哈工大机械设计轴系部件设计
2021年哈工大机械设计大作业
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: .11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目: 轴系部件设计设计原始数据:图1表 1 带式运输机中V带传动已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体结构形式及关键尺寸 (2)2. 确定轴轴向固定方法..................................................................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型, 并确定润滑、密封方法 ...................................... 错误!未定义书签。
4. 轴结构设计 ....................................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析 (4)1. 画轴受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴强度 (5)七、校核键连接强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文件 (9)一、 带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW , 转矩 T = 97333.33 N·mm , 转速 n = 480 r/min , 轴上压力Q = 705.23 N , 因为原本圆柱直齿轮尺寸不满足强度校核, 故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm , 其它尺寸齿宽b 1 = 35 mm , 螺旋角β = 0°, 圆周力 F t = 2433.33 N , 径向力 F r = 885.66 N , 法向力 F n = 2589.50 N , 载荷变动小, 单向转动。
机械制造装备设计之3——典型部件设计-哈工大(威海)黄博
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4.1典型部件设计——主轴部件设计
主轴的传动形式（1）齿轮传动 轮齿的啮合传动，结构简单、紧凑；能传递较大的扭矩，适应变转速、变载荷工作。不足：线速度需<12~15m/s，且不如带传动平稳。（2）带传动 靠摩擦力传递动力。结构简单，皮带有弹性可吸振，传动平稳，噪声小；过载时打滑，具有过载保护作用。适用于中心距较大的两轴间传动。不足：传动速比不够准确。
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4.1典型部件设计——主轴部件设计
主轴的结构 取决于主轴上安装的刀具、夹具、工件、传动件、轴承的类型、数量、位置和安装定位方法。主轴前端形式 取决于机床的类型和安装夹具或刀具的形式 。通用机床已有标准化的形式。主轴整体结构 空心阶梯轴，外径从前端到尾部逐渐减小。
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4.1典型部件设计——主轴部件设计
主轴的选材依据：载荷类型、耐磨性、热处理方法。（1）普通机床主轴 采用45# 或60#优质结构钢。在主轴支承轴颈及装卡刀具的定位基面进行局部高频淬火，提高耐磨性，硬度为50~55HRC。（2）精密、大载荷、有冲击的机床主轴 采用中碳或低碳合金钢，如40Cr，20Cr。进行高频淬火或渗碳淬火，提高耐磨性，硬度52~65HRC。（3）主轴材料的攻关点 怎样减小高速、高效、高精密机床主轴的热变形、振动。 已诞生的新型材料有玻璃陶瓷材料。主轴的技术要求：① 主轴前后轴承轴颈的同轴度，② 锥孔相对于前后轴颈中心连接线的径向跳动，③ 定心轴颈及其定位轴肩相对于前后轴颈中心线径向和轴向跳动等。
两摩擦面完全由液体隔开的摩擦→理想→ｆ≈0.001～0.01
干、边界、液体摩擦并存→实际
→非液体摩擦
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4.1典型部件设计——主轴部件设计
哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版
（4）轴段1和轴段7：
轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业3、4可知轴段1长度 ，轴段7长度 。
（5）计算
， ，
， ，
4、轴的受力分析
4.1画轴的受力简图
轴的受力简图见图3。
4.2计算支承反力
传递到轴系部压轴力
带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，按 计算。
图2
3.2选择滚动轴承类型
因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度小于2m/s，齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。
3.3键连接设计
齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为12 8GB/T 1096—1990。
4.4画转矩图……………………………………………………………6
五、校核轴的弯扭合成强度……………………………………………………8
六、轴的安全系数校核计算……………………………………………………9七、键的强度校核………………………………………………………………10
八、校核轴承寿命………………………………………………………………11
在水平面上：
在垂直平面上
轴承1的总支承反力
轴承2的总支承反力
4.3画弯矩图
竖直面上，II-II截面处弯矩最大， ；
水平面上，I-I截面处弯矩最大， ；
合成弯矩，I-I截面：
II-II截面： ；
竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图5.4所示
4.4画转矩图
哈工大机械设计大作业资料
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V带传动的已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式 ................................................................................ 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 ....................................... 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计 .................................................................................................. 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW ，转矩 T = 97333.33 N·mm ，转速 n = 480 r/min ，轴上压力Q = 705.23 N ，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm ，其余尺寸齿宽b 1 = 35 mm ，螺旋角β = 0°，圆周力 F t = 2433.33 N ，径向力 F r = 885.66 N ，法向力 F n = 2589.50 N ，载荷变动小，单向转动。
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哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V带传动的已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式 ................................................................................ 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 ....................................... 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计 .................................................................................................. 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW ，转矩 T = 97333.33 N·mm ，转速 n = 480 r/min ，轴上压力Q = 705.23 N ，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm ，其余尺寸齿宽b 1 = 35 mm ，螺旋角β = 0°，圆周力 F t = 2433.33 N ，径向力 F r = 885.66 N ，法向力 F n = 2589.50 N ，载荷变动小，单向转动。
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Harbin Institute of Technology轴系部件设计说明书课程名称：机械设计题目：轴系部件设计5.2.2院系：机电工程学院班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：轴系部件设计5.2.2设计原始数据：液体搅拌机的传动装置如图1所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据见表1。
图1 液体搅拌机传动装置表1 液体搅拌机V带传动的已知数据目录一、选择轴的材料 (4)二、初算轴颈 (4)三、结构设计 (4)四、轴的受力分析 (6)五、校核轴的强度 (8)六、校核键连接的强度 (8)七、校核轴承寿命 (8)八、轴承端盖设计 (9)九、轴承座结构设计 (9)十、参考文献 (9)一、选择轴的材料因传递的功率不大，且对质量和尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。
二、初算轴颈按照扭转强度条件初算轴的最小直径，式中d——轴的直径；τ——轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P——轴传递的功率，kW；n——轴的转速，r/min;[]τ——许用扭转剪应力，MPa;C——由许用扭转剪应力确定的系数；轴的材料初定为45号钢，根据参考文献[1]表9.4查得C=118～106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=106。
根据参考文献[2]表9.1，取，，代入上式，得所以本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即按照GB2822-81的系列圆整，取d=25mm 。
三、结构设计（一）确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸为方便轴承部件的拆卸，轴件机体采用整体式结构，轴的草图如图一，取机体的铸造壁厚，机体上轴承旁连接螺栓直径连接螺栓直径，装拆螺栓所需要的扳手空间,故轴承座内壁至座孔外端面距离，取。
1243567图一轴的草图（二）确定轴的轴向固定方式因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，输出轴的跨距不大，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。
（三）选择滚动轴承类型，并确定润滑与密封方式因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度，采用油脂对轴承润滑。
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机械设计基础大作业计算说明书题目：朱自发学院：航天学院班号：1418201班姓名：朱自发日期：2016.12.05哈尔滨工业大学机械设计基础大作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据及要求：目录1.设计题目 (4)2.设计原始数据 (4)3.设计计算说明书 (5)3.1 轴的结构设计 (5)3.1.1 轴材料的选取 (5)3.1.2初步计算轴径 (5)3.1.3结构设计 (6)3.2 校核计算 (8)3.2.1轴的受力分析 (8)3.2.2校核轴的强度 (10)3.2.3校核键的强度 (11)3.2.4校核轴承的寿命 (11)4. 参考文献 (12)1.设计题目斜齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计2.设计原始数据3.设计计算说明书3.1 轴的结构设计3.1.1 轴材料的选取大、小齿轮均选用45号钢，调制处理，采用软齿面，大小齿面硬度为241~286HBW，平均硬度264HBW；齿轮为8级精度。
因轴传递功率不大，对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。
3.1.2初步计算轴径按照扭矩初算轴径：d≥=式中： d ——轴的直径，mm ； τ——轴剖面中最大扭转剪应力,MPa ； P ——轴传递的功率，kW ； n ——轴的转速，r /min ； []τ——许用扭转剪应力，MPa ；C ——由许用扭转剪应力确定的系数；根据参考文献查得106~97C =，取106C =故10635.0mm d ≥== 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即35(15%)36.75mm d ≥⨯+=取圆整，38d mm =。
3.1.3结构设计（1）轴承部件的支承结构形式减速器的机体采用剖分式结构。
轴承部件采用两端固定方式。
（2）轴承润滑方式螺旋角:12()arccos=162n m z z aβ+= 齿轮线速度：-338310175 2.37/6060cos 60cos16n m zn dnv m sπππβ⨯⨯⨯====因3/v m s <, 故轴承用油润滑。
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哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据：图1表1 带式运输机中V带传动的已知数据机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1.................................................................................................. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 . (2)2.确定轴的轴向固定方式................. 错误！未定义书签3.选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式........ 错误！未定义书签4.轴的结构设计..................... 错误！未定义书签五、轴的受力分析 (4)1.画轴的受力简图 (4)2.计算支承反力 (4)3.画弯矩图 (5)4.画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1.计算轴承的轴向力 (8)2.计算当量动载荷 (8)3.校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率P = 3.84 kW,转矩T = 97333.33 N mm,转速n = 480 r/min, 轴上压力Q = 705.23 N，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d i =96.000 mm,其余尺寸齿宽b i = 35 mm,螺旋角B= 0°圆周力F t = 2433.33 N,径向力F r = 885.66 N,法向力F n = 2589.50 N,载荷变动小，单向转动。
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Harbin Institute of Technology大作业设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：机电工程学院班级：设计者：学号：指导教师：**设计时间：2014.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书方案电动机工作功率P/kW电动机满载转速n m/(r/min)工作机的转速n w/(r/min)第一级传动比i1轴承座中心高度H/mm最短工作年限工作环境5.1.2 4 960 100 2 180 3年3班室外有尘目录一、选择轴的材料 (1)二、按扭转强度估算轴径 (1)三、设计轴的结构 (1)3.1阶梯轴各部分直径的确定 (1)3.2阶梯轴各轴段长度及跨距的确定 (2)四、轴的受力分析 (3)4.1轴系部件受力分析 (3)4.2计算支反力 (3)4.3画弯矩图和转矩图 (4)五、校核轴的强度 (5)六、轴的安全系数校核计算 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (7)九、轴上其他零件设计 (8)十、轴承座结构设计 (9)十一、轴承端盖的设计 (9)十二.参考文献 (1)一．选择材料，确定许用应力因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45号钢，调制处理。
二.按扭转强度估算轴径由大作业四P=5.493KW ，n =480，对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献[1]表9.4得C =106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C =106，则d min=C √P n 3=106×√5.4934803=23.89mm 其中P ——轴的传递功率n ——轴的转速C ——由许用扭转剪应力确定的系数由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮或小齿轮有键槽存在，故将其扩大为1.05倍，得d 1≥23.89×1.05=25.085mm ，按标准GB2822-81的R10圆整后取d 1=30mm 。
三．设计轴的结构由于本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。
以下是轴段的草图：3.1．阶梯轴各部分直径的确定轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
所以，d1=d7=30mm。
2) 轴段2和6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。
由参考文献[3]图7.2计算得到轴肩高度h=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)×30=2.1~3mmd2=d6=d1+2×ℎ=34.2~36mm查国标JB/ZQ4606-86，唇型圈油封的轴径d=35mm，所以d2=d6=35mm。
3) 轴段3和5轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。
由于使用斜齿轮，轴向力较大选用角接触轴承。
根据GB/T 276—1994，初选轴承7209C，外形尺寸d=45mm D=85mm B=19mm，轴承安装尺寸d a=54mm。
计算轴承的dn=45×480=2.16×104<1.5×105，所以选用脂润滑。
d3 = d5 = 45mm4) 轴段4轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故d4=54mm。
3.2阶梯轴各轴段长度及跨距的确定1)轴段4轴段4在左右轴承间无传动要求，所以无需计算配合尺寸只需计算跨距L= (2~3)d3=90~135mm，L取99mm。
由于角接触轴承力的作用点在距离轴承外环大端面为a的位置，查参考文献[2]表12.2可得a=18.2mm B=19mm，所以L4=80mm。
2)轴段3和5轴段3和轴段5安装轴承，轴段长度与轴承内圈宽度相同，故L3=L5=B= 19mm。
轴段 2 和轴段 6 的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系。
选用凸缘式轴承端盖，取轴承盖凸缘厚度 e = 10mm ， m = 15mm ，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离K= 15mm ，则轴段 6 长度L6=e+m+K=40mmL2=L6=40mm轴段1和7轴段 1 和 7 分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业 3、4 可知轴段 1 ,7长度L1=68mm L7=48mm四．轴的受力分析4.1轴系部件受力分析轴系部件上的转矩T1=9.55×106×P1n=9.55×106×5.493480=1.093×105N∙mm齿轮圆周力F t=2T1d1=2×1.093×10569=3168.1N齿轮径向力F r=F t tanαncosβ=3168.1×tan20°cos8.11°=1164.7N齿轮轴向力F a=F t×tanβ=451.5N作用在轴上的压力F Q=1497.19N带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，通常取F Qmax=1.5F Q。
F Qmax=2245.79N4.2计算支反力在水平面上F Q (L 12+L 2+L 32)+F r (L 32+L 4+L 5+L 6+L 72)−R 2H (L 32+L 4+L 52)−F a ×d 2=0R 1H +R 2H +F r +F Q =0R 1H =472.95向里R 2H =3134.84向外在垂直平面上F t (L 72+L 6+L 5+L 4+L 32)−R 2V (L 32+L 4+L 52)=0 R 1V +R 2V +F t =0R 1V =2352.07N 向上R 2V =5520.17N 向下轴承1的总支承反力R 1=√R 1H 2+R 1V 2=2399.15N轴承2的总支承反力R 2=√R 2H 2+R 2V 2=6348.19N4.3画弯矩图和转矩图五．校核轴的强度I-I 截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。
按弯扭合成强度计算。
根据参考文献[1]式10.3，有[]135.855e b MPa MPa σσ-==≤=式中M 1——1-1截面处弯矩，1324784.9M N mm =⋅T 1——1-1截面处转矩，1109300T N mm =⋅W ——抗弯剖面模量，由参考文献[1]附表10.1，W =0.1d 53=0.1×453=9112.5mm 3W T ——抗扭剖面模量，由参考文献[1]附表10.1，W T =0.2d 53=0.2×45=18225mm 3α——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0=α；[σ]−1b ——对称循环的许用弯曲应力，由参考文献[1]表10.4，。
[σ]−1b =55MPa校核通过六．轴的安全系数校核计算弯曲应力：σb =M 1W= 1324784.935.649112.5b M MPa W σ=== 35.64,0a b m MPa σσσ===,扭剪应力：τT =T 1W T 1109300 6.0018225T T T MPa W τ===6.00322Ta m MPa τττ==== 由参考文献[1]式10.4、10.5、10.6，1300 3.671.8335.640.2010.8a m S K σσσσσσψσβε-===⨯+⨯+⨯ 115524.761.6330.1310.82a m S K ττττττψτβε-===⨯+⨯+⨯[]3.63 1.5~1.8S S ===≥=式中： σS ——只考虑弯矩时的安全系数；τS ——只考虑转矩时的安全系数；1-σ、1-τ——材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献[1]表10.1，45号钢调质处理，11300,155MPa MPa στ--==；τσK K 、——弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献[1]附表10.3、附表10.4，K σ =1.83 K τ =1.63τσεε、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图10.1，82.0,8.0==τσεε； ——表面质量系数，321ββββ=，由参考文献[1]附图10.1、附表10.2，92.0=β；τσψψ、——把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由参考文献[1]表10.1，1.0,2.0==τσψψ；m a σσ、——弯曲应力的应力幅和平均应力，35.64,0a m MPa σσ==； m a ττ、——扭转剪应力的应力幅和平均应力，3a m MPa ττ==；β[]S ——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表10.5，[]8.1~5.1=S ； 校核通过。
七．校核键连接的强度由参考文献[1]式6.1式中： ——工作面的挤压应力，MPa ； ——传递的转矩，mm N ⋅；——轴的直径，mm ；——键的工作长度，mm ，A 型，l L b =-，b L 、为键的公称长度和键宽； ——键与毂槽的接触高度，,mm /2k h =； []p σ——许用挤压应力，MPa ，由参考文献[1]表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，[]100~120p MPa σ=,取110Mpa 。
（1） 对于轴段1上的键[]12210930080.07110734-8302p p T MPa MPa kld σσ⨯===≤=⨯⨯（）；校核通过； （2） 对于轴段7上的键[]12210930080.071107-302p p T MPa MPa kld σσ⨯===≤=⨯⨯（348）; 校核通过。
八．校核轴承的寿命轴承受轴向力，只有径向力，且1122R F R F r r =>=，所以只校核轴承2即左轴承即可。
[]p p kld T σσ≤=12p σ1T d l k8.1.计算当量动载荷由参考文献[1]式11.2226348.191006438.19r a P XF YF N =+=⨯+⨯=；式中：——当量动载荷，；——轴承的径向载荷和轴向载荷，2226348.,019r a F R N F ===； ——动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由0,1,==≤Y X e F F r a。
8.2.校核寿命由参考文献[1]式11.1c 36611010 1.038500185956060634848.1019.2T h P f C L h n f P ε⎛⎫⋅⨯⎛⎫==⨯= ⎪ ⎪⋅⨯⨯⎝⎭⎝⎭ 式中：——轴承的基本额定寿命，h ； ——轴承的预期寿命，三年三班，每年按250天计，'38250318000h L h =⨯⨯⨯=；——轴承的基本额定动载荷，由参考文献[2]表12.1，查轴承7209C ，38.5r C C kN ==；——寿命指数，对于角轴承，3ε=；——温度系数，由参考文献[1]表11.9，工作温度150C <，0.1=Tf ； ——载荷系数，由参考文献[1]表11.10，中等冲击，8.1~2.1=Pf ，取1.2P f =；'h h L L >，校核通过。