塔式起重机行走部减速装置设计书

1、塔式起重机行走部减速装置设计书计算及说明结果一、设计任务书1、设计条件1）机器功用塔式起重机有较大的工作空间，用于高层建筑施工和安装工程起吊物料用,起重机可在专用钢轨上水平行走。Lh=10000h2）工作情况过40C;3）运动要求4）使用寿命减速装置可以止反转，教向平稳，环境温度不超运动速度误差/、超过5%忙闲程度中等，工作类型中等，传动零件工作总数104小时，滚动轴承寿命4000小时;5）检修周期6）生产批量7）生产J型2、原始数据500小时小修；2000小时大修；单件小批量生产；中型机械制造厂。F=1600NV=0.7m/sD=350mm题号运行阻力（KN）运行速度（m/s）车轮直径（mm

2、）启动系数kdH21.60.73501.43、设计任务1）设计容电动机选型；减速机设计；开式齿轮传动设计；传动轴设计；轴承选择计算；键、联轴器选型设计。2）设计工作量减速器装配图一（A1）;零件图2（A3）,分别为高速级输入轴和输出轴上大齿轮；设计说明书一份。3）设计要求至少一对斜齿。4.传动装置总图1电动机；2减速器；3传动轴；4一开式齿轮传动；5一车轮；6轨道计算及说明结果一、传动方某的拟止1）行走部由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3,在经联轴器4传至开式齿轮5,带动车轮6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布

3、较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。2）根据机构工作计算车轮转速v6010000.7601000”c,.n38.2r/minD3.14350备用1500r/min的Y系列电动机，因此初步计算总传动比1420，、一，,，一i37.17。查设计书表5-1选用二级分流式圆柱齿轮减38.2速器。3）为加工方便米用水平剖分式。4）由于局速级转速较图且无轴向力，故选用深沟球轴承；中、低速级选用圆柱滚子轴承。5）电动机和输入轴，工作机构和输出轴均选用弹性套柱销联轴器。计算及说明结果三、电动机的选择计算及说明结果查得公式pFv/1000(kw)式中F1.8KN,v0.7m/s,式中”为

4、总效率。查表9-1知：滚动轴承效率i0.98,齿轮效率20.97,联轴器效率30.99,车轮效率40.90。得总效率0.9930.9960.9730.900.728。故p1.60.7/10000.7281.538kw由题目一直条件取K=1.4,则电动机所需额定功率PKP2.153kw查表16-2得：Y系列1500r/min电动机的具体牌号为Y100L2-4型，额定功率为3kw,满载转速为1420r/min。四、计算总传动比及其各传动比分配已知：运行速度v=0.7m/s满载转速为1420r/min则：利用公式计算工作机的转速为nv601000=38.2r/minD故总传动比为：in/n'

5、=37.17对于分流式减速机，起传动比应逐级递减，故高速级传动比i15.05、中速级传动比i23.95,低速级传动比i31.86。五、计算传动装置运动参数1)各轴转速计算从减速器的高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴，电动机轴记为0轴，输出轴为4轴，连接车轮的轴记为5轴。n0n11420/11420r/minn2n1/i1312r/minn3n2/i279r/minn4n3=79r/minn5n4/i338.35r/min2)各轴功率计算计算及说明结果P0Pi30.982.94(KWP1P0122.940.980.972.79(KW)P2P232.790.970.992.679(KW)P3P2

6、232.6790.970.992.573(KW)P4P3132.6040.980.992.496(KW)P5P4232.4960.970.992.397(KW)3)各轴扭矩计算T0=9500P0/n0=19.77(N.m)Ti=9500印n1=18.76(N.m)T2=9500P2/n2=91.08(N.m)T3=9500P3/n3=359(N.m)T4=9500P4/n4=301(N.m)T5=9500P5/n5=592.4(N.m)4)各轴转速、功率、扭矩列表矩轴号转速n(r/min)输出功率P(KW)输出扭T(N.m)014202.9419.77114202.7918.7622812.6

7、7991.8371.12.573359471.12.496301538.212.397592.4六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮设计：1)选择齿轮材料，确定许用应力计算及说明结果由教材表6.2选2）齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮40cr调质大齿轮45正火确定齿轮传动精度等级，按5速度vi=3.56m/s（0.013-0.022用而不估取圆周V1=3.56m/s查表6.7、表6.8（教材）选取小轮分度圆百径di,由式6-15（教材）得3f“ZeZhZZ2KTiu1dTHdu齿宽系数d参考表6.9（教材）d=1.2d=1.2按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数乙=27z1=27大轮齿数z2=z1

8、.i1=136.3z2=137齿数比u'=z2/Z1=5.07小轮转矩_一2T1=T1/2=198.77N/mm初定螺旋角019载荷系数KKaKvKKu'=5.07工=198.77N/mm2019-使用系数查表6.3（教材）Ka1Ka1-动载系数由推荐值1.051.4Kv1.1-齿间载荷分配系数1.01.2Kv1.1K1.2-齿向载荷分布系数由推荐值1.01.2计算及说明结果K1.1KKaKvKK=1.452材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢ZE189.81%m2节点区域系数Zh查图6-3（教材）ZH2.4重合度系数Z由推荐值0.75-0.88,Z0.8螺旋角系数ZZJcos屈

9、"=0.972许用接触应力h由式6-6（教材），h=-HJimZnSHmin接触疲劳极限Hlim查图6-4（教材）小齿Hlim1=750N/mm2人凶Hlim2=700N/mm接触强度寿命系数Zn应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮循环次数N1=60.nj.Lh=8.82108N2N1/i1=1.7108查图6-5（教材）得Zni=1.18Zn2=1.02接触强度最小安全系数Shmin=1.2则hi=Hlim11.18/1.2=625N/mm2H2=Hlim21.11/1=595N/mm2取较小的一个，即h=595N/mm2K1.2K1.1K1.452Ze189.8y2Y/mmZ

10、h2.4Z0.8Z=0.972Zni=1.18Zn2=1.02SHmin=1.2计算及说明结果综上，32,ZeZhZZ2KT1u1行&i1=2754mm2HdUH=法面模数mnd1cos/z10.99取标准mn1.5中心距amn(z1Z2)/(2cos0)=125圆整595N/mm2a=130d1=27.54mm分度圆螺旋角arccosmn(z1Z22a=19分度圆直径d1mnz1/cos42.8mm圆整取42mm齿宽b=d1巾=50.4圆整取55mma=130大轮齿竟b2b=55mm小轮凶竟Db2(510)d142mmb160mmb=55mm由式6-16（教材）得3）齿根弯曲疲劳强度

11、校核计算2KT1FYFaYSaYYFbd1mnD60mm，3ZviZi/cos31.21,3，一一zv2z2/cos156.06查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数小轮YSa11.83YFa12.13大轮YSa21.63YFa22.52/、父位时，端面啮合角a'arctan(tan20o/cos)21.15°Ysa11.83端面模数mfmn/cos1.55mmYFa12.13计算及说明结果''重合度a1/2zitanaatitanatZ2tanaat2tanat1.69YSa21.63重合度系数Y0.250.75/a0.694YFa22.52螺旋角系数Y,推

12、荐0.850.92选0.89a'21.15oFi-2KT-YFaiYsaiYY43.3N/mm2bidimnmf1.55mm2KT1F2tttYYYY45.3b2d1mn2/2N/mmY=0.694许用弯曲应力f由式6-12（教材），f亚SFmin弯曲疲劳极限Flim查图6-7（教材），双向传动乘以YnYx0.7F1足,F2满2flimi=420N/mmcr，一，2Flim2=371N/mm弯曲强度寿命系数YN查图6-8（教材）YN1YN21弯曲强度尺寸系数YX查图6-9（教材）（设模数m小于5mm）Yx=1弯曲强度戢小安全系数半min舁min=1.4则-2F1=300N/mm.2F2

13、=265N/mm综上知，齿轮弯曲强度满足大四分度圆直径d2mnZ2/cos217mm,圆整取218mm根圆直径dfdf1d12hf40.5mm计算及说明结果df2d22hf214.5mm顶圆直径dada1d12ha46mmda2d22ha220mmd2218mm2、低速级齿轮设计：由表6.2（教材）选小齿轮40cr调质大齿轮45正火df140.5df2214.5mm许用接触应力h由式6-6（教材），H=Hlim7ZNda146mm解除疲劳极限Hiim查图6-4（教材）SHminda2220mmrv，2hiimi=700N/mm2Hlim2600N/mm接触强度寿命系数Zn应力循环次数N由式6-

14、7（教材）得小齿轮循环次数-4Ni60n2jLh602841101.41108N2N"i2N24.12107查图6-5（教材）得Zni=1.18Zn2=1.11接触强度最小安全系数SHmin取SHmin=1则Zni=1.18-_2hi=7001.18/1=826N/mmZn2=1.11计算及说明结果H2=6001.11/1=666N/mm2贝H=666N/mm2许用弯曲应力f由式6-12（教材），fYnYxSFminH1=666N/mm2弯曲疲劳极限Flim查图6-7（教材），双向传动乘以0.7Flim1378N/mm22Flim2295N/mm弯曲强度寿命系数Yn查图6-8（教材）

15、YN1YN21弯曲强度尺寸系数Yx（由机械设计课本）查图6-9（设模数m小于5mm）Yx=1弯曲强度最小安全系数SFminSfmin=1.5fi37811/1.5252N/mm2F229411/1.5210N/mm2因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按Vi（0.018）4汴方估取圆周速度v1t1.08m/s参考表6.7、表6.8（教材）选取II公差组8级小轮分度圆直径d1,由式6-15（教材）得II公差组8级计算及说明结果3dZeZhZZ2KTiu1HHdu齿宽系数d(由机械设计课本)参考表6.9(Dd1.2按齿轮相对轴承为对称布置(2)小轮齿数25(3

16、)大轮齿数Z2iizi98.75,取Z299(4)齿数比uz2/z13.96(5)小轮转矩T19.55104/仙90086N/mm(6)载荷系数KKaKvKK-使用系数查表6.3(教材)Ka1-动载系数由推荐值1.051.4Kv1.2Z299u3.96Ti90086N/mmKa1Kv1.2计算及说明结果计算及说明结果-齿间载荷分配系数1.01.2K1.1-齿向载荷分布系数由推荐值1.01.2K1KKaKvKK11.21.111.32材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢ZE189.卬%巾2节点区域系数Zh查图6-3Zh2.5重合度系数Z由推荐值0.75-0.88,Z0.8.ZeZhZZ22KT1u

17、1故143.17mmHHdu法面模数md1/z11.79取标准m=2.5分度圆直径d1mz162.5mm,圆整取70mmd2mz2247.5mm中心距am（z1z2）/2150mm内竟bd1d75mm大轮齿竟b2b=80mm小轮凶竟bb2（510）b180mm由式6-16（教材）得FFaYSaYYFbd1mn查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数K1.32Ze189NZm2Zh2.5Z0.8i3d143.79mmm=2.5d162.5a150b75b2=75b180mm计算及说明结果小轮Ysai2.65小轮YFai1.58大轮Ysa22.19大轮YFa278重合度a1/2z,tanaat1ta

18、natz2tanaat2tanat1.12重合度系数Y0.250.75/a0.694故2KT12F1-YFa1YSa1Y92.2N/mmfiFa1saibd1mn2KT12F2-YFa2YSa2Y93.6N/mm根圆直径dfdf1d12hf53.5mmdf2d22hf233.75mm顶圆直径dada1d12ha65mmda2d22ha245mma=1.12Y0.694满足强度df153.5mmdf2233.75mmda165mmda2245mm计算及说明结果3、开式齿轮计算：表6.2（教材）选小齿轮40cr表面淬火大齿轮45表面淬火由于是开式齿轮传动，主要形式是疲劳打断和齿面磨损，所只能进行弯

19、曲疲劳强度计算，并将模数增加10%20焉虑磨损的影响。许用弯曲应力f由式6-12（教材），f-YnYxSFmin弯曲疲劳极限Flim（教材）查图6-7,双向传动乘以0.72Flim1378N/mm2Flim2295N/mm弯曲强度寿命系数Yn查图6-8（教材）YniYn21弯曲强度尺寸系数Yx查图6-9（教材）Yx=1（初设模数小于5）弯曲强度戢小安全系数SFminSFmin=2则f137811/2一一一，2245N/mmF239511/2197.5N/mm2因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按v4（0.013-0.022）n43Pt/n4=0.418估

20、取圆周速度v4t0.418m/sv4t0.418m/s参考表6.7、表6.8（教材）选取II公差组8级II公差组8级小轮分度圆宜径d1,由式6-15（教材）得37|ZeZhZ，2KTiu1di.yhdu齿宽系数d参考表6.9（教材）d0.8d0.8由于齿轮为非对称布置选小轮齿数428428大轮齿数z2西1.552843.4,z243.4齿数比uz2/z11.55小轮转矩T533209N/mm2_2T533209N/mm载荷系数KKaKvKK-使用系数查表6.3（）教材Ka1.25Ka1.25-动载系数由推荐值1.051.4取Kv1.2-齿间载荷分配系数1.01.2Kv1.2取K1.1-齿向载荷

21、分布系数由推荐值1.01.2取K1.1K1.1KKaKvKK1.251.21.11.11.81材料弹性系数查表6.4（教材）锻钢ZE189.8,%1m2K1.1节点区域系数Zh查图6-3（教材）ZH2.4K1.81重合度系数Z由推荐值0.85-0.92，取Z0.9Ze189.NZh2.4计算及说明结果2mm计算及说明结果344rZeZhZ2KTiu1故11102.16mmHHdu齿轮模数m=di/zi=3.64加大15%即mm'1.15=4.19取标准m=4.5小轮分度圆直径d1mz1=126mm大四分度圆直径d2mz2195.3mm圆周速度vd1nl/60000v0.46m/s标准中

22、心距am(4z2)/2107mm内竟bd1d100.8mm给b=100mm大轮齿竟b2b=100mm小轮内竟bb2(510)=105mm由式6-10(教材)得2KT1F/XaKaYFbd1m查表6.5(教材)应力修正系数齿形系数小轮YSa11.61小轮YFa12.55大轮YSa21.725大轮至22.29重合度a1/24tanaa1tana4tanaa2tana1.704重合度系数Y0.250.75/a0.69故F1YFaYsa112.4N/mmbid1mZ0.9d1102.16mmm=4.5d1126mmd2195.3mmv0.46m/sa107mmb=100mmb2100mmb1105mm

23、Ysa11.61YFa12.55Ysa21.725YFa22.29a1.704Y0.69计算及说明结果2KTiyYF2；YFa2YSa2b2dlm根圆直径dfdM5.4N/mm2d12hf114.35mmfi12.4N/mm2df2d22hf184.05mmF25.4顶圆直径dada2d22ha204.3mm2N/mm七、轴的设计计算轴的设计（一）.高速轴设计已知n=1420r/min,T=19.77NmT'=T/2=9.885Nm1.求作用在齿轮上的力（斜齿）一一.2T周用力Ft10.45KNd1径向力FrFttann0.16KNdf1114.35mmdf2184.05mmda220

24、4.3mmFt10.45KN轴向力FacosFttan0.17KNFr0.16KN法向力FnFt/(cosncos)0.488KNFa0.17KNFn0.488KN计算及说明结果圆周力Fti,径向力及轴向力Fai的方向如图所示1.初步确定轴的最小直径。公式dAo'E（教材）Ao=11Odmin=14.77mm初选轴的材料为45#,调质处理。查表8.6（教材）A0=110,得dminA：14.77mm因为要在最小轴径处开联轴器固定键槽，故最小轴径应加大3%d11.03dmin14.19mm输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为(11)查表14-1（

25、教材），取KA=1.3,则Tca=1.3X18.76Nm=24.38Nm根据Tca=22.5Nm及电动机轴径D=28mm查标准GB4323-1984选用TL5型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径dmin=25mm2 .轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案计算及说明结果41«r-ivm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度vnivnV11）2)联轴器采用轴肩定位，查GB联轴器尺寸可知LIII=42mm又因联轴器采用轴肩定位，肩高3.5mm有前面传动方案分析知，初选深沟球轴承。根据d111H=30mm查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承

26、61907,故dI”ivdvnviii=35mm3）取dvvi=37mm根据小斜齿齿范取LivvLvivii=76mm4）由于箱体壁到轴承座孔端面的距离L1C1C2（510）mm（教材）,取L1=45mm采用凸缘式轴承盖，则L111H=53mm5）选定齿轮端面到箱体壁的距离为16mm根据角接触球轴承尺寸标准可知L1111V=25mm（轴承多出轴外端面3=2mmLviiviii25mm6）根据总的传动方案，参考大小斜齿齿宽及中速轴上直齿齿宽选定LvLw=115mm3 .轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按dIII=25=mm,LIII=42mm查GB/T1095-20

27、03取bhl=8mrH7mme33mm。校核：4 ）绘制轴的弯矩图与扭矩图计算及说/WillIIII、111川I载荷水平向H垂直向V支反力FRH1RH2470NRV1RV2190N弯矩Mh=27260NmmMV=13570Nmm总弯矩MM=30531.5Nmm扭矩TT=19570Nmm当量弯矩Mca：M2（T）2=36265.1N.mm（教材）取a=1根据扭力弯矩图确定危险面并根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力ca町4.9MPaW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2,8.9（教材），得1=60MPa因此ca<1,故

28、轴安全。（二）中速轴的设计与校核已知TH=91.8Nm,nil=281r/min1.求作用在齿轮上的力计算及说明结果Ft2Fti=293.7N,EFM=106N,Fa2Fai=130N2TnFt32T=2937.3Nd3Fr3Ft3tan20°=1069NI轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径，方法同上，选取轴的材料为45钢,调质处理。查表8.6(教材),取A0=110,于是得dminAX才-P-mm=24.64mm该轴的最小直径为安装轴承处的直Vnn径，参考GB取diimin=30mm3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图(2)确定轴的各段直径

29、和长度1)根据dnmin=30mm®dIII=30mm轴承与齿轮1,3之间采用挡油环定位，取diiiiidvvi=36mm齿轮1与齿计算及说明结轮2之间用套筒定位，取dmiv=42mm,齿轮2与3之间采用轴环定位，查阅资料取h=5mm，则dIVV=52mm,查资料知两齿轮之问间隙为10mm计算得出LIVv7.5mm取LIIIIV=105-3=102mm,则LIIiii62.5mmLvvi52mm2 ）根据GB/T283-1994选NF206型圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的，则取LuILV1Vli=42.5mm,3 ）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通A平键连接查G

30、B/T1095-2003取各键的尺寸为1 、bXhXL=10mm8mme40mm2 、bxhxL=10mm8mm<70mm3 、bxhxL=10mm8mm<30mm中速轴的校核：4 ）绘制轴的弯矩图与扭矩图一寸#1TIe.载荷水平面H垂直面V计算及说明结果支反力FRhiRh2872.15NRviRv2298.5N弯矩MH=365262.675NmmMV=47080.75Nmm总弯矩MM=368284.4Nmm扭矩TT=93950Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度根据扭力弯矩图确定危险面，并根据上表对危险截面进行校核，以及轴单1可旋转，扭转切应力为脉动循划、艾应力，取a=0.6,轴的计

31、算应力4M2（T）2ca-51.2MPaW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2（教材）得1=60MPa因此ca<1,故轴安全。（三）低速轴（轴III）的设计已知TIB=359000Nm1 .求作用在轴上的力Ft4Ft3=2901.1NFr4Fr3=1055N2 ,初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。查表8.6（教材）取Ao=110,于是得dminAX3mm=36.4mmnH该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，根据GBB取联轴器的型号为TL8型。选取轴孔直径d=62mm具轴孔长度L=84mm则轴的最小直径dm=40mm3 .轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。

32、经比较，选取如下图所示的方案计算及说明结57232125113349L1皿viivivivmni（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取dix-X=di-II=40mmLIX-X=LI-H=81mm考虑至U避免干涉现象，联轴器采用套筒定位。因此取dVI-VU=43mm联轴器外部用轴端挡圈固定。2）查68初选NF20州圆柱滚子轴承，故d!H-IV=dVII-Vffl=45mm3）轴承采用嵌入式端盖定位。考虑到端盖的轴肩定位，取dIV-V=60.4）考虑到齿轮采用轴肩定位，给dm-IV=55mmLIZ-IV=100-3=97mm齿轮的另一端采用轴套定位。给dn-m=50mm5）因为箱体壁

33、轴的长度应相等，根据结构图，确定LH-田=86.5mmLIV-V=83.5mm6）参考轴承宽度，以及轴承到箱体壁的距离取8mm确定LV-VI=25mm3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器采用普C连接，轴的周向定位采用普A连接，查GB得：1 、3:bxhXL=16mm10mme60mm2 :bxhxL=14mm9mm50mm校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图计算及说明结果_I1TJ-r-TTTTTTTT11111111T-.nTnTrnTrrrrnrnrTTrT载荷水平向H垂直向V支反力FRhiRh21342.15NRviRV2488.5N弯矩Mh=202664NmmMV=73763.5Nmm总弯

34、矩MM=215638.6Nmm扭矩TT=306860Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，出转切应力为脉动循划、父应力，取a=0.6,轴的计算应力而2（T）2ca-22.49MPacaW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2（教材）得1=60MPa因此ca<1,故轴安全。八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为Lh=2000h1.输入轴承的选择与计算由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承，由于受力对称，只需要计算一个，其受力Fr=jFr12Ft12=506.95N,Fa=0,£=3,转速n=1420r/min1）查GB知深沟球轴承的

35、基本额定动:载荷C=9500N基本额定计算及说明结果静载荷C0=6800N2）求轴承当量动载何P因为Fa=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数丫=0,因工作情况平稳，查表13-6（教材）,取f=1.2,则pP=fp（XFr+YFa）=2283）验算轴承寿命.106CLh-60nP_'=849000h>Lh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用角接触球轴承7007AC2.轴II上的轴承选择与计算由轴II的设计已知，初步选用角接触球轴承7010ACS,由于受力对称，故只需要校核一个。其受力Fr=298.5N,Fa=0,£=10/3,n=281r/min1）查GB®圆柱

36、滚子轴承的基本额定动载荷C=19500N基本额定静载荷C0=18200N2）求轴承当量动载荷P因为Fa=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数丫=0,因工作情况平稳，查表13-6（教材），取P=fp（XFr+YFa）=298.5N3）验算轴承寿命LhC66000000h>Lh60nP故所选用轴承满足寿命要求。确定使用角接触轴承7010AC型。3.输出轴上的轴承选择与计算由轴田的设计知，初步选角接触球轴承7010型，由于受力对称，只需要计算一个，其受力Fr=Jf.42Ft42=488.5N,Fa=0,£=10/3,转速n=91.8rad/min1）查GB知角接触7010AC的基本额定动载荷C=25800N基本计算及说明结额定静载荷C0=41000N2）求轴承当量动载荷P因为Fa=0,径向载荷系数X=1,轴