機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目 二級展開式圓柱齒輪減速器班級：05021003姓名：王洋洋學(xué)號：2010301225指導(dǎo)教師：李洲洋完成日期：2013、07、11目錄一、 設(shè)計題目 3 1. 題目要求 32. 設(shè)計任務(wù) 33. 傳動裝置的設(shè)計及傳動件圖 3二、 傳動參數(shù)的選擇 41. 電動機的選擇 52. 傳動比的計算及分配 5三、 各傳動參數(shù)的計算 61. 各軸的轉(zhuǎn)速 62. 各軸的輸入功率 63. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 6四、 鏈輪傳動的設(shè)計計算 71. 選定鏈輪齒數(shù) 72. 確定鏈輪的型號 83. 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 84. 計算鏈速、確定潤滑方式 9 5. 計算壓軸力 96. 滾子鏈輪的

2、結(jié)構(gòu)設(shè)計 9五、 減速器各齒輪的設(shè)計計算 101. 高速齒輪的設(shè)計計算 102. 低速齒輪的設(shè)計計算 17六、 減速器箱體的相關(guān)設(shè)計計算 211. 減速器箱體相關(guān)數(shù)據(jù)的計算 212. 加速器附件的設(shè)計與選擇 23七、 軸和軸承的設(shè)計計算及校核 241. 高速軸和軸承的設(shè)計、計算及校核 242. 中間軸和軸承的設(shè)計、計算及校核 293. 低速軸和軸承的設(shè)計、計算及校核 33計算項目及內(nèi)容計算結(jié)果兩級展開式圓柱齒輪減速器的設(shè)計一、設(shè)計題目：1要求：設(shè)計一帶式輸送機傳動裝置設(shè)計參數(shù)（4-D，斜齒輪）：輸送帶的牽引力，輸送帶的速度為,傳送帶滾筒直徑為370mm。工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動

3、，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸輸送機轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%。帶式輸送機傳動功率為0.96。2設(shè)計任務(wù)：（1）減速器裝配圖一張； （2）零件工作圖3張； （3）零件說明書1份。3.傳動裝置的設(shè)計及傳動簡圖：電動機通過聯(lián)軸器帶動減速箱，通過減速箱的減速再次通過鏈輪的傳動來使工作機即傳送帶實現(xiàn)工作。如下圖：二、傳動參數(shù)的選擇：1.電動機的選擇： 1.1 電動機類型的選擇：根據(jù)用途選擇Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機1.2 電動機功率的確定：（1）由條件可知，工作機的所需功率為Pw（kW） （2）電動機至工作機的總效率： 由表3-1可知：聯(lián)軸器的效率

4、聯(lián)=0.99，軸承的效率軸承=0.99（取角接觸球軸承），斜齒圓柱齒輪的傳動效率齒輪=0.98（查機械設(shè)計表10-8知通用齒輪減速器精度一般在6-8級，在本次設(shè)計中取齒輪精度為8級），鏈傳動的傳動效率鏈=0.96（取滾子鏈傳動）。 （3）所需電動機的功率Pd： 又知實際所需的電動機的額定功率應(yīng)Pm>Pd，結(jié)合書中表17-7,可知應(yīng)取。 1.3電動機轉(zhuǎn)速的確定： 輸送帶帶輪的轉(zhuǎn)速： 查表3-2知，鏈傳動傳動比為，查機械設(shè)計表18-1知兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比； 則知總傳動比的范圍為 則電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：1.4電動機型號的確定:由于優(yōu)先選用1000r/min及1500r/min的電機

5、，考慮到1000r/min的電機體積大而且較貴，查P178表17-7，故選用1500r/min的電機，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min，其型號為Y112M-4。2.傳動比的計算及分配： 2.1 總傳動比為： 2.2 傳動比的分配： （1）查表3-2知鏈輪的傳動比為，取其為i鏈=2.5。 （2）減速器中齒輪的傳動比分配： 有上述數(shù)據(jù)可知二級圓柱齒輪的傳動比為： 高速級的傳動比應(yīng)為： 取i1=3.4； 則低速級的齒輪傳動比為： 三、各傳動參數(shù)的計算：1.各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min）: 1.1 電機軸的轉(zhuǎn)速n0=1440r/min 1.2 高速軸的轉(zhuǎn)速n1=1440r/min 1.3 中間軸的轉(zhuǎn)速 1.

6、4 低速軸的轉(zhuǎn)速1.5 滾筒軸的轉(zhuǎn)速2.各軸的輸入功率： 2.1 高速軸的輸入功率 2.2 中間軸的輸入功率 2.3 低速軸的輸入功率 2.4 滾筒軸的輸入功率 3.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩3.1 高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 3.2 中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩 3.3 低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 3.4 滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表電機軸軸軸軸軸功率P/kW43.963.8423.72753.543轉(zhuǎn)速n/(r/min53167.466.96轉(zhuǎn)矩T/（n·m）26.52826.262586.631212.65505.31傳動比i13.42.532.5效率0.990.97020.97010.9

7、505四、鏈輪傳動的設(shè)計計算減速器外僅有鏈傳動，故僅需對鏈傳動進行設(shè)計計算。1.選定鏈輪齒數(shù)一般鏈輪齒數(shù)在之間，并且盡可能取奇數(shù)，與鏈節(jié)數(shù)互質(zhì)。故取小鏈輪齒數(shù)為，大鏈輪齒數(shù)：，均在優(yōu)先選用鏈輪齒數(shù)系列。2.確定鏈輪的型號取雙排鏈進行計算。（1）由機械設(shè)計表9-6，取工況系數(shù);（2）由機械設(shè)計表9-13，取主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)；雙排鏈系數(shù)；鏈輪的當(dāng)量的單排鏈計算功率： （3）確定鏈條型號與節(jié)距由及，查機械設(shè)計圖9-11，可選鏈條型號為：16A-2。 查機械設(shè)計表9-1，鏈條節(jié)距為3.計算鏈節(jié)數(shù)與中心距（1）初選中心距??；（2）鏈節(jié)數(shù)：此處將鏈節(jié)數(shù)圓整，取鏈節(jié)數(shù)為：；（3）又知,查機械設(shè)計表9-7，插

8、值得中心距系數(shù)則鏈傳動的最大中心距為取最大中心距為。4.計算鏈速、確定潤滑方式（1）鏈傳動平均鏈速v（m/s） （2）確定潤滑方式：查機械設(shè)計圖9-14，選擇潤滑方式為滴油潤滑。5.計算壓軸力(1)有效圓周力 ;（2）鏈輪水平布置的壓軸力系數(shù)為，壓軸力為6.滾子鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）大鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計：大鏈輪齒頂圓直徑 （2）小鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計：小鏈輪齒頂圓直徑： 齒全寬 輪轂寬度L=（1.5-2）d，取L=50mm。 五、減速器各齒輪的設(shè)計計算 1.高速級齒輪的設(shè)計 1.1 選擇材料、熱處理方法及公差等級考慮到所設(shè)計的帶式輸送機為一般機械，強度、精度、速度都要求不高，故采用軟齒面齒輪。查機械設(shè)計表10-

9、1，小齒輪材料取40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度達到280HBS；大齒輪材料取45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度達到240HBS，大小齒輪硬度差達到40HBS之間，滿足要求。查機械設(shè)計表10-8，通用減速器精度等級為級，取精度等級為8級。 1.2 相關(guān)參數(shù)的初選 （1）選取小齒輪的齒數(shù)z1=22，大齒輪的齒數(shù)，則取z2=75； （2）初選斜齒圓柱齒輪的螺旋角為=14°； （3）初選斜齒圓柱齒輪的法向壓力角為n=20°。1.3按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 （1） 確定計算公式中的各計算數(shù)值1） 試選Kt=1.6；2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3） 由圖10-30可知選取區(qū)域系數(shù)ZH

10、=2.433;4） 由圖10-26可查的： 則5） 由表10-7可選取齒寬系數(shù)為d=1；6） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa1/2;7） 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限；8） 由式10-13計算盈利循環(huán)次數(shù)：9） 圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)10）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù),故： 故：；11）齒數(shù)比u=i1=3.4 （2）計算1）試算出小齒輪的分度圓直徑 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù)mnt 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù)K 由機械設(shè)計表10-2查得使用載荷系數(shù)KA=1.25,

11、；又根據(jù)V=2.80m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.10，由機械設(shè)計表10-4查得;由機械設(shè)計表10-13查得；由機械設(shè)計圖10-3查得。 故載荷系數(shù) 6）按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a），得 7）計算模數(shù)mn： 1.4按齒根彎曲強度計算 按設(shè)計計算公式進行計算，即（1） 確定公式中的各計算參數(shù)1） 由可由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)；2） 由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限為，大齒輪為3） 由圖10-18,取彎曲疲勞壽命系數(shù) ;4） 計算疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，故5） 計算載荷系數(shù)6） 計算當(dāng)量齒數(shù)7） 查取齒形系數(shù)由表10-5利

12、用插值法可查得，8） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5利用插值法可查得 ，9） 計算大小齒輪的，并加以比較可得，即大齒輪系數(shù)大。（2） 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度和接觸疲勞強度。鑒于設(shè)計的相關(guān)要求及基本參數(shù)需要，我取mn=2.0mm，z1=24，則z2=i1z1=24×3.4=81.6，圓整取82。 1.5 幾何尺寸的計算 （1）兩齒輪中心距 將圓心距圓整為110mm。 則螺旋角圓整之后螺旋角與初選值相差不大，故各參數(shù)不需進行相關(guān)修改。（2）計算分度圓半徑（3） 計算齒寬 ?。?）

13、 計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙（5） 計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑： 2.、低速級齒輪的設(shè)計 2.1 選擇材料、熱處理方法及公差等級低速級齒輪的工作情況與高速級齒輪相似，所以這里小齒輪同樣選取40Cr為材料，調(diào)質(zhì)處理，硬度達到280HBS；大齒輪選取45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度達到240HBS，大小齒輪硬度差40HBS，可滿足相關(guān)設(shè)計要求。 2.2 相關(guān)參數(shù)的初選 （1）選取小齒輪的齒數(shù)z1=22，大齒輪的齒數(shù)，則取z2=56； （2）初選斜齒圓柱齒輪的螺旋角為=14°； （3）初選斜齒圓柱齒輪的法向壓力角為n=20°。2.3按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 （

14、2） 確定計算公式中的各計算數(shù)值1） 試選Kt=1.6；2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3） 由圖10-30可知選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433;4） 由圖10-26可查的： 則5） 由表10-7可選取齒寬系數(shù)為d=1；6） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa1/2;7） 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限；8） 由式10-13計算盈利循環(huán)次數(shù)：9） 圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)10）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù),故： 故：；11）齒數(shù)比u=i2=2.53 （2）計算1）試算出小齒輪的分度圓直徑 2）計算圓周速

15、度 3）計算齒寬b及模數(shù)mnt 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù)K 由機械設(shè)計表10-2查得使用載荷系數(shù)KA=1.25,；又根據(jù)V=1.22m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.064，由機械設(shè)計表10-4查得;由機械設(shè)計表10-13查得；由機械設(shè)計圖10-3查得。 故載荷系數(shù) 6）按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a），得 7）計算模數(shù)mn： 2.4按齒根彎曲強度計算 按設(shè)計計算公式進行計算，即（6） 確定公式中的各計算參數(shù)10） 由可由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)；11） 計算疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，故12） 計算載荷系數(shù)13） 計算當(dāng)量齒數(shù)1

16、4） 查取齒形系數(shù)由表10-5利用插值法可查得，15） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5利用插值法可查得 ，16） 計算大小齒輪的，并加以比較可得，即大齒輪系數(shù)大。（7） 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度和接觸疲勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需安接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=65.27mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 結(jié)合設(shè)計所要求及齒間距的需要，在這里取z3=33，則z4=83.49，取z4=84。 2.5 幾何尺寸的計算 （1）兩齒輪中心距 將圓心距圓整為120mm。 則螺旋角圓整之后螺

17、旋角變化不大，故不需將之前的計算相關(guān)參數(shù)進行修改。（2）計算分度圓半徑（8） 計算齒寬 ?。?） 計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙（10） 計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑：六、減速器箱體的相關(guān)設(shè)計計算 1.減速器箱體的機構(gòu)尺寸 減速器采用剖分式鑄造箱體，查表5-1、5-2、5-3得到減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸如下表：名稱代號尺寸/mm高速級中心距a1110低速級中心距120箱座壁厚8箱蓋壁厚8地腳螺栓直徑M20地腳螺栓數(shù)目n4地腳螺栓通孔直徑22地腳螺栓沉頭孔直徑33箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20軸承旁連接螺栓直徑M16箱座與箱蓋連接螺栓直徑M10連接螺栓的間距l(xiāng)150200軸承

18、蓋螺釘直徑根據(jù)軸承外徑由圖6-27進行確定視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑d8軸承旁凸臺半徑C2凸臺高度h由具體結(jié)構(gòu)確定外箱壁至軸承座端面距離48大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁的距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離10箱蓋肋板厚度6.8箱座肋板厚度m6.8軸承蓋外徑據(jù)軸承外徑由圖6-27確定軸承旁連接螺栓距離2.減速器附件的設(shè)計與選擇（1）.視孔和視孔蓋 視孔尺寸為106mm×108mm，位于中間齒輪的上方；視孔蓋尺寸為134mm×139mm。2.通氣器通氣器選用簡易式通氣器M16×1.5，相關(guān)尺寸見表7-1。3.油標(biāo) 油標(biāo)選用M20油尺，相關(guān)尺寸見表7-3。4. 放油孔及螺塞 設(shè)置

19、一放油孔，便于潤滑油的更換。螺塞選用M20×1.5,相關(guān)尺寸查表7-4。5.起蓋螺釘 取兩個起蓋螺釘，起蓋螺釘查表14-10，取螺釘GB/T5783-2000m10×30,頂桿末端要做成半圓形或者制出較大的倒角。6.定位銷 取兩個8的圓錐銷作為定位銷，定位銷相關(guān)尺寸查表 14-28銷的選取標(biāo)準(zhǔn)GB/T 117-2000。7.起吊裝置 箱蓋采用吊耳，箱座采用吊鉤，由圖7-21查取相關(guān)尺寸。8.甩油環(huán) 軸承采用脂潤滑，所以在軸承座箱內(nèi)一側(cè)裝設(shè)甩油環(huán)，甩油環(huán)的具體尺寸參數(shù)見圖6-23。 七、軸和軸承的設(shè)計、計算及校核 1.高速軸和軸承的設(shè)計、計算及校核 1.1 已知條件 高速軸傳

20、遞的功率為P1=3.96kW，轉(zhuǎn)速為1440r/min，齒輪1的分度圓直徑為d1=49.8mm，齒輪寬度為B1=50mm。 1.2 軸材料的選擇 因為軸所傳遞功率不大，并且對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查機械設(shè)計表15-1選用常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 1.3 初算軸徑查機械設(shè)計表15-3，因為轉(zhuǎn)速較高，故A0=110，則 ；輸出軸與齒輪1相連有一個鍵槽，軸徑應(yīng)當(dāng)增大。軸端最細處直徑 取軸端最細處直徑為d1=25mm。1.4 結(jié)構(gòu)設(shè)計按零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計：（1）聯(lián)軸器與軸段1： 該軸段安裝聯(lián)軸器，此軸段設(shè)計與聯(lián)軸器同步設(shè)計。該處軸徑取d1=20mm，為補償連接兩軸的安裝誤差，

21、選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，查表17-4得GB/T 4323-2002中的LT4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為63N·m，許用轉(zhuǎn)速為5700r/min，軸孔范圍為20-28mm。取聯(lián)軸器軸孔直徑為d=20mm，軸孔長度為L=50mm，J型軸孔，A型鍵槽。聯(lián)軸器代號為;軸的長度略小于輪轂孔的寬度，取L1=22mm。（2）密封圈與軸段2： 在確定軸段2的軸徑時，應(yīng)當(dāng)考慮聯(lián)軸器的軸向定位以及密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸段2的軸徑為，最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈密封，查表16-9選氈圈40JB/ZQ 4606-1986。(3) 軸承與軸段3及軸段6的設(shè)計： 軸段3

22、及軸段6上安裝軸承，其軸徑應(yīng)滿足軸承內(nèi)徑系列。有徑向力存在，采用角接觸球軸承，由軸段2到軸段3需要有安裝軸肩，軸肩高度為h=3mm，則軸段3及軸段7的軸徑為，查表15-3選取7205C角接觸球軸承。軸承內(nèi)徑為d=25mm，軸承外徑為D=52mm,寬度為寬度B=15mm。軸承采用脂潤滑，故需要甩油環(huán)。（4）根據(jù)軸承外徑確定軸承端蓋：查圖6-17，一端選取鑄鐵制造的透蓋，另一端選用鑄鐵制造的悶蓋。主要尺寸：螺釘直徑，e=7.2mm，,；因為軸承均為配對使用，故軸段7軸徑，軸承端蓋用悶蓋，尺寸與上同。軸的結(jié)構(gòu)如圖所示：1.5 軸的受力分析 （1）計算支反力： 在水平面上為 在垂直面上 軸承1的總支撐

23、反力 軸承2的總支撐反力 算得數(shù)據(jù)如下：作出彎矩圖與扭矩圖如下：則可找出危險截面，可算得：彎矩為：水平面 垂直面 總彎矩轉(zhuǎn)矩T=26262.5N·mm 抗彎矩截面系數(shù)軸的彎矩合成強度的條件為查機械設(shè)計表15-1，許用彎矩應(yīng)力為，則。故強度滿足要求。綜上所述：軸的強度滿足要求。1.6 校核鍵的強度 小齒輪鍵連接的擠壓應(yīng)力 查機械設(shè)計表6-2，許用擠壓應(yīng)力；則 ；故鍵的強度滿足要求。 1.7 校核軸承壽命 （1）選用的是7205C角接觸軸承，額定動載荷為C=16.5kN（2）徑向載荷為 （3） 軸向力為=+=609.288N=605.56N (4)計算軸承當(dāng)量載荷和 因軸承中有輕微沖擊，

24、則 （5）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力情況進行驗算。 滿足軸承的要求，但是在使用八年后要對該對軸承進行檢修。 2.中間軸和軸承的設(shè)計、計算及校核 1.1 已知條件 中間軸傳遞的功率為P2=3.842kW，轉(zhuǎn)速423.53r/min。中間軸與兩個齒輪相連接。配合高速軸的齒輪2的分度圓直徑為d2=107.3mmmm，齒輪寬度為B2=45mm;與低速軸配合的齒輪3分度圓直徑為d3=67.7mm，B3=65mm。 1.2 軸材料的選擇 因為軸所傳遞功率不大，并且對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查機械設(shè)計表15-1選用常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 1.3 初算軸徑查機械設(shè)計表15-3，因為轉(zhuǎn)速較高

25、，故A0=110，則 ；輸出軸與齒輪相連有鍵槽，軸徑應(yīng)當(dāng)增大。軸端最細處直徑 結(jié)合軸兩端軸承的選擇取軸端最細處直徑為d2=25mm。1.4 結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸段1安裝角接觸球軸承（GB/T 292-1994），根據(jù)軸的選擇，選用軸承為7205C，軸承外徑為D=52mm，內(nèi)徑d=25mm，寬度為15mm。（2）軸段2安裝高速軸配合的大齒輪，取d=28，長度L=45mm。（3）軸段3為軸肩環(huán)，d=30+2h，取d=36mm，L=7.5mm。（4）軸段4安裝與低速軸配合小齒輪，小齒輪B=65mm。（5）軸段5安裝與軸段1安裝軸承應(yīng)相配對，即一樣和甩油環(huán)。軸的結(jié)構(gòu)如圖所示： 1.5 軸和軸承的受力分析

26、 軸上各受力的距離如下圖： （1）計算軸上的作用力 與高速軸配合的大齒輪 與低速軸配合的小齒輪 軸的水平支反力 垂直支反力 則 彎矩與扭矩圖如下：分析可知危險截面，計算如下：又查表可知，則可得所設(shè)計的軸滿足要求。 綜上所述，所使用的軸符合要求。 1.6 校核鍵的強度 小齒輪鍵連接的擠壓應(yīng)力 查機械設(shè)計表6-2，許用擠壓應(yīng)力；則， ；故鍵的強度滿足要求。1.7 校核軸承壽命(1)軸的徑向載荷： (2)軸向力: =+=2224.428N =1627.11N（3）求軸承的當(dāng)量動載荷： 又有條件知在軸承運轉(zhuǎn)工作過程中有輕微的震動沖擊，故取，則 （4）對軸承壽命進行驗算 因為，所以按照軸承2的受力情況進行驗算： 可知軸承滿足使用要求，但是在使用三年的時候?qū)υ搶S承進行檢修或更換。