课程设计报告计算说明书-二级展开式圆柱斜齿轮减速器

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目二级展开式圆柱齿轮减速器专业 班设计者指导老师2012年12月26日西安西安交通大学城市学院设计任务书(2)传 动 方案 的拟 定(2)、 电 动 机 的 选 择 和 计 算(3)四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算 (4)5、 联轴器的选择(5)6、 轴的设计计算(6)7、 铸 铁 箱 体 结 构 尺 寸(14)八教育资料(15)九、轴的 (17)十、轴承的教育资料(21)十 一、 键 的 选 择- (23)十 二、减 速 器 附(23)(30)(26)(27)计算结果设计计算内容一、设计任务书1 .要求：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用

2、年限 8年, 小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差 ±5%。2 .已知：带的圆周力 F=1900N,带速度V=2.45m/s,卷筒直径D=360mm3 .设计任务：减速器装配图一张；零件工作图2张；零件说明书1份。二、传动方案的拟定传动方案如下图1所示:教育资料教育资料三.电动机选择1 .电动机的类型和结构形式的选择经综合分析，选用 Y系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有 高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。Y 系列电动机，额定电压为 380V,额定频率为50HZ.。本设计中电动机采用封闭式结构。2 .电动机容量的选择工作机所需功率cFv19002.45 1八，P

3、w = 4.849kW1000% 1000M 0.96传动装置总效率na-n 2 轴器“ 3由承“黑=0.992 M 0.993 M 0.972 = 0.8948 所需电机输出P 4 849Pd =x = 5.4191kW0.8948a滚筒转速60v 60 M 2.45n = 129.97、130r/minndL0.36综合考虑，选 Y132M2-6, Rd=5.5kW n n=960r/min四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算I .传动装置所要求的总传动比为：nm 9607 qo/ioia = 7.3846n 130同时ia = i1i = 7.3846i 1高速级传动比由II =出

4、.31.几1a考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似取1.4Pw=4.849kWPd=7.0448kWn=130r/minY132M2-6Ped=5.5kW nm=960r/mini 1=3.0984i=2.3834ni = 960 r/minnn =309.837r/minnm =129.998r /minP =5.365kWR =5.152kWPm =4.947kWPw =4.849kWTo =53.908N m高速级传动比i1 = 3 1.4 = .7.3846 1.3 = 3.0984低速级传动比i uE J3846 =2.3834i13.09842.传动装置的运动和动力参数(1) .各

5、轴的转速：I 轴：nz = 960 r/minn 轴：nu = ni = 960 =309.837r/minii 3.984出轴：nm =- = 309.837 =129.998r/mini 2.3834(2) .各轴的输入功率(kw)I轴：r =Pd ”联轴器=5.4191 x0.99 = 5.365kWn轴：Pn =R“齿轮轴承=5.365父 0.97 父 0.99 =5.152kW出轴:Pm nPiwnZn = 5.152 父0.97父0.99 = 4.947kW 滚筒：Piv = Pm "轴承m "联轴器n =4.947 0.99 0.99 =4.849kW(3)

6、.各轴输入扭矩的计算(Nl- n)电动机轴的输出转矩To为：P5.419一T0 =9550 - =9550 53.908N mnm960故，l轴：1=T0 1 =53.908 0.99 =53.369N mn轴：Tu - TJ齿轮I "轴承I，1= 53.369 0.97 0.99 3.9378 = 158.609N mID轴:Tn = 158.609 N mTni =丁1："齿轮11 "轴承 u iTm =63.021N m= 158.609 0.97 0.99 2.3834 = 363.021N m 滚筒：T =348.609N mT =Tw"轴承皿

7、"联轴器 =363.021 0.99 0.99N m=348.609N m将各轴的运动和动力参数列于表1。表1各轴的运动和动力参数轴号功率P/ KW转矢巨T/(N.m)转速n(r / min)传动比i效率”电动机5.41953.90896010.99I轴5.36553.3699603.09840.96n轴5.152158.609309.3872.38340.96出轴4.947363.021129.99810.96卷筒轴4.751348.609129.998五.联轴器的选择最小轴径收八1rPT5.365I 轴： d 女31=113«卜 1.03 = 21.568mm,n1，1

8、440II 轴：力 >C3 P2 -113x3' 4.947 父 1.07 = 32.239mm "365.6864出轴：d1V 至C3 P3=113，2 4.751 >1.07= 42.751mmn31 129.998电动机轴径d=38mmI轴：主动 J 1型轴孔C型键槽d=38mm L1=82mm从动J 1型轴孔C型键槽d=32mm L1=82mmdi 21.568mmdn 一 32.239mmdiv -42.751mmTL6 型联轴器 J1。38-82 GB/T 4323-84JiC32 M 82六.轴的设计计算1.高速级齿轮传动设计1) .齿轮材料，热处理

9、考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面 渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度 230-250HBS,取小齿轮齿数乙=27高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度 190-210HBS,大齿轮齿数 z2 =i 父乙=3.0984x27 =83.656 取 z2=85.Z285 八1 u 3.148 证差小于 5%Z1272) .初步设计齿轮传动的主要尺寸(1) .确定许用甯曲应力 .弯曲疲劳极限应力大齿轮 d Fiim =220MPa小齿轮(T Flim =250MPa .寿命次数应力循环次数NF1 =60jFn1t =60父1父 960 M (8H 250 M 8)

10、 =9.216 父 108NF2 = 60jFn2t = 60 父 1 父 309.387 父(8 父 250 88) = 2.970 工 108Yn1=0.88 Y N2=0.93 .试验齿轮应力修正系数Yst=2 .最小安全系数按一般可靠度 SFmin=1.25 .许用弯曲应力="而二1丫*250父0.88父2 =352MPaSFmin1.252MMt =22 = 327.36 MPaSFmin1.25(2) .确定许用接触应力.接触疲劳应力大齿轮(T Hiim =580MPa小齿轮 d Hlim =550MPa .寿命系数应力循环次数NH1 =60jHn1t =60 1 960

11、 (8 250 8)=9.216 108NH2 =60jHn2t =6。1 309.378 (8 250 8)=2.970 108Zn1=0.9 Z n2=0.92 .最小安全系数按一般可靠度SHmin=1 .许用接触应力二H1 -：7Hmin1ZN1 -5800.9 =522MPa SHmin1二H2 JHmin2ZN2 = 550 0.92 =506MPaSHmin1b H2 V b H1,取b H = b H2| =506MPa(3) .按齿面接触强度确定中心距 .载荷系数设齿轮按8级精度制造电机驱动，轻微振动 取K=1.2 .齿宽系数按非对称布置软齿面取 中d =1=0.4822 d

12、2 1 a :u 13.148 1.弹性系数Ze=189.84 .节点区域系数初设螺旋角一：=12Zh=2.465 .重合度系数Z. Z端面重合度11二.二1.88 -3.2(- -)cos :Z1Z211= 1.88 -3.2()cos1227 85= 1.687轴向重合度乙mnbsin :sin ; d cos ：dZ1tanPnmn 二mn 二二1 27= tan12 =1.827 1冗Z V- 7 1.827 7406.螺旋角系数Z ： = . cos - = cos12 = 0.9897.设计中心距500x1.2 3.369(189.8 M2.46M 0.74黑0.989 1二 (3

13、.148+1)3i0 0.482x3.148<506)=88.233mm2acos 2 88.233 cos12 mnz1 z227 85= 1.541取m=2,重求中心距mn(Z1 Z2)2 (27 85)a114.502mm2cos :2 cos12圆整中心距，取 a=115mm调整3一:二 arccos Mi Z2) . 2a2 (27 85): arccos _ 2 115= 13.116(4) .确定齿轮参数尺寸1. 取齿数 z 1=27 z 2=852. 模数 mn=2mm3. 实际齿数比 u =五=竺=3.148Z1274. 确定分度圆直径d1 - mnZ17 一22755

14、.446mmcos：cos13.116d2 =nZ2- =-285 =178.661mm cos：cos13.1165. 确定齿宽b =b2=a ； =115 0.482 55.43mm 2 a取 b=b2=55mmb1=b2+5=60mm(5) .验算轮齿弯曲强度1. 当量齿数zv1 = z1 - =° 27=27.063cos : cos 13.116Z2zv2 -3cos853=94.180cos 13.1162.齿形系数和修正系数线性差法可得Fa1=2.586 Y Sa1=1.597Fa2=2.174 Y Sa2=1.7963.重合度系数Ye重新计算端面重合度二=1.88-3

15、.2十cos :4.5.=1.883.2-1.670z1 z2'11. 十 cos13.1160<27 85JJ0.750.75Y0.25 ： 0.25 0.849'；：.1.670螺旋角系数由3及e b>1 ,取丫产0.83校核弯曲强度2000KT1bdmnYFalYsaiYY：2000 1.2 53.369 ,55 55.446 2= 60.852MPa 二，2.57 1.60 0.849 0.83 =2000KT、2=MYsazYY：bd1mn2000 1.2 53.369 , 2.19 1.78 0.849 0.8355 55.446 2= 57.88MPa

16、 :噎(6) .设计结果齿轮参数及几何尺寸模数m=2mm齿数 zi=27 z 2=85齿宽 b 2=55mm b1=60mm分度圆直径 d 1=55.446 mm2=178.661 mmm=2mmZ1=27 z 2=85b2=55mm中心距 a=115 mm 螺旋角3 =13.116 °齿轮精度8级齿轮材料 小齿轮45钢，调质，230-250HBS 大齿轮45钢，正火，190-210HBS1.低速级齿轮传动设计1) .齿轮材料，热处理考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面 渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用 45钢调质，齿面硬度 230-250HBS,取小齿轮齿数Z1

17、=39高速级大齿轮选用 45钢正火，齿面硬度 190-210HBS,大齿轮齿数 z2 =i MZ1 =2.3834 M 39 =92.953 > Z2=101.Z2921 u 2.359 块差小于 5%Zi 392) .初步设计齿轮传动的主要尺寸(1) .确定许用甯曲应力 .弯曲疲劳极限应力大齿轮 d Fiim =220MPa小齿轮 d Flim =250MPa .寿命次数应力循环次数NF2 = 60jFn 2t = 60 父 1 黑 309.387 黑(8 黑 250 M8) = 2.970 乂 108NF3 =60jFn3t =60父1勺29.998父(8父250 M8) =3.12

18、0父107Yn2=0.93 Y N2=0.99 .试验齿轮应力修正系数Yst=2 .最小安全系数按一般可靠度 SFmin=1.25 .许用弯曲应力Z£AjOMOS2ZMPa SFmin1.25SFmin1.25(2) .确定许用接触应力 .接触疲劳应力大齿轮(T Hiim =550MPa小齿轮(T Hlim =580MPa .寿命系数b60mm d1=55.446 mm d2=178.661 mma=115 mm3 =13.116 °应力循环次数NH2 =60jHn2t = 60 m1m309.387 m(8父 250x8) =2.970x108NH3 = 60jHn3t

19、= 60 父 1 父 129.9987 父(8 父 250 M8) = 3.120 父 107Zn2=0.92 Z n=0.98 .最小安全系数按一般可靠度SHmin=1 .许用接触应力1 aHmin2 ZN2580 X 0.92oi/idctH2 = 533.6MPaSHmin1r1 0-Hmin3 Zn3550 父 0.9853 = 539MPaSHmin1b 同 v b 向，取b h= d H2=533.6MPa(3) .按齿面接触强度确定中心距 .载荷系数设齿轮按8级精度制造电机驱动，轻微振动取K=1.2 .内见余数按对称仰耳以的面取 d =12cPh2 M1句=上a=一2-1一 =0

20、.591u +12.3834 +1 .弹性系数Ze=189.85.节点区域系数初设螺旋角p=123Zh=2.465.重合度系数Zf端卸重合度% =1.88 -3.2( +,)cos PZiZ2111=1.883.2(十一)cos12°39 92= 1.724轴向重合度|乙mnbsin P 用弓 sin P d cosP*dZ1. R邓一一一一tan PPnmnmn冗1 黑 39_xtan12"-2.639>1nZ = 1 =1=0.616:11.7248 .螺旋角系数Z ： = . cos : = .、cos12' =0.98909 .设计中心距a _(u _

21、1)32'500KT1 ZeZhZjZP 1aU500m1.2m158.609/189.8 父 2.46 父 0.616 父 0.989= (2.3834 +1)3 0 0.591 X 2.3834<533.6=90.597 mm2a cos :2 90.597 cos12mn -z1 z239 92-1.353取m=2,重求中心距mn(Z1 Z2)2 (39 92)a-=135.927mm2cos ：2 cos12圆整中心距，取 a=135mm 调整3mn(乙 z2)-二 arccos 一 2a2 (39 92): arccos _ 2 135=13.982(4) .确定齿轮参

22、数尺寸1. 取齿数 z 1=39 z 2=922. 模数 mn=2mm3. 实际齿数比 u = z2 =92 = 2.359 z1394. 确定分度圆直径mnz12 39d1 =nz180.382mmcos :cos13.982d2 =mz2" =2-92; = 189.618mmcos：cos113.9825. 确定齿宽b 浊=a a =135 0.591 78.785mm取 b=b2=80mmb产b2+5=85mm(5) .验算轮齿弯曲强度1. 当量齿数Zvi - 3 一 -3=42.683cos : cos 13.9822.Yzv2 一 Z2 =产 =100.987cos3 :

23、cos313.982齿形系数和修正系数线性差法可得Fa1=2.37 Y Sai=1.675YFa2=2.18 Y Sa2=1.793. 重合度系数Ye重新计算端面重合度布=1.883.2 U+TcosPZ1Z2=1.88-3.2f+ i1 cos13.982°1139 92上= 1.711 0 750 75Y.=0.25=0.25=0.688；：.1.7114. 螺旋角系数由 3 及 e b>1 ,取 Yb =0.845. 校核弯曲强度F12000KT1bd1mn2.37 1.675 0.688 0.84 =_ 2000 1.2 158.60980 80.382 2= 67.9

24、MPa12000KT” 7 八；F2YFaZYYY：bd1mn2000 1.2 158.609 ,2.18 1.776 0.688 0.8480 80.382 2= 64.727MPa : % 】(6) .设计结果齿轮参数及几何尺寸模数m=2mm齿数 Z1=39 z 2=92齿宽 b 2=80mm b1=85mm分度圆直径 d 1=80.385 mm2=189.618mm中心距 a=135 mm螺旋角”13.116°m=2mmZ1=39 z 2=92 b2=80mm b1=85mm d1=80.385mm d2=189.618mm a=135 mm3 =13.116 °齿轮

25、精度8级齿轮材料 小齿轮45钢，调质，230-250HBS 大齿轮45钢，正火，190-210HBS七.铸铁箱体结构尺寸箱座壁厚：8 =0.025a+3=7mm 取 S=10mm箱盖壁厚：8 1=0.8 8 =8mm箱座凸缘厚度b=1.5 8 =15mm箱盖凸缘厚度 b 1=1.5 Si=15mm箱底座凸缘厚度：b2=2.5 6 =25mm地脚螺栓直径：df=0.036a+12=16.86mm 取 M20 df=18.376mm地脚螺栓数目：n=4轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75d f=13.32mm 取 M16 d1=14.761mm箱盖与箱座连接螺栓直径：d2=0.5d f=8.34mm

26、取M10 d2=8.376mm轴承端盖螺钉直径：d3=0.4d f=6.744mm 取M8视孔盖螺钉直径：d4=0.4df=6.744mm 取M8定位销直径：d=0.8d 2=83.35mm取4df、d1、d2 至外箱壁距离 /d f c 1=26mm C2=24mmndf、d2至凸缘边缘的距离d 1 C1=30mm C2=20mmdL 2 C1=16mm C2=14mm轴承旁凸台半径 R 1=C2=20mm凸台高度h=58mm外箱壁至轴承座的距离l 1=C1+C2+50mm大齿轮顶圆与内机避的距离A 1=20mm齿轮端面与内机壁距离A 2=10mm箱盖肋厚 m=0.85 8 1=6.8mm

27、取 7mm箱座肋厚 m=0.85 8 =10.2mm 取 10mm轴承端盖外径凸缘式端盖 (I 轴：D2=D+5c3=113.37mm 取 115mm，n 轴：D2=D+5d=123.37mm 取 125mm【出轴:D2=D+5d=153.37mm 取 155mms=D2=115mms=D2=125mms=D2=155mm轴承旁联接螺栓距离fI轴4 n轴Lm轴八.轴的设计轴的结构设计：1、高速轴的结构设计(1)各轴段直径的确定:dii：最小直径，安装联轴器的外伸段，dii = dimin =32mmdi2：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封)，di2=38m

28、mdi3：滚动轴承处轴段，di3=40 mm ,滚动轴承选择 7208C,其尺寸为d D B =40mm 90mm i8mmdi4 :轴肩，di4=47 mmd15齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处理。di6 :轴肩，di6=47 mmdi7 ：滚动轴承处轴段，di7 = di3=40 mm.(2)各轴段长度的确定：111 ：由联轴器的毂孔宽 Li=84mm确定，lii=80 mm112 ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，li2=83mm113 ：由滚动轴承装配关系等确定，li3=i8mm114 ：由装配关系，箱体结

29、构等确定，li4 =i4mm115 :由高速级齿轮宽度 Bi=55mm确定，li5=55mmli6:取为 li6=ii7 mm117 ：由滚动轴承装配关系等确定，li7 =i8mm2、中间轴的结构设计(i)各轴段直径的确定：d2i ：最小直径，滚动轴承处轴段，d2i =40mm,滚动轴承选取 7408C,其尺寸为 dM Dm B =40mmM90mmM23mmd22：轴环，根据齿轮轴承等轴向定位要求，d22 =45 mmd23：高速级大齿轮轴段，d23=52mmd24：轴肩，d24=60 mmd25齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为4

30、5钢调质处理。d26 轴肩，d26 =60 mmd27 :滚动轴承处轴段，d27 = d21=40 mm(2)各轴段长度的确定：I21 ：由滚动轴承装配关系等确定，121=21 mmI22：轴肩宽度，122=i2mm123：由高速级大齿轮宽度Bi=62.4 mm确定，123 =63mm.124：轴肩宽度，124=i4mmI25:由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，125=85 mmI26：轴肩宽度，必二30 mm127：由滚动轴承装配关系等确定占=23mm3、低速轴的结构设计(1)各轴段直径的确定：d31：滚动轴承处轴段，d31=55 mm,滚动轴承选取 7311C,尺、为 d 父 D 父 B =5

31、5mmM120mmM29mmd32 :过渡轴段 d32 =66 mmd33：轴肩，根据齿轮的轴向定位要求，d33=72 mmd34 ：低速级大齿轮轴段，d34=66mmd35：轴环，根据齿轮和轴承的轴向定位要求d35 =60mmd36 :滚动轴承处轴段 d36=55mmd37：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封)，d37 =54 mmd38:最小直径，安装联轴器的外伸段，d38 = 110mm(2)各轴段长度的确定：l31 ：由滚动轴承装配关系等确定，l31 =30 mmI32 ：过渡轴段，132=80.5 mmI33：轴肩，133=10mmI34:由低速级

32、大齿轮宽度，134=94 mm135:轴环，135=9.5 mmI36：滚动轴承处轴段，屋=28 mm137：密封处轴段，取137=61 mm138:安装联轴器的外伸段138 =110mm九、轴的校核中间轴的校核齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可以决定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距L=200mm高速级大齿轮的力作用点B到支点A距离L1=49.5mm,两齿轮的力作用点之间的距离L2=89.5mm,低速级小齿轮白力作用点C到右支点D距离L3=61mm图2轴的力学模型及转矩、弯矩图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回号矩图 f)

33、合成弯矩图g)转矩图(1)计算轴上的作用力：高速级大齿轮：2Tl158.609 父103 M 2Ft1 1 -1766.127Ndi178.601FriFti tan ancos 11776.127 tan20cos13.116= 663.773NFa =Ft tan -1 =1776.127 tan13.116 =413.840N ait1i低速级大齿轮:Ft232T 158.609 10 2d2 -80.382-3949.034NFr2Ft2 tan ancos 23949.034 tan20cos13.982= 1481.217NFa2 = Ft2tan 6 =3949.034 tan1

34、3.982 =983.287N(2)、绘制轴的力学模型图 2a。(3).求垂直面支反力，见图 2b。作垂直面弯矩图2c由绕支点A的力矩和M MAV =0,得: LFt1 -。1 l2)Ft2 -。1 l213)Fdv =0Fdv=3184N方向向上同理，由由绕支点 D的力矩和Z MDV =0,得:-。1l2 1)FaV 。2k)Ft13%=0Fav =2540.991N 方向向上Mbv=FavLi=-157608N - mmMd尸FdV_3=155000N- mm(4) .水平面支反力，见图 2d。水平面弯矩图 2e由绕支点A的力矩和M MAH =0,得：LiFd1 Fa1 一。1 l2)Fr

35、2Fa2 一。1 . l23)FdH =0Fdh = 428.786N 方向向上同理，由由绕支点 D的力矩和M MDH =0,得：d _d2 _(Li +L2+L3)Fah (L2+L3)Fri +；F& +L3Fr2 +町二。Ft1 =1766.127NFr1 = 663.773NFa, =413.840Nc«1Ft2 = 3949.034 NFr2 =1481.217NFa, = 983.287Na2Fdv = 3184NFav =2540.991NMBv=-157608N mmMD尸1550002 mmFah=434.659N 方向向上MBh=LiFah=-16565.

36、571N - mm.di M BH = M BH + Fa -=20390.395N mm 1 2MCh=L3Fdh=-26138.561N - mmM'ch =M ch +Fa 曳=13380.727N mm 2 2(5) .合成驾矩图，见图 2f。B处：MB = m'M '2bh +M 2bv = J20390.3952 +1576082 =158921N mmD处：MC = v'M 2ch +M 2cv = /26138.5612 +1550002 =157188N mm(6) .转矩图，见图2g。T2=q = 158609 N mm(7) .当量弯矩比较

37、MB、MC可知，当量弯矩最大处是 C截面处MBeq =JM 2B +( «T)2=jl589212 +(0.6m158609)2= 185235N mm(8) 计算危险祈面直径查表得%】二60MPa. J MBeqdB >3/f31.37 mm0.lk_1小于设计轴径十、轴承的校核n轴滚动轴承的校核Fdh =M28.786NFah =334.659NMBh=-16565.571N mmM'bh =20390.395N mmMCh=-26138.561N mmM'ch =13380.727N mmM b =158921 N mmMC =157188 N mmT2

38、=158609 N mmMb =185235N mm eqk】=60MPadB > 31.37mm1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由n速轴的结构设计，选取7308C,其基本参数查资Cr =40.2KW,Cor =32.3KW受力分析如图3图31、作用轴上的外力及支反力。2 一 2Ra='FahFav = 2562.934 N2 一 2Rd = ,FdhFdv =3212.704NFx 551.447 NRa = 2562.934 Nq =3212.704NFx = 551.447 N2、计算轴承的当量动载荷A、正确标出内部 Sv Sb的方向B、计算两轴

39、承的轴向载荷 5、Sb试选e=0.43则由 Sa =eRA =0.43 2562.934 =1102NSd =eRD =0.43 3212.704 =1381.462NC 、水平方向（轴向）的静力平衡因 Fx Sd =1932.909 Sa贝U Ad =Sd F280NAA -Fx Sd -1932.909N需有所得的 A值验证一下，比值 上 =0.058与试取界限值 e0 Cor时的相应比值是否相等:AD128=0.0396与对应的_A误差较大32.3Cor幺 =1.932 =0.0598与试取的Cor32.3a二已很接近CorD 、参照上次试算结果，重新取界限值轴承：重新取e =0.4125SD =eRD =0.4125 3213 =1325NSA =eRA =0.4125 2562.934 =1065.8N则 AD =1325NA 1 325a再验证 3=1325=0.00410,与对应的 = 0.0411 已很Cor 32.3Cor接近3、计算轴承的当量动载荷轴承APi、P2AaRa1932.909 0.75 eA25