机械方案(及机械方案基础)课程方案双斜齿轮减速器

机械设计计算说明书设计题目 双级斜齿轮减速器山东大学机械工程学院机械制造及其自动化专业完成日期2012年1月13日、设计任务书（一）设计任务铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，该减速器传动装置由一个双级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作， 工作7年。设计此传动装置。（二）原始数据运输带主动鼓轮轴输入端转矩Tw= 700N/m主动鼓轮直径D = 450mm运输带速度vw = 0.94m/s减速器设计寿命7年（三）设计工作条件两班制工作，空载启动，轻微载荷，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V、传动总体方案设计（一）平面布置简图:此传动系统由电动机驱动。电动机先通过联轴器将动力传入带轮，再由带轮传到两级圆柱减速器，然后通过联轴器及开式链传动将动力传至砂型运输带。 传动系统中采用两级 展开式圆柱齿轮减速器， 其结构简单，但是齿轮相对于轴承位置不对称， 因此要求轴有较大 的刚度，高速级及低速级均为斜齿圆柱齿轮传动。（二）电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。（三）运输带功率:n盏二益665.r/x39.895r/minTw nw9550700 39.8959550= 2.928KW传动效率传动装置选用装置效率带传动V带n 带=0.95一对滚动轴承球轴承轴承3 =0.99圆柱齿轮传动八级精度兀轮=0.97联轴器弹性联轴器联轴器小一亠=0.993链传动滚子链（开式）链CCC=0.92总效率:2 52_ 带x齿轮X滚x联x链-0.9 50.9 720.9 950.9 9320.9 2=0.7 71电动机所需输出功率:p0 旦=|=3.798KW（四）确定电动机型号:电机型号额定功率Pm满载转速nm同步转速nsY112M-44KW1440r/mi n1500r/mi n（五）计算各级传动比和效率:总传动比：.二也 144036.095- nw 39.895各级传动比：高速级传动比:低速级传动比：i 高=3.6i 低=2.8初取传动比：i减速箱=10 i带=8i减=i高i低=10解得Li 高=1.25i 低36.0951.8 3.6 2.8= 1.989（六）计算各轴的转速功率和转矩:1、各轴输入功率：P0 =3.798Kw轴 |:r=F0 =3.798Kw轴 II :Pi = R n带=3.798 汉 0.95 = 3.608Kw轴 III : RII = P” 齿滚=3.608 0.99 0.97 = 3.465Kw轴 IV : PIV =P川 n滚 齿=3.465汉0.99汉 0.97 =3.327Kw轴 V: PV =Pv 联滚二3.327 0.993 0.99=3.271Kw轴 VI : P/I链 滚=3.271 0.92 0.99=2.979Kw2、转速：轴 I:ni = nm = 1440r / minn1440轴 II :n 二一m 800r / mini 带1.800轴 III : n川=E800222.222r/ mini 高 3. 600CQQQ QQQ轴 IV、轴 V:nIV = nV =.川 =79. 365r / mini 低2. 800nv79.365轴 VI : rLi-39.902r / mini 链 1.9893、输出转矩：p3 798轴 I:T, =9550 =955025288 N mmr,1440p3 608轴 II : Tii =9550 L=955043071N mmr,i800Pm3.465轴 III : Tiii =9550 丄=9550148990N mmrm222.222卡“，PIV3.327轴 I-: TIV =9550 巴=9550400338 N mmr iv79.365p3 271轴-: Tv =9550 =9550393600 N mmrv79.365p2 979轴-I : T-I =9550 亠=9550712983N mmrVI39.902轴号参数IIIIIIIV-I输入功率P(Kw)3.7983.6083.4653.3273.2712.979转速 n(r/mi n)1440800222.22279.36579.36539.902输入转矩T(N mm)2518843071148909400338393600712983三、V带传动设计计算计算项目计算内容计算结果工作情况系数由表11.5KA=1.2计算功率Pc=KAP0Pc=4.558kw选带型由图11.15A型小带轮直径由表11.6D1=100mm取滑动率Z =1%大带轮直径D2=(1 -0.99 汽100 汉1440D2=178mm门2800大带轮转速n2 (1 -s) D 1 n10.99 汉100 汉 1440n2=801r/minD 2178计算带长求DmDmD2 + D1178+ 100139 mm22求厶A =D2 _ D1178-10039 mm2J yj 1 1 1 1 1 1初取中心距2带长L0.7(D1+D2)a2(D1+D2)即 195a4x122.9xsin2表 11.4B = (Z-1)汽 e + 2f = (4-1)汉 15 + 20v=7.54m/s i=1.798取Z=4根Fo=122.9NFQ=979.7Nb=13mmbp=11mmh=8mmq=0.1kg/mB=65mm四、齿轮传动设计（一）对高速齿轮设计：i=3.600计算项目计算内容计算结果选材大齿轮小齿轮齿面转矩T齿宽系数接触疲劳极限H lim初步计算许用接触应力Ad值初步计算小轮直径 初步计算齿宽 b校核计算圆周速度v齿数Z45钢调质硬度240HB40Cr 调质硬度 240+30=270HB齿面接触疲劳强度计算6c ll 63.608=9.5510 =9.55況10 xn1801小i + 1旳3. 6 + 1门c% = c 叫=: 0. 32 2由图12.17C，小齿轮为合金钢，大齿轮为碳钢乩1】=0.9巧吋=0.A710&H2 =0.9昉2 =0.9 汉 580由表12.16估计B =11取人=85i1 T1u+1*沁九总厂u=85 讨 43017 厂 3.600 +_55.41mm0.69江52223.600b = % d = 0. 69 汉 56 = 38. 64兀d 1n1兀汉56汉801v 60 x 100060 x 1000取 Z1 =22, Z2=i XZ1=79T 尸 43017 N mm 和=0. 69 H lim1 = 710 MPa h lim 2 = 580MPa【 h iim1 = 576MPaHlim 2 = 522MPaAd 85取 dj = 56mmb=40mmv = 2. 35m/ sZ1=22Z2=79模数m螺旋角：使用系数Ka使用系数Kv齿间载荷分系数m = di / z=56/22mt=2.545由表 12.3mn=2.5二 arccos 叶二 arccos 乂 5 m2.545由表12.9由图12.9由表12.10先求mn =2.5-二 10o5038Ka=1.25Kv=1.142_ 2 43160d1 一 56=1541 NKaRb1.25 154140=48.16 N /mm： 100 N /mm；a = ；1.88 3.2 -；1.88 一3.2=1.664bsin :P mn0.6922dZ1tan-：ntan 10o50 38-二 0.925；r =2.589丄丄Z1 Z2cos10050382279；r - ； .； 一 - 1.6640.935tan an：t = arctan cos P丄tan 20occOcC=arctano ,= 20 20 03cos10o50 38cos : b 二 cos : cos ： n / cos ： t二 cos105038 cos20 /cos20o20 03Kh - 1. 72二 0.984得 心：.=KF：.二二/ cos2 冷二 1. 664 / 0. 9842齿向载荷分布系数由表12.11非对称分布K = A B 10.6 b （ b）? . c 10%d1 di= 1.090.16 （10.6 0.692）0.692 0.31 10-40载荷系数K = KaH/K七KhR25 x J 14 x h 72 x h 201弹性系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数接触最小安全系数工作时间t h应力循环次数接触寿命系数许用接触应力-H 1由表12.12由图12.16由式12.31士1（1一0.925）竺531.664Z = cos - cos 10 50 38由表12.14，一般可靠度，取 SH|im =1.05假定工作时间七年，每年工作300天，双班制，则有t h = 730082NL1 二 60rnt n = 60180133600Nl2 = Nr / i由图12.18二 1. 61 109/3. 600H lim 1Zn1SH lim710 0.971.05| H lim 2Zn2 Sh lim580 1.081.05Kh = 1.201K=2.94Ze 二 189.8 MPaZH = 2. 46Z .二 0.784- 0.991Sh lim 二 1.05 th = 33600 hNl1 := 1.61109Nl2=4. 49108Zn1 :=0. 97Zn2 := 1.08I =656MPa -H J=597MPaW爲警：1= 189.8 2.46 0.784 0.9912 2.94 43017 3.600 1y IX40 x 5623.600计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸不需再次调整。；H =582 MPa 2 1确定传动主要尺寸中心距圆整中心距两齿轮实际分度圆直径齿宽b螺旋角齿形系数应力修正系数 重合度系数Y ；a仆 J 56 (3.600 1) “28.82 2取a=129.则2a2 129d156.087i 13.600 1d2=i Xd1 = 3.600X56.087= 201.913b= M =0.69 X56.087=38.7cos（z1z2）2a2.5 (22 79)2 129齿根疲劳强度计算ZV1ZV2由图由图avZ1cos3 r-Z2Vcos12.2112.2222cos3 11 51 06=23.579cos3 115106二 84.3二 1. 881. 88 - 3.23. 2 i01Zv223.584. 3 cos 11 51 06= 1.67Y - 0. 250. 75 = 0. 250. 75 = 0. 701. 67ava=129mmd1 = 56.087mmd2 = 201.913mmb = 40mm匕-11o5106YFa1 :二 2. 67YFa2=2. 21Ysa1 := 1.57Ysa2=1.78；av二=1. 67Y； = 0. 70螺旋角系数丫 PY莎N丫尸=1 _0.25 彗=1 -0.25x0.925 = 0.769B11 5106=1-1 1 汉 0.909 lYpminP120O1200PYp = 0.909由表12.11注2.589小 cc齿间载荷分配系数- -2.22 名 Ky前已求得 K电=心口 =1/丫厂1.43 c 2.22Kp = 1.43由图12.14b /h = 40 /( 2. 25 x 2) = 8. 89K目=1.18KfB=1. 18齿向载何分布系数厂尸K 二二= 1.25 x 1. 14 x 1. 43 x 1. 18 = 2. 40K=2.40载荷系数由图12.23c升吋=600MPa F lim 2 = 450MPa弯曲疲劳极限由表12.14SF min = 1 .25Nli=60洛行=60 x 1 x 801 x 33600 = 1.61 x 109NL1 = 1.61 X 109弯曲最小安全系数Nl2=N1 / i = 1.61 x 109 / 3. 600 = 4. 49 x 108Nl2 = 4. 49 x 108应力循环系数由图12.24Yn1 = 0. 87Yn2 = 0. 92弯曲寿命系数Yx =1.0由图12.25尺寸系数G Flim 1YN1YX4900.871.0吒F1SF lim1 .25bF1= 418MPaFlim 2YN2YXBF2 】=331MPa许用弯曲应力貶F2SF lim1 .252KT、1、，、，、八,cFl- YFa1YSa1Y 丫bdrnn心2汉 2. 4 汽 43160 小小，cc “c% = 101. 1MPa验算x 2. 67 x 1.57 x 0. 7 x 0. 908验算39 汉 56 汉 2. 5时=101. 1MPa bF1 丫 Fa2YSa2 知=61汉丫T Far Sal“彳 “2. 21 疋 1. 78=101. 1 X 2. 67 汉 1. 57 =94. 88MPa2 】 此对齿轮弯曲疲劳强度足够升2 = 94. 88MPaf2】（二）对低速级齿轮设计：i=2.800计算项目选材大齿轮小齿轮齿面转矩T齿宽系数接触疲劳极限 H lim初步计算许用接触应力Ad值计算内容45钢调质硬度240HB40Cr 调质硬度 240+30=270HB齿面接触疲劳强度计算=9.55汉 106 良=9.55汇 106 汇 3.465n2223.063由表 13.13 X 0.42 2由图12.17cH1 =0.9bHlim1 =0.9 汉 710G H2 】=0. 9。H iim 2 = 0. 9 汉 580估计0 =12取A = 81计算结果= 148347.104N mmS =0.76 H lim 1= 710 MPa H lim 2 = 580MPa pH1 639MPaH2 = 522MPaAd = 81初步计算小轮直径d Adx： u +1* 半d Rr fU取 d1=83mm,148347.1042汁80.2422.8-81弋 0.76 X -汉522b = % d1 =0.766x83 = 63.08初步计算齿宽 bb=64校核计算兀 d n1兀 x 83 x 223 .063v =60100060 x1000圆周速度vv= 0.969m/ s取 Z1=27,Z2=iZ 1=75.6齿数Z模数mm = d1 / z1 = 83 / 27Z1=27, Z2=76mt=3.074由表12.3mn=3mn=3m3p = arccos=arccos 叶3. 074螺旋角由表12.9P = 12o3550由图12.9Ka=1.25使用系数Ka由表12.10先求Kv=1.09动载系数Kv2T12X48347.104- -齿间载荷分系数H = d1 =83一 = 3374.629NKAFt 1.25 汉 3374.629 -=69.817N / mmc100N/mmb64J = 1.88 - 3.2丄 + 丄 1 cos P0 Z2丿=卩.88-3.2cos1203550L2776 丿Jbsin P半d ZiR 0.76汉 27 丄,c0cl，lc“% =1.680邛-tanP =tan12035 50兀mn兀ji彗=1.460i r = 3.140；r = ；-.；-： = 1.680 1.460,ta nantan 20:-1 二 arctanarctan0 ,cos：cos1235 50= 2047 10齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数工作时间t h应力循环次数Nl接触寿命系数Zncos ：b =COS : COS： n/COS： t= cos1203550 cos20 /cos2047 10= 0.979由此得 心一二心一二:/ cos2 宀二 1. 678 / 0. 9792由表12.11汕2皿64 264 2-1.17 0.16 (1 0.6 ()2) ()283830.61 10” 64K = KaK/Kh-K = 1.251.091. 7511.338由表12.12由图12.16由式K- =1.75312.31因1取；=1故守1仆680Z=cos ： = cos 12 o35 50假定工作时间七年，每年工作300天，双班制，则有 =7 300 8 2N =60rntn =60 1 223.063 33600Nl2二 N“/i由图12.18497 1082.828K応-1.338K=3.196Ze =189.8 MPaZH = 2. 44Z ； - 0. 772Z =0. 988 th 二 33600 hNL1 =4.497 108NL2 606 108Zn 1 = 1.08Zn 2= j 13许用接触应力验算中心距螺旋角两齿轮实际分度圆直径齿宽b齿形系数L1 H 2| _ H lim 1Zn1 SH lim| _ C H lim 2Zn2Sh lim二ZeZhZ Z710 1.081.05580 1.13 1.052KT1 u 1 lbd12 u= 189.8 2.44 0.772 0.9882 3.196 148347.104V64 汉 8322.8 12.8计算表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。确定传动主要尺寸d1(i 1)283 (2.828 1)=157.7 mm将中心距圆整到 158mm, 则任m(Z1 +Z2)-2 二 arccos 2a3 x(27 + 76)二 arccos 2 x 158二 12 456 2a2158d1 =83.158mmi 12.828 1d2 = i Xd1 = 2.828X83.158= 232.842mmb1 = ;：dd1 = 0.76 X83.158= 63.200mmb2 = d -5 = 61mm齿根疲劳强度计算ZV1_乙27cos3 : 2 cos312456-28.877Z276ZV233 厂=81.283cos cos 12 4 56由图12.21二 H1 =730.286MPa；H2二 624. 190MPa二H =603.480 MPaV L H2a=158mm- 2 = 12o456d1 = 83.158mmd2 = 232.842mmb2 = 61mmb1 = 66mmYFa1 = 2. 54YFa2 二 2. 22应力修正系数重合度系数由图12.221.88 _ 3. 2=.匚 88 _ 3. 2290. 25 75V2+ | cos 12456 = 1. 689820. 250. 75 二 0. 6941. 689螺旋角系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数许用弯曲应力验算二 1 - 0. 25、二鳥=11 - 0. 251 = 0. 75120456 =。.895 Y”1200Ysa1 二 1.615Ysa2 二 1.780；av = 1. 689Y；二 0. 694Y： = 0. 895由表12.11注；r3. 1902. 71. 0890. 694前已求得 心-.=1.753 ： 2.7故 =1.753由图12.14b/h =64/(2.25 3) = 9.778心：=1.27K = KaK/Kf-K? = 1.251.091. 7511.27 =3.030F1I _ F lim 1YN1YXSF lim600 0.93 1.01.25-F1| F lim 2YN 2YXSF lim440 0.97 1.01.25K =1.7531.27K = 3. 030+ 丄 446.4MPaF J - 341.4MPa2KT、1bd1mYFa1Ysa1Y;Y：64 40.835 汉 3=147.584 ： LF1 】2.54 1.615 0.694 0.895F147.584MPa,丫Fa2丫Sa2v V T Fa1 T Sal一1.78 汉 2.22=147.584 x1.615x2.54 = 142.170 v bF2 】此对齿轮弯曲疲劳强度足够。-F5818856 198980 284 322571 58=2188IIFr2 = Fr1 * Fr1 - Fq= 1352 571 -982Ft 1581881536 58188F R2 二 F - Fr1 二 1536 - 474轴材料为40Cr调质插入法查表16.3得厂-1b60ot =CT0b102. 5:T =0.59 43017 N mm右轴颈中间截面MeB= . Mb 2( : T)2 = 960402 251812 = 99286N mm小齿轮中间截面MeC= .Mc2(:T)2 = 766762 251812 = 80705N mmN-最小轴颈估算M eBdB 专07熬=25.48血M eCde -1.03 3 0.1坊亠=1.03气| 80705 = 23.78mm、0.1 汇 60FR1 = 1352NFR2 二 941NFR；二 474NFr2 二 1062N二 0b = 102.5Mpa卜-_何二 60Mpa:-=0.59.zT = 25181 N mmM eB = 99286N mmM ec 二 80705N mmdB _ 25.48mmde _ 23.78mm轴受力图281Fn=571N水平面受力图f FQ=980N FR1=1352NFR2 943NFai=322N水平弯矩图垂直受力图FR1 =474NFt仁 1536N垂直弯矩图合成弯矩图转矩图43017当量弯矩图992868070582374轴的结构化对轴川进行设计初定轴长：根据指导书5-1图所给出的参数初定主动轴的长度 如后图所示：1、左轴承中心到低速级小齿轮中心的距离：,E厂b3L1D a 2 2= 20 / 2101566 / 2 = 682、低速级小齿轮中心到高速级大齿轮中心的距离:二 66 15 40 二 68高速级大齿轮中心到右轴承中心的距离:L3a D E2 2=45 . 151020 = 57. 52 2取 L1=70mm取 L2=70mm取 L3=58mm斜齿螺旋角齿轮直径小齿轮3受力转矩圆周力径向力轴向力大齿轮2受力转矩圆周力径向力轴向力画轴受力图计算支承反力水平面反力垂直面反力由此前计算结果可知T 3=T|Ft3 =2T3/d 3 = 2x148909/83158Fr3 = Ft3 tanon /cos02 = 358仆 tan200/cos124 56Fg = Ft3 tan B 2 = 3581 tan 124 56T 2=T 111Ft2 =2T2/d2 =2X48909/201.913Fr 2 = Ft2 tan。n / cosP 1 = 1475沢 tan 20 / cos1151 06=Ft2ta n01 = 1475a n11o5106图形如后页小3d 2Fr3 沢 L1+Fa3 沢寸+Fa2 沢屮 一F/L3F = 2 21 R419883158201.9131333汇 70 +767 況+310江549江 582 2198F = F -F - F厂R3厂r3厂R4厂r2=1333-630-549Ft 异 128 + Ft2x58 3581% 128+147558FR3 =198198F R4 = Ft3 + Ft2 fR3 = 3581 +14752747% =11510602 = 12456d2=201.913mmd3=83.158mmT3=148909N mmFt3 = 3581NFr3 = 1333N767NT2=148909N mmFt2 = 1475NFr2 = 549NF,310NFr4 =630NFr3 = 154NFr3 = 2747NFr4 = 2309N许用应力许用应力值应力校正系数当量转矩当量弯矩校核轴颈轴的结构化二 0b二 102.5Mpa匚 _1b = 60Mpa:-=0.59:T = 87856 N mmM eB 二 215674N mmM eC 二 160254N mmdB _ 33.993mmdC _ 30.789mm轴材料为45钢调质插入法查表16.2得二 _ 1b60CTOb102.5二汀=0.59 148909 N mm右轴颈中间截面MeB= , Mb2( ： T)2 = 11969682 878562 = 215674N mm小齿轮中间截面Mec= . Mc2 ( T)2 =、1340252 878562 “60254N mmN-最小轴颈估算dB _1.03 3 MeB =1.03 3 215674 = 34.205mm.0.1 j0.1 60dC 31.03 心丨 MeC =1.03汇 J160254 = 31.002mm,0.1二b0.1 60Ik更*.5? 51轴受力图水平面受力图水平弯矩图垂直受力图垂直弯矩图合成弯矩图转矩图当量弯矩图198FR4 630NFR3 =747NFR4=309N斜齿螺旋角齿轮直径小齿轮受力转矩圆周力径向力轴向力画轴受力图 计算支承反力 水平面反力垂直面反力对轴IV进行设计初定轴长：根据指导书5-1图所给出的参数初定主动轴的长度 如后图所示：1、左轴承中心到低速级大齿轮中心的距离：1E门b4J = 一 + D+ a + 一2 22061=_ 十 10 + 15 + = 65. 5222、低速级大齿轮中心到右轴承中心的距离：L2 = 198 - Li = 132由此前计算结果可知T 4=T|VFt4 =2T4/d4 = 2 700338/232842Fr 4 = Ft 4 tana n / cos卩 2 = 3439 汉 tan 20 / cos124 56F( = Ft4 ta nP 2 = 3439 “a n124 56图形如后页d4Fa存 4 +F/L2Fr5 = 2188232 842736 沃一:+1286X3221981 1FR6 二 Fr4 - Fr5=1286-1280取 L1=66mm取 L2=132mm為=124 56 d4=232.842mmT4=400338N mmFt44 = 3439NFr4 = 1286N氐=736NFr5 = 1280NFr6 = 6N许用应力许用应力值应力校正系数当量转矩当量弯矩F R5Ft4 132 3439 132198-198FR6 = Ft4 -FRs =3439-2293轴材料为45钢调质插入法查表16.2得二-1b60a crob102. 5:T =0.59 400338 N mm右轴颈中间截面FR5 = 2293NFr6 -1146N二 0b = 102.5Mpa二 _何二 60Mpa:-=0.59. T = 236199 N mm校核轴颈M eB = 284903N mmM eC 二 272091N mmMeB= . Mb 2(: T)2 = J733212 23611辺= 284903N mm小齿轮中间截面MeC= Mc2 C T)2 =、1513402 2361192= 272091N mm最小轴颈估算轴的结构化dB-1.033M eB0.1二-1b= 1.03 3 284903 = 37.859mm 0.1汇 60dC _ 37.30mm轴受力图水平面受力图水平弯矩图垂直受力图垂直弯矩图合成弯矩图转矩图当量弯矩图Fa4=736NFr4=1286N1FR5 1286NFR6=6N84480792173321400338六、轴承的选择与设计1、轴II上滚动轴承的设计预期寿命取13000h由齿轮受力情况可求出轴承受力和轴向力FnFriFa=322NFsiFS2按承载较大的滚动轴承选择其型号。 方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合7000AC计算项目计算内容计算结果外载荷轴向力Fa=3227NFa=322Ne表 18.7e=0.68径向载荷附加轴向力Fri =祚巳 卄巳=J13522 +4742FR1 =1432.683NFr2 = JFr； +Fr2 =J7412 +10622Fr2 =1418.917NFS1 =0.68FR1 =0.68432.683FS1 =974.224N轴承轴向力FS2 =0.68Fr2 =0.68418.917Fs2 = 964.864N因Fs + Fa =1286N FS2右轴承压紧Fa2 =Fsi +Fa = 1286NFa2 =1286NFai =Fsi =974NFa1 = 974N由 Fa/Fr，确定X、Y值冲击载荷系数当里动载何计算额定动载荷选轴承Fa1 974=0.68 = eFR11432亠士R1由表18.7Fa2 1286 nQd=0.91 =eFR2 1419表 18.8R = fX1FRHY1FaJ=1.Vc 1432.683B = fd (X2Fr2 +Y2Fa2 )=1.1 汇(0.41 x 1419 十 0.87 x 1286)因为P1Cr可得，应选用7207AC轴承Cr=22000NCrX1=1 Y1=0X2=0.41 Y2=0.87 fd=1.1R =1573.951NP2 =1870.671NCr = 15984.412N 选用7207AC轴承2、轴川上滚动轴承的设计按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号7000AC计算项目计算内容计算结果外载荷轴向力Fa =Fa3-Fa4 = 457N指向轴承 4Fa = 457Ne表 18.7e=0.68径向载荷Fr3=Fr3 +Fr3 =J27472 +1542F R3附加轴向力= 2751.313NFr4 =#Fr4 +Fr4 =P23092 +6302F R4= 2393.404N轴承轴向力FS3 =0.68Fr3 =0.68 2751.313Fs4 二 0.68Fr4 二 0.68 2393.404因 FS3 Fa =2327.843N FS4右轴承压紧Fa4 - FS3FaFa3 二 FS3由 Fa/Fr,确定X、Y值冲击载荷系数当量动载荷计算额定动载荷选轴承a3F R3表 18.81870.8932751.3132327.8032393.404=0.68 = e由表18.7=0.98 eP3 = fd X3FR3 Y3Fa3 =1.1 2751.313巳=fd X 4 FR4 Y4 Fa4= 1.10.41 2393404 0.87 2327.803因为P3Cr可得，应选用7207AC轴承Cr=22000NCrF S3870.893NFs4627.515NF a4-2327.803NF a3= 1870.893NX3 = 1 Y3=0X4=0.41Y4=0.87fd=1.1二 3026.444N= 3307.133NCr85