超微粉碎机粉碎部分结构设计毕业论文.doc

东北大学毕业设计（论文） 超微粉碎机 粉碎部分结构设计毕业论文 - 1 - 超微粉碎机粉碎部分超微粉碎机粉碎部分 结构设计毕业论文结构设计毕业论文 目录目录 目录.- 1 - 第 1 章 绪论.- 3 - 1.1 设计题目：.- 3 - 1.2 简要背景:.- 3 - 1.3 系统总体方案的确定：.- 4 - 第 2 章 转子的动平衡.- 5 - 2.1 转子不平衡的种类与平衡方法的选择.- 5 - 2.2 转子的动平衡方法的选择.- 6 - 2.3 八点试重周移法测定不平衡质量所在的方位及平衡质量应加的位置.- 6 - 2.4 确定平衡质量的大小 .- 7 - 第 3 章 机械结构的设计计算.- 8 - 3.1 设计原始数据：.- 8 - 3.2 带传动的设计:.- 8 - 3.2.1 选择带的种类.- 8 - 3.2.2 设计初始参数：.- 8 - 3.2.3 求计算功率:.- 8 - 3.2.4 选择带的截型.- 8 - 3.2.5 确定带轮基准直径.- 9 - 3.2.6 验算带速和传动比.- 9 - 3.2.7 初定中心距.- 10 - 3.2.8 确定带的基准长度.- 10 - 3.2.9 实际中心距.- 11 - 3.2.10 小带轮的包角.- 11 - 东北大学毕业设计（论文） 目录 - 2 - 3.2.11 单根 V 带的初拉力.- 11 - 3.2.12 带轮的工作图.- 11 - 3.3 轴的设计计算.- 13 - 3.3.1 轴的形状与材料的确定.- 13 - 3.3.2 初步估算轴径.- 14 - 3.3.3 轴的强度校核.- 15 - 3.4 键的选择及强度校核.- 19 - 3.4.1 连接大带轮处.- 19 - 3.4.2 连接小带轮处.- 19 - 3.4.3 连接转动体处.- 20 - 3.5 轴承的选择及寿命计算.- 21 - 3.5.1 圆锥滚子轴承.- 21 - 3.5.2 双列向心辊子轴承.- 24 - 第 4 章 设备的经济性与环保分析.- 25 - 第五章 结论与展望.- 26 - 5.1 结论.- 26 - 5.2 展望.- 26 - 参考文献.- 27 - 结束语.- 28 - 译文（德译汉）.- 29 - 东北大学毕业设计（论文） 第 1 章 绪 论 - 3 - 第第 1 1 章章 绪论绪论 1.1 设计题目：设计题目： 超微粉碎机粉碎部分结构设计。 1.21.2 简要背景简要背景: : 图 1-1 我国非金属矿产品的开发利用始于 50 年代,到目前为止已经发现有经济价 值的非金属矿产就达 100 多种,产地达 5000 余处。作为重要的工业资源,非金属 矿产量占矿物开采总量的 70%。非金属矿大部分经粉碎分级后直接用于农业、 化工、造纸、塑料、橡胶和涂料等产品之中。由于非金属矿的种类繁多,根据其 用途不同对粉碎产品的粒度分布、纯度等方面都提出各种不同的要求。因此,超 细粉碎技术的发展必须适应其特定的要求。一般来讲,对非金属矿的要求有以下 几点。 (1)细度。非金属矿产品的应用均要求一定的细度。 (2)纯度。非金属矿产品的纯度要求也是其主要指标之一。 (3)粉体形状的特殊要求。有些非金属矿产品对其形状提出了严格的形状要求,以 东北大学毕业设计（论文） 第 1 章 绪 论 - 4 - 适应不同需要。 因此,超细粉碎技术的发展就在一定程度上决定了非金属矿产品的合理开 发和综合利用的效果。 经过几十年特别是近十年的研究开发,非金属矿工业取得了巨大的发展,其深 加工技术不断完善,缩小了与工业发达国家的差距,基本上能满足自身行业和相关 领域所需原料的质量要求。 超微粉碎机 FSJ 粉碎机利用自带的分级系统能够在不停机情况下，任意 调节粒度，而且能耗低，便于清洁维修。 对于硬度不是很高，而加工后的粒度要求在左右的物150 m200 m 料，则需要超微粉碎机 630 来加工。 由于该机型结构紧凑，检修方便，能耗低，效率高，粒度均匀；可广泛应 用于医药、化工、饲料、塑料、食品和非金属矿的粉碎加工。 1.31.3 系统总体方案的确定：系统总体方案的确定： 本课题主要是设计 FSJ630 超微粉碎机高速粉碎部分结构，FSJ630 超微 粉碎机具有很强的破碎和研磨能力，非常适合于硬度不高的非矿物材料的干燥， FSJ630 超微粉碎机是一款集粉碎和分级为一体的多功能干燥机。对于 FSJ 超 微粉碎机的部分结构设计， 首先要查阅有关资料，了解超微粉碎机的基本工作 原理，主要设计粉碎部分的机构，然后，对轴承和皮带轮进行校核计算,校核各 部分强度，最后编制设计 东北大学毕业设计（论文） 第 2 章 转子的动平 衡 - 5 - 第 2 章 转子的动平衡 超微破碎机 FSJ630 是一种高效的粉碎设备，破碎比大，粒度均匀。它的主 要工作部件是带有板锤的高速旋转的转子，直接或间接装在机壳上的各种形式 反击板。对于转子的设计、安装和修复，都要注意转子的平衡。否则转子部件 在工作过程中将会造成较大的振动，产生附加动载荷，破坏设备的正常工作条 件，使轴承温升过高、使用寿命缩短，甚至使某些零部件产生裂纹损坏。所以 转子的动平衡是超微粉碎机设计必须考虑的课题。 2.12.1 转子不平衡的种类与平衡方法的选择转子不平衡的种类与平衡方法的选择 转子不平衡可以分为三种类型:静不平衡、动不平衡和混合不平衡。对于机 械设备的转子，往往会出现动不平衡或混合不平衡。修复后的转子是否平衡和 需要找何种类型的平衡，一般可通过图 2.1 进行选择。 图 2.1 平衡选择图 通常需要找动平衡的转子，最好先找好静平衡。反之，凡是己经找好动平 衡的转子，就不需找静平衡了。因为动平衡的精度比静平衡的精度要高。由于 超微破碎机的转子属于高速转子，所以要找的是动平衡。 2.22.2 转子的动平衡转子的动平衡方法的选择方法的选择 假如有条件的话，如果有低速动平衡机，如图 2 所示，能直接确定平衡重 东北大学毕业设计（论文） 第 2 章 转子的动平 衡 - 6 - 的方位和平衡重量的大小。而且具有很高的平衡精度，操作人员具有一定的水 平即可完成动平衡的整个过程。 若没有专门的动平衡仪，只要有小型测量仪器，如千分表、测振仪，在自 制的动平衡支架上，采用“八点试重周移法”亦可完成找动平衡，只是对操作 人员的要求稍高而己。 用此法找动平衡时，一般情况下，是将转子直接放在机器自身的轴承中进 行测量。首先需用振动仪或千分表先测量转子两侧轴承的初振幅，然后，先从 初振幅最大的一侧开始找平衡。 2.32.3 八点试重周移法测定不平衡质量所在的方位及平衡质量应加的八点试重周移法测定不平衡质量所在的方位及平衡质量应加的 位置位置 测定转子不平衡质量时的情形。允许它在水平方向摆动，而右侧的轴承必 须固定，同时在转子左侧的端面(即校正平面)上，选定一个固定试验铁块的圆 周(叫试重固定槽)，并将其分成八等分，标出顺序号。试验铁块的质量: （2-1） 2 3000 () 100 W wG n 式中:每 100kg 的转子所用的试验铁块的质量(见表 2-1)；W 转子的质量，kg;G 转子的转速，r/min。n 测定平衡质量应加的位置:先将试验铁块可靠地固定在八个分点之一上，起 动转子使其达到工作转速，并测得轴承的振幅值。同样依次将铁块固定在其它 分点上，并分别测其振幅值，根据测出的各振幅值咋出图砚所示的曲线。 表 2.1 实验铁块的质量 东北大学毕业设计（论文） 第 2 章 转子的动平 衡 - 7 - 2.42.4 确定平衡质量的大小确定平衡质量的大小 平衡质量的大小可以用试测法来确定。测定时先在最小振幅所对应的分点 上，轮流加上三、四个较重的铁块，如 1.4W,1.8W,2.2W 和 2.6W(每 100Kg 的转 子所用实验铁的质量)等，并测出在加上这些试验铁块后的轴承振幅。假设新的 最小振幅是加上试验铁块质量为 2.2w 时出现，平衡质量= 2.2w 是最适宜的，0Q 但此时的振幅不等于零。这是由于所加平衡质量的位置不完全准确所致。如0Q 果对平衡结果并不满意，则可将平衡质量 Q 的重量改变几次，来确定 Q 的准确 最 适宜的质量和位 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 8 - 第第 3 3 章章 机械结构的设计计算机械结构的设计计算 3.1 设计原始数据设计原始数据： 转子的直径（mm） 630 转子线速度（m/s） 131.88 电机额定功率（kw） 22 电机转速（rpm） 2940 带传动类型 基准 A 型 V 带 3.23.2 带传动的设计带传动的设计: : 3.2.13.2.1 选择带的种类选择带的种类： 基准 A 型 V 带 3.2.23.2.2 设计初始参数：设计初始参数： 电机额定功率：22kw 小带轮转速 n1: 4000r/m 3.2.33.2.3 求计算功率求计算功率: : （3-1）kwPKP ac 22221 其中，工况系数 Ka选择 1 3.2.43.2.4 选择带的截型选择带的截型： 按窄 V 带选型图，据计算功率 Pc和小带轮转速 n1，应选用 SPA 带 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 9 - 表 3.1 3.2.53.2.5 确定带轮基准直径确定带轮基准直径： 查表得，SPA 型，结合系列化经验，选用 dd1=212mm （3-2）21(1)280.476ddidd 查表得：dd2=280mm 3.2.63.2.6 验算带速和传动比验算带速和传动比： （3-3） 11 36.96/ 60 1000 ddn m s 对与高速 V 带没有超过 40m/s，可以 （3-4）1.348 d2 d1 d i = d (1- ) 初设=1.36，传动比误差： , i （3-5） , 100%0.9%3% ii i i 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 10 - 没有超过要求值，可以。 3.2.73.2.7 初定中心距初定中心距： 按照规定： （3-5） 0 min12 0 max12 0.7()343 2()980 dd dd addmm addmm 取。0640amm 3.2.83.2.8 确定带的基准长度确定带的基准长度 （3-6） 2 12 0012 0 () 2()1816.48 24 dd dd dd Laddmm a 按表 3-1，取mmLd1800 表 3-2 标准宽度 V 带基准长度系列表 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 11 - 3.2.93.2.9 实际中心距实际中心距： （3-7） 0 0650.2 2 dLL aamm 式中：m 为 V 带每米长的质量，查下表得 m=0.12kg/m。 3.2.103.2.10 小带轮的包角小带轮的包角： （3-8） 21 0000 118057.3174120 dd a a 3.2.113.2.11 求求 V V 带根数：带根数： （3-9） 529 . 5 88 . 0 96 . 0 )25 . 0 46 . 4 ( 22 )( 11 La c KKPP P z 根数取 z=6 根。 式中：按窄 v 带额定功率图查得；kwPkwP25 . 0 ,46 . 4 00 查表得；。96 . 0 a K88 . 0 L K 3.2.113.2.11 单根单根 V V 带的初拉力带的初拉力 （3-10） 2 0 5002.5 (1)512 cP FqvN zvKa （3-11） 1 02sin6135 2 Q a FzFN 3.2.123.2.12 带轮的工作图带轮的工作图 查表 3-3，大带轮为辐板式，辐板厚 S=30mm，查窄 V 带轮轮缘宽、毂孔直 径及轮缘长度表格,结合系列化经验，毂孔直径，轮毂宽度mmd55 0 mmL125 查表 3-2，轮缘及轮槽尺寸（示意图见图 3-1）见表 3-3。 小带轮为实心轮，查窄 V 带轮轮缘宽、毂孔直径及轮缘长度表格,结合系列 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 12 - 化经验，毂孔直径，轮毂宽度。mmd48 0 mmL125 表 3-3 图 3-1 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 13 - 表 3-4 表 3-5 3.33.3 轴的设计计算轴的设计计算 3.3.13.3.1 轴的形状与材料的确定轴的形状与材料的确定 使用常用的圆截面阶梯形状直轴。通过轴承与机架相连，装在轴上的零件 都围绕轴心线作回转运动，形成一个以轴为基础的轴系部件。 轴的材料应满足强度、刚度、耐磨性、耐腐蚀性等方面的要求。按照经济 合理、适用的原则，根据本设计方案的具体情况，采用最常用的 45 号钢 经调 质后（HB170-217） ，。MPa b 600 GPaE210 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 14 - 表 3-6 轴的部分常用材料和主要性能 3.3.23.3.2 初步估算轴径初步估算轴径 轴的直径按扭转强度条件计算，强度条件为： （3-12） MPa W n P W T T RT T 109550 3 式中 轴的扭剪应力，； T MPa T轴传递的转矩，； mmN 轴的抗扭截面模量，； T W 3 mm P轴传递的功率，kW； N轴的转速，rpm； 轴材料的许用扭剪应力，。 T MPa 对于实心圆轴 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 15 - 3 3 2 . 0 16 d d WT 则轴的直径为： （3-13） 6 3 3 9.55 10 0.2 T PP dC nn 查表 20-3，对于 45 号钢的轴 C=118-107。轴上有键槽时，会削弱轴的强度。 对于直径的轴，单键时轴径增大 3%-5%，双键时增大 7%-10%，而且 100dmm 中心有 8 的螺钉。 （3-14） 3 11.05829.3 p dCmm n 3.3.33.3.3 轴的强度校核轴的强度校核 （1）画轴的空间受力图 将带轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点 反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；不考虑松、紧边压力差，而近 似地按两边均为 的合力计算。 0 F 3）作出当量弯矩图，并确定可能的危险截面 由于该轴可以简化为超静定连续梁问题，采用材料力学中的力法解该结构。 虽然平面刚架的杆件横截面上，一般有弯矩、剪力和轴力，但剪力或轴力对位 移的影响都远小于弯矩，故在计算上述系数和常数项时可以只考虑弯矩的影响。 该结构共有两个多余约束，根据力法，解除这三个多余约束，这样就得到 了基本静定的相当系统。 根据变形谐调条件列出线性方程组： 0 0 0 9939992989197 739672957194539352925191 7937992789177 737672757174537352725171 5935992589157 735672557154535352525151 P P P XXX XXXXXX XXX XXXXXX XXX XXXXXX 应用莫尔积分分别计算方程组中的三个常数项和二十七个系数： 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 16 - 5 3 5 0 5 3 )()( EI Pa EI dxxMxM a P 8 3 8 0 7 3 )()( EI Pa EI dxxMxM a P 10 3 10 0 9 3 )()( EI Pa EI dxxMxM a P a EI l EI dxxMxM 0 5 3 5 52 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 5 5 53 )()( a EI l EI dxxMxM 0 8 3 8 54 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 8 3 8 55 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 8 8 56 )()( a EI l EI dxxMxM 0 10 3 10 57 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 10 3 10 58 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 5 3 5 71 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 5 3 5 72 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 5 5 73 )()( a EI l EI dxxMxM 0 8 3 8 74 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 8 3 8 75 3 )()( 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 17 - a EI l EI dxxMxM 0 8 8 76 )()( a EI l EI dxxMxM 0 10 3 10 77 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 10 3 10 78 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 5 3 5 91 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 5 3 5 92 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 5 5 93 )()( a EI l EI dxxMxM 0 8 3 8 94 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 8 3 8 95 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 8 8 96 )()( a EI l EI dxxMxM 0 10 3 10 97 3 )()( a EI l EI dxxMxM 0 10 3 10 98 3 )()( 将求出的常数项和系数带入正则方程，经整理简化后，解方程得： （3-15）NX506.113014 51 （3-16）NX181.3355201 71 （3-17）NX922.160111 91 其中负号表示与假设的方向相反。 （3-19）NX632.14456 31 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 18 - （3-20）NX975.1527 81 （4） 作出转矩阵图 根据条件，轴传递的转矩： （3-21） mmNmN n P T 283919919.283 740 22 95509550 图 3-2 （5）按弯扭合成强度计算 危险截面上的计算应力可以按第三强度理论（最大剪应力理论）计算： ca （3-22）MPa bTbca 4 22 式中 危险截面上弯矩 M 产生的弯曲应力； b 转矩产生的扭剪应力； T 按脉动循环变化处理，查轴的许用弯曲应力，取。 b MPa b 70 （3-23） MPa W TM b ca 7075 . 2 32 108 283919181.3355201 3 22 2 7 2 7 7 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 19 - （3-24） MPa W TM b ca 70812 . 0 32 90 283919632.14456 3 22 2 3 2 3 3 没有超过许用应力，可以。 3.43.4 键的选择及强度校核键的选择及强度校核 3.4.13.4.1 连接大带轮处连接大带轮处 （1）确定键的类型和尺寸 带轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用 C 型普通平键（见图） 。由下 表查得当轴径时，键取为。参照带轮轮毂宽度mmd551016hb ，及普通平键的长度系列，取键长。mml125 0 mmL112 （2）强度验算 平键连接的主要失效形式有：工作面被压溃（静连接） ，工作面过度磨损 （动连接） ，个别情况下会出现键被剪断。因是静连接，故只按工作面上的挤压 应力进行条件性强度校核，由式 （3-25）MPa dhl T dkl T pp 42 式中：d轴的直径，mm； k键与毂槽的接触高度，mm； h键的高度（） ，mm；kh2 l键的工作长度，mm； T转矩，；mmN 许用挤压应力 Mpa。 p 查取许用挤压应力为MPa p 70 （3-26）MPa dhl T dkl T pp 70827.13 1121055 212939442 没有超过许用挤压应力，满足强度要求。 3.4.23.4.2 连接小带轮处连接小带轮处 （1）确定键的类型和尺寸 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 20 - 带轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用 A 型普通平键。查表 060-1 得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度，mmd48812hbmml125 0 及普通平键的长度系列，取键长。mmL132 （2）强度验算 因是静连接，故只验算挤压强度，由 （3-27）MPa dhl T dkl T pp 42 式中 ：d轴的直径，mm； k键与毂槽的接触高度，mm； h键的高度（） ，mm；kh2 l键的工作长度，mm； T转矩，；mmN 许用挤压应力 Mpa。 p 查得许用挤压应力为MPa p 70 （3-28）MPa dhl T dkl T pp 70204.19 132842 212939442 满足强度要求。 3.4.33.4.3 连接转动体处连接转动体处 （1）确定键的类型和尺寸 由于是静连接，选用 A 型普通平键。查表 060-1 得当轴径时，mmd57 键取为。参照转动体宽度，及普通平键的长度系列，1016hbmml75 0 取键长。mmL55 （2）强度验算 因是静连接，故只验算挤压强度，由 （3-29）MPa dhl T dkl T pp 42 式中：d轴的直径，mm； k键与毂槽的接触高度，mm； h键的高度（） ，mm；kh2 l键的工作长度，mm； T转矩，；mmN 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 21 - 许用挤压应力 Mpa。 p 查得许用挤压应力为， MPa p 70 （3-30）MPa dhl T dkl T pp 70169.27 551057 212939442 满足强度要求，可以。 3.53.5 轴承的选择及寿命计算轴承的选择及寿命计算 由失效分析知，应进行防止疲劳点蚀的寿命计算需要校核靠近rpmn10 带轮处的圆锥滚子轴承，中心支撑架处的圆柱孔调心球轴承，和转动体处的滑 动轴承。 3.5.13.5.1 圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承 圆锥滚子轴承可同时承受以径向负荷为主的径向与较大的轴向负荷，不宜 用来承受纯轴向负荷。当成对配置使用时，可承受纯径向负荷。可调整径向、 轴向游隙。 （1） 轴承所受径向载荷 水平方向支反力 N e e e e qvFF f f t 964.1111 1 1 )687.2112 . 0 421.612(2 1 1 )(2 818.1652 . 0 818.1652 . 0 22 0 （3-31）N F R t H 032.191 7 . 139 24964.1111 7 . 139 24 1 （3-32）N F R t H 996.1302 7 . 139 7 . 163964.1111 7 . 139 7 . 163 2 垂直方向支反力 （3-33）N F R r V 257.835 7 . 139 24894.4861 7 . 139 24 1 （3-34）N F R r V 151.5697 7 . 139 7 . 163894.4861 7 . 139 7 . 163 2 合成支反力 （3-35）NRRR VH 824.856257.835032.191 222 1 2 11 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 22 - 图 3-3 图 3-4 （3-36）NRRR VH 249.5844151.5697996.1302 222 2 2 22 图 3-5 根据力的平衡原理，所有滚动体作用在内圈上的接触载荷的向量和必等于 径向载荷 R。受载最大点的作用力为： Z R F 6 . 4 max 式中 R径向载荷； Z轴承滚动体总数。 由上，轴强度的计算知 （3-37）NFR R 547.2074 7 . 163 7 . 139 894.4861 2 1 5 . 179 151 2 1 （3-38）N Z R F486.1590 6 547.2074 6 . 46 . 4 1max （2）计算轴承所受的轴向载荷 计算派生轴向力 由于有接触角 a 的存在，因而在计算径向当量动载荷时，须将轴承的径向 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 23 - 负荷所引起的派生轴向力 S 考虑在内 对圆锥滚子轴承来说， Y R S 2 轴承型号 30000，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为 ,则 8 . 0, 4 . 1,42 . 0 ,225,258 0 YYeCC orr （3-39）N Y R S009.306 4 . 12 824.856 2 1 1 （3-40）N Y R S232.2087 4 . 12 249.5844 2 2 2 计算轴承所受的轴向载荷 由结构知， NFA0 轴上个轴向力的方向 1S F 2S F 所以 NSSSAA232.2087),max( 21221 （3）计算当量动载荷 P 由 （3-41）42 . 0 44 . 2 824.856 232.2087 1 1 e R A 查表自 GB/T 297-1994 参照 ISO355-1977， 得。 4 . 1, 4 . 0 11 YX 由 （3-42）42 . 0 36 . 0 249.5844 232.2087 2 2 e R A 得 0, 1 22 YX 查表取冲击载荷因数。4 . 2 d f 根据弯矩合成图，取力矩载荷系数。 5 . 1, 1 21 mm ff （3- N AYRXffP md 651.7835 )232.20874 . 1824.8564 . 0(14 . 2)( 111111 43） （3- N AYRXffP md 21039.296 )232.20870249.58441 (5 . 14 . 2)( 222222 44） 东北大学毕业设计（论文） 第 3 章 机械结构的设计计 算 - 24 - （4）寿命计算 因,且两轴承型号相同，故只按计算寿命即可。取，查表 12 PP 2 P 2 PP 取温度系数，有1 t f （3-45）h P Cf n L t h 627.94976) 21039.296 2580001 ( 74060 10 )( 60 10 3 10 66 10 寿命高于 30000 ，故满足寿命要求。 h 3.5.23.5.2 双列向心辊子轴承双列向心辊子轴承 滑动轴承构造简单，制造方便，成本低；在高速时双列向心棍子轴承对中 性好、寿命长，运转平稳，对冲击和振动敏感性小。 （1）结构尺寸的确定 根据设计要求，由于机器装拆条件允许，采用整体式设计 由系列化经验，取宽径比23 . 1 d B 则轴承宽度mmdB746023 . 1 （2）选择材料 平均压强： （3-46）MPamN Bd F pm98 . 0 /1098 . 0 10 6074 4334 266 滑动速度： （3-47）sm nd v/32 . 2 100060 60740 100060 承载能力： ： （3-48）vpmsmMPavpm/27 .