机械设计课程设计-展开式二级圆柱斜齿轮减速器F=4500V=0.54D=400.docx

机械设计课程设计任务说明书 设计题目：展开式二级圆柱斜齿轮减速器全套图纸加扣3012250582机械设计制造及其自动化专业142班 组员 ： 32目录1设计任务书-32传动装置设计-4 2.1选择电机-4 2.2传动装置的运动和动力参数-5 2.3 带传动的设计-63传动零件设计-7 3.1齿轮高速级-7 3.2齿轮低速级-124轴的设计及联轴器和键的选择-16 4.1 输入轴-17 4.2 中间轴-19 4.3 输出轴-225 轴承及键的寿命校核-25 5.1 键的强度校核-25 5.2高速轴轴承寿命计算-25 5.3 低速轴轴承寿命计算-26 5.4 中间轴轴承寿命计算-276箱体设计(箱体结构尺寸)-287润滑和密封-298设计小结-29参考文献-29计算内容计算结果1 设计任务书（1）传动方案简图 采用展开式二级圆柱斜齿轮减速器，运动 简图如图所示（2）技术数据 带的曳引力F=4500N 带速V=0.54m/s 滚筒直径D=400mm 滚筒长度L=800mm 运输带速允许误差5%（3） 工作条件 工作年限10年（每年300个工作日），两班制工作，批量生产，工作时有稍微波动，工作环境灰尘较多（4）设计任务量 减速器装配图1张 零件工作图2张（低速齿轮和输入、输出轴） 设计说明书1份2传动装置设计 2.1选择电机 传动效率计算 V带传动A=0.96,，圆柱齿轮B=0.98，联轴器C=0.99，滚动轴承D=0.99，滚筒E=0.96 传动装置总效率：=AB2CD5E =0.960.9820.990.9950.96=0.833 工作机工作装置所需功率 PW=FV/(1000W)=45000.54/(10000.96)=2.531kw 电动机所需输出功率 Pd=PW/=2.531/0.833=3.038kw 卷筒轴为工作轴，其转速为nw=601000V/D=25.796r/min查阅机械设计手册，推荐的各传动机构传动比范围：带传动的传动比iv范围24，两级齿轮传动比i1,i2范围35，可得电动机转速的可选范围 nd=iVi1i2nw=(24)(35)(35)25.769=464.332579.62r/min 取nd=1000r/min 根据Pd=3.038kw及nd=1000r/min，查表知选用Y132M1-6型电动机（主要参数及尺寸如下表）电机型号额定功率Pm满载转速nmY132M1-64kw960r/min中心高H外形尺寸地脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸连接尺寸DE装键部尺寸FG132mm515(275/2+210)315mm216178mm12mm38k68010N9332.2传动装置的运动和动力参数 传动比的计算及各级分配 总传动比i=nm/nw=960/25.796=37.215 r/min传动比分配原则：iv=24 i1,i2=35 iv120o 确定带的根数Z Z=Pca/Pr=KA P/(P0+PO)KKL 根据dd1=100mm，n1=960r/min 查表8-4得 P0=0.95 PO=0.11 K=0.95 KL=1.0Z=3.646/(0.95+0.11)0.951=3.62，取Z=4根 确定带的初拉力F0 F0=500（2.5-0.95）3.646/0.9545.027+0.1055.0272=150.573 计算压轴力Fp Fp=2ZF0sin1/2=24150.573sin157.1o/2=1180.61 选用A型普通V带4根，带基准长度1750mm，带轮直径dd1=100mm，dd2=315mm，中心距在512-590之间，单根初拉力F=150.573N 带轮的结构设计选用材料HT150，具体参数如下表： /mmd1c,dddaLD0d0S小带轮46161001106365616大带轮7616315325631756016 3传动零件设计 3.1高速级斜齿轮设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮 根据表10-6，选用7级精度 材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HRC；选择大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为240HRC。 初选小齿轮齿数Z1=20， 大齿轮齿数Z2=iZ1=4.0220=80.4，取Z2=81 初选螺旋角=13o 法向压力角=20o 按齿面接触疲劳强度设计 按式计算 1）初选各参数值 初选载荷系数 KHt=1.3 由图10-20，ZH=2.440转矩T1=9.55106P/n1=9.551062.916/320=8.702104N.mm 由表10-5得，弹性影响系数表10-7 取d=1t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20o/cos13o)=20.483 at1=arccosZ1cost/(Z1+2han*cos) =31.394o at2=arccosZ2cost/(Z2+22hancos) =23.827o =Z1(tanat1-tant)+Z2(tanat2-tant)/2 =1.631 =dZ1tan/=120tan13o/=1.470 Z=0.728 Z=0.987H由图10-25d可知，Hlim1=750MPa Hlim2=700MPa N1=60n1jLh=603201（2830010）=9.216108 N2=N1/u=9.126108/(81/20)=2.274108 由图10-23 取KHN1=0.96 KHN2=0.99 取失效概率为1% 安全系数S=1 由式10-14得 H1=KHN1Hlim1/S=0.96750/1=720MPa H2=KHN2Hlim2/S=0.99600/1=693MPa 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=693MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 =40.217mm 调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷前的数据准备 圆周速度v v=d1tn1/601000=40.217320/601000=0.674m/s 齿宽b=dd1t=40.217mm2)计算实际载荷系数KH由表10-2 查得KA=1.25根据v=0.674m/s 七级精度 由图10-8查得KV=1.01齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=28.702104/40.217=4.327103N KAFt1/b=1.254.327103/40.217=134.49100N/m 查表10-3得 KH=1.2 由表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.417 则：KH=KAKVKHKH=1.251.011.21.417=2.147 3)由式10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数： mn=d1cos/Z1=47.538cos13o/20=2.316 按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式各值初选载荷系数 KFt=1.3由式10-18 可得Y b=arctan(tancost)=arctan(tan13ocos20.483)=12.204 v=/cos2b=1.631/cos212.204=1.707 Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.707=0.689 由式10-19 Y=1-/120o=1-1.47013o/120o=0.841 计算 由当量齿数ZV1=Z1cos3=20/cos313o=21.066 ZV2=Z2cos3=81/cos313o=85.317 查图10-17得 YFa1=2.82 YFa2=2.22 查图10-18得 YSa1=1.55 YSa2=1.77 许用应力取S=1.4 查图10-24c得 Flim1=600MPa Flim2=500MPa 查图10-22得 KFN1=0.96 KFN2=0.99 F1=KFN1Flim1/S=0.96600/1.4=411.43MPa F2=KFN2Flim2/S=0.99500/1.4=353.57MPa = 取较大者，即=0.01112)试算模数 =1.512调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v： d1=mntZ1/cos=31.035 v=d1n1/(6001000)=0.526 齿宽b: b=dd1=31.035宽高比b/h: h=(2h*an+c*n)mnt=3.402 b/h=9.122）计算实际载荷系数KF由表10-2 查得KA=1.25根据v=0.465m/s 七级精度 由图10-8查得KV=1.01齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1=28.702104/31.035=5607.8N KAFt1/b=225.87100N/m 查表10-3得 KH=1.2由表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH= 0.971 结合b/h=9.12查图10-13，得KF=1.03 则：KH=KAKVKHKH=1.251.011.21.03=1.5603) 由式(10-13),可得按实际载荷系数算的的齿轮模数 对比计算结果，取两次计算中较大的作为模数，即m=2.316，就近圆整为标准值，得m=2.5，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度。几何尺寸计算计算中心距：a=(Z1+Z2)mn/2cos=129.571mm 圆整为a=130mm螺旋角：=arccos(Z1+Z2)mn/2a=13.795o与初始选择螺旋角误差在一度以内，满足误差要求。分度圆直径：d1=Z1mn/cos=51.485mm d2=Z2mn/cos=208.515mm齿轮宽度：b2=dd1=51.485mm 取52mm b1=b2+5=57mm 3.2低速级斜齿轮设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮 根据表10-6，选用7级精度 材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为45HRC；选择大齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为42HRC。 初选小齿轮齿数Z1=20， 大齿轮齿数Z2=iZ1=3.0920=61.8，取Z2=62 初选螺旋角=15o 法向压力角=20o 按齿面接触疲劳强度设计 按式计算 1）初选各参数值 初选载荷系数 KHt=1.3 由图10-20，ZH=2.5转矩T1=9.55106P/n1=33.94104N.mm 由表10-5得，弹性影响系数表10-7 取d=1t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20o/cos15o)=20.647o at1=arccosZ1cost/(Z1+2han*cos) =31.495o at2=arccosZ2cost/(Z2+2hancos) =24.871o =Z1(tanat1-tant)+Z2(tanat2-tant)/2 =1.607 =dZ1tan/=120tan15o/=1.706 Z=0.706 Z=0.983H由图10-25d可知，Hlim1=920MPa Hlim2=890MPa N1=60n1jLh=2.2925108 N2=N1/u=0.7419108 由图10-23 取KHN1=0.97 KHN2=0.99 取失效概率为1% 安全系数S=1 由式10-14得 H1=KHN1Hlim1/S=0.97920/1=892.4MPa H2=KHN2Hlim2/S=0.99890/1=881.1MPa 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=881.1MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 =54.790mm 调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷前的数据准备 圆周速度v v=d1tn1/601000=54.79079.602/601000=0.234m/s 齿宽b=dd1t=54.790mm2)计算实际载荷系数KH由表10-2 查得KA=1.25根据v=0.674m/s 七级精度 由图10-8查得KV=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=233.94104/54.790=12389N KAFt1/b=1.2512389/54.79=282.65100N/m 查表10-3得 KH=1.2 由表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.421 则：KH=KAKVKHKH=1.251.021.21.421=2.17 3)由式10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数： mn=d1cos/Z1=64.99cos15o/20=3.14 按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式各值初选载荷系数 KFt=1.3由式10-18 可得Y b=arctan(tancost)=arctan(tan15ocos20.647)=14.08 v=/cos2b=1.607/cos214.08=1.708 Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.708=0.689 由式10-19 Y=1-/120o=1-1.70615o/120o=0.787 计算 由当量齿数ZV1=Z1cos3=20/cos315o=22.192 ZV2=Z2cos3=62/cos315o=68.796 查图10-17得 YFa1=2.75 YFa2=2.27 查图10-18得 YSa1=1.56 YSa2=1.74 许用应力取S=1.4 查图10-24c得 Flim1=410MPa Flim2=390MPa 查图10-22得 KFN1=0.96 KFN2=0.97 F1=KFN1Flim1/S=0.96410/1.4=278.2MPa F2=KFN2Flim2/S=0.97390/1.4=270.2MPa = 取较大者，即=0.01542)试算模数 =2.581调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v： d1=mntZ1/cos=54.435 v=d1n1/(6001000)=0.223 齿宽b: b=dd1=54.435宽高比b/h: h=(2h*an+c*n)mnt=5.807 b/h=9.3742）计算实际载荷系数KF由表10-2 查得KA=1.25根据v=0.223m/s 七级精度 由图10-8查得KV=1.01齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1=2339400/54.435=12469.9N KAFt1/b=286.349100N/m 查表10-3得 KH=1.2由表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH= 0.1.419 结合b/h=9.12查图10-13，得KF=1.41 则：KH=KAKVKHKH=1.251.011.21.41=2.1364) 由式(10-13),可得按实际载荷系数算的的齿轮模数 对比计算结果，取两次计算中较大的作为模数，即m=3.14，就近圆整为标准值，得m=4，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度。几何尺寸计算 计算中心距：a=(Z1+Z2)mn/2cos=169.79mm 圆整为a=170mm 螺旋角：=arccos(Z1+Z2)mn/2a=15.267o与初始选择螺旋角误差在一度以内，满足误差要求。分度圆直径：d1=Z1mn/cos=82.927mm d2=Z2mn/cos=257.072mm齿轮宽度：b2=dd1=82.93mm 取83mm b1=b2+5=88mm 项目 d/mm Z mn/mm B/mm 材料 旋向高速级小齿轮51.485mm202.557mm13.795o40Cr左旋大齿轮208.515mm8152mm40Cr右旋低速级小齿轮82.927mm2048815.267o40Cr左旋大齿轮257.072mm628340Cr右旋 齿轮的结构设计，选用腹板式齿轮，具体参数如下表： /mmBcdaD0D1D2D3D4高速大齿轮5213213.515182127327245低速大齿轮8320265.07221616430112704轴的设计及联轴器和键的选择 取大齿轮与箱体内壁距离16mm，即小齿轮距箱体内壁13.5mm，大齿轮之间距离10mm，即中间轴上大齿轮与小齿轮相距7.5mm，考虑都铸造误差，轴承距箱体一段距离，取s=8mm。 箱体内壁宽度为16+7.5+13.5+52+88=177mm 4.1 输入轴 初步确定轴的最小直径 先按初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15-3，取，于是得轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ：参照最小直径及工作要求取d1=23mm，l1=45 ：初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32305，其尺寸为的,故d2=d6=25mm,l2=80mm :两端滚动轴承采用轴肩定位，由手册查得32305型轴承安装尺寸为32mm，故d3=d5=32mm，l3=10-5+88+13.5+8-10=104.5mm:由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。则l4=57mm:d5=32mm，l5=13.5+8-10=11.5mm:d6=25mm，l6=25.25+10=35.25mm 轴上零件的周向定位 采用平键连接，按d1=23mm查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为28mm；同时为了保证与轴配合有良好的对中性，故选择与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为c=2，各轴肩处的圆角半径R1.6。(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于32305型圆锥滚子轴承，由手册查得=16mm，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=（139.75+57/2-16）+(46.75+57/2-16)=152.25+59.25=211.5 d1=51.485mmFt=2T1/d1=287.024/51.485=3381NFr=Ft=3381=1267NFa=Fttan=3381tan13.795o=830N根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图FNH1=L2Ft/(L2+L3)=152.253381/211.5=1497.30NFNH2=L3Ft/(L2+L3)=59.253381/211.5=582.69NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=912.06N FNv2=L3Fr/(L2+L3)=59.251267/211.5=354.94NMH=FNH1L3=1497.3059.25=88715.03N.mmMv1=FNv1L3=912.0659.25=54039.56N.mmMv2=FNv2L2=354.94152.25=54039.615N.mmM1=103877.93N.mmM2=103877.98N.mm由此可知 M1M2 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1497.30N FNH2=582.69NFNV1=912.06N FNv2=354.94N弯矩MMH=88715.03N.mmMv1=54039.56N.mm Mv2=54039.615N.mm总弯矩M1=103877.93N.mm M2=103877.98N.mm扭矩TT1=87.024N.m (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为40Cr（调质）查表知=70MPa因此，故安全。 4.2 中间轴 初步确定轴的最小直径 先按初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质后淬火处理。根据表15-3，取，于是得轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ：初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为的,故d1=d6=40mm,l1=25.25+8+16+4=53.5mm ：取安装大齿轮处的轴段的直径，齿轮的左端与左轴承之间轴套定位.齿轮的宽度为52mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取 :齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(23)R，由查得R=1.6mm，取h=4mm，则轴直径d3=45+8=53mm，l3=7.5mm:由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。则l4=88mm:右端滚动轴承采用轴肩定位，由手册查得30308型轴承安装尺寸为49mm，故d5=49mm，l5=13.5+8-10=11.5mm:d6=40mm，l6=25.25+10=35.25mm 轴上零件的周向定位 高速级大齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按d1=23mm查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm；同时为了保证与轴配合有良好的对中性，故选择与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为c=2，各轴肩处的圆角半径R1.6。 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于32305型圆锥滚子轴承，由手册查得=20mm，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=（7.5+88/2+55/2）+(49.5+52/2-20)=134.5 Ft=2T2/d2=2339400/82.927=8186NFr=Ft=8186=2234NFa=Fttan=3381tan15.267o=2234N根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图FNH1=L2Ft/(L2+L3)=5350N FNH2=L3Ft/(L2+L3)=5953NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=2018NFNv2=L3Fr/(L2+L3)=2245NMH1=FNH1L1=377175N.mmMH2=FNH2L3=330391N.mmMv1=FNv1L3=142269N.mmMv2=FNv2L2=111999N.mm MN4=71563N.mm Mv3=38861N.mm M1=403114N.mmM2=348858N.mmM3=81434N.mm 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5350N FNH2=5953NFNV1=2018N FNv2=2245N弯矩MMH1=377175N.mm MH2=330391N.mmMv1=142269N.mm Mv2=111999N.mm总弯矩M1=403114N.mm M2=348858N.mm M3=81434N.mm扭矩TT2=339400N.mm (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为40Cr（调质）查表知=70MPa因此1.4h，故取l3=7.5mm:取安装大齿轮处的轴段直径，齿轮的右端与右轴承之间轴套定位.齿轮的宽度为83mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取:d7=65mm，l7=4+16+8+36=64mm 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按d1=55mm查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm；低速级大齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按d1=70mm查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm；同时为了保证与轴配合有良好的对中性，故选择与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为c=2，各轴肩处的圆角半径R1.6。 (5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于30313型圆锥滚子轴承，由手册查得=29mm，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=（60+83/2-29）+(122+83/2-29)=72.5+134.5=207mm Ft=2T3/d3=21017.614/257.072=7916.96NFr=Ft=7916.96=2986.95NFa=Fttan=7916.96tan15.267o=2160.93N根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图FNH1=L2Ft/(L2+L3)=72.57916.96/207=2772.85N FNH2=L3Ft/(L2+L3)=134.57916.96/207=5144.11NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=72.52986.95/207=1046.15NFNv2=L3Fr/(L2+L3)=134.52986.95/207=1940.79NMH=FNH1L3=372948.3N.mmMv1=FNv1L3=140707.28N.mmMv2=FNv2L2=140707.27N.mmM1=398608.79N.mmM2=398608.793N.mm由此可知 M1M2 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2772.85N FNH2=5144.11NFNV1=1046.15NFNv2=1940.79N弯矩MMH=372948.3N.mmMv1=140707.28N.mm Mv2=140707.27N.mm总弯矩M1=398608.79N.mm M2=398608.793N.mm扭矩TT1=1017.614N.M (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为45钢（调质）查表知=60MPa因此FdA 所以轴向力为FaA=1000.57N FaB=170.57N2）当量载荷，查设计手册e=0.30由于 所以XA=0.4 YA=2 XB=1 YB=0由于为一般载荷，所以载荷系数为fp=1.2，故当量载荷为PA=fP(XAFrA+YAFaA)=1.2(0.41753.2+21000.57)=3242.9NPB=fP(XBFrB+YBFaB)=1.2(1682.28+0170.57)=818.74N3) 轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=46800N 所以，32305安全。5.3 低速轴轴承寿命计算1.计算轴承反力及当量动载荷 在水平面内轴承所受的载荷 FNH1=2772.85N FNH2=5144.11N 在垂直面内轴承所受的载荷 FNV1=1046.15N FNV2=1940.79N所以轴承受的总载荷 派生力，查设计手册得Y=1.7 1)轴向力 由于Fa1+FdB=2160.93+871.6=3032.53FdA 所以轴向力为FaA=3032.53N FaB=871.6N2）当量载荷，查设计手册e=