【《碎纸机的结构设计》8900字（论文）】

目录PAGEIII碎纸机的结构设计目录10026摘要 II320091绪论 1169362碎纸机器传动方法的选择 314132.1方法的确定 326782.2传动简图的设计 3145882.3电动机的设计 3138402.3.1电动机的转动速度 389112.3.2碎纸机构传动总效率 4304152.3.3电动机的功率 465372.3.4电动机的选择 4196772.4每个轴的转速及功率 4146672.4.1转速 456162.4.2功率 4150172.5每个轴的转矩 5315413齿轮的设计过程 6208253.1齿轮1，齿轮2的设计与计算 6234953.2齿轮3，齿轮4的设计与计算 10228774轴的设计 13326785其余零件的设计 253738总结 3032642参考文献 32第1章绪论PAGE2摘要碎纸机通常被用作销毁机密文件，这一次设计的首要任务是对碎纸机的内部机构进行设计，通过对常见碎纸系统的结构进行研究，在脑海中构思出一个简易的传动方案图。然后从电动机出发，根据传动比例设计出齿轮，又仔细参照相关资料上的公式对齿轮的强度以及寿命方面进行了严谨的校核，轴上的各种受力以及零部件的分布，然后对刀片进行了简紧接着根据我的简易图纸对轴进行分析，计算单的设计。我认为这次设计是对碎纸机这个机器进行了简易的优化，不仅可以节约一部分成本，还可以减少碎纸机的所占空间。我认为这次设计可以帮助使用者更加便捷的使用碎纸机。关键词：机密销毁；创新1绪论在以前，人们通常会将阅读过的机密文件用火烧掉，籍此对信息的内容进行保密销毁，到了现代，考虑到信息的量无比的大，还要对环境进行保护，人们就会使用碎纸机。碎纸机是办公者在日常工作中经常会用到的一种机器。在人们平时的办公中，由于电子文稿存在着易遗失性以及易被黑客窃取的安全隐患。所以，在一些正规的场合中，我们通常要使用纸质文件来承载一些重要的合同或者文件，当这些文件被阅读完后需要销毁时，我们就会用到碎纸机，它可以快速便捷无污染的进行文件销毁，确保文件上的机密不会被他人所窃取，从而保护了自己的利益。碎纸机的结构主要由“刀具”和“电动机”以及“传动齿轮”组成。由电动机提供动力引起传动齿轮转动，然后经过传动齿轮把动力传递到刀具的轴上，两个刀具上的刀齿互相啮合，就可以将纸质文件分解为一块块碎纸，让上面的信息不可复原。就这样保障了文件的机密性。当要了解碎纸机的性能时，可以从以下几个性能指标出发，其分别是碎纸效率，碎纸规格，碎纸方法，纸篓容量以及工作噪声。碎纸效率的意思是碎纸机切割废纸的快慢。一般由碎纸机60秒内能够切割的纸张的长度来确定，单位一般是米/分钟，如4米/分钟。碎纸效率往往与碎纸机中电动机的转动速度相关。碎纸规格是碎纸张数和碎纸宽度的总称。碎纸张数就是指碎纸机一次性能碎纸的张数，就是纸的张数，一般碎纸机的碎纸张数有32-45张。碎纸宽度指碎纸机的碎纸入口能容纳进去的纸张的极限宽度，由于现在A4纸的普遍，绝大多数办公文件都是用A4纸记录的，所以家用碎纸机的大部分都设计成能方便的进入A4纸的宽度（约192毫米），所以210毫米的宽度就足以满足家庭碎纸的需求。纸篓容量指的是盛放被处理过的纸条的废纸篓体积，一般都做成箱体，碎纸机处理过的纸条会落入纸篓，以保障办公场所的整洁。纸篓容量主要和该碎纸机的日常工作量和体积有关。纸篓一般位于碎纸机内部的刀具下方，像抽屉一样可以被抽出来，材料采用透明塑料，方便使用者查看纸篓是否装满。小型碎纸机的纸篓容量在5升~8升左右，大型碎纸机的纸篓容量则是在30升以上。工作噪声和电动机的质量以及齿轮的啮合程度以及润滑程度有关。电动机的质量越好，工作噪声就越小。小型家用碎纸机的噪声就很小，通常在30分贝~50分贝，不会对人耳造成不适，也不会损伤人耳的听力，而大型碎纸机的工作噪声一般则超过60分贝，不过大型碎纸机一般都会安放在隔音条件良好的废置文件处理室中，不会对人耳造成损伤。本次设计内容如下：每次入纸量（张）：8-10张碎纸效率（m/min）：4.7m/min入纸宽度（mm）：215额定功率（w）：235W成品要求方面数据选择的原因：一般公司内的机密文件的内容通常是15-20页A4纸，根据该纸的长度为将近300mm，所以选择碎纸效率为4.7m/min。第2章碎纸机传动方法的选择2碎纸机器传动方法的选择2.1方法的确定我这次设计的小型碎纸机主要使用场所是家庭，或者办公室，这些地方都需要一个安静的环境，而链传动产生的噪声很大，所以排除链传动的方案，带传动存在滑动，变速比不准确，外形尺寸大，对轴和轴承的作用力大，传动效率低，所以带传动也不是很合适。齿轮传动具有噪音小，中心距紧凑外形小，传动比恒定等优点，且目前市场上流行的绝大部分碎纸机都是采用齿轮传动的方法，所以最终碎纸机的传动方案选择定轴圆柱样式的齿轮传动方案。2.2传动简图的设计图2.1传动图2.3电动机的设计2.3.1电动机的转动速度先设碎纸机构的刀具半径为R=37mm，两根刀具的相互咬合的长（即刀的长度）为L=16mm。根据设计目标要求碎纸机构的碎纸效率=4700mm/min，因此可以求得碎纸机刀具轴的转速分别是：====35.63r/min根据纸张文件的材料以及韧性的不同，这里取==36r/min2.3.2碎纸机构传动总效率由已确定的方案知，齿轮啮合2对，3个滚动轴承，精度方面选择8级精度，直齿圆柱齿轮的效率为=0.98，滚动轴承的效率=0.99.则2对直齿圆柱齿轮的总效率为η=0.98×0.98×0.99×0.99×0.99=0.923，保留小数点后两位为0.92。2.3.3电动机的功率根据碎纸机构一次碎纸的效率，纸篓的容纳量以及每次碎纸的张数，而且该设计的碎纸机平时最主要的工作对象是以A4纸为主，A4纸的原料中65％为韧性很足的木纤维，再结合家庭基本用电的电压可设定刀具轴输出的功率是225w，因此可算出电动机的功率：==w=243.9w。2.3.4电动机的选择由以上计算可知电动机的功率为p=243.9w，经市场考察后选择无锡欧腾机电科技有限公司生产的型号为：61K250RGN-CF型电动机，该电动机的参数如下：表2.1电动机参数表功率250w电流（A）1.5转速135rpm尺寸104×104×1802.4每个轴的转速及功率2.4.1转速电动机轴：=135r/min主动刀具轴：=36r/min从动刀具轴：=36r/min2.4.2功率因为电动机的功率是=250W，由直齿圆柱齿轮的传动效率=0.98，以及轴承的传动效率=0.99得：电机轴输出的功率为=×=250×0.99=247.5W刀具主动轴输出的功率为=××=247.5×0.98×0.99×=240.12W从动刀具轴输出的功率=××=240.12×0.98×0.99=236.97W2.5每个轴的转矩公式：T=9550,(N·mm)电动机轴传出的转矩：=9550×=17508.3N·mm主动刀具轴：=9550×=63698.5N·mm从动刀具轴：=9550×=62862.88N·mm第3章齿轮的设计过程3齿轮的设计过程3.1齿轮1，齿轮2的设计与计算（1）根据研究齿轮失效方式的特点，我们可以知道，在设计传动齿轮时，应使齿轮表面具备较强的耐磨粒磨损，耐点蚀，耐塑性形变等特点，齿根方面还要有较强的抗疲劳折断以及过载折断能力。所以，对齿轮选材方面的基本要求是：齿轮要有较高的硬度，不易发生形变。而且由于齿轮相互间的大小不全相同，小齿轮的承载力的次数比大齿轮多，而且小齿轮的齿根相对薄，为了让相配的两个齿轮的寿命接近，一般小齿轮的硬度要大于大齿轮大概35~55HBW。经过查询文献[1]，选择经过调质处理的型号为38SiMnMo的合金钢，它的硬度大约在217~269HBW，很适合作为碎纸机构大从动齿轮的材料，而传动小齿轮则采用调质处理的型号为40CrNi2Mo的合金钢，它的硬度在263~326HBW。其余两个相同的齿轮则采用硬度为255HBW的调质处理的45钢。这两种材料都有的共同优点就是：它们的成本价格和市场上其他调质钢相比要稍微便宜，而且这两种材料无论是硬度还是韧性都是优秀的，而且重量也相对轻。（2）精度方面由于碎纸机属于家用机器，不需要有太高的转速，所以选用8级精度。3.1.1齿轮1与齿轮2的设计与计算由先前确定的刀具轴的转速36r/min以及我们选择的电动机的转速180r/min，我们可以得知第一对齿轮的传动比为=3.75，由于转速较低，所以初选电动机轴主动齿轮的齿数=20，从动齿轮的齿数=75。3.1.2具体参数的计算与说明（1）首先确定许应用力由齿轮1的齿面硬度263HBW以及齿轮2的齿面硬度217HBW，查文献[1]得齿轮的接触应力为：=780Mpa，=720Mpa。查文献[2]得到轮齿弯曲疲劳极限应力为：=710Mpa，=650Mpa由参考文献得：=1.15，=1.2[]==Mpa=678.26Mpa[]==Mpa=626.09Mpa[]==Mpa=591.66Mpa[]==Mpa=541.67MpaB按照齿面接触疲劳强度设计由式a≧（i+1）可算中心距小齿轮的转矩：=9550×=9550×N·mm=17508.3N·mm查文献[3],选K=1.2.齿宽系数取=0.5，传动比i=3.75由于小齿轮的齿面接触应力值比较小，故将[]=922.43Mpa代入计算，将以上结果带入公式得a≧（3.75+1）=66.415mm根据该设计的目标以及尺寸规模，初拟中心距为100mm。计算模数。以公式a=可以计算：m=2.10.查标准模数表，再结合齿轮的期待直径，可取m=2.5。计算中心距：a===118.75mm分度圆直径：=m=2.5×20=50mm=m=2.5×75=187.5mm齿宽：计算齿宽：b==0.5×50=25，则=25mm，=20mm。校验齿轮弯曲疲劳强度以公式===Mpa，由=20，=75，由标准齿轮符合齿形因数表可得=4.38，=3.88，代进上面公式得==98.16Mpa<[]，合格=98.16×=86.95Mpa<[]，合格，所以齿根弯曲疲劳强度符合要求。D.减速齿轮具体参数齿顶圆直径，：=m（+2）=2.5×（20+2）=55mm=m（+2）=2.5×（75+2）=192mm齿底圆直径，：=m（-2-2）=2.5×（20-2-0.5）=43.75mm=m（-2-2）=2.5×（75-2-0.5）=181.25mm齿轮的内径：由于两个齿轮的齿顶圆直径均<200mm，所以将齿轮做成实心式齿轮，根据实心式齿轮的齿根到键槽顶端的距离e≧2m，根据模数m=2.5，轮毂上的键槽深度选择为3.3mm，所以齿轮1的内径直径可以选用24mm，齿轮2的内径选用29mm。综合上面的计算，将齿轮的相关参数总结为下表：表3-1齿轮1，齿轮2的参数齿轮1分度圆直径50mm齿数20齿宽25mm齿顶圆直径55mm齿根圆直径43.75mm齿轮2分度圆直径187.5mm齿数75齿宽20mm齿顶圆直径192齿根圆直径181mm大小齿轮中心距95mm图3-1齿轮1图3-2齿轮二3.2齿轮3，齿轮4的设计与计算齿轮3，齿轮4用来将主动刀具轴上的力传递到从动刀具轴上，由于降速齿轮已经用传动比将转速调至合适，所以将同步齿轮设计成两个同样大小的齿轮，选用七级精度，现根据刀轴尺寸拟定出两个同步齿轮的用材和基本参数，然后根据资料查出相关数据，在对齿轮进行接触疲劳强度以及齿根弯曲疲劳强度的检验，如果检验合格则采用该参数，不合格将调整参数至合格。A.材料选择同步齿轮材料选择经调制处理的40MnB的合金钢，硬度为284HBW，为软齿面。B.基本参数的选择初拟两同步齿轮的齿数为25，模数取2.5mm，则中心距为a===62.5mm3.2.1具体参数的计算与说明查参考文献[4]得齿轮的接触应力为：=775Mpa.查参考文献[4]得到轮齿弯曲疲劳极限应力为：=630Mpa.查参考文献[4]得：=1，=1.2[]==Mpa=755Mpa[]==Mpa=525Mpa.3.2.2校验同步齿轮接触疲劳强度齿轮的转矩：齿轮的转矩：=9550×=9550×N·mm=63698.5N·mm由圆柱齿轮接触疲劳强度的检验公式：=335因为是中等冲击，而且是电动机传动，所以K取1.因为是软齿面，所以齿宽系数=0.8，所以齿宽为50mm，两齿轮齿数相等，模数相等，传动比为1，将以上数据代入公式得=335=756.2<[]所以齿面接触疲劳强度校验合格。齿轮齿根弯曲疲劳强度的校验以公式=由=28，由标准齿轮符合齿形因数表可得=4.17，代进上面公式得==84.99Mpa<[]，合格3.2.3齿轮3，齿轮4的结构参数的计算分度圆直径：d=mz=2.5×25=62.5mm齿顶圆直径：=m（z+2）=2.5×（25+2）=67.5mm齿根圆直径：=m（z-2-2）=2.5×（25-2-0.5）=56.25mm将齿轮做成实心式齿轮，根据实心式齿轮的齿根到键槽顶端的距离e≧2m，根据模数m=2，初定齿轮上键槽的高度为3.3mm，所以齿轮3的内径直径选用33mm，齿轮4的内径选用29mm。齿轮3，齿轮4除了内径不一样其余部位都是一致。表3-2齿轮3，齿轮4的参数齿轮3，齿轮4齿数25齿宽50mm分度圆直径62.5mm齿顶圆直径67.5mm齿根圆直径56.25mm图3-3齿轮3图3-4齿轮4第4章轴的设计4轴的设计4.1轴Ⅰ的设计4.1.1轴的材料的选用根据上面的计算我们可以知道该轴传递的功并不是特别的大，而且由于齿轮的直径都比较小，所以轴的直径也不宜过大，所以选择型号为40Cr的经过渗碳淬火处理的合金钢。查参考文献[5]可得抗拉强度=750Mpa，查参考文献[5]可知许用弯应力=75Mpa.4.1.2根据扭矩算轴的直径由上面的计算可知，电动机轴的转动速度是135r/min，功率为250W。取许用切应力γ=55Mpa，以此可以计算出轴的直径最小值：d≧==11.41mm，根据这跟轴上的齿轮以及所安装的轴承，初拟轴的直径为11.5mm，又因为轴的一端要装配联轴器，所以轴端中要有键槽，所以直径要加大4％-7％，取整，得d=12mm。小齿轮的右侧用套筒固定，左侧由轴阶梯固定。图4-1轴1示意图4.1.3轴的各段的直径如下图所示，段1须按照轴承的标准内径尺寸设计，所以根据本设计要选用的6204型轴承，段1的直径应为==20mm，此轴承的安装高度为3mm，段2为了迎合轴承的安装高度，其直径应为=26mm，段3为轴肩，直径为=30，已知齿轮的内径尺寸为24mm，所以=24mm，段6为了方便安装轴承端盖，其尺寸为16mm，轴肩段7与联轴器相连，直径最小，=12mm.4.1.4轴各段的长段1要安装轴承，6204型轴承的宽度B=14mm，所以段1长14mm，段2为轴肩，长度为4mm，段3也是轴肩，长度为4mm，段4要安装齿轮1，齿轮1的齿宽是25mm，不过为了让齿轮安装的更加稳固，所以要留出间隙，所以段4的长度为24mm。段5上要安装8mm的轴套以及14mm的轴承，所以段5的长度定为26mm，段6为了安装轴承端盖，预留尺寸是15mm，段7与联轴器相连，长度为34mm。4.1.5根据弯矩合成强度检验轴轴的受力情况图4-2轴1的受力分析图齿轮的圆周力：===875.42N齿轮的径向力：=tanα=318.63N水平弯矩支点约束力：====437.71N2）1-1截面的弯矩为：=437.71×=9191.91N·mm图4-3轴1水平弯矩图垂直弯矩支点约束力为：====159.315N·mm1-1处的弯矩：=159.315×=3345.615N·mm图4-4轴1垂直弯矩图整理合成弯矩图：M===9781.84N图4-5轴1合成弯矩图扭矩图：=9550×=13131.25N·mm图4-6轴1扭矩图5）计算当量弯矩：因为轴是单方向旋转，查弯矩表得修正系数α=0.6==12560.22N·mm危险截面的强度校核：===21.49Mpa根据参考文献[6]可知=75Mpa，满足<，所以设计的轴强度足够，无需再做修改。4.2轴Ⅱ的设计4.2.1轴的材料的选用由于这根轴是刀具主轴，承载的力比较多，轴身上的齿轮也比较大，所以这根轴的材料要选择韧性比较大而且坚固程度也要很大，所以选择型号为35CrMo的经过调质处理的合金钢。查参考文献[6]可得抗拉强度=750Mpa，查参考文献[6]可知许用弯应力=75Mpa.4.2.2根据扭矩算轴的直径由上面的计算可知，电动机轴的转动速度是36r/min，功率为240.12。取许用切应力γ=41Mpa，以此可以计算出轴的直径最小值：d≧==19.8mm，根据这跟轴上的齿轮以及所安装的轴承，初拟轴的直径为20，又因为轴端中要有键槽，所以直径要加大4％-8％，取整，得d=21mm。小齿轮的右侧均用套筒固定，左侧由轴阶梯固定。4.2.3轴Ⅱ的各段的直径如下图所示，段1、段6因为要安装轴承，所以须按照轴承的标准内径尺寸设计，所以根据本设计要选用的6205型轴承，段1、段6的直径应为==25mm，段2是轴肩部位，同时也要安装齿2，齿轮2的内径为29mm，应=29mm。段3上安装齿轮3，齿轮3的内径为33mm，所以段3的直径=33mm。段4上要安装碎纸刀片，而且在开始也给出了轴的预估尺寸，所以段4的直径=42mm。段5是为了迎合轴承的安装高度，段5的直径为=31mm。4.2.4轴Ⅱ的各段的长段3上要先安装齿轮3，齿轮3的齿宽是50mm，但为了确保齿轮的稳固，段3的长度应稍短于齿轮的宽度，所以取段3的长度为49mm。段2上先安装轴套固定齿轮3，轴套的宽度是30mm，轴套左边安装齿轮2，齿轮二的宽度是20mm，同样要留出1mm以便齿轮2的固定可靠，所以段2的长度是50。段1上要先安装固定齿轮2的轴套，轴套的宽度是4mm固定，其次要在其上安装轴承，6205型轴承的宽度是15mm，所以段1的长度是20mm，段4上要安装刀片，根据碎纸宽度的要求并且要留有恰当的余量，段4的长度应为220mm，段5为过渡段，为了迎合6205型轴承的安装高度，设定长度为3mm，段6只安装轴承，所以段6的长度是16mm（留有1mm余量）。图4-7轴2示意图4.2.5根据弯矩合成强度检验轴轴的受力情况：图4-8轴2受力情况图齿轮2的圆周力：===1132.25N齿轮2的径向力：=tanα=412.17N齿轮3的圆周力===2547.94N齿轮3的径向力：=tanα=927.37N1）水平弯矩支点约束力：==3077.47N==436.52N2）弯矩B-B截面的弯矩为：=3077.47×16=49239.52N·mmC-C截面的弯矩为：=436.52×250=109130N·mm图4-9轴2水平弯矩图3)垂直弯矩支点约束力：==1120.16N·mm==158.88N·mm4）B-B截面处的弯矩：=1120.16×16=17922.56N·mmC-C截面的弯矩为：=158.88×250=39720N·mm图4-10轴2垂直弯矩图5）整理合成弯矩图B-B截面处===52399.89NC截面处===116133.69N图4-11轴2合成弯矩图6）扭矩图=9550×=63698.5N·mm图4-12轴2扭矩图7）计算当量弯矩：因为轴是单方向旋转，查弯矩表得修正系数α=0.6==64857.14N·mm==122260.92N·mm危险截面的强度的校验。由上面的计算可以看出，切面C有可能是不安全截面，应对其进行校核===9.78Mpa根据参考文献[6]可知=75Mpa，满足<，所以设计的轴强度足够，无需再做修改。4.3轴Ⅲ的设计4.3.1轴的材料的选用由于这根轴是刀具从动轴，除了没有齿轮2的安装轴段，其余部分和轴Ⅱ基本相同。所以材料方面继续选择型号为35CrMo的经过调质处理的合金钢。查参考文献[4]可得抗拉强度=750Mpa，查参考文献[6]可知许用弯应力=75Mpa.4.3.2根据扭矩算轴的直径由上面的计算可知，电动机轴的转动速度是36r/min，功率为236.97。取许用切应力γ=41Mpa，以此可以计算出轴的直径最小值：d≧==19.71mm，直径方面选择与轴Ⅱ相同，即d=21mm。小齿轮的右侧均用轴套固定，左侧由轴阶梯固定。4.3.3轴Ⅲ的各段的直径如下图所示，段1、段5因为要安装轴承，所以须按照轴承的标准内径尺寸设计，所以根据本设计要选用的6205型轴承，段1、段5的直径应为=25mm，段2是轴肩部位，同时也要安装齿4，齿轮4的内径为29mm,所以取=29，段3同轴Ⅱ段3一样，直径为=42mm。段4为过渡轴段，是为了迎合轴承的安装高度而设定的，6205型轴承的安装高度为3mm，所以其直径为31mm。4.3.4轴Ⅲ的各段的长轴段2上要先安装齿轮4，齿轮4的齿毂的宽度是50mm，为了使齿轮安装的牢固，要留出一定的间隙，所以轴段2的长度为49mm。段1上要先一个4mm的轴套，然后安装型号为6205的轴承，其宽度为15mm，再加上1mm的间隙，所以段1的长度是20mm。段3上要安装刀片，根据碎纸宽度的要求并且要留有恰当的余量，段3的长度应为220mm。段4为过渡段，其长度为3mm。段5只安装轴承，所以段5的长度是16mm（留有1mm余量）。图4-13轴3示意图4.3.5根据弯矩合成强度检验轴轴的受力情况：图4-14轴3受力图齿轮的圆周力：===2514.52N齿轮的径向力：=tanα=915.21N水平弯矩支点约束力：==2214.96N==299.56N2）1-1截面的弯矩为：=2214.96×33=73093.68N·mm图4-15轴3水平弯矩图垂直弯矩支点约束力为：==806.18N·mm==109.03N`mmA-A处的弯矩：=806.18×33=26603.94N·mm图4-16轴3垂直弯矩图整理合成弯矩图===77784.68N图4-17轴三合成弯矩图做转矩图：=9550×=62862.88N·mm图4-18轴3转矩图求当量弯距，因为轴是单方向旋转，查弯矩表得修正系数α=0.6，==86446.99N·mm找出危险界面以及校核其强度，由上面的图可以看出，B-B是有可能是不安全截面，所以要对B-B进行校核：===6.91Mpa根据参考文献[6]可知=75Mpa，满足<，所以设计的轴强度足够。第5章其余零件的设计5其余零件的设计5.1联轴器的选取联轴器是标准零件。因为电动机的转速不是特别的高，而且先前已经计算出了轴Ⅰ的最小直径，所以根据以上条件，可以选择型号为GY1的凸缘联轴器，它的轴孔直径为12mm，Y型轴孔长度为32mm。它的质量比较轻，而且尺寸也是正好，详细参数如图：图5-1联轴器零件图5.2轴承寿命的计算因为该设计的轴上载荷比较小，而且轴承都主要受径向力的影响，所以本次设计在轴承方面都选择深沟球轴承。先前在设计轴时已给出轴承所在的轴段的直径，此次设计所用的轴承有：轴Ⅰ上的两个6204型轴承，轴Ⅱ上有两个6205型的轴承，轴Ⅲ上有两个6205型轴承。计算轴承使用寿命的式子为：=A.6204型轴承使用寿命的计算：图5-26204型轴承受力图查阅参考文献[7]可以知道，6204型轴承的基本额定动载荷的值为12800N，ε值为ε=3。左轴承，右轴承所承载的径向载荷为318.63N，经过查轴承的受力手册得该轴上的轴向外载荷=13006204型轴承使用寿命的计算：因为左轴承只受径向力的作用，所以==318.63N，所以该轴承1的工作寿命为：===8004796h。寿命足够，所以合格。计算右轴承的寿命：根据参考文献[7]，6204的静载荷=6650N。计算/，算出系数e=0.19确定现量载荷的计算公式以及计算，因为==4.07>e查参考文献[7]得：X=0.56，Y=2.3所以=（X+Y）=(0.56×318.63+2.3×1300)=3168.43N寿命计算：===8182h。左轴承寿命合格。B.轴Ⅱ上6205型轴承的寿命分析图5-36205型轴承受力图查阅参考文献[7]可以知道，6205型轴承的基本额定动载荷的值为14000N，ε值为ε=3。左轴承所承载的径向载荷为3077.41N，右轴承所承载的径向载荷为436.52N，经过查参考文献[7]得该轴上的轴向外载荷=1430N。6205型轴承使用寿命的计算：左轴承只受径向力的作用，所以==2514N，所以该轴承1的工作寿命为：===43506h。寿命足够，所以合格。计算右轴承的寿命：根据参考文献[8]，6205的静载荷=7880N。计算/，算出系数e=0.31确定现量载荷的计算公式以及计算，因为==3.27>e查参考文[7]得：X=0.56，Y=1.45所以=（X+Y）=(0.56×436.52+2.3×1430)=3533.45N寿命计算：===1834.68h。左轴承寿命合格。C.轴Ⅲ上6205型轴承的寿命计算图5-46205型轴承受力图查阅参考文献[7]可以知道，6205型轴承的基本额定动载荷的值为14000N，ε值为ε=3。左轴承所承载的径向载荷为2514.52N，经过查参考文献[7]得该轴上的轴向外载荷=1250N。6205型轴承使用寿命的计算：因为结构设计的保证，该对左轴承只受径