2022年同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计.docx

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1、精品学习资源引言国外减速器现状 .齿轮减速器在各行各业中非常广泛地使用着，是一种不行缺少的机械传动装置；当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先位置，特殊在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作牢靠性好，使用寿命长；但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好；最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton 公司研制的 X-Y 式减速器，在传动原理和结构上与本工程类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器；当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向进展；因此，

2、除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，仍在传动原理和传动结构上深化探讨和创新，平动齿轮传动原理的显现就是一例；减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品；目前，超小型的减速器的争论成果尚不明显；在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制胜利，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳 M级范畴如能辅以纳 M级的减速器，就应用前景远大；1国内减速器现状 .国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题；另外，材料品质和工艺水平上仍有很多弱点，特殊是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长；国内使

3、用的大型减速器500kw 以上），多从国外 如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇；60 岁月开头生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点.；但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw；由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求；90 岁月初期，国内显现的三环 齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的才能也大；它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简洁，效率亦高；由于该减速器的三轴平行结构， 故

4、使功率 / 体积或重量）比值仍小；且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有很多不便；北京理工高校研制胜利的 内平动齿轮减速器 不仅具有三环减速器的优点外，仍有着大的功率 / 重量或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先位置；国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些争论工作，发表过 一些争论论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作；二、平动齿轮减速器工作原 理简介 , 平动齿轮减速器是指一对齿轮传动中，一个齿轮在平动发生器的驱动下作平面平行运动，通过齿廓间的啮合，驱动另一个齿轮作定轴减速转动，实现减速传动的作用；平动发生器可采纳平行四边形机构

5、，或正弦机构或十字滑块机构；本成果采纳平行四边形机构作为平动发生器；平动发生器可以是虚拟的采纳平行四边形机构，也可以是实体的采纳平行四边形机构；有有用价值的平动齿轮机构为内啮合齿轮机构，因此又可以分为内齿轮作平动运动和外齿轮作平动运动两种情形；外平动齿轮减速机构，其内齿轮作平动运动，驱动外齿轮并欢迎下载精品学习资源作减速转动输出；该机构亦称三环齿轮）减速器；由于内齿轮作平动，两曲柄中心设置在 内齿轮的齿圈外部，故其尺寸不紧凑，不能解决体积较大的问题；.内平动齿轮减速，其外齿轮作平动运动，驱动内齿轮作减速转动输出；由于外齿轮作平动，两曲柄中心能设置在外齿轮的齿圈内部，大大削减了机构整体尺寸；由于

6、内平动齿轮机构传动效率高、体积小、输入输出同轴线，故由广泛的应用前景；. 三、本工程的技术特点与关键技术 . 1. 本工程的技术特点 , 本新型的 内平动齿轮减速器 与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：1）传动比范畴大，自 I=10起，最大可达几千；如制作成大传动比的减速器，就更显示出 本减速器的优点； 2）传递功率范畴大：并可与电动机联成一体制造；3）结构简洁、体积小、重量轻；比现有的齿轮减速器削减1/3 左右； 4）机械效率高；啮合效率大于95%，整机效率在 85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的很多减速器所不及的； 5 ）本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线

7、上；本减速器与其它减速器的性能比较见表 1；因缺少数据，表中所列的各减速器的功率/ 重量比是最优越的； .表 1.各类减速器比较 型号 功率kw） 减速比 质量. 90 28.61 1300 NP-100. 100 30 400注： NP-100 为内平动齿轮减速器， SEW减速器的质量含电机； 2. 本工程的关键技术 .由图 2 可知， 内平动齿轮减速器 是由内齿轮 Z2、外齿轮 Z1 和平行四边形机构组合而成的；它的传动原理是：电机输入旋转运动，外齿轮作平行移动，其圆心的运动轨迹是一个圆，与之啮合的内齿轮就作定轴转动；由于外齿轮作平行移动，所以称谓平动齿轮机构；齿轮的平行移动需要有帮助机

8、构帮忙实现的，可采纳 612 副）销轴、滚子作为虚拟帮助平动机构，也可以采纳偏心轴作为实体帮助平动机构；内平动齿轮减速器的关键技术和关键工艺是组成平行四边形构件的尺 寸运算及其要求的加工精度、轮齿主要参数的挑选；这些因数都将影响传动的才能和传动的 质量；总的说，组成本减速器的各零部件都要求有较高的精度，它们将打算着减速器的整体传动质量； 3. 本工程的简况本工程已获得中国有用新型专利，专利号：ZL95227767.0.；.本工程自 1995 年试制出第一台样机 功率 2.5kW，传动比 I=32 ）后，间续与一些厂矿合作，设计了下面几种不同功率、不同传动比的减速器；1）电动推拉门用减速器，功率

9、550W，传动比 I=26 ，与电机连成一体； 2）搅拌机用减速器，功率 370W，传动比 I=17 ；3）某军品用的两种减速器，一种功率 370W，传动比 I=23.5 ；另一种功率 370W，传动比 I=103 的二级传动减速器； 4）钢厂大包回转台减速器，功率7.5kw ，传动比 I=64 ；5）钢厂辊道减速器，功率 7.5kw ，传动 I=11 ；在本专利的基础上，已研制出一种新型超大型减速器，功率可达 1000kw，目前正在研制超小型 外型尺寸为毫 M 级）的微型减速器； ！全部下载了本文的留意：本论文附有CAD 图纸和完整版 word 版说明书，凡下载了本文的读者请加QQ 8375

10、3222，或留下你的联系方式 QQ 邮箱）最终，期望此文能够帮到你！2市场需求 分析 1. 市场需求前景 .同平动齿轮减速器由于体积小，重量轻，传动效率高，将会节约可观的原料和能源；因此，本减速器是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品； .本减速器可广泛应用于机械，冶金、矿山、建筑、航空、军事等领域；特欢迎下载精品学习资源别在需要较大减速比和较大功率的各种传动中有巨大的市场和应用价值；2. 社会经济效益 .现有的各类减速器多存在着消耗材料和能源较多，对于大传动比的减速器，该问题更为突出；而本新型减速器具有特殊的优点；由于减速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都非常重视争论这个基础部件

11、；不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载才能以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源包括人力、材料和动力）的节约； 可以预见，本新型减速器在国内外市场中的潜力是很大的，特殊是我国超大型减速器 如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减速器）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益毕业设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器欢迎下载精品学习资源一 传动装置总体设计 ：1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成；2. 特点：齿轮相对于轴承

12、不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度；3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V 带设置在高速级； 其传动方案如下：1电动机； 2联轴器； 3齿轮减速器； 4带式运输机； 5鼓轮； 6联轴器一工作情形：载荷平稳、单向旋转欢迎下载精品学习资源二原始数据 鼓轮的扭矩 TN m）： 850鼓轮的直径 Dmm）： 350运输带速度 Vm/s）： 0.7带速答应偏差 ）： 5使用年限 年）： 5工作制度 班/日）： 2三设计内容电动机的挑选与运动参数运算；斜齿轮传动设计运算轴的设计滚动轴承的挑选键和连轴器的挑选与校核；装配图、零件图的绘制设计运算说明书的编写四设计任务减速器

13、总装配图一张齿轮、轴零件图各一张设计说明书一份五设计进度第一阶段：总体运算和传动件参数运算其次阶段：轴与轴系零件的设计第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 第四阶段：装配图、零件图的绘制及运算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器；故只要对本传动机构进行分析论证；本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同；结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难；欢迎下载精品学习资源电动机的挑选1. 电动机类型和结构的挑选由于本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转；所以选用常用的封闭式YIP44 ）系列的电动

14、机；PdPWaKW工作机所需功率 PwPWFVKW1000Pw3.4kW 电动机的输出功率PFVd所以1000aKW由电动机到运输带的传动总功率为联轴承齿联轴承 0.90432Pd3.76kW3 电动机转速的挑选nd查出电动机型号为Y132M1-6, 其额定功率为4kW ，满载转速 960r/min；基本符合题目所需的要求；其参数如下：欢迎下载精品学习资源运算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其安排1. 运算总传动比由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为：i nm/nw nw38.4 i 25.142. 合理安排各级传动比欢迎下载精品学习资

15、源由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2；由于 i25.14，取 i25，i1=i2=5速度偏差为 0.5%5%，所以可行；各轴转速、输入功率、输入转矩欢迎下载精品学习资源项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓 轮欢迎下载精品学习资源96096019238.438.443.963.843.723.5739.839.4191925.2888.41155110.990.970.970.97转速r/min） 功率kW ）转矩N m）传动比效率传动件设计运算1. 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；挑选小齿轮材料为 40Cr调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢调质），硬度为

16、 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS；2） 精度等级选用 7 级精度；3） 试选小齿轮齿数 z1 20，大齿轮齿数 z2 100 的；4） 选取螺旋角；初选螺旋角 142. 按齿面接触强度设计由于低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行运算按式1021）试算，即32欢迎下载精品学习资源dt2Kt T u1d uZH ZEH欢迎下载精品学习资源1） 确定公式内的各运算数值试选Kt1.6（1） 选取区域系数 ZH 2.433（2） 选取尺宽系数 d 1（3）查得 1 0.75， 2 0.87，就 121.62（4） 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（5） 按齿面硬

17、度查得小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲惫强度极限 Hlim2 550MPa；欢迎下载精品学习资源（6） 运算应力循环次数N1 60n1jLh 601921283005） 3.3210e8 N2N1/56.64 107（7） 查得接触疲惫寿命系数 KHN1 0.95；KHN2 0.98（8） 运算接触疲惫许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式 1012）得H1 0.95 600MPa570MPaH2 0.98 550MPa539MPa H H1 H2/2 554.5MPa2） 运算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t32欢迎下载精品学习资源d1t32KtT

18、1u1du3ZH Z EH2欢迎下载精品学习资源=21.61911062.433189.8=67.85欢迎下载精品学习资源11.625554.5（2） 运算圆周速度v= d1t n2= 67.85192 =0.68m/s601000601000运算纵向重合度 ；= 0.318z1 tan=0.318 1 tan14 =1.595运算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取 KA=1依据 v=0.68m/s,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数 KV=1.11 ；由表 104 查的 KH的运算公式和直齿轮的相同，故KH=1.12+0.181+0.61 2 1 1 2 +0.23 10 3 67.85

19、=1.42欢迎下载精品学习资源查得 KF=1.36查得 KH =KH =1.4；故载荷系数K=KAKVKH KH=11.031.41.42=2.056按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式运算模数 mn欢迎下载精品学习资源mnd1cos= z173.6cos14；20mm=3.74欢迎下载精品学习资源3. 按齿根弯曲强度设计由式10173 2 KTYcos2 YY欢迎下载精品学习资源mn z 2 FaSa欢迎下载精品学习资源d1 F1） 确定运算参数（1） 运算载荷系数K=KAKVKF KF=11.031.41.36=1.96（2） 依据纵向重合度 =0.318dz1tan=1.59，从图

20、 1028 查得螺旋角影响系数 Y 0；88（3） 运算当量齿数z1=z1/cos3 =20/cos3 14 ；=21.8933；z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47（4） 查取齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.724； Yfa2=2.172（5） 查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 运算 F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa欢迎下载精品学习资源 F2=266MPa（7） 运算大、小齿轮的YFa YSaF并加以比较欢迎下载精品学习资源欢迎下载精

21、品学习资源YFa1YSa1= 2.741.569=0.0126欢迎下载精品学习资源F 1339.29欢迎下载精品学习资源YFa 2YSa2= 2.1721.798 =0.01468欢迎下载精品学习资源F 2266大齿轮的数值大；2） 设计运算欢迎下载精品学习资源3 2mn1.96cos2 1420.88191 0.01468 =2.4欢迎下载精品学习资源mn=2.51201.62欢迎下载精品学习资源4. 几何尺寸运算1） 运算中心距z1d 1 cos=32.9，取 z1=33mnz2=165欢迎下载精品学习资源az1z2 mn=255.07mm欢迎下载精品学习资源2 cosa 圆整后取 255

22、mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角欢迎下载精品学习资源z1=arcosz2 mn 2a=13；5550”欢迎下载精品学习资源3） 运算大、小齿轮的分度圆直径欢迎下载精品学习资源d1z1mncosd2z2mn cos=85.00mm=425mm欢迎下载精品学习资源4） 运算齿轮宽度b=dd1b=85mm B1=90mm，B2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例；因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜；其他有关尺寸参看大齿轮零件图；减速器机体结构尺寸如下：名称符号运算公式结果欢迎下载精品学习资源机座厚度d = 0.025a + 3 . 89欢迎下载精品学习资源机

23、盖厚度机盖凸缘厚度d1d1 =b1b1 =0.02 a + 3 . 881.5d112欢迎下载精品学习资源机座凸缘厚度bb = 1.5d14欢迎下载精品学习资源机座底凸缘厚度地脚螺钉直径b2b2 =d fd f =2.5d0.036a + 1223M24欢迎下载精品学习资源地脚螺钉数目na 250500时， n = 66欢迎下载精品学习资源轴承旁联结螺栓直径d 1d1 =0.75d fM14欢迎下载精品学习资源盖与座联结螺栓直径d 2轴承端盖螺钉直径d 3视孔盖螺钉直径d 4d 2 =0.50.6） d fd 3 =0.40.5） d fd 4 =0.30.4） d fM10 108欢迎下载精

24、品学习资源定位销直径dd =0.70.8） d 28欢迎下载精品学习资源d f ，d1 ， d 2至外箱壁的C1查手册表 1123422欢迎下载精品学习资源距离18欢迎下载精品学习资源d f ， d 2 至凸缘边缘距离C 2查手册表 1122816欢迎下载精品学习资源外箱壁至轴承端面距离l1大齿轮顶圆与内箱壁距离D 1齿轮端面与内箱壁距离D 2l1 = C1 + C 2 +1.2d15D 2 d10欢迎下载精品学习资源箱盖，箱座肋厚m1 , mm1 换0.85d1, m0.85dm1 = 8m = 9欢迎下载精品学习资源轴承端盖外径D 2轴 承 孔 直 径 +55.5 ） d 3120I 轴）

25、112II 轴）175III 轴）欢迎下载精品学习资源轴承旁联结螺栓距离SS . D2120I 轴）112II 轴）175III 轴）欢迎下载精品学习资源轴的设计运算拟定输入轴齿轮为右旋II 轴：1. 初步确定轴的最小直径3 P3 3.84欢迎下载精品学习资源d A0 126=34.2mmN192欢迎下载精品学习资源2. 求作用在齿轮上的受力欢迎下载精品学习资源Ft1= 2Td=899N欢迎下载精品学习资源Fr1=Fttann =337Ncos欢迎下载精品学习资源Fa1=Fttan=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N3. 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配

26、方案i. I-II 段轴用于安装轴承 30307，故取直径为 35mm；ii. II-III 段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm；iii. III-IV段为小齿轮，外径 90mm；iv. IV-V 段分隔两齿轮，直径为 55mm；欢迎下载精品学习资源v. V-VI 段安装大齿轮，直径为 40mm；vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为 35mm；2） 依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II 段轴承宽度为 22.75mm，所以长度为 22.75mm；2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为 16mm；3. III

27、-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm；4. IV-V 段用于隔开两个齿轮，长度为120mm；5. V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm；6. VI-VIII长度为 44mm；4. 求轴上的载荷66207.563.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N查得轴承 30307 的 Y 值为 1.6Fd1=443N Fd2=189N由于两个齿轮旋向都是左旋；故： Fa1=638N Fa2=189N14 / 29欢迎下载精品学习资源5. 精确校核轴的疲惫强度1） 判定危急截面由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判定为危急截面欢迎下载精品学习资源2）

28、截面 IV 右侧的M m17.5 MPa欢迎下载精品学习资源bW欢迎下载精品学习资源T截面上的转切应力为T27.64MPa WT欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源T15.98bm227.99MPa欢迎下载精品学习资源由于轴选用 40cr，调质处理，所以欢迎下载精品学习资源B735MPa ，1386 MPa ，1260MPa ；欢迎下载精品学习资源综合系数的运算欢迎下载精品学习资源由 D1.6 rdd20.04555欢迎下载精品学习资源经 直线 插 入， 知道 因轴 肩而 形成 的理 论应 力 集 中 为1.81，2.23 ，欢迎下载精品学习资源轴的材料敏锐系数为 q0.85 ， q0.8

29、7 ，欢迎下载精品学习资源故有效应力集中系数为欢迎下载精品学习资源k1q k1q 12.0511.70欢迎下载精品学习资源查得尺寸系数为0.72 ，扭转尺寸系数为0.76 ，欢迎下载精品学习资源轴采纳磨削加工，表面质量系数为0.92 ，欢迎下载精品学习资源轴表面未经强化处理，即q1 ，就综合系数值为欢迎下载精品学习资源Kk112.93欢迎下载精品学习资源k1K12.11欢迎下载精品学习资源a) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为b) 安全系数的运算轴的疲惫安全系数为0.1 ，0.05欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源S1KamS1Kam6.9224.66欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习

30、资源ScaS SS 2S 26.661.5 S欢迎下载精品学习资源故轴的选用安全；I 轴：1. 作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.52. 初步确定轴的最小直径P1欢迎下载精品学习资源da1A0 3n117.9mm欢迎下载精品学习资源3. 轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案2） 依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度欢迎下载精品学习资源a) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm；b) 考虑到联轴器的轴向定位牢靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为 30；

31、c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，就轴承选用30207型，即该段直径定为 35mm；d) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm 的圆角，经标准化，定为40mm；e) 为了齿轮轴向定位牢靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm；f) 轴肩固定轴承，直径为42mm；g) 该段轴要安装轴承，直径定为 35mm；h) 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为 18.25mm；b) 该段为轴环，宽度不小于 7mm，定为 11mm；c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm ，齿轮宽为90mm，定为8

32、8mm；d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm采纳油润滑），轴承宽18.25mm，定为 41.25mm；e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为 57mm；f) 该段由联轴器孔长打算为 42mm4. 按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mm T=39400N.mm45 钢的强度极限为 p 275MPa ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以M m2 T3 2p43MPap0.6 ；W欢迎下载精品学习资源III 轴1. 作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5

33、N2. 初步确定轴的最小直径A03P1n151.4mm3 轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IV-V-VI-VIVVVIVIIII-VIII直径607075877970长度105113.8399.53753.25da15. 求轴上的载荷Mm=316767N.mm T=925200N.mm6. 弯扭校合欢迎下载精品学习资源W0.1d 30.1603M 2 T 221600mm3欢迎下载精品学习资源pm151.2MPa Wp 欢迎下载精品学习资源滚动轴承的挑选及运算I 轴：1. 求两轴承担到的径向载荷2. 轴承 30206 的校核2） 径

34、向力FF 2F 2168.5rH 1V 13） 派生力欢迎下载精品学习资源FdAF rA2Y52.7 N， F dBF rB2Y52.7 N欢迎下载精品学习资源4） 轴向力欢迎下载精品学习资源由于 Fa1FdB22352.7275.7 NF dA ，欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源所以轴向力为F aA223 ， FaB52.7欢迎下载精品学习资源5） 当量载荷欢迎下载精品学习资源由于 FaAF rA1.32e ， F aBFrB0.31e ，欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源所以 X A0.4 ， YA1.6 ， X B1 ， YB0 ；欢迎下载精品学习资源由于为一般载荷，所以载

35、荷系数为f p1.2 ，故当量载荷为欢迎下载精品学习资源PAf p X A FrAYA F aA 509.04N PBf p X B F rBYB F aB 202.22欢迎下载精品学习资源6） 轴承寿命的校核欢迎下载精品学习资源106Lh60n1 Cr PA3.98107 h24000h欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源II 轴：2、轴承 30307 的校核1） 径向力欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源FrA22FFH1V 11418.5N欢迎下载精品学习资源Frb22FFH 2V 2603.5N欢迎下载精品学习资源2） 派生力欢迎下载精品学习资源FdAFrA 2Y443N， F

36、dBF rB2Y189 N欢迎下载精品学习资源3） 轴向力欢迎下载精品学习资源由于 Fa1FdB8921891081NFdA ，欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源所以轴向力为F aA638 N， FaB189 N欢迎下载精品学习资源4） 当量载荷欢迎下载精品学习资源由于 FaAF rA0.45e ， FaBFrB0.31e ，欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源所以 X A0.4 ， YA1.6 ， X B1 ， YB0 ；欢迎下载精品学习资源由于为一般载荷，所以载荷系数为f p1.2 ，故当量载荷为欢迎下载精品学习资源PAf p X A FrAYA F aA 1905.84 N PBf p X B F rBYB FaB 724.2N欢迎下载精品学习资源5） 轴承寿命的校核欢迎下载精品学习资源106Lh60n1 Cr PA1.50107 h