蜗轮-斜齿轮二级减速器加热炉装料机_机械设计课程设计——设计说明书(完美版).docx

机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书设计题目：指导教师：姓 名：学 院： 蜗轮-斜齿轮二级减速器加热炉装料机 年 月 日北京航空航天大学 前言机械设计课程在机械工程学科中占有重要地位，它是面向工科相关专业课程改革的重要组成部分。课程内容涉及机械原理、机械设计等多门学科是一门锻炼学生综合能力的较强的综合性实践课程。理论与实践紧密结合，为学生在今后的学习与工作中打下良好的基础。课程设计的目的主要体现在如下三个方面：1) 培养学生综合运用所学的理论知识与实践技能，树立正确的设计思想，掌握机械设计的一般方法和规律，提高机械设计能力。2) 通过设计实践，熟悉设计过程，学会准确使用资料、设计计算、分析设计结果及绘制图样，在机械设计基本技能的运用上得到训练。3) 在课程设计的实践中通过查阅各种标准规范、机械设计手册、机械设计图册和相关技术资料等熟悉和掌握机械设计的基本技能。在老师的悉心指导以及同学们的热心帮助下，通过认真仔细的进行设计工作，在接近一个学期的不懈努力下，终于完成了本次课程设计。在这个过程中，对以前所学专业课程完全不一样的深刻理解、融会贯通，同时消释了许多以前对专业知识应用领域的怀疑。设计任务的完成使自己明显地感觉实践与科研能力有了很大提高。后期电脑绘制装配图的过程也是使自己对本行业的相关软件的掌握程度有了很大提高。由于能力有限，设计的疏漏错误之处在所难免，恳请指正。n 编者二零一三年五月感谢老师一直以来辛勤认真耐心的指导！目 录前言2设计任务书5一、机械装置总体方案设计71.1设计思想71.2原理简述7二、电动机选择82.1类型和结构形式的选择82.2确定电动机具体型号8三、传动系统的运动和动力参数计算83.1传动比的计算与分配83.2机轴装置动力参数8四、传动零件的设计与计算104.1蜗杆的设计与计算104.2斜齿圆柱齿轮的设计与计算144.3蜗杆轴的设计与计算194.4中间轴的设计与计算224.5低速轴的设计与计算25五、滚动轴承的选择与计算275.1蜗杆两端滚动轴承的选择与计算275.1.1角接触轴承7311c的校核275.1.2深沟球轴承6311的校核285.2中间轴两端滚动轴承的选择与计算295.3低速轴两端滚动轴承的选择与计算30六、键和联轴器的选择与计算316.1键的选择和校核316.1.1联轴器固定键的选择与校核316.1.2蜗轮固定键的选择与校核326.1.3大齿轮固定键的选择与校核326.1.4低速轴与外部连接件固定键的选择与校核336.2联轴器的校核33七、减速器机体各部分结构尺寸34八、润滑和密封形式的选择358.1蜗杆-蜗轮以及齿轮的润滑358.2滚动轴承的润滑358.2.1支撑蜗杆滚动轴承的润滑358.2.2中间轴和低速轴滚动轴承的润滑358.3密封形式的选择36九、其他技术说明36十、参考文献37设计任务书一、 设计题目图 error! main document only. 加热炉装料机设计参考图加热炉装料机二、 设计背景1.题目简述该机器用于向加热炉内送料。装料机由电动机驱动，通过传动装置是装料机推杆做往复移动，将物料送入加热炉内。2.使用状况室内工作，需要5台，动力源为三相交流电动机，电动机单向转动，载荷较平稳，转速误差4%；使用期限为10年，每年工作250天，每天工作16小时，大修期为3年。3生产状况中等规模机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。三、 设计参数已知参数：推杆行程200mm。表 1 原始技术数据参数名称各方案参数值电动机所需功率/kw22.52.833.43.94.55.16推杆工作周期/s4.33.73.332.72.52.32.12四、 设计任务1）设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证报告。2）设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图。3）设计主要零件，完成两张零件工作图。4） 编写设计说明书。一、 机械装置总体方案设计1.1设计思想根据任务说明书，该方案的设计可分为减速器（传动机构）设计和工作机（执行机构）设计两部分。减速器（传动机构）采用闭式蜗轮斜齿轮二级减速器，可以在结构紧凑的情况下，既能提供较大的传动比，又具有较高的效率。与此同时，采用闭式结构适于在粉尘较多的情况下工作，提高了环境适应能力。蜗轮蜗杆机构布置在高速级，有利于啮合表面润滑油膜的形成；齿轮传动布置在低速级，是在考虑工厂本身加工能力的基础上做出的设计，可降低加工精度，减少生产成本。工作机（执行机构）采用六杆机构。1.2原理简述图2所示。机构的工作原理简述如下：原动件bc安装在减速器输出轴上并随其一同转动，带动杆cd，杆cd通过d处的铰链牵动杆ab同时推动杆de做往复运动，进而带动滑块完成送料运动。利用急回特性可提高效率。利用autocad绘制的机构简图见图2.其中具体参数如下：ab=84mm；bc=220mm；oc=300mm；od=364mm；de=100mm极位夹角=45；图 error! main document only. 机构简图急回特性系数k=1.667。 二、 电动机选择2.1类型和结构形式的选择由设计任务书中的工作条件和技术要求，选用一般用途的y系列三相卧式异步电动机，封闭结构。又有如下电动机选择的基本数据要求：p=4.8kw；t=2.2s2.2确定电动机具体型号经计算可知原动件1 的最终转速如下n=602.2r/min=27.273r/min参照机械设计综合课程设计教材表2-4可知，单级斜齿圆柱齿轮减速器：i5;单级蜗轮蜗杆减速器: 10i40；参考二级齿轮蜗杆减速器，则总传动比可选为：50i90，则有 nd=in=509027.273=1363.65r/min2454.57r/min。 选择电机型号为y132s-4,同步转速n0=1500r/min，nd=1440r/min，p=5.5kw。三、 传动系统的运动和动力参数计算3.1传动比的计算与分配系统的传动比为i=ndnw=144027.273=52.8分配传动比高速级蜗轮蜗杆:i1=15低速级齿轮：i2=3.52联轴器选择弹性套柱销联轴器，=0.98 。滑动轴承效率=0.98。3.2机轴装置动力参数(1)0轴(电机轴)p0=pd=4.8kw，n0=nd=1440r/mint0=9.55p0n0=9.5548001440nm=31.833nm(2)1轴（蜗杆轴）(联轴器选择弹性套柱销联轴器，01=0.98)p1输入=p001=4.80.98=4.704kwp1输出=p1输入=4.7040.98=4.610kwn1=n0=1440r/mint1=9.55p1输入n1=9.5547041440nm=31.197nm(3)2轴（蜗轮、小齿轮轴）p2输入=p1输出12=4.6100.84=3.872kwp2输出=p2输入=3.8720.98=3.795kwn2=n1i1=144015rmin=96r/mint2=9.55p2输入n2=9.55387296nm=385.183nm(4)3轴（输出轴，大齿轮轴）p3输入=p2输出23=3.7950.97=3.681kwp3输出=p3输入=3.6810.98=3.607kwn3=n2i2=963.52rmin=27.273r/mint3=9.55p3输入n3=9.55368127.273nm=1288.95nm将以上数据整理汇总后记入如下表格：表 2 机轴装置动力参数轴功率p/kw转矩t/ nm转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出0轴4.831.83314401轴4.7044.61031.19730.5731440150.962轴3.8723.795385.183381.331963.520.823轴3.6813.6071288.9501263.1727.2730.95四、 传动零件的设计与计算4.1蜗杆的设计与计算设计与计算过程列表如下：表 3 蜗杆的设计与计算设计计算项目设计计算过程及依据设计计算结果注：按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核传动类型、精度等级及材料考虑传动功率不大，转速也不很高，选用za型蜗杆传动，精度等级为8级。蜗杆用45钢淬火，表面硬度hrc=4550。蜗轮轮缘材料采用zcusn10p1，砂模铸造。 蜗杆、蜗轮齿数z传动比i1=15，表3-4取z1=2，z2=iz1=152=30。z1=2，z2=30蜗轮许用接触应力hp蜗轮材料为锡青铜，计算公式为hp=hpzvszn查表3-10得，hp=200n/mm2。查图3-8，初步估计滑动速度v=5.5m/s，浸油润滑。查图3-10得，滑动速度影响系数zvs=0.9。单向运转，=1，蜗轮应力循环次数为nl=60n2th=601961030016=2.765108查图3-11得，zn=0.67则hp=hpzvszn=2000.870.67=120.600n/mm2hp=120.600n/mm2传动基本尺寸m、d1、q按接触强度设计由式（3-10）得m2d115000hpz22kt2=15000120.600nmm23021.1385.183nm =7282.914nm查表3-3选用m2d1=9000mm3，传动基本尺寸为m=10mm，d1=90mm，q=9.000m=10mmd1=90mmq=9.000主要几何尺寸d2、b2、a的计算蜗轮分度圆直径d2=mz2=10mm30=300mm蜗杆导程角为=tan-1z1q=tan-129=123144蜗轮齿宽为b22m0.5+q+1=2100.5+9+1mm=73.246mm取b2=74mm。传动中心距为a=0.5d1+d2=0.590+300mm=195mmd2=300mmb2=74mma=195mm蜗轮的圆周速度v2和传动效率蜗轮的圆周速度为v2=d2n2601000=30096601000m/s=1.508m/s齿面相对滑动速度为vs=v1cos=d1n1(601000)cos(123144)=6.951m/s查表3-7，由插值法得到当量摩擦角e=1654，由公式（3-5）得1=tantan+e=tan123144tan123144+1654=0.915搅油效率2=0.97，滚动轴承效率3=0.98，由式（3-4）得，=123=0.8940.970.98=0.870与估计值=0.84较接近。v2=1.508m/s=0.870校核接触强度h蜗轮转矩为t2=385.183nm;查表3-12得，ze=155；查表3-13得，ka=1；由于v2 =1.508m/s3m/s ，因此取动载荷系数kv=1.01；载荷分布系数k=1.0，由式（3-11）得h=ze9400t2d1d22kakvk=1559400385011.0nmm2=104.147n/mm2hhp合格。hhp合格校核轮齿弯曲强度f确定许用弯曲应力，fp=fpyn。查表3-10，fp=51n/mm2(一侧受载)。查图3-11，弯曲强度寿命系数yn=0.542，故fp=fpyn=51nmm20.542=27.642n/mm2蜗轮的复合齿形系数计算公式为yfs=yfaysa蜗轮当量齿数为ze2=z2cos3=30cos3123144=32.249蜗轮无变位，查图2-20和图2-21得yfa=2.55，ysa=1.63，则yfs=yfaysa=2.551.63=4.157导程角的系数为y=1-120=1-123144120=0.896其他参数同接触强度，由式（3-13）得f=666t2kakvkd1d2myfsy=666385.1831.01.011.090300104.1570.896=3.574n/mm2ffp合格。ffp合格蜗杆轴刚度验算蜗杆所受圆周力ft1=2t1d1=231.1970.090n=693.267n蜗杆所受径向力为fr2=2t2d2tanx=2385.1830.300tan20n=934.634n蜗杆两支撑间距离l=0.9d2=0.9300mm=270mm蜗杆危险截面惯性矩为i=df464=100-2.5m464=100-2.510464mm4=1.55106mm4许用最大变形为yp=0.001d1=0.00190mm=0.090mm。由式（3-14），蜗杆的轴变形为y1=ft12+fr1248eil3=693.2672+934.6342482.11051.551062703=0.00151y1yp合格。y1yp合格蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动效率为=0.850，导热率k取为k=15w/m2(中等通风环境)，工作环境温度t2取为t2=20，传动装置的散热面积为a=0.33a1001.73=0.331951001.73m2=1.048m2由式（3-15）t1=p11-k+t2=47041-0.87151.048+20=38.90095合格。t1=38.9001，故z=1=11.684=0.771螺旋角系数z=cos=14828=0.985。查表2-7，使用系数ka=1.5。查图2-6，动载荷系数kv=1.2。查表2-8，得齿间载荷分配系数kh=1.779，其中：ft=2t1d1=2385183132=5836.106nkaftb=1.55836.106120n/mm=72.951n/mm100n/mmkh=kf=cos2b=1.6840.9732=1.779cosb=coscosn/cost=cos14828cos20/cos203424=0.973齿向载荷分布系数kh查表2-9，kh=a+b1+0.6bd12bd12+c10-3b=1.17+0.161+0.612013221201322+0.6110-3120=1.436齿面接触应力为h=2.44189.80.7710.9851.51.21.4361.7795836.1061321203.52+13.52=518.752n/mm2ii. 计算许用接触应力hp。由公式hp=hlimzntzlzvzrzwzxshlim计算许用接触应力hp。查图2-27得，znt1=1.06，znt2=1.17。总工作时间为th=1030016=48000h应力循环次数为nl1=60n1th=6019648000=2.765108nl2=nl1i=2.7651083.52=7.855107齿面工作硬化系数为zw1=zw2=1.2-hb2-1301700=1.2-240-1301700=1.140查表2-18，zx1=zx2=1.0。润滑油膜影响系数为zl1=zl2=zr1=zr2=zv1=zv2=1.0查表2-17，去取一般可靠度，接触最小安全系数shlim=1.05。许用接触力为hp1=7101.061.01.01.01.1411.05mpa =817mpahp2=5801.171.01.01.01.1411.05mpa =736mpaiii. 验算hhp接触强度较为合适，无需对齿轮尺寸调整。h=518.752mpahp1=817mpahp2=736mpahhp接触强度较为合适，无需对齿轮尺寸调整。校核齿根弯曲疲劳强度由公式f=kakvkfkfftbmnyfaysayyfp验算齿轮弯曲疲劳强度。i. 计算齿根弯曲应力使用系数ka。动载荷系数kv同接触疲劳强度，ka=1.5，kv=1.2，kf=1.779其他参数如下:查图2-9，kf=1.38，其中bh=1202.254=13.333查图2-20，齿形系数yfa1=2.71，yfa2=2.26。查图2-21，应力修正系数ysa1=1.57，ysa2=1.77。重合度系数y=0.25+0.75av=0.25+0.75cos2b=0.25+0.751.684/0.9732=0.672。由图2-22，螺旋角系数y=0.87，齿根弯曲应力为f1=kakvkfkfftbmnyfa1ysa1yy=1.51.21.7792.715836.10612042.711.570.6720.87=262.456mpaf2=f1yfa2ysa2yfa1ysa1=262.4562.261.772.711.57mpa=246.757mpaii. 计算许用弯曲应力由公式fp=flimystyntyvreltyrreltyxsfmin计算许用弯曲应力。查图2-30，flim1=360mpa，flim2=340mpa。查表2-17，sfmin=1.25。查图2-33，yx1=yx2=1.0。查图2-32，ynt1=0.86，ynt2=0.91。应力修正系数yst1=yst2=2.0相对齿根圆角敏感及表面状况系数为yvrelt1=yvrelt2=yrrelt1=yrrelt2=1.0许用齿根应力为fp1=3602.00.861.01.01.01.25=495.360mpafp2=3402.00.911.01.01.01.25=495.04mpaiii. 验算f1fp1f2fp2合格。f1=262.456mpaf2=246.757mpafp1=495.360mpafp2=495.04mpaf1fp1f2fp2合格。静强度校核传动无严重过载，故不做静强度校核。最终设计参数如下表所示：表 6 斜齿圆柱齿轮的设计参数法向模数mn端面模数mt齿数z分度圆直径d齿顶圆直径da齿根圆直径df中心距a传动比i小齿轮44.125321321401223003.52大齿轮1134684764584.3蜗杆轴的设计与计算设计与计算过程列表如下：表 7 蜗杆轴的设计计算设计计算项目设计计算过程及依据设计计算结果材料选择材料选择45钢，正火处理，硬度hb=170217材料系数查表1-3，c=118106取c=112估算轴径由公式（1-2）dc3pn=11234.7041440=16.618mm参考gb/t5843-1986，弹性套柱销联轴器，型号tl6，d =38mm，y型，轴孔长度82 mm设计轴的结构abofrafaafrbfaftfrt详见零件图蜗杆轴受力分析图fhbfha其中，loa=165.6，lob=161.0mm蜗杆所受转矩由表2，t=31.197nmt=31.197nm圆周力ftft=2000t1d1=200031.19790n=693.267nft=693.267n轴向力fafa=2000t2d2=2000385.183300n=2567.887nfa=2567.887n径向力frfr=2000t2d2tanx=2000385.183300tan20=934.634nfr=934.634n垂直面支反力fra和frbfra=fr2+fad14loa=920.474nfrb=fr-fra=934.634-920.474=14.16nfra=920.474n frb=14.16n水平面支反力fha和fhbfha=lobloa+lobft=341.856nfha=loaloa+lobft=351.411nfha=346.634nfhb=351.411n垂直面受力图fraboa-frb水平面受力图fha-fhbboa垂直面弯矩图mmax=117360.435nmmaobmmax=117360.435nmm水平面弯矩图mmax=57402.590nmmaobmmax=57402.590nmm合成弯矩图mmax=117360.435nmm aobmmax=125406.313nmm转矩图t=31197.000nmmaobt=31197.000nmm应力校正系数转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b，查表1-2得b=600mpa，查表1-4，-1b=55mpa，0b=95mpa，则=5595=0.58。=0.58当量弯矩图meo=117360.435nmmaobmeo=129448.465nmm校核b=me0.1d3=129448.4650.1903=1.776mpa，b-1b，安全b-1b，安全4.4中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算列表如下：表 8 中间轴的设计与计算设计计算项目设计计算过程及依据设计计算结果材料选择考虑到小齿轮半径不大，故做成齿轮轴，材料选择与小齿轮相同，为40cr，调质处理，hb=241286，b=800mpa材料系数查表1-3，c=10698取c=102估算轴径由公式（1-2）dc3pn=10233.87296=34.980mm，综合考虑蜗轮的尺寸，选择d=65mmd=65mm设计轴的结构（注：键槽结构未画出，详见装配图）中间轴受力分析图ao1fayo2fr2faxfa1ft1fa2ft2fbyfbxo1abfr1fa1其中，lao1=76mm,lo1o2=145mm,lo1b=92.5mm中间轴所受转矩由表2，t=385.183nmt=385.183nm圆周力ft1和ft2ft1=2000t1d1=2000385.183300n=2567.887nft2=2000t2d2=2000381.331132n=5777.742nft1=2567.887nft2=5777.742n轴向力fa1和fa2由蜗轮蜗杆关系知，fa1=693.267nfa2=ft2tan=5777.742tan14828=1455.677nfa1=693.267nfa2=1455.677n径向力fr1和fr2由蜗轮蜗杆关系知fr1=934.634nfr2=ft2tant2=5777.742tan2309=2168.642nfr1=934.634nfr2=2168.642n 垂直面支反力fay和fbyfay=ft2lo1o2+lo2b-fr1lo1b-fa1r1lao1+lo1o2+lo1bfby=ft2-fr1-fayfay=3769.601n fby=1073.507n 水平面支反力fax和fbxfax=fa2r2+ft2lo2b-fr2lo1o2+lo2blao1+lo1o2+lo1bfbx=ft1-fr2-faxfax=368.304nfbx=30.941n垂直面受力图bo2ao1水平面受力图ao1o2b垂直面弯矩图mmax=286489.676nmmao1o2bmmax=286489.676nmm 水平面弯矩图mmax=-68149.578nmmao1o2bmmax=-68149.578nmm 合成弯矩图mmax=294483.785nmmao1o2bmmax=294483.785nmm转矩图t=385183.000nmmo2ao1bt=385183.000nmm应力校正系数转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b，查表1-4，由插值法，-1b=75mpa，0b=130mpa则=75135=0.56=0.56当量弯矩图meo1=484857.343nmmao1o2bmeo=484857.343nmm 校核b=me0.1d3=484857.3430.1703=14.136mpa，b-1b，安全b-1b，安全4.5低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算列表如下：表 9 低速轴的设计与计算设计计算项目设计计算过程及依据设计计算结果材料选择材料选择45钢，正火处理，hb=170217，b=600mpa材料系数查表1-3，c=118106取c=112估算轴径由公式（1-2）dc3pn=11233.68127.273=57.451mm，选择d=60mmd=60mm设计轴的结构注：键槽结构未画出，详见装配图低速轴受力分析图ofaxfayfbyfbxabfafrft其中，lao=240,lob=72mm低速轴所受转矩由表2，t=1288.950nmt=1288.950nm圆周力ft参照表8，由齿轮啮合关系知，ft=5777.742nft=5777.742n轴向力fa参照表8由齿轮啮合关系知，fa=1455.667nfa=1455.667n径向力fr参照表8由齿轮啮合关系知，fr=2168.642nfr=2168.642n垂直面支反力fay和fbyfay=ftloblabfby=ft-fayfay=1333.325n fby=4444.417n 水平面支反力fax和fbxfax=frlob+farlabfbx=fr-faxfax=1592.206n fbx=576.436n垂直面受力图boa水平面受力图aob垂直面弯矩图mmax=319998.000nmmaobmmax=319998.000 nmm 水平面弯矩图mmax=382129.440nmmaobmmax=382129.440 nmm 合成弯矩图mmax=294483.785nmmaobmmax=498419.130nmm转矩图t=1288950.000nmmaobt=1288950.000nmm应力校正系数转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b，查表1-4，由插值法，-1b=55mpa，0b=95mpa则=5595=0.58=0.58当量弯矩图meo=839592.290nmmaobmeo=839592.290nmm 校核b=me0.1d3=839592.2900.1803=16.398mpa，b-1b，安全b48000hlh=340135h寿命合格载荷变化和分布系数f1与f2由pc=0.0324,查图8-11得f1=0.98；由=15，查图8-12得f2=0.99f1=0.98f2=0.99许用转速n=f1f2nlim=4550r/minn=4550r/min校核4550r/min1440r/min转速合格5.1.2深沟球轴承6311的校核表 11 深沟球轴承6311的校核设计计算项目设计计算过程及依据设计计算结果轴承主要性能参数深沟球轴承6311的主要技术参数为：基本额定动载荷cr=71.5kn；基本额定静载荷c0r=44.8kn；极限转速nlim=6700r/min。cr=71.5kn；c0r=44.8kn；nlim=6700r/min 轴承受力情况fr=frb2+fhb2=346.923nfr=346.923nx、y值fac0r=0，fafr=0，查表8-7得，x=1.y=0x=1y=0冲击载荷系数fd载荷平稳，查表8-8，fd=1.0fd=1.0当量动载荷pp=fdxfr+yfa=346.923np=346.923n轴承寿命lh=10660ncrp=1.013108h48000hlh=1.013108h 寿命合格载荷变化和分布系数f1与f2由pc=0.00485,查图8-11得f1=0.99；由=60，查图8-12得f2=0.87f1=0.99f2=0.87许用转速n=f1f2nlim=5770.710r/minn=5770.710r/min 校核4550r/min1440r/min转速合格5.2中间轴两端滚动轴承的选择与计算中间轴两端滚动轴承选择为角接触轴承7213c，现校核如下。表 12 角接触轴承7213c的校核设计计算项目设计计算过程及依据设计计算结果轴承主要性能参数角接触轴承7213c的主要技术参数为：基本额定动载荷cr=69.8kn；基本额定静载荷c0r=55.2kn；极限转速nlim=4800r/min;y=0.4cot15=1.493。cr=69.8kn；c0r=55.2kn；nlim=4800r/min 轴承受力情况fra=fax2+fay2=3787.551nfrb=fbx2+fby2=1073.953nfra=3787.551n frb=1073.953n x、y值fsa=fra2y=1268.436n,fsb=frb2y=359.663n因为fsa+fa2fsb+fa1，故a端放松，b端压紧，故faa=fsa=1268.436nfab=fsa+fa2-fsb+fa1=1671.183nfaac0r=0.0230,fabc0r=0.0303faafra=0.335,fabfrb=1.556查表8-7，x1=1,y1=0;x2=0.44,y2=1.40。x1=1,y1=0;x2=0.44,y2=1.40。冲击载荷系数fd载荷平稳，查表8-8，fd=1.0fd=1.0当量动载荷pp1=fdxfra+yfaa=3787.551np2=fdxfrb+yfab=2812.196np1=3787.551np2=2812.196n轴承寿命lh1=10660ncrp1=1086596.536h48000hlh1=10660ncrp2=2654648.508h48000h寿命合格载荷变化和分布系数f1与f2由p1c=0.0543,查图8-11得f11=1.0，由=15，查图8-12得f12=0.99；由p2c=0.0403,查图8-11得f21=0.98，由=15，查图8-12得f22=0.99；f11=1.0f12=0.99f21=0.98f22=0.99许用转速n1=f11f12nlim=4752.0r/minn2=f21f22nlim=4656.96r/minn1=4752.0r/min n2=4656.96r/min校核4752.0r/min96r/min4656.96r/min96r/min转速合格5.3低速轴两端滚动轴承的选择与计算低速轴两端滚动轴承选择为深沟球轴承6214，现校核如下。表 13 深沟球轴承6214的校核设计计算项目设计计算过程及依据设计计算结果轴承主要性能参数深沟球轴承6311的主要技术参数为：基本额定动载荷cr=60.8kn；基本额定静载荷c0r=45.0kn；极限转速nlim=6000r/min。cr=60.8kn；c0r=45.0kn；nlim=6000r/min 轴承受力情况fra=fax2+fay2=2076.746nfrb=fbx2+fby2=4481.643nfra=2076.746n frb=4481.643nx、y值faa=1455.667n，fab=0n故a端放松，b端压紧，故faac0r=0.0323，fabc0r=0faafra=0.701,fabfrb=0查表8-7，x1=0.56,y1=1.947;x2=1，y2=0。x1=0.56y1=1.947x2=1y2=0冲击载荷系数fd载荷平稳，查表8-8，fd=1.0fd=1.0当量动载荷pp1=fdxfra+yfaa=3997.161np2=fdxfrb+yfab=4481.643np1=3997.161n p2=4481.643n轴承寿命lh1=1