設計題目:二級圓錐齒輪-斜齒圓柱齒輪減速器原始數據：運輸帶拽引力F=3600N運輸帶速度v=1.0滾筒直徑D=300mm使用年限5年，雙班制每年按300天計算速度允許誤差±5%一確定傳動方案圖所示為電機直接與圓錐齒輪——圓柱齒輪減速器相聯結，結構緊湊，運動平穩。二選擇電動機傳動裝置總效率門二門2門珥門門=0.992X0.994X0.96x0.97x0.96=0.8415叫=0.99聯軸器傳動效率門2=0.99滾動軸承效率門3=0.96圓錐齒輪傳動效率門4=0.97圓柱斜齒輪傳動效率門5=0.96卷筒傳動效率工作機輸入功率:p巧=fv=3600X1.0=3.60kw電動機所需要功率：p='wkw= =4.278kwd門0.8415確定電動機的型號：運輸帶鼓輪的工作轉速為：60x1000xvn==63.66r/min按課程設計指導書表-1查得圓錐-圓柱斜齒輪的傳動比一般范圍為:錐齒輪：i1范圍是2到3,斜齒輪i2范圍是3到6,故電動機轉速：n=i-n=(6~18)x63.66r/min=381.96?1145.88r/min根據功率p>p,且轉速滿足381.96vn<1145.88r/min選電動機型號為：Y132M1-6參數：額定功率為：P=5.5kw電動機滿載轉速1=960r/minm電動機的軸伸出直徑D=38mm，電動機的收伸長度t=80mm三運動學和動力學計算：1總傳動比及其分配總傳動比i=n/n=960/63.66=15.082分配減速器的各級傳動比直齒輪-圓柱斜齒輪傳動比錐齒輪傳動比：ii=3圓柱斜齒輪傳動比：i2=5.27計算減速器各軸轉速：軸一的轉速： n = n = 960r/min軸二的轉速： n = nm/i =960/3=320 r/min軸三的轉速： n = n /i =320/5.27 = 60.72r/min軸四的轉速： n = n = 60.72r/min減速器各軸功率計算；p=^nn=4.278X0.99X0.99=4.193kwp=pnn=4.193X0.99X0.96=3.985kwp田=p“n2n4=3.985X0.99X0.97=3.827kwp、筒=pnn=3.827X0.99X0.96=3.637kw5.減速器各軸功率轉速.轉矩電動機的輸出轉矩： T=9550P/n=42.56N?m軸一的輸入轉矩： T = Tnn=41.7〈N?m軸二的輸入轉矩： T = Tinn=118.93N?m軸三的輸入轉矩： T = Tinn=601.88N?m軸四的輸入轉矩： T4 = Tn1n5=572.08N?m直齒圓錐齒輪傳動的設計計算:齒面接觸疲勞強度設計：1）選擇齒形制GB12369-90，齒形角20由題可知，小齒輪選用40Cr，調制處理，硬度為240~280HB，平均硬度280HB；大齒輪選用45號鋼，調制處理，硬度為240HB，。2）齒數z和精度等級：取z=24,z—iz=3x24=72,取72精度等級取8級一般情況下，閉式齒輪設計，先按接觸強度初步確定主要尺寸，即d>292? ,KT "］2\中rG—0.5中r*u［"h］J3） 試選載荷系數孔=1.34） 計算小齒輪傳遞的轉矩T—955x105p=4.171x104N?m15） 取齒寬系數：Wr=0.306） 確定彈性影響系數：由表10-6，Z=189.8MP湛7） 由圖10-21按齒面硬度查的小齒輪的解除疲勞強度極限qh「1—600MPa，大齒輪的q引.2—550MPa8） 根據循環次數公式［3］式10-13,計算應力循環次數：N1—60n1jLh=60x960x1x2x8x300x5—1.38x109N=N=4.61x108u9） 查［3］圖10-19得接觸疲勞壽命系數：%1=0.94，匕廣0.9510） 由［3］式10-12計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S—1，

Q]=HN1Hliml=564MPa

H1S 'H[b]=《hn2°~hiim2=522.5MPaH2SH計算1）由接觸強度計算出小齒輪分度圓直徑:KT

%KT

%G—0.5匕*u就83.88mmd1=d^(1-0.5^日)=71.30mm2）齒輪的圓周速度v=黑屬=3.58m/s60x10003）計算載荷系數:a：齒輪使用系數，查［3］表10-2得KA=1.25b：動載系數，查［3］圖10-8得K尸1.17c：齒間分配系數，查［3］表10-3得K=K=1Ha Fad：齒向載荷分布系數K=K =1.5KHP FP H.be查［3］表10-9得KHpbe=1.25，所以K耶=Kp=1.8752.74￡：接觸強度載荷系數K=%%爪如K耶=1.25x1.17x1x1.8752.744）按載荷系數校正分度圓直徑《=?寸K/K=96.49mm…dm=；=4.02mm取標準值，模數圓整為m=4mm15）計算齒輪的相關參數d=mz=96mm，d=mz=288mm

"=arctan孔=18。25'16'',5=90。-5=71。34'44”Z2:z、 .R=d_-1 =151.789mmi26）確定齒寬：b=WrR=45.53mm圓整取b=b=46mm校核齒根彎曲疲勞強度①載荷系數K=2.74z ②當量齒數zz ②當量齒數z廣一廣=25.3

v1cos51z= 2_=227.9v2 cos52查［3］表10-5得YFa1=2.61,YS1=1.592，七2=2.06,\2=1.97取安全系數S=1.4F%2=0.9bfe1=450MPa，%2=0.9bfe1=450MPa，FN1查［3］圖10-20(c)得彎曲疲勞極限為：bfe2=410MPa許用應力fe2=263.6MPa計算得bf1=74.4MPa＜［bffe2=263.6MPa計算得bf1=74.4MPa＜［bf］1F1SF⑤校核強度，由［3］式10-23b= 2町"“ V［b］Fbm2(1-0.5y)2zFRb=26.5MPa<［b］可知彎曲強度滿足，參數合理。斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算:齒面接觸疲勞強度設計1）選擇齒輪材料，小齒輪40Cr,調制，硬度260HB，大齒輪45號鋼，調制，硬度240HB.2）精度等級取8級。3）試選小齒輪齒數七=21z2=i2z1=5.27x21=110.67取Z2=111〃—七_111_c9Q調整后u=虧-可-5.294）初選螺旋角6=12齒面接觸疲勞強度計算：1）按齒面接觸疲勞強度設計查［3］（10-21）有齒面接觸疲勞強度設計公式2zHZ蒞2zHZ蒞1+〃>_11＞試選載荷系數:"82＞計算小齒輪傳遞的扭矩：T=9.55x106P=1.19x105N-m2 n23＞取齒寬系數：'d二114＞確定彈性影響系數：由［3］表10-6，Z/=189.8MPa25＞確定區域系數：查［3］圖10-30，標準直齒圓錐齒輪傳動：Z=2.5

6＞根據循環次數公式［3］式10-13,計算應力循環次數:N1=60勺jLh=60x960x1x5x2x300x8=1.38x109N=N=2.61x1082u查［3］圖10-19得接觸疲勞壽命系數：Khn1=0.95，查［3］圖查［3］圖10-21(d)得疲勞極限應力：。Hliml=600MPa，b.=550MPa由［3］式10-12計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數sh=1.0，[b]=''HN1_Hlim1=570MPa，h1SH[b]=''HN2_Hlim2=533.5MPah2SH[b]=[bH，+[bhL=551.75MPaH 27＞由[3]圖10-26查得七=七1+七2=0"8+O'"=1.6658＞代入數值計算小齒輪直徑:d1t=60.94mm＞2KT2u+】（￥）2d1t=60.94mm3峭u [b]9＞圓周速度v=兀'『2=1.02m/s60x100010＞齒寬b及模數mnt，b=4xd=1x60.94mm=60.94mm

m=di*，=2.84mmntz1h=2.25m=6.39mmb/h=9.5411＞計算縱向重合度％=0.318?/]tanp=1.4212＞計算載荷系數：齒間載荷分配系數KHa由表12.10,先求=3905N廣 2T 2x1.19x105=3905N60.94F=—260.94d1t1.25x1.25x390560.94=80.1N/mm＜100N/mma：齒輪使用系數，查［3］表10-2得Ka=1.25b：動載系數，查［3］圖10-8得%=1.1c：齒間分配系數，查［3］表10-3得K=K=1.4Ha Fad：查［3］表10-4得齒向載荷分布系數K =1.457Hp2.80查［3］圖10-13得K鄧=1.352.80￡：接觸強度載荷系數K=KK七匕=1.25x1.1x1.4x1.45713＞按載荷系數校正分度圓直徑K…°d=di—=70.68mmt14＞計算模數m=d1C0S'=3.29mmnzi3）按齒根彎曲強度設計由［3］式10-17'2KTYcos2PyYm＞J ^~3 F^Sa-d1a F1＞計算載荷系數K=KKKfKFp=1.25x1.1x1.4x1.35=2.5992＞由縱向重合度％=1.42，從［2］圖10-28得Yp=0.91z3＞計算當量齒數七二?=22.4cos3pz=Z2 =118.6v2COS3P4＞由［3］圖10-20得彎曲疲勞強度極限。fe1=500MPa，aFE2=430MPa5＞由［3］圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn1=0.92，,2=0.956＞取彎曲疲勞安全系數S=1.4F由［3］式10-12得［a］="fn1。fe1=328.57MPaf1SF［a］=爪fn2一fe2=291.79MPaF2SF7＞由［3］表10-5得齒形系數YFa1=2.76，Y^2=2.172得應力校正系數丫如=1.56,YSa2=1.7988＞計算大、小齒輪的fv并加以比較。FYY YYFa1Sa1=0.013104， Fa2Sa2=0.013384F1 "FL大齒輪的數值大。9＞計算得m＞1.898mm，去m=3.0mm10＞校正齒數

Z=dc°s'=23.04E23,z=uz=121.89^1221m 2 1n11＞圓整中心距a=(Z1+z2,=222.39mm2cosP圓整為a=223mm12＞修正螺旋角P=arccos(Z1+Z2)m=125018"2a變化不大，不必修正前面計算數值。13＞計算幾何尺寸d=^m=d=^m=70.77mm1cosP，d=王生=375.38mm2cosPb=4d=70.77mm，取齒寬為B1=76mm,B2=71mm六、軸的設計計算1、I軸的計算軸上的功率P1=4.193kW，轉速n1=960r/min，轉矩T1=41.71N-m，錐齒輪小齒輪平均分度圓直徑dmi=71.30mm求作用在齒輪上的力圓周力F-艾=1170N，軸向力F—Ftancos=403，徑向力td ata§1m1F=Ftan^sin§】=134.55N初估軸的最小直徑先按［3］式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據［3］表15-3，取A0-110，于是得, ，P…cd=AJ，——16.38mm"'1由于輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸徑。為了使所選軸徑d12與聯軸器孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查［3］表14-1T=K?=1.5x41710—62565N-mm查［1］附表表8-5，由于電動機直徑為38mm，所以選取型號為LH3,孔徑選為30mm。聯軸器與軸配合的輪轂長度為60mm。軸的結構設計<1>擬定軸上零件的裝配方案，如下圖根據軸的初步設計<2>軸的長度的確定A軸段/,半聯軸器型號直徑為30mm，有段應有軸肩定位，半聯軸器與軸配合1的孔長度為60mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故/應比孔長度略短些，取/=58mm。8軸段〈,先初步選定軸承型號，有受力情況選擇圓錐滾子軸承，型號取30207,內徑35mm，故可確定刁=35mm,長度應略小于軸承內圈寬度17mm，l=16mm(一般為利于固定l比8小1mm)3C.由經驗公式算軸肩高度：h=0.07x35+(1-2)=(3.5~4.5)mm,取軸肩高為5mm,確定刁=43由《機械設計課程設計》要求可得 4lr2d-2xf-1]=54mm.取1=60.4 3 [23) 4D根據軸承安裝方便的要求，取幺氣均比d《J、1mm，得d=40mm，d=34mm根據安裝軸承旁螺栓的要求，取12=40mm.根據齒輪與內壁的距離要求，取15=16mm.E.根據齒輪孔的軸徑和長度，確定d=32mm,小齒輪輪轂長度為50mm，6齒輪左端面距離套杯約為8mm，再加上套杯厚度，確定軸段16=54mm。確定軸上各力作用點及支點跨距由于選定的是深溝球軸承，其負荷中心在軸向寬度的中點位置，F零件的周向定位查［3］表6-1得左端半聯軸器定位用平鍵，寬度為8mm，高度7mm，長度略小于軸段，取50mm，選取鍵8x50，右端小齒輪定位用平鍵，寬度為10mm，8mm，長度略小于軸段，取40mm，選取鍵10x40mm。G軸上圓角和倒角尺寸參考［3］表15-2，取軸端倒角為1.2mm，圓角取1.6mm求軸上的載荷TOC\o"1-5"\h\z圓周力F=艾=1170N，軸向力F=Ftancos=403，徑向力td 「ta §imiF=Ftan/in51=134.55NF=F頑一七、￥=207.27N，r1v 68F=F+F=610.27N，F=FX51=877.5N，r1H 68F=F+F =2047.5N，M=Fx68=14094.36N?mm，M=Fx51=20553N?mmMh=Fhx68=59670N?mm， 'M=M2+M2=61312N?mm,M=；M2+M2=63110.5N?mm1 H V1 2*H V2

根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示59760Mnn63110,5Nmn按彎扭合成應力校核軸的強度由上圖可知，應力最大的位置，只需校核此處即可，根據［3］式15-5及以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取a=0.6，軸的計算應力

bca0.1x323M2+(a?1)2_J108949.52+(0.6x41710)^34bca0.1x323查［3］表15-1得［b「=60MPa，因此b<［b1］，軸安全。2、II軸的計算軸上的功率P=3.985kW，轉速n=320r/min，轉矩T=118.93N-m，求作用在齒輪上的力大圓錐齒輪：大錐齒輪的平均分度圓直徑dm2=d2(1-0*5^R)=244*8mm圓周力F=971.65N，軸向力tF=134.55N，徑向力F=403N斜齒圓柱齒輪：圓周力F=奚=2x1.19x105=3365N軸向力10d1 60.94-F-FtanaF=頊 n=1252.31N尸0 COS「徑向力F0=F0tanp=715.25N。初估軸的最小直徑先按［3］式15-2初步估算軸的最小直徑。由于此軸為齒輪軸，選取軸的材料應同斜齒圓柱齒輪一樣，為40Cr，調質處理。根據［3］表15-3,取A0=100，于是得d=AJ烏=23.18mm2軸的結構設計①軸段1-2,選用軸承型號為30207，軸段直徑為35mm，齒輪端面距離箱體內壁（即擋油板厚度）取9mm，軸承距內壁2mm，所以軸段長度取30mm。。軸段2-3，齒輪輪轂長度為48mm，軸段長應該短2mm，軸段長度定為46mm，直徑為齒輪孔徑40mm。軸段4-5，由設計結果，斜齒圓柱小齒輪分度圓直徑為70.77mm，齒寬為76mm，取此軸段為76mm，此處選擇軸輪結構。具體軸頸見小圓柱斜齒輪。軸段6-7,用于裝軸承，擋油板厚度9mm長度取28mm，直徑取35mm。O軸段5-6，軸承應該距離箱體內壁2mm左右，且小齒輪端面距離箱體內壁8mm左右，長度取10mm，又根據軸肩定位需要，軸徑取42mm。（?軸段3-4，由于箱體內壁應該相對于輸入軸的中心線對稱，通過計算此段長度為22mm，又有定位需要，軸徑取42mm。零件的周向定位查［3］表6-1得齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于軸段，取38mm，選取鍵12x38。O軸上圓角和倒角尺寸參考［3］表15-2，取軸端倒角為1.2mm，圓角取1.6mm求軸上的載荷根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受力和彎矩扭矩如表所示載荷水平面H垂直面V支反力FF=188N,F1=1067NF=1758N,尸=2622N彎矩MM=24219N-mm，M日1=48549N-mmH2Mv=119301N-mm總彎矩M=J242192+1193012=121735N-mmM=/485492+1193012=128801N-mm扭矩TT2=118930N-mm彎矩和扭矩圖如下:L胡8Q1N叩M 1力73SN咐卜(6)按彎扭合成應力校核軸的強度由上圖可知，應力最大的位置，校核此處即可，根據3］式15-5及以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取a=0.6，軸的計算應力bca=8.13MPabca查［3］表15-1得［b1］=70MPa，因此b<［a1］。另外小齒輪的兩個端面處較危險，右端按照軸頸35mm，若彎扭組合按照最大處計算，有b=睥12W(以T)2=31.5MPa，所以最終可以確定彎扭校核結果為安全。3、III軸的計算軸上的功率P3=3.827W，轉速n3=60.72r/min，轉矩孔=601.88N-m，求作用在齒輪上的力圓周力F=3207N，軸向力F=1194N，徑向力F=730N初估軸的最小直徑先按［3］式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質處理。根據［3］表15-3，取氣=97，于是得5d.>Ap=38.6mm，此處有一個平鍵，直徑增加5%，得出直徑最小'“3為40.53mm。由于輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸徑。為了使所選軸徑d12與聯軸器孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查［3］表14-1T=K?3=1.5x601880=902820N-mm選取型號為HL4，孔徑選為42m。聯軸器與軸配合的輪轂長度為84mm。軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案，如下圖軸段7-8，由聯軸器型號得直徑為42mm，右端應有軸肩定位，軸向長度應該略小于84mm，取80mm。。軸段4-5，此處與大齒輪配合，取直徑為齒輪孔徑70mm，長度略小于輪轂長度取為68mm。軸段5-6，選取軸承型號為33109，由軸承內圈直徑得軸段直徑為45mm。又考慮大齒輪與小齒輪的配合，大齒輪與內壁距離為10mm。軸承距離內壁取2mm左右，最后確定軸段長度為48mm。軸段3-4,此段用于大齒輪定位，軸肩高度為4mm，所以直徑取78mm，長度取10mm。O軸段2-3，左端用于軸承定位，軸肩高度取5.5mm，直徑為52mm，又有軸承距離內壁2mm左右，軸段長度得出為71mm。(?軸段6-7，根據軸承和端蓋寬度，再是軸稍微伸出一段，確定軸段長度為20mm，直徑取軸承內圈大小為43.5mm。軸段1-2，此段裝軸承33109，軸頸去45mm，軸段長度去26mm。零件的周向定位查［1］附表4-1得左端半聯軸器定位用C型平鍵，寬度為12x8mm，長度略小于軸段，取70mm，選取鍵12x70，右端大齒輪定位用平鍵，寬度為20x12mm，長度略小于軸段，取60mm，選取鍵20x60。軸上圓角和倒角尺寸參考［3］表15-2，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm求軸上的載荷根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示圓周力Ft=3207N，軸向力F=1194N，徑向力F^=730N支反力：F=1113N,F=81N,F=1123.3N,F=2083.7N彎矩心：M=143782.4N?mm,M=142464N?mm,M=5589N?mm總彎矩：M1=202408N?mm，M2=143875N?mm按彎扭合成應力校核軸的強度由上圖可知，應力最大的位置，只需校核此處即可，根據［3］式15-5及以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取a=0.6，由［3］表15-4查的W公式，軸的計算應力

b y；M22b y；M22+(a"ca W查［3］表15-1得［。］=70MPa-1精確校核軸的疲勞強度①判斷危險截面截面1，2,6,7只受扭矩作用，應力集中均將削弱軸的疲勞強度度較為寬裕確定的，所以截面1，v2024082+(0.6x601880)2、 12.15MPa0.1x703因此b<”「，軸安全。雖然鍵槽軸肩及過渡配合所引起的但是由于軸的最小直徑是按扭轉強2，6，7均無需校核。由上述計算已知齒輪中點C處應力最大，截面4的應力集中影響和截面5的相近，但截面4不受扭矩作用，而且截面較大，所以不必做強度校核。截面C上雖然應力較大，但應力集中不大而且這里的軸頸最大，故截面C也不必校核。顯然截面3也不用校核，所以只需校核截面5兩側即可。截面5的左側抗彎截面系數w=0.1H3=0.1x703=34300mm3抗扭截面系數W=0.2d3=68600mm3T截面4左側的彎矩為54.5-32.5M=202408x =81706N-mm54.5截面6上的扭矩為T3=601880N-mm截面上的彎曲應力b=M=切皿=2.38MPabW34300截面上扭轉切應力T601880t=^^= =8.77MPatW68600T軸的材料為40Cr，調質處理。由［3］表15-1查得b=735MPaq=355MPa具=200MPa。綜合系數的計算查［3］附表3-2，由d=70=°03，D=「56經直線插入，得因軸肩而形成的理論應力集中為a=2.14，a^=1.81，由［3］附圖3-1得軸的材料敏感系數為0。=0.81，q=0.85，則有效應力集中系數為，按［3］式（附表3-4）k=1+q(a—1)=1.92k=1+q(a—1)=1.69由［3］附圖3-23-3查得尺寸系數為8b=0.73，扭轉尺寸系數為&=0.9，查［3］附圖3-4軸表面未經強化處理，軸采用精車加工，表面質量系數為七=%=0.86，=1，則綜合系數值為K=―^+——1=2.06b8P碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為w=0.1，b安全系數的計算軸的疲勞安全系數為S= 1 =45.3。K。+W。(Ja(5mTS= 1 =7.44TKT+WTTaTmS=gt—=7.34>S=1.5CflJS2+S2'bT故此處安全。截5的右側抗彎截面系數W=0.16/3=0.1x453=9112.5mm3抗扭截面系數W=0.2心=18225mm3T截面5右側的彎矩為M=817062V?mm截面5上的扭矩為T=601880A^-mm3截面上的彎曲應力M_M_81706廠布—9112.5=8.97MPa截面上扭轉切應力60188018225=33MPa軸的材料為40Cr,調質處理。由［3］表15T查得Q=735MPaq=355MPa,T=200"。。B -1 -1綜合系數的計算查［3］附表3-2,由匕=￡=0.044，-=1.56d45. d經直線插入，得因軸肩而形成的理論應力集中為a=2.14，七=1.81，由［3］附圖3-1得軸的材料敏感系數為q=0.81，七=0.85，則有效應力集中系數為，按［3］式(附表3-4)k=1+q(a-1)=1.92k=1+q(a-1)=1.68由［3］附圖3-2,3-3查得尺寸系數為e=0.75，扭轉尺寸系數為&=0.85，查［3］附圖3-4，軸采用精車加工，表面質量系數為P=P=0.82，軸表面未經強化處理，即6q=1，則綜合系數值為K=—<s~+——1=3.78,K=-^+ —1=3.19b b T T碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為vb=0.1，vT=0.05安全系數的計算軸的疲勞安全系數為S= ^-1 =10.47bKb+vbTS= 1 =3.74TKt+vtS=—bt-=3.52>S=1.5c*2+S2故此處安全。綜上得出，此軸疲勞強度達到要求。七、軸承的計算1、I軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力F］=vF1+F《］=902N，查［1］附表表6-6,得Y=1.6,F2=、與2+哈=2137Ne=0.37，匕=54.2kN、一., F 廠派生力Fd1=27 &9，d2F…-r2=667.8N2Y軸向力F=134.55N，左側軸承壓緊由于F+F22=134.55+667.8=801.55N〉氣、所以軸向力為F=801.55N，F=667.8Nal當量載荷F…a2=0.31<eF ，r2由于以=0.89〉e，1所以X_=0.4，七=L6,乂疽1，Yb=0O由于為一般載荷，所以載荷系數為fp=1.1，故當量載荷為P=f(XF+YF)=1808NpAr1 Aa1P=f(XF+YF)=2351NpBr2 Ba2軸承壽命的校核Lhl106Cr ,(-)e=467714h〉24000h60〃Pii106Cr , ,(-)￡=212724h〉24000h60〃P1 22、II軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力F1=瞻*1+S=1768N，F2=Jf：2+F；2=2831N查［1］附表6-6，得Y=1.6,e=0.37，c=54.2kN派生力F=Fn=553N，F='=884Nd12Y d22Y軸向力F=653N，右側軸承壓緊由于F+Fdi=653+553=1206N>F^，所以軸向力為F廣553N，F2=1206N當量載荷由于。=0.31<e，L=0.43>e，F Fr1 r2所以X^=0.4，Ya=1.6，XB=1，Yb=0。由于為一般載荷，所以載荷系數為fp=1.1，故當量載荷為P=f(XF+YF)=1945N，P=f(XF+YF)=3368N1pAr1 Aa1 2pBr2Ba2軸承壽命的校核106Cr ,L= (一)￡=2.57x106h>24000hh160nPL=-^^(Cr)￡=4.13x105h>24000hh260nP2 23、III軸的軸承校核軸承33109的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力F1=JF畚+2=1518.3N，F2=』%+吒=2085N查［1］附表6-6，得Y=1.6,e=0.38，c=87kN派生力Fd1=命=475N，七=Fy=652N軸向力F=730N，左側軸承壓緊由于F+Fd2=730+651=1381N>F^】，所以軸向力為F]=1318N，F2=652N當量載荷由于L=0.87>e，M=0.31<e，F Fr1 r2所以X