二级圆柱直齿轮减速器设计.doc

课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书 题目题目 二级直尺圆柱齿轮减速器二级直尺圆柱齿轮减速器 二级学院 机械工程学院机械工程学院 年级专业 1212 材料成型及控制工程材料成型及控制工程 学 号 12012400461201240046 学生姓名 指导教师 胡胡 宾宾 伟伟 1 摘摘 要 要 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置 用来降 低转速和增大转矩 本文按照零件工艺设计的基本流程 经过对比 论证 选择了实用正确的工艺路线 首先 计算额定功率 然后电 动机 根据电动机的参数确定齿轮的传动比 根据齿轮所要传递的 功率跟扭矩计算齿轮的各项参数 然后根据齿轮以及传动功率与扭 矩计算轴的基本参数 然后进行校核 最后确定轴承的选择 再确 定箱体的结构尺寸 关键词 关键词 减速器 齿轮 轴 轴承 箱体 2 目录目录 第第 1 章章 机械设计课程设计的目的机械设计课程设计的目的 3 第第 2 章章 设计条件及要求设计条件及要求 4 第第 3 章章 确定额定功率确定额定功率 选择电动机选择电动机 5 3 1 确定额定功率 5 3 2 选择电动机 5 第第 4 章章 确定传动装置的传动比确定传动装置的传动比 6 4 1 确定传动比 6 4 2 计算传动装置的运动和运动参数 6 第第 5 章章 齿轮的设计齿轮的设计 7 5 1 齿轮 Z1 Z2 的设计 7 5 2 齿轮 Z3 Z4的设计 11 第第 6 章章 轴的设计轴的设计 16 6 1 输出轴的尺寸计算 16 6 2 输出轴的强度校核 19 第第 7 7 章章 键的选择与校核键的选择与校核 24 第第 8 8 章章 轴承的选择与校核轴承的选择与校核 25 8 1 轴承的选择 25 8 2 轴承的校核 25 第第 9 章章 总结总结 27 第第 10 章章 参考文献参考文献 28 3 第第 1 1 章章 机械设计课程设计的目的机械设计课程设计的目的 机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的 机械设计训练 是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环 节 其基本目的是 1 通过机械设计课程设计 综合运用机械设计课程和其他有关选修课程的 理论 结合生产实际知识 培养分析和解决一般工程问题的能力 并使所学知 识得到进一步巩固 深化和扩展 2 学习机械设计的一般方法 掌握通用机械零件 机械传动装置或简单机 械的设计原理和过程 3 进行机械设计的基本技能的训练 如计算 绘图 熟悉和运用设计资料 手册 图册 标准和规范等 以及使用经验数据 进行经验估算和数据处理 等 4 第第 2 2 章章 设计条件及要求设计条件及要求 设计条件 输送带工作拉力 F 3500N 输送带滚筒转速 n 60r min 毂轮直径 mmD300 参数符号单位数值 滚筒直径Dmm300 滚筒转速nr min60 运输带工作拉力FN3500 两班制 连续单向运转 工作期限为 10 年 每年工作 300 天 载荷较平稳 环境最高温度 350C 小批量生产 传动装置简图 5 第第 3 3 章章 确定额定功率确定额定功率 选择电动机选择电动机 1 确定额定功率 确定额定功率 V 0 942m s 卷筒轴的输出功率 kW Fv PW297 3 1000 942 0 3500 1000 1 0 99 联轴器效率 2 0 98 每对轴承连接效率 3 0 97 闭式圆柱齿轮的传动效率 0 96 带传动效率4 1 32 4 0 85 4 2 电动机功率为 Po P 3 297 0 85 3 88Kw 额定功率 P额 1 1 3 Po 则取 P额 4kW 2 选择电动机 选择电动机 由指导书查表得 闭式圆柱齿轮传动比为 3 6 V 型带传动比为 2 4 由i总 i带i齿 则 18i总 144 由n电 n毂i总则 781 2n电6249 6r min 初选电动机转速为 1440r min 查表得 选定 Y112M 4 型电动机 其额定功率为 4KW 电机传动功率主轴转速工作情况系数 4kw1440r min1 2 6 第第 4 章章 确定传动装置的传动比确定传动装置的传动比 1 确定传动比 确定传动比 电机传动功率主轴转速工作情况系数 4kw1440r min1 2 总传动比i总 n电 n毂 1440 60 24 暂定i带 2 4 减速器齿轮的总传动比 i i总 i带 10 高速级 高速级分 别为 i1 i2 对于二级圆柱齿轮减速器可取 i1 i5 1 3 1 由此可取得 i1 3 50 i2 2 79 2 计算传动装置的运动和运动参数 计算传动装置的运动和运动参数 1 计算各轴转速 轴 n1 n电 i带 1440 2 4 600r min 轴 n2 n电 i带i齿 1 600 3 5 171 43r min 轴 n3 n电 i带i齿 1i齿 2 171 43 2 79 60 44r min 2 计算各轴输入功率 轴 P1 P电 2 4 0 98 0 96 3 76KW 4 轴 P2 P1 23 3 76 0 98 0 97 3 58KW 轴 P3 P2 23 3 58 0 98 0 97 3 40KW 3 计算各轴扭矩 轴 T1 9550P1 n1 9550 3 76 600 59 84 N m 轴 T2 9550P2 n2 9550 3 58 171 43 199 43 N m 7 轴 T3 9550P3 n3 9550 3 40 60 44 537 22 N 第第 5 5 章章 齿轮的设计齿轮的设计 1 齿轮齿轮 Z1 Z2设计设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料级齿数 1 根据传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 3 材料选择 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度相差 40HBS 4 选小齿轮的 Z1 24 大齿轮齿数 Z2 3 50 24 84 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 3 2 3 1 3 1 1 32 2 H ZE u u d T td 3 硬性公式内各计算的值 1 试选载荷 kt 1 3 2 计算小齿轮传递转矩 mmN P T 4 59840 600 100095491 1 3 由表 10 7 选取齿宽系数 d 1 4 由表 10 6 查得材料弹性影响系数 ZE 189 8M Pa1 2 5 由图 10 21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH6001lim MPaH5502lim 6 由应力循环次公式 9 1110728 1 103008216006060 jlhnN 9 1 21034 0 50 3 N N 8 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命 90 0 1 HNK95 0 2 HNK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概念 1 安全系数 S 1 MPa s KHN H540 1 60090 0 1lim 1 1 MPa s KHN H 5 52255095 0 2lim 2 2 4 计算 1 计算小齿轮分度圆直径 d1t 代入中比较小的值 H mm ZE u uTK d Hd t t594 61 5 522 8 189 5 3 5 4 1 10485 8 3 1 32 2 1 32 2 3 2 4 3 2 1 1 2 计算圆周速度 V sm nd V t 366 1 100060 600594 6114 3 100060 11 3 计算齿宽 b mmddbt594 61594 6111 4 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 566 2 24 594 61 1 1 z d m t t 齿高 mmmht77 5 566 2 25 2 258 2 67 10 77 5 594 61 h b 5 计算载荷系数 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数smV 366 1 直齿轮08 1 vk1 FHkk 由表 10 2 查得实用示数1 Ak 由表 10 4 用插值法查 7 级精度小齿轮相对支承非对称布置时 421 1 HBk 由 67 10 h b 421 1 HBk 查图 10 13 得35 1 FBk 9 载荷系数 535 1 421 1 108 1 1 HBHVAkkkkk 6 按实际的载荷示数校正算得的分度圆直径 097 65 3 1 535 1 594 61 33 11 kt k ddt 7 计算模数 71 2 24 097 65 1 1 z d m 5 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 1 1 2 2 F SaFaYY dZ kT m 确定公式内各计算数值 1 由图 10 20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限MPaFE5001 MPaFE3802 2 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 88 0 85 0 2 1 FN FN K K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全洗漱 S 1 4 MPa S KFEFN F57 303 11 1 MPa S KFEFN F86 238 22 2 4 计算载荷系数 458 1 35 1 108 1 1 FFVAKKKKK 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得 65 21 FaY216 2 2 FaY 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 58 1 1 SaY774 1 2 SaY 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaYY 01379 0 57 303 58 1 65 2 1 11 F SaFaYY 10 01648 0 86 238 776 1 216 2 2 22 F saFaYY 大齿轮的数值大 6 设计计算 mmm92 1 01648 0 241 84850458 1 2 3 2 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度 所决定的承载的能力 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与 齿轮直径有关 可取弯曲强度算得的模数 1 43 并近圆整为标准值 m 2 5mm 按接触强度算得的分度圆直径 算出小齿轮mmd097 651 齿数 2603 26 5 2 097 651 1 m d Z 大齿轮齿数912650 3 2 Z 7 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mm655 22611 mZd mm2275 29122 mZd 2 计算中心距 mm146 2 22765 2 21 dd a 3 计算齿轮宽度 mmBBmmdbd70 mm65656511 2 1 取 11 2 齿轮 齿轮 Z3 Z4设计设计 材料选择 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度相差 40HBS 选小齿轮的 Z 3 28 大齿轮齿数 Z4 2 79 28 78 12 z4 78 1 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 3 2 3 1 3 3 1 32 2 H ZE u u d T td 1 确定公式内各计算的值 1 试选载荷 kt 1 3 2 计算小齿轮传递转矩 mmN P T 43 200145 28 171 100095492 2 3 由表 10 7 选取齿宽系数 d 1 4 由表 10 6 查得材料弹性影响系数 ZE 189 8M Pa1 2 5 由图 10 21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH6003lim MPaH5504lim 6 由应力循环次公式 9 231034 0 1030082128 1716060 jlhnN 9 3 410121 0 79 2 N N 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命 95 0 3 HNK98 0 4 HNK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概念 1 安全系数 S 1 12 MPa s KHN H570 1 60095 0 3lim 3 3 MPa s KHN H53955098 0 4lim 4 4 2 计算 1 计算小齿轮分度圆直径 d3t 代入中比较小的值 H mm ZE u uTK d Hd t t735 91 539 8 189 79 2 79 3 1 2823203 1 32 2 1 32 2 3 2 3 2 2 3 2 计算圆周速度 V sm nd V t 581 0 100060 28 171735 9114 3 100060 23 3 计算齿宽 b mmddbt192 94735 9113 4 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 276 3 28 735 91 3 3 z d m t t 齿高 mmmht37 7 276 3 25 225 2 44 12 37 7 735 91 h b 5 计算载荷系数 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数smV 581 0 直齿轮04 1 vk1 FHkk 由表 10 2 查得实用示数1 Ak 由表 10 4 用插值法查 7 级精度小齿轮相对支承非对称布置时 418 1 HBk 由 44 12 h b 418 1 HBk 查图 10 13 得32 1 FBk 载荷系数 478 1 418 1 104 11 HBHVAkkkkk 6 按实际的载荷示数校正算得的分度圆直径 13 744 95 3 1 478 1 735 91 33 33 kt k ddt 7 计算模数 419 3 28 744 95 3 3 z d m 2 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 3 2 2 2 F SaFaYY dZ kT m 1 确定公式内各计算数值 1 由图 10 20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限MPaFE5003 MPaFE3804 2 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 88 0 85 0 4 3 FN FN K K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全洗漱 S 1 4 MPa S KFEFN F57 303 33 3 MPa S KFEFN F86 238 43 4 4 计算载荷系数 3728 1 32 1 104 1 1 FFVAKKKKK 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得 55 2 3 FaY224 2 4 FaY 7 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 61 1 3 SaY768 1 4 SaY 6 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaYY 01352 0 57 303 61 155 2 3 33 F SaFaYY 14 01646 0 86 238 768 1224 2 4 44 F saFaYY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmm534 2 01646 0 281 2823203728 1 2 3 2 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载 的能力 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径有关 可取弯 曲强度算得的模数 2 534 并近圆整为标准值 m 2 75mm 按接触强度算得的分度圆直径 算出小齿轮齿mmd744 951 数 35 8 34 75 2 744 953 3 m d Z 大齿轮齿数9865 973579 2 44 ZZ取 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mm9675 2 3533 mZd mm 5 26975 2 9844 mZd 2 计算中心距 mm183 2 5 26996 2 43 dd a 3 计算齿轮宽度 mmBBmmdbd10296969611 2 3 取 15 第第 6 6 章章 轴的设计轴的设计 1 输出轴的尺寸计算 输出轴的尺寸计算 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 mmd2463 则圆周力 N d T Ft5553 5 269 1027 74822 3 2 3 径向力 N2021Fr 其中各力方向如图 1 初步确定轴的最小直径 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 14 3 取 于是得 112 0 Ammmm n P Ad56 47 60 40 3 112 3 3 3 3 0min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 为了使所选直径 d 与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器的型号 d 联轴器的计算转矩 考虑到转矩变化很小 故取 3 TKT Aca 3 1 A K 16 则 mmNmmNTKT Aca 6983861022 5373 1 3 3 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查标准 GB T 5014 2003 选用 HL5 型弹性柱销联轴器 其公称转矩范围为 半联mmN 1250000 轴器的孔径 故取 半联轴器长度 半联轴mmd55 1 mmd55 mmL112 器与轴配合的毂孔长度 mmL84 1 2 轴的结构设计 1 拟订轴上零件的装配方案 装配方案如图所示 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求 轴段右端需制出一轴肩 故取 段的直径 右端用轴端挡圈定位 挡圈直径 mmd62 半联轴器与轴配合的毂孔长度 为了保证轴mmD65 mmL104 1 端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 故段的长度应 比略短一些 现取 1 Lmml102 初步选择滚动轴承 因轴承同时受到径向力作用和轴向力作用 故选用单列圆锥滚 子轴承 参照工作要求并根据 由轴承产品目录中选取mmd62 0 基本游隙组 标准精度级的圆锥滚子轴承 30313 其尺寸为 17 故 而mmmmmmTDd3614065 mmdd65 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由手册上查得mml36 30313 型轴承的定位轴肩高度 因此 取 mmh6 mmd77 取安装齿轮处的轴段的直径 齿轮的右端与右轴承之间 mmd70 采用套筒定位 已知齿轮轮毂宽度为 为了使套筒端面可靠mmL80 地压紧齿轮 此轴应略短于轮毂宽度 故 齿轮右端采用mml76 轴肩定位 轴肩高度 故取 则轴环处的直径dh07 0 mmh6 轴环宽度 取 mmd82 hb4 1 mml12 轴承端盖总宽为 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mm20 故取 mml30 mml50 取齿轮轮毂距箱体内壁之距离 高速级齿轮轮毂与低速级齿轮轮mma16 毂之距离 考虑到箱体的铸造误差 在确定滚动轴承位置时应mmc25 距箱体内壁一段距离 已知滚动轴承 高速级齿轮轮mmS8 mmT36 毂宽度 则 mmL75 mmmmaSTl64 416836 7680 3 轴上的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位 均采用平键连接 按齿轮轮毂孔 直径 由表 6 1 查得平键截面 键mmd VIIVI 70 mmmmhb1220 槽用键槽铣刀加工长 选择齿轮轮毂与轴的配合为 半联轴器mm63 6 7 n H 与轴的连接 选用平键为 半联轴器与轴mmmmmmLhb901016 的配合为 滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来实现的 轴的 6 7 k H 直径尺寸公差为 6m 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 452 18 2 输出轴的强度校核 输出轴的强度校核 1 对于 30313 型圆锥滚子轴承 由手册查得 因此 作为简mma29 支梁的支的支承跨距 根据轴的计算mmL212583682127664 做出轴的弯矩图和扭矩图 19 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 及的值列于下表 H M V MM 载 荷 水平面H垂直面V 支 反 力 F NFNF NHNH 1851 3702 21 NFNF NVNV 674 1347 21 弯 矩 M mmNMH 262842mm 95637NMV 总 弯 矩 mmNMMM VH 27970095637262842 22 22 1 扭 矩 T mmNT 748270 3 2 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截 面 C 的强度 根据上表的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环变 应力 取 轴的计算应力6 0 MPa W TM ca 23 34 54 7482706 0 27970032 3 22 2 3 2 20 前已选定轴的材料为 40cr 调质处理 由表 15 1 查得 MPa60 1 故安全 8 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 截面 A B 只受扭矩作用 虽然键槽 轴肩及过度 配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度 但由于轴的的最小直径是按 扭转强度较为宽裕来确定的 所以截面 A B 均无需校核 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 截面 VI 和 VII 处过盈配 合引起的应力集中最严重 从受载的情况来看 截面 C 上的应力最大 截面 的应力集中的影响和截面 的相近 但截面 不受扭矩作用 同时 轴径也较大 故不必做强度校核 截面 C 上虽然应力最大 但应力集中 不大 过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端 而这里的轴径最大 故截面 C 也不必校核 截面 和截面 显然更不必校核 因为键槽的应 力集中系数比过盈配合的小 因而该轴只需校核截面 左右两侧即可 2 截面 IV 右侧 抗弯截面系数 333 2746332 6532 mmdW 抗扭截面系数 333 5492516 6516 mmdWr 截面 左侧的弯矩 M 为 mmNmmNM 137880 71 35 279700 截面 上的扭矩为 3 TmmNT 748270 3 截面上的弯曲应力 MPaMPa W M b 02 5 27463 137880 截面上的扭转切应力 MPaMPa W T r r 62 13 54925 748270 3 轴的材料为 40Cr 调质处理 由表 15 1 查得 MPa B 640 21 MPa275 1 MPa155 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表 3 2 查取 因 031 0 65 0 2 d r 08 1 65 70 d D 经插值后可查得 2 31 1 又由附图 3 1 可得轴的材料的敏性系数为 82 0 q85 0 q 故有效应力集中系数为 82 1 10 2 82 0 1 1 1 qk 26 1 131 1 85 01 1 1 qk 由附图 3 2 的尺寸系数 由附图 3 3 的扭转尺寸系数67 0 82 0 轴按磨削加工 由附图 3 4 得表面质量系数为 92 0 轴未经表面强化处理 即 则综合系数为1 q 8 21 92 0 1 67 0 82 1 1 1 k K 62 1 1 92 0 1 82 0 26 1 1 1 k K 又由合金钢的特性系数 且 即2 0 1 0 5 0 故取 1 0 05 0 1 0 05 0 于是 计算安全系数值 则 ca S 56 19 01 002 5 8 2 275 1 ma K S 22 63 13 2 62 13 05 0 2 62 13 62 1 155 1 ma K S 5 118 11 63 1356 19 63 1356 19 2222 Sca S SS SS S 故可知其安全 3 截面右侧 抗弯截面系数 W 按表 15 4 中的公式计算 333 3430032 70mmmmW 抗扭截面系数 33 6860016 70mmWT 截面 左侧的弯矩 M 及弯曲应力为 mmNM 137880 MPaMPa W M b 02 4 34300 137880 扭矩及扭转切应力为 3 TmmNT 748270 3 MPaMPa W T T T 91 10 68600 748270 3 过盈配合处的 由附表 3 8 查得 并取 于是得 k kk 8 0 16 3 k 53 2 16 38 0 k 轴按磨削加工 由附图 3 4 得表面质量系数为 92 0 故得综合系数为 25 3 1 92 0 1 16 31 1 k K 62 2 1 92 0 1 53 2 1 1 k K 23 所以轴在截面 右侧的安全系数为 05 21 01 002 425 3 275 1 ma K S 64 10 2 91 10 05 0 2 91 10 62 2 155 1 ma K S 5 150 9 64 1005 21 64 1005 21 2222 Sca S SS SS S 故该轴在截面 右侧的强度也是足够的 本设计因无大的瞬时过载 及严重的应力循环不对称性 故可省略静强度校核 24 第第 7 7 章章 键的选择与校核键的选择与校核 大齿轮处 由输出轴的结构设计 选定 低速级大齿轮处键为 键槽用键槽铣刀加工长 mmmmhb1220 mm63 键的接触高度 mmmmhk6125 05 0 键的工作长度 mmmmbLl432063 传递的转距 mNTT 27 748 3齿轮 查表 6 2 得键的许用挤压应力 MPa P 100 所以 MPaMPaMPa kld T PP 100 86 82 70436 1027 7482102 33 故大齿轮处的键联接强度足够 半联轴器处 半联轴器与轴的联接采用平键联接 选用平键为 键槽用键槽铣刀加工长 mmmmhb1016 mm90 键的接触高度 mmmmhk5105 05 0 键的工作长度 mmmmbLl741690 查表 6 2 得键的许用挤压应力 MPa P 100 所以 MPaMPaMPa kld T PP 100 54 73 55745 1027 7482102 33 故半联轴器处的键联接强度也足够 25 第第 8 8 章章 轴承的选择与校核轴承的选择与校核 1 轴承的选择轴承的选择 根据输出轴载荷及速度情况 轴承同时有径向力和轴向力的作用 故选用 单列圆锥滚子轴承 由输出轴的结构设计 参照工作要求并根据 mmd50 由轴承产品目录中选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30211 其尺寸为 mmmmmmTDd3610055 kNCr 8 90 kNCr115 0 4 0 e5 1 Y8 0 0 Y 2 轴承的校核轴承的校核 1 轴承受力图 2 径向载荷 r F 由于圆柱直齿轮的齿轮所受轴向力为零 所以 Fae 00 0 N N N 根据轴的分析 可知 A 点总支反力 NFFF NVNHr 393937021347 222 1 2 11 B 点总支反力 NFFF NVNHr 19706741851 222 2 2 22 26 3 轴向载荷 对于圆锥滚子轴承 按表 13 7 轴承派生轴向力 Y F F r d 2 其中为表 13 5 中的值 查表得轴承 30211