單級圓柱齒輪減速器-機械課程設(shè)計

1、一、計算過程及計算說明工作條件：運輸機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)；載荷變化不大，空載起動。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限為10年，兩班制工作，運輸帶容許速度誤差為5%。設(shè)計參數(shù)：運輸帶的拉力F(N) 2800 運輸帶的速度為v（m/s） 1.5 轉(zhuǎn)筒的直徑為D（mm） 450設(shè)計目標：用于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器。在設(shè)計中，電動機為原動機，動力經(jīng)V帶傳動，減速器齒輪傳動，聯(lián)軸器，滾筒傳到輸送帶上，傳動方式為單級傳動。二電動機的選擇：1.電機類型選擇電動機是整個帶式運輸機的動力源，將電能轉(zhuǎn)化為機械能，經(jīng)V帶傳動，減速器傳動，和轉(zhuǎn)筒傳動，帶動傳輸帶運動，實現(xiàn)設(shè)計目標。根據(jù)工作條件，要求電動機連續(xù)工作，

2、單向運轉(zhuǎn)，載荷穩(wěn)定且空載啟動，所以可以選擇 臥式封閉型Y系列三相異步電動機2.電機型號選擇選擇依據(jù)：已知運輸帶的速度為1.5m/s ，轉(zhuǎn)筒直徑為450mm，可算出轉(zhuǎn)筒的轉(zhuǎn)速n筒=60×1000V/D=60×1000×1.5/×450= 63.66 r/min查機械傳動效率表得各傳動機構(gòu)的傳動效率如下：其中：聯(lián)軸器=0.99 齒輪（八級精度）=0.97 滾子軸承=0.98 帶=0.96 機械=0.95經(jīng)計算：總=0.99*0.983*0.97*0.96*0.95=0.824電機理論上的工作功率為:Po=FX V/總X 1000=2800*1.5/（1000

3、*0.824）=5097w單級圓柱齒輪的傳動比i減速器設(shè)為36，V帶傳動的傳動比i帶設(shè)為24總傳動比 : i總 = i減速器 X i帶 =624故電機的轉(zhuǎn)速范圍n電機= i總 X n筒 =63.66 r/min x (624)= 381.96 1527.84 r/min所以應(yīng)該選擇同步轉(zhuǎn)速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min的電動機系列；根據(jù)電機理論上的工作功率Po=5097w，在這三個系列的電動機中適用的型號有以下幾種：型號額定功率同步轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速電動機質(zhì)量平均價格Y132S-45.5kW1500r/min1440r/min68 kg800元Y132M2-65.5

4、kW1000r/min960r/min85 kg1000元Y160M2-85.5kW750 r/min720r/min115 kg1600元 在綜合考慮電動機的尺寸重量，價格和傳動比的分配后，選擇Y132M2-6型三相異步電動機主要性能：額定功率5.5KW、額定電壓380V、額定電流12.6A、額定轉(zhuǎn)速960r/min、堵轉(zhuǎn)電流6.5、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩2.0、最大轉(zhuǎn)矩2.0、鐵心長度105mm此時總傳動比：i總=n電機 / n筒 =960 r/min / 63.66 r/min = 15.1，滿足i總 =624三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1.總傳動比：i總=n電機 / n筒 =960 r/min

5、 / 63.66 r/min = 15.12.分配各級傳動比：已知i總= i總=n電機 / n筒 =15.1設(shè)V帶傳動比i帶 = 3則單級圓柱齒輪減速器的傳動比i減速器= i總 / i帶 =5.03四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1.各軸轉(zhuǎn)速如下：n電機軸= n電機=960 r/minn高速軸=n電機軸/ i帶=960/3=320 r/minn低速軸=n高速軸/ i減速器=320/5.03=63.62 r/min傳輸帶速度誤差：（63.62 r/min -63.66 r/min）/ 63.66 r/min X 100% = 0.06%2.各軸功率如下：（1）P電機軸=5.5kw（2）P高速軸（輸入）

6、=P電機軸x 帶=5500 X 0.96 = 5280w P高速軸（輸出）= P高速軸（輸入）X 軸承=5280 X 0.98 = 5174.4w（3）P低速軸（輸入）=P高速軸x軸承x齒輪=5280 x 0.98 X 0.97 = 5019.2w P高速軸（輸出）=P低速軸（輸入）x軸承=4918.8w3.各軸扭矩如下：（1）T電機軸=9550 x Po/ n電機軸 =9550 x 5.097 / 960 = 50.7N*m（2）T高速軸（輸入）=9550 x P高速軸 / n高速軸 =9550 X 5.280 /320 = 157.6 N*mT高速軸（輸出）= T高速軸（輸入）X 齒輪=1

7、57.6 X 0.97 = 153 N*m（3）T低速軸（輸入）=9550 x P低速軸 / n低速軸 =9550 X 5.0192 /63.62=753 N*mT低速軸（輸出）= T低速軸（輸入）X 齒輪 =753 X 0.97 = 730.4 N*m4. 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理如下：軸名功率P W轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電機軸509750.7960高速軸52805174.4157.6153320低速軸5019.24918.8753730.463.62五、傳動零件的設(shè)計計算.皮帶輪傳動的設(shè)計計算：1. 確定V帶的帶型：V帶傳動和槽摩擦輪傳動相似，都是利用楔形增壓原理使在

8、同樣大的張緊力（摩擦輪傳動為壓緊力）下產(chǎn)生較大的摩擦力，在一定程度上能補償由于包角和張緊力的減小所產(chǎn)生的不利影響。一般來說，V帶傳動適用于短中心距和較大的傳動比；在垂直或傾斜的傳動中都能工作得很好；V帶傳動的缺點是帶的使用壽命較平帶短，帶輪價格較貴，傳動效率較平帶傳動要低一些。由工作條件“帶式運輸機兩班制連續(xù)工作，載荷變化不大，空載起動”得知，設(shè)計目標要求V帶傳動的一天工作時數(shù)為16h，載荷變動很小;根據(jù)下表，可得設(shè)計要求的V帶傳動工作情況系數(shù)KA=1.3故V帶傳動的計算功率PC=KA x P電機=1.3 x 5500=7150w小帶輪轉(zhuǎn)速: n小帶輪= n電機=960r/min根據(jù)PC=6.

9、6kw n小帶輪=960r/min ， 在普通V帶型號表圖中可選出合適的V帶型號為A型V帶。2. 最小帶輪直徑的確定：帶輪越小，所受的彎曲應(yīng)力越大。彎曲應(yīng)力是引起帶疲勞損壞的重要原因。V帶的最小基準直徑Dmin選擇由下表所示：表1  V帶輪的最小基準直徑Dmin(mm) 槽   型 Z A B C SPZ SPA SPB SPC Dmin 50 75 125 200 63 90 140 224選小帶輪直徑D1=100mm > Dmin=75mm則大帶輪直徑D2=i帶X D1 X =3X100X 0.98=294mm (為滑動率)V帶的速度V帶=X

10、D1 X n電機 /60X1000=X100X960/60X1000=5 m/s因為V帶的速度范圍應(yīng)在525 m/s的范圍內(nèi)，所以選取的V帶輪直徑適合。3. 確定中心距和帶基準長度：帶傳動的中心距不宜過大，否則將由于載荷引起帶的顫動。中心距也不宜過小，因為中心距愈小，則帶的長度愈短，在一定速度下，單位時間內(nèi)帶的應(yīng)力變化次數(shù)愈多，會加速帶的疲勞損壞；當傳動比較大時，短的中心距將導(dǎo)致包角過小。對于V帶傳動，中心距的選值范圍一般為：2（D1+ D2）a0.7(D1+ D2)根據(jù) D1=100mm D2=294mm 788mma275.8mm假定中心距ao為500mm由此算出的帶長Lo2ao+0.5(

11、D1+ D2)+0.25(D2- D1)2/ao=1637.7對于V帶長度，帶長L應(yīng)為基準長度Ld ，根據(jù)上表查的，V帶的帶長L應(yīng)選擇Ld=1600mm由上圖可知，根據(jù)已確定的帶長L，計算出對于的中心距a=ao+( Ld-Lo)/2=481.15mm4. 確定包角由包角公式=180°-60°x（D2- D1）/a = 155.8°>120°包角取值為155.8°5. V帶根數(shù)單根V帶所能傳遞的功率以Po表示。由已知V帶型號為A型，小帶輪轉(zhuǎn)速n小帶輪 = 960 r/min ，小帶輪直徑D1=100mm,查詢下表可得，Po=0.95kw,P

12、o=0.11kw，K=0.94,Kl=0.99.V帶根數(shù)Z=Pc/（Po+Po）KKl =7.15/（0.95+0.11）×0.94×0.99=7.2475取整得V帶的根數(shù)Z=86. 張緊力Fo：張緊力的大小是保證傳動正常工作的重要因素。張緊力過小，摩擦力小，容易發(fā)生打滑；張緊力過大，則帶壽命低，軸和軸承受力大。對于V帶傳動，既能保證傳動功率又不出現(xiàn)打滑時的單根傳動帶最合適的張緊力Fo可由下式計算： Fo=500(2.5-K)Pc/zK+q2=500×(2.5-0.94)×7.15/(0.94×8×5)+0.1×5

13、2=151 N7. 作用在軸上的載荷：為了設(shè)計帶輪的軸和軸承，需先知道帶傳動作用在軸上的載荷FQ，可近似地由下式確定：FQ=2ZFoSin(0.5)=2x7x151xsin77.9°=2067 N.齒輪設(shè)計計算1. 選定齒輪類型、精度等級、材料：由傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。輸送機為一般工作機，速度不高，故選用8級精度（GB1009588）。材料選擇：選擇小齒輪材料為45號鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為260HBS, Hlim 1=610 MPa，F(xiàn)E1=200 MPa。大齒輪材料為45鋼(正火處理)，硬度為215 HBS，Hlim 2=400MPa，F(xiàn)E2=200 MPa兩者材料硬度差為4

14、5HBS由表11-4查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=188 MPa1/2。2. 按齒面接觸強度設(shè)計：由機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-3試選載荷系數(shù)Kt=1.2. 由機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-6取齒寬系數(shù)d=0.9,ZE=188 MPa1/2,ZH=2.5,u=i齒輪=5.03轉(zhuǎn)矩 T1=95.5×105P高速軸/n高速軸 =9550×5280/320=157575 N·mm接觸疲勞極限： Hlim 1=610 MPa Hlim 2=400MPa由機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-5，取SH=1.0, SF=1許用接觸應(yīng)力： H1=Hlim 1/SH=610/1.0 MPa=610 MPa H2=H

15、lim 2/SH=400×1.05/1.0 MPa=420 MPa 根據(jù)工作條件：使用期限為10年，兩班制工作；可計算工作壽命th=10x300x16=48000h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60 n高速軸th=60×1×320×48000=9.216x108次 N2= N1/i齒輪=9.216x108/5.03=1.832 x108由下列公式估算小齒輪分度圓直徑，將H1, H2min帶入H：dit 2(u+1)ZH2KtT1ZE2/u H2d1/3=2x6.03x2.52x1.2x157575x1882/5.03x4202x0.9 1/3=85.76mm取小輪的

16、齒數(shù)Z1=29,則Z2= Z1x i齒輪=29x5.03=145.87,取整得Z2=146故實際傳動比為i齒輪= Z2/ Z1=5.03齒寬： b=d·d1t=0.9×85.76=77.2mm 取b1=85mm b2=80mm模數(shù)： m= dit/ Z1=85.76/29=2.96 根據(jù)下圖，模數(shù)m取m=3齒高： h=2.25m=2.25x3=6.75 mm 則齒寬與齒高之比b/h=85/6.75=12.6小齒輪： d1=mZ1=3x29=87mm b1=85mm 大齒輪： d2=mZ2=3x146=438m b2=80mm中心距： a= （d1+d2）/2=262.5mm

17、3. 按齒根彎曲強度設(shè)計： 由上圖可得：齒形系數(shù)：YFa1=2.76 YFa2 =2.2 應(yīng)力修正系數(shù)：YSa1=1.58 YSa2=1.83許用彎曲應(yīng)力: F1=FE1/SF=200/1.0 MPa=200MPaF2=FE2/SF =200/1.0 MPa=200 MPa在機械設(shè)計 第四版書上查詢可得載荷系數(shù)： K=KAKVKFKF=1.5x1.2x1.32x1.38=3.28重合系數(shù)：Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.75=0.68由機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-5，取SH=1.0, SF=1F1=2k×T1×YFa1×YSa1 ×Y/bz1m

18、=182Mpa<F1 F2=F1×YSa2. YFa2 / YSa1. YFa1=168Mpa<F24. 齒輪的速度：V1=d1n1/60×1000=1.46m/s六軸的設(shè)計計算1.選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力：選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機械設(shè)計基礎(chǔ)表14-1和表14-3可知： b=650Mpa,s=360Mpa,其中 b+1 =210Mpa 0bb=100Mpa -1bb=60Mpa按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑：（1）低速軸：單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸入端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：dC ；查機械設(shè)計基礎(chǔ)表14-2可得

19、，45鋼取C=118 則d118×(P2/n2)1/3mm=51.7mm 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，軸的直徑要增大5%，故d=51.7×(1+5%)=53.3.取d=54mm（2）高速軸： d118×(P1/n1)1/3mm=10.8mm 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，軸的直徑要增大5%，故d=10.8×(1+5%)=11.34.取d=30mm2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：軸的零件定位，固定和裝配：  單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪右面用軸肩定位，左面用套筒軸或者彈性擋圈軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配

20、合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，右軸承從右面裝入，齒輪套筒，左軸承和聯(lián)軸器依次從左面裝入. 深溝球軸承型號表（1） 低速軸：將估算軸d=54mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=60mm，齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=65mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=70mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=6

21、5mm. 選擇軸承型號：由由上圖初選深溝球軸承,代號為61813(dxDxB=65x85x10),可得:軸承寬度B=10,安裝尺寸D=65mm,故軸環(huán)直徑d5=74mm.（2） 高速軸：將估算軸d=30mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=35mm，齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=40mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=44mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸

22、承相同,取d6=40mm. 選擇軸承型號：由由上圖初選深溝球軸承,代號為61808(dxDxB=20x82x7),可得:軸承寬度B=7mm,安裝尺寸D=40mm,故軸環(huán)直徑d5=48mm.確定軸的各段直徑和長度：(1)低速軸： 段：d1=54mm 考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定距離長度取L1=65mmII段:d2=60mm 通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度10mm，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定距離而定，并且考慮到軸承潤滑時潤滑油的走動，為此，取該段長為 L2=65mm 。III段直徑d3=65mm初選用61813深溝球軸承，其內(nèi)徑為65mm,寬度為10mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和

23、箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離2mm，取套筒長為20mm。故取長度為 L3=2+10+20=32mm段直徑d4=70mm由于齒輪的寬度b2=80mm，此段軸的長度要比齒輪寬小2，可知此段的長度為 L=78mm段直徑d5=74mm. 作為齒輪的軸向定位故此取長度為 L=20mm段直徑d6=65mm最后一段為L6=10mm+12mm=22mm,其中軸承定位軸肩d=69mm，L=10mm；由于初選的軸承為61813深溝球軸承，其內(nèi)徑為65mm,寬度為10mm，故軸d=65mm，長度為L=12mm, 故最后一段為L6=10mm+12mm=22mm由上述軸的各段可得軸支承跨距為L=65+65+32+78+20+2

24、2=282mm(2)高速軸：  段：d1=30mm 考慮箱體外壁應(yīng)有一定矩離長度取L1=65mmII段:d2=35mm 通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，并且考慮到軸承潤滑時潤滑油的走動，為此，取該段長為 L2=65mm 。 III段直徑d3=40mm初步選擇滾動軸承型號,因只受徑向作用力,選擇深溝球軸承,參照工作狀況以及軸徑要求選61808,查手冊d×D×B=40×52×7?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離，取套筒長為20mm。故取長度為 L3=20+7+2=29mm段

25、直徑d4=44mm由于齒輪的寬度b1=85mm，此段軸的是齒輪軸分度圓直徑為D1=87mm，可知此段的長度為 L=85-2=83mm段直徑d5=48mm. 作為齒輪的軸向定位故此取長度為 L=20mm段直徑d6=40mm最后一段為L6=10mm+10mm=20mm,其中軸承定位軸肩d=44mm，L=10mm；由于初選的軸承為61808深溝球軸承，其內(nèi)徑為40mm,寬度為7mm，故軸d=40mm，長度為L=10mm, 故最后一段為L6=10mm+10mm=20mm由上述軸的各段可得軸支承跨距為L=65+65+29+83+20+20=282mm3、按彎矩復(fù)合強度計算(1)低速軸：已知轉(zhuǎn)矩T2=75

26、3 N·m根據(jù)（6-34）式得圓周力Ft=2T2/d2=2×1000×753/438=3438N求徑向力Fr根據(jù)（6-35）式得Fr=Ft·tan=3438×tan200=1251 N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=141mm軸受力簡圖垂直面彎矩圖軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=1251/2=625.5 NFAZ=FBZ=Ft/2=3438/2=1719 N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyLA=625.5×141/1000=88.2 N·m水平面彎矩圖 截面C在水平面

27、上彎矩為： MC2=FAZL/2=1719×141=242.38 N·m繪制合彎矩圖    MC=(MC12+MC22)1/2=(88.22+242.382)1/2=258N·m繪制扭矩圖轉(zhuǎn)矩：T=753N·m繪制當量彎矩圖    轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處    的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=2582+(0.6×753)21/2=259N.m校核危險截面C的強度 

28、;      e=Mec/0.1d33=259/(0.1×0.0653)=9.4 MPa -1b=60MPa          所以該軸強度足夠。(2)高速軸：已知轉(zhuǎn)矩T1=157.6N·m根據(jù)（6-34）式得圓周力   Ft=2 TIII/d2=2×1000×157.6/87=3623N求徑向力Fr   根據(jù)（6-35）式得Fr=Ft·tan=3623&#

29、215;tan200=1319 N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=141mm繪制軸受力簡圖繪制垂直面彎矩圖    軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=1319/2=659.5 N    FAZ=FBZ=Ft/2=3623/2=1811.5N    由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為    MC1=FAyLA=659.5×141/1000=93N·m繪制水平面彎矩圖截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=1811.5

30、5;141/1000=255.4 N·m繪制合彎矩圖   MC=(MC12+MC22)1/2=(932+255.42)1/2=272N·m繪制扭矩圖 轉(zhuǎn)矩：T=157.6 N·m繪制當量彎矩圖轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，查機械設(shè)計基礎(chǔ)P235 取=0.6，截面C處的當量彎矩:Mec=MC2+(T)21/2=2722+(0.6×157.6)21/2=288N.m校核危險截面C的強度 e=Mec/0.1d33=288/(0.1×0.043)=11.25MPa -1b=60MPa   該軸強度

31、足夠。七、滾動軸承的選擇及校核計算(一)高速軸上的軸承：根據(jù)工作條件，軸承壽命至少需要：Lxh=10×300×16=48000h 由初選的軸承的型號為: 61808,查設(shè)計手冊表6-1可知:d=40mm,寬度B=7mm,基本額定動載荷C=5.1N, 基本靜載荷CO=4.4KN 1.已知n1=320(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1811.5N根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63×1811.5=1141N2.FS1+Fa=FS2 Fa=0由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr&l

32、t;e.由此得其系數(shù)為 x=1， y=0。3.計算當量載荷P根據(jù)課本P279表16-9 取fp =1.5根據(jù)課本P279（14-7）式得P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×1811.5)= 2717N4.軸承壽命計算深溝球軸承=3根據(jù)手冊得61808型的Cr=5.1KN由課本表16-8得，ft=1故 LH=106(ftCr/fpP)/60n=106 (1×5100/1.5×2717) ×3/60×320=60256h>48000h 預(yù)期壽命足夠(二)高速軸上的軸承：根據(jù)工作條件，軸承預(yù)計壽命Lxh=10×300&

33、#215;16=48000h 由初選的軸承的型號為: 61813,查設(shè)計手冊表6-1可知:d=65mm,寬度B=10mm,基本額定動載荷C=11.9KN, 基本靜載荷CO=11.5KN。 1.已知n2=63.62(r/min)兩軸承徑向反力：FR=Faz=1719N根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63×1719=1083N2.FS1+Fa=FS2 Fa=0由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr<e.由此得其系數(shù)為 x=1， y=0。3.計算當量載荷P根據(jù)課本P279表16-9 取fp =1.5根據(jù)課本P279（14-7）式得P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×1719)=2578.5N4.軸承壽命計算深溝球軸承=3根據(jù)手冊得61813型的Cr=11.9KN由課本表16-8得，ft=1故 LH=106(ftCr/fpP)/60n=10