二级斜齿、带传动结构设计毕业设计论文.doc

二级斜齿、带传动结构设计毕业设计论文设计原始数据参数符号单位数值滚筒直径DMM300运输带速度Vm/s1运输带工作扭矩TNm980运输带工作拉力F=1000T/0.5DN6533.333第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图 1.1传动装置简图 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。 1.2 该方案的优缺点 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章 电动机的选择 2.1 计算过程 2.1.1 选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.1.2 选择电动机的容量 电动机所需的功率为由电动机到运输带的传动总效率为式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取0.96（带传动），0.99（角接触球轴承），0.97（齿轮精度为 7 级），0.98（弹性联轴器），0.96（卷筒效率，已知），则：=0.82 所以=8.00 根据机械设计手册可选额定功率为11 kW的电动机。2.1.3 确定电动机转速 卷筒轴转速为=63.66 取 V 带传动的传动比 ，二级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为63.66 =1019 5093 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y160M-4，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速满载电流总传动比V 带减速器Y160M-411146022.60 122.00 22.93 2.00 11.47 电动机型号为Y160M-4，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG160605385254210154211012372.1.4 二级减速器传动比分配 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比,取，得4.01 所以2.86 2.1.5 计算各轴转速轴 730.00 轴 182.20 轴 63.66 卷筒轴 63.66 2.1.6 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =7.68 KW轴 =7.38 KW轴 =7.08 KW卷筒轴 =6.87 KW各轴输出功率轴 =7.61 KW轴 =7.30 KW轴 =7.01 KW卷筒轴 =6.81 KW2.1.7 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为52.35 轴输入转矩100.51 轴输入转矩386.72 轴输入转矩1062.82 卷筒轴输入转矩1031.14 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。2.2 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3中。 表 2.3 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴8.00 52.35 1460.00 2.00 0.96 轴7.68 7.61 100.51 99.50 730.00 4.01 0.96 轴7.38 7.30 386.72 382.85 182.20 2.86 0.96 轴7.08 7.01 1062.82 1052.19 63.66 1.00 0.97 卷筒轴6.87 6.81 1031.14 1020.83 63.66 第三章 带传动的设计计算3.1 已知条件和设计内容 设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮带轮转速与传动比i。3.2 设计步骤（1）确定计算功率 查得工作情况系数KA=1.2。故有： =9.60 kW（2）选择V带带型 据和n选用A带。（3）确定带轮的基准直径并验算带速 1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=90mm。 2）验算带速v，有： =6.88 m/s 因为6.88 m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 180mm 取=180mm（4）确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距a=324mm2)计算带所需的基准长度 =1078mm选取带的基准长度=1120mm3）计算实际中心距 345m中心局变动范围：328.20 mm 378.60 mm（5）验算小带轮上的包角165.05 120（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由90mm和1460.00 r/min查得 P=1.07KW据n=1460.00 r/min，i=2.000 和A型带，查得 P=0.17KW查得=0.96，=0.91，于是： =(+) =1.08 KW2）计算V带根数z 8.87 故取9根。（7）计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以 =129.13 N应使实际拉力大于（8）计算压轴力压轴力的最小值为： = =2304.63 N3.3 带传动的计算结果 把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。 表 3.1 带传动的设计参数带型A中心距345mm小带轮直径90mm包角165.05 大带轮直径180mm带长1120mm带的根数9初拉力129.13 N带速6.88 m/s压轴力2304.63 N 第四章 齿轮传动的设计计算 4.1高速级齿轮传动计算 选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数81，初选螺旋角。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取1端面重合度，查得0.75，0.84，则1.59齿轮副传动比，4.01 区域系数，查得2.433材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮1接触疲劳强度极限600。查得齿轮2接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作365天，工作10年）730.00 283651025.58 6.38 查得接触疲劳寿命系数0.89，0.91取失效概率为，安全系数1，得：534500.5则许用接触应力=517.25有58.14 圆周速度1.54 齿宽58.14 模数2.82 6.35 9.16 纵向重合度1.59 计算载荷系数：已知使用系数1；根据2.22 ，7级精度，查得动载系数1.08；用插值法查得7级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.25；查得齿间载荷分配系数1.2；故载荷系数1.84 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 42.27 计算模数：2.96 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.89 根据纵向重合度1.59 ，查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数21.89 88.67 查取齿形系数：查得2.72 ，2.21 查取应力校正系数： 1.57，1.779查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.93，0.95计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得332.14 257.86 计算齿轮的并加以比较0.0129 0.0152 齿轮2的数值大则有：1.94 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径58.14 来计算应有的齿数。则有：29.56 30取30，则120.20 120几何尺寸计算计算中心距：=154.59 将中心距圆整为155mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=14.59 因值改变不多，故参数、等不必修正。计算齿轮分度圆直径：62.00 248.00 计算齿轮1宽度：62.00 圆整后取65。齿轮2宽度60。4.2低速级齿轮传动计算 选用斜齿圆柱齿轮，齿轮3材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮4材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮3齿数20，齿轮4齿数58，初选螺旋角。按齿面接触强度： 齿轮3分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取1端面重合度，查得0.75，0.84，则1.59齿轮副传动比，2.86 区域系数，查得2.433材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮3接触疲劳强度极限600。查得齿轮4接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作365天，工作10年）182.20 28365106.38 2.23 查得接触疲劳寿命系数0.9，0.91取失效概率为，安全系数1，得：540500.5则许用接触应力=520.25有93.88 圆周速度0.90 齿宽93.88 模数4.55 10.25 9.16 纵向重合度1.59 计算载荷系数：已知使用系数1；根据0.90 ，7级精度，查得动载系数1.01；用插值法查得7级精度、齿轮3相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.43 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.3；查得齿间载荷分配系数1.1；故载荷系数1.59 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 93.64 计算模数：4.54 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.44 根据纵向重合度1.59 ，查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数21.89 63.49 查取齿形系数：查得2.72 ，2.27 查取应力校正系数： 1.57，1.736查得齿轮3弯曲疲劳极限500查得齿轮4弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.94，0.96计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得335.71 260.57 计算齿轮的并加以比较0.0127 0.0151 齿轮4的数值大则有：2.80 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数3，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径93.88 来计算应有的齿数。则有：30.29 30取30，则85.86 86几何尺寸计算计算中心距：=179.33 将中心距圆整为180mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=14.84 因值改变不多，故参数、等不必修正。计算齿轮分度圆直径：93.10 266.90 计算齿轮3宽度：93.10 圆整后取95。齿轮4宽度90。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距 amm155180传动比 i 4.01 2.86 模数 mnmm23螺旋角 14.59 14.84 端面压力角a2020啮合角 a2020齿数 z 301203086分度圆直径dmm62.00 248.00 93.10 266.90 齿顶圆直径damm66.00 252.00 99.10 272.90 齿根圆直径dfmm57.00 243.00 85.60 259.40 齿宽 bmm65609590螺旋角方向 左旋右旋右旋左旋材料 40Cr（调质）45钢（调质）40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度 HBS280240280240第五章 轴的结构设计及校核 5.1 轴的材料选择及最小直径的估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按照扭转强度法进行最小直径估算，即：。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。轴24.11 轴37.77 轴52.91 考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴25.79 轴43.44 轴60.85 将各轴的最小直径分别圆整为：d1=30 mm，d2=45 mm，d3=60 mm。减速器装配草图的设计根据轴的零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器装配草图。5.2 高速轴的结构设计与计算5.2.1 高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图5.1 高速轴的结构（1）各轴段直径的确定d11：轴1的最小直径，d11=d1min=30mm。d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封），d12=33mm。d13：滚动轴承处轴段，d13=35mm，选取轴承型号为角接触球轴承7007C。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=41。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的热处理工艺相同，均为45钢，调质处理。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=41mm。d17：滚动轴承轴段，d17=35mm。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=44mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=55.6mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=12mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=122.5mml15：由小齿轮的宽度确定，取l15=65mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=14mm图5.2高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm3033354162.00 4135长度l11l12l13l14l15l16l17mm4455.612122.56520145.2.2轴强度的校核计算 5.2.2.1轴的计算简图 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和不知方式有关。其中L1=83.6mm，L2=161mm，L3=59.5。5.2.2.2弯矩图 根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩 MV 图已知=100.51 ，=99.50 ，齿轮分度圆直径d=93.10 mm，则1621.10 N437.44 N70.43 图 5.3 轴的载荷分析图5.2.2.3扭矩图 扭矩图如图5.3所示。 5.2.2.4校核轴的强度取0.3，查得60MPa，t=4mm。23382.81 所以3.28 MPa60MPa故该轴满足强度要求。5.2.3键联接选择与强度的校核计算轴1上的键选择的型号为键C842 GB/T1096键的工作长度为l=L-b/2=42-8/2=38mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度35.27 MPa150MPa满足强度要求。5.3 中间轴的结构设计与计算5.3.1 中间轴的结构设计中间轴的轴系零件如图所示图5.4 中间轴的结构（1）各轴段直径的确定d21：根据轴2的最小直径，滚动轴承处轴段，d21=45mm，选取轴承型号为角接触球轴承7009C。d22：低速级小齿轮轴段，d22=51mm。d23：轴环，根据齿轮的定位要求d23=57mm。d24：高速级大齿轮轴段，d24=49mm。d25：根据轴2的最小直径，滚动轴承处轴段，d25=45mm。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承以及装配关系确定，取l21=36mm。l22：由低速级小齿轮的宽度确定，取l22=95mml23：轴环宽度，取l23=10mml24：由高速级大齿轮的宽度确定，取l24=58mml25：由滚动轴承以及装配关系确定，取l25=40.5mm图5.5中间轴的尺寸图表5.2中间轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25mm4551574945长度l21l22l23l24l25mm3695105840.55.3.2轴强度的校核计算 5.3.2.1轴的计算简图 1.轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按计划原则，应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的为角接触轴承型号为7009C，查数据可知他的负荷作用中心到轴承外端面的距离a=9mm，因此可以计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距L221.5mm。低速级小齿轮的力作用点C到左支点A距离L174.5mm；两齿轮的力作用点之间的距离L287.5mm；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L361.5mm。2.绘制轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图如下。a)力学模型图b)V面力学模型图c)V面弯矩图d)H面力学模型图e)H面弯矩图f)合成弯矩图g)弯矩图h)当量弯矩图图5.6 轴的力学模型及转矩弯矩图5.3.2.2计算轴上的作用力齿轮2：3209.78 2755.98 835.64 齿轮3：8224.20 7061.45 2141.10 5.3.2.3计算反支力1.垂直面支反力（XZ平面）参照图b。由绕支点B的力矩和0，得：-679371.47 因此-3039.69 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和0得：-282900.83 因此-1265.78 方向向下。由轴上的合力0，校核：0，计算无误。2.水平面支反力（XY平面）参看图d。由绕支点B的力矩和0，得：2749276.84 因此6366.03 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和0得：1132687.78 因此5067.95 方向向下。由轴上的合力0，校核：0，计算无误。3.A点总支反力7054.51 B点总支反力6490.65 5.2.3.4绘转矩、弯矩图1.垂直面内的弯矩图参照图c。C处弯矩：-226457.16 -326129.15 D处弯矩25774.19 -77845.19 2.水平面内的弯矩图参看图e。C处弯矩：-474269.19 D处弯矩：-311679.19 3.合成弯矩图参看图f。C处：525560.75 575579.26 D处：312743.07 321253.47 4.转矩图参看图g。382850.73 5.当量弯矩图参看图h。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数=0.6。229710.44 C处：=525560.75 619724.43 D处：312743.07 321253.47 5.2.3.5弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。46.72 MPa根据选定的轴的材料45钢，调质处理，查得60MPa。因为，因此强度足够达到要求。5.2.3.6安全系数法疲劳强度校核对一般减速器的转轴仅适用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数法校核。1.判定校核的危险截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，C截面是危险截面。需要对C截面进行校核。2.轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料45钢，调质处理，查得640MPa，275MPa，155MPa。取=0.1。3.C截面上的应力因C截面有一键槽bh=14mm9mm，t=5.5mm。所以：抗弯截面系数10063.42 抗扭截面系数21613.61 弯曲应力幅52.22 MPa，弯曲平均应力0；扭转切应力幅 8.86 MPa，平均切应力8.86 MPa。4.影响系数C截面受有键槽和与齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。可以求出：2.88，取=2.304，轴按照磨削加工，求出表面质量系数：0.92。因此得出综合影响系数：2.97 ，2.39 。5.疲劳强度校核所以轴在C截面的安全系数为：1.77 7.03 1.72 取许用安全系数S=1.5，有S，故C截面强度足够要求。滚动轴承的选择和校核5.3.3 键联接选择与强度的校核计算轴2上低速级小齿轮的键选择的型号为键1691 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=91-16=75mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度40.44 MPa150MPa满足强度要求。高速级大齿轮的键选择的型号为键1454 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=54-14=40mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4.5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度87.69 MPa150MPa满足强度要求。5.4 低速轴的结构设计与计算5.4.1 低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图5.7 低速轴的结构图（1）各轴段直径的确定d31：滚动轴承轴段，d31=65mm，选取轴承型号为角接触球轴承7013C。d32：齿轮处轴段，d32=72。d33：轴环，根据齿轮的定位要求d33=78mm。d34：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=72mm。d35：滚动轴承处轴段，d35=65mm。d36：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d36=63mm。d37：轴3的最小直径，d37=d3min=60mm。各轴段长度的确定l31：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l31=40.5mm。l32：由低速级大齿轮的宽度确定，取l32=90mml33：轴环宽度，取l33=10mml34：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l34=85mml35：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l35=16mml36：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l36=51.6mml37：根据减速器的具体规格确定，取l37=84mm图5.8低速轴的尺寸图表5.3低速轴各段尺寸直径d31d32d33d34d35d36d37mm65727872656360长度l31l32l33l34l35l36l37mm40.59010851651.6845.4.2 轴强度的校核计算 5.4.2.1 轴的计算简图 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和不知方式有关。其中L1=101.6mm，L2=148mm，L3=77.5mm。5.4.2.2弯矩图 根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩 MV 图已知=1062.82 ，=1052.19 ，齿轮分度圆直径d=93.10 mm，则7964.26 N2737.16 N431.10 图 5.9 轴的载荷分析图5.4.2.3 扭矩图 扭矩图如图5.9所示。 5.4.2.4校核轴的强度取0.3，查得60MPa，t=7.5mm。36576.32 所以14.66 MPa60MPa故该轴满足强度要求。5.4.3 键联接选择与强度的校核计算轴端联轴器键选择的型号为键2084 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=84-20=64mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度76.88 MPa150MPa满足强度要求。5.5轴承的选择及校核5.5.1轴承的选择轴选轴承为：7007C； 轴选轴承为：7009C； 轴选轴承为：7013C。 所选轴承的主要参数见表5.10。图5.10轴承参数表 5.4 所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm 基本额定 /kN ammdDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r7007C356214415619.514.213.57009C457516516925.820.5167013C651001872934035.520.15.5.2轴承的校核（一）滚动轴承的选择，根据载荷以及速度情况，选择轴承为角接触球轴承。选择的轴承型号为：7009C。其基本参数查表得：Cr=25.8kN,Cr0=20.5kN，e=0.38，Y=1.4，Y0=0.8。（二）滚动轴承的校核1.径向载荷Fr根据轴的分析，可知：A点总支反力Fr1=FRA=7054.51 N，B点总支反力Fr2=FRB=6490.65 N。2.轴向载荷Fa.外部轴向力Fae=Fa3-Fa2=1305.46 N，从最不利受力情况考虑，Fae指向A处1轴承（方向向左）；轴承派生轴向力由角接触球轴承的计算公式Fd=Fr/(2Y)求出；Fd1=Fr1/(2Y)=2519.47 N（方向向右）；Fd2=Fr2/(2Y)=2318.09 N（方向向左）。因为Fae+Fd2=3623.55 N2519.47 N=Fd1，所以A处1轴承被压紧，B处2轴承放松。故：Fa1=Fae+Fd2=3623.55 N，Fa2=Fd2=2318.09 N。3.当量动载荷P根据工况（无冲击或轻微冲击），查得载荷系数fP=1.1。1轴承：因Fa1/Fr1=0.51 0.38=e，可知：P1=fP（0.4Fr1+YFa1）=8684.25 N2轴承：因Fa2/Fr2=0.36 0.38=e，可知：P2=fP（0.4Fr2+YFa2）=6425.74 N4.验算轴承寿命因P1P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）365（天）16（小时）=58400h。=52681.00 h58400h。其中，温度系数=1.2（轴承工作温度小于120度），轴承具有足够寿命。5.6 联轴器的选择 由于设计的减速器伸出轴60 ，根据机械设