带式运输机传动装置机械样文设计毕业论文.doc

带式运输机传动装置机械样文设计毕业论文第二章电动机的选择计算2.1 减速机形式：两极斜齿圆柱齿减速机2.2 传动方案：电机轴 带传动轴轴 齿轮啮合传动轴轴 齿轮啮合传动轴轴 联轴器连接三电机选择1电机系列选用三相异步电动机，闭式结构，380V，Y系列。2选择电机功率P传动总效率=v带.齿轮2.轴承4.联轴器.鼓轮v带=0.95；齿轮=0.97（8级精度）；轴承=0.99（滚动轴承）；联轴器=0.99；鼓轮=0.96。传动总效率=0.950.9720.9940.990.96=0.816输出功率Pw=FV=3.5KN0.7m/s=2.45kW可求输入功率Pr=PW/=2.45kW/0.816=3.00 kW查ZB/TK2200788知Y100L24及Y132S6型电机均为额定功率3.0kW3确定电机转速，并选择电机nw=60V/D=600.7/.0.3=44.6r/min以Y100L24及Y132S6型电机两种方案进行比较电动机数据及总传动比方案号电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）电机重量（kg）总传动比1Y100L243.01500142031.8392Y132S63.0100096021.525比较1、2两种方案知：方案1选用的电动机虽质量和价格较低，但总传动比较大。为使传动装置结构更紧凑，决定选用2号方案电动机类型为Y132S6。额定功率为3.0kW；同步转速为1000r/min；满载转速为960r/min。由表4.122查得电动机中心距离H=132；轴外伸段DZ=3880计算结果：PW=2.45kW；nW=44.6 r/min；总=0.816；Pr= PW/总=3.0kW电动机类型为Y132S6；额定功率为3.0kW；同步转速为1000r/min；满载转速为960r/min电动机中心距离H=132；轴外伸段DZ=3880第三章运动与动力参数的选择与计算3.1 传动比的分配总传动比：i=n电机/nw=960/44.6=21.525i带=24；取为2.5减速器传动比i减=i/i带=21.525/2.5=8.610取两极齿轮圆柱减速器高速级传动比：i1= 则低速级传动比：i2=i减/ i1=8.610/3.409=2.526设计结果：i总= 21.525；i带= 2.5；i减= 8.610；i1= 3.409；i2= 2.526。3.2 各级功率P输入=P0=3.0kW轴输入功率：P1= P0. 带01= P0. 带=3.00.95=2.85 kW轴输入功率：P2= P0. 01. 12= 3.00.950.970.99=2.737 kW轴输入功率：P3= P2. 23= P2. 齿. 轴承= 2.7370.970.99=2.628 kW轴输入功率：P4= P3. 34= P3. 轴承. 联轴器= 2.6280.990.99=2.576 kW设计结果： P0=3.0kW；P1= 2.85 kW；P2= 2.737 kW；P3= 2.628 kW；P4=2.576 kW。注：V带、齿轮、轴承、联轴器均由机械设计、课程设计表4.29查得。3.3 各级转速电机转速：n0=960 r/min（满载状态下）轴转速：n1= n0/ i带=960/2.5=384 r/min轴转速：n2= n1/ i1=384/3.409=112.6 r/min轴转速：n3= n2/ i23= n2/ i2=112.6/2.526=44.6 r/min轴与轴通过联轴器联接， n4= n3= 44.6 r/min设计结果：n0=960 r/min；n1= 384 r/min；n2=112.6 r/min；n3=n4= 44.6 r/min。3.4 各轴所受扭矩电机主轴：T0=9.55 P0/n0=9.553.0103/960=29.84N.m；轴（高速轴）：T1=9.55 P1/n1=9.552.85103/384=70.88N.m；轴（中间轴）：T2=9.55 P2/n2=9.552.737103/112.6=232.13N.m；轴（低速轴）：T3=9.55 P3/n3=9.552.628103/44.6=562.72N.m；轴（鼓轮的支撑轴）：T4=9.552.576103/44.6=551.59N.m。设计结果：T0=29.84N.m；T1=70.88N.m；T2=232.13N.m；T3=562.72N.m；T4=551.59N.m。第四章传动零件的设计计算4.1 带的设计及带轮的设计一、带的设计1确定带型：PC=KA.P0 KA=1.2（因为在该装置中载荷变动不大，电机为交流电机，r600 r/min。查标准得KA=1.2）PC= 1.23.0kW=3.6kW 又n1=960 r/min查图312选取带为A型V带2选取小带轮直径为100mm，则大带轮直径dd2=带dd1=2.5100=250mm，与标准系列相吻合，传动比偏差率为0.0%。3确定中心距a及带基准长度Ld。a初选中心距；0.7（dd1 + dd2）a02（dd1 + dd2）。即245 a0700，取a0=500mmb带长 /4a0 /4500 =1561.029mm取标准带长Ld=1600mmc确定中心距a：d中心距调整范围： 即567.5mma457.5mme验算包角，使120dd1dd2）/a=180（250100）/50060=162.68=16240120满足使用要求。f确定带根数ZPC/ P0单根V带传动功率P0=K（P0+ P1 +P2）kWK=1.25（15）=1.25（15）=0.958对A型V带 C1=3.7810-4；C2=9.8110-3；C3=9.610-15；C4=4.6510-5；L0=1700 mmW1=2n0/60=2960/60=100.53 rad/min P0= dd1 W1C1 C2/ dd1C3（dd1 W）2C4lg（dd1 W1）=100100.533.7810-59.8110-3/ 1009.610-15（100100.53）24.6510-5lg（100100.53）=0.968kWP1= C4dd1 W1 lg kW=4.6510-5100100.53lg=0.13P2= C4dd1 W1 lg=4.6510-5100100.53lg=0.012P0=K（P0+ P1 +P2）=0.958（0.968+ 0.130.012）=1.04kWZ=PC/ P0=3.6/1.04=3.46 取Z= 44初拉力F0F0=500 =500=500=146.6N5压轴力Q=2 F0Zsin=2 146.64sin=1160 N6张紧装置为定期张紧装置计算结果：PC= 3.6kW；小带轮dd1=100；大带轮dd2=250；传动比i带=2.5；带型为A型V带；带长为1600mm；中心距为519.5 mm；中心距调整范围：567.5 mm；a495.5 mm；包角=16240；单根V带传递功率PC=1.04 kW；带的根数为4；初拉力F0=146.6N；压轴力Q=1160 N；张紧装置为定期张紧式。二、带轮设计及结构小带轮dd1=100；大带轮dd2=250带轮宽度B=3e+2f对A型V带；e=150.3；f=10-1+2所以可取B=315+210=65 mm结构：小带轮，实体式大带轮，孔板式中心孔：小带轮38大带轮30材料都为铸钢计算结果：小带轮：材料铸钢，直径为100，中心孔径为38，槽数为4，A型，实体式。大带轮：材料铸钢，直径为250，中心孔径为30，槽数为4，A型，孔板式。4.2 高速级齿轮的设计计算设计参数P=P1=2.85 kW一、 选材、齿数、精度及螺旋角a材料：大齿轮45#，常况， 170210MPa小齿轮45#，调质， 230250MPab精度等级8级cZ1=28；Z2=uZ1=3.40928=95.45；取Z2= 95i=95/28=3.393；（i- i/ i=（3.409-3.393）/3.409=0.47%允许d初选为=11二、设计因为软齿面，按接触强度设计：d1 a初选K=1.4；d=1bT1=9.55106=9.551062.85/384=70.88103N. mmcu=3.393dZH= t=arctg（tgu/cost）= arctg（tg20/cos11）=20.344t= arctg（tg.cost）= arctg（tg11/cos20.344）=10.329ZH=2.457e ZE=189.8f Z=0.99g Z=0.318dZ1tg=0.318128tg11=1.731Q=1.88-3.2（）cos=1.88-3.2（）cos11=1.700 1 Z=0.767H=HLM1/ SHLM1 .ZN.ZX.ZW.ZLVRMPaaHLM1=580MPa；SHLM1=1.0 HLM2=520MPa；SHLM2=1.0bN1=63652460384=1.21109N2= N1/i12=1.21/3.393=3.55108查图517得ZN1=1.0；ZN2=1.0cZX=1.0dZW=1.0eZLVR=0.92（精加齿轮）HH1= 1.01.01.00.92=533.6 MPaHH2= 1.01.01.00.92=478.4 MPa取H=minHH1. HH2=478.4 MPa带入第一式得d1 =52.02 mm三、验算K（K=KA.KV.K.K）KA=1.0（匀速皮带机D）V=Dn！/601000=52.02384/601000=1.0456m/sZV= Z1/cos3=28/ cos311=29.6；ZVV=29.61.0456=30.952 查图54得KV=1.02查表54得K=1.2查图57得K=1.15K=KA.KV.K.K=1.01.021.21.15=1.4076修正d1=52.11mn=mt.cos=.cos11=1.9，接近2，取mn =2。四、特变曲强度校核a. mn=K=1.4076；d=1；=11；T1=70.88103 N. mm=1.731 所以Y=1-=1-=0.908Y=0.25+=0.25+0.75=0.675d=1.0ZV1=29.6；查图514、515得YFa1=2.55；Ysa！=1.63；ZV2= Z2/cos3=95/ cos311=100.4；查图514、515得YFa2=2.23；Ysa2=1.83F=FliM1YSTYNYX/SFLM1FLM1=220 MPa；SFLM1=1.0FLM2=190 MPa；SFLM1=1.0YST=2N1=121109；N2=3.35108；查得YN1=1.0；YN2=1.0YX1=YX2=1.0F1=1.01.0=440 MPaF2=1.01.0=380 MPa=0.00945=0.01074取=0.01074mn= =1.302 mn=2合适五、参数尺寸确定中心距a=（Z1+Z2）m/2cos=（28+95）2/2cos11=125.31取为125修正=arccos（Z1+Z2）m/2cos=10.26=10153611-101536=44241允许分度圆直径：d1=Z1m/cos=282/ cos26=56.910 mmd2=Z2m/cos=952/ cos10.26=193.090 mm齿轮宽度：b=d.d=56.91取为57 mm小齿轮宽度：b1= b+5=57+5=62 mm大齿轮宽度：b2= b=57 mm齿顶直径： da！=d！+2 mn=56.97+4=60.910 mmda2=d2+2 mn=193.09+4=197.090 mm六、计算结果：小齿轮：材料45#，调质，S 170210MPa ，齿数Z1=28；模数mn=2，齿宽b1= 62 mm，分度圆直径56.910 mm，齿顶圆直径：60.910 mm，螺旋角101536。大齿轮：材料45#，常况，S230250MPa，齿数Z1=95；模数mn=2，齿宽b2= 57 mm，分度圆直径193.090 mm，齿顶圆直径：197.090mm，螺旋角101536。中心距为125 mm，精度都为8级，传动比i=3.393。4.3 低速级齿轮的设计计算设计参数P=P2=2.737 kW n2=112.6r/min一、 选材、齿数、精度及螺旋角a材料：大齿轮45#，常况，S =170210MPa大齿轮45#，调质，S =230250MPab精度等级8级c齿数Z2取32i=i总/i带 i1=21525/23.393=2.538Z2=i32=2.5322.538=81.216取Z2=81i=2.531i- i/ i=（2.538-2.531）/2.538= 0.3%允许二、设计软齿面，按接触强度设计：d1 =a初选K=1.4；d=1.0；=14bT1=9.55106=9.551062.737/112.6=2.32105N. mmcu=3.531dZH= t=arctg（tgu/cost）= arctg（tg20/cos14）=20.56t= arctg（tg.cost）= arctg（tg14/cos20.56）=13.14ZH=2.457e ZE=189.8f Z=0.985g =1.88-3.2（）cos=1.88-3.2（）cos14=1.689=0.3181.032tg14=2.5371 Z=0.769H=HLM1/ SHLM1 .ZN.ZX.ZW.ZLVRMPaaHLM1=580 MPa；SHLM1=1.0 HLM2=520 MPa；SHLM2=1.0bN1=63652460112.6=3.55108N2= N1/i=3.55108/2.531=1.4108查图517得ZN1=1.0；ZN2=1.0cZX=1.0dZW=1.0eZLVR=0.92（精加齿轮）H1= 1.01.01.00.92=586.96 MPaH2= 1.01.01.00.92=478.4 MPa取H=478.4 MPa带入第一式得d1 =78.55 mm三、验算K（K=KA.KV.K.K）KA=1.0（匀速皮带机）V=Dn！/601000=78.55112.6/601000=0.463 m/sZV= Z1/cos3=32/ cos314=35.03；ZVV=35.030.463=16.21 m/s查图54得KV=1.005查表54得K=1.2查图57得K=1.15K=KA.KV.K.K=1.01.0051.21.15=1.4076修正d1=78.69 mmmn=d1.cos/Z1=.cos14=2.39接近2.5取mn =2.5四、按弯曲强度校核a. mn=K=1.4076；d=1；=14；T1=2.32105 N. mm=2.5371 所以Y=1-=1-=0.883Y=0.25+=0.25+0.75=0.668ZV1=35.03；ZV2= Z2/cos3=95/ cos314=86.04；查图514、515得YFa1=2.5；Ysa！=1.65；YFa2=2.25；Ysa2=1.77b. =FliM1YSTYNYX/SFLM1FLM1=220 MPa；SFLM1=1.0FLM2=190 MPa；SFLM1=1.0YST=2N1=3.55108；N2=1.4108；查得YN1=1.0；YN2=1.0YX1=YX2=1.0F1=1.01.0=440 MPaF2=1.01.0=380 MPa=0.01031=0.01048取=0.01048mn= =1.932.5mn=2.5合适五、参数尺寸确定中心距a=（Z1+Z2）m/2cos=（32+81）2.5/2cos14=145.57取为145修正=arccos（Z1+Z2）m/2cos= arccos（32+81）2.5/2145=13.06=13336；变化与初选值相差1，合适。分度圆直径：d1=Z1m/cos=322.5/ cos13.06=82.124 mmd2=Z2m/cos=812.5/ cos13.06=207.876 mm齿轮宽度：b=d.d=1.082.124=82.124取为82 mm小齿轮宽度：b1= b+5=82+5=87mm大齿轮宽度：b2= b=82 mm齿顶圆直径： da！=d！+2 mn=82.124+22.5=87.124 mmda2=d2+2 mn=207.876+22.5=212.876 mm六、计算结果：小齿轮：材料45#，调质，S230250MPa，精度为8级，齿数Z1=32；模数mn=2，齿宽b1= 82 mm，分度圆直径207.876 mm，齿顶圆直径：87.124 mm，螺旋角13336。大齿轮：材料45#，常况，S 170210MPa ，精度为8级，齿数Z1=81；模数mn=2.5，齿宽b2= 82 mm，分度圆直径207.876 mm，齿顶圆直径：212.876mm，螺旋角13336。中心距为145 mm，传动比i=2.531 。第五章轴的设计5.1 轴颈的设计计算一、高速轴轴颈的设计计算a.初选材料为45优质碳素结构钢，并作调质处理，其机械性能查表81得B= 637MPa；S=353MPa；b.确定外伸段轴颈dA0 外伸轴上装有带轮且具有较大的压轴力。A0取为140，P=P1=2.85kW；n=n1=384r/min；d140=27.31 N取为30 mmc.考虑到轴肩等加大因素，轴颈取40二、中间轴轴颈的设计计算a.材料与上相同b.初步确定轴颈d=A0 A0=110（无外伸）P=P2=2.737kW；n=n2=112.6r/min；d=110=31.86 mm考虑到开键槽对轴的削弱，将其放大1.04倍，d=1.0431.86=33.14 mmc. 分析结构取轴颈为40三、低速轴轴颈的设计计算a.材料与上相同b.根据扭矩初步确定轴颈d=A0 A0=110；P=P3=2.628kW；n=n3=44.6r/min；d=110=42.8 mm考虑到开两个键槽对轴的削弱，将其放大为45 mmc. 为保证轴上零件的可靠定位，以及密封圈为标准件，轴泵安装、拆卸方便，外伸处应作成阶梯轴，因而，轴颈应大些，取为60。四、计算结果高速轴轴颈为40 mm中间轴轴颈为40 mm低速轴轴颈为60 mm5.2 轴承的初步选择一、高速轴轴承的选择高速轴外伸较长，带装置压轴力较大，且因吻合而产生一定轴向力，故选择7308二、中间轴轴承的选择中间轴受力较大故选择7308三、低速轴轴承的选择低速轴由转速最低，因而受力最大，派生轴向力也最大，选择7212四、计算结果高速轴轴承为7308中间轴轴承为7308低速轴轴承为72125.3 轴的结构设计及校核计算一、高速轴二、中间轴三、低速轴注：下列轴的结构图只能用于轴的校核计算，不能用于制造加工时用，制造加工时必须采用零件图。5.4 轴的校核一、高速轴的校核计算a.受力图169.5 R1y 51 64 32.5 19 Fa T M1 Fr Ft R1x R2y 1160N Ft1=2491NFa1= Ft1.tg= 2491.tg10.26=451NFr1= Ft1.tg20/cos10.26= 921.4NT=70.88M1= Fa1.=451. 10-3=12.83N.mR1X（169.5+51+19）/1000-921.4169.5/1000+1160（64+32.5）/1000-12.83=0R1X =238.3 NR2X= Fr1- R1X +1160=921.4-238.3+1160=1843.1NR1y （169.5+51+19）/1000-2491169.5=0R1y =1762.9 NR2y= Ft1- R1y=2491-1762.9=728.1 N根据已求得的各力和力矩，作出水平弯矩图，垂直方向弯矩图和扭矩图如下：水平面弯矩MX，竖直向组内弯矩My，R扭矩T作于图上得29.511 16.681 111.94 123.4 Mx My T Mmax=126.88 N.mMcamax=128.65 N.mdcr=28.60而轴段最小轴颈为dmin=30；考虑到开两个键槽对轴的削弱，将dcr=29.7dmin在整个轴段上都能满足使用要求。计算结果：Mcamax=128.65 N.m与最大弯矩对应的临界轴颈dcr=28.60mm考虑到开两个键槽对轴的削弱，将dcr=1.4dcr=29.7dmin=30，高速轴满足使用要求。二、中间轴的校核计算a.受力图209.5 63.5 4 R1y Ft1 Ft1 M2 Fa1 Fa2 Fr2 Ft2 4 51 Mt1 F t1= F t1=2491 NF a1= F a1=451 NF r1= F r1= 921.4 NM1= M1=12.83 N.mF t2= =5414 NF a2= F t2.tg=1256 NF r2= Ft2.tg/cos=2023 NM2= Fa2.=51.52 N.mR1X209.5/1000+921.4154.5/1000-43.54-51.58-2023（63.5+4）=0R1X =238.3 NR2X= Fr2- R1X - F r1=2023-426.3-921.4=675.3 NR1y 2095/1000=2491154.5/1000+541467.5/1000 R1y =3582 NR2y= Ft1+ F t2- R1y=2491+5414-3582=4323 N根据上述各力和力矩，作出水平弯矩图，垂直方向弯矩图和扭矩图如下：注：7308压力中心由GB/T292查得a=19，确定的圆各尺寸是根据零件图及装配图确定的。97.163N.m232.13N.m45.583N.m23.45N.m291.80N.mMy197.1N.m66.99N.mMy.T（N.m）Mx45.583N.m 97.163N.m 232.13N.m 23.45N.m 291.80N.m My 197.1N.m 66.99N.m My.T（N.m） T由上图知：Mmax=305.7 N.m（发生在大齿轮轴的中心处）Mcamax=313.5 N.m与此最大当量弯矩相对的临界轴颈为dcrdcr=38.48考虑到轴上开有键槽（1个），将dcr放大3%，得dcr=38.481.03=39.6mmdmin=40 mm中间轴强度足够，能够满足使用要求。计算结果：Mmax=305.7 N.mMcamax=313.5 N.m与Mcamax对应的临界轴颈dcr=38.48mm，有一个键槽对dcr=39.6mm，dmindcr中间轴合格。三、低速轴的校核计算轴承7212，a=22，将各力向轴线上消化得T=262.72 N.mFt2= Ft2=5414 NFa2= Fa2=1256 NFr2= Fr2= 2023 NM2= Fa2.=1256. 10-3=130.55 N.m-R1X（22+138+63.5+22）/1000-130.55+202385.5/1000=0R1X =1236.3 NR2X= Fr- R1X =2023-1236.3=786.7 NR1y=5414/(22+138+63.5+22) （63.5+22）=1885.53 NR2y= Ft- R1y=5414-1885.53=3528.47 N利用以上求得各力和力矩，作出低速轴的水平弯矩图和垂直方向弯矩图：由上图知最大弯矩发生在与齿轮配合轴段的中心处：其值Mmax=360.6 N.mMcamax=398.2 N.m与此最大当量弯矩相对的发生破坏时的临界轴颈为dcrdcr=41.68 mm考虑到轴上开有键槽（2个），将dcr放大7%，得dcr=41.681.07=44.60mmdmin=45 mm故该轴足够安全。计算结果：Ft2= Ft2=5414 NFa2= Fa2=1256 NFr2= Fr2=2023 NM2= 130.55 N.mR1X =1236.3 NR2X= 786.7 NR1y=1885.53 NR2y=3528.47 N最大弯矩发生在与齿轮配合轴段的中心处：其值Mmax=360.6 N.mMcamax=398.2 N.m当量弯矩最大值Mcamax=398.2 N.m，其对应的失效临界直径dcr为41.68mm，当开两个键槽对dcr=44.60mm，dmindcr轴安全。第六章滚动轴承的选择及寿命计算6.1 轴承选择低速轴：一对7212C背对背安装中间轴：一对7308C面对面安装高速轴：一对7308C背对背安装注：此处轴承的选择结果是根据上章轴的结构及受力情况而确定的。6.2 轴承寿命验算一、高速轴寿命验算1.条件轴承内侧面间距为201.5（由装配图上得）：7308C、409023，a=19，cr=40.2，cr0=32.8R1X =238.3 N ，R1y =1762.9 NR2X=1843.1 N，R2y=728.1 N F a1=451N，轴承2处有较大弯矩作用。（以上各力计算祥见第五章第三节）2.受力简化图（只列出对轴承寿命有影响的各力）R1=1778.9 NR2=1981.7 N3.寿命验算a.初选e=0.4，并确定A1，A2s1=0.4R1=0.41778.9=711.56 Ns2=0.4R2=0.41981.7=792.68 Ns1+ F a =711.56+451=1162.56 Ns2=792.68 N 轴承2受压：A1=s1=711.56 NA2=s1+ F a =1162.56 N 验算：b. A1/C0=711.56/32.8103=0.0217查表e！=0.38+0.170.02=0.3834（内差法）A2/C0=1162.56/32.8103=0.0354查表e2=0.4+0.03=0.4054（内差法）s1= e！R1=0.38341778.9=682.7 Ns2= e2R2=0.40541981.7=803.4Ns1+ F a =682.7+451=1133 Ns2=803.4 N轴承2被压：A1=s1=682 NA2=s1+ F a =1133 N与初算时数值相差不大，无需重设e计算。c. A1/R1=682/1778.9=0.3834 = e！X1=1；Y1=0A2/R2=1133/1981.7=0.572 e2=0.4054X2=0.44；Y2=1.4-0.1=1.382（查表，内差）d. P1=fdfm（X1R1+Y1A1）对轴时无集中弯矩斥用fm=1.0；fd为1.1P1=1.11.0（11778.9+0）=1957 NP2=fdfm（X2R2+Y2A2）对轴承2有弯矩斥用具很大，fm取为2；fd取为1.1P2=1.12（0.441981.7+1.3821133）=5363 N取P=maxP1，P2=5363 NL10h=18278 h即2.086年，寿命足够，且超过两年不多，经济适用。计算结果： 轴承2被压，A1= 682 N，A2= 1133 N，X1=1；Y1=0，X2=0.44；Y2=1.382；P1=1957 N；P=P2=5363 N；L10h=18278 h，即2.086年，高速轴选用7308C合适。二、中间轴寿命验算1.轴承内侧面间距为201.5（由装配图上得）：7308C、409023，a=19，cr=40.2，cr0=32.8R1X =426.3 N ，R1y =3582 NR2X=675.3 N，R2y=4323 N F a1=451N，F a2=1256N，弯矩作用（以上各力计算祥见第五章第三节）2.受力简化图（只列出对轴承寿命有影响的各力）R1=3607 NR2=4376 N3.寿命验算a.初选e=0.43s1=eR1=0.433607=1540.3 Ns2=eR2=0.434376=1881.7 Ns2+ F a =1881.7+125.6-451=2686.7 Ns1=792.68 N轴承1被压紧：A1= s2+ F a =2686.7 NA2= s2=1881.7 NA1/C0=2.6867/32.8=0.0819查表e！=0.43+0.03=0.452A2/C0=1881.710-3/32.8=0.0514查表e2=0.4+0.03=0.4274（内差法）s1= e！R1=0.4523607=1619.1 Ns2= e2R2=0.42744376=1870.3N轴承1被压：A1= s2+ F a =1870.3+1256-451=267.53 NA2= s2=11870.3 N无需重算。c. A1/R1=2675.3/3607=0.747 e！=0.452 X1=0.44；Y1=1.3-0.07=1.2489A2/R2=1870.3/4376=0.4274 = e2 X2=1.0；Y2=0d. P1=fdfm（X1R1+Y1A1）fm=1.0（无力矩作用）；fd=1.2P1=1.21.0（0.443582+1.24892675.3）=5901 NP2=fdfm（X2R2+Y2A2）P2=1.21.04376=5251.2 N取P=maxP1，P2=5251.2 NL10h=46796 h即5.36年2年分析验算结果知，该组轴承寿命远大于2年，在大修时拆下后，仍具有一定的寿命，可以用于一些不重要的部位或便于更换的部位。计算结果： A1=267.53 N，A2= 1870.3 N，P=P1=590 N；fm=1.0；fd=1.2；P2=5251.2 N；L10h=46796 h，即5年，该组轴承寿命满足大修需要。三、低速轴的寿命验算1.条件轴承内侧面间距为201.5（由装配图上得）：7212C、6011022，a=22，cr=44.8，cr0=37.8R1X =1236.3 N ，R1y =1885.53 NR2X=786.7 N，R2y=3528.47 NF a=1256 N（注：以上各数据均由第五章第三节轴的校核中得到的）2.受力简化图（只列出对轴承寿命有影响的各力）R1=2255 NR2=3615 N3.寿命验算a.初选e=0.4s1=0.4R1=0.42255=902 Ns2=0.4R2=0.43615=1446 Ns1+ F a =902+1256=2158Ns2=1446 N 轴承2被压紧：A1=s1=902 NA2=s1+ F a =2158 N 验算：b. A1/C0=920/37.8103=0.0239查表e！=0.38+0.02=0.3878A2/C0=1446/37.8103=0.0383查表e2=0.44+0.03=0.4083根据e！，e2求得s1= e！R1=0.38782255=874.5 Ns2= e2R2=0.40833615=1476 Ns1+ F a =874.5+1256=2130.5 Ns2=1476 N轴承2被压紧。A1=s1=874.5 NA2=s1+ F a =2130.5 N与初算时数值相差不大，无需重设e计算。c. A1/R1=0.3878 = e！X1=1.0；Y1=0A2