1、中國礦業大學機械設計課程設計一二級展開式圓柱齒輪減速器設計說明書題目：機械廠裝配車間輸送帶傳動裝置設計指導教師：彭玉興學院：徐海學院姓名：許金成班級：機自10-2班學號：22101402目錄1設計任務書22傳動技術方案簡述22.1 傳動系統技術方案的擬定 22.2 電動機的選擇 32.3 傳動比的分配 42.4 傳動系統的運動和動力參數計算 43傳動設計53.1 V 帶傳動設計 63.1.1 原始數據 63.1.2 設計計算 83.1.3 帶傳動主要參數匯總表 83.1.4 帶輪材料及結構 83.2 低速級圓柱齒輪設計 83.3 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 133.4 減速器軸及軸上零件

2、的設計 173.5 減速器滾動軸承的選擇 253.6 鍵聯接和聯軸器的選擇錯誤!未定義書簽,3.7 減速器箱體及附件的設計 293.8 潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇 301設計任務書1）設計任務設計帶式輸送機的傳動系統，要求傳動系統中含有 V 帶和兩級圓柱齒輪減速器。2）原始數據輸送帶工作拉力 F/KN2.0KN主動滾筒速度 v=1.4m/s（允許誤差 i5%）。輸送機滾筒直徑 d=300mm。3）工作條件單班制工作，單向運輸，環境溫度不超過 35C,工作載荷有輕微振電動電壓為 380/220V 的三相交流電源；半年小修，兩年大修。2 傳動技術方案簡述傳動系統技術方案的擬定帶式輸送機傳動系

3、統技術方案如下圖所示二霰展開式減速春帶式輸送機由電動機驅動。電動機 2 通過 V 帶傳動 1 將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器 3,再經過聯軸器 4,將動力傳至輸送機滾筒 5,帶動送機 6 工作。傳動系統中經 V 帶輪減速之后，再通過兩級齒輪減速器，結構簡單，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級也為斜齒圓柱齒輪傳動。電動機的選擇1）電動機轉速的選擇根據已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速60000vd89.17r/min。2）電動機容量的選擇由已知條件可以算出工作機所需有效功率FVPw=2000*1.4/1000=2.8KW10003）傳動系統總效率 4T5w一輸送機滾筒軸至輸送帶之間的傳動效率；軍

4、一聯軸器效率，邛=0.99;叩一閉式圓柱齒輪傳動效率，0=0.97Tb 一對滾動軸承效率，4=0.99;中一 V 帶效率，v=0.96;儂一輸送機滾筒效率，加=0.97;估算傳動系統總效率干砰3中4印5峰6仆式中邛3=邛=0.96；用4=中卬=0.998.97=0.9603=邛5=中坨=0.998.97=0.9603=儼=中產 0.99 右.99=0.9801。中亞二中叩產 0.998.97=0.9603。系統總效率干峰3用4印5峰6y7w=0.96 處.9603 灰 96030.98010.9603=0.8332工作機所需要電動機功率 Pr=Pw=2.8/0.85=3.2kW。由文獻1表 1

5、6-2 所列 Y 系列三相異步電動機技術數據中可以確定，滿足 PmKP 條件的電動機額定功率 Pm應該取為7.5kW00由文獻1表 16-2 初選同步轉速為 1440r/min 和 1000r/min 的電動機， 對應于額定功率 Pm為 7.5kw 的電動機型號應分取為 Y132S-4-B3 型。技術方案的選擇Pw=2.8kwnw=89.17r/minPr=3.2kWY132S-4-B3Pm=7.5kW技術方 觸動機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉(r/min)總傳動比IIY132M-4-B37.51500144028.27傳動比的分配由傳動系統技術方案知i12=1；按表 3-

6、1 查取 V 帶傳動的傳動比 iv=i23=2-4 則 V 帶傳動比取為 i23=2.2;由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比iE=i34i45=14.135;為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度 HBSC350,齒寬系數相等時， 考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比：i34=1.3i=4.5低速級傳動比 i45=iBi34=3.52傳動系統各級傳動比分別為：i12=1；i23=2.2;i34=4.5;i45=3.52;帶式輸送機傳動系統的總傳動比i=nmnw=1440/89.17=16.1i=16.1傳動系統的運動和動力參數計算傳動系統各軸的轉

7、速、功率和轉矩計算如下:I 軸(減速器高速軸)一 n11440,n3=654r/min;i232.2P3=P1嚇3=3.20；96=3.07kw;T3=9550 必=44.83Nm；n3II 軸(減速器中間軸)n3654,n4=一=143.11r/min；i344.5P4=P3儼=3.070.9603=2.95kw;i12=1i23=2.2i34=4.5i45=3.52n1=1440r/minP1=3.2Kwn3=654r/minP3=3.07kwT3=44.83Nmn5=一=r/min；I4540.66P5=P4用5=2.950.9603=2.83kw;T5=9550 莊=664.70Nm；

8、%將上述計算結果和傳動比效率匯總如表:軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機軸I 軸II 軸III 軸軸轉速 n(r/min)1440654143.1140.661440功率 P(kW)3.23.072.952.833.2轉矩 T(Nm)44.83189.66664.7021.22聯接件傳動件V 帶齒輪齒輪聯軸器傳動比 i2.24.583.521傳動效率 40.960.96030.96030.98013傳動設計V 帶傳動設計T4=95503=189.66Nm；III 軸（減速箱低速軸）n4=143.11r/minP4=2.95kwT4=196.86Nmn5=40.66r/minP5=2.83kwT

9、5=664.70Nm原始數據電動機功率Pd3.2kw電動機轉速nd1440r/minV 帶理論傳動比一一iv2單向運轉、雙班制、工作機為帶式運輸機設計計算(1)確定計算功率 PcaPca=KAPd根據雙班制工作，即每天工作 16 小時，工作機為帶式運輸機,查得工作系數KA=1.1Pca=KAPd=1.1*3.2=3.52kw(2)選取普通 V 帶帶型根據 Pca,nd 確定選用普通 V 帶 A 型。(3)確定帶輪基準直徑 dd1 和 dd2a.初選小帶輪基準直徑dd1=100mmb.驗算帶速 5m/sV20m/sdd1nl1001440v7.54m/s6010006010005m/sV25m/

10、s 帶的速度合適。c.計算 dd2dd2idd12.2100220mm圓整 dd2=220mm(4)確定普 V 帶的基準長度和傳動中心距根據 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)224mma0640mm初步確定中心距 a0=500mmPca=3.52kwA 型v=7.54m/sdd1=100mmdd2=220mm2a0&dd2)Ld=22(dd2dd1)4a025002(100220)(220100)24500=1509.85mm取 Ld=1600mm(5)驗算主輪上的包角ZPca(P0PQ)KKl計算實際中心距 aaa。Ld2Ld50016001509.85.545.06

11、mm1180dd2dd1a57.318022010057.3500167.490主動輪上的包角合適(6)計算 V 帶的根數 Z由機械設計P63 式(4-24)得Ld=1600mma=545mmP0基本額定功率由表 4-4得 P0=1.32P0額定功率的增量由表 4-5P0=0.17包角修正系數由表 4-8得K0.98Kl長度系數由表 4-3得KI0.99Ra(F0F0)KKI2.43包角合適取 Z=3 根(7)計算預緊力 F0P2.52F050嘮憶1)qvqV 帶單位長度質量q=0.10kg/mFCa2.5F0m500ZV(K1)2qv=5003.52(2.51)0.17.5423*7.540

12、.98=126.37N應使帶的實際出拉力F0F0(8)計算作用在軸上的壓軸力 FP1_FP0min2ZvF0sin123118.82min2minsin167/946.8N2Z=3材料：低速級小齒輪選用 40Cr 鋼調質，齒面硬度為小齒輪260HBS 取小齒齒數Zi=24低速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為大齒輪 210HBSZ2=3.5224=84.48 圓整取 Z2=85,u=85/24=3.542wLd/mmZdd1/mmdd2/mma/mmF0/NFP/NA16003100220500118.82；946.8帶輪材料及結構(1)帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為

13、HT150 或 HT200低速級圓柱齒輪設計FoF0min小齒輪：45 鋼調質大齒輪：45 鋼正火HI700MPaH2550MPa帶傳動主要參數匯總表.傳動比誤差U=(79/24-3.542)/3.542=0.0006j產 60X143.111X(10：350M6)8=4.810N14.810888N2=11.371081.7110i3.52由圖 6-5 查得接觸疲勞壽命系數ZN2=1.15接觸強度最小安全系數SHlim1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為 1%,安全系數 S=1 則接觸疲勞許用應力Z1.06700H1=N1Hlim1=742MPaS1H

14、2=ZN2Hum2=1.15)550/i=632.5MPaS(1Hlim11Hlim2)68725MPa2.彎曲強度尺寸系數 YX2Flim1540N/mmZNI=1.06HE700MPa,Hlim2550MPa一，2Flim2420N/mm彎曲強度壽命系數YN(設模數 m 小于 5mm彎曲強度最小安全系數SFlim1.4則F1540*1*1/1.4385.7N/mm2F2420*1*1/1.4300N/mm2許用彎曲應力F由式 612,F/YNYXSFmin彎曲疲勞極限Flim查圖 67 得分度圓直徑didimz13*2472mmai158mm取規范m3mm圓整取a164mm確定齒輪傳動精度

15、等級，按V1(0.0130.022)ni3/P/ni估取圓周速度vt4m/s,參考 6.7、表 6.8 選取H公差組 8 級小輪分度圓直徑di,由式 65 得I2,ZEZHZZ2KTiu1di31,HdU齒寬系數d查表 6.9,按齒輪相對軸承為非對稱布置載荷系數 KKKAKVKK查表 6.3 得KA1動載系數KA1.1齒間載荷分配系數K1.1齒向載荷分布系數K1.1載荷系數 KKKAKVKK=1*1.2*1.1*1.1=1.45材料彈性系數ZE查表 6.4 得ZE189.8JN/mm2節點區域系數ZH查圖 63 得ZH2.5重合度系數Z由推薦值得Z0.78螺旋角系數ZZcos-.12一3189

16、.8*2.5*0.78687.252*1.45.2*1896603.52113.5258.97mm法面,K數mnmnd1cos/乙58.97*cos12/242.46mm424Z285中心距aan乙z2/2cos3*2485/2163.5mm圓周速度vVd1nl/600003.14*72*143.11/600000.54m/s齒寬bbdd10.8*7257mm圓整取b60mm大輪齒寬b2b2b57mm小輪齒寬b1b1b2561mm(3)齒根彎曲疲勞強度校核計算確定公式內各計算數值(1)確定齒數 zZ1=24,z2=85傳動比誤差U=(79/24-3.29)/3.29=0.05%0.05 允許(

17、2)確定齒形系數和應力修正系數由課本28表 6.5 查得齒形系數 Y 獨和應力修正系數 Y 及YF12.65*22.21YSI1.58 他21.775(3)重合度1一z1tana1tanz2tana2tano024*tanarccos324c0s20tan20o79*tanarccos379cos20tan20023*242*33*792*31.71重合度系數丫0.250.75/0.69F12*1.45*263000*2.6*1.592*0.8*0.9F22*1.45*263000*2.21*1.775*0.8*0.94)齒輪其它主要尺寸計算大輪分度圓直徑d2d2根圓直徑dfdf1d1df2d

18、2di72mmV=0.54m/sbi61mmb257mm_2/65*73.63*3158.3N/mm/65*73.63*3150.03N/mm2mz23*85255mm2*hf722*1.25*364.5mm2*hf2552*1.25*3247.5mmZN1=1ZN2=1.05頂圓直徑dada1d12ha722*378mmda2d22ha2552*3261mma22a(5)低速級圓柱齒輪幾何參數工程小齒輪大兇牝模數 m33齒數 Z2485壓力角2020分度圓直徑 d72255齒頂局 ha33齒根高 hf13.7513.75齒頂圓直徑 da78261齒根圓直徑 df64.5247.5規范中心距

19、a164例 b61573.3 高速級圓柱齒輪設計材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調質，齒面硬度為小齒輪260HBS 取小齒齒數Zi=17高速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為大齒輪 210HBSZ2=4.57X7=77.69 圓整取 Z2=78,u=78/17=4.59.傳動比誤差U=(78/17-4.57)/4.57=0.00039j)Ln=60X654M(10)350X16)_9=2.20102Flim2420N/mm彎曲強度壽命系數YN1彎曲強度最小安全系數SFlim1.4N1N2=.1i2.201094.58X104.841由圖 6-5 查得接觸疲勞壽命系數ZNI=1.0ZN2

20、=1.05接觸強度最小安全系數SHlim1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H11ml700MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa取失效概率為 1%,安全系數 S=1 則接觸疲勞許用應力700MPaH2*=ZN2Hlim2=1.05)550/1=577.5MPaSH(Hlim1Hlim2)638.75MPa許用彎曲應力F由式 612,F-YNYXSFmin彎曲疲勞極限Flim查圖 67 得13.8b2=60mmb1=65mmZ117,z278彎曲強度尺寸系數 YX1(設模數 m 小于 5mm則F1540*1*1/1.4385.7N/mm3F2420*1*1/1.4300N/

21、mm2確定齒輪傳動精度等級，按%(0.0130.022)n13/PT而估取圓周速度vt4m/s,參考 6.7、表 6.8 選取 H 公差組 8 級小輪分度圓直徑d由式 65 得,QZEZHZZ22KTIu1d1,HdU齒寬系數d查表 6.9,按齒輪相對軸承為非對稱布置載荷系數 KKKAKVKK查表 6.3 得KA1動載系數KA1.2齒間載荷分配系數K1.1齒向載荷分布系數K1.1載荷系數 KKKAKVKK=1*1.2*1.1*1.1=1.45材料彈性系數ZE查表 6.4 得ZE189.8N/mm2節點區域系數ZH查圖 63 得ZH2.5重合度系數Z由推薦值得Z0.783189.8*2.5*0.

22、782*1.45*448304.5135.82mm687.2514.5法面模數mnmnd1/乙35.82/172.26mm取規范m3mm中心距aa辦ZIZ2/2cos3*1778/2142.5mm圓整取a143mm分度圓直徑d1d1mz13*1751mm圓周速度vVd1nl/600003.14*51*654/600001.76m/s齒寬bbdd11*5151mm大輪齒寬b2b2b51mm小輪齒寬b1b1b2556mm(3)齒根彎曲疲勞強度校核計算確定公式內各計算數值(1)確定齒數 zZ1=17,z2=78傳動比誤差U=(78/17-4.57)/4.57=0.003990.05 允許(3)確定齒

23、形系數和應力修正系數由課本心表 6.5 查得齒形系數 Y 獨和應力修正系數 Y 及YF12.97,YF22.23YS11.52,YS21.76(4)重合度1，z1tana1tanz2tana2tan1.66重合度系數丫0.250.75/0.704)齒輪其它主要尺寸計算df1d12*hf512*1.25*343.5mm大輪分度圓直徑d2d2mz23*78234mmdf2d22*hf2342*1.25*3226.5mm117*2tanarccos3*17*cos20o3*172*3tan20o73*tan arccos3*73*cos2003*732*3tan20F12*1.45*63800*1.

24、54*2.85*0.67*0.9/47*52.5*3661.5N/mm2F22*1.45*638000*2.22*1.77*0.67*0.9/42*52.5*3662.7N/mm2根圓直徑df頂圓直徑dada1d12ha512*357mmda2d22ha2342*3240mma22a(5)高速級圓柱齒輪幾何參數工程小齒輪大兇牝模數 m33齒數 Z1778壓力角12020分度圓直徑 d51234齒頂局 ha33齒根高 hf14.7514.75齒頂圓直徑 da57240齒根圓直徑 df43.5226.5規范中心距 a143b；514563.4 減速器軸及軸上零件的設計為了對軸進行校核，先求作用在軸

25、上的齒輪的嚙合力第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1.高速軸 I 設計1）按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr,調質處理，查表 15-31,取Ao1002）初算軸的最小直徑有鍵槽，故最小直徑加大 6%由機械設計手冊表 22-1-17 查得帶輪軸孔有 20,22,24,25,28 等規格，故取dmin=20mm高速軸工作首先確定各段直徑A 段：d1=20mm 有軸最小直徑算出）B 段：d2=25mm 根據油封規范，選擇氈圈孔徑為 25mm 勺C 段：d3=30mm 與軸承（圓錐滾子承 30206）配合，取軸承內徑D 段：d4=36mm 設計非定位軸肩取軸肩高度 h=3mm

26、Ft12T1d12638402432N52.5FriFt1tgncos2432tg20911.5Ncos13.8Fa1Ft2%tg2T2F2d3Ft2tgn2432tg13.8597N8312506858.5N242.4cosFt2tg6858.5tg202553Ncos12.086858.5tg12.081467.8NdminAO318.8mm高速軸 I 為輸入軸,最小直徑處跟 V 帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上p1004.813720E 段：d5=52.5mm 將高速級小齒輪設計為齒輪軸G 段，d7=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承 30206）配合，取軸承內徑F 段：d6=36mm,設計非定位

27、軸肩取軸肩高度 h=3mm第二、確定各段軸的長度A 段：L1=1.6*20=32mm 圓整取 L=30mmB 段：L2=58mm 考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取 54mmC 段：L3=24mm,與軸承（圓錐滾子軸承 30206）配合，加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設計p24）L3=B 必 3+2=16+10+2=28mmF 段：L7=21mm,與軸承（圓錐滾子軸承 30206）配合，加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設計p24）E 段：L547mm,齒輪的齒寬BI47mmD 段：L4=93mm,考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減去箱體內已定長度后圓整得L4=92mm軸總長 L=2

28、73mm2、軸 R 的設計計算1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr,調質處理，查表 15-31,取 41002）初算軸的最小直徑dminA03P1003上62230.2mmn167.83因為帶輪軸上有鍵槽， 故最小直徑加大 6%dmin=27.325mm 根據減速器的結構， 軸 R 的最小直徑應該設計在與軸承配合部分， 初選圓錐滾子軸承 30206,故取 dmin=34mm軸 H首先，確定各段的直徑A 段：di=35mm 與軸承（圓錐滾子軸承 30207）配合F 段：d6=35mm 與軸承（圓錐滾子軸承 30207）配合E 段：d5=38mm 非定位軸肩B 段：d2=

29、48mm,非定位軸肩，與齒輪配合C 段：d3=73.63mm,齒輪軸上齒輪的分度圓直徑D 段：d4=50mm,定位軸肩然后確定各段距離：A 段：L1=39mm,考慮軸承（圓錐滾子軸承 30207）寬度與擋油盤的長度B 段：L2=8mm,g 據軸齒輪到內壁的距離及其厚度C 段：L3=65mm,艮據齒輪軸上齒輪的齒寬E 段：L5=40mm,根據高速級大齒輪齒寬減去 2mm（為了安裝固定）F 段：L6=30mm 考慮了軸承長度與箱體內壁到齒輪齒面的距離D 段：L=17mm3、軸田的設計計算輸入功率 P=4.44KW 轉速 n=51r/min,T=831250Nmm軸的材料選用 40Cr（調質），選A

30、0=100所以軸的直徑：dminA03P=44.32mm 因為軸上有兩個鍵槽，故最n小直徑加大 12%dmin=49.64mm由表 13.1（機械設計課程設計指導書）選聯軸器型號為 LH3軸孔的直徑 d1=50mnri度 L=84mm軸田首先，確定各軸段直徑A 段：d1=55mm,與軸承（圓錐滾子軸承 30211）配合B 段：d2=70mm,定位軸肩，h 取 7.5mmC 段：d3=80mm 定位軸肩，取 h=5mmD 段：d4=68mm,非定位軸肩，h=6mmE 段：d5=55mm,與軸承（圓錐滾子軸承 30211）配合F 段：d6=53mm 按照齒輪的安裝尺寸確定G 段：d7=50mm,聯

31、軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A 段：L1=42mm 由軸承長度，3,A2,擋油盤尺寸B 段：L2=58mm 齒輪齒寬減去 2mm 便于安裝C 段：L3=10mm,軸環寬度，取圓整值根據軸承（圓錐滾子軸承 30211）寬度需要D 段：L4=49.5mm,由兩軸承間距減去已知長度確定E 段：L5=21mm,由軸承長度，3,42,擋油盤尺寸F 段：L6=57mm,考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G 段：L7=83mm 聯軸器孔長度軸的校核計算，第一根軸：求軸上載荷已知：Ft2432N,Fr911.5N,Fa597N設該齒輪軸齒向是右旋，受力如右圖：L181.75mm,L2132.25mmL348

32、.25mm由材料力學知識可求得水平支反力：FNH1703NFNH21136NMH65013Nmm垂直支反力：FNV1Fa496N,Ma11304Na7aFNVI1360N,FNV287NMV161640Nmm,MV211822NmmMV3106917Nmm合成彎矩M161640Nmm,M2134918Nmm,M3125132Nmmmm,由圖可知，危險截面在 C 右邊W=0.1d3=9469ca=Mca/W=14.49MPa70MPacaca軸材料選用 40Cr 查手冊70MPa符合強度條件！第二根軸求軸上載荷已知：Ft2432N,Fr911.5NFa597NFt6858.5N,Fr2553N(

33、Fa1467.8N設該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如右圖:L160.75mm,L269.5mmL348.25mm由材料力學知識可求得水平支反力：FNHI2446N,FNH2176NMHI148595Nmm,MH28552Nmm垂直支反力：Ma39486Nmm,FNVI917N,FNV265NMVI55708Nmm,MV295194NmmMV342513Nmm,MV48664Nmm合成彎矩M115894Nmm,M2176472NmmM343365Nmm,M412174Nmm由圖可知，危險截面在 B 右邊W=0.1d3=33774ca=Mca/W=5.98MPa70MPacaca軸材料選用 40C

34、r 查手冊1符合強度條件！第三根軸：求軸上載荷已知：Ft4461N,Fr1675N,Fa1134N設該齒輪齒向是右旋，受力如圖:L162.25mm,L2121.25mm由材料力學知識可求得水平支反力：FNHI2948NFNH21513NMH186490Nmm垂直支反力：Ma117000Nmm,FNVI1107N,FNV2568NMV168897Nmm,MV2185902Nmm合成彎矩Mi199810Nmm,M2263321Nmm由圖可知，危險截面在 B 右邊算得 W=19300ca=Mca/W=19.77MPa70MPa軸材料選用 40Cr 查手冊170MPa70MPa符合強度條件！3.5 減

35、速器滾動軸承的選擇1. I 軸軸承型號為 30206 的圓錐滾子軸承1）計算軸承的徑向載荷：Fr1FRNH1FrNv17032136021531NFr2FrNH2FrNv21136287221139N2）計算軸承的軸向載荷（查指導書 p125）30206 圓錐滾子軸承的基本額定動載荷 Cr=43.3KN,基本額定靜載荷 Cor=50.5KWe=0.37,Y=1.6兩軸承派生軸向力為：FFr1Fd1_2Y478N,Fd2Fr2356N2Y因為FaFd2496N356N852NFd1356N軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松Fa1FaFd2852N、Fa2Fd1356N2）計算軸承 1、2 的當量

36、載荷，取載荷系數fp1.5因為Fa18520.56e0.37X10.4,Y11.6Fr1531pifpXFr1YFa12963因為F2竺6,0.312e,X21,丫20Fr21139P2fpXFr2YFa21709所以取 PF22963N3）校核軸承壽命按一年 350 個工作日，每天2 班制.壽命 15 年.故所選軸承適用。2. II 軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：Fr1,FRNH1F；V1-2446291722612NFr2FRNH2FrNv21762652188N2）計算軸承的軸向載荷（查指導書 p125）30206 圓錐滾子軸承的基本額定動載荷 Cr=43.3KN,基本額定靜載荷 Cor

37、=50.5KWe=0.37,Y=1.6兩軸承派生軸向力為：Fd1Fr1816N,Fd2Fr259N2Y2Y因為Fd1Fa816N496N1312NFaFd21193N軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊Fa2FaFd11312N、Fa1Fd259NLh10660n（P）h1043.310()h601450296387700h2）計算軸承 1、2 的當量載荷，取載荷系數fp1.5F59因為Fa1590.026e0.37X11,Y10Fr12612P1fpXFMYFa13918NF-1312因為衛13126.98e,X20.4,Y21.6Fr2188P2fpXFr2YFa23262N所以取 PP3918N3）校核軸承壽命按一年 350 個工作日，每天2 班制.壽命 22 年.故所選軸承適用。2.田軸軸承1）計算軸承的徑向