减速器设计使用说明

1、一、设计任务见任务书原件二、电动机的选择计算按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构，丫系列。1选择电动机功率滚筒所需的有效功率：Pw 匚 3100 0.65 2.015kw1000 1000传动装置的总效率：n n0 ?ni ?n2?n3?n 4查表17-9确定个部分效率如下：皮带传动效率：no 0.95齿轮啮合效率：m 0.97 （齿轮精度为8级）滚动轴承效率：n 20.99（球轴承）联轴器效率：n 30.99滚筒效率：n40.96传动总效率：n 0.950.9720.9940.99 0.960.816Pw 2.015 所需电动机功率：Pr=- CC =2.469kwn 0.

2、816查设计资料表27-1，可选丫系列三相异步电动机 Y100L2-4型， 额定功率R=3kw;或选丫系列三相异步电动机 丫132S-6型，额定 功率F0=3kw;均满足 PPr。2、选取电动机的转速、亠“占卄、击60v 60 0.65.滚筒轴转速：n w41.4r/ minn D 3.14 0.3现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较， 由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表 1中。Pw= 2.015kw n = 0.0816Pr= 2.469kw表1:电动机数据及传动比万案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-43.01500142

3、034.32Y132S- 63.O100096023.2比较两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表27-2查得电动机额定功率P0/ kw3电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速n0/(r/min) 1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直径D/mm28堵转转矩/额定转矩T/N.m 2.2表2：电动机型号为Y100L2-4,其主要性能如下P=3kw n o=1420r/min三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比总传动比：i 2 匹1420 34.3nw 41.4根据设计资料表17-9可知i带=24取i带2.8则减速器的传动比：i减謬佗25对减速器传动比进行分配时，为使两级传

4、动浸油深度相近，且 避免中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰，取双级齿轮减速器高速级的传动比：i 121.35 i 减=4.061则低速级的传动比：. I 减 12.25 I 23 =.i 124.0673.0122、各轴功率、转速和转矩的计算i 2 =34.3i 带=2.8i 减=12.25i 12=4.061i 23=3.0120轴：0轴即电动机轴P0=R=2.469kwno=142Or/mi nC 2.469 103To=9.559.5516.61N mn1420I轴：1轴即减速器高速轴Pi=F0 n oi=F0 n 0=2.469 X 0.95=2.346kwn1420 厂/厲=丄507r

5、/mini 带2.8P2.346 103Ti=9.55 19.5544.18N m6507U轴：U轴即减速器中间轴F2 =P1 n 1 n 2=2.346 X 0.97 X 0.99=2.253kw1507 c他= 124.6r / mini 124.067F22.253 103T2=9.55 29.55 172.66N mn2124.6川轴：川轴即减速器的低速轴F3 =P2 n 1 n 2=2.253 X 0.97 X 0.99=2.163kw 门2124.6“/邙=厶41.4r / mini233.012F32.163 103T3=9.55 9.55 499.1N mn341.4W轴：W轴

6、即传动滚筒轴F4=F3 n 2 n 3=2.163 X 0.99 X 0.99=2.12kw n4= n 3=41.4r/min巳2.12 103T4=9.55 丄 9.55 489.1N mn441.4将上述计算结果汇总如下Po=2.469 kw n =1420r/mi n T0=16.61NmP1=2.346 kw n1=507r/m in =44.18NmP2=2.253 8kw n 2=124.6r/mi n T2=172.66NmPa=2.163kw n 3=41.4r/min Ta=499.1 NmP4=2.12kwn 4=41.4r/minT4=489.1 Nm表三：各轴运动及动

7、力参数Pc=2.716kw ddi=100mm轴序号功率/KW转速/(r/min)转矩T/ N - m传动形式传动比效率02.469142016.61带传动2.80.95I2.34650744.18齿轮传动4.0670.96n2.253124.6172.66齿轮传动3.0120.96川2.16341.4499.1联轴器1.00.98IV2.1241.4489.1四、传动零件的设计计算1带传动的设计计算1）确定设计功率Pc由教材书表4 4查得工作状况系数K=1.1计算功率：Pc=KaP=1.1 X 2.469=2.716kw2）选取V带型号根据Pc和no由图4-12确定，因Pc、no工作点处于A

8、型区，故 选A型V带。3）确定带轮基准直径dd1、dd2选择小带轮直径ddi由表4-5和表4-6确定，由于占用空间限制不严格，取ddi dmin对传动有利，按表4-6取标准值，取ddi =100mm 验算带速V、/ nddin。 n 100 1420/ /V=7.4m/s60 1000 60 1000在525m/s之间，故合乎要求。 确定从动轮基准直径dd2dd2 =i 带dd1=2.8 100=280mm 查教材表 4-6 取dd2 =280mm 实际从动轮转速n2和实际传动比i不计&影响，右算得n2与预疋转速相差5%为允许。d d2280门 oi =2.8dd1100n。1420/.n1

9、507r / min1 i2.8507-5070% 5%5074)确定中心距a和带的基准长度Ld 初定中心a因没有给定中心距，故按教材书式 4 25确定按：0.7(d d1+dd2)w a w 2(d d1+dd2)得：0.7 X( 100+280)w a0 w2X (100+280)266mmw a0 w 760mm取 a0 =500mm 确定带的计算基准长度Lc :按教材式4-26 :Ic rn / X-j、(dd2dd1 )Lc 2a0+( dd1 +dd2 ) +24an280100 2=2X 500+ (100+280) +24 500=1613 mm 取标准LdV=7.4m/s d

10、d2=280mmi 带=2.8查教材书表4-2取Ld=1600伽。确定中心距aLc Ld “c 1600 1613 小匚a = a0+=500+=493.5 mm2 2a调整范围：amax =a+0.03 Ld =493.5+0.03 X 1600=541.5 m amin =a-0.015 Ld =493.5-0.015 X 1600=469.5 m5) 验算包角a 1按教材书式4-28得：gC (dd1 dd2) qc。(28 100) 切。a 1 180-X 60=180-X 60a493.5=158 1200符合要求6) 确定带根数ZPc按教材书式4-29 :Z p = 2=1.99取

11、z=2根P。1.367) 确定初拉力F。：查教材书表4-1 : q=0.1kg/mP 2 52按教材书式 4-30 : F=500 丄(一-1)+q v2 vzKa=500X 2.716 (-2 1) 0.1 7.42 7.420.95=155N8) 计算轴压力Qa158按教材书式 4-31 : Q=2FZsin-=2X 155X2Xsin=608.6N2 29) 确定带轮结构小带轮dd (25 3)ds，采用实心结构P0=1.24 P1=0.19 P2=-0.00243P。/ =1.36Z=2F0=155NQ=608.6N大带轮采用孔板式结构d1=1.8d=1.8 x 26=46.8mm查设

12、计资料表 7-8 得 e=15 , f=10, he =12=6, =340,ba=11mmhamin =2.75带轮的宽度：B= (z-1 ) e+2f= (2-1 )x 15+2x 10=35mm五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算Ni=1X 109 2=3.58 x 108原始数据：电动机的输出功率：2.345kW小齿轮转速：507r/min传动比：4.067单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为240HB大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表 5-1 :齿

13、面硬度为200HB 选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材图5-16 (b):小齿轮齿面硬度为240HB时，九血 580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，叶诚 550MPa计算应力循环次数：由教材书式 533得：8N1=60n1 jLh=60X 507x 1X (10 x 8X 300)=7.3 x 10N2N1i7.3 1084.0678=1.79 x 10查教材书图 5-17 得：ZN1 1.06，Zn2 1.12由教材书式5-29得：Zx1Zx2 1.0取 Zw=1.0，SHmin=1.0，Zlvr0.92(精加工齿轮)由教材书式5-28确定疲劳许用应力:(THlim1

14、z z z z =580ZN1 Zx1 ZWZLVR =SHmin1.01.06 1.0 1.0 0.92 =565.6MpaH1565.6 MPah2566.7 MPaQ Hlim2 z z z z _550ZN2Zx2Z WZLVR =SHmin.01.12 1.0 1.0 0.92 =566.7MPa因为(TH1叶2，所以计算中取叶=(rH1 =565.6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距 a小齿轮转矩:T1=44180N mm初选KtZft1.2，暂取螺旋角B 13,a 0.3由教材书式5-42 得：Zb. cos Bcos13 0.987由教材书表5-5 得：Ze=189.8 .MP

15、a估取a n =20端面压力角:tan antan20 oatarcta n()arctan()cos Bcos13基圆螺旋角:Bb arctan(tanB cosat)12.2035 o20.4829ZhZh=2.44a 0.3ZE 189.8 MPaZ =0.987Zh =2.44由教材书式a(u+1) 3=4.067圆整取:估算模数:取标准值:2COS b 2.44 cos t sin t5-39计算中心距a：2KT| ZhZe乙 Zb；2au21.244180244189.80.987 二讪加口1 2 0.34.067a=125mm小齿轮齿数:565.6mn=(0.007 0.02)

16、a= 0.875mm-2.5mmmn=2mm品押=2 125 cos13 =24.03mn(u 1)2 (4.0671)a=125mmZ2uZ1=4.067 X 24.03=97.7取乙 24, Z298实际传动比:传动比误差:100%984.084.08 - 4.067100%4.067=0.3% 5% 在允许范围内修正螺旋角:=arccos 叫 Zl 乙2a=arccos 2=12 34 412 125与初选B =13接近,Zh , Zb可不修正。齿轮分度圆直径:d1=mnZ1 =2 24=49.180mmcos B cos12.578d2= mnZ2 cos B2 98 cos12.57

17、8=200.81mm圆周速度:V=60 10349.182 50760 103=1.31m/sZ1=24Z2=98 m=2 d1=49.180mm d2=200.81mmV=1.31m/s3、校核齿面接触疲劳强度由教材书表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得 Ka=1.25按V乙仁1 24 os , 8级精度查教材书图5-4 (b)得 100 100动载系数Kv =1.024齿宽 b= aa =0.3 X 125=37.5mmb=40取 b=40mm按d; 島=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于 轴承为非对称布置查教材书图 5-7 (a)得：Kb =1.06按8级精度查教材书表5-4

18、得：Ka =1.2按教材书式5-4计算载荷系数：K=KaKvKb Ka 1.25 1.024 1.06 1.2 1.628计算重合度 a ,卄齿轮齿顶圆直径:Ka =1.25K/ =1.024Kp =1.06Ka =1.2K=1.628da1=d1+2hamn =49.180+2x 1.0 x2=53.462mm da1 =53.462mm da2 =204.810mm da2 =d2+2hamn =200.81+2 x 1.0 x 2=204.810mm端面压力角:丄.tan 况口、丄/ tan20、f-coarctan( ) arctan( -) =20.452齿轮基圆直径:db1 = d

19、1 cos a t =49.180 x cos20.452 =46.156mmdb1 =46.156mmcos pcos12.578 odb2 =188.475mmdb2 = d 2cos a t =200.18 x cos20.452 =188.475mm端面齿顶压力角:db1a at1 =arccos =arccosda146.15653.180=29.782a at1 =29.7822ndb2a at2 =arccos =arccosda2188.475204.810=23.2640Z2(tan a at1 -tan a t)+ Z3 (tan a at2 -tan a t)a at2

20、=23.264a =1.34924(ta n29.782tan20.452 ) +98(tan23.264tan20.452 )=1.349p =bsin p=40 sin12.578=1.38 p =1.38nm n2 n由教材书式5-43计算： 乙=tJ = 34F =0$6由教材书式 5-42 计算：Zp.cos p 、cos12.578 =0.99由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角：p b =arctan(tan p cos a t)Z =0.86=arctan(tan12.578 X cos20.452 ) =11.808 Zb0.99/2cos B bZh cosatsin a2

21、cos11.808cos20.452 sin20.452Zh=2.45=2.45由教材书式5-39计算齿面接触应力（thCh=Zh Ze Z Zb2KT1 u 1bd：u=2.45 X 189.8 X 0.86 X 0.9972 44180 1.628 4.067 140 49.180 24.067Xh =537.9Mpa=537.9MPa1.0YFa2=2.24查教材书图5-15得:百=1.58，论a2=1.81Ysa1 =1.58由教材书式5-48计算YY =0.25+=0.25+ 0.75COs211.8081.349=0.79Ysa2 =1.81CT Flim1 =230MPa查教材书

22、图5-18b 得：(TFlim1230MPa(TFlim2 210MPaCT Flim2=210MPa查教材书图5-19 得：Yn11.0丫卩=1-% 120=1-1.0 i21：r =0.9取：YST2.0，S Fmin 1.4由教材书式5-32，因为m=25,所以取 *=%2=1.0计算许用齿根弯曲应力6 Flim1 Ysty y =230 2.0YN1 YX1 =SFmin1.4Flim1 YST1.01.0 =328.6Mpa6Flim2YSTv v _210 20C F 2 Y N2 YX2 =SFmin1.41.01.0=300MpaF1328.6MPaF2=300MPa由式5-4

23、4计算齿根弯曲应力疔=2KT1 Y Y Y YF1Fa1 sa1 Q Bbd 1m n240盅罗巒1.580.790.9=108.6MPa f 1 =328.6Mpa安全_ YFa2Ysa2(T F2 = F1YFa1Ysa1=105.2MPa5F 2 =300MPa安全6 F1=108.60MPa6 F2=105.29MPa=108.6兰2.65 1.585、齿轮主要几何参数Z124, Z298, u=4.067, m=2mmB=12 34 41d1 =49.180mn,d2 =200.81mn, da1=53.180mm da2 =204.81mmdf1 =d 1 - 2 (hac )mn

24、 =49.180-2 X 2X (1.0+0.25 )=43.180mmdf2 =d2-2 (hac )mn =200.81-2 X2X( 1.0+0.25 )=195.81mma=25mm齿宽：b1 =45mm b2=40mm六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知：传动功率住=2.252kw，小齿轮转速n2=124.6r/min，传动比i=u=3.0121、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为240HB 大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为200HB 选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材书图5-16

25、 (b):小齿轮齿面硬度为240HB时，580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，九阮 550MPa(对于工业用齿轮，通常按MQ线取值)计算应力循环次数：由式5 33得：N, =60n2 jLh =60X 124.6 X 1 X (10 X 8X 300)=2.24 X 108MM 2.24 108 八匚c?N2 = 1=7.45 X 10i3.012查教材书图 5-17 得：ZN11.12，ZN21.19由教材书式5-29得：Zx1 Zx2 1.0取 Zw=1.0，SHmin=1.0，Zlvr 0.92 (精加工齿轮)由式5-28确定疲劳许用应力：_ (THlim1 Z Z Z ZH1ZN1

26、Zx1ZWZLVRSHmin580= 1.12 1.0 1.0 0.92 =597.6MPa1.0.(THlim2 Z Z Z Z”H2ZN2Zx2ZWZLVRSHmin550= 1.19 1.0 1.0 0.92 =602.14MPa1.0因为叶】1 (u+1)=3.012KtZ2t 1.2a 0.35Z =0.987Ze=189.8 MPaZh=2.44=154.38mm圆整取:a=155mm估算模数:mn=(0.007 0.02)a= 1.085mm3.1mm取标准值:mn=2.5mma =155mmmn =2.5小齿轮齿数:2acos 2155 cos13mn(u 1) 2.5 (3.

27、0121)=30.1Z2uZ1=30.1 X 3.012=90.6取乙 30,乙91实际传动比:Z2乙9193.0330乙=30Z2=91传动比误差： i100%3.012 - 3.033.012100% 0.7%v5%在允许范围内修正螺旋角:B =arccosmn 乙乙=arccos2a25 30+91 =12 3 42 15512 3744与初选B =13接近，Zh , Zb可不修正齿轮分度圆直径:mnZ12.5 30d1 = cos B =cos12.628=76.86mm圆周速度:V=d2 = mnZ2 cos Bnd 1“160 1033、校核齿面接触疲劳强度2.5 91 cos12

28、.628=233.14mmn 76.86 124.660 103=0.50m/s由表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得 Ka=1.25按也 50 30 0.15100 1008级精度查教材书图5-4 (b)得动载系数Kv =1.025d1=76.86mm d2=233.14mm v=0.50m/sKa=1.25Kz=1.025b=54.25mm齿宽 b= aa =0.35 x 155=54.25mmKb=1.03Ka=1.2K=1.6362取 b=55b 55按一 =0.7，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴d176.86承为非对称布置查教材书图 5-7 (a)得：Kb =1.03按8级

29、精度查表5-4得：Ka =1.2按式5-4计算载荷系数：da1=81.86mm da2=238.14mmK=Ka Kv Kb Ka =1.25 x 1.025 x 1.03 x 1.2=1.58计算重合度a， J齿轮齿顶圆直径:da1 =d1 +2hamn =76.86+2 x 1.0 x 2.5=81.86mmda2 =d2 +2ham n =233.14+2 x 1.0 x 2.5=238.14mm端面压力角:at=20.46 0atarcta n(tan antan20 00时)arCtan( 3012628-0)=20.46db1=72.00mmdb2=218.43mm齿轮基圆直径:d

30、b1 = d1 cos a t =76.86 x cos20.46 =72.000mmdb2 = d 2cos a t =233.14 x cos20.46 =218.43mm端面齿顶压力角:s =arccos da1=眦込81.86=28.410a at2 =arccos db2 = arccos 218.43 =23.48。 da2233.141J =2nZ2 (tan a at1 -ta n a t)+ Z3 (ta n a at2 -ta n a J =1.69bsi n 钉=B =54.25 Sin12.63 =1.29525 n由教材书式5-43计算:=0.769Z = 1a由教材

31、书式5-42计算:Zb、_cos B 、，cos12.628 =0.988由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角:B b =arctan(tan B cos a t)at1 =28.41 at2 =23.480a =1.69b =1.295=0.769Zb =0.988B b=11.86 0Zh=2.44Zh=arctan(tan12.628 x cos20.46 )=11.86 2C0SBb =2C0S11.86=2.44cos atsin at cos20.46 sin20.46由教材书式5-39计算齿面接触应力（ThH =ZH ZE Z Z B=2.44 X 189.8 X 0.769 X

32、 0.988 X2 172660 1.58 3.012 15576.8623.012(th =574.4MPa=574.4MPa1.0丫卩二1-%：。*.0佗628 =0.86120Yp=0.86Ye =0.677由教材书式5-48计算Y1.677=0.25+ 0.75cos 11.86 =0.677与高速级齿轮相同1 =328.6MPa,ctf 2=300MPa由教材书式5-44计算齿根弯曲应力_ 2KT1(TF1 bd 1m nYFa1 Ysa1 Ys Yp2 1.58 172660 2.56 1.63 0.677 0.8655 76.86 2=149MPaF 1 =328.6Mpa 安全

33、1 丫-缢=147.867 226 10F1 Y：a1Ysa12.54 1.64=144.402MPa5F 2 =300MPa安全(T F1=328.6MPa(T F2=300MPa(T F1=149MPa(T F2 =144.402MPa5、齿轮主要几何参数Z130， Z291， u=3.012， m=2.5mmB =12 37 44d1 =76.86mmd2=233.14mn, dai=81.86mn, da2=238.14mmdf1 =d1 -2 (hac )mn =76.86-2 X 2.5 x( 1.0+0.25 ) =70.61mmdf2 = d 2 - 2 (hac )mn =2

34、33.14-2 X 2.5 X (1.0+0.25 )=226.89mma=155mm齿宽：b1 =55mrp b2 =50mm七、轴的设计计算1、减速器轴的设计计算1）选择轴的材料：轴的材料为45号钢，调质处理2）按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮，其轴径可按下式求得:按设计资料式8-2得：d A3：P 查教材书表8-2得：Ac=130, n估算高速轴外伸端最小直径:dminA03n1 130 3234623.32mm507圆整取：d1 26mm该段轴长：l=(Z-1)e+2f=(2-1) X 15+2X 10=35mm估算低速轴外伸端最小直径:d3 A0

35、3Vrh便 120 32.21645.1mm41.4圆整取：d3 48mm估算中间轴安轴承处最小直径：d2 36mm2、高速轴强度计算已知：双级斜齿轮圆柱减速器高速轴传递的转矩为T1=44.18Nm带轮上的压轴力Q=609N齿轮的分度圆直径d1=54.18mm齿根圆直径 df=49.180mm 螺旋角B =12.578 ,a t=20.452 。1）设计轴的结构a、两轴承之间的跨距12112 mmb、布置轴上零件，设计轴的结构。根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图图12）按弯矩合成强度条件校核轴a、画出空间力系图，如图a所示。b、将空间力系分解为H和V两个平面

36、力系，分别求支反力并画弯 矩图如图b-e所示。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图 b圆周力：F 2T1=1794Na轴向力：Fa Ftan B 400N径向力：Fr Fttan at 669Nc 248Q 25.7Fa 54F；R1H166Ft=1794NFr=669NFa=400NR1H=787 NRhf847NR2H248 609 257 400 54 669166-787N82Q 25.7Fa 112F16682 609 25.7 400 112 669166847NMh 82Q 82 60949938N mmM2h 54R2h 54 84745738N mmM2h0 M2h Fa

37、dl 35458N mm254F54 1749R1v t584N166 166112F112 1794 1210N166 166M2v 112氐 112 58465408N mmc、求轴的弯矩M画弯矩图，如图f所示M1M1h49938 N mmM2M2HM2V79813N mmI2o! M2HO M2V74400N mmd、画轴的扭矩图，T=44180N mm，如图g所示。e、求计算弯矩Ma,画计算弯矩图h。取根据：Mca M2( a T)2 , a 0.620.64418026508N mmMCaoM 1H49938 N ?mmM 2H45738 N ?mmM 2H 035458 N ? m

38、mR1V584 NR2V2689.9 NM 2V65408 N ?mmM279813 N ?mmM 2074400 N ?mmM ca 026508 NmmMca161432 NmmM ca 2078981NmmM ca284100 Nmm,993820.6 44180MC7981320.6 4418078981N mm61432N mm84100 N mmTRih图cFtR2vM2图h10.44MPaca“ 14.3MPaf、确定危险剖面，校核强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩最大的I剖面和弯矩较大, 轴颈较细的U剖面进行验算 。根据主教材表8-3查得：45号钢，(T b-i=55MPaI剖

39、面的计算应力:Ma284100W 0.143.180310.44MPav (T b-i=55MPa合格U剖面的计算应力：Mai61432抵 W 0.135s3)按疲劳强度安全系数校核轴14.3MPaS,满足要求，所以III剖面疲劳强度满足要求。b、IV剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动,弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动max12.56MPa循环处理。12.56MPaamaxM 26508W 0.1 263 15.8MPaminminbmax15.08MPamax15.08MPamax441803TW 0.2 2612.56212.56MPaTmaxTa _2_6.28MPa Tmin 0=10.48根据教材附表查取应力集中系数,绝对尺寸影响系数和表面质=12.14量系数。7.98查得:Kff1.76 , Kt1.54 ,0.91 ,纭 0.89 , B 0.95,取叭 0.21则:S = b 1la 叭bm2681.760.91=10.4812.56 00.95取S=1.5满足要求。155=12.14 1 546.28 0.21 6.280.89 0.9510.48 12.14S = . J =7.98vS2 STJ10.482 12.1421.8 SS, 满足要求，所以IV剖面疲劳强度八、滚动轴承的选择和寿命验算11滚动轴承的选