(论文)机械设计(齿轮减速器)最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

中国矿业大学机电学院课程设计课 程 设 计 课程名称 机械设计 题目名称_带式运输机传动装置_学生学院 机电工程学院 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 2008 年 7月 11日目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、传动方案的拟定及说明.31.1比较和选择传动方案1.2选择电动机1.3 计算总传动比和分配各级传动比1.4 计算传动装置运动和动力参数二、传动件的设计计算.6三、轴的设计计算.15四、滚动轴承的选择及计算.23五、键联接的选择及校核计算.26六、高速轴的疲劳强度校核.27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.31参考资料目录题目名称塔式起重机行走部减速装置设计学生学院机电学院专业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计内容应包括：电动机选型；减速器设计开式齿轮设计传动轴设计联轴器选型设计车轮及其轴系结构设计减速器装配图和零件工作图设计设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。二、课程设计的要求与数据1. 设计条件： 机器功能：塔式起重机有较大工作空间，用于高层建筑施工和安装工程起吊物料用，起重机可在专用钢轨上水平行走； 工作情况：双向运转，载荷较平稳；环境温度不超过40； 运动要求：运动速度误差不超过5%； 使用寿命：忙闲程度中等，工作类型中等，传动零件工作总时数104小时，滚动轴承寿命40000小时； 检修周期：500小时小修；2000小时大修； 生产批量：单件小批量生产； 生产厂型：中型机械制造厂。2 原始数据：1) 运行阻力： F =1.6 kN； 2) 运行速度： v =0.6m/s； 3) 车轮直径： D =350mm； 4) 启动系数： Kd=1.6三、课程设计应完成的工作：1传动系统安装图1张2减速器装配图1张；3零件工作图 2张（高速轴、低速齿轮各1张）；4. 设计说明书 1份。四、设计过程：一、传动方案的拟定及说明：设计项目及说明结果传动方案给定为三级减速器（包含车轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其车轮的转速，即一般常选用异步转速为的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为i=150032.74=45.82。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是二级圆柱展开式斜齿轮传动。二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1) 车轮的输出功率 2) 电动机输出功率d 传动装置的总效率 式中：1-联轴器传递效率;2-滚动球轴承传递效率；3-圆锥滚子轴承传递效率；4-闭式齿轮传递效率；5-开式齿轮传递效率；表一 传动件的效率传动件联轴器滚动球轴承圆锥滚子轴承闭式齿轮开式齿轮数量34（对）1（对）2（对）2（对）效率0.990.990.980.970.93则故 取Kd=1.6 故电动机实际输出功率：P=KdPd=1.61.153电动机额定功率由表16-2选取电动机额定功率选定电动机的型号为Y100L14V5型。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y100L142.2KW1420r/min2.02.25、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比=nnw43.372)、分配传动比i=i1i2i3 （3.1）其中:i1-高速级输入轴的传动比；i2-低速级中间轴的传动比；i3-开式齿轮的传动比。i1=1.3i2 i2=1.3i3 (3.2)把（3.2）的关系式代入（3.1）得i1=4.57 i2=3.51 i3=2.70三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3各轴输入转矩T(Nmm)TI=9.55PInI106=9.551.81/1420106Nmm T=9.55Pn106=9.551.73/310.7106NmmT=9.55Pn106=9.551.65/88.78106Nmm将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴中间轴低速轴N转速（r/min788.78P 功率（kW）1.8451.811.731.65转矩T(Nmm)i传动比14.573.51效率0.980.960.95=0.83Pd=1.15kWP=1.84kW=43.37i1=4.57=3.51=2.70TI=12172.9Nmm二、传动件的设计：1.齿轮传动设计 1）高速级齿轮传动设计 已知参数：原动机为电动机，高速齿轮传递功率P1=1.81Kw,小齿轮转速n1=1420r/min,传动比i1=4.57，双向传动，工作平稳，寿命为104小时。设计项目及说明结果1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面斜齿轮圆柱齿轮计算说明8级精度,查表6.2得小齿轮 45钢 调质处理 HB1=260HBS 大齿轮 45钢 正火 HB2=210HBS因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度。许用接触应力H= Hlim/SHmin查图6-4。得齿轮接触应力=712 N/mm2大齿轮的为=558 N/mm2h.计算应力循环次数：查图6-5,得i.接触强度最小安全系数（11.5） H1= Hlim/SHmin=7131/1.1H2= Hlim/SHmin=5581/1.1J许用弯曲应力FF=FlimSFminYNYX弯曲疲劳极限J许用弯曲应力Flim，双向传动乘0.7查图6-7弯曲强度寿命系数，查图6-8得弯曲强度尺寸系数YX，查图6-9弯曲最小安全系数SFmin则F1=418111.5F2=297111.52)、按齿面接触强度计算:确定齿轮传动精度等级V1=(0.0130.022)n13p/n1估取V1=3.3m/s参考表6-7，表6-8选取小齿轮分度圆直径d13ZEZHZZH22KT1d +1 确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，齿宽系数d查表6.9b. 取小齿轮=28，则=，=204.47=127.96，取=128并初步选定12,=128/28=4.571传动比误差=4.57-4.57144.57=310-40.05c.载荷系数K=KAKVKK KA使用系数，查表6.3Kv动载系数，推荐值1.051.4K动载系数，推荐值1.01.2K动载系数，推荐值1.01.2d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.重合度系数Z，推荐值0.750.88g节点区域系数ZH,查图6.3（=12。，1=2=0）螺旋角系数Z=cos=cos12故d13ZEZHZZH22KT1d +1 =3189.82.450.780.99507.3221.4512172.90.8 4.57+14.57 初选d1法面模数mn=dcosZ1=50cos1228=1.397 按表6.6圆整中心距a a=mnz1+z22cos=1.5(28+128)/2cos12圆整分度圆螺旋角 =cos-1mnz1+z2/(2a)=cos-1228+1282120小轮分度圆直径d1=mnz12cos=228/cos12.84圆周速度v=d1n1/60000=43.1142060000m/s齿宽b b=dd1=0.829.98=28.72圆整大齿轮齿宽b2=b小齿轮齿宽b1=b2+（510）mm4）、按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-17F=2KT1YFaYSaYYbdmnF当量齿数ZV ZV1=Z1cos3=28/cos12.843ZV2=Z2cos3=128/cos12.843齿形系数 由表6-5查得应力修正系数 由表6-5 查得不变位时,端面啮合角=tan-1tan20/cos12.84端面模数m=mn/cos12.84重合度aa=Z1tana1-tan+Z2tana2-tan2=28(tancos-12.0528cos20.47/(2.0528+22-tan20.47)+128(tancos-12.05128cos20.47/(2.0528+22-tan20.47)/2重合度系数Y=0.25+0.75a=0.25+0.75/1.405螺旋角系数Y 由推荐值0.850.92故F1=2KT1YFaYSaYYb1d1mn=21.4512172.9354022.521.630.7840.89F2=2KT1YFaYSaYYb1d1mn=21.4512172.9304022.141.830.784 0.89 4）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径d2=mnz22cos=2128/cos12.84根圆直径df df1=d1-2hf=43.1-21.251.5df2=d2-2hf=196.9-21.251.5顶圆直径 da1=d1+2ha=43.1+21.5da2=d2+2ha=196.9+21.5HBS1=260HBSHBS2=210HBSN1=8.52108N2=1.86108Zn1=1 Zn2=1取SHmin=1.1H1=648N/mm2H1=507.3N/mm2H=507.3N/mm2Flim1=418 N/mm2Flim1=297N/mm2YN1=YN2=1YX=1SFmin=1.5F1=278.8N/mm2F2=198.05N/mm2公差组8级d=0.8合适12=128/28=4.571KA=1Kv=1.2K=1.1K=1.1ZE=189.8MPaZ=0.78ZH=2.45Z=0.99d129.98mmd1=40mmmn=1.5a=120mm=125019d1=43.1mmv=3.2m/sb=30mmb2=30mmb1=35mmZV1=30.21ZV2=138.10=20.47m=2.05mmY=0.784Y=0.89F1=36.14N/mm2F2=40.19N/mm2齿根弯曲强度满足要求d2=196.9mmdf1=39.75mmdf2=193.9da1=46.8mmda2=200.7mm2）低速级齿轮传动设计已知参数：高速齿轮传递功率P1=1.74Kw,小齿轮转速n1=310.7r/min,传动比i1=3.51，双向传动，工作平稳，寿命为104小时。用VB编的程序设计低速级齿轮过程及结果：输入数据，见图21：图21程序输出的设计结果见图22：图22综合考虑传动误差和减速箱的体积等，选择低速级齿轮参数如上图红色标记。3）开式齿轮传动设计：已知参数：高速齿轮传递功率P1=1.64Kw,小齿轮转速n1=88.78r/min,传动比i1=2.7，双向传动，工作平稳，寿命为104小时。 4)各齿轮的参数见下表参数小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮车轮齿轮模数/(mm)1.52齿数2812833116分度圆(mm)236.67齿顶圆(mm)240.67齿根圆(mm)231.67齿宽(mm)40材料45号调质45号正火45号调质45号正火公差等级级8级级8级级9级中心距(mm)120152传动比4.573.51螺旋角1250191124802、轴的设计 1）输入轴的设计已知参数：轴传递功率P1=1.81Kw,转速n1=1420r/min，齿轮的齿宽B1=35mm，齿数Z1=28， 模数mn=2mm，压力角n=20，螺旋角=125019载荷平稳,双向传动。 图2-1设计项目及说明结果1） 计算作用在齿轮上的力TI=9.55PInI106=9.551.81/1420106Nmm 圆周力F=2T1d1=212172.9/57.4径向力Fr=Ftann/cos=423.9 tan20cos12.84轴向力Fa=Ftann=423.9tan12.84各力方向如图2-2所示。2） 初步估计轴的直径由于选用齿轮轴，选取45号钢作为轴的材料，调质处理dA3P/n计算轴的最小直径加大3%以考虑键槽的影响。查表8.6，取A=115则 d1.0311531.81/14203) 轴的结构设计 1）确定轴的结构方案 左右轴承均采用轴承端盖和挡油盘。右轴承从轴的右端装入，靠挡油盘使右轴承左端面得到定位，右端面靠轴承端盖固定。左轴承从轴的左端装入，靠挡油盘使左轴承右端面得到定位，右端面靠轴承端盖固定。半联轴器靠轴端挡圈得到轴向定位，采用普通平键得到周向定位。采用单列深沟球轴承和弹性套柱销联轴器。3） 确定各轴段直径和长度 根据最小直径d圆整，并由TI 和n1选择联轴器的型号为TL4联轴器JC2080JC2862,比毂孔长度38短14mm作为段的轴长。 为使联轴器定位，轴肩高度h=c+(23)mm孔的倒角c取3mm（GB6403.486），d2=d1+2h且符合标准密封内径（JB/2Q460686）。取端盖宽度30mm，端盖外端面与联轴器右端面30mm，则l2=60mm 为便于装拆轴承内径，d3d2，且符合标准轴承内径。查（GB/T2761994）暂选滚动轴承型号为6007，d3=35mm ，其宽度T=14mm因为d3n1=351420=582201.8105所以选择脂润滑，轴承与箱体内壁距离f=11.5mm则l3=T+f+1.5=14+11.5+1.5 考虑轴段太长，取d4=44mm，l4=40mm 该段为加工齿轮，如图21，总长l5=63mm 该段直径d5=d3=35mm，长度l5=l3=27mm3）确定轴承及齿轮作用力位置如图2-1，2-2所示，先确定轴承支点位置。查6007轴承知道l2=100.5mm，l3=30mm4） 绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承支反力H水平面RH1=17.4N RH2=326.5N V垂直面Rv1=57.6N Rv2=100.6N 求齿宽中点处弯矩H水平面 MH=RH1L2=97.4100.5NmmV垂直面Mv1=Rv1L2=57.6100.5NmmMv2=Rv2L3=100.630Nmm合成弯矩M1=2MH2+MV12=9788.72+5788.82M2=2MH2+MV22=9788.72+30182扭矩TT=T1=12172.9 Nmm弯矩图、扭矩图见图225） 按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩Mca=M2+（T）2取折合系数=0.6，则Mca1=11372.32+（0.612172.9）2NmmMca2=10243.42+（0.612172.9）2Nmm当量弯矩图见图22轴的材料为45号钢，调制处理，由表8.2查的b=640N/mm2，由表8.9查的材料许用应力-1b=60N/mm2计算满足要求的轴的最小直径d=3Mca1/(0.1-1b) =13mm6) 精确校核轴的疲劳强度(1)轴的细部结构设计圆角半径:各轴间处圆角半径见图21。键槽：半联轴器与轴周向固定采用C型平键连接，按GB109652003半联轴器处的键为6630配合：参考现有设计手册和设计图纸、图册等。精加工方法：参考现有设计手册和设计图纸、图册等（2）选择危险截面 如图21截面均有应力集中源其中应力集中最大的截面。（3）计算危险截面工作应力截面弯矩：M=M183100= 11372.383100 Nmm截面扭矩：T=12172.9 Nmm抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1433mm3抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.2433mm3截面上弯曲应力：b=MW=94397950.7N/mm2截面上扭剪应力：=T WT=12172.9/15901.4弯曲应力幅：a=b=0.78N/mm2弯曲平均应力: m=0扭切应力幅和平均应力a=m=/2(4)确定轴材料机械性能查表8.2,弯曲疲劳极限-1=275 N/mm2,剪切疲劳极限-1=155 N/mm2碳钢材料特性系数=0.1，=0.5（5）确定综合影响系数轴肩圆角处有效应力集中系数，根据，由表8.9插值计算得表面状态系数 由表82查出尺寸系数 由表812查出轴肩处综合影响系数为：K=k=2.10.840.82K=k=1.59750.780.82(6)计算安全系数由表813取需用安全系数S=1.8S=-1ka+m=275 3.482.27+0.10S=-1ka+m=1552.4980.385+0.050.385Sca=SSS2+S2 Fr=158.2N F=423.9N Fa=96.6N RV1 RH1 RH2 RV1 MH RV2 MH1 MV1 MV M1M2 M T Mca1Mca2 Mca 图22TI=12172.9Nmm F=423.9NFr=158.2NFa=96.6Nd12.8mmd1=20mml1=36mmd2=30mml2=60mmd3=35mml3=27mmd4=44mml4=40mml5=40mmd5=35mml5=27mmRH1=17.4NRH2=326.5NRv1=57.6NRv2=100.6NMH=9788.7NmmMH=5788.8NmmMv1=3018NmmM1=11372.3NmmM2=10243.NmmT=12172.9 NmmMca1=13515.7NmmMca2=12580.6 Nmm满足要求 段：H7/k6，精车 、段：m6 段：磨削段：粗车选择截面M=9439.0 NmmT=12172.9 NmmW=7950.7mm3WT=15901.4mm3b=1.19N/mm2=0.77 N/mm2a=0.78N/mm2m=0a=m=0.385N/mm2-1=275 N/mm2-1=155 N/mm2=0.1=0.05K=3.05K=2.498S=75.77S=158Sca=68.3疲劳强度安全2）中间轴的设计已知参数：轴传递功率P1=1.73Kw,转速n1=310.7r/min，大齿轮的齿宽B2=30mm，齿数Z2=128，模数mn=2mm，压力角n=20，螺旋角=125019，小齿轮的齿宽B21=45mm，齿数Z21=33，模数mn1=2mm，压力角n=20，螺旋角=11248，载荷平稳,双向传动。设计项目及说明结果1） 计算作用在齿轮上的力T2=9.55P2n2106=9.551.73310.7106Nmm大齿轮分度圆受力计算 圆周力F=2T2d2=212172.9/57.4N径向力Fr=Ftann/cos=423.9 tan20cos12.84N轴向力Fa=Ftann=423.9tan12.84N小齿轮分度圆受力计算圆周力F1=2T21d21=212172.9/57.4N径向力Fr1=F1tann/cos=423.9 tan20cos11.4N轴向力Fa1=F1tann=423.9tan11.4N各力方向如图2-3所示。2） 初步估计轴的直径由于选用齿轮轴，选取45号钢作为轴的材料，调质处理dA3P/n计算轴的最小直径加大3%以考虑键槽的影响。查表8.6，取A=115则 d1.0311531.73/310.73） 轴的结构设计1） 确定各轴段直径和长度 段 选轴承查（GB/T2761994）暂选滚动轴承型号为6006，d1=30mm ，其宽度T=13mm因为d1n1=351420=582201.8105所以选择脂润滑，轴段长l1=40mm 段安装齿轮 d2=d1+（13）mm，为使挡油环可靠地压紧齿轮l2=（B2-2）mm 段 取齿轮右端定位轴肩高度h=5mm。则轴肩直径d3=d2+2h，长度l3=10mm 段 加工齿轮轴，取d4=38mm，考虑齿轮的宽度取l4=（B21+10）mm 段安装轴承，所以d5=d1=30mm，长度l5=T+12mm3）确定轴承及齿轮作用力位置如图2-3，2-4所示，先确定轴承支点位置。查6006轴承知道l1=46.5mm，l2=47.5mm，l3=51mm6） 绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承支反力H水平面RH1=830.8N RH2=1154.2N V垂直面Rv1=261.1N Rv2=-696.5N 求齿宽中点处弯矩H水平面 MH1=RH1L1=38632.2NmmMH2=RH2L3=58864.2NmmV垂直面Mv1=Rv1L2=12141.1NmmMv2=Rv2L3=24258.7NmmMv11=Rv1L2=-35521.5NmmMv21=Rv2L3=-24795.8Nmm合成弯矩M1=2MH2+MV12=38632.22+12141.12 NmmM2=2MH2+MV22=38632.22+24258.72NmmM3=2MH22+MV22=58864.22+35521.52NmmM4=2MH22+MV212=58864.22+24258.72Nmm扭矩TT=T1=53175.1 Nmm弯矩图、扭矩图见图247） 按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩Mca=M2+（T）2取折合系数=0.6，则Mca1=68751.52+（0.653175.1）2Nmm当量弯矩图见图24轴的材料为45号钢，调制处理，由表8.2查的b=640N/mm2，由表8.9查的材料许用应力-1b=60N/mm2计算满足要求的轴的最小直径d=3Mca1/(0.1-1b) =23.2mmT2=53175.1 NmmF=405NFr=151.2NFa=92.3NF1=15801NFr1=586.6NFa1=318.6Nd20.4mmd1=30mml1=40mmd2=33mml2=28mmd4=38mml4=55mmd5=30mml5=25mmRH1=830.8NRH2=1154.2NRv1=261.1NRv2=-696.5NMH1=38632.2NmmMH2=58864.2NmmMv1=12141.1NmmMv2=24258.7NmmMv11=-35521.5NmmMv21=-24795.8NmmM1=40495 NmmM2=45617NmmM3=68751.5NmmM4=63873.5NmmMca1=75793.8 Nmm满足强度条件3）低速轴的设计已知参数：轴传递功率P3=1.65Kw,转速n3=88.5r/min，齿轮的齿宽B3=40mm，齿数Z3=116， 模数mn=2mm，压力角n=20，螺旋角=11248，载荷平稳,双向传动。设计项目及说明结果1） 计算作用在齿轮上的力TI=9.55PInI106=9.551.65/88.5106Nmm 圆周力F=2T1d1=2178050.8/236.67径向力Fr=Ftann/cos=1504.6 tan20cos11.4轴向力Fa=Ftann=1504.6tan11.4各力方向如图2-6所示。2） 初步估计轴的直径由于选用齿轮轴，选取45号钢作为轴的材料，调质处理dA3P/n计算轴的最小直径加大3%以考虑键槽的影响。查表8.6，取A=115则 d1.0311531.65/88.53) 轴的结构设计 1）确定轴的结构方案 左右轴承均采用轴承端盖和挡油盘。右轴承从轴的右端装入，靠挡油盘使右轴承左端面得到定位，右端面靠轴承端盖固定。左轴承从轴的左端装入，靠挡油盘使左轴承右端面得到定位，右端面靠轴承端盖固定。半联轴器靠轴端挡圈得到轴向定位，采用普通平键得到周向定位。采用圆锥滚子轴承和弹性套柱销联轴器。轴的结构如图25所示。3） 确定各轴段直径和长度 根据最小直径d圆整，并由TI 和n1选择联轴器的型号为TL4联轴器JC3584JC3584，比毂孔长度84短14mm作为段的轴长。 为使联轴器定位，轴肩高度h=c+(23)mm孔的倒角c取3mm（GB6403.486），d2=d1+2h且符合标准密封内径（JB/2Q460686）。取端盖宽度30mm，端盖外端面与联轴器右端面30mm，则l2=60mm 为便于装拆轴承内径，d3d2，且符合标准轴承内径。查（GB/T29795）暂选圆锥滚子轴承型号为32910，d3=50mm ，其宽度T=15mm因为d3n1=5088.5=44251105所以选择脂润滑，轴承与箱体内壁距离f=11.5mm则l3=T+f+1.5=14+11.5+1.5 考虑轴段太长，取d4=58mm，l4=98mm 该段直径d5=d3=35mm，长度l5=42mm d6=d2=45mm ，l6=l2=50mm d7=d1=35mm ，l7=l1=80mm3）确定轴承及齿轮作用力位置如图2-5，2-6所示，先确定轴承支点位置。查30213轴承知道l2=114mm，l3=47mm4） 绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承支反力H水平面RH1=439.2N RH2=1065.4N V垂直面Rv1=386.1N Rv2=172.6N 求齿宽中点处弯矩H水平面 MH=RH1L2=439.2114NmmV垂直面Mv1=Rv1L2=386.1114NmmMv2=Rv2L3=172.647Nmm合成弯矩M1=2MH2+MV12=50068.82+44015.42 NmmM2=2MH2+MV12=50068.82+44015.42Nmm扭矩TT=T1=178050.8Nmm弯矩图、扭矩图见图225） 按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩Mca=M2+（T）2取折合系数=0.6，则Mca1=66665.12+（0.6178050.8）2NmmMca2=50721.82+（0.6178050.8）2Nmm当量弯矩图见图22轴的材料为45号钢，调制处理，由表8.2查的b=640N/mm2，由表8.7查的材料许用应力-1b=60N/mm2计算轴的应力为Mca=Mca1W=Mca10.1d3=125924.50.1583N/mm2TI=178050.8 NmmF=1504.6NFr=558.7NFa=303.4Nd24.93mmd1=35mml1=80mmd2=45mml2=60mmd3=35mml3=28mmd4=58mml4=98mmd5=35mml5=42mmd6=45mml6=50mmd7=35mml7=80mml2=114mml3=47mmRH1=439.2NRH2=1065.4NRv1=386.1NRv2=172.6NMH=50068.8NmmMv1=44015.4NmmMv2=8112.6NmmM1=66665.1 NmmM2=50721.8 NmmT=178050.8NmmMca1=125924.5 NmmMca2=118260.1 NmmMca=6.45 N/mm2满足要求3.轴承的检验 1）高速轴的轴承6007 GB/T27694 已知参数：转速n=1420r/min ，径向载荷R=341.6N,轴向载荷A=96.6N使用寿命为4000小时。设计项目及说明结果1） 计算当量载荷P额定动载荷C=16200N, 额定静载荷C0=10500N。A/C0=96.6/10500=0.0092,查表10.5按插值计算e=0.125因为e4000满足条件2）中间轴的轴承6006 GB/T27694 已知参数：转速n=310.7r/min ，径向载荷R=1348N,轴向载荷A=226.3N，使用寿命为4000小时。计算项目及说明结果1） 计算当量载荷P额定动载荷C=13200N, 额定静载荷C0=8300N。A/C0=226.3/8300=0.027,查表10.