起重机传动装置设计

1、湖南理工学院课程设计报告书题目：起重机传动装置设计系部：机械工程专业：机械电子工程班级：机电二班姓名：学号：年月日机械设计课程设计任务书设计题目：起重机传动装置设计系部：机械工程系专业：机械电子工程学生姓名：学号:起迄日期：2016 年 3 月 28 日2016年 4 月 9 日指导教师：王清教研室主任：机械设计课程设计任务书1.课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：一、机械设计课程设计的内容机械设计基础课程设计是本门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专业学生的一次全面的设计设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：1、设计方案论述。2、选择电动机。3、

2、减速器外部传动零件设计（含联轴器选择）。4、减速器设计。设计减速器传动零件，并验算是否满足工作要求；对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算各轴的强度；根据工作载荷情况，选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；选择各键，验算输出轴上键连接的强度；选择各配合尺寸处的公差与配合；决定润滑方式，选择润滑剂；5、绘制减速器的装配图和部分零件工作图。减速器装配图一张（A0 或 A1）;轴及轴上齿轮的零件图各一张（A3 或 A4）;6、编写设计说明书（将 1-4 项整理成文，数字 6000-8000）。二、原始数据及已知条件1、提升重量 G=780kgf;2、重物提升速度 u=0.50m/s；3、滚动槽底

3、直径 D=220mm 钢丝绳直径 d=9.3mm；4、滚筒效率川=0.96;5、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6、使用折旧期 10 年；7、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35C;8、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;9、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。机械设计课程设计任务书2 .对课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求：1、说明书要认真，准确，条理清晰；2、按 word 排版，公式编辑器编辑公式；3、参考文献要注明出去；4、图纸按标准作图，数据处理准确，图面整洁。3 .主要参

4、考文献：1濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社,20102杨光，席伟光.机械设计课程设计.第二版.北京：高等教育出版社，20103刘鸿文.材料力学.第四版.北京：高等教育出版社,20094甘永立.几何量公差与检测.第八版.上海：上海科学技术出版社,20094 .课程设计工作进度计划:工作内容设计前准备工作（明确任务，查阅查料、手册，观察）确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算轴的设计计算轴承、键、联轴器及润滑剂的选择装配图设计及复核计算零件工作图设计序号1234567起迄日期12.14-12.1512.16-12.2012.21-12.2212.23-12.2412.25

5、-12.2812.29-01.0101.02整理设计说明书、准备答辩指导教师日期:2011 年 01 月 03 日前言我们组本次接到的课程设计题为起重机传动装置的设计。传动装置的作用在于传递力或者是力矩。机械传动主要包括带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。实际生产中在原动机与工作机之间的传动装置往往不可能只是某一种单一的传动，车间零件传动设备亦是如此。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练学握公式编辑器，AutoCA 必图，掌握全面的机械设计技能。齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系列

6、优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。第 6 页共 30机械设计课程设计任务书1 1 .设计题目：起重机传动装置的设计1.1传动布置

7、方案见图11-电动机2-一联轴器3制动命4减速器5联轴器6-卷筒支承7一钢丝绳8一吊钩9卷筒图1传动布置方案简图1.2设备工作条件:常温下工作，每日两班，工作 10 年，允许重物起升速度误差小于5%。车间有三相交流电源。1.3原始数据，如下表：项目提升重量G(kg)重物提升速度V(m/s)钢丝绳直径d(mm卷筒直径D(mm)负荷持续率(JC%数据7800.509.3220251.41.4 选用传动方案选用传动方案A 方案：采用二级圆柱齿轮减速器，使用于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方但结构尺寸较大使用寿命长，润滑方便维护性好。第 7 页共 30B 方案：蜗杆减速器，结构紧凑，但传动效率低，

8、长期使用时就不经济，使用寿命短成本也高。C:方案：一级圆柱齿轮减速器和开式齿轮传动，成本低但使用寿命短，维护费用高。由上述可得应选用 A 方案2 2 选用点击的类型和结构形式2.12.1 选用电机的类型和机构形式(1) Pw=R涡裁转速(r/min)最大转矩(n*m)-65.59302.56滚筒转速为：n1=V/D=(60V*1000)/(3.14*D)=43.428r/min2.32.3 传动装置传动比传动装置的总传动比为：i=n/n1=930/43.428=21.41二级齿轮减速器的高级传动比；i1=(1.3-1.5)*i2 低级传动比，取 i1=1.3*i2i=i1*i2=21.41i1

9、=5.276i2=4.052.42.4 确定各轴的转速2.4.1各轴的转速第 8 页共 30从电机到工作有三轴n1=930r/minn2=n1/i1=960/5.276=176.27r/minn3=n2/i2=176.27/4.05=43.52r/minn1n2n3 分别为从高速轴到低速轴各轴的转速；n 为电机的满载转速；i1i2 为电机轴到高速轴 1 到2,2 到 3 级之间的传动比。2.4.2轴的功率P1=Pd*ri1*42=4.588*0.99*0.97=4.405KwP2=P1*q3*42=4.405*0.99*0.95=4.188KwP3=P2*T3*42=4.188*0.99*0.

10、95=3.981KwP4=P34=3.981*0.97=3.7784Kw其中：P1P2P3P4 位各轴的输入功率刀 1 刀 2 刀 3 刀 4 同上文中的相同2.4.3轴的转矩Td=9550*Pd/nm=47.11NmT1=Td*q1*42=45.24NmT2=T1*I1*42*43=216.3NmT3=T2*i2*42*43=793.7Nm2.4.4将运动和动力参数的设计值列表参薮和名电动机轴I 轴2 轴3 轴r/min930930184.8947.89Kw4.5884.4054.1883.981Nm47.1145.24216.3739.7第 9 页共 30第一个轴初步确定轴的最小直径轴的最

11、小直径位置选择轴的最小直径为安装联轴器处直径di,为使直径di与联轴器孔相适应，因此联轴器的型号TL5弹性柱销联轴器，公称转矩为125000N.mm许用转速为4000rad/min。联轴器孔径48mm,则d1=48mm,联轴器的长度为L=112mm,与轴孔配合的毂孔长为L1=82mm。轴的结构设计轴上零件装配图联轴器的定位，根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。I-n段右端需要制出一轴肩，故n-田直径d=50mm。左端用挡圈定位，按轴端直径取直径D=54mm,周向的定位采用普通平键联接。初步选择滚动轴承，因为只受径向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由d=50mm在轴承产品中初选择0基本游隙

12、组，标准精度等级深沟球滚动轴承代号6010d=50,D=80,d=16第二个轴的最小直径=126;4/188184.8935.65mm左端的这个轴承左边用轴承套固定，右边用轴肩固定，右边的轴承左边用轴肩固定右边用轴承套固定。齿轮与轴是一体的，轴的材料是45钢，齿轮经硬化均为渗碳处理。轴承的端盖总宽度为20mm,为了便于轴承端盖的拆装及便于为轴添加滑油脂的要求，取端盖的外端面与联轴的距离为I=30mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体内臂S=8mm,齿轮距离箱体a=16mm.平键，手册查得平键截面bxh=14x9.键槽用铳刀加工，长为L=70。同时为了保证联轴器与轴的配合

13、H7/K6。确定轴上的圆角和倒角尺寸为2X45度，各轴肩的圆角半径请详见零件图。第二轴的结构设计件零件的位置尺寸及各段轴的直径如上图示。第三个轴的结构设计确定轴的最小直径之京回二1261=54,986mm47.8992.输出轴的直径显然就是安装联轴器处轴的直径-为使联轴器处轴的直径-与联轴器的孔径相适应，选取联轴器型号，Tca=1.3xt=1.3x793.54=1031.81KN。因其中设备有冲击，要一个具有缓冲能力的联轴器，可选择弹性套柱销联轴器，型号为TL10,D=250.d=63,L=142,;公称转矩为2000Nm,许要转速为2300rad/min。4.轴向定位根据轴向定位确定轴的各段

14、直径和长度为了满足联轴器向定位的要求它的右端制出一个轴肩，尺寸如图轴向定位图和力矩图初步选择滚动轴承因只受径向力的作用，则深沟球滚动轴承为6013,d=100mm,B=18mm;0基本游隙组，标准精度等级；右侧的这个轴承右端用轴承套固定，左面用一个轴肩；左面的这个轴承右面用轴肩，左面用轴承套盖固定。齿轮的左面用以轴肩定位，右面用一套筒定位。轴承端盖的总宽度为20mm,为了便于轴承端套的装卸及便于对轴承添加滑油脂的要求，取端盖的外端在与半轴承器间的距离L=30mm。考虑到箱体铸造误差，应距离箱体内壁S=8mm,齿轮距离箱体a=16mm,那么套筒的长度为L=24mm。齿轮与联轴器的周向定位采用平键

15、联接，按照所在垢轴径处和直径查得平键和系数分别为bxh=20 x12,bxh=18x11,长度L分别为45mm,75mm。轴上的载荷Fr1=1418.5NFr2=603.5N查的轴承6013的Y为1.6Fd1=443NFd2=189N两个齿轮都是左旋，所以Fa1=638NFa2=189N判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面，截面IV右侧的6 二叱二17.5Mpa截面上的转切应力为石二=7.64VpE讶=二=上=15*9*=7.99Mpafrr22由于轴选用40Cr,调质处理，所以a=735Mpa7j=386Mpa,j=260Mpa综合系数的计算=0.045,=L

16、6由Fr经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为=2.33.匿=L81以上“0，=0.87.0.K5轴的材料敏感为，故有效应力集中系数为=1+/Q-1)=2.05,&=十俗3-1)=L70,查得尺寸系数为EL72，扭转尺寸系数为&=。76，轴采用磨削加工，表面质量系数为,轴表面示经强化处理，即仇 T，则综合系数为A；=-l=2+93=-1=2.11碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为伊=0.1,8=0.05安全系数的计算轴的疲劳安全系数为Sa-6,92林*(jPirCTwSr-二24,66SaSrJS1.5=5高速级齿轮传动1.1 选择齿轮材料及精度等级考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大

17、小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。考虑工作机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)。两支承相对于小齿轮做不对称布置。小齿轮选用 40C.钢(调质)，齿面硬度为 280HBS;大齿轮选用 45 钢(调质)，齿面硬度 240HBS。选小齿轮数乙=23,则大齿轮数Z2=4x23=920选取螺旋角：初选螺旋角P=141.2 按齿面接触疲劳强度设计d1t-1 .确定公式内的各计算数值(1)试选Kt=1.6；(2)选取区域系数ZH=2.433；(3)查得%=%+虫=0.75+0.82=1.57；(4)选取齿宽系数句=1;(5)计算小齿轮传递的转矩_595.5105PTI二n15

18、95.51054.35960(8)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳N2Ni1一92.7651094=6.911082Ktiu1ZHZE、12*=4.327104Nmm强度极限仃Hlim2=550MPa；(9)计算接触疲劳许用应力取接触疲劳寿命系数KHNI=0.91;KHN2=0.96；取失效概率为 1%安全系数 S=1,可得:1=KHNI仃Hlim1=0.91父600MPa=546MPaKKHN2Hlim2=0.96550MPa=528MPa所以许用接触应力为:546528MPa=537MPa22.计算b=网=143.36=43.36mm一*.

19、*_h=mnt(2hanCan)a.832.25=4.12mmb/h=6=10.524.12：=0.318d4tanB=0.318123tan14=1.824kJ=J(D(D试算小齿轮分度圆直径:d1t-321.64.32710411.575/2.433m189.8)2!=43.36mm537(2)计算圆周速度:二ditni3.1443.36960小小，二2.2m/s601000601000(3)计算齿宽及模数:mntdtcos：43.36cos1423=1.83mm(4)计算纵向重合度:(5)计算载荷系数 K查表得使用系数KA=1;根据 v=2.2m/s,7 级精度，查图得动载系数(=1.0

20、7；查表得齿间载荷分配系数KHa=KFa=1.2；用插值法查表得齿向载荷分布系数 KHP=1.34,再查图可得 KFP=1.24。故载荷系数:K=KAKVKH1KH=11.071.21.34=1.72(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：d1=%33=43.36 父3旭2=44.42mm17Kt11.6(7)计算模数：.3 按齿根弯曲强度设计m32KTYCOS2FYSmn-dZ2；：.上F1 .确定计算参数(1)计算载荷系数：K=KAKVKF：,K一=11.071.21.24=1.59(2)根据纵向重合度&p=1.824,查图得螺旋角影响系数 Yp=0.88;(3)计算当量齿数：423z

21、v1=377=2548coscos14z292zv2=3=3=100.71cos-cos14(4)查取齿形系数：查表得YFM=2.62;YF：Z=2.18;(5)查取应力校正系数：YS：I=1.59;YS：2d1cos:444.42cos1423=1.874.1=1.79;(6)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限仃FE2=380MPa；(7)查图取弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.85,KFN2=0.88;(8)计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,可得:0.85500MPa=303.57MPa1.4KFN1-FE1KFN2-FE2MPa

22、=238.86Mpa(9)计算大、小齿轮的、吟并加以比较:FYF11YS：12.621.59二0.01372303.57YF一羽：22.181.79=0.01634238.86得大齿轮的数值大;(10)设计计算3卜 mn一，21.594.3271040.88cos214212321.570.01634=1.31对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数0大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm,以可满足弯曲强度。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d=44.42mm来计算应有的齿数。于是由:d1cos：44.42cos14=21.55ZI二mn取4=

23、21,贝Uz2=4=4乂21=84。1.4 几何尺寸计算将中心距圆整为 108mm2 .按圆整后的中心距修正螺旋角:arcos=1332102108因 P 值改变不多，故参数%、Kp、ZH等不必修正。3 .计算大、小齿轮分度圆直径d2：2 二842cos:cos1332104 .计算齿轮宽度b=dd=143.243.2mm圆整后取B2=45mm；B1=50mm。低速级齿轮传动2.1 选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面直齿轮。考虑工作机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）。两支承相对于小齿轮做不对称布置。小齿轮选用 40Cr（调质），

24、齿面硬度为 280HBS。大齿轮选用 45 钢（调质），齿面硬度 240HBS;选小齿轮齿数ZI=24,则大齿轮齿数Z2=i2Mz1=5.53父24=132.7,取z2=133;2.2 按齿面接触疲劳强度设计1.计算中心距(2184)21=108.21mm2cos14一:.arcos/即2a212cos133210=43.20mm-172.80mmdt之2.3232KtT1u-1du1.确定公式内的各计算数值(1)试选Kt=1.3；(2)选取齿宽系数 a=1;(3)计算小齿轮传递的转矩595.51054.0143.41(4)查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa;(5)计算应力循环次

25、数N1=60nljLh=6043.41(2830010)=1.25108(6)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim2=550MPa；(7)计算接触疲劳许用应力取接触疲劳寿命系数KHNI=0.97;KHN2=1.08;取失效概率为 1%安全系数 S=1,可得：I1=KHNI=0.97600MPa=582MPa1S!2=。2-=1.08550MPa=594MPa2S2.计算(2)计算圆周速度:_595.5父=88.238104NmmN2NIi21.251085.53=2.26107(1)试算小齿轮分度圆直径明，代入一】中较小的化d1t

26、一2.323_421.388.23810X6.53K5.532189.8；=153.23mm582)anv=6010003.14153.2343.4八”，=0.35m/s601000(3)计算齿宽及模数:b=dd1t二1153.23=153.23mmdtmt=ZI*h=mt(2hac)=6.382.25=14.36mm153.23b/h=10.6714.36(5)计算载荷系数 K查表得使用系数KA=1;根据 v=0.35m/s,7 级精度，查图得动载系数Kv=1.01;查表得齿向载荷分配系数KHQt=KFot=1;用插值法查表得齿向载荷分布系数(吕=1.429,再查图可得 KFP=1.36。故

27、载荷系数:K=KAKvKH：.KH：=11.0111.429=1.44(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径:d1=d1tK=153.2331.44=158.54mmKt1.3(7)计算模数:m=5=0=6.61ZI242.3 按齿根弯曲强度设计m-32KT1YF-YSf血2!小1.确定计算参数21.3788.23810412420.01583=4.05mm对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取 m=5。按接触强度算得的分度圆直

28、径d1=158.54mm来计算应有的齿数。于是由：(1)计算载荷系数:K=KAKVKF-KF-：=11.0111.36=1.37(2)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限OFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限TFE2=380MPa;(3)查图取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.97;(4)计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,可得:KFNT-FE1SKFN2；=FE2S0.90500MPa=321.43MPa1.40.97380MPa=263.29MPa1.4(5)查取齿形系数：查表得丫匕1=2.65;YF：,2=2.16;(6)查取应力校正系数：YS：1=

29、1.58;YS-2=1.81；(7)计算大、小齿轮的丫吟并加以比较：二FIYF：-1YS/2.651.58=0.01332314.29YFHYSH!F22.161.810.01583247得大齿轮的数值大;(8)设计计算取z1=31,贝z2=i24=5.5331=171.43,取z2=172。2.4 几何尺寸计算1 .计算分度圆直径:d1=加=315=155d2=z2m=1725=8602 .计算中心距a;乙z2m=172)Sygsmm3 .计算齿轮宽度b=dd二1155=155mm圆整后取B2=155mm；B1=160mm0键的选择与校核1.1高速轴上键的选择1.1.1高速轴与半联轴器链接的

30、选择1）由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键（A）。根据 d=18mm,由手册查得键的截面积为：宽度 b=6mm,高度 h=6mm,由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=40mm。2）键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6-2 查得需用挤压力为卜】二 100120MPa。键的工作长度 l=L-b=34mm,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=3mm,可得键的标记：键 6X6X40GB/T10962003.1.1.2高速轴与齿轮 1 链接的选择1）由与此轴与齿轮 1 链接，故选用圆头普通平键（A）。根据 d=66mm,由手册查得键的截面积为：宽度 b=6mm,高度 h=

31、6mm,由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=36mm。d1158.54二二 31.7z1二:mn52TXX10kid2X35.15X10003829ctf3X34X18#（合适）2）键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6-2 查得需用挤压力为卜=100120MPa。键的工作长度 l=Lb=30mm,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=3mm,可得2AX1032X35.15X1000.,cr方=-11.84V=_,（合适）键的标记：键 6X6X40GB/T109620031.2中间轴上键的选择1.2.1 齿轮 2 与轴链接键的选择1）由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A

32、）。根据 d=50mm,由手册查得键的截面积为： 宽度 b=10mm,高度 h=8mm,由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=36mm。2）键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6-2 查得需用挤压力为卜】二 100120MPa键的工作长度 l=L-b=24mm,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=4mm,可得2TlX1032X130.52X1000,DL=54.38tTrlPkid=4X24X50E（合适）键的标记为：键 10X8X36GB/T10962003.1.2.2 齿轮 3 与轴链接键的选择1）由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）。根据 d=45mm,由手册查

33、得键的截面积为： 宽度 b=10mm,高度 h=8mm,由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=36mm。2）键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6-2 查得需用挤压力为异】=100120MPa。键的工作长度 l=L-b=24mm,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=4mm,可得2TlX1032X130.52X1000,7巾=-60*43e耳2）初步计算当量动载荷 P,根据机械设计P321 表 13-6,fp=1.0T.2,取fp=1.2。按照机械设计P321 表 13-5,X=0.44,Y 值需在已知型号和基本额定静载荷 C0 后才能求出。现暂选一近似中间值，取 Y=1.1

34、9,则P=1.2X(0.44X538.33+1.19X353.55)=789.113)求轴承应有的基本额定动载荷(寿命按 50000h 算)2Tlxlo32X550.92XlOOokid3X34X18=600.13Op（合叫Xlo32X550.92X100okid3X30X66=185.49e耳2）初步计算当量动载荷 P,P=fp（.：）按照机械设计P321 表 13-6,fp=1.01.2,取fp=1.2。按照机械设计P321 表 13-5,X=0.44,Y 值需在已知型号和基本额定静载荷 Co后才能求出。现暂选一近似中间值，取 Y=1.19,则P=1.2：3）求轴承应有的基本额定动载荷（寿

35、命按 50000h 算）(1.6I1-4)X(0.13I0.07105)Y=1.4+.1.1./=1.597322.32499.68=0.6451=7026421500001El60X360XSOOOoC=P=724.104%鼠”=7429.204）按照轴承样本选择 7206c 轴承此轴承的基本额定静载荷 C0=12800No 验算如下：a.求相对轴向载荷对应的 e 值与 Y 值。相对轴向载荷为&=0.02518,在表中介于 0.07C00.13 之间，对应的 e 值为 0.270.31,Y 值为 2.b.求当量动载荷 P。P=L2X（0.44X499.68+2X322.32）=137.4c.验算 30305 轴承的寿命。4=巴()=869641500001160nP)所以轴承的选取合理2.3低速轴配合轴承的选择1）求比值Fa508.53=0.6568与774.