一級減速器(開式齒輪傳動)

1、一級圓柱齒輪減速器設計說明書一、傳動方案擬定3二、電動機的選擇.4三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.6四、傳動裝置的運動和動力設計.7五、齒輪傳動的設計.15六、傳動軸的設計.18七、箱體的設計.27八、鍵連接的設計29九、滾動軸承的設計31十、潤滑和密封的設計32十一、聯(lián)軸器的設計33十二、設計小結.33i計算過程及計算說明一、傳動方案擬JE設計單級圓柱齒輪減速器1、工作條件：輸送帶常溫下連續(xù)工作，空載起動，工作載荷平穩(wěn)，使用期限5年，兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為土5%環(huán)境清潔。2、原始數(shù)據：輸送帶有效拉力F=6500N;帶速V=0.8m/s;漆筒直徑D=335mm;方果擬JE

2、：采用開始齒輪傳動與減速齒輪的組合，即可滿傳動比要求；同時由于帶傳動具有良好的緩沖、吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，本低，使用維護方便。二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相*步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，具結構簡單，工作可靠，價格低廉，切方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體F口無特殊要求的機械。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式(1)：pd=pW/4a(KW)由式(2):Pw=FV/1000(KW)因此Pd=FV/1000ta(KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：刀總二"13T23T23T33T43”5式中f：

3、刀1、刀2、刀3、刀4、刀5分力1J為開式囚車匕傳動、軸承、圓柱齒輪傳動、聯(lián)軸器和滾筒的傳動效率。取“1=0.98(開式齒輪傳動)，刀2=0.98,刀3=0.98,"4=0.99(彈性聯(lián)軸器)，45=0.96(卷筒)。則：刀總=0.9830.9830.9830.9830.9930.97=0.886所以：電機所需的工作功率：Pd=FV/10004總二(650030.8)/(100030.886)=5.87(KW)3、確定電動機轉速卷筒工作轉速為：n卷筒=60310002V/(兀2D)=(603100030.8)/(3352兀)=45.63(r/min)根據機械設計基礎課程設計指導書上推

4、薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I'=36,取開式齒輪傳動比Ii'=24。則總傳動比理論范圍為：Ia'=624。故電動機轉速的可選范圍為：Nd'=Ia'3n卷筒二(624)345.63二2741095(r/min)則符合這一范圍的轉速有：720、1000r/min),根據容量和轉速，由指導書附表9-1查出兩種適用的電動機型號(制表如下)：方案電動機型號額定功率電動機轉速(r/min)電動機重量kg傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比開式齒輪傳動減速器1Y160L-8-7.575072014015.7743.92Y160M-67.5

5、100097011621.245.3綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格以及帶傳動、減速器傳動比，我們選擇第一種方案。此選定電動機型號為Y160L-8,其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸：中心高H外形尺寸l3(AC/2+AD)3HD底角安裝尺寸A3B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D3E裝鍵部位尺寸F3GD1606053382.5331525432101542311012345三、確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比：由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為：Ia=nm/n=nm/n卷筒=720/45.63=15.772、分配各級傳動裝置傳動比：總傳動比等于各

6、級傳動比的乘積，Ia=io3ii（式中i。、ii分別為帶傳動和減速器的傳動比）為便帶傳動的尺寸不至過大，滿足齒輪傳動的傳動比大于用傳動的傳動比要求，取io=4（普通開式齒輪io=24）,因為：Ia=io3ii所以：ii=Ia/io=15.77/4=3.94四、傳動裝置的運動和動力設計：各傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸，n其中：io,ii為相鄰兩軸間的傳動比；刀01,刀12為相鄰兩軸的傳遞效率；Pi,Pn為各軸的輸入功率（KW）;P",P"為各軸的輸出功率（KW）;Ti,Tn為各軸的輸入轉矩（N2m）;Li,口為各軸的輸出轉矩（N2m）;ni,nn為各軸的轉速（r/mi

7、n）?？砂措妱訖C軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)：1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算：(1)計算各軸的轉數(shù)：I軸:nI=nm=720(r/min)II軸：nn=ni/ii=720/3.94=182.7(r/min)卷筒軸：nm=nn/i2=182.7/4=45.63(r/min)(2)計算各軸的功率：I軸：Pi=Pd30i=Pd3i由機械零件表 得到：Y 1=0.98Y 2=0.98Y 3=0.98Y 4=0.99=5.8730.98=5.75(KW)n軸：Pn=Pl3T12=Pi3T23T3=5.7530.9830.98=5.52(KW)卷筒軸：Pm=Pu2T23=Pu2T32T

8、4=5.5230.9830.9930.98=5.25(KW)計算各軸的輸入轉矩：因為電動機軸輸出轉矩為：Td=95502Pd/nm=955035.87/720=77.8(N2m)I軸：Ti=Td2401=Td2ti_cccccccrar/c、i0為帶傳動傳動比=77.830.9830.98=74.7(N2m)工*肝擊奧法山'/ii為減速命傳動比在本設1f中取0.98。II軸：Tn=Ti2ii2T12=Ti2ii242243滾動軸承的效率”=74.733.9430.9830.9830.98=277(N2m)卷筒軸：Tm=Tn2T23=Tu2”32刀4=2773430.9830.9830.

9、9830.98=1022 (N2m)計算各軸的輸出功率：由于In軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：所以：P'i=Pi34=5.7530.98=5.63(KW)P"=P口34=5.5230.98=5.4(KW)P'w=Pm3t=5.2530.9830.99=5.09(KW)計算各軸的輸出轉矩：由于In軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘以軸承效率：所以：1=TI34=74.730.98=73.2(N2m)T'口=T口3=27730.98=271.4(N2m)T"=Trn3T=102230.9830.99=991.5(N2m)綜合以上數(shù)據，得表如下效率P(

10、KW)轉矩T(N2m)轉速nr/min傳動比i效率刀輸入輸出輸入輸出電動機軸5.8777.87203.940.98j軸5.755.6374.773.27201.000.96II軸5.525.4277271.4182.74.000.97，筒軸5.255.091022991.545.63五、齒輪傳動的設計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精“等級。小齒輪選硬齒面，人齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒而硬度為250HBS,大齒輪選用45號鋼正火，齒而硬度為200HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù)Zi=20,u=3.94Z2=Zi2u=2033.94=78.85取a=0

11、.3,則d=0.32(i+1)2=1.48(3)按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑X2d1>3到91ZeZhMWduJG,J確定各參數(shù)值載荷系數(shù)查機械零件表6-6取K=1.0小齒輪名義轉矩T1=9.5531063P/n1二9.55310635.75/720=0.7473105N2mm材料彈性影響系數(shù)由機械零件表6-7Ze=189.8'隔314)區(qū)域系數(shù)Zh=2.5重合度系數(shù)£t=1.88-3.22(I/Z1+I/Z2)=1.88-3.23(1/20+1/79)=1.68許用應力查機械零件圖6-21(a)(HimJ=460MPa=320MPa查表6-8按一般可靠要

12、求取Sh=1.251Hlim1=368MPaH lim 2SH=256MPaSH取兩式計算中的較小值，即=256Mpa于是d1>3回國2ZK、里duJ=3K"1.0.7471053.941/189.812.510.88-11.483.94,256=72.2mm(4)確定模數(shù)m=d1/Z1>72.2/20=3.6取標準模數(shù)值m=3.5(5)按齒根彎曲疲勞強度校核計算f=!丫尸$丫校核bd1m式中小輪分度圓直徑di=m2Z=3.5320=70mm齒輪嚙合寬度b=Wd2di=1.48370=103.6mm復合齒輪系數(shù)Yfsi=4.38Yfs2=3.95重合度系數(shù)Y£=

13、0.25+0.75/£t=0.25+0.75/1.72=0.686許用應力機械零件查圖6-22(a)tFliml=460MPatFlim2=320Mpa查表6-8,取Sf=1.25則=klm!=2460=368MPaSf1.25LbF lim 2SF320256MPa1.25計算大小齒輪的YS弁進行比較YFS1J.38=0O1251368YFS23.95Ub 256= 0.0154取較大值代入公式進行計算則有°F2_2KT1bd1mYFs2Ye21.10.746105103703.53.950.686=54.6<乙f2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求(6)幾何尺寸計算(1)

14、分度圓直徑did1=mn*z1/cos(B)=3.5*20/0.984401=71.11mm(2)分度圓直徑d2d2=mn*z2/cos(眨5*79/0.984401=280.88mm(3)齒頂高halha1=han'*mn=1*3.5=3.5mm(4)齒頂高ha2ha2=han'*mn=1*3.5=3.5mm(5)齒根高hflhf1=(han'+cn')*mn=(1+0.2)*3.5=4.2mm(6)齒根高hf2hf2=(han'+cn')*mn=(1+0.2)*3.5=4.2mm(7)齒高hih1=ha1+hf1=3.5+4.2=7.7mm(

15、8)齒高h2h2=ha2+hf2=3.5+4.2=7.7mm(9)齒頂圓直徑dalda1=d1+2*ha1=71.1092+2*3.5=78.11mm(10)齒頂圓直徑da2da2=d2+2*ha2=280.881+2*3.5=287.88mm(11)齒根圓直徑dfldf1=d1-2*hf1=71.1092-2*4.2=62.71mm(12)齒根圓直徑df2df2=d2-2*hf2=280.881-2*4.2=272.48mm端面齒形角乜t=atan(tan(乜n)/cos(B)=atan(0.369738/0.984401)=20.29°(13)中心距a=mn*(z1+z2)/2/

16、cos(B)=3.5*(99)/2/0.984401=176mm(14)基圓直徑db1db1=d1*cos(5t)=71.1092*0.937942=66.7mm(15)基圓直徑db2db2=d2*cos(5t)=280.881*0.937942=263.45mm(16)齒頂圓壓力角5at1=arcos(db1/da1)=arcos(66.6963/78.1092)=31.36°(17)齒頂圓壓力角民at2=arcos(db2/da2)=arcos(263.45/287.881)=23.78(18)端面重合度25=1/2/兀*(z1*(tan(-tan(at1t)+z2*(tan(-

17、tangt2)at)=1/2/兀*(20*(0.609520.369738)+79*(0.440533-0.369738)=1.65(19)縱向重合度2B=b*sin(B)/兀/mn=103*0.175939/兀/35=1.65(20)總重合度2丫=2a+2B=1.6481+1.65337=3.3(21)端面分度圓壓力角atat=atan(tan(飆n)/cos(B)=atan(0.369738/0.984401)=20.29°(22)當量齒數(shù)Zv1Zv1=z1/cos(B3=20/0.984401八3=20.97(23)當量齒數(shù)Zv2Zv2=z2/cos(B3=79/0.98440

18、1八3=82.82(7)驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度v=%2d12n1/(6031000)=3.143703720/(6031000)=2.7m/s對照表6-5可知選擇8級精度合適。六軸的設計1,齒輪軸的設計(1)確定軸上零件的定位和固定方式(如圖)1,5滾動軸承2一軸3齒輪軸的輪齒段4一套筒6密封蓋7一軸端擋圈8一軸承端蓋9一帶輪10一鍵(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217255HBs軸的輸出功率為Pi=5.75KW轉速為nI=720r/min根據機械零件P205(13-2)式，弁查表13-2,取c=110d>C3fP=110x35.75=22mm；n720(

19、3)確定軸各段直徑和長度從電機聯(lián)軸器出來開始右起第一段，由于軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%,取Di=(D25mm,由于此段是連接聯(lián)軸器的，根據聯(lián)軸器的內孔長度取第一段長度Li=44mm右起第二段，該段裝有密封圈，弁且裝有軸承端蓋，那么該段的直徑為D2=(I)30mm,長度為L2=50mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，其尺寸為d3D3B=35372317,那么該段的直徑為D3=035mm,長度為L3=17mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩，具直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=40mm,長度取L4=26mm右起第五段，該段為齒

20、輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為78mm,分度圓直徑為70mm,齒輪的寬度為108mm,長度為L5=108mmPI的值為前面第10頁中給出在前面帶輪的計算中已經得到Z=2其余的數(shù)據手冊得到Di = O 20mmLi=65mmD2=O25mmL2=45mmD3=O30mmL3=22mmD4=O40mmL4=7mmD5=O50.94mmL5=85mmD6=<M0mmL6= 7mm右起第六段，該段為滾動軸承定位軸肩，取軸徑為D6=O45mm,長度L6=24mm右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=O35mm,長度L7=22mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向小齒輪分度圓直徑：di=7

21、0mm作用在齒輪上的轉矩為：T1=0.7473105N2mm求圓周力：FtFt=2T2/di=230.7473105/70=2134N求徑向力FrFr=Ft2tana=21343tan200=776.7N(5)軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=1067N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么Ra'=Rb'=Fr354/120=349.5N(6)畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：Mc=Pa354=57.6Nm垂直面的彎矩：Mci'=Mc2'=Ra'35

22、4=18.8Nm合成彎矩：D7=O30mmL7=28mmFt=1290NFr=469.5NRa=Rb=645NmRa'=Rb'=211.3 NMC=34.83NmMc1'= Mc2' =11.4NmMC1=MC2kjMC2MC12=57,6218.82=60.6NmC1C2.CCI(7)畫轉矩圖：T=Ft3di/2=42.6Nm(8)畫當量彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，a=0.6可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：MeC2二'.；(oT)2=57.8Nm(9)判斷危險截面弁驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C

23、為危險截面。已知MeC2=57.8Nm，由機械零件表13-1有:LU=60Mpa則：Le=MeC2/W=MeC2/(0.12D43)=57.831000/(0.13703)=6.2Nm<入-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：MD=JnoTn2=0.6父42.6=25.6Nme=Md/W=Md/(0.12Di3)=25.631000/(0.13703)=26.6Nm<U-1MC1=MC2=60.6NmT=42.6Nm5 =0.6MeC2=57.8Nm-1 =60MpaMD=25.6Nm所以確定的尺寸是安全的。2、輸出軸的設計計算(1)確定軸上零件的定位和固定

24、方式(如圖)P44rA117Tr>.X.hIKxX,、./jF/jfJfj-IkXXiJ/iZ/7-r7/%C66I.i1,5滾動軸承2一軸3齒輪4一套筒6一密封蓋7一鍵8一軸承端蓋9一軸端擋圈10半聯(lián)軸器(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217255HBS軸的輸出功率為Pn=5.52KW轉速為nII=182.7r/min根據課本P205(13-2)式，弁查表13-2,取c=110d>C3,3/g=110父3552=34.3mm，n2V182.7(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%,取38mm,根據計算轉矩Tc=

25、Ka3Tn=1.23277=332.4Nm,查標準GB/T50142003,選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為li=60mm,軸段長Li=60mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取45mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為15mm,故取該段長為L2=50mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6210型軸承，其尺寸為d3D3B=50390320,那么該段的直徑為50mm,長度為L3=49右起第四段，該段裝有齒輪，弁且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%,大齒輪的分度圓直徑為2

26、80.9mm,則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=103mm,為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=100mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位，定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=O75mm，長度取L5=10mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=o)50mm,長度L6=35mmD1 = O 38mmL1=60mmD2=O 45mmL2=50mmD3=O 50mmL3=49mmD4=O 60mmL4=100mmD5=O 75mmL5=10mmD6=O 50mmL6=35mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向大齒輪分度圓直徑：di=280.9mm作用在齒輪上的轉矩為：T2=2.77310

27、5N2mm求圓周力：FtFt=2T2/d2=232.773105/280.9=1251.5N求徑向力FrFr=Ft2tana=1251.53tan200=455.5N(5)軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=625.75N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么Ra'=Rb'=Fr362/128=220.6N(6)畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：Mc=Ra362=38.8Nm垂直面的彎矩：Mc1'=Mc2'=Ra'362=13.7Nm合成彎矩：MC1=

28、MC2=,MC2MC12=38.8213.72=41.15Nm(7)畫轉矩圖：T=Ft3d1/2=21.46Nm(8)畫當量彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，a=0.6Ft=1251.5NmFr=455.5NmRa=Rb =625.75NmRa'=Rb' =220.6NMC=38.8NmMci '= Mc2 =13.7NmMci =M C2 =41.15NmT=21.46Nma =0.6可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：MeC2=.,Mc22(aT)2=42.3Nm(9)判斷危險截面弁驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險

29、截面。已知MeC2=42.3Nm，由表13-1有:U-i=60Mpa則：e=MeC2/W=MeC2/(0.12D43)=42.331000/(0.13453)=4.6Nm<J右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：Md=J(aT)2=0.6父21.46=12.8Nme=Md/W=Md/(0.12Di3)=12.831000/(0.13303)=4.74Nm<R-iMeC2=42.3Nm-1 =60MpaM D=12.8Nm所以確定的尺寸是安全的。七.箱體結構設計(1)窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解

30、嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。(2)放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此

31、螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。(6)定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏈孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蠱上裝后環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。箱體

32、結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸(mm)機座壁厚8機蓋壁厚618機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑di16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距l(xiāng)160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df,di,d2至外機壁距離Ci26,22,18df,d2至凸緣邊緣距離IC224,16軸承旁凸臺半徑ri24,16凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離1i60,44大齒輪頂圓與內機壁距離112齒輪端面與內機壁跑離210機蓋、機座肋厚m1,m27,7軸承端

33、蓋外徑D290,105軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一MS=D2八.鍵聯(lián)接設計1.輸入軸與聯(lián)軸器聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=25mm,L1=44mm查手冊得，選用C型平鍵，得：A鍵837GB1096-79L=L1-b=44-7=37mmT=74.7N2mh=7mm根據機械零件P243(10-5)式得p=42T/(d2h2L)=4374.731000/(2537337)=432.3Mpa<R(110Mpa)2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=60mmL3=100mmTil=277Nm查手冊P51選用A型平鍵鍵18311GB1096

34、-79l=L3-b=100-11=89mmh=11mmp=42Til/(d2h2l)=4327731000/(60311389)=20.55Mpa<t；p(110Mpa)九.滾動軸承設計根據條件，軸承預計壽命Lh10330038=24000小時1 .輸入軸的軸承設計計算(1)初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=469.5N(2)求軸承應有的徑向基本額定載荷值C'=fd P / 60 nft 10= 5048.38N 11.2 469.5 ,60 568£父(7黑 240001106(3)選擇軸承型號查機械零件表11-5,選擇 6207 軸承 Cr=22.2KN由機械零件式11-3 有Lh106ftC60n (fdPe 106, 1父 22000、3)=乂()3 =29131332400060 5681.2 469.5預期壽命足夠此軸承合格2 .輸出軸的軸承設計計算(1)初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=F