轴承当量载荷为什么p1p2

『壹』 球轴承,当量动载荷由p增加到2p寿命降低7倍还是8倍

在其他条件不变时,当球轴承所承受的当量动载荷增加一倍时,轴承寿命将是原来的0.125倍.（0.5^3）.
在其他条件不变时,当球轴承的转速增加一倍时,轴承寿命将是原来的一半.
要看书啊,都有公式的,

『贰』 轴承的当量动载荷计算公式是什么

初步计算轴承当量动载荷：
当量动载荷：P=fP(XR+YA)(下表)
式中：fP--载荷系数X--径向载荷系数Y--轴向载荷系数(可暂选一近似中间值)表：径向载荷系数X和轴向载荷系数Y(摘自1989年轴承样本)
注：
1)C0是轴承基本额定静载荷；a是接触角。实用时，X、Y、e等值应按目前最新国标GB6391-1995查取。
2)表中括号内的系数Y、Y1、Y2和e的详值应查取手册，对不同型号的轴承，有不同的值。
3)深沟球轴承的X、Y值仅适用于0组游隙的轴承，对应其它游隙组的X、Y值可查取轴承手册。
4)对于深沟球轴承和角接触轴承，先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的e值，然后再得出相应的X、Y值。对于表中未列出的A/C0值可按线性插值法求出相应的e、X、Y值。
5)两套相同的角接触球轴承可在同一支点上“背对背”、“面对面”或“串联”安装作为一个整体使用，这种轴承可由生产厂选配组合成套提供，其基本额定动载荷及X、Y系数可查取轴承手册。

『叁』 危险轴承的当量动载荷 轴承的额定寿命

轴承的当量动载荷：轴承大多承受径向负荷与轴向负荷的合成负荷，而且负荷条件多种多样，如大小变化等。因此，不可能将轴承的实际负荷与基本额定动载荷进行比较。于是，为了计算轴承寿命时在相同条件下比较，在进行寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷，用P表示。
额定寿命与额定动载荷
1、轴承寿命
在一定载荷作用下，轴承在出现点蚀前所经历的转数或小时数，称为轴承寿命。
由于制造精度，材料均匀程度的差异，即使是同样材料，同样尺寸的同一批轴承，在同样的工作条件下使用，其寿命长短也不相同。若以统计寿命为1单位，最长的相对寿命为4单位，最短的为0.1-0.2单位，最长与最短寿命之比为20-40倍。
为确定轴承寿命的标准，把轴承寿命与可靠性联系起来。
2、额定寿命
同样规格（型号、材料、工艺）的一批轴承，在同样的工作条件下使用，90%的轴承不产生点蚀，所经历的转数或小时数称为轴承额定寿命。
3、基本额定动载荷
为比较轴承抗点蚀的承载能力，规定轴承的额定寿命为一百万转（106）时，所能承受的最大载荷为基本额定动载荷，以C表示。
也就是轴承在额定动载荷C作用下，这种轴承工作一百万转（106）而不发生点蚀失效的可靠度为90%，C越大承载能力越高。
对于基本额定动载荷
（1）向心轴承是指纯径向载荷
（2）推力球轴承是指纯轴向载荷
（3）向心推力轴承是指产生纯径向位移得径向分量

二、轴承寿命的计算公式：
洛阳轴承厂以208轴承为对象，进行大量的试验研究，建立了载荷与寿命的数字关系式和曲线。

式中：
L10--轴承载荷为P时，所具有的基本额定寿命(106转)
C--基本额定动载荷 N
ε--指数
对球轴承：ε=3
对滚子轴承：ε=10/3
P--当量动载荷(N)
把在实际条件下轴承上所承受的载荷: A、R ,转化为实验条件下的载荷称为当量动载荷，对轴承元件来讲这个载荷是变动的，实验研究时，轴承寿命用106转为单位比较方便(记数器)，但在实际生产中一般寿命用小时表示，为此须进行转换
L10×106=Lh×60n
所以

滚动轴承寿命计算分为：
1、已知轴承型号、载荷与轴的转速，计算Lh；
2、已知载荷、转速与预期寿命，计算C ，选取轴承型号。

通常取机器的中修或大修界限为轴承的设计寿命，一般取Lh'=5000，对于高温下工作的轴承应引入温度系数ft
Ct=ftC

t ≤120 125 150 200 300
ft 1 0.95 0.90 0.80 0.60

上两式变为：

对于向心轴承

对于推力轴承

三、当量动载荷P的计算
在实际生产中轴承的工作条件是多种多样的，为此，要把实际工作条件下的载荷折算为假想寿命相同的实验载荷--当量载荷。
对于N0OOO、NU0OOO、NJ0OOO、NA0000只承受径向载荷：Pr＝Rfp
对于51000、52000只承受轴向载荷：Pa=Afp
对于其它类型轴承2OOOO、lOO00、20OOO、60000、70000、30000、29000
Pr=fp(XR+YA)
式中：
R--轴承实际上承受的径向载荷
A--轴承实际上承受的轴向载荷
x--径向折算载荷系数
Y--轴向折算载荷系数
fp--载荷系数，考虑载荷和应力的变化、机器惯性等

四、向心推力轴承轴向载荷的计算
1．压力中心
外圈是反力作用线与轴心线交点
对于向力推力轴承

式中： Dm＝0.5(D十d)
对于跨度较大的轴，为简化计算假设压力中心在轴承宽度中心。
2．轴向载荷计算
首先介绍：轴承正装图13-13 b)，铀承反装图13-13a)
向心推力轴承承受径向载荷时,要产生派生轴向力S，
按表13-7计算：
70000C：S＝0.4R 70OOOAC：S＝0.7R 70OOOB：S＝R
30OOO：S＝R/(2Y)
图13--13所示为一对向心推力轴承支承的轴，其上作用载荷为 Fr、Fa

为计算出各轴承上的当量动载荷P必须首先求出R1、A1和R2、A2。根据Fr很容易求出R1、R2；而计算A1、A2时不仅考虑Fa，还应考虑派生轴向力 S1，S2
图b)示为正装,取轴、内圈和滚动体为分离体，在 Fr作用下，轴承外圈对分离体的支反力N分解为R、S
图S2和Fa同向
1）如果 Fa+S2=S1
为保持平衡 A1=Fa+S2 A2=S1
2）如果 Fa+S2＞S1时，则轴有向左窜动趋势；为保持平衡，轴承上必受轴承外圈一个平衡力Fb1
轴承1被压紧： A1=Fa+S2=S1+Fb1
轴承2被放松： A2=S1+Fb1-Fa=S2
3）如果 Fa+S2＜S1时，则轴有向右窜动趋势，轴承2被压紧，轴承1放松，为保持平衡，轴承2上受轴承外圈平衡力Fb2
被压紧轴承2：A2=S1-Fa=S2+Fb2
被放松轴承1：A1=Fa+S2+Fb2=S1

下面归纳30000、70000轴承计算轴向载荷A的方法：
(l)根据轴承安装结构，先判明轴上全部轴向力合力的指向，分清被压紧和放松轴承，合力由面指向背的轴承被压紧。
(2)被压紧轴承，轴向力 A等于除本身派生轴向力外，其它轴向力的代数和。
(3)被放松轴承，轴向力 A等于它本身派生轴向力。

五、滚动轴承的静载荷
对于转速低或基本不旋转的轴承，滚动接触面上由于接触应力过大，而产生永久的过大凹坑，称为塑性变形，导致冲击振动。为此，应按静强度选择轴承尺寸，同样用额定静载荷表征轴承抵抗塑性变形的能力。

额定静载荷：规范上规定使受载最大滚动体与较弱的套圈滚道上产生永久变形量之和，等于滚动体直径的万分之一时的载荷，作为额定静载荷以 C0示之。
手册上列出了各类各型号轴承的C0 值。
静强度计算
C0≥S0P0
1．当量静载荷P0
(l)6OOOO，30OOO，70OOO，l0OOO，200OOO
P0=X0R+Y0A
式中： X0、Y0 见表13-8
求取的P0如果P0＜R时，取P0＝R
(2)推力轴承
P0A=A+2.3tgα
2．S0--静强度的安全系数，表13-8

『肆』 轴承负荷如何区分

1 径向负荷 垂直于轴承旋转轴线所作用的负荷，其负荷方向与轴线垂直，叫做径向负荷。

2 轴向负荷 沿轴承旋转轴线作用的负荷，其负荷方向与轴线平行，叫做轴向负荷。

3 联合负荷 在径向方向及轴向方向同时作用于轴承上的负荷，叫做联合负荷。

附图说明：

『伍』 青岛科技大学考研机械设计09年计算题

这需要用到工程力学或材料力学中的静力学知识，静力学平衡方程和力的平移定理。
静力学平衡方程很简单，在平面力系中只需要三个方程（x，y两个坐标轴方向上力的总和为0，还有一个弯矩方程，总的力矩之和为0）就够了，空间力系需要六个方程（三个坐标轴上的三个力平衡方程和三个力矩方程）。
对于这道题，在1,2两个支撑点处存在垂直轴线方向的的力，方向可以假设，垂直于轴线方向的的力只有这两个力（一个力方向朝上，一个朝下），不妨假设两个力方向都向上，结果为负值的表明力的方向与假设的方向相反。至于力矩方程就需要用到力的平移定理，将力FA移到轴线上，力的大小和方向都不变，同时产生一个力矩M，M=FA*a，这样就建立了三个方程，Fr1与Fr2就求出来了。
剩下的根据机械设计中的知识就解出来了。
包括求两轴承的当量动载荷P1和P2；轴承的使用寿命等等。
如果还有不明白的地方再追问。希望能帮助你。

『陆』 滚动轴承两个齿轮怎么求

滚动轴承25题（当量动载荷、寿命计算等）1．有一轴由一对角接触球轴承支承，如图所示。已知：齿轮的分度圆直径=200mm，作用在齿轮上的载荷为=1890N, =700N, =360N.轴承的内部轴向力S与径向载荷的关系式为：S=0.4。求两轴承所承受的轴向载荷。题1图解：受力分析如图示。题1答图、方向如图示所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。2．如图所示，某轴用一对30307圆锥滚子轴承，轴承上所受的径向负荷R1=2500N，R2=5000N，作用在轴上的向外负荷Fa1=400N,Fa2=2400N。轴在常温下工作，载荷平稳fP=1。试计算轴承当量动负载大小，并判断哪个轴承寿命短些？（注：30307轴承的Y=1.6,e=0.37,S=R/(2Y);当A/R>e时，X=0.4,Y=1.6；当A/R<=e时，X=1,Y=0）题2图解：受力分析如图示。题2答图所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。所以因为<所以轴承2寿命短些3．某齿轮轴由一对30212/P6X轴承支承，其径向载荷分别为=5200N, =3800N，方向如图所示。取载荷系数fp=1.2。试计算：两轴承的当量动负荷P1、P2:1） 当该对轴承的预期寿命Lh=18000h时，齿轮轴所允许的最大工作转速Nmax=?附30212/P6X轴承的有关参数如下：Cr=59250N,e=0.35,X=0.4,Y=1.7,S=Fr/(2Y)题3图解：受力分析如图示。题3答图（1）、方向如图示所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。所以（2）4. 某轴两端各有一个30307轴承支撑，受力情况如图所示。已知： =2500N, =1000N,载荷系数=1.1，试求：1） 两轴承的当量载荷,；2） 判别哪个轴承的寿命较短，为什么？注：1）30307轴承， =39800N, =35200N,附加轴向力；
2）

0.32
1 0 0.4 1.9
题4图解：受力分析如图示。题4答图（1）=1700N=800N=447N， =211N、方向如图示。+=447+1000=1447>所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。==447N， =+=1447N/==0.263</=>所以： ==1870N==3376N（2）因为>所以轴承2寿命短。5．如图所示：减速器一根轴用两个型号30310圆锥滚子轴承支承，作用于轴承的径向载荷=8000N， =2000N；齿轮上的轴向力=2000N， =1000N；工作速度=350r/min。减速器在常温下工作，有中等冲击，试计算轴承的寿命。（已知条件： =1， =1.5， =2， =122000N， =0.35， =0.4， =1.7，）题5图解：受力分析如图示。题5答图==2353N==588N、方向如图示。=23531000+2000=3353N＞所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。==2353N＝=3353N/==0.294</=>所以： ==12000N==9750N===216585h6．如图所示：一对7306AC型角接触球轴承。已知： =3000N， =1000N， =500N， =1200r/min,载荷平稳，常温下工作，球轴承的寿命。提示：7036AC轴承：=25.2kN, =0.7R, =0.68，/>时， =0.41， =0.87/时， =1， =0题6图解：受力分析如图示。题6答图=0.7=0.73000=2100N=0.7=0.71000=700N、方向如图示。+=500+700=1200<所以轴承1“放松”，轴承2“压紧”。==2100N==2100500=1600N==0.7>=>所以==0.413000+0.872100=3057N==0.411000+0.871600=1802N
所以===7780h7．有一轴用30208轴承支承，受力和尺寸如图示，轴转速n=960r/min，轴承额定动负荷=44400N，Y=1.6, =0.37,S=,当/时，P=，当/>时。P=，求危险轴承的寿命。注：为箭头指向并垂直纸面， =1.2题7图解：受力分析如图示。题7答图、方向如图示。所以轴承1“放松”，轴承2被“压紧”。，所以所以==133434h8．根据工作条件，决定在某传动轴上安装一对角接触向心球轴承(如图所示)，已知两个轴承受到的径向载荷分别为和，外加轴向力。（1） 若内部轴向力S=0.7，试计算两个轴承实际受到的轴向载荷和。（2） 已知=0.65，当/时，X=1,Y=0;当/>时，X=0.84,试计算两轴承的当量动载荷和。编者注：此题未给载荷系数题解当=1计算。题8图解：（1）受力分析如图示。题8答图、方向如图示。所以轴承2“放松”，轴承1“压紧”。(2) 所以=0.421650+0.841430=1894=0.423500+0.842430=35119．圆锥齿轮减速器主动轴由一对圆锥滚子轴承支撑，布置如图。已知齿轮平均分度圆直径d=56mm，所受圆周力，径向力，轴向力，求两轴承所受轴向载荷、。（内部轴向力时，X=0.4,Y=1.6）题9图解：受力分析如图示。题9答图=、方向如图所示。所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。10． 图示为一对角接触球轴承支承结构，轴承面对面正安装，轴上作用的径向外载荷，轴向外载荷，轴承的派生轴向力是，当时，,，，轴承的额定动载荷，载荷系数，工作转速，正常工作温度。试：(1)计算1、2轴承的径向载荷；
(2)计算l、2轴承的轴向载荷；(3)计算l、2轴承的当量动载荷；(4)计算寿命较短的轴承寿命。题10图解：受力分析如图所示。题10答图（1）（2）、方向如图示。所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。，（3） （4）11． 已知某机器上的一根轴，原系采用型轴承，其受力如图，在检修时发现该轴承已破坏。需要更换，但库存己无该型号轴承，只有型轴承，试问：若要求轴承的预期寿命小时，能否用代替型轴承？(13分)附：轴的转速
轴承型号 额定动载荷 额定静载荷 派生轴向力 载荷系数

7310AC 58015（N） 47825（N） 0.68R 0.68 1.2 1 0 0.41 0.87
题11图解：受力如图示。题11答图、方向如图示。所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。所以所以可以替换。12．图示为一对轴承。轴承1、2的径向反力分别为，，轴向力(方向如图示)。载荷系数，常温工作。试计算轴承1、2的当量动载荷。 （由手册知：，时，，)题12图解：受力如图示。题12答图、方向如图示。所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。，所以13．图示一轴两端各用一个30204轴承支持，受径向载荷为1000N，轴向载荷为300N，轴转速1000r/min。已知30204轴承额定动负荷C=15.8KN。fp =1.2,S=Fr/3.4，求：（15分）（1） 二点支反力；（2） 两轴承的当量动载荷；（3） 轴承寿命。
e A/R≤e A/R>e
0.38 X Y X Y
1 0 0.4 1.7
题13图解：(1)受力如图示。题13答图R1==253NR2=1000—R1 =1000—253=747N（2）S1 ===74NS2 = = =220NS1 、S2 方向如图示。S1 +300=374> S2所以轴承2 被“压紧”，轴承1被“放松”。A1= St =74N，A2= S1 +300=374NA1/R1==0.29< e
==0.29< e==0.5>e所以P1 = fp×R1 =1.2 ×253=303.6NP1 =fp×（X2R2+ Y2A2）+1.2×(0.4×747+1.7×374)=1122N（3）Ln=×()t =×()=112390h 14．一对70000型轴承，按A、B两种方案进行安装（如图），已知径向载荷P=3000N，轴向载荷FA=500N，轴承内部轴向力S-0.4F，试通过计算找出轴承1、2、3、4中所受轴向力最大的轴承（15分）题14图解：受力如图示。题14答图R1= R3===1667NR2= R4==1333NS1= S3=0.4 R1=666.8NS1、 S3方向如图示。S2= S4= 0.4 R2=533.2NS2 、S4方向如图示。图（a）中：S2 + Fa =532.2+500=1032.2> S1 所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。A1= S2 + Fa=1033.2NA2= S2=533.2N图（b）中：S2 + Fa = 666.8+500 =1166.8N > S1所以轴承4被“压紧”，轴承2“放松”。A1= S2 =666.8 N，A2= S2 + Fa =1166.8 N所以轴承4 承受的轴向力A1最大。R2v= Fr—R1v=800N15．某传动零件支承结构的尺寸如图所示，已知传动件的手里Fr=2000N，Ft=1500N，Fa=800N，传动零件的分度圆直径d=200mm，传动件相对轴承对称布置，L=400mm，轴承为7208AC，派生轴向力S=0.7R，n=1450r/min，e=0.71，C=25800N，fr=1.5，当A/B>e时，X=0.41，Y=0.87，试计算：（1） 轴承的径向载荷R1、R2；（2） 轴承的轴向载荷A1、A2；（3） 轴承的当量动载荷P1、P2；（4） 轴承寿命Lh。题15图解：受力如图示。题15答图
（1）R1v= ==1200NR1H+ R2H ==750NR1===1415NR2===1097N（2）S1=0.7R1=991NS2=0.7R2=768NS1、S2方向如图示。S2+ Fa =768+800=1568N> S1所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。A1=S2+ Fa=1568NA2=S2=768N（3）= >e = <e所以P1= fp×（XR1— YA）=1.5 × (0.41× 1415 + 0.87 × 1568)= 2916NP2= fp×R2=1.5× 1097=1646N（4）题中未给出温度系数fr ，按 fr = 1计算。Lh=×()t =×()3 = 7961h16．图示为某转轴由一对30307E型号的圆锥滚子轴承支承。轴承的转速n=960r/min,轴承所受的径向负荷：R1=8000N，R2=5000N，轴上作用的轴向负荷F1=1000N，温度系数f1=1,载荷系数f2=1.2，试求：（13分）（1） 两轴承所受的轴向负荷A1与A2；（2） 两轴承的寿命为多少？注：1）按手册查得：轴承的径向基本额定动负荷=71200N，轴向负荷影响系数e=0.3；2）轴承内部轴向力计算公式为3）当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4，Y=1.9；4）轴承寿命计算公式为（其中P为当量动负荷）题16图解：受力如图示。题16答图（1）、方向如图示。所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。（2）所以N17．如图所示某轴由一对角接触轴承支承，轴承承受下列径向载荷：， 。轴上传来的轴向力为：轴承接触角，附加轴向力。轴承在常温下工作，载荷系数，试求轴承Ⅰ、Ⅱ的当量动载荷。（10分）

e X Y X Y
0.68 1 0 0.41 0.87
题17图解：受力如图示。题17答图、方向如图所示。所以轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。，因为所以
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滚动轴承计算题
滚动轴承25题（当量动载荷、寿命计算等）
1．有一轴由一对角接触球轴承支承，如图所示。已知：齿轮的分度圆直径=200mm，作用在齿轮上的载荷为=1890N, =700N, =360N.轴承的内部轴向力S与径向载荷的关系式为：S=0.4。求两轴承所承受的轴向载荷。
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题1图
解：受力分析如图示。
题1答图

『柒』 轴承当量动载荷与当量静载荷，如何确定 是不是轴承承载的重量的总和

轴承当量动载荷
滚动轴承的额定动载荷是在假定的运转条件下确定的。即对同心轴承是指内圈旋转、外圈静止时的径向载荷；对推力轴承是指中心轴向载荷；对向心推力轴承是指使轴承半圈滚道受载的载荷的径向分量。

如果作用轴承上的实际载荷与假定的条件不同，则必须把实际载荷转换为确定额定动载荷的运转条件相同的假定载荷。在此假定载荷的作用下，轴承的寿命和实际载荷条件下的寿命相同，因此把此假定载荷称为当量动载荷，用p表示。
滚动轴承的当量静载荷
额定静载荷是在假定的条件下确定的。对向心和向心推力轴承是假定内、外套仅有相对径向位移，即载荷参数T=0.5.对推力和美国timken轴承推力向心轴承是假定套圈仅有相对轴向位移，即载荷分布参数.如果美国timken轴承的实际载荷条件与确定额定静载荷的假定条件不同，则应将实际载荷换算为当量静载荷后才能与额定静载荷相比较。

当量静载荷为一假定载荷，在此载荷作用下，承受载荷最大的滚动体与滚道接触处总的塑性变形量，与实际载荷条件下的塑性变形量相同。对向心轴承，当量静载荷为径向载荷；对推力和推力向心轴承，为中小轴向载荷；对向心推力轴承，为使套圈滚道半圈受载荷的径向分量。

1、决定当量静载荷p0的方法

由载荷分布公式（2-84）可得在任意载荷作用下，向心推力轴承中最大的滚动体载荷。

QMAX—-轴承中最大滚动体载荷；

Fr—–实际作用于轴承上的径向载荷；

Jr(T)—-载荷分布的径向积分；

Ja(T)—-载荷分布的轴向积分；

T—-载荷分布参数；

z—滚动体数

a—接触角；

p0—-当量静载荷；

Jr（0.5）—-半圈滚道承受载荷时的径向积分。

『捌』 什么是当量动载荷

当量动载荷是一个具有恒定方向和大小的载荷。于是使用此载荷作轴承寿命的理论计算将模拟实际轴承寿命。

这个载荷在为向心轴承作计算时称之为径向当量动载荷。在为推力轴承作计算时就称为轴向当量动载荷。分为径向当量动载荷和轴向当量动载荷。

:滚动轴承若同时承受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时在相同条件下比较，在进行寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷，用P表示。

(8)轴承当量载荷为什么p1p2扩展阅读

换算后的载荷称为当量动载荷,是一个假想载荷。符号为P。在当量动载荷P作用下的轴承寿命,与工作中的实际载荷作用下的寿命相等。当量动载荷P的计算公式是P=fp(XFr+YFa)

式中：

Fr为轴承所受的径向载荷(N)，即轴承实际载荷的径向分量；

Fa为轴承所受的轴向载荷(N)，即轴承实际载荷的轴向分量；

X为径向载荷系数，将实际径向载荷转化为当量动载荷的系数；

Y为轴向载荷系数，将实际轴向载荷转化为当量动载荷的系数。

fP为载荷系数,考虑冲击力、惯性力、轴与轴承座变形所产生的附加载荷的系数。

对于只能承受纯径向载荷的向心圆柱滚子轴承，滚针轴承，螺旋滚子轴承以及对于只能承受纯轴向载荷的推力轴承，只要分别令式中的Fr或Fa为0，即可计算P。

『玖』 机械设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器

给你一份我以前做的：
摘 要

齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误差，其累积误差仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。
“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。
常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。

关键词: 飞剪机；减速器；间隙；主副齿轮

Abstract

Recer is widely used as a basic facility. It’s performance which is excellent or inferior has an impact on the running state of the mechanical equipment. But many factories don’t have machining equipment for manufacturing high-precision recer at present . On the other hand, even though the part is manufactured by the best equipment, it also has error. And their accumulative errors still affect on the transmission performance of recer after assembled.No lateral gap technology in this article put forward using main-second gear to achieve no lateral gap transmission of the flying shears at the state of having no adequate equipment by a new way.
“No lateral gap ingear” is processing gear to a particular state(such as temperature, bearing clearance, etc.),considering the working conditions as much as possible. But in fact,it’s impossible that the gears have no lateral gap.The laterl gap of the gear is very small.
Usually there are many ways to eliminate lateral gap,such as improving the processing accuracy,using bevel gear, using four tandem gears and using main-second gear.This design has used the main-second gear. In some flying shears the running performance of the top and bottom selsyn roller usually can be improved by using main-second gear on the gear of the driven shaft.It can make the gear working at no lateral gap and eliminate shock load. The use of the main-second gear can eliminate lateral gap,and it still can achieve no lateral gap transmission when the recer is suddenly braked.

Key words：Flying shears； Recer; Lateral gap; Main-second gear

目 录
1 前言 1
2 研究内容 2
3 传动方案的分析与拟定 2
4 电动机的选择 2
5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 2
5.1 传动装备的总效率为 2
5.2 传动比的分配 2
5.3 传动装置的运动和动力参数计算 2
5.3.1 各轴的转速计算： 2
5.3.2 各轴的输入功率计算： 3
5.3.3 各轴输入转矩的计算： 3
6 齿轮的计算 3
6.1 第一对斜齿轮的计算 3
6.1.1 材料选择 3
6.1.2 初选齿轮齿数 3
6.1.3 按齿面接触强度设计 3
6.1.4 按齿根弯曲疲劳强度设计 5
6.1.5 几何尺寸计算 7
6.1.6 齿轮的尺寸计算 7
6.1.7 传动验算 8
6.2 第二对斜齿轮的计算 8
6.2.1 材料选择 8
6.2.2 初选齿数 8
6.2.3 按齿面接触强度设计 9
6.2.4 按齿根弯曲疲劳强度设计 10
6.2.5 几何尺寸计算 12
6.3 按标准修正齿轮 12
6.3.1 修正中心距 12
6.3.2 对第二对齿轮修正螺旋角： 13
6.3.3 第二对齿轮的分度圆和中心距： 13
6.3.4 计算齿宽： 13
6.3.5 齿轮的尺寸计算 13
6.3.6 传动验算 14
7 轴的设计 15
7.1 高速轴的设计 15
7.1.1 初步确定轴的最小直径: 15
7.1.2 根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度 15
7.2 中速轴的设计 16
7.2.1 初步确定轴的最小直径: 17
7.2.2 初步选择滚动轴承 17
7.2.4 轴承端盖 18
7.2.5 键的选择 18
7.3 低速轴的计算 18
7.3.1 初步确定轴的最小直径 18
7.3.2 根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度 19
8 轴的校核 19
8.1 高速轴的校核 20
8.1.1 各支点间的距离 20
8.1.2 求轴上的载荷： 20
8.2 中速轴的校核 21
8.2.1 各支点间的距离 22
8.2.2 求轴上的载荷： 22
8.3 低速轴的校核 24
8.3.1 各轴段的距离 24
8.3.2 求轴上的载荷： 24
9 轴承的寿命计算 26
9.1 高速轴上轴承的寿命计算 26
9.1.1 求两轴承受到的径向载荷 和 26
9.1.2 求两轴承的轴向力 和 27
9.1.3 求轴承当量重载荷P1和P2 27
9.2 中速轴上轴承的寿命计算 27
9.2.1 求两轴承的轴向力 和 28
9.2.2 求轴承当量重载荷P1和P2 28
9.3 低速轴上轴承的寿命计算 28
9.3.1 求两轴承受到的径向载荷 和 28
9.3.2 求两轴承的轴向力 和 29
9.3.3 求轴承当量重载荷P1和P2 29
10 键的校核 30
10.1 高速轴上和联轴器相配处的键： 30
10.2 中速轴上和齿轮相配处的键： 30
10.3 低速轴上和齿轮相配处的键： 30
11 主副齿轮的设计 31
11.1 第一对主副齿轮的设计 31
11.2 第二对主副齿轮的设计 32
12 减速器箱体的设计 33
12.1 箱盖各钢板的尺寸: 34
12.1.1 箱盖左侧钢板的尺寸如图： 34
12.1.2 箱盖轴承座的尺寸如图： 34
12.1.3 箱盖吊耳环下钢板尺寸 34
12.1.4 吊耳环的尺寸 35
12.1.5 高速上肋板的尺寸 35
12.1.6 中速轴上的肋板的尺寸 35
12.1.7 视孔盖的尺寸 36
12.1.9 箱盖顶钢板的尺寸 37
12.1.10 箱盖凸缘钢板尺寸 37
12.1.11 箱盖前后侧面的尺寸 38
12.2 箱座上各钢板的尺寸 38
12.2.1 箱座底座的尺寸 38
12.2.2 箱座左侧面的尺寸 39
12.2.3 轴承座的尺寸 39
12.2.4 吊钩的尺寸 39
12.2.5 箱座凸缘的尺寸 39
12.2.6 低速端肋板钢板尺寸 40
12.2.7 高速轴端肋板的尺寸 40
12.2.8 中速端肋板的尺寸 41
12.2.9 箱座右侧面钢板的尺寸 41
12.2.10 箱座前后端面的尺寸 42
12.2.11 箱座底板 42
13 结束语 42
参考文献: 43
致谢: 43

1 前言
齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误差，其累积误差仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。
“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。
常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮（图1）。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。

图1.1 飞剪机同步齿轮传动的主副齿轮结构 a）结构简图 b）啮合关系
1—从动轴的主齿轮 2—从动轴的副齿轮 3—主动轴上的齿轮 4—弹簧 5,6—销钉
从动轴上的主齿轮1与轴用键固定，而副齿轮2则与主齿轮1的轮毂滑动配合（亦可直接空套在从动轴上）。主副齿轮通过压装在主齿轮轮毂上的销钉5及装在副齿轮上的销钉6与弹簧4相联，主副齿轮1和2同时与装在主动轴上的齿轮3啮合。在弹簧4的作用下，副齿轮始终越前主齿轮一个角度，这就保证了上下滚筒的同步齿轮在无侧隙下工作。弹簧4的设计应能克服飞剪机制动时所产生的惯性力。这种齿轮侧隙消除装通常用在低速大载荷飞剪机上，例如在设计FL—60型曲柄连杆飞剪机的同步齿轮时就采用了这种结构。

2 研究内容
本设计对象为飞剪齿轮减速器，总传动比i=16,实际输入功率N=120KW；输入转速n1=1500rpm,输出转速n2≈85rpm,技术要求为满足上述功率及速比要求，减速器启动频繁，工作时一般不逆转，设计一台能消除传动时的齿轮侧间隙的减速器，要求减速器箱体为焊接结构件。合理公配速比，设计计算齿轮，轴及各零部件的强度，刚度。分析无侧间隙传动的基本理论及保证措施。

3 传动方案的分析与拟定
减速器采用双级圆柱展开式齿轮减速器。

4 电动机的选择

5 传动装置的运动及动力参数的选择和计算
5.1 传动装备的总效率为
η=η12η22η33η4=0.992 0.972 0.993 0.96=0.872 （5.1）
η1为联轴器的效率，取0.99，
η2为齿轮传动的效率，取0.97，
η3为滚动轴承的效率，取0.99，
η4为滚筒的效率，取0.96。
5.2 传动比的分配
i1= (5.2)
取系数1.35 i=16 则，
i1=4.6476
i2=i/i1=16/4.6476=3.4426 (5.3)
5.3 传动装置的运动和动力参数计算
5.3.1 各轴的转速计算：
n1=1500r/min
n2=n1/i1=1500/4.6476r/min=322.747r/min (5.4)
n3=n2/i2=322.747/3.4426r/min=93.751r/min (5.5)
n4=n3=93.751r/min (5.6)
5.3.2 各轴的输入功率计算：
P1=N η1=120 0.99kW=118.8kW (5.7)
P2=P1 η2 η3=118.8 0.97 0.99kW=114.0836kW (5.8)
P3=P2 η2 η3=114.0836 0.97 0.99kW=109.5545kW (5.9)
P4=P3 η3 η1=109.5545 0.99 0.99kW=106.3744kW (5.10)
5.3.3 各轴输入转矩的计算：
T1=9550P1/n1=9550 118.8 1500N m=756.36 N m (5.11)
T2=9550P2/n2=9550 114.0836 322.7472 N m =3375.702N m (5.12)
T3=9550P3/n3=9550 109.5545 93.751 N m =11159.8327N m (5.13)
T4=9550P4/n4=9550 106.3744 93.751 N m=10937.7555 N m (5.14)
各轴的运动及动力参数：
轴号 转速n r/min 功率P kw 转矩T N m 传动比
1 1500 118.8 756.36 4.6476
2 322.75 114.08 3375.7 3.4426
3 93.75 109.55 11159.83 1
4 93.75 106.37 10937.76

6 齿轮的计算
6.1 第一对斜齿轮的计算
6.1.1 材料选择
选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数 。
6.1.2 初选齿轮齿数
选小齿轮齿数Z1=24，Z2=Z1 =24 4.6476=111.54 取Z2=112
6.1.3 按齿面接触强度设计
d1t (6.1)
6.1.3.1 确定载荷系数
因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取 d=0.8，试选Kt=1.6。
由参考文献《机械设计》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.1.3.2 计算应力循环系数。
N1=60n1jLh=60 1500 1 (2 8 300 15)=6.48 109 (6.2)
N2=N1/i1=6.48 109/4.6476=1.39 109 (6.3)
由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度
KHN1=0.88 KHN2=0.95
6.1.3.3 计算接触疲劳许用应力
失效率取1%，安全系数S=1。
1= = Mp=968Mp (6.4)
2= = Mp=1045Mp (6.5)
=( 1+ 2)/2=(968+1045)/2Mp=1006.5Mp (6.6)
6.1.3.4 小齿分度圆的直径
d1t =77.54mm (6.7)
6.1.3.5 计算圆周速度
= = m/s=6.09m/s (6.8)
6.1.3.6 计算齿宽b及模数mnt
b= =0.8 77.54mm=62.032mm (6.9)
mnt= = mm=3.135mm (6.10)
h=2.25mnt=7.053mm
b/h=62.032/7.053=8.795 (6.11)
6.1.3.7 计算纵向重合度
=0.318 =0.318 0.8 24 =1.522 (6.12)
6.1.3.8 计算载荷系数K
根据 =6.09m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K =1.08,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得
K =1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K 时
K =1.05+0.31 (1+0.6 ) +0.19 (6.13)
故K =1.05+0.31 (6.14)
考虑到齿轮为6级精度，所以取K =1.43
故 =1 (6.15)
由参考资料《机械设计》（图10-13）查得 =1.29
6.1.3.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(6.16)
6.1.3.10 计算模数mn
(6.17)
6.1.4 按齿根弯曲疲劳强度设计
(6.18)
6.1.4.1 计算载荷系数
=1 (6.18)
6.1.4.2 计算弯曲疲劳强度极限
由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
6.1.4.3 弯曲疲劳寿命系数
由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 0,
6.1.4.4 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
(6.19)
(6.20)
6.1.4.5 计算大小齿轮的 并加以比较
由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数
，
查取应力校正系数
，
则 (6.21)
(6.22)
比较可得，小齿轮的数值较大，取小齿轮的值。
6.1.4.6 计算螺旋角影响系数
根据 =1.522，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得 =0.88
6.1.4.7 计算重合度
由参考资料《机械设计》（图10-26）查得 ， 。
则 (6.23)
则有， (6.24)
对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=3.198mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=3.082mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取标准值mn=3.5mm,取分度圆直径d1=79.11mm。
(6.25)
取Z1=22
则Z2=uZ1=4.6476 22=102.24,取Z2=102 (6.26)
6.1.5 几何尺寸计算
6.1.5.1 计算中心距
(6.27)
圆整后，取a=224mm
6.1.5.2 按圆整后的中心距修正螺旋角
(6.28)
因 值改变不多，故参数 ， ，ZH 等不必修正。
6.1.5.3 计算分度圆直径
(6.29)
(6.30)
6.1.5.4 计算齿轮宽度
(6.31)
圆整后取B1=75mm，B2=64mm
6.1.6 齿轮的尺寸计算
6.1.6.1 基圆直径
(6.32)
(6.33)
6.1.6.2 分度圆齿厚
(6.34)

6.1.6.3 齿高
齿顶高 (6.35)
齿根高 (6.36)
齿全高 (6.37)
6.1.6.4 齿顶圆直径
(6.38)
(6.39)
6.1.6.5 齿根圆直径
(6.40)
(6.41)
6.1.6.6 分度圆齿槽宽和齿距
(6.42)
(6.43)
6.1.7 传动验算
6.1.6.1 按齿面接触强度验算：
其中
6.1.6.2 按齿根弯曲强度验算
取YFa中较大者YFa1进行计算。
(6.44)
其中
6.2 第二对斜齿轮的计算
6.2.1 材料选择
选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。
6.2.2 初选齿数
选小齿轮齿数Z1=30，Z2=Z1 =30 3.4426=103.28 取Z2=104
6.2.3 按齿面接触强度设计
d1t (6.45)
6.2.3.1 各项系数
因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取 d=0.8，试选Kt=1.6。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数 。
6.2.3.2 Hlim值
由参考文献《机械设计》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.2.3.3 计算应力循环系数。
N1=60n1jLh=60 322.75 1 (2 8 300 15)=1.394 109 (6.46)
N2=N1/i1=1.394 109/3.4426=4.05 108 (6.47)
由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度
KHN1=0.89 KHN2=0.94
6.2.3.4 计算接触疲劳许用应力
失效率取1%，安全系数S=1。
1= = Mp=979Mp (6.48)
2= = Mp=1034Mp (6.49)
=( 1+ 2)/2=(979+1034)/2Mp=1006.5Mp (6.50)
6.2.3.5 小齿分度圆的直径
d1t =130.25mm (6.51)
6.2.3.6 计算圆周速度
= = m/s=2.201m/s (6.52)
6.2.3.7 计算齿宽b及模数
b= =0.8 130.25mm=104.2mm
= = mm=4.213mm (6.53)
h=2.25mnt=9.479mm
b/h=104.2/9.479=8.795
6.2.3.8 计算纵向重合度
=0.318 =0.318 0.8 30 =1.903 (6.54)
6.2.3.9 计算载荷系数K
根据 =2.201m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K =1.04,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得
K =1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K 时
K =1.0+0.31 (1+0.6 ) +0.19
故K =1.0+0.31 (6.55)
考虑到齿轮为6级精度，所以取K =1.35
故 =1 (6.66)
由参考资料《机械设计》（图10-13）查得 =1.29
6.2.3.10 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(6.67)
6.2.3.11 计算模数mn
(6.68)
6.2.4 按齿根弯曲疲劳强度设计
(6.69)
6.2.4.1 计算载荷系数
=1 (6.70)
6.2.4.2 值
由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
6.2.4.3 弯曲疲劳寿命系数
由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 0,
6.2.4.4 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
(6.71)
(6.72)
6.2.4.5 计算大小齿轮的 并加以比较
由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数:
，
查取应力校正系数:
，
则 (6.73)
(6.74)
比较可得，大齿轮的数值较大，取大齿轮的值。
6.2.4.6 计算螺旋角影响系数
根据 =1.903，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得 =0.88
6.2.4.7 计算重合度
由参考资料《机械设计》（图10-26）查得 ， 。
则
则有， (6.75)
对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=4.21mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=4.31mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取标准值mn=4.5mm,取分度圆直径d1=130.25mm。
，取Z1=28
则Z2=uZ1=3.4426 28=96.39,取Z2=96
6.2.5 几何尺寸计算
6.2.5.1 计算中心距
(6.76)
圆整后，取a=288mm
6.2.5.2 按圆整后的中心距修正螺旋角
（6.77）
因 值改变不多，故参数 ， ，ZH 等不必修正。
6.2.5.3 计算分度圆直径

6.2.5.4 计算齿轮宽度

圆整后取B1=120mm，B2=103mm
6.3 按标准修正齿轮
6.3.1 修正中心距
中心距之和为 ，查得标准中心距为a=539mm， ， 。由于第一个中心距和标准相同，所以只需将第二个中心距修改为 即可。由于模数取的标准值所以不作变化，只更改第二对齿轮的齿数。
由于 所以
而 ，则有 ， 。
中心距 ，改变不大，所以仍取 。
6.3.2 对第二对齿轮修正螺旋角：
(6.78)
因为改变不多，故 ， ， 等不必修正。
6.3.3 第二对齿轮的分度圆和中心距：

6.3.4 计算齿宽：

圆整后取 ，
6.3.5 齿轮的尺寸计算
6.3.5.1 基圆直径

6.3.5.2 分度圆齿厚

6.3.5.3 齿高
齿顶高
齿根高
齿全高
6.3.5.4 齿顶圆直径

7.3.5.5 齿根圆直径

6.3.5.6 分度圆齿槽宽和齿距

6.3.6 传动验算
6.3.6.1 按齿面接触强度验算：
其中
6.3.6.2 按齿根弯曲强度验算
取 中较大者 进行计算。
其中
所以满足。

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『拾』 滚动轴承当量动载荷p的定义

轴承大多承受径向负荷与轴向负荷的合成负荷，而且负荷条件多种多样，如大小变化等。因此，不可能将轴承的实际负荷与基本额定动载荷进行比较。于是，则采用将实际负荷换算成通过轴承中心且大小和方向一定的假想负荷来进行分析比较，在该假想负荷下，轴承具有与实际负荷和转速下相同的寿命。这样换算的假想负荷称做当量动载荷，用P表示。