机械设计课程设计--机械厂装配车间输送带传动装置设计.doc

徐海学院
机械设计课程设计
说明书

班级：机自08-1班
姓名：刘小锋
学号：22080955
指导老师：周晓谋，陈光柱

徐海学院
2011年1月13日

目录
一、电动机的选择.........................................2
（1） 选择电动机的类型....................................2
（2）选择电动机功率......................................2
二、 传动比和传动装置运动参数的计算.......................3
（1） 总传动比及传动比分配................................4
（2） 传动装置运动参数的计算..............................4
三、 带传动的设计计算.....................................5
四、 斜齿圆柱齿轮设计.....................................6
（1） 高速级斜齿圆柱齿轮设计..............................6
（2） 低速级斜齿圆柱齿轮设计.............................10
五、 轴的设计计算........................................12
（1） 齿轮上作用力的计算.................................16
（2） 高速轴的设计计算...................................17
（3） 低速轴的设计计算...................................22
（4） 中间级的设计计算...................................26
六，参考文献............................................32

机械厂装配车间输送带传动装置设计
1. 设计条件
（1） 机器公用 由输送带传送机器的零部件
（2） 工作情况 单向运输，轻度振动，环境温度不超过35
（3） 运动要求 输送带运动速度误差不超过5%
（4） 使用寿命 10年，每年350天，每天16小时
（5） 检修周期 一年小修，两年大修
（6） 生产批量 单件小批生产
（7） 生产厂型 中型机械厂
2. 原始数据 见表
3. 设计任务
（1）设计内容 1电动机选型；2带传动设计；3减速器设计；4联轴器选型设计；5其它。
（2）设计工作量 1）传动系统安装图1张，2）减速器装配图1张，3）零件图2张，4）设计计算说明书
4.设计要求
（1）减速器设计成 同轴式二级减速器
（2）对所设计的减速器 1）要求至少有一对斜齿
原始数据：主动滚筒扭矩（N.m）900
主滚筒速度（m/s）0.8
主滚筒直径（mm）320
传动方案的确定
已知数据：
滚筒扭矩：
主滚筒速度：
主滚筒直径：

主滚筒转速：
准备选用的Y系列电动机，初步的总传动比为。

总传动比

电动机的选择

工作机上的功率：
V带效率
轴承的效率
弹性联轴器
闭式齿轮效率
滚筒效率
==**0.99**=0.84
=/=4.5/0.84kw=5.36kw
电动机所需功率
功率储备系数取1.1
得
电动机具体牌号为：型，额定功率为7.5kw,满载转速为。

=0.84
=

总传动比及传动比分配
=/=1440/47.77=30.14
带轮传动比取
同轴式减速器传动比

=30.14

==3.88

各轴的转速
带轮1的转速
带轮2的转速
轴1的转速
轴2的转速r/min
轴3的转速
根据传动比的分配将转速分配好。

=720r/min

=185.567r/min

=47.826r/min

各轴的功率
==5.1456kw
==4.9413kw
==4.745kw
根据各轴的效率计算各轴的功率。
=5.1456kw
=4.9413kw
=4.745kw

各轴的转矩
=9550=68.25N*m
=9550=254.298N*m
=9550=947.49N*m

=68.25N*m

=254.298N*m

=947.49N*m
带传动计算
确定V带的型号

工况系数
功率
V带型号：A

V带型号：A

确定带轮的基准直径
小带轮直径（查表）
大带轮直径（圆整）
（，实心式）

验算带速

要求带速在范围

满足要求
确定带长度和中心距
初去中心距

初算带的基准长度

圆整后
中心距

验算小带轮包角

确定V带根数
单根V 带试验条件下许用功率
传递功率增量
包角系数
长度系数
根数

圆整
计算初拉力

计算压轴力Q

带轮
带轮1：槽型：A，轮宽B=93mm
带轮2:：槽型：A

高速级斜齿轮圆柱齿轮的设计计算

选择齿轮材料，确定许用应力
考虑到运输机为一般机械，小齿轮选用40调质处理，大齿轮选用45正火处理。齿面硬度HBW1=241-286,HBW2=169-217.平均硬度=260H=210-=50选用8级精度
1.许用接触应力 =
接触疲劳极限 查课本 6-4
接触强度疲劳寿命 ：
应力循环次数 N
=60j=60*720*1*(10*16*350)
n—齿轮的转速
j—齿轮每转一圈的时同一齿面的啮合次数
--齿轮的工作寿命
=/i
查表得

接触强度最小安全系数
则 =580*1/1
=390*1.05/1

2.许用弯曲应力=
--弯曲疲劳极限 查图6-7
--弯曲强度计算的寿命系数 查图 6-8
--弯曲强度计算的尺寸系数 查图 6-9
（设模数m小于5mm）
弯曲强度最小安全系数
则 =295*1*1/1.25
=170*1*1/1.25

小齿轮调质处理
=260
大齿轮正火处理
=200
8级精度

1=580N/
2=390 N/

=2.4*10^9

=3.7*10^8
=1
=1.05
=1

=500 N/

=295N/

==1
=1

=1.25
=172 N/
=136 N/

齿轮接触疲劳强度设计计算
小圆分度圆直径

齿宽系数 查表6.9 按齿轮相对轴承为非对称布置 =0.8
小齿轮齿数 在推荐值20-40 中选
大齿轮齿数 =i*=3.88*27=104.76圆整取
齿数比u u=/=10527
传动比误差
小轮转矩
=9559=68250N*mm
初定螺旋角
载荷系数K K=
--使用系数 查表 6.3
（工作平稳）
--动载系数 由推荐值 1.05-1.2
--齿间载荷分配系数由推荐值 1.0-1.2
--齿向载荷分配系数由推荐值 1.0-1.2
K==1*1.2*1.1*1.1
材料弹性系数 查表 6.4
节点区域系数 查图 6-3
（=，= =0）
重合度系数 由推荐值0.75-0.88
螺旋角系数 由==
故 62.07mm 法面模数
=cos/==2.2mm 取标准

中心距a=(+)/(2cos)= 168.68mm。圆整
分度圆螺旋角
分度圆直径 =m/cos12.43
=68.726mm
圆周速度v v=/60000
=2.58m/s
齿宽b b=
=54.9808mm 圆整
大轮齿宽 =b
小轮齿宽 =+（5--10）

=0.8
=27
=105

合格

=68250N*mm
=

=1
=1.2
=1.1
=1.1
K=1.45

=2.45
=0.78
=0.99

62.07mm

a=168mm

=

=68.726mm

b=55mm

=55mm
=60mm

齿根弯曲疲劳强度校核计算
由 6—16 =
当量齿数 =/
=28.49
=/
=110.82
齿形系数 查表 6.5 小轮
大论
应力修正系数 查表 6.5 小轮
大论
不变位时，端面啮合角=arctan(tan/ )=
端面模数=/ cos=2.55m m
重合度=
==1.69
重合度系数=0.25+0.75/
螺旋角系数由推荐值0.85—0.92
故 =
=48.61N/
=
=50.4N/

=28.49

=110.82

=2.53
=2.18
=1.61
=1.79

=1.69

=0.693
=0.89

=48.61N/

=50.4N/
齿根弯曲强度满足

齿轮其他主要尺寸计算

大轮分度圆直径 =/cos
=267.26mm
根圆直径 =-2=62.476
=-2=261.01
顶圆直径 =+2=73.726
=+2=272.26

=267.26mm
=62.476mm
=261.01mm
=73.726mm
=272.26mm
低速级斜齿轮圆柱齿轮的设计计算

由于是同轴式二级齿轮减速器，因此要使两对齿轮的中心距完全相等的。
为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋，大齿轮左旋。

齿轮接触疲劳强度设计计算

小齿轮 40Cr 调质
大齿轮 45 调质

许用接触应力 =
接触疲劳极限 查课本 6-4
=700N/
接触强度疲劳寿命 应力循环次数 N
=60j=60*185.67*1*(5*350*6)
=/i
查表得

接触强度最小安全系数
则 =680*1.05/1

=580*1.45/1
许用弯曲应力=
--弯曲疲劳极限 查图6-7

--弯曲强度计算的寿命系数 查图 6-8
--弯曲强度计算的尺寸系数 查图 6-9
（设模数m小于5mm）
弯曲强度最小安全系数
则 =378*1*1/1.25
=295*1*1/1.25

=241
=229

=680N/
=580 N/
=6.23*10^8
=1.68*10^8
=1.05
=1.45
=1
=714 N/
=841 N/
=378 N/
=295N/
==1
=1
=1.25
=244 N/
=210 N/

齿轮接触疲劳强度设计计算

小圆分度圆直径

齿宽系数 查表6.9 按齿轮相对轴承为非对称布置 =0.8
小齿轮齿数 在推荐值20-40 中选
大齿轮齿数 =i*=3.88*27=104.76圆整取
齿数比u u=/=10527
传动比误差
小轮转矩
=9559=254298N*mm
初定螺旋角
载荷系数K K=
--使用系数 查表 6.3
（工作平稳）
--动载系数 由推荐值 1.05-1.2
--齿间载荷分配系数由推荐值 1.0-1.2
--齿向载荷分配系数由推荐值 1.0-1.2
K==1*1.2*1.1*1.1
材料弹性系数 查表 6.4
节点区域系数 查图 6-3
（=，= =0）
重合度系数 由推荐值0.75-0.88
螺旋角系数 由==
故 66.42mm 法面模数
=cos/==2.40mm 取标准
中心距a=(+)/(2cos)= 168.68mm。圆整
分度圆螺旋角 =arcco =
分度圆直径 =m/cos12.43
=68.726mm
圆周速度v v=/60000
=0.67m/s
齿宽b b=
=54.9808mm 圆整
大轮齿宽 =b
小轮齿宽 =+（5--10）

=27
=105

合格

=254298N*m

=

=1
=1.2
=1.1
=1.1

=2.45

=0.78
=0.99

=66.42mm

a=168mm

=

=68.726mm

v=0.67m/s

b=55mm

=55mm
=60mm

齿根弯曲疲劳强度校核计算
由 6—16 =
当量齿数 =/
=28.49
=/
=110.82
齿形系数 查表 6.5 小轮
大论
应力修正系数 查表 6.5 小轮
大论
不变位时，端面啮合角
=arctan(tan/ )=
端面模数=/ cos=2.55m m
重合度=
==1.69
重合度系数=0.25+0.75/
螺旋角系数由推荐值0.85—0.92
故 ==1811N/
==187.7N/

=28.49

=110.82
=2.53
=2.18
=1.61
=1.79

=1.69
=0.693
=0.89

满足条件

齿轮其他主要尺寸计算

大轮分度圆直径 =/cos
=267.26mm
根圆直径 =-2=62.476
=-2=261.01
顶圆直径 =+2=73.726
=+2=272.26

=267.26mm
=62.476mm
=261.01mm
=73.726mm
=272.26mm

高速级齿轮
低速级齿轮

小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
传动比
3.88
模数
2.5
螺旋角
10.84
中心距
168
齿数
27
105
27
105
宽度
60
55
60
55
直径
分度圆
68.726
267.26
68.726
267.26
齿根园
62.476
261.01
62.476
261.01
齿顶园
73.726
272.26
73.726
272.26
旋向
左
右
右
左
斜齿圆柱齿轮上作用力的计算

高速级齿轮传动的作用力
(1)已知条件 高速轴传递的转矩=68250N*mm,转速为720r/min,高速级齿轮的螺旋角=10.84，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆=68.726mm
(2)齿轮1的作用力 圆周力为
==1986N
其方向与作用力点圆周速度方向相反
径向力为
==736N
其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心
轴向力为
==141N
(3)齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的各力大小相等，方向相反

=1986N

=736N

=141N

低速级齿轮传动的作用力
(1)已知条件 低速轴传递的转矩= 947490 N*mm转速=47.826r/min，低速级齿轮的螺旋角=10.84。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力相互抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径=68.726mm
(2)齿轮4的作用力 圆周力为
==7090N
其方向与力作用点圆周速度方向相反
径向力为
==2627N
其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心
轴向力为
==503N
(3) 齿轮3的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反

=7090N

=2627N

=503N

高速轴的设计
选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构无特殊要求，选用常用的材料45钢，调质处理

初算直径
初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理
取,,于是得

=23.3mm

轴的结构设计
（1） 根据轴的最小直径，查表确定轴的直径为25mm,根据带轮的宽度b=93，选择1段轴的长度。选择键为8X80。
（2） 2段为端盖定位，轴肩高度h=c+(2-3),孔倒角C取2mm,=+2h,且符合标准密封内径，则=35mm，取端盖宽度为10mm,取轴段2的长度为
(3)轴段3和轴段5的设计 有较大的轴向作用力。选用圆锥滚子轴承。其轴直径应即便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为32908，查表得轴承内径d=40mm,外径D=62mm,内圈宽度B=15mm,总宽度T=15mm.轴承润滑方式选择：因为*=40*720mm*r/min=57600<2*10^5 mm*r/min,所以选择脂润滑。齿轮与箱体内壁间隙=16mm,考虑轴承脂润滑，取轴承箱体内壁壁距离f=8mm,则=T+f++4=43mm
(4)e=--=4.208<2.5m，所以做成齿轮轴。长度等于小齿齿宽，=60mm。
(5)5段与3轴径一样，要装轴承，d=40mm。轴承左面与齿轮右侧要有16mm的距离用于下轴承。查设计手册中的轴承标准。

=25mm
=90mm

=35mm

=40mm
=43mm

=60mm
=40mm
=63mm
确定轴承及齿轮作用力位置
轴承反力的外圈作用点与轴承大端面的距离a=11.1,则由图可得轴的支点及受力点间的距离为
=107mm
=57mm
=81mm

=107mm
=57mm
=81mm
轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图。（设左轴承受力面为a面，齿轮受力面为b面）
（2） 计算支承反力 在水平面上为
2659.3N
==-1634.3N
在垂平直面上为
1165.7N
=-=820.3N
轴承1的总支承反力
=2903.57N
轴承2的总支承反力
=1828.6N
（3）画弯矩图
在水平面上，a-a剖面为
=-Q=-188427N*mm
b-b剖面右侧-132378.3
b-b剖面左侧-137223.483N.mm
在垂直面上，a-a剖面为
=0N*mm
-66444.9N.mm
合成弯矩，a-a剖面为
== 188427N.mm
B-b剖面左侧为
==152463.8 N*mm
B-b剖面右侧为
==148118N.mm
（3） 画转矩图
=68250N*m

=2659.3N

=-1634.3N

=1165.7N

=820.3N

=2903.57N

=1828.6N

=-188427N*mm

-132378.3N.mm

-137223.483N.mm
=0N*mm
=-66444.9N
=188427N*mm

=152463.8N.mm
=148118N.mm
=68250N*m

校核轴的强度
因a剖面左侧弯矩大，且作用有转矩，故a剖面左侧作为危险面
当量弯矩,取折合系数=0.6，则a处当量弯矩为
=192720.85N.mm。
27

由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=650 MPa,则由表差得轴的许用弯曲应力=60 MPa，<,强度满足要求.

轴的强度满足要求

校核键连接的强度
带轮处键连接的挤压力为
==21.67 MPa
齿轮处键连接的挤压应力为
==22.45 MPa
取键、轴、齿轮及联轴器的材料都为钢，查表=125-150 MPa, <,强度足够

键连接强度足够
校核轴承寿命
（1） 计算轴承的轴向力 有表查轴承 C=31500N,=46000N,e=0.28,Y=2.1。轴承的内部轴向力分别为
==691.3N
==435.4N
外部轴向力A=141N
+A=576.4
则两轴承的轴向力分别为
==691.37N
=+A=832.37N
(1) 计算当量动载荷 因为
/=0.23e,轴承1的当量动载荷
==2903.57N
因 /=0.45e,轴承2的当量动载荷为
==2479.417N

(3) 校核轴承寿命 因为,故只需校核轴承1
轴承在以下工作，查表得 =1。对于减速器。查表得载荷系数=1.2,轴承1的寿命为
==102113h
=10*350*16h=56000h
> 故轴承寿命足够

轴承寿命足够

低速轴的设计与计算

初算直径
初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理
取,于是得

=56.2mm
轴的结构设计
(1).轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选择弹性柱销联轴器型号HL-5,取联轴器毂孔直径60mm,孔毂长度为90mm，轴长略小于毂长。键选用16X80.
(2).在确定轴段2的轴颈时，应同时考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。轴肩高度h=c+(2-3),孔倒角C取2mm,=+2h,且符合标准密封内径，。则=70mm。
(3)转速不高，且有较大的轴向作用力，所以选用圆锥滚子轴承。其直径应即便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为32015，查表得轴承内径d=75mm,外径D=115mm,内圈宽度B=25mm,总宽度T=25mm.轴承润滑方式选择：*<2*10^5 mm*r/min,选择脂润滑。齿轮与箱体内壁间隙=16mm,考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离f=8mm,则=T+f++4+9=55.5mm。
(4) =+(1-3)mm, 为使挡油板端面可靠地压紧齿轮，应比齿轮毂孔短 1-4mm。因为齿宽小于符合条件的键的长度，所以加长齿轮内圈的长度，键选22X63。
(5)段 取齿轮右端定位轴肩宽度h=4.5mm则轴环直径=87mm。查设计手册中的轴承标准，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，否则应将轴环分为两个轴段。

(6) 6段的轴承与3段的一样，轴承左端由挡油板。

=60mm
=88mm

=70mm
mm

=55.5mm

=78mm
=69mm
=87mm
=24mm

确定轴承及齿轮作用力位置
轴承反力的外圈作用点与轴承大端面的距离a=15.1,则由图可得轴的支点及受力点间的距离为
=78.5mm
=67mm
=120mm

=78.5mm

=67mm

=120mm

键连接
联轴器与轴段1间采用A键普通连接，取型号为键16X80 GB/T1096-2003,齿轮与轴段4间采用A型普通平键22X63GB/T 1096-2003.

轴的受力分析
(1) 画轴的受力简图（设齿轮受力面为a 面）
(2) 计算支承反力 在水平面上为
==853.27N
=-=1773.73N
在垂平直面上为
==3264.8N
=-=3825.2N
轴承1的总支承反力
=3374.46N
轴承2的总支承反力
=4216.43N
（3）画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧为
=-=-66981.7*mm
a- a剖面右侧为
=-=-118839N*mm
在垂直面上，a-a剖面为
==256286.8N*mm
合成弯矩，a-a剖面左侧为
==264895.2N*mm
a- a剖面右侧为
==282499.3N*mm
（4） 画转矩图
=947490N*m

=853.27N

=1773.73N

=3264.8N

=3825.2N

=3374.46N

=4216.43N

=-66981.7N*mm
=-118839.91 N*mm
=256286.8N*mm
=264895.2N*mm
=282499.3N*mm
=947490N*m

校核轴的强度
因a剖面右侧弯矩大，且作用有转矩，故a剖面右侧作为危险面
当量弯矩,取折合系数=0.6，则a处当量弯矩为
=634815.9N.mm。
13.4
由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=650 MPa,则由表查得轴的许用弯曲应力=60 MPa，<,强度满足要求.

轴的强度满足要求

校核键连接的强度
齿轮4处键连接的挤压力为
==118.5MPa
联轴器处键连接的挤压应力为
==70.5MPa
取键、轴、齿轮及联轴器的材料都为钢，查表=125-150 MPa, <,强度足够

键连接强度足够

校核轴承寿命
(1)计算轴承的轴向力 有表查轴承 C=102000N,=160000N,e=0.35,Y=1.7。轴承的内部轴向力分别为
==992.48N
==1240.12N
外部轴向力A=503N
+A=1495.48>
则两轴承的轴向力分别为
==992.48N
=+A=1495.48N
(2) 计算当量动载荷 因为
0.29e,3374.46
/=0.3546>e,轴承2的当量动载荷为=4228.9.因为,故只需校核轴承2，

(3) 校核轴承寿命.轴承在以下工作，查表得 =1。对于减速器。查表得载荷系数=1.2,轴承1的寿命为
==7690000h
=56000h
> 故轴承寿命足够

轴承寿命满足要求

中间轴的设计计算
选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构无特殊要求，选用常用的材料45钢，调质处理

初算直径
取,于是得

=36.1mm
轴的结构设计
轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。
(1) .1段轴承与5段轴承的设计 转速不大，选用圆锥滚子轴承。其直径应即便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为32008，查表得轴承内径d=40mm,外径D=68mm,内圈宽度B=19mm,总宽度T=19mm.轴承润滑方式选择：*<1*10^5 mm*r/min,选择脂润滑。轴承内圈对轴的力作用点与外圈大端面的距离a=15mm,
(2) .齿轮轴段2和轴段4的设计 轴段（2）上安装齿轮2，轴段（4）上安装齿轮3。为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定==43mm.查表知该2处键的截面尺寸为12X45,4处的键为8X40.。齿轮3上齿跟圆与键槽顶面的距离e=--=6.438>2.5
故=40mm,=56mm.齿轮2，齿轮4右端采用轴肩定位，左端采用轴套固定。
(3).中间段的长度：高低速轴中间取15mm.然后可求出其长度。

==40mm

51.5mm
=56mm

==43mm

=56mm
=50mm
52mm

轴的结构设计
.轴上力作用点间距
=+++T-a=64mm
=+=212.5mm
=+++T-a=67mm

=64mm
=212.5mm
=67mm

键连接
齿轮2与轴段间采用A键普通连接，知该键的型号为键
12X45,4段键8X40 GB/T 1096-2003

轴的受力分析
（1）画轴的受力简图
（2）计算支承反力 在水平面上为
==1157N
=+-=2206N
在垂平直面上为
==-233N
==5337N
轴承1的总支承反力
=1178.3N
轴承2的总支承反力
=5775N
（3）画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧为
==74048N*mm
a- a剖面右侧为
=+=92889.83N*mm
b- b剖面右侧为
==147802N*mm
b-b剖面左侧为
=+=165085.08 N*mm
在垂直面上，
=-=14912 N*mm
=-=-357579N*mm
合成弯矩，a-a剖面左侧为
==75534.6 N*mm
a- a剖面右侧为
==94079 N*mm
合成弯矩，b-b剖面左侧为
==393847N*mm
b- b剖面右侧为
==386921.4N*mm
（4）画转矩图
=254298N*mm

=1157N
=2206N

=-233N
=5337N

=1178.3N

=5775N

=74048N*mm
92889.83N.mm

=147802N*mm

165085.08N.mm

=14912 N*mm
=-357579N*mm

=75534.6N*mm
=94079N*mm
=393847N*mm
=386921.4N*mm

=254298N*mm
校核轴的强度
因b-b剖面左侧弯矩大，且作用有转矩，故b-b剖面左侧作为危险面。
当量弯矩,取折合系数=0.6，则a处当量弯矩为
=422369N.mm。
13
由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=650 MPa,则由表查得轴的许用弯曲应力=60 MPa，<,强度满足要求.

轴的强度满足要求
校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压力为
==89.6 MPa
取键、轴、齿轮及联轴器的材料都为钢，查表=125-150 MPa, <,强度足够

键连接强度足够
校核轴承寿命
(1)计算轴承的轴向力 有表查轴承 C=51800N,=71000N,e=0.3,Y=2。轴承的内部轴向力分别为
==294.575N
==1443.75N
外部轴向力A=362N
+A=1769.75>
则两轴承的轴向力分别为
=+A =1769.75N
==1443.75N
(2)计算当量动载荷 因为
/=1.5>e,轴承1的当量动载荷为=0.4*+2*=4010.82N
因为/=0.25<e,轴承2的当量动载荷为 ==5775N
(3) 校核轴承寿命 因为>,故只需校核轴承2
P=.轴承在以下工作，查表得 =1。对于减速器。查表得载荷系数=1.2,轴承1的寿命为
==73339h
=56000h
> 故轴承寿命足够

轴承寿命满足要求

参考资料
程志红主编的《机械设计》
程志红 唐大放编著的《机械设计课程上机与设计》
张春宜 郝广平 刘敏编著的《减速器设计实例精解》
甘永立主编的《几何量公差与检测》
软件 机械设计手册

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