C上虽然应力较大，但应力集中不大而且这里的轴颈 最大，故截面C也不必校核。显然截面3也不用校核，所以只需校核 截面5两侧即

31、可。截面5的左侧抗弯截面系数 W =0.1d3 = 0.1 703 =34300mm3抗扭截面系数 州 =0.2d3 = 68600mm3截面4左侧的弯矩为54.5-32.5M 二 20240881706 N mm54.5截面6上的扭矩为T3 = 601880N mm截面上的弯曲应力.8170634300= 2.38MPa截面上扭转切应力TT3601880W7 _ 68600= 8.77MPa轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得-B = 735MPa,；二=355MPa, A = 200MPa。综合系数的计算r 2 “a D查3附表 3-2，由 =0-03，y = 1-56经直线插

32、入，得因轴肩而形成的理论应力集中为- -2.14，：=1-81，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为q匚二0.81，q = 0.85，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）k；=1 q；（,-1） =1.92 k =1 q .C . -1） =1.69由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为七-0.73，扭转尺寸系数为；=0.9，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为二产乙产0.86，P = 1轴表面未经强化处理，即q 1，则综合系数值为K十肚丄-2.。6CT CF碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为上= 0.1 , 1 =0.05安全系数的计算轴的疲劳安全系数为= 45.3S.二K77 =

33、7.44a= 7.34=1.5故此处安全截5的右侧抗弯截面系数 W =0.1d3 =0.1 453 =9112.5mm3抗扭截面系数州 =0.2d3 =18225mm3截面5右侧的弯矩为M = 81706N mm截面5上的扭矩为T 601880N mm截面上的弯曲应力M _ 81706W - 9112.5= 8.97MPa截面上扭转切应力TT3Wt60188018225=33MPa轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得-B 二 735MPa 八 4 二 355MPa, 4 二 200MPa。综合系数的计算查3附表 3-2，由丄=20.044，- =1.56d 45.d经直线插入，得因

34、轴肩而形成的理论应力集中为:打=214，：. =1-81,由3附图3-1得轴的材料敏感系数为q匚二0.81 , q = 0.85 ,则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）1 W =1.92k =1 q（:-1） =1.68由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为上二0.75，扭转尺寸系数为-0.85，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为二0.82，轴表面未经强化处理，即q=1，则综合系数值为K丄-1 =3.78, K 上丄-1 =3.19%陰叫碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为， = 0.1 , 1 =0.05安全系数的计算轴的疲劳安全系数为S -= 10.47= 3.74SqS卞Se

35、a3.52 S=1.5.s2 s2故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求七、轴承的计算1、I轴的轴承校核轴承30207的校核 求两轴承受到的径向载荷Fr2F(2 Fv22 = 2137N径向力 Fr1 二 F：1 F；1 =902N，查1附表表6-6，得Y =1.6，e=0.37，cr =54.2kN立=667.8N2Y派生力 Fd1 = -Y = 2189， Fd2 轴向力Fa =134.55N，左侧轴承压紧由于 Fa Fd2 二 134.55 667.8 二 801.55NFd1， 所以轴向力为 Fa1 二 801.55N，Fa2 二 667.8N当量载荷=0.89 e區二 0.31F

36、r 2所以X 0.4，Ya= 1.6， Xb1，Yb由于为一般载荷,所以载荷系数为fp ，故当量载荷为P1 二 f p ( X A F r1YAFaQ = 1808 NP2 - fp(XBFr2 YbF32H 2351 N 轴承寿命的校核106 Cr 客Lh1( y = 467714h 24000hh1 60 n P106 Cr Lh2() = 212724h 24000h60n/ P22、II轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 F” = . F話Fi =1768N ,巳=,F：? 二 2831N查1附表 6-6，得 Y =1.6, e=0.37 , C=54.2kN

37、派生力 Fdi =見=553N , Fd2 二旦2 =884N2y2y轴向力Fa =653N，右侧轴承压紧由于 Fa Fd1 =653 553 =1206N - Fd2，所以轴向力为Fa1 =553N， Fa2 =1206N当量载荷由于 Fa1 二 0.31 ： e , 區=0.43 e，Fr1Fr2所以 Xa=0.4，Ya =1.6，Xb=1, Yb=0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp =1.1，故当量载荷为P =fp(XAF1 +YAFa1)=1945N，P2 = fp(XBFr2 +YBFa2)=3368N轴承寿命的校核106 CrLh1( P=2.57 106h 24000h60n

38、2 P1106 Cr 戸5Lh2( p -4.13 105h 24000h60n2 P23、III轴的轴承校核轴承33109的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 Fn = . F(i Fv2i =1518.3N , F2F(2 F = 2085N查1附表 6-6，得 Y =1.6, e=0.38 , C =87kN派生力 Fd1 =印=475N , Fd2 =丘=652N2Y2Y轴向力Fa =730N，左侧轴承压紧由于 Fa Fd2 =730651 =1381N - Fd1，所以轴向力为Fa1 -1318N， Fa2 =652N当量载荷由于电=0.87 e，立=0.31： e，Fr1Fr2所以 Xa =0.4，Ya =1.6， Xb=1，Y 0。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp=1.1，故当量载荷为P = fp(XA&1 YaFJ =2988N，P2 = fp(XBFr2 丫8卩玄2)=