軸承當量載荷為什麼p1p2

『壹』 球軸承,當量動載荷由p增加到2p壽命降低7倍還是8倍

在其他條件不變時,當球軸承所承受的當量動載荷增加一倍時,軸承壽命將是原來的0.125倍.（0.5^3）.
在其他條件不變時,當球軸承的轉速增加一倍時,軸承壽命將是原來的一半.
要看書啊,都有公式的,

『貳』 軸承的當量動載荷計算公式是什麼

初步計算軸承當量動載荷：
當量動載荷：P=fP(XR+YA)(下表)
式中：fP--載荷系數X--徑向載荷系數Y--軸向載荷系數(可暫選一近似中間值)表：徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y(摘自1989年軸承樣本)
註：
1)C0是軸承基本額定靜載荷；a是接觸角。實用時，X、Y、e等值應按目前最新國標GB6391-1995查取。
2)表中括弧內的系數Y、Y1、Y2和e的詳值應查取手冊，對不同型號的軸承，有不同的值。
3)深溝球軸承的X、Y值僅適用於0組游隙的軸承，對應其它游隙組的X、Y值可查取軸承手冊。
4)對於深溝球軸承和角接觸軸承，先根據算得的相對軸向載荷的值查出對應的e值，然後再得出相應的X、Y值。對於表中未列出的A/C0值可按線性插值法求出相應的e、X、Y值。
5)兩套相同的角接觸球軸承可在同一支點上「背對背」、「面對面」或「串聯」安裝作為一個整體使用，這種軸承可由生產廠選配組合成套提供，其基本額定動載荷及X、Y系數可查取軸承手冊。

『叄』 危險軸承的當量動載荷 軸承的額定壽命

軸承的當量動載荷：軸承大多承受徑向負荷與軸向負荷的合成負荷，而且負荷條件多種多樣，如大小變化等。因此，不可能將軸承的實際負荷與基本額定動載荷進行比較。於是，為了計算軸承壽命時在相同條件下比較，在進行壽命計算時，必須把實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷，用P表示。
額定壽命與額定動載荷
1、軸承壽命
在一定載荷作用下，軸承在出現點蝕前所經歷的轉數或小時數，稱為軸承壽命。
由於製造精度，材料均勻程度的差異，即使是同樣材料，同樣尺寸的同一批軸承，在同樣的工作條件下使用，其壽命長短也不相同。若以統計壽命為1單位，最長的相對壽命為4單位，最短的為0.1-0.2單位，最長與最短壽命之比為20-40倍。
為確定軸承壽命的標准，把軸承壽命與可靠性聯系起來。
2、額定壽命
同樣規格（型號、材料、工藝）的一批軸承，在同樣的工作條件下使用，90%的軸承不產生點蝕，所經歷的轉數或小時數稱為軸承額定壽命。
3、基本額定動載荷
為比較軸承抗點蝕的承載能力，規定軸承的額定壽命為一百萬轉（106）時，所能承受的最大載荷為基本額定動載荷，以C表示。
也就是軸承在額定動載荷C作用下，這種軸承工作一百萬轉（106）而不發生點蝕失效的可靠度為90%，C越大承載能力越高。
對於基本額定動載荷
（1）向心軸承是指純徑向載荷
（2）推力球軸承是指純軸向載荷
（3）向心推力軸承是指產生純徑向位移得徑向分量

二、軸承壽命的計算公式：
洛陽軸承廠以208軸承為對象，進行大量的試驗研究，建立了載荷與壽命的數字關系式和曲線。

式中：
L10--軸承載荷為P時，所具有的基本額定壽命(106轉)
C--基本額定動載荷 N
ε--指數
對球軸承：ε=3
對滾子軸承：ε=10/3
P--當量動載荷(N)
把在實際條件下軸承上所承受的載荷: A、R ,轉化為實驗條件下的載荷稱為當量動載荷，對軸承元件來講這個載荷是變動的，實驗研究時，軸承壽命用106轉為單位比較方便(記數器)，但在實際生產中一般壽命用小時表示，為此須進行轉換
L10×106=Lh×60n
所以

滾動軸承壽命計算分為：
1、已知軸承型號、載荷與軸的轉速，計算Lh；
2、已知載荷、轉速與預期壽命，計算C ，選取軸承型號。

通常取機器的中修或大修界限為軸承的設計壽命，一般取Lh'=5000，對於高溫下工作的軸承應引入溫度系數ft
Ct=ftC

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

上兩式變為：

對於向心軸承

對於推力軸承

三、當量動載荷P的計算
在實際生產中軸承的工作條件是多種多樣的，為此，要把實際工作條件下的載荷折算為假想壽命相同的實驗載荷--當量載荷。
對於N0OOO、NU0OOO、NJ0OOO、NA0000隻承受徑向載荷：Pr＝Rfp
對於51000、52000隻承受軸向載荷：Pa=Afp
對於其它類型軸承2OOOO、lOO00、20OOO、60000、70000、30000、29000
Pr=fp(XR+YA)
式中：
R--軸承實際上承受的徑向載荷
A--軸承實際上承受的軸向載荷
x--徑向折算載荷系數
Y--軸向折算載荷系數
fp--載荷系數，考慮載荷和應力的變化、機器慣性等

四、向心推力軸承軸向載荷的計算
1．壓力中心
外圈是反力作用線與軸心線交點
對於向力推力軸承

式中： Dm＝0.5(D十d)
對於跨度較大的軸，為簡化計算假設壓力中心在軸承寬度中心。
2．軸向載荷計算
首先介紹：軸承正裝圖13-13 b)，鈾承反裝圖13-13a)
向心推力軸承承受徑向載荷時,要產生派生軸向力S，
按表13-7計算：
70000C：S＝0.4R 70OOOAC：S＝0.7R 70OOOB：S＝R
30OOO：S＝R/(2Y)
圖13--13所示為一對向心推力軸承支承的軸，其上作用載荷為 Fr、Fa

為計算出各軸承上的當量動載荷P必須首先求出R1、A1和R2、A2。根據Fr很容易求出R1、R2；而計算A1、A2時不僅考慮Fa，還應考慮派生軸向力 S1，S2
圖b)示為正裝,取軸、內圈和滾動體為分離體，在 Fr作用下，軸承外圈對分離體的支反力N分解為R、S
圖S2和Fa同向
1）如果 Fa+S2=S1
為保持平衡 A1=Fa+S2 A2=S1
2）如果 Fa+S2＞S1時，則軸有向左竄動趨勢；為保持平衡，軸承上必受軸承外圈一個平衡力Fb1
軸承1被壓緊： A1=Fa+S2=S1+Fb1
軸承2被放鬆： A2=S1+Fb1-Fa=S2
3）如果 Fa+S2＜S1時，則軸有向右竄動趨勢，軸承2被壓緊，軸承1放鬆，為保持平衡，軸承2上受軸承外圈平衡力Fb2
被壓緊軸承2：A2=S1-Fa=S2+Fb2
被放鬆軸承1：A1=Fa+S2+Fb2=S1

下面歸納30000、70000軸承計算軸向載荷A的方法：
(l)根據軸承安裝結構，先判明軸上全部軸向力合力的指向，分清被壓緊和放鬆軸承，合力由面指向背的軸承被壓緊。
(2)被壓緊軸承，軸向力 A等於除本身派生軸向力外，其它軸向力的代數和。
(3)被放鬆軸承，軸向力 A等於它本身派生軸向力。

五、滾動軸承的靜載荷
對於轉速低或基本不旋轉的軸承，滾動接觸面上由於接觸應力過大，而產生永久的過大凹坑，稱為塑性變形，導致沖擊振動。為此，應按靜強度選擇軸承尺寸，同樣用額定靜載荷表徵軸承抵抗塑性變形的能力。

額定靜載荷：規范上規定使受載最大滾動體與較弱的套圈滾道上產生永久變形量之和，等於滾動體直徑的萬分之一時的載荷，作為額定靜載荷以 C0示之。
手冊上列出了各類各型號軸承的C0 值。
靜強度計算
C0≥S0P0
1．當量靜載荷P0
(l)6OOOO，30OOO，70OOO，l0OOO，200OOO
P0=X0R+Y0A
式中： X0、Y0 見表13-8
求取的P0如果P0＜R時，取P0＝R
(2)推力軸承
P0A=A+2.3tgα
2．S0--靜強度的安全系數，表13-8

『肆』 軸承負荷如何區分

1 徑向負荷 垂直於軸承旋轉軸線所作用的負荷，其負荷方向與軸線垂直，叫做徑向負荷。

2 軸向負荷 沿軸承旋轉軸線作用的負荷，其負荷方向與軸線平行，叫做軸向負荷。

3 聯合負荷 在徑向方向及軸向方向同時作用於軸承上的負荷，叫做聯合負荷。

附圖說明：

『伍』 青島科技大學考研機械設計09年計算題

這需要用到工程力學或材料力學中的靜力學知識，靜力學平衡方程和力的平移定理。
靜力學平衡方程很簡單，在平面力系中只需要三個方程（x，y兩個坐標軸方向上力的總和為0，還有一個彎矩方程，總的力矩之和為0）就夠了，空間力系需要六個方程（三個坐標軸上的三個力平衡方程和三個力矩方程）。
對於這道題，在1,2兩個支撐點處存在垂直軸線方向的的力，方向可以假設，垂直於軸線方向的的力只有這兩個力（一個力方向朝上，一個朝下），不妨假設兩個力方向都向上，結果為負值的表明力的方向與假設的方向相反。至於力矩方程就需要用到力的平移定理，將力FA移到軸線上，力的大小和方向都不變，同時產生一個力矩M，M=FA*a，這樣就建立了三個方程，Fr1與Fr2就求出來了。
剩下的根據機械設計中的知識就解出來了。
包括求兩軸承的當量動載荷P1和P2；軸承的使用壽命等等。
如果還有不明白的地方再追問。希望能幫助你。

『陸』 滾動軸承兩個齒輪怎麼求

滾動軸承25題（當量動載荷、壽命計算等）1．有一軸由一對角接觸球軸承支承，如圖所示。已知：齒輪的分度圓直徑=200mm，作用在齒輪上的載荷為=1890N, =700N, =360N.軸承的內部軸向力S與徑向載荷的關系式為：S=0.4。求兩軸承所承受的軸向載荷。題1圖解：受力分析如圖示。題1答圖、方向如圖示所以軸承2被「壓緊」，軸承1「放鬆」。2．如圖所示，某軸用一對30307圓錐滾子軸承，軸承上所受的徑向負荷R1=2500N，R2=5000N，作用在軸上的向外負荷Fa1=400N,Fa2=2400N。軸在常溫下工作，載荷平穩fP=1。試計算軸承當量動負載大小，並判斷哪個軸承壽命短些？（註：30307軸承的Y=1.6,e=0.37,S=R/(2Y);當A/R>e時，X=0.4,Y=1.6；當A/R<=e時，X=1,Y=0）題2圖解：受力分析如圖示。題2答圖所以軸承2被「壓緊」，軸承1「放鬆」。所以因為<所以軸承2壽命短些3．某齒輪軸由一對30212/P6X軸承支承，其徑向載荷分別為=5200N, =3800N，方向如圖所示。取載荷系數fp=1.2。試計算：兩軸承的當量動負荷P1、P2:1） 當該對軸承的預期壽命Lh=18000h時，齒輪軸所允許的最大工作轉速Nmax=?附30212/P6X軸承的有關參數如下：Cr=59250N,e=0.35,X=0.4,Y=1.7,S=Fr/(2Y)題3圖解：受力分析如圖示。題3答圖（1）、方向如圖示所以軸承2被「壓緊」，軸承1「放鬆」。所以（2）4. 某軸兩端各有一個30307軸承支撐，受力情況如圖所示。已知： =2500N, =1000N,載荷系數=1.1，試求：1） 兩軸承的當量載荷,；2） 判別哪個軸承的壽命較短，為什麼？註：1）30307軸承， =39800N, =35200N,附加軸向力；
2）

0.32
1 0 0.4 1.9
題4圖解：受力分析如圖示。題4答圖（1）=1700N=800N=447N， =211N、方向如圖示。+=447+1000=1447>所以軸承2被「壓緊」，軸承1「放鬆」。==447N， =+=1447N/==0.263</=>所以： ==1870N==3376N（2）因為>所以軸承2壽命短。5．如圖所示：減速器一根軸用兩個型號30310圓錐滾子軸承支承，作用於軸承的徑向載荷=8000N， =2000N；齒輪上的軸向力=2000N， =1000N；工作速度=350r/min。減速器在常溫下工作，有中等沖擊，試計算軸承的壽命。（已知條件： =1， =1.5， =2， =122000N， =0.35， =0.4， =1.7，）題5圖解：受力分析如圖示。題5答圖==2353N==588N、方向如圖示。=23531000+2000=3353N＞所以軸承2被「壓緊」，軸承1「放鬆」。==2353N＝=3353N/==0.294</=>所以： ==12000N==9750N===216585h6．如圖所示：一對7306AC型角接觸球軸承。已知： =3000N， =1000N， =500N， =1200r/min,載荷平穩，常溫下工作，球軸承的壽命。提示：7036AC軸承：=25.2kN, =0.7R, =0.68，/>時， =0.41， =0.87/時， =1， =0題6圖解：受力分析如圖示。題6答圖=0.7=0.73000=2100N=0.7=0.71000=700N、方向如圖示。+=500+700=1200<所以軸承1「放鬆」，軸承2「壓緊」。==2100N==2100500=1600N==0.7>=>所以==0.413000+0.872100=3057N==0.411000+0.871600=1802N
所以===7780h7．有一軸用30208軸承支承，受力和尺寸如圖示，軸轉速n=960r/min，軸承額定動負荷=44400N，Y=1.6, =0.37,S=,當/時，P=，當/>時。P=，求危險軸承的壽命。註：為箭頭指向並垂直紙面， =1.2題7圖解：受力分析如圖示。題7答圖、方向如圖示。所以軸承1「放鬆」，軸承2被「壓緊」。，所以所以==133434h8．根據工作條件，決定在某傳動軸上安裝一對角接觸向心球軸承(如圖所示)，已知兩個軸承受到的徑向載荷分別為和，外加軸向力。（1） 若內部軸向力S=0.7，試計算兩個軸承實際受到的軸向載荷和。（2） 已知=0.65，當/時，X=1,Y=0;當/>時，X=0.84,試計算兩軸承的當量動載荷和。編者註：此題未給載荷系數題解當=1計算。題8圖解：（1）受力分析如圖示。題8答圖、方向如圖示。所以軸承2「放鬆」，軸承1「壓緊」。(2) 所以=0.421650+0.841430=1894=0.423500+0.842430=35119．圓錐齒輪減速器主動軸由一對圓錐滾子軸承支撐，布置如圖。已知齒輪平均分度圓直徑d=56mm，所受圓周力，徑向力，軸向力，求兩軸承所受軸向載荷、。（內部軸向力時，X=0.4,Y=1.6）題9圖解：受力分析如圖示。題9答圖=、方向如圖所示。所以軸承1被「壓緊」，軸承2「放鬆」。10． 圖示為一對角接觸球軸承支承結構，軸承面對面正安裝，軸上作用的徑向外載荷，軸向外載荷，軸承的派生軸向力是，當時，,，，軸承的額定動載荷，載荷系數，工作轉速，正常工作溫度。試：(1)計算1、2軸承的徑向載荷；
(2)計算l、2軸承的軸向載荷；(3)計算l、2軸承的當量動載荷；(4)計算壽命較短的軸承壽命。題10圖解：受力分析如圖所示。題10答圖（1）（2）、方向如圖示。所以軸承1被「壓緊」，軸承2「放鬆」。，（3） （4）11． 已知某機器上的一根軸，原系採用型軸承，其受力如圖，在檢修時發現該軸承已破壞。需要更換，但庫存己無該型號軸承，只有型軸承，試問：若要求軸承的預期壽命小時，能否用代替型軸承？(13分)附：軸的轉速
軸承型號 額定動載荷 額定靜載荷 派生軸向力 載荷系數

7310AC 58015（N） 47825（N） 0.68R 0.68 1.2 1 0 0.41 0.87
題11圖解：受力如圖示。題11答圖、方向如圖示。所以軸承2被「壓緊」，軸承1「放鬆」。所以所以可以替換。12．圖示為一對軸承。軸承1、2的徑向反力分別為，，軸向力(方向如圖示)。載荷系數，常溫工作。試計算軸承1、2的當量動載荷。 （由手冊知：，時，，)題12圖解：受力如圖示。題12答圖、方向如圖示。所以軸承2被「壓緊」，軸承1「放鬆」。，所以13．圖示一軸兩端各用一個30204軸承支持，受徑向載荷為1000N，軸向載荷為300N，軸轉速1000r/min。已知30204軸承額定動負荷C=15.8KN。fp =1.2,S=Fr/3.4，求：（15分）（1） 二點支反力；（2） 兩軸承的當量動載荷；（3） 軸承壽命。
e A/R≤e A/R>e
0.38 X Y X Y
1 0 0.4 1.7
題13圖解：(1)受力如圖示。題13答圖R1==253NR2=1000—R1 =1000—253=747N（2）S1 ===74NS2 = = =220NS1 、S2 方向如圖示。S1 +300=374> S2所以軸承2 被「壓緊」，軸承1被「放鬆」。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 14．一對70000型軸承，按A、B兩種方案進行安裝（如圖），已知徑向載荷P=3000N，軸向載荷FA=500N，軸承內部軸向力S-0.4F，試通過計算找出軸承1、2、3、4中所受軸向力最大的軸承（15分）題14圖解：受力如圖示。題14答圖R1= R3===1667NR2= R4==1333NS1= S3=0.4 R1=666.8NS1、 S3方向如圖示。S2= S4= 0.4 R2=533.2NS2 、S4方向如圖示。圖（a）中：S2 + Fa =532.2+500=1032.2> S1 所以軸承1被「壓緊」，軸承2「放鬆」。A1= S2 + Fa=1033.2NA2= S2=533.2N圖（b）中：S2 + Fa = 666.8+500 =1166.8N > S1所以軸承4被「壓緊」，軸承2「放鬆」。A1= S2 =666.8 N，A2= S2 + Fa =1166.8 N所以軸承4 承受的軸向力A1最大。R2v= Fr—R1v=800N15．某傳動零件支承結構的尺寸如圖所示，已知傳動件的手裡Fr=2000N，Ft=1500N，Fa=800N，傳動零件的分度圓直徑d=200mm，傳動件相對軸承對稱布置，L=400mm，軸承為7208AC，派生軸向力S=0.7R，n=1450r/min，e=0.71，C=25800N，fr=1.5，當A/B>e時，X=0.41，Y=0.87，試計算：（1） 軸承的徑向載荷R1、R2；（2） 軸承的軸向載荷A1、A2；（3） 軸承的當量動載荷P1、P2；（4） 軸承壽命Lh。題15圖解：受力如圖示。題15答圖
（1）R1v= ==1200NR1H+ R2H ==750NR1===1415NR2===1097N（2）S1=0.7R1=991NS2=0.7R2=768NS1、S2方向如圖示。S2+ Fa =768+800=1568N> S1所以軸承1被「壓緊」，軸承2「放鬆」。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）題中未給出溫度系數fr ，按 fr = 1計算。Lh=×()t =×()3 = 7961h16．圖示為某轉軸由一對30307E型號的圓錐滾子軸承支承。軸承的轉速n=960r/min,軸承所受的徑向負荷：R1=8000N，R2=5000N，軸上作用的軸向負荷F1=1000N，溫度系數f1=1,載荷系數f2=1.2，試求：（13分）（1） 兩軸承所受的軸向負荷A1與A2；（2） 兩軸承的壽命為多少？註：1）按手冊查得：軸承的徑向基本額定動負荷=71200N，軸向負荷影響系數e=0.3；2）軸承內部軸向力計算公式為3）當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4，Y=1.9；4）軸承壽命計算公式為（其中P為當量動負荷）題16圖解：受力如圖示。題16答圖（1）、方向如圖示。所以軸承2被「壓緊」，軸承1「放鬆」。（2）所以N17．如圖所示某軸由一對角接觸軸承支承，軸承承受下列徑向載荷：， 。軸上傳來的軸向力為：軸承接觸角，附加軸向力。軸承在常溫下工作，載荷系數，試求軸承Ⅰ、Ⅱ的當量動載荷。（10分）

e X Y X Y
0.68 1 0 0.41 0.87
題17圖解：受力如圖示。題17答圖、方向如圖所示。所以軸承1被「壓緊」，軸承2被「放鬆」。，因為所以
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滾動軸承計算題
滾動軸承25題（當量動載荷、壽命計算等）
1．有一軸由一對角接觸球軸承支承，如圖所示。已知：齒輪的分度圓直徑=200mm，作用在齒輪上的載荷為=1890N, =700N, =360N.軸承的內部軸向力S與徑向載荷的關系式為：S=0.4。求兩軸承所承受的軸向載荷。
第 1 頁
題1圖
解：受力分析如圖示。
題1答圖

『柒』 軸承當量動載荷與當量靜載荷，如何確定 是不是軸承承載的重量的總和

軸承當量動載荷
滾動軸承的額定動載荷是在假定的運轉條件下確定的。即對同心軸承是指內圈旋轉、外圈靜止時的徑向載荷；對推力軸承是指中心軸向載荷；對向心推力軸承是指使軸承半圈滾道受載的載荷的徑向分量。

如果作用軸承上的實際載荷與假定的條件不同，則必須把實際載荷轉換為確定額定動載荷的運轉條件相同的假定載荷。在此假定載荷的作用下，軸承的壽命和實際載荷條件下的壽命相同，因此把此假定載荷稱為當量動載荷，用p表示。
滾動軸承的當量靜載荷
額定靜載荷是在假定的條件下確定的。對向心和向心推力軸承是假定內、外套僅有相對徑向位移，即載荷參數T=0.5.對推力和美國timken軸承推力向心軸承是假定套圈僅有相對軸向位移，即載荷分布參數.如果美國timken軸承的實際載荷條件與確定額定靜載荷的假定條件不同，則應將實際載荷換算為當量靜載荷後才能與額定靜載荷相比較。

當量靜載荷為一假定載荷，在此載荷作用下，承受載荷最大的滾動體與滾道接觸處總的塑性變形量，與實際載荷條件下的塑性變形量相同。對向心軸承，當量靜載荷為徑向載荷；對推力和推力向心軸承，為中小軸向載荷；對向心推力軸承，為使套圈滾道半圈受載荷的徑向分量。

1、決定當量靜載荷p0的方法

由載荷分布公式（2-84）可得在任意載荷作用下，向心推力軸承中最大的滾動體載荷。

QMAX—-軸承中最大滾動體載荷；

Fr—–實際作用於軸承上的徑向載荷；

Jr(T)—-載荷分布的徑向積分；

Ja(T)—-載荷分布的軸向積分；

T—-載荷分布參數；

z—滾動體數

a—接觸角；

p0—-當量靜載荷；

Jr（0.5）—-半圈滾道承受載荷時的徑向積分。

『捌』 什麼是當量動載荷

當量動載荷是一個具有恆定方向和大小的載荷。於是使用此載荷作軸承壽命的理論計算將模擬實際軸承壽命。

這個載荷在為向心軸承作計算時稱之為徑向當量動載荷。在為推力軸承作計算時就稱為軸向當量動載荷。分為徑向當量動載荷和軸向當量動載荷。

:滾動軸承若同時承受徑向和軸向聯合載荷，為了計算軸承壽命時在相同條件下比較，在進行壽命計算時，必須把實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷，用P表示。

(8)軸承當量載荷為什麼p1p2擴展閱讀

換算後的載荷稱為當量動載荷,是一個假想載荷。符號為P。在當量動載荷P作用下的軸承壽命,與工作中的實際載荷作用下的壽命相等。當量動載荷P的計算公式是P=fp(XFr+YFa)

式中：

Fr為軸承所受的徑向載荷(N)，即軸承實際載荷的徑向分量；

Fa為軸承所受的軸向載荷(N)，即軸承實際載荷的軸向分量；

X為徑向載荷系數，將實際徑向載荷轉化為當量動載荷的系數；

Y為軸向載荷系數，將實際軸向載荷轉化為當量動載荷的系數。

fP為載荷系數,考慮沖擊力、慣性力、軸與軸承座變形所產生的附載入荷的系數。

對於只能承受純徑向載荷的向心圓柱滾子軸承，滾針軸承，螺旋滾子軸承以及對於只能承受純軸向載荷的推力軸承，只要分別令式中的Fr或Fa為0，即可計算P。

『玖』 機械設計題目：帶式運輸機傳動系統中的展開式二級圓柱齒輪減速器

給你一份我以前做的：
摘 要

齒輪箱作為一種基礎設備，被廣泛應用，其性能優劣直接影響著機械設備的運行狀況。而目前許多工廠尚不具備製造高精度齒輪箱的加工設備。另一方面，再好的設備加工出的零件也存在誤差，其累積誤差仍會影響齒輪箱裝配後的傳動性能。本文提出的無側隙傳動技術，從新的角度提出了在設備條件不足的情況下，利用主副齒輪來實現飛剪機的無側隙傳動。
「零側間隙嚙合」是：在盡量周到地考慮飛剪機工作條件下，將齒輪加工成在某一特定狀態（例如溫度，軸承游隙等）為「零側間隙嚙合」，事實上並非沒有側隙,只能說齒輪嚙合的齒側間隙是很小的。
常消除齒隙有很多方法，如提高加工精度，利用圓錐齒輪，四個齒輪串聯布置機構，利用主副齒輪。本設計就是採用主副齒輪。在某些飛剪機上，為了改善上下滾筒同步齒輪的工作性能，被動軸上的齒輪往往採用主副齒輪結構，以便齒輪在無側隙情況下工作，減少和消除沖擊負荷。利用主副齒輪則能有效消除齒側間隙，並且在減速器突然制動時，仍然能實現無間隙傳動。

關鍵詞: 飛剪機；減速器；間隙；主副齒輪

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 錄
1 前言 1
2 研究內容 2
3 傳動方案的分析與擬定 2
4 電動機的選擇 2
5 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算 2
5.1 傳動裝備的總效率為 2
5.2 傳動比的分配 2
5.3 傳動裝置的運動和動力參數計算 2
5.3.1 各軸的轉速計算： 2
5.3.2 各軸的輸入功率計算： 3
5.3.3 各軸輸入轉矩的計算： 3
6 齒輪的計算 3
6.1 第一對斜齒輪的計算 3
6.1.1 材料選擇 3
6.1.2 初選齒輪齒數 3
6.1.3 按齒面接觸強度設計 3
6.1.4 按齒根彎曲疲勞強度設計 5
6.1.5 幾何尺寸計算 7
6.1.6 齒輪的尺寸計算 7
6.1.7 傳動驗算 8
6.2 第二對斜齒輪的計算 8
6.2.1 材料選擇 8
6.2.2 初選齒數 8
6.2.3 按齒面接觸強度設計 9
6.2.4 按齒根彎曲疲勞強度設計 10
6.2.5 幾何尺寸計算 12
6.3 按標准修正齒輪 12
6.3.1 修正中心距 12
6.3.2 對第二對齒輪修正螺旋角： 13
6.3.3 第二對齒輪的分度圓和中心距： 13
6.3.4 計算齒寬： 13
6.3.5 齒輪的尺寸計算 13
6.3.6 傳動驗算 14
7 軸的設計 15
7.1 高速軸的設計 15
7.1.1 初步確定軸的最小直徑: 15
7.1.2 根據軸向定位要求確定軸各段的直徑和長度 15
7.2 中速軸的設計 16
7.2.1 初步確定軸的最小直徑: 17
7.2.2 初步選擇滾動軸承 17
7.2.4 軸承端蓋 18
7.2.5 鍵的選擇 18
7.3 低速軸的計算 18
7.3.1 初步確定軸的最小直徑 18
7.3.2 根據軸向定位要求確定軸各段的直徑和長度 19
8 軸的校核 19
8.1 高速軸的校核 20
8.1.1 各支點間的距離 20
8.1.2 求軸上的載荷： 20
8.2 中速軸的校核 21
8.2.1 各支點間的距離 22
8.2.2 求軸上的載荷： 22
8.3 低速軸的校核 24
8.3.1 各軸段的距離 24
8.3.2 求軸上的載荷： 24
9 軸承的壽命計算 26
9.1 高速軸上軸承的壽命計算 26
9.1.1 求兩軸承受到的徑向載荷 和 26
9.1.2 求兩軸承的軸向力 和 27
9.1.3 求軸承當量重載荷P1和P2 27
9.2 中速軸上軸承的壽命計算 27
9.2.1 求兩軸承的軸向力 和 28
9.2.2 求軸承當量重載荷P1和P2 28
9.3 低速軸上軸承的壽命計算 28
9.3.1 求兩軸承受到的徑向載荷 和 28
9.3.2 求兩軸承的軸向力 和 29
9.3.3 求軸承當量重載荷P1和P2 29
10 鍵的校核 30
10.1 高速軸上和聯軸器相配處的鍵： 30
10.2 中速軸上和齒輪相配處的鍵： 30
10.3 低速軸上和齒輪相配處的鍵： 30
11 主副齒輪的設計 31
11.1 第一對主副齒輪的設計 31
11.2 第二對主副齒輪的設計 32
12 減速器箱體的設計 33
12.1 箱蓋各鋼板的尺寸: 34
12.1.1 箱蓋左側鋼板的尺寸如圖： 34
12.1.2 箱蓋軸承座的尺寸如圖： 34
12.1.3 箱蓋吊耳環下鋼板尺寸 34
12.1.4 吊耳環的尺寸 35
12.1.5 高速上肋板的尺寸 35
12.1.6 中速軸上的肋板的尺寸 35
12.1.7 視孔蓋的尺寸 36
12.1.9 箱蓋頂鋼板的尺寸 37
12.1.10 箱蓋凸緣鋼板尺寸 37
12.1.11 箱蓋前後側面的尺寸 38
12.2 箱座上各鋼板的尺寸 38
12.2.1 箱座底座的尺寸 38
12.2.2 箱座左側面的尺寸 39
12.2.3 軸承座的尺寸 39
12.2.4 吊鉤的尺寸 39
12.2.5 箱座凸緣的尺寸 39
12.2.6 低速端肋板鋼板尺寸 40
12.2.7 高速軸端肋板的尺寸 40
12.2.8 中速端肋板的尺寸 41
12.2.9 箱座右側面鋼板的尺寸 41
12.2.10 箱座前後端面的尺寸 42
12.2.11 箱座底板 42
13 結束語 42
參考文獻: 43
致謝: 43

1 前言
齒輪箱作為一種基礎設備，被廣泛應用，其性能優劣直接影響著機械設備的運行狀況。而目前許多工廠尚不具備製造高精度齒輪箱的加工設備。另一方面，再好的設備加工出的零件也存在誤差，其累積誤差仍會影響齒輪箱裝配後的傳動性能。本文提出的無側隙傳動技術，從新的角度提出了在設備條件不足的情況下，利用主副齒輪來實現飛剪機的無側隙傳動。
「零側間隙嚙合」是：在盡量周到地考慮飛剪機工作條件下，將齒輪加工成在某一特定狀態（例如溫度，軸承游隙等）為「零側間隙嚙合」，事實上並非沒有側隙,只能說齒輪嚙合的齒側間隙是很小的。
常消除齒隙有很多方法，如提高加工精度，利用圓錐齒輪，四個齒輪串聯布置機構，利用主副齒輪。本設計就是採用主副齒輪（圖1）。在某些飛剪機上，為了改善上下滾筒同步齒輪的工作性能，被動軸上的齒輪往往採用主副齒輪結構，以便齒輪在無側隙情況下工作，減少和消除沖擊負荷。利用主副齒輪則能有效消除齒側間隙，並且在減速器突然制動時，仍然能實現無間隙傳動。

圖1.1 飛剪機同步齒輪傳動的主副齒輪結構 a）結構簡圖 b）嚙合關系
1—從動軸的主齒輪 2—從動軸的副齒輪 3—主動軸上的齒輪 4—彈簧 5,6—銷釘
從動軸上的主齒輪1與軸用鍵固定，而副齒輪2則與主齒輪1的輪轂滑動配合（亦可直接空套在從動軸上）。主副齒輪通過壓裝在主齒輪輪轂上的銷釘5及裝在副齒輪上的銷釘6與彈簧4相聯，主副齒輪1和2同時與裝在主動軸上的齒輪3嚙合。在彈簧4的作用下，副齒輪始終越前主齒輪一個角度，這就保證了上下滾筒的同步齒輪在無側隙下工作。彈簧4的設計應能克服飛剪機制動時所產生的慣性力。這種齒輪側隙消除裝通常用在低速大載荷飛剪機上，例如在設計FL—60型曲柄連桿飛剪機的同步齒輪時就採用了這種結構。

2 研究內容
本設計對象為飛剪齒輪減速器，總傳動比i=16,實際輸入功率N=120KW；輸入轉速n1=1500rpm,輸出轉速n2≈85rpm,技術要求為滿足上述功率及速比要求，減速器啟動頻繁，工作時一般不逆轉，設計一台能消除傳動時的齒輪側間隙的減速器，要求減速器箱體為焊接結構件。合理公配速比，設計計算齒輪，軸及各零部件的強度，剛度。分析無側間隙傳動的基本理論及保證措施。

3 傳動方案的分析與擬定
減速器採用雙級圓柱展開式齒輪減速器。

4 電動機的選擇

5 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算
5.1 傳動裝備的總效率為
η=η12η22η33η4=0.992 0.972 0.993 0.96=0.872 （5.1）
η1為聯軸器的效率，取0.99，
η2為齒輪傳動的效率，取0.97，
η3為滾動軸承的效率，取0.99，
η4為滾筒的效率，取0.96。
5.2 傳動比的分配
i1= (5.2)
取系數1.35 i=16 則，
i1=4.6476
i2=i/i1=16/4.6476=3.4426 (5.3)
5.3 傳動裝置的運動和動力參數計算
5.3.1 各軸的轉速計算：
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 各軸的輸入功率計算：
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 各軸輸入轉矩的計算：
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)
各軸的運動及動力參數：
軸號 轉速n r/min 功率P kw 轉矩T N m 傳動比
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 齒輪的計算
6.1 第一對斜齒輪的計算
6.1.1 材料選擇
選大小齒輪材料均為40Cr，並經調質及表面淬火，齒面硬度為48~55HRC，齒輪精度等級選擇6級，初選螺選角β=14°。由參考文獻《機械設計》（表10-6）查得材料的彈性影響系數 。
6.1.2 初選齒輪齒數
選小齒輪齒數Z1=24，Z2=Z1 =24 4.6476=111.54 取Z2=112
6.1.3 按齒面接觸強度設計
d1t (6.1)
6.1.3.1 確定載荷系數
因大小齒輪均為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數，取 d=0.8，試選Kt=1.6。
由參考文獻《機械設計》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.1.3.2 計算應力循環系數。
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)
由參考文獻《機械設計》（圖10-19）查得接觸疲勞強度
KHN1=0.88 KHN2=0.95
6.1.3.3 計算接觸疲勞許用應力
失效率取1%，安全系數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 小齒分度圓的直徑
d1t =77.54mm (6.7)
6.1.3.5 計算圓周速度
= = m/s=6.09m/s (6.8)
6.1.3.6 計算齒寬b及模數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 計算縱向重合度
=0.318 =0.318 0.8 24 =1.522 (6.12)
6.1.3.8 計算載荷系數K
根據 =6.09m/s,6級精度，由參考資料《機械設計》（圖10-8）查得動載系數K =1.08,由參考資料《機械設計》（表10-3）查得
K =1.1,由由參考資料《機械設計》（表10-4）硬齒面齒輪一欄查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，K 時
K =1.05+0.31 (1+0.6 ) +0.19 (6.13)
故K =1.05+0.31 (6.14)
考慮到齒輪為6級精度，所以取K =1.43
故 =1 (6.15)
由參考資料《機械設計》（圖10-13）查得 =1.29
6.1.3.9 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑
(6.16)
6.1.3.10 計算模數mn
(6.17)
6.1.4 按齒根彎曲疲勞強度設計
(6.18)
6.1.4.1 計算載荷系數
=1 (6.18)
6.1.4.2 計算彎曲疲勞強度極限
由參考資料《機械設計》（圖10-20d）查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
6.1.4.3 彎曲疲勞壽命系數
由參考資料《機械設計》（圖10-18）查得彎曲疲勞壽命系數 0,
6.1.4.4 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數S=1.4
(6.19)
(6.20)
6.1.4.5 計算大小齒輪的 並加以比較
由參考文獻《機械設計》（表10-5）查取齒形系數
，
查取應力校正系數
，
則 (6.21)
(6.22)
比較可得，小齒輪的數值較大，取小齒輪的值。
6.1.4.6 計算螺旋角影響系數
根據 =1.522，由參考資料《機械設計》（圖10-28）查得 =0.88
6.1.4.7 計算重合度
由參考資料《機械設計》（圖10-26）查得 ， 。
則 (6.23)
則有， (6.24)
對比計算結果，齒面接觸強度得出的模數為mn=3.198mm，由齒根彎曲疲勞強度得出的模數為mn=3.082mm。由於齒輪模數m的大小主要取決於彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取標准值mn=3.5mm,取分度圓直徑d1=79.11mm。
(6.25)
取Z1=22
則Z2=uZ1=4.6476 22=102.24,取Z2=102 (6.26)
6.1.5 幾何尺寸計算
6.1.5.1 計算中心距
(6.27)
圓整後，取a=224mm
6.1.5.2 按圓整後的中心距修正螺旋角
(6.28)
因 值改變不多，故參數 ， ，ZH 等不必修正。
6.1.5.3 計算分度圓直徑
(6.29)
(6.30)
6.1.5.4 計算齒輪寬度
(6.31)
圓整後取B1=75mm，B2=64mm
6.1.6 齒輪的尺寸計算
6.1.6.1 基圓直徑
(6.32)
(6.33)
6.1.6.2 分度圓齒厚
(6.34)

6.1.6.3 齒高
齒頂高 (6.35)
齒根高 (6.36)
齒全高 (6.37)
6.1.6.4 齒頂圓直徑
(6.38)
(6.39)
6.1.6.5 齒根圓直徑
(6.40)
(6.41)
6.1.6.6 分度圓齒槽寬和齒距
(6.42)
(6.43)
6.1.7 傳動驗算
6.1.6.1 按齒面接觸強度驗算：
其中
6.1.6.2 按齒根彎曲強度驗算
取YFa中較大者YFa1進行計算。
(6.44)
其中
6.2 第二對斜齒輪的計算
6.2.1 材料選擇
選大小齒輪材料均為40Cr，並經調質及表面淬火，齒面硬度為48~55HRC，齒輪精度等級選擇6級，初選螺選角β=14°。
6.2.2 初選齒數
選小齒輪齒數Z1=30，Z2=Z1 =30 3.4426=103.28 取Z2=104
6.2.3 按齒面接觸強度設計
d1t (6.45)
6.2.3.1 各項系數
因大小齒輪均為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數，取 d=0.8，試選Kt=1.6。由參考文獻《機械設計》（表10-6）查得材料的彈性影響系數 。
6.2.3.2 Hlim值
由參考文獻《機械設計》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.2.3.3 計算應力循環系數。
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)
由參考文獻《機械設計》（圖10-19）查得接觸疲勞強度
KHN1=0.89 KHN2=0.94
6.2.3.4 計算接觸疲勞許用應力
失效率取1%，安全系數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 小齒分度圓的直徑
d1t =130.25mm (6.51)
6.2.3.6 計算圓周速度
= = m/s=2.201m/s (6.52)
6.2.3.7 計算齒寬b及模數
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 計算縱向重合度
=0.318 =0.318 0.8 30 =1.903 (6.54)
6.2.3.9 計算載荷系數K
根據 =2.201m/s,6級精度，由參考資料《機械設計》（圖10-8）查得動載系數K =1.04,由參考資料《機械設計》（表10-3）查得
K =1.1,由由參考資料《機械設計》（表10-4）硬齒面齒輪一欄查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，K 時
K =1.0+0.31 (1+0.6 ) +0.19
故K =1.0+0.31 (6.55)
考慮到齒輪為6級精度，所以取K =1.35
故 =1 (6.66)
由參考資料《機械設計》（圖10-13）查得 =1.29
6.2.3.10 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑
(6.67)
6.2.3.11 計算模數mn
(6.68)
6.2.4 按齒根彎曲疲勞強度設計
(6.69)
6.2.4.1 計算載荷系數
=1 (6.70)
6.2.4.2 值
由參考資料《機械設計》（圖10-20d）查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
6.2.4.3 彎曲疲勞壽命系數
由參考資料《機械設計》（圖10-18）查得彎曲疲勞壽命系數 0,
6.2.4.4 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數S=1.4
(6.71)
(6.72)
6.2.4.5 計算大小齒輪的 並加以比較
由參考文獻《機械設計》（表10-5）查取齒形系數:
，
查取應力校正系數:
，
則 (6.73)
(6.74)
比較可得，大齒輪的數值較大，取大齒輪的值。
6.2.4.6 計算螺旋角影響系數
根據 =1.903，由參考資料《機械設計》（圖10-28）查得 =0.88
6.2.4.7 計算重合度
由參考資料《機械設計》（圖10-26）查得 ， 。
則
則有， (6.75)
對比計算結果，齒面接觸強度得出的模數為mn=4.21mm，由齒根彎曲疲勞強度得出的模數為mn=4.31mm。由於齒輪模數m的大小主要取決於彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取標准值mn=4.5mm,取分度圓直徑d1=130.25mm。
，取Z1=28
則Z2=uZ1=3.4426 28=96.39,取Z2=96
6.2.5 幾何尺寸計算
6.2.5.1 計算中心距
(6.76)
圓整後，取a=288mm
6.2.5.2 按圓整後的中心距修正螺旋角
（6.77）
因 值改變不多，故參數 ， ，ZH 等不必修正。
6.2.5.3 計算分度圓直徑

6.2.5.4 計算齒輪寬度

圓整後取B1=120mm，B2=103mm
6.3 按標准修正齒輪
6.3.1 修正中心距
中心距之和為 ，查得標准中心距為a=539mm， ， 。由於第一個中心距和標准相同，所以只需將第二個中心距修改為 即可。由於模數取的標准值所以不作變化，只更改第二對齒輪的齒數。
由於 所以
而 ，則有 ， 。
中心距 ，改變不大，所以仍取 。
6.3.2 對第二對齒輪修正螺旋角：
(6.78)
因為改變不多，故 ， ， 等不必修正。
6.3.3 第二對齒輪的分度圓和中心距：

6.3.4 計算齒寬：

圓整後取 ，
6.3.5 齒輪的尺寸計算
6.3.5.1 基圓直徑

6.3.5.2 分度圓齒厚

6.3.5.3 齒高
齒頂高
齒根高
齒全高
6.3.5.4 齒頂圓直徑

7.3.5.5 齒根圓直徑

6.3.5.6 分度圓齒槽寬和齒距

6.3.6 傳動驗算
6.3.6.1 按齒面接觸強度驗算：
其中
6.3.6.2 按齒根彎曲強度驗算
取 中較大者 進行計算。
其中
所以滿足。

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『拾』 滾動軸承當量動載荷p的定義

軸承大多承受徑向負荷與軸向負荷的合成負荷，而且負荷條件多種多樣，如大小變化等。因此，不可能將軸承的實際負荷與基本額定動載荷進行比較。於是，則採用將實際負荷換算成通過軸承中心且大小和方向一定的假想負荷來進行分析比較，在該假想負荷下，軸承具有與實際負荷和轉速下相同的壽命。這樣換算的假想負荷稱做當量動載荷，用P表示。