工学带式运输机传动装置设计

1、机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动装置设计学院机电工程学院专业过控班级07级过控03班学号姓名指导教师完成日期目录序言设计任务书2第一篇传动装置总体设计3第二篇传动零件的设计8第三篇减速箱装配图的设计19第四篇轴的设计21第五篇校核24第六篇主要参考文献28第七篇后记29序言设计任务书第一节课程设计题目及要求一、设计带式运输机传动装置（简图如下）学号鼓轮直径D（mm0703020323360二、已知条件：1.工作条件：一般条件，通风良好;iIj_T3.工作机鼓轮_输送带速度V(m/s)0.84"_TVx3II44.输送带斜野矩T（N.m）二V3602.3.4.5.6.载荷特

2、性：连续工作、近丁平稳、单向运转；使用期限：8年：每两班制工作，板作时连续单向卷筒效率：？=0.95运输带允许速度误生产规模：小批生设计内容运转，大修期四年;1）设计传动方案；2）绘制减速箱的布局草图一张；3）设计减速器部件装配图（A1）;4）绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动轮、中间轴）5）编写设计计算说明书一份。第一篇传动装置总体设计一、系统总体方案确定系统结构：电动机T传动系统T执行机构;1.初选三种传动方案，如下：TX(a)二级圆柱齿轮传动A(b)为二级圆柱圆锥减速器系统方案总体评价图(b)方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径，大模数的锥齿轮，所以一般不采用。图(a)

3、布局一般，传动效率好，加工比较方便,且适合长期的工作环境。2. 最终方案确定(如下图):该方案的优缺点:该工作机有轻微振中动带来的影响，并且该乍机届帕小4V带有缓冲吸振能力,J率、载荷变化)简单的结构，而且价格便宜,标】级展开式圆柱齿轮减速,级减它承使用斜齿圆柱齿轮,斜齿轮有载荷,而且轮难丁制造所以低速级使用直齿圆柱齿轮有较M瘦。高融级齿:铜们也在遥音fli矩输:J1力，UV带传动能减小振减速器部分两,而且采用高速机，但是考虑到斜齿，要求轴¥采用V带这种齿轮相对二形所引起的载荷沿齿宽分布彳:均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条

4、件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。二、选择电动机电动机类型和结构形式的选择按工作要求和任务选择Y系列笼型卧式三相交流异步电动机1. 电动机容量1）卷筒轴转速：=60v=44.58r/min3.14D工作机主动轴所需功率：=工住=1.68kw95502）传动装置总效率：月aa"，32-4-5-"V带传动：=0.96，圆柱斜齿轮：=0.97，滚动轴承：=0.99,联轴器：=0.99，滚筒效率=0.95,平带效率=0.96n总=0.97x0.983X0.98%0.9950.96=0.8333）电动机的输出功率：Pd=i=2.17kw0.8334）.电动机的

5、额定功率，查表取Pd=3kw2. 电动机的转速现推算出电动机转速的可选范围，V带传动比为24,圆柱齿轮传动比为36,选择如同步转速为1500r/min，满载为1420r/min的电动机合适。因此，选择电动机为Y100L2-4型（见表19-1）,电动机的有关参数如下：额定功率（）=2.2,满载转矩（/讷）=1420三.传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1. 总传动比：ja（见式2-6）=nm=l42（=31.85n44.59w2.各级传动比分配:（见式2-7）初定|带=3.2市11=3.6012=2.77各轴转速的计算n0=1420r/minn1=1420/3.2=444r/minn2=

6、444/3.6=123r/minn3=123/2.77=44r/min3. 各轴的输入功率和效率P0=2.2*.995kwR=2.19*0.97=2.12kwP2=2.12*0.98*0.98=2.04kwR=2.04*0.98*0.98=1.96kw各轴的输入转矩R.T0=9550-=14.73.mn°T1=9550R1=45.6QmnT2=9550=158.4n.MP、T3=9550=425.4km6.将所有相关计算结果汇总在下表中:轴号电动机轴高速轴中间轴低速轴功率p(kw)2.22.122.041.96转速n(r/min)142044412344转矩T(N.m)2.345.6

7、0158.40425.41传动比3.23.602.77效率0.9950.9620.961第二篇传动件的设计计算第一节带传动的设计一.带的设计即计带式输送机传动系统中，第一级采用普通V带传动，电动机功率P=2.2kw,转速为1420r/min,传动比为i=2.5，每天工作16个小时，工作寿命8年。1. 确定计算功率：Pca1）由表8-7查得工作情况系数：KA=1.2A2. 2）由式5-23（课本）：Ra=KARd=1.2*2.19=2.618kw选择V带带型查图8-11,A型V带。3. 确定带轮的基准直径d5并验算带速v1）参考表8-6,（机设）及表8-8（机设）选取小带轮直径d=10mm2）验

8、算带速由=F°dl=3.14*1420*1迎43m/s60*100060*1000而带速不宜过高或过低，一般v=5g30mgs，所以带的速度合适。4. 3）从动带轮即大带轮的基准直径d=L*d=3.2*100=320mm2,巾I确定中心距并选择V带的基准长度长1）初选中心距0.7d1d2三a0三2d1d2,初选中心距o=500mma02）求带的计算基础准长度2d2一d1L2add=2*500+651+23=1674mmd002124a°查表8-2（机设）取带的基准长度Ld=1600mm3）按下列式计算带的实际中心距5. aa=500确定中心距调整范amin=a一0.015L

9、d=500-0.015*1600=476mmamax=a0.03Ld=500+0.03*1600=548mm验算小带轮包角573由式（5-11机设）气=180一（d2一d1）=15590满足a条件确定V带根数Z1）由表（8-4a机设）查得a=10°nm时，单根V带的额定功率分别为P0=1.30kw2）由表（8-4b机设）查得AP。=0.168kw为额定功率增量3）由表查得（8-5机设）查得包角系数ka?0.934）由表（8-2机设）查得长度系数Ki=0.99,则P0P0K：K=（1.300.168）0.930.99=1.351kw5）计算V带根数Z,由式（5-28机设）PcaZ=2.

10、4/1.351=1.94Pr所以取三根7.计算单根V带初拉力，由下式F0=500*（2.5、）巳+qv2=500*（2.5-0.93）kzv*2.628/（0.97*3*7.43）+0.1*7.43*7.43=105N由表8-3（机设）查得应使带的实际初拉力大丁105N8.计算对轴的压力Fp,由式（5-30机设）得直一一.2Fp=2zF0SIR=2*3*157.5*0.976=922.6N二.带轮的设计查表20-2Y系列三相异步电动机的外形和安装尺寸，Y100L系列的电动机,d2>300mm,d1=90mm,故大轮采用轮腹式、小轮采用实心式的铸造带轮。由选用普通A型V带轮，查表8-10得

11、轮槽截面尺寸普通A型V带，有腹板式带轮的相关尺寸为：d1=(1.8H)d153.3mmda1=d2ha=9022.75=78mmD1=d-2(ha、)=95.5-2(2.756)78mm',11c=(一_-)B：12mm741. L1=(1.5H)d：45mm大带轮dd2=200mm,d=30mm<d-d=200-30=170mm>100mm则选用孔板式铸钢带轮。第二节传动齿轮的设计高速级齿轮传动设计1.齿轮的材料，精度和齿数选择，1）按传动装置所示，选用斜齿圆柱齿2）因传递功率不大，转速不高，齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。3）材料按表10-1选取，小齿轮

12、材料为40Cr（调质），硬度为280HB§大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HB§二者材料硬度差为40HB§均用软齿面。大齿轮齿数4）考虑传动的平稳性，小齿轮齿数取Z=23,Z2=i1*z=3.60*23=83,5）初选螺旋角-=14按齿面接触疲劳强度设计22KU-1Udt=3(（1）确定公式内的各个计算值1）试选=1.6;2)由图10-30选取区域系数ZH=2.4333)图10-26查得i=0.78,a2=0.89,则a1；=0.78+0.89=1.67a24）计算小齿轮传递的转矩T严5*105"=45599N.mm15）由表10-7,选齿宽系

13、数七=16）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/27）由图20-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限应力为。H响1=600Mpa大齿轮的接触疲劳极限应力为。h响2=550Mpa8）应力循环次数N由式（10-3）计算N1=60n1jLh=60*444*1*(2*8*8*300)=0.991*109卬=虬09=2.75*108i13.60由图10-19查得接触疲劳寿命系数：KHN1=1.0,KHN2=0.959）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）,K二=1.0*600=600MPaH1s,K二HN2Hlim2L-H2=0.95*550

14、=522.5MPaH2sLt+laH1H210)许用接触网力心H=(600+522.5)/2=561.25MPa2（2）计算1）将有关值代入式得a"2”'gm2）计算圆周速度V=Q=3.14*42.45*444/(60*1000)=0.99m/s60*1000计算齿宽b及模数mb=L*dit=1*42.25=42.25mmditcosmnt=42.25*0.137/23=1.79mm4）计算纵向重合度&:=0.318弓乙tanB：=0.318*1*23*0.224=1.823d5）由表10-2使用系数Ka=1.25,根据V=1.42m/s,7级精度，由图10-8查得动

15、载系数Kv=1.08.由表10-4查得K"=1.417;由图10-13查得Kg=1.36;由表10-3查得Kh©=Kfb=1.4,故载荷系数KK=KaKvKh：Kh：=1*1.08*1.4*1.4=2.126）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1d1t=4225*3212=46.62mk1.67）计算模数md1cosmn=46.62*0.976/23=1.97mm0乙按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-17）心=32KTY:cos21'dZ；:（1）确定计算参数1）计算载荷系数KK=KAKvKF：KF：=1.25*1.08*1.4*1.3

16、6=2.572）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数丫日=0.883）计算当量齿数乙7=20/0.976=21.89J1cosZ2_c乙2=79/0.976=86.48cos4）查取齿形系数与应力校正系数由表10-5查得丫顷=2.715Yfm=2ZYsa1.565Ysa1.7755）由图20-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限为。FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳极限为二FE2=380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.84,KFN2=0.86取安全系数S=1.5,由式（10-12）得K二FN1FE1=0.84*500=420MPascrF2K二FN2FE2_0.

17、86*380=327MPas6）计算大、小齿轮的YFaYsa,并加以比较成F1YFa1Ysa1YF乂=2.715*1.565/420=0.0101,=2.21*1.775/327=0.0120,UUF1F2则大齿轮的大。(2)设计计算n=F；ZC¥=1.97mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大丁由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=46.5mm来计算应有的齿数。d1cos丁是由乙=46.62*0.976/2=22.75mn取乙=30,则Z2=乙=76几何尺寸计算计算中心

18、距(乙乙血a=(23+83)*2/(2*0.976)=109.2mm2cos2. 将中心距圆整为110mm按的中心距修正螺旋角圆整后(zz)m(2383)*2厂(zZ-2ine=arccos=arccos*11015.5U因日值改变不多，故参数a,Kp,zH等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径1乙mnd23*2/0.967=47.7mm1cosz2mnd2=cos=83*2/0.967=172.3mm（4）计算齿轮宽度b='dd1=1*47.7=47.7mm，圆整后取b2=48mmb1=50mm齿轮的相关尺寸如下：da1=d12ha=51.6mmda2=d22ha=176.2mmdf1=

19、d1_2hf=42.7mmdf2=d2一2hf=167.3mm二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，1）按传动装置所示，选用斜齿圆柱齿2）因传递功率不大，转速不高，齿轮精度用7级，轮齿表面精糙度为Ra=1.6,软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。3）材料按表10-1选取，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HB§大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HB§二者材料硬度差为40HBS均用软齿面。4）考虑传动平稳性，小齿轮齿数取乙=20,则Z2=i2?=2.77*20=555）初选螺旋角E=14'2.按齿面接触疲劳强度设计d1t（1

20、）确定公式内的各个计算值1) 试选Kt=1.6；2）由表10-7,选齿宽系数如=113）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaW4）由图20-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限应力为。顷m=600MPa大齿轮的接触疲劳极限应力为。顷m=550MPa5)应力循环次数N由式(10-3)计算8N1=60n2jLh=60*163*1*(2*8*8*350)=4.38*10N2Ni24.38*1083.5=1.25*108由图10-19查得接触疲劳寿命系数：KHN1=0.95,KHN26）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）=0.98,K二J】=

21、600*0.95=570MPaH1s,K-HN2Hlim2=550*0.98=539MPaH2sla】+辰H1H2H=(570+539)/2=554.5MPa（2）计算1）将有关值代入式得d2t2KtT2i213.ida2=88mm计算圆周速度V=212=3.14*64.6*163/(60*1000)=0.42m/s60*1000计算齿宽b=dd2t=1*88=88mm4）计算模数，尺宽与齿高之比模数mt=d2tcos=64.6*0.970/20=3.13mmh=2.25mnt=2.25*3.13=7.05mmb64.6/7.05=9.16h5）由表10-2使用系数Ka=1.25,根据V=0.

22、55m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03.由表10-4查得Hg=1.315;由图10-13查得Kg=1.27;由表10-3查得KHq=Kp=1.4故载荷系数KK=KaKvKhKh：=1.25*1.03*1.4*1.315=2.368与初选K不同，故分度圆直径要校核。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得2.368=82.40mm1.6kd=d2t3：88*Kt7）计算模数mnd1cosmn=82.40*0.970/20=3.57mmnz;按齿根弯曲疲劳强度设计dZ"2KTY：cos2由式（10-17）mn=3（1）确定计算参数1）由图2

23、0-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限为c-FE1=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳极限为二标2=380MPa;2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.95;KFN2=0.983）查取齿形系数与应力校正系数=2.233,Y%2=1.76;Sa2表10-5查得Yf,i=2.715,Ys.1=1.569,Yf,24）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳寿命系数SIcrFKfeiKfni=500*0.95=475MPaFE2FN2380*0.98=372.4MPa5）计算载荷系数K=KaKvKfKf1.25*1.03*1.4*1.27=2.2896）计算大、小齿轮的Y,并加以比较5YFaYa1Y

24、FaYSa1=2.715*1.569/475=0.009,=2.233*1.76/372.4=0.0106GJ对比计算结果，大齿轮的数值大（2）设计计算mn=.32KTY:cos=2.12mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大丁由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.12mm圆整为m=2.5mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=73.62mm来计算应有的齿数。d1cos丁是由乙=82.40*0.970/2.5=32m取乙=33,则乙=乙=33*3.12=103,取103.2. 几何尺寸计算1）计算中心距（乙Z2）mna=（3

25、3+103）*2.5/（2*0.970）=170mm2cos将中心距圆整为170mm.按的中心距修正螺旋角圆整后=arccos（乙乙问=14.92a因'值改变不多，故参数&a,Kp,zH等不必修正2）计算大小齿轮的分度圆直径】zmd=82.40mm1cos1Z2mnd=259.60mm2cos3）计算齿轮宽度b="dd,=1*88=88mm圆整后取：b2=83mm,b1=88mm4）齿轮的相关尺寸如下：da1=d"2ha=77.44mmda2=d22ha=258.6mmdf1=d一2hf=66.15mmdf2=d22hf=247.45mm5.高低速级各齿轮的

26、尺寸列表如下名称局速级低速级小齿轮大凶轮小齿轮大凶轮中心距a/mm110170模数m/mm22.5齿数z30763383分度圆直径d47.7172.382.40259.60齿顶圆直径da52176.287.42264齿根圆直径df42.7167.376.17253.35螺旋角14.65014.90°齿宽B50458883材料及热处理小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度为280HBS大齿轮材料为45号钢调质处理，硬度为240HBS6.齿轮的结构尺寸两小齿轮米用实心结构两大凶轮米用夏板式结构第三篇减速器装配图设计减速箱体结构尺寸名称符号大小/mm箱体壁厚a8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度b12箱盖

27、凸缘厚度13箱座底凸缘厚度20箱盖，箱座肋厚m1,m7.7,6.8地脚螺栓直径20地脚螺栓数目n4轴承旁联接螺栓直径16联接螺栓10轴承端击螺钊宜径6观的L击螺钊宜径8df、d1、d2至外壁的距离C1=26mm、16mm16mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2=24mm、14mm14mm轴承旁凸台半径R1=C2凸台高度根据低速轴承座外半径确定、减速器零件的位置尺寸设计名称代号大小/mm大凶轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端而全内箱壁距离12轴承端而全内箱壁距离10（脂润滑）旋转零件间的轴向距离13大齿轮齿顶圆至轴表面的距离12大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离40箱底至箱底内壁的距离20减速器中心高H200

28、箱体内壁至轴承孔端面距离55轴承端盖凸缘厚度e9箱体内壁轴向距离160箱体轴承座孔断面间的距离286第四篇轴的设计一.初算轴的直径及选择材料由丁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.按扭矩初估轴的直径，查表10-2，得Ao=106g126,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:diminP=18.00mm27.98mmc41.82mmd2mindamin二.确定各轴段长度及轴的结构（包括各段轴承和联轴器的确定）1. 高速轴的结构设计初估最小直径为25mm直径各轴直径和长度的确定如下：段:最小直径d、"25mm、=45mm段：密封

29、处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，定位高度，以及密封圈的标准（拟采用垫圈密封）,d12=30mm,l12=60mm段：深沟球轴承选取6307（B=21mm,D=80mm,d=35mm）d13=35mm|13=37.5mm段：过度轴段，深沟球轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，d14=38mm|14=100mm段：深沟球轴承处轴段，选取跟第三段一样的轴承，d15=49.3mmI15=50d16=35mm|16=37.5mm2. 中间轴的结构设计初估最小直径为35mm各轴段直径和长度的确定如下：3. 段：最小直径，深沟球轴承处轴和挡油盘段，d21=35mm|21=42mm深沟球轴承选取6307段

30、：低速级小齿轮轴段，选取d22=45mml22=90mm段:安装轴环，根据齿轮的轴向定位要求d=60mmL=10mm2323段：安装高速级大齿轮（齿宽45mm荆段，d24=45mm|24=48mmd25=35,|25=42mm低速轴的结构设计初估最小直径为40mm各轴段直径的确定段：深沟球轴承处轴段，并且要加挡油盘，选择6212轴承（B=22mm,D=110mm,d=60mmd31=60mm|31=49.5mm段：安装低速级大齿轮d32=70mm|32=85mm段：轴肩段，固定轴承，d33=85mm|33=12mm段：过度轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d34=75mm|34=47.5mm段：安装

31、轴承段并且安装挡油盘，d阴=60mm|=30mm3535段：密封处轴段，根据轴承结构以及密封圈的标准（拟采用垫圈密封），d36=50mml36=110mm段：最小直径，安装联轴器的外伸轴段根据联轴器的轴向定位要求及高度d37=40mml37=45mm选择联轴器的型号为TL3型（Z型键槽，L=112mm减速器的润滑1）齿轮的润滑因齿轮的圆周速度2m/s,所以用脂润滑的润滑方式。2）滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度VA1.52m/s所以采用飞溅润滑。第五篇校核第一节轴的校核主要校核中间轴T=157.2N.m1. 中间轴上P=2.683Kw,n=163r/min,分别求出作用在两

32、斜齿轮齿顶上的作用力大齿轮上：圆周力Ft1卖=2*41.8/49.6=1685.5N6轴向力Fa1=Ft1tan=42。&uFt1tan20径向力Fr1=厂=632.3Ncos小齿轮上：圆周力Ft2=Fa2=Ft2tan=1031.9Na212矣=2*524.8/0.2536=4138.8Nd3匚Ft2tan20径向力Fr2=厂=387.1Ncos中间轴上安装的轴承为6008,它的载荷作用中心到轴承出端面的距离为a=15.4mm轴承正装，贝U:|1=25.5-15.4+10+43=63.1,取|1=64mm同样计算得:|2=86mm|3=51mm4.计算轴承上的支反力1)垂直面支反力计

33、算有绕支点B的力矩和为零，得："十顷宜-命-源顷普0,则有孔=同理绕A点的例句之和为零，贝U:.d£Mav=Fbv(l1+l2+I3)F-FMI2+I1)-Fa2：=0,则有Fbv=1492.5N2轴上竖直方向的合力为零，校核：Fav+FbvF2F1=797.3十1492.5581.91707.14=0.76x0,满足要求。计算水平支反力有绕支点B的力矩和为零，得：ZMbh=Fah(11+12+I3)Ft1l3Ft2(l2+13)=0,则有Fah=2123.17N同理绕A点的例句之和为零，贝U:£MAH=FBH(L刊2刊3)-Ft2"-Ft1。2+&qu

34、ot;)=0，则有FBH=3976.48N轴上水平方向的合力为零，校核：Fah+FbhFt2Ft1=2123.17十3976.481550.664549.27=0.28出0,满足要求。2) A点总支反力Fra=Jf；v+F；h=2267.94NB点总支反力Frb-FBVfBH=4247.35N5、计算危险截面上的弯矩C-C、D-D'为危险截面垂直面内弯矩：Cc',Mcv=Fav由=1436.67X66.6=53419.1N引DD，左侧Mdvi=Fav(1i+l2)F/=70220.3N引d,右侧MdV2=Favl1l2Fr2l2Fa1=37836.38Nm水平面内弯距：C-C&

35、#39;,Mch=-Fah备=-3253.72乂66.6=-142252.39N引D-D,Mdh=-Fbh13=-2817.06x47.1=-186894.56N引合成弯矩：CC',Mc=JmCV+mCh=152000N引mD-D'左侧，Md1=JmcV1+mCh=199000Nim右侧，MD2=.MCv2MCh=191000N而mD2Cv2CH6、中轴上的转距T2=T=140800N引m7、弯扭合成强度按第三强度理论校核f"；-2.2,ITca=J。2«)2,取a=0.6C-C'截面，MNC=Jm；+(o(T)2=174000Nwm轴的材料为45钢

36、,调质处理k=60MPaOcaca耍=34520000Pa=34.52MPa：|-60MPaW,.一-D-D截面，因为MdiaMd2,则只校核左边截面即可：Mnd=洲*+(aTj=J1990002+(0.6x140800)2=216000N引mMNccaN=24520000Pa=24.52MPa：.1-60MPaW度足够.其受力图为：则强第二节滚动轴承的校核1、中间轴上滚动轴承正装型号为6207深沟球轴承，查表15-得，C=26.8KN,C0=20.5KN,Fd=.068Fr,取e=0.68A点总支反力Fr1=Fra=1707.14NB点总支反力Fr2=Frb=581.9N2、外部轴向载荷Fae=Fa1=1046.33N派生轴向力Fd1=.068Fr1=1024.28NFd2=.068Fr2=349.14NFd2+Fae=1389.47NFd1,则A被压紧B被放松.aeFa2=Fd2=349.14N,Fa1=1046.33NF1=1046.33Fr1一1