nsk轴承寿命计算
NSK新寿命计算式的开发
NSK新寿命计算式的开发
NSK中国技术中心;浦上正刚;武村浩道
【期刊名称】《轴承》
【年(卷),期】2006(000)010
【摘要】轴承的使用工况多种多样,差异很大,采用传统的滚动轴承寿命公式计算所有轴承的寿命,与实际寿命出入较大.NSK开发了一种新的轴承寿命计算公式lable=a1aNSKL10,新的寿命修正系数aNSK考虑了轴承润滑条件、润滑剂的清洁度、疲劳极限以及包括热处理在内的材料性能.NSK新寿命计算式更能准确地预测轴承的寿命.
【总页数】4页(P45-48)
【作者】NSK中国技术中心;浦上正刚;武村浩道
【作者单位】NSK中国技术中心,江苏昆山215335
【正文语种】中文
【中图分类】TH133.33;TP393
【相关文献】
1.NSK家电轴承的初期静音及静音寿命 [J], 刘奇;蒋兴奇;黄志强
2.NSK静音轴承的初期噪声及噪声寿命分析 [J], 扬勐;黄志强
3.NSK开发出用于自动变速箱的长寿命小齿轮轴 [J],
4.NSK开发出用于自动变速箱的长寿命小齿轮轴 [J],
5.对过磷酸钙理论硫酸用量计算式的探讨——介绍一个新的计算式 [J], 冯盛森
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轴承寿命计算小结
有限元分析方法
通过建立轴承的有限元模型，模 拟其在实际工况下的应力分布和 变形情况，进而预测其寿命。
05 轴承寿命计算的未来展望
新材料的应用
新材料如陶瓷、碳纤维等具有更高的 强度和耐热性，能够提高轴承的承载 能力和耐久性，从而延长轴承寿命。
新材料的引入可能会改变轴承的摩擦 、磨损和疲劳特性，需要进一步研究 其与轴承寿命的关系。
轴承寿命计算小结
目 录
• 引言 • 轴承寿命计算的基本理论 • 轴承寿命计算的实例分析 • 轴承寿命计算中的注意事项 • 轴承寿命计算的未来展望
01 引言
目的和背景
轴承是机械设备中的重要组成部分， 其寿命直接影响设备的运行效率和安 全性。因此，准确计算轴承寿命对于 设备维护和更新具有重要意义。
轴承失效可能导致设备损坏和生产事 故，准确计算轴承寿命有助于预防潜 在的安全风险，保障生产安全。
降低维护成本
合理安排轴承更换和维修计划，可以 减少不必要的维修和更换成本，为企 业节约开支。
02 轴承寿命计算的基本理论
轴承寿命的定义
轴承寿命是指在一定的工作条件下， 轴承从开始工作到失效的时间长度。
实例三：特殊工况下的轴承寿命计算
在高温环境下，轴承的材料性能和润滑剂的稳 定性会受到影响，导致轴承寿命降低。
在重载工况下，轴承的接触压力分布和材料应力状态 需要进行详细的分析和计算，以确保轴承的安全运行
。
在特殊工况下，如高温、低温、高速、重载等 ，轴承的寿命计算需要更加复杂和精确。
在高速旋转下，轴承的离心力和陀螺力矩对寿命 的影响不容忽视，需要进行相应的计算和分析。
VS
失效通常是指轴承的滚动体或内外圈 出现疲劳断裂、磨损或塑性变形等无 法修复的损伤。
轴承额定寿命计算讲义
2.轴承的额定动载荷及额定寿命2.1基本额定动载荷轴承的额定动载荷是决定额定寿命的主参数,也是确定轴承设计水平的目标函数。
额定动载荷值大,则轴承的承载能力高,或说在相同载荷下,其额定寿命长,设计水平高。
基本额定动载荷:系指一个轴承假想承受一个大小和方向恒定的径向(或中心轴向)负荷,在这一负荷作用下轴承基本额定寿命为一百万转。
根据我国国家标准GB/T6391-1995的规定,现将各类轴承基本额定动载荷的计算公式整理于表2-1中:Cr : 径向基本额定动载荷NCa : 轴向基本额定动载荷Nbm : 材料(真空脱气)和加工质量的额定系数,该值随轴承类型不同而异。
见表2-2fc : 与轴承零件的几何形状、制造精度和材料有关的系数i : 轴承中球或滚子的列数Lwe : 额定载荷计算中用的滚子长度mm即滚子与接触长度最短的滚道间的理论最大接触长度。
正常情况下,或者取滚子尖角之间的距离减去滚子倒角,或者取不包括磨削越程槽的滚道宽度,择其小者。
α: 轴承的公称接触角度Z: 单列轴承中的球或滚子数。
每列球或滚子数相同的多列轴承中每列的球或滚子数Dw : 球直径mmDwe : 额定载荷计算中用的滚子直径mm对于圆锥滚子取滚子端面和小端面理论尖角处直径的平均值。
对于非对称外凸滚子近似地取零载荷下滚子与无挡边滚道间接触点处滚子的直径现将GB/T6391-1995所定的额定系数bm值列于表2-22.2 额定动载荷的修正滚动轴承基本额定动载荷的计算方法适用于优质淬硬钢(系指真空脱气钢),按良好的加工方法制造,且滚动接触表面的形状为常规设计。
超越上述规定,额定动载荷应予修正。
2.2.1 材质轴承钢因冶炼方法不同,材料中夹杂物的大小、分布、含量亦不同。
夹杂物是造成金属材料疲劳裂纹产生的主要成因,是影响滚动轴承疲劳寿命的主要因素。
如采用夹杂物含量高于真空脱气的普通电炉冶炼轴承钢,则轴承的载荷能力将会有不同程度的下降。
当采用诸如真空重熔、电渣重熔等方法冶炼的轴承钢或其它等效材质的钢材时,其夹杂物的含量显著减少,轴承的载荷能力将会得到提高。
轴承寿命校核计算
计算过程结论1.已知条件： 1.1一级叶轮进口端为圆柱滚子轴承XXX ，另一端为背对背成对角接触球轴承XXX 。
1.2 额定转速：1450r/min 1.3XXX 额定动载荷为242000N ，成对XXX 额定动载荷为212000N 。
2.寿命校核计算2.1寿命校核计算公式,根据UL448-Approval standard 10.2如下： 6010⨯=N L L h 其中 333310)(αYF XF C P C L r +== （球轴承） 31031031031010)(αYF XF C P C L r +== （滚柱轴承） 参数： h L ——L-10等级，按小时计额定寿命；10L ——L-10等级的循环周期数；N ——额定转速 （转/分）； C ——轴承的额定动载荷（磅）； P ——轴承合力（磅）； X ——轴承径向载荷因数；r F ——轴承的径向动载荷；Y ——轴向载荷因数；a F ——轴承的轴向动载荷；2.2计算圆柱滚子轴承寿命：611310h>5000h角接触球轴承寿命：104202h>5000h 轴承寿命满足要求。
计算过程结论2.2.1轴承受力分析和计算受力分析图如下图所示：A端为圆柱滚子轴承，B端为背靠背成对角接触球轴承。
已知F=18201N，f=2209N，各尺寸关系如上图。
则通过计算得：F rA=9248.7N，F rB=8952.3N，F aB=2209N。
2.2.2圆柱滚子轴承寿命校核计算P A=F rA=9248.7N531847.9248/2420003/10310310AA10===）（）（APCL（106小时）6010⨯=NLL AhA=53184×106/（1450×60）=611310（时）611310h>5000h2.2.3 角接触球轴承寿命校核计算已知F rB=8952.3N，F aB=2209N，X B=1，Y B=0.55公式根据333310)(αYFXFCPCLr+==P B=X F rB+Y F aB=10167.25N6.906525.710167.9248/21200033B3BB10===）（PCL（106小时）6010B⨯=NLL Bh=9065.6×106/（1450×60）=104202（时）104202h>5000h。
滚动轴承寿命计算
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基本概念
当量动载荷：在进行寿命计算时，需将作用在轴承
上的实际载荷Fr、Fa折算成与上述条件相当的载荷，即当量 动载荷P。
当量静载荷：当量静载荷P0 是指承受最大载荷滚动
体与滚道接触中心处,引起与实际载荷条件下相当的接触应力 时的假想静载荷。
滚动轴承寿命计算
❖ 实际计算轴承寿命时，常用小时作为计算单位。
滚动轴承寿命计算
CONTENTS
1 基本概念
目
2 滚动轴承寿命计算
录
3 角接触轴承的轴向载荷计算 4 滚动轴承的静载荷计算
基本概念
轴承寿命：是指单个轴ຫໍສະໝຸດ (任一滚动体或套圈滚道)出现疲劳点
蚀前转过的总转数，或在一定转速下的工作小时数。
基本额定寿命：是指一批相同的轴承在相同条件下运转，
其中90%的轴承未发生疲劳失效时的总转数或在一定转速下所 能运转的总工作小时数，标准规定用L10或Lh表示基本额定寿 命。
得，方向沿轴线由轴承外圈的宽边指向窄边。(见教材) ❖ 2.角接触轴承轴向力Fa的计算 ❖ 为了使角接触轴承能正常工作，一般这种轴承都要成对使用，并将两个轴承对称
安装。 ❖ 常见有两种安装方式: ❖ 图a，为外圈窄边相对安装，称为正装或面对面安装; ❖ 图b，为两外圈宽边相对安装，称为反装或背靠背安装.
FS2 的大小和方向。 ❖ （2）绘制如上图所示的计算简图。标出上述三个力。 ❖ （3）将轴向外力 FA及与之同向的内部轴向力相加，取其之和与另一反向的内
部轴向力比较大小。
角接触轴承的轴向载荷计算
按下述方法确定各轴承所受的总轴向力：
❖ 若 FS1 +FA ≥FS2 ，根据计算简图,外圈固定不动，轴与固结在一起的内圈有右 移趋势，则轴承2被压紧，轴承1被放松。
轴承寿命计算
轴承寿命计算
1、已知条件
根据“一、花键的强度校核”中花键简图和风扇机械参数知：
轴承内径d=50转速n=2100径向载荷Fr=G风扇+G轴套=50N轴向载荷Fa=352.6N
要求寿命Lh=20000h
2、计算参考依据
《机械设计手册》单行本轴承成大先主编
ISBN 978- 7-122-07140-8
3、选轴承、计算
继续查表7-2-65X=0.56Y=1.99
根据p7-274径向当量动载荷和静载荷Pr=XFr＋YFaPor=0.6Fr＋0.5Fa
则：Pr=0.56×50+1.90×352.6=698.0NPor=0.6×50+0.5×352.6=206.3N
根据p7-232公式（7-2-1）C=fhfmfdP/fnfT＜Cr公式（7-2-6）Co=SoPo＜Cor
根据已知条件查《机械设计手册》p7-277表7-2-66选择6010轴承单列i=1
Cr=22.0kN=22000N Cor=16.2kN=16200N Z=13 Dw=9极限转速=7000n/mim
查《机械设计手册》p7-274表7-2-65相对轴向载荷=Fa/iZDw2
即352.6/1×13×92=0.334继续查表7-2-65e=0.22Fa/Fr=352.6/50≈7＞e
查表7-2-23fh=3.42查p7-232 fm=1.5查表7-2-24 fn=0.251查表7-2-25 fd=1.5查表7-2-26 fT=1.0 P=PrPo=Por/0.251×1=21399N＜Cr=22000N
Co=1×206.3=206.3N＜Cor=16200N
滚动轴承的寿命计算
滚动轴承的寿命计算 滚动轴承的寿命计算 1 基本额定寿命和基本额定动载荷 轴承中任一元件出现疲劳点蚀前的总转数或一定转速下工作的小时数称为轴承寿命。大量实验证明，在一批轴承中结构尺寸、材料及热处理、加工方法、使用条件完全相同的轴承寿命是相当离散的（图1是一组20套轴承寿命实验的结果），最长寿命是最短寿命的数十倍。对一具体轴承很难确切预知其寿命，但对一批轴承用数理统计方法可以求出其寿命概率分布规律。轴承的寿命不能以一批中最长或最短的寿命做基准，标准中规定对于一般使用的机器，以90%的轴承不发生破坏的寿命作为基准。 （1）基本额定寿命 一批相同的轴承中90%的轴承在疲劳点蚀前能够达到或超过的总转数rL（610转为单位）或在一定转速下工作的小时数()hhL。
图1 轴承寿命试验结果 可靠度要求超过90%，或改变轴承材料性能和运转条件时，可以对基本额定寿命进行修正。 （2）基本额定动载荷 滚动轴承标准中规定，基本额定寿命为一百万转时，轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用字母C表示，即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作一百万转而不发生点蚀失效的概率为90%。基本额定动载荷是衡量轴承抵抗点蚀能力的一个表征值，其值越大，轴承抗疲劳点蚀能力越强。基本额定动载荷又有径向基本额定动载荷（rC）和轴向基本额定动载荷 （aC）之分。径向基本动载荷对向心轴承（角接触轴承除外）是指径向载荷，对角接触轴承指轴承套圈间产生相对径向位移的载荷的径向分量。对推力轴承指中心轴向载荷。 轴承的基本额定动载荷的大小与轴承的类型、结构、尺寸大小及材料等有关，可以从手册或轴承产品样本中直接查出数值。 2 当量动载荷 轴承的基本额定动载荷C（rC和aC）是在一定条件下确定的。对同时承受径向载荷和轴向载荷作用的轴承进行寿命计算时，需要把实际载荷折算为与基本额定动载荷条件相一致的一种假想载荷，此假想载荷称为当量动载荷，用字母P表示。 当量动载荷P的计算方法如下： 同时承受径向载荷rF和轴向载荷aF的轴承 ()PraPfXFYF （1）
轴承寿命计算
轴承寿命计算滚动轴承寿命计算辅导⼀、基本概念：㈠、滚动轴承主要失效形式及设计准则：1、疲劳点蚀失效：是指滚动轴承的滚动体或内外圈上出现的点蚀斑点。
设计准则：防⽌产⽣疲劳点蚀失效需进⾏寿命计算。
L h≧〔L h〕2、塑性变形失效：是指内外圈或滚动体产⽣过量的塑性变形。
设计准则：防⽌产⽣塑性变形失效需进⾏静负荷计算。
P O≦〔P O〕3、磨损失效：是指内外圈或滚动体的过量磨损。
设计准则：防⽌产⽣磨损失效需限制转速。
nmax≦nlim㈡、滚动轴承寿命计算中的基本概念：1、滚动轴承寿命：是指滚动轴承内外圈或滚动体在发⽣第⼀个疲劳点蚀前总转动次数或总⼯作时间。
注：滚动轴承寿命是相当离散的，即同⼀批⽣产出的同类滚动轴承，其寿命相差很⼤。
2、可靠度R：由于滚动轴承寿命的离散性，需对⽣产的滚动轴承的进⾏抽样试验，以检验滚动轴承的合格率。
设抽样试验件数为N T，在特定的载荷下进⾏加载试验。
经过⼀个特定的时间（转次L或时间L H）后，其中有Nf件发⽣点蚀。
滚动轴承的可靠度R：R=×注：滚动轴承的可靠度与试验中所加的载荷和试验时间有关。
国标规定：①、滚动轴承试验载荷C：对向⼼类和⾓接触类滚动轴承的试验载荷是纯径向载荷。
C=Cr(Fr)对仅能承受轴向载荷的推⼒轴承的试验载荷是纯轴向载荷。
C=Ca(Fa)②、试验时间：L=106转次。
③、在试验载荷为C，试验时间为L=106转次时，滚动轴承的可靠度R≧90%时，滚动轴承合格。
3、基本额定寿命L或Lh：滚动轴承的额定寿命是指滚动轴承在可靠度R=90%，试验载荷为C时的寿命，即是试验时间106转次。
L=106转次。
4、基本额定动载荷C：滚动轴承的额定动负荷C是指在可靠度R=90%，试验时间为106转次时轴承所能承受的最⼤载荷，既是滚动轴承的试验载荷。
注：各类滚动轴承的额定动负荷C可查机械设计⼿册确定。
5、滚动轴承的寿命计算：滚动轴承寿命计算是解决当实际滚动轴承上承受的载荷不等于额定动负荷时，滚动轴承的寿命是多少？即：滚动轴承上载荷P=C时，轴承寿命是L=106转次。
球轴承寿命计算（4篇）
球轴承寿命计算(4篇)以下是网友分享的关于球轴承寿命计算的资料4篇，希望对您有所帮助，就爱阅读感谢您的支持。
球轴承寿命计算篇一1、主机主要参数：提升高度：ST=70m 额定载重：Q=1000kg 转速：n=720r/min 2、轴承寿命计算2-1. 轴承寿命计算说明通过主轴最大算卦载荷计算轴承当量负荷，最后用回邹城当量负荷计算轴承寿命。
2-2、轴承当量负荷计算公式2-2-1. 深沟球轴承 a ．当量懂负荷Pr=XFr+YFr，（2-2-1）其中，Fr=fw ×F （fw 为负荷系数，F 为轴承支撑反力）（2-2-2）公式（2-2-1）出处：机械设计手册（机械工业出版社）第三册P20-80，公式（20.3-3）公式（2-2-2）出处：机械设计手册（机械工业出版社）第三册P20-83，公式（20.3-11）b ．当量静负荷P or =X0F r +Y0F a （P or ≤X 0F r +Y0F a ）（2.2-3）P or =Fr （Por ＞X 0F r +Y0F a ）公式（2-2-3）出处：机械设计手册（机械工业出版社）第三册P20-85，公式（20.3-20）C ．当量静负荷Cor/Por≥So （2.2-4）2-3轴承寿命计算2-3-1. 电梯运行速度示意图2-3-1按平均转速计算轴承寿命标准轴承寿命（h ）：（Cr/Pr）a 1a 2a 3×106 /60Na （２.3-1）其中，平均转速：N a =(t1×N/2×2+t2×N) ÷(t1×2＋t2) (2.3-2) 公式（2.3-1）出处：《机械设计手册》（机械工业出版）第三册P20-84 公式（20.3-18）P20-85（20.3-19）根据一年运行次数n 、一次运行时间T ，计算出一年运行的时间T nT n =n×T 1/3600 （2.3-3）计算轴承寿命的使用年限L y L y =Lh /Tn （2.3-4）2-4轴承计算ξ球轴承寿命计算篇二滚动轴承寿命计算辅导一、基本概念：㈠、滚动轴承主要失效形式及设计准则：1、疲劳点蚀失效：是指滚动轴承的滚动体或内外圈上出现的点蚀斑点。
第三章 轴承寿命计算
第三章 轴、轴承和键的计算§3-1 液压部§3-1·1 Ⅰ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 1 = 295.74N ·m (1) Z 1齿轮对轴的作用力N d T P t 97.464142.12774.29520002000'111=⨯==N tg tg P P t r 57.195110482297.4641'11="'︒==α (2) 渐开线花键因制造安装误差所产生的径向力N mz T P 8.26282.015374.29520002.0200010=⨯⨯⨯=⨯=2、求支座反力： (1) 水平面的反力：N c b c P R r AX 21.101836333657.19511=+⨯=+⨯=N R P R AX r BX 36.93321.101857.19511=-=-=(2) 垂直面的反力：N c b c P R t AY 90.242136333697.46411=+⨯=+⨯=N R P R AY t BY 07.222090.242197.46411=-=-=(3) P O 产生的支座反力：N c b a c b P R O AO 16.23813633)5.63633(8.2628)(=+-+⨯=+-+=N R P R AO O BO 64.24716.23818.2628=-=-= (4) 合成反力:N R R R R AO AY AX A 39.500816.238190.242121.10182222=++=++=N R R R R BO BY BX B 93.265564.24707.222036.9332222=++=++=二、轴承寿命计算：A 点选用：42216E Cr = 130000 N n = 1453 r/minN f R P P A 59.75125.139.5008=⨯=⨯=h P C n L r h 15373159.751213000014536010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：42217E Cr = 155000 N n =1453 r/minN f R P P B 90.39835.193.2655=⨯=⨯=h P C n L r h 228907990.398315500014536010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、渐开线花键强度验算：挤压强度 ][2p D l h z TP m≤⨯⨯⨯⨯=ψ式中：T —— 转矩，N ·mmΨ—— 各齿载荷不均匀系数，一般取Ψ=0.7～0.8 z —— 齿数h —— 齿的工作高度，mm l —— 齿的工作 (配合) 长度，mm D m —— 平均直径，mm [ p ] —— 许用比压，MpaT= 295.74N·m Ψ= 0.75 z = 15 h = m = 3mml = 55mm D m = m·z =3×15 = 45mm [ p ] =100～140MpaMPa P 08.7455531575.0100074.2952=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=§3-1·2 Ⅱ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 2 = 382.56N ·mN d T P t 85.455109.16856.38220002000'222=⨯==N tg tg P P t r 68.191310482285.4551'22="'︒==α不考虑效率损失：22't t P P =N tg tg P P t r 05.190616432285.4551''2'2="'︒==α (1) P t2、P r2在X 、Y 方向的力N P P r X r 85.187371.11cos 68.1913cos 22=︒==α{XN P P t X t 84.92371.11sin 85.4551sin 22=︒==α N P P r Y r 40.38871.11sin 68.1913sin 22=︒==α {YN P P t Y t 11.445771.11cos 85.4551cos 22=︒==αN P P P X t X r X 69.279784.92385.1873222=+=+= N P P P Y r Y t Y 71.406840.38811.4457222=-=-=(2) '2t P 、'2r P 在X 、Y 方向的力N P P r X r 36.169426.27cos 05.1906cos '2'2=︒==β {'XN P P t X t 88.208426.27sin 85.4551sin '2'2=︒==β N P P r Y r 03.87326.27sin 05.1906sin '2'2=︒==β {'YN P P t Y t 31.404626.27cos 85.4551cos '2'2=︒==β N P P P X t X r X 24.377988.208436.1694'2'2'2=+=+= N P P P Y r Y t Y 28.317303.87331.4046'2'2'2=-=-= (3) 在X 、Y 方向的合力N P P P X X X 55.98169.279724.37792'2=-=-=N P P P Y Y Y 99.724128.317371.4068'22=+=+=2、求支座反力：N P P P Y X 21.730899.724155.9812222=+=+=N P R R B A 11.3654221.73082==== 二、轴承寿命计算：A 、B 两点均选用：53511 Cr = 92200 N n = 1100.76 r/minN f R P P A 17.54815.111.3654=⨯=⨯=h P C n L r h 18465017.54819220076.11006010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε§3-1·3 Ⅲ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 2 = 306.74N ·mN d T P t 70.446053.13774.30620002000'333=⨯==N tg tg P P t r 88.186716432270.4460'33="'︒==α不考虑效率损失：3'3t t P P =N tg tg P P t r 88.186716432270.4460''3'3="'︒==α (1) P t3、P r3在X 、Y 方向的力N P P r X r 43.166026.27cos 88.1867cos 33=︒==α{XN P P t X t 13.204326.27sin 70.4460sin 33=︒==α N P P r Y r 54.85526.27sin 88.1867sin 33=︒==α {YN P P t Y t 28.396526.27cos 70.4460cos 33=︒==αN P P P X t X r X 56.370313.204343.1660333=+=+= N P P P Y r Y t Y 74.310954.85528.3965333=-=-=(2) '3t P 、'3r P 在X 、Y 方向的力N P P r X r 79.180217.15cos 88.1867cos '3'3=︒==β{'XN P P t X t 29.116717.15sin 70.4460sin '3'3=︒==βN P P r Y r 79.48817.15sin 88.1867sin '3'3=︒==β {'YN P P t Y t 26.430517.15cos 70.4460cos '3'3=︒==β N P P P X t X r X 08.297029.116779.1802'3'3'3=+=+= N P P P Y r Y t Y 47.381679.48826.4305'3'3'3=-=-= (3) 在X 、Y 方向的合力N P P P X X X 48.73308.297056.3703'33=-=-=N P P P Y Y Y 21.692647.381674.3109'33=+=+=(4) 渐开线花键因制造安装误差所产生的径向力N mz T P 33.29212.021274.30620002.0200030=⨯⨯⨯=⨯=2、求支座反力： (1) 水平面的反力：N c b c P R X AX 89.2955.355.525.3548.733=+⨯=+⨯=N R P R AX X BX 59.43789.29548.733=-=-=(2) 垂直面的反力：N c b c P R Y AY 10.27945.355.525.3521.6926=+⨯=+⨯=N R P R AY Y BY 11.413210.279421.6926=-=-=(3) P O 产生的支座反力：N c b c b a P R O AO 31.30875.355.52)5.355.525(33.2921)(=+++⨯=+++=N P R R O AO BO 98.16533.292131.3087=-=-= (4) 合成反力:N R R R R AO AY AX A 03.589731.308710.279489.2952222=++=++=N R R R R BO BY BX B 20.432198.16511.413259.4372222=++=++=二、轴承寿命计算：A 点选用：42514E Cr = 145000 N n = 1345.37 r/minN f R P P A 55.88455.103.5897=⨯=⨯=h P C n L r h 13861755.884514500037.13456010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：53511 Cr = 92200 N n =1345.37 r/minN f R P P B 8.64815.120.4321=⨯=⨯=h P C n L r h 863898.64819220037.13456010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、渐开线花键强度验算：挤压强度 ][2p D l h z TP m≤⨯⨯⨯⨯=ψT= 306.74N·m Ψ= 0.75 z =21 h = m = 2mm l = 27mm D m = m·z =2×21 = 42mm [ p ] =100～140MpaMPa P 17.17422722175.0100074.3062=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=§3-1·4 Ⅳ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 4 = 367.41N ·mN d T P t 59.437109.16841.36720002000'444=⨯==N tg tg P P t r 57.183016432259.4371'44="'︒==α不考虑效率损失：4'4t t P P =N tg tg P P t r 42.183751472259.4371''4'4="'︒==α(1) P t4、P r4在X 、Y 方向的力N P P r X r 78.176617.15cos 57.1830cos 44=︒==α {XN P P t X t 97.114317.15sin 59.4371sin 44=︒==α N P P r Y r 03.47917.15sin 57.1830sin 44=︒==α {YN P P t Y t 26.421917.15cos 59.4371cos 44=︒==αN P P P X t X r X 75.291097.114378.1766444=+=+= N P P P Y r Y t Y 23.374003.47926.4219444=-=-=(2) '4t P 、'4r P 在X 、Y 方向的力N P P r X r 89.183172.4cos 42.1837cos '4'4=︒==β{'X72.35972.4sin 59.4371sin '4'4=︒==βt X t P PN P P r Y r 19.15172.4sin 42.1837sin '4'4=︒==β {'YN P P t Y t 76.435672.4cos 59.4371cos '4'4=︒==β N P P P X t X r X 61.219172.35989.1831'4'4'4=+=+= N P P P Y r Y t Y 57.420519.15176.4356'4'4'4=-=-= (3) Z 7作用在轴上的力：输入扭矩T 7 =272.77N ·mN d T P t 43.428142.12777.27220002000'777=⨯==N tg tg P P t r 99.179910482243.4281'77="'︒==αP t7、P r7在X 、Y 方向的力N P P r X r 89.105028.54cos 99.1799cos 77=︒==γ{XN P P t X t 01.347628.54sin 43.4281sin 77=︒==γ N P P r Y r 38.146128.54sin 99.1799sin 77=︒==γ {YN P P t Y t 6.249928.54cos 43.4281cos 77=︒==γN P P P X r X t X 12.242589.105001.3476777=-=-=N P P P Y r Y t Y 98.396038.14616.2499777=+=+=(4) 在X 、Y 方向的合力N P P P P X X X X 98.170575.291061.219112.24254'47=-+=-+=N P P P P Y Y Y Y 78.1190623.374057.420598.39604'47=++=++= 2、求支座反力：N P P P Y X 37.1202878.1190698.17052222=+=+=N P R R B A 19.6014237.120282==== 二、轴承寿命计算：A 、B 两点均选用：53511 Cr = 92200 N n = 1100.76 r/minN f R P P A 29.90215.119.6014=⨯=⨯=h P C n L r h 3507829.90219220076.11006010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε§3-1·5 Ⅴ轴键联接的强度验算1、键的挤压强度 ][2p lk D Tp ≤⨯⨯=式中：T —— 转矩，N ·mmD —— 轴的直径，mmk —— 键与轮毂的接触高度，mm ，平键k=h/2 l —— 键的工作长度，对于A 型键l=L-b [p] —— 键联接的许用比压，MpaT = 316.42 N ·m D = 40mm k = h/2 = 8/2 = 4mm l = 70-12 = 58mm [p] = 100～120MpaMPa p 19.6858440100042.3162=⨯⨯⨯⨯=2、键的剪切强度 ][2ττ≤⨯⨯=lb D T式中：T —— 转矩，N ·mmD —— 轴的直径，mmb —— 键的宽度，mml —— 键的工作长度，对于A 型键l=L-b [τ] —— 键联接的许用剪应力，MpaT=316.42 N ·m D =40mm b = 12mm l = 58mm [τ] = 90 MPaMPa 73.22581240100042.3162=⨯⨯⨯⨯=τ§3-1·6 Ⅶ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 7 = 6.87N ·mN d T P t 83.10742.12787.620002000'777=⨯==N tg tg P P t r 33.4510482283.107'77="'︒==α 2、求支座反力： (1) 水平面的反力：N b a b P R r AX 01.2855345533.457=+⨯=+⨯=N R P R AX r BX 32.1701.2833.457=-=-=(2) 垂直面的反力：N b a b P R t AY 64.6655345583.1077=+⨯=+⨯=N R P R AY t BY 19.4164.6683.1077=-=-=(3) 合成反力:N R R R AY AX A 29.7264.6601.282222=+=+=N R R R BY BX B 68.4419.4132.172222=+=+=二、轴承寿命计算：A 点选用：110 Cr = 16800 N n = 1453 r/minN f R P P A 44.1085.129.72=⨯=⨯=h P C n L r h 4265230044.1081680014536010)(6010366=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：110 Cr = 16800 N n = 1453 r/minN f R P P B 02.675.168.44=⨯=⨯=h P C n L r h 180********.671680014536010)(6010366=⨯⨯=⨯=）（ε§3-2 牵引部§3-2·1 Ⅰ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 1 = 220.15N ·m (1) Z 1齿轮对轴的作用力N d T P t 37.559569.7815.22020002000'111=⨯==N tg tg P P t r 73.218646202137.5595'11="'︒==α (2) 渐开线花键因制造安装误差所产生的径向力N mz T P O 11.24462.018215.22020002.0200011=⨯⨯⨯=⨯=P O2=P O12、求支座反力： (1) 水平面的反力：N c b c P R r AX 89.385512385173.21861=+⨯=+⨯=N R P R AX r BX 84.180089.38573.21861=-=-=(2) 垂直面的反力：N c b c P R t AY 42.987512385137.55951=+⨯=+⨯=N R P R AY t BY 95.460742.98737.55951=-=-=(3) P O1产生的支座反力：N c b c b a P R O AO 29.252251238)512389(11.2446)(11=+++⨯=+++=N P R R O AO BO 18.7611.244629.2522111=-=-=(4) P O2产生的支座反力：N c b d c b P R O BO 45.254351238)5.1151238(11.2446)(22=+++⨯=+++=N P R R O BO AO 34.9711.244645.2543222=-=-=(5) 合成反力:N R R R R R AO AO AY AX A 78.367934.9729.252242.98789.385222122=+++=+++=98.756645.254318.7695.460784.1800222122=+++=+++=BO BO BY BX B R R R R R二、轴承寿命计算：A 点选用：42212E Cr = 88800 N n = 565.24 r/minN f R P P A 67.55195.178.3679=⨯=⨯=h P C n L r h 30994367.55198880024.5656010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：53512 Cr = 110000 N n =565.24 r/minN f R P P B 47.113505.198.7566=⨯=⨯=h P C n L r h 2802947.113508880024.5656010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、渐开线花键强度验算：挤压强度 ][2p D l h z TP m≤⨯⨯⨯⨯=ψT= 220.15N·m Ψ= 0.75 z =18 h = m = 2mm l = 45mm D m = m·z =2×18 =36mm [ p ] =100～140MpaMPa P 07.10364521875.0100015.2202=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=§3-2·2 Ⅱ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 2 = 506.18N ·mN d T P t 18.548363.18418.50620002000'222=⨯==N tg tg P P t r 89.214246202118.5483'22="'︒==α不考虑效率损失：22't t P P =N tg tg P P t r 07.202101142018.5483''2'2="'︒==α 水平方向：N P P P r r X 82.12107.202189.2142'22=-=-=垂直方向：N P P P t t Y 36.1096618.548318.5483'22=+=+=由一只轴承在轴上A 点N P P X AX 82.121== N P P Y AY 36.10966==∴ N P P P AY AX A 04.1096736.1096682.1212222=+=+=二、轴承寿命计算：A 点选用：53609 Cr = 128000 N n = 240.92 r/minN f R P P A 56.164505.104.10967=⨯=⨯=h P C n L r h 35.6457656.1645012800092.2406010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε§3-2·3 Ⅲ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 3 =585.51N ·m (1) Z 3齿轮对轴的作用力N d T P t 37.541332.21651.58520002000'333=⨯==N tg tg P P t r 34.199501142037.5413'33="'︒==α (2) 渐开线花键因制造安装误差所产生的径向力N mz T P 89.16722.035451.58520002.0200030=⨯⨯⨯=⨯=2、求支座反力： (1) 水平面的反力：N c b c P R r AX 39.111714111434.19953=+⨯=+⨯=N R P R AX r BX 95.87739.111734.19953=-=-=(2) 垂直面的反力：N c b c P R t AY 49.303114111437.54133=+⨯=+⨯=N R P R AY t BY 88.238149.303137.54133=-=-=(3) P O 产生的支座反力：N c b c b a P R O AO 02.39481411)141134(89.1672)(=+++⨯=+++=N P R R O AO BO 13.227589.167202.3948=-=-= (4)合成反力:N R R R R AO AY AX A 89.717802.394849.303139.11172222=++=++=N R R R R BO BY BX B 66.481313.227588.238195.8772222=++=++=二、轴承寿命计算：A 点选用：61924 Cr = 55300 N n = 204.11 r/minN f R P P A 34.107685.189.7178=⨯=⨯=h P C n L r h 1105934.107685530011.2046010)(6010366=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：61924 Cr = 55300 N n = 204.11 r/minN f R P P B 49.72205.166.4813=⨯=⨯=h P C n L r h 3668349.72205530011.2046010)(6010366=⨯⨯=⨯=）（ε§3-2·4 双行星机构一、轴承寿命计算： ㈠ 一级行星轮心轴 1、轴的受力分析： (1) 传动件作用在轴上的力：输入扭矩 m N K T T FP A A·34.67315.151.585·'=⨯== 太阳轮对行星轮的切向力N d C T P As A tAC78.6632678.67334.67320002000''=⨯⨯=⨯= 内齿圈对行星轮的切向力tAC tBC P P =(2) 求支座反力：由两轴承支承在轴上A 、B 两点∴ N P P P P P tBCtAC B A 78.663222'=+=== N c b a c P c b P R B A 38.67535.2337225.2378.6632)5.2337(78.6632)(1=++⨯++=++⨯++=N R P P R B A 18.651238.675378.663278.663212=-+=-+=2、轴承寿命计算：选用两只22208E Cr = 89700 N n cx =98.83 r/min∵ACCX X A Z Z n n n =- ∴ min /83.982213)857.3611.204()(r Z Z n n n C A X A CX =⨯-=⨯-=动载系数 F K =1.5 旋转系数 F n =1.1N F F P P n K A 09.109441.15.178.6632=⨯⨯=⨯⨯=h P C n L r CX h 18721309.109448970083.986010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε㈡ 二级行星轮心轴 1、轴的受力分析： (1) 传动件作用在轴上的力：输入扭矩 m N K T T FP A A·07.361715.128.3145·'=⨯== 太阳轮对行星轮的切向力N d C T P As A tAC19.35630678.67307.361720002000''=⨯⨯=⨯= 内齿圈对行星轮的切向力tAC tBC P P =(2) 求支座反力：由两轴承支承在轴上A 、B 两点∴ N P P P P P tBC tAC B A 19.3563022'=+===N c b a c P c b P R B A 362785.2337225.2319.35630)5.2337(19.35630)(1=++⨯++=++⨯++=N R P P R B A 38.349823627819.3563019.3563012=-+=-+= 2、轴承寿命计算：选用两只22208E Cr = 89700 N n cx =17.847 r/min∵ACCX X A Z Z n n n =- ∴ min /847.172213)655.6857.36()(r Z Z n n n C A X A CX =⨯-=⨯-=动载系数 F K =1.5 旋转系数 F n =1.1N F F P P n K A 8.587891.15.119.35630=⨯⨯=⨯⨯=h P C n L r CX h 38198.5878989700847.176010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、渐开线花键强度验算：挤压强度 ][2p D l h z TP m≤⨯⨯⨯⨯=ψ1、对一级太阳轮轴T= 585.51N·m Ψ= 0.75 z =35 h = m = 4mm l = 20mm D m = m·z =4×35 =140mm [ p ] =100～140MpaMPa P 98.31402043575.0100051.5852=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=2、对二级太阳轮轴T= 3145.28N·m Ψ= 0.75 z =13 h = m = 5mml = 30mm D m = m·z =5×13 =65mm [ p ] =100～140MpaMPa P 17.66653051375.0100028.31452=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=§3-2·5 Ⅴ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 5 =16896N ·m (1) Z 10齿轮对轴的作用力N d T P t 1.141543679.391689620002000'10510=⨯⨯==N tg tg P P t r 48.51517201.141543'1010=︒==α (2) 渐开线花键因制造安装误差所产生的径向力N mz T P 7.643652.02151689620002.0200050=⨯⨯⨯=⨯=2、求支座反力： (1) 水平面的反力：N c b c P R r AX 22.22188871158748.5151710=+⨯=+⨯=N R P R AX r BX 26.2932922.2218848.5151710=-=-=(2) 垂直面的反力：N c b c P R t AY 63.6096187115871.14154310=+⨯=+⨯=N R P R AY t BY 47.8058163.609611.14154310=-=-=(3) P O 产生的支座反力：N c b c b a P R O AO 8189187115)8711555(7.64365)(=+++⨯=+++=N P R R O AO BO 3.175257.6436581891=-=-= ⑷ 合成反力:N R R R R AO AY AX A 1467658189163.6096122.221882222=++=++= N R R R R BO BY BX B 3.1032783.1752547.8058126.293292222=++=++=二、轴承寿命计算：A 点选用：42224E Cr = 315000 N n = 6.655 r/minN f R P P A 5.2201475.1146765=⨯=⨯=h P C n L r h 82675.220147315000655.66010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用： Cr = 262000 N n = 6.655 r/minN f R P P B 45.1549175.13.103278=⨯=⨯=h P C n L r h 1442445.154947262000655.66010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、渐开线花键强度验算：挤压强度 ][2p D l h z TP m≤⨯⨯⨯⨯=ψT= 16896N·m Ψ= 0.75 z =21 h = m =5mm l = 55mm D m = m·z =5×21 =105mm [ p ] =100～140MpaMPa P 3.741055552175.01000168962=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=§3-3 截割部§3-3·1 Ⅰ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 1 =857.46N ·m (1) Z 1齿轮对轴的作用力N d T P t 12.1388749.12341.85720002000'111=⨯==N tg tg P P t r 81.619929032412.13887'11="'︒==α (2) 渐开线花键因制造安装误差所产生的径向力N mz T P O 5.71452.016346.85720002.020001=⨯⨯⨯=⨯=2、求支座反力： (1) 水平面的反力：N c b c P R r AX 13.30295.53565.5381.61991=+⨯=+⨯=N R P R AX r BX 68.317013.302981.61991=-=-=(2) 垂直面的反力：N c b c P R t AY 03.67855.53565.5312.138871=+⨯=+⨯=N R P R AY t BY 09.710203.678512.138871=-=-=(3) P O 产生的支座反力：N c b a c b P R O AO 99.70145.5356)25.5356(5.7145)(=+-+⨯=+-+=N R P R AO O BO 51.13099.70145.7145=-=-= (4) 合成反力:N R R R R AO AY AX A 49.1444599.701403.678513.30292222=++=++=N R R R R BO BY BX B 23.790851.13009.710268.31702222=++=++=二、轴承寿命计算：A 点选用：NJ2217EC Cr = 187000 N n = 1470 r/minN f R P P A 24.216685.149.14445=⨯=⨯=h P C n L r h 1494824.2166818700014706010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：53515 Cr = 145000 N n = 1470 r/minN f R P P B 35.118625.123.7908=⨯=⨯=h P C n L r h 4770035.1186214500014706010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、渐开线花键强度验算：挤压强度 ][2p D l h z TP m≤⨯⨯⨯⨯=ψT= 857.46N·m Ψ= 0.75 z =16 h = m =3mm l = 70mm D m = m·z =3×16 =48mm [ p ] =100～140MpaMPa P 18.14487031675.0100046.8572=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=§3-3·2 Ⅱ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 2 =1260.74N ·mN d T P t 05.1360924.18574.126020002000'222=⨯==N tg tg P P t r 67.607529032405.13609'22="'︒==α 不考虑效率损失：22't t P P =N tg tg P P t r 62.527747112105.13609''2'2="'︒==α水平方向：N P P P r r X 05.79862.527767.6075'22=-=-=垂直方向：N P P P t t Y 1.2721805.1360905.13609'22=+=+=2、求支座反力由两只轴承支承在轴上A 、B 两点∴N P P P X BX AX 025.399205.7982==== N P P P Y BY AY 05.1360921.272182==== (1) 水平面的反力：N c b a c P c b P R BX AX X 71.43450343950025.399)5034(025.399)(1=++⨯++⨯=++⨯++⨯=N R P P P X BX AX X 34.36371.43405.79812=-=-+=(2) 垂直面的反力：Nc b a c P c b P R BY AY Y 12.148265034395005.13609)5034(05.13609)(1=++⨯++⨯=++⨯++⨯=N R P P P Y BY AY Y 98.1239112.148261.2721812=-=-+= (3) 合成反力：N R R R Y X 49.1483212.1482671.4342221211=+=+= N R R R Y X 31.1239798.1239134.3632222222=+=+= 二、轴承寿命计算：A 、B 两点均选用 53514 Cr = 140000 N n = 980 r/minN P P P P AY AX B A 89.1361405.13609025.3992222=+=+==N f R P P A 34.204225.189.13614=⨯=⨯=h P C n L r h 1040834.204221400009806010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε§3-3·3 Ⅲ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 3 =1811.71N ·m (1) Z 3齿轮对轴的作用力N d T P t 78.1361708.26671.181120002000'333=⨯==N tg tg P P t r 528147112178.13617'33="'︒==α(2) Z 4齿轮对轴的作用力N d T P t 18.2445119.14871.181120002000'434=⨯==N tg tg P P t r 07.1091629032418.24451'44="'︒==α2、求支座反力 (1) 水平面的反力：N c b a c P c b P R r r AX 71.247695.83586907.10916)695.83(5281)(43=++⨯-+⨯=++⨯-+⨯=N R P P P r r AX BX 78.5882528107.1091671.24734=-+=-+=(2) 垂直面的反力：Nc b a c P c b P R r t AY 49.17880695.83586918.24451)695.83(78.13617)(43=++⨯++⨯=++⨯++⨯=N R P P P AY t t BY 47.2018849.1788018.2445178.1361743=-+=-+= (3) 合成反力：N R R R AY AX A 21.1788249.1788071.2472222=+=+=N R R R BY BX B 11.2102847.2018878.58822222=+=+=二、轴承寿命计算：A 点选用：53520 Cr = 275000 N n = 668.182 r/minN f R P P A 32.268235.121.17882=⨯=⨯=h P C n L r h 5839232.26823275000182.6686010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：42318E Cr = 295000 N n = 668.182 r/minN f R P P B 17.315425.111.21028=⨯=⨯=h P C n L r h 4299217.31542295000182.6686010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、键的强度验算：1、键的挤压强度 ][2p lk D Tp ≤⨯⨯=T=1811.71 N ·m D =120mm k = h / 2 = 18/2 = 9mm l = 54mm [p] =100～120 MPaMPa p 13.62549120100071.18112=⨯⨯⨯⨯=2、键的剪切强度 ][2ττ≤⨯⨯=lb D TT=1811.71 N ·m D =120mm b = 32mm l = 54mm [τ] = 90 MPaMPa 47.175432120100071.18112=⨯⨯⨯⨯=τ§3-3·4 Ⅳ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 4 =3156.4N ·mN d T P t 04.2396245.2634.315620002000'545=⨯==N tg tg P P t r 69.1069729032404.23962'55="'︒==α 不考虑效率损失：55't t P P =N tg tg P P t r 26.996016342204.23962''5'5="'︒==α (1) '5t P 、'5r P 在X 、Y 方向的力N P P r X r 81.754773.40cos 26.9960cos '5'5=︒==α{'XN P P t X t 12.1563573.40sin 04.23962sin '5'5=︒==α N P P r Y r 02.649973.40sin 26.9960sin '5'5=︒==α {'YN P P t Y t 26.1815873.40cos 04.23962cos '5'5=︒==α N P P P X t X r X 93.2318212.1563581.7547'5'5'5=+=+= N P P P Y r Y t Y 24.1165902.649926.18158'5'5'5=-=-= (2) 在X 、Y 方向的合力N P P P r X X 24.1248569.1069793.231825'5=-=-=N P P P Y t Y 28.3562124.1165904.23962'55=+=+=2、求支座反力由两只轴承支承在轴上A 、B 两点∴N P P P X BX AX 62.6242224.124852==== N P P P Y BY AY 64.17810228.356212==== (1) 水平面的反力：Nc b a c P c b P R BX AX X 14.80285.12646605.12662.6242)5.12646(62.6242)(1=++⨯++⨯=++⨯++⨯=N R P P R X BX AX X 1.445714.802824.1248512=-=-+= (2) 垂直面的反力：Nc b a c P c b P R BY AY Y 87.229045.12646605.12664.17810)5.12646(64.17810)(1=++⨯++⨯=++⨯++⨯=N R P P P Y BY AY Y 41.1271687.2290428.3562112=-=-+= (3) 合成反力：N R R R Y X 05.2427187.2290414.80282221211=+=+=N R R R Y X 90.1347441.127161.44572222222=+=+= 二、轴承寿命计算：A 、B 两点均选用 53519 Cr = 248000 N n =375.852r/minN P P P P AY AX B A 98.1887264.1781062.62422222=+=+==N f R P P A 47.283095.198.18872=⨯=⨯=h P C n L r h 6145647.28309248000852.3756010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε§3-3·5 Ⅴ轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析：1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩T 5 =3093.27N ·m (1) Z 6齿轮对轴的作用力N d T P t 89.2374652.26027.309320002000'656=⨯==N tg tg P P t r 83.987016342289.23764'66="'︒==α (2) 渐开线花键因制造安装误差所产生的径向力N mz T P 86.147292.021427.309320002.0200050=⨯⨯⨯=⨯=2、求支座反力： (1) 水平面的反力：N c b c P R r AX 06.462259675983.98706=+⨯=+⨯=N R P R AX r BX 77.524806.462283.98706=-=-=(2) 垂直面的反力：N c b c P R t AY 58.1111959675989.237466=+⨯=+⨯=N R P R AY t BY 31.1262758.1111989.237466=-=-=(3) P O 产生的支座反力：N c b c b a P R O AO 55.175355967)596724(86.14729)(=+++⨯=+++=N P R R O AO BO 69.280586.1472955.17535=-=-= (4) 合成反力:N R R R R AO AY AX A 50.2957755.1753558.1111906.46222222=++=++=N R R R R BO BY BX B 43.1648069.280531.1262777.52482222=++=++=二、轴承寿命计算：A 点选用：42228 Cr = 288000 N n = 375.852 r/minN f R P P A 25.443665.150.29577=⨯=⨯=h P C n L r h 2262725.44366288000852.3756010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：42226 Cr = 245000 N n =375.852 r/minN f R P P B 65.247205.143.16480=⨯=⨯=h P C n L r h 66.9272265.24720245000852.3756010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、渐开线花键强度验算：挤压强度 ][2p D l h z TP m≤⨯⨯⨯⨯=ψT= 3093.27N·m Ψ= 0.75 z = 21 h = m = 4mm l = 52mm D m = m·z =4×21 = 84mm [ p ] =100～140MpaMPa P 48.22845242175.0100027.30932=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=§3-3·6 行星轮心轴的轴承寿命计算一、轴的受力分析： 1、传动件作用在轴上的力：输入扭矩 m N K T T FP A A·26.355715.127.3093·'=⨯== 太阳轮对行星轮的切向力N d C T P As A tAC3.2016122.88426.355720002000''=⨯⨯=⨯= 内齿圈对行星轮的切向力tAC tBC P P =2、求支座反力： 由五只轴承支承在轴上N P P P tBC tAC 6.4032223.20161'=⨯=+=∴ N P P P P P tBC tAC B A 52.806456.4032255'==+=== N b a b P R 07.20070555.55556.40322'1=+⨯=+⨯=N R P R 53.2025207.200706.403221'2=-=-= 二、轴承寿命计算：选用五只292206E Cr = 36200 N n cx = 248 r/min∵ACCX X A Z Z n n n =-∴ min /2482017)07.84852.375()(r Z Z n n n C A X A CX =⨯-=⨯-=动载系数 F K =1.5 旋转系数 F n =1.1N F F P P n K A 46.133061.15.152.8064=⨯⨯=⨯⨯=h P C n L r CX h 188946.13306362002486010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε§3-3·7 Ⅵ轴的轴承寿命计算一、轴的受机力分析：1、已知：W 重(13.5T) P 牵引力(22T) L 机长(6470mm) Fa 轴向力(2T )μ磨擦系数(0.3) D 滚筒直径(850mm) n 滚筒转速(84.07r/min) T 扭矩(13413.925N ·m) (1) 滚筒轴实际牵引阻力P OX P OX =P 牵 - ( F 1 + 2F 2 + F 3 ) 式中：F 1：机器与溜子摩擦力kgf W F 4050135003.01=⨯=⨯=μF 2：牵引链偏心力矩所产生的与溜子侧面的摩擦力kgf F F n 60.1807647022000)2630271300(3.02222=⨯÷++⨯⨯=⨯⨯=μF 3：弧形挡煤板阻力(作用在摇臂壳上)，约等于牵引力15％kgf F 33002200015.03=⨯=P OX = 22000 - ( 4050+1807.60+3300 ) = 13892.4 kgf = 136145.52 N (2) 滚筒割煤时的切向阻力N D T P OY 18.3156285.0925.13413226=⨯==2、求支座反力：(1) 水平面的反力：N a b P R OX AX 34.594402765.12052.136145=⨯=⨯=N R P R AX OX BX 86.19558534.5944052.136145=+=+=(2) 垂直面的反力：N a b P R OY AY 86.137792765.12018.31562=⨯=⨯=N R P R AY OY BY 04.4534286.1377918.31562=+=+=(3) 合成反力：N R R R AY AX A 71.6101686.1377934.594402222=+=+= N R R R BY BX B 83.20077204.4534286.1955852222=+=+=二、轴承寿命计算：A 点选用：42528 Cr = 418000 N n = 84.07 r/minN f R P P A 07.915255.171.61016=⨯=⨯=h P C n L r h 3133307.9152541800007.846010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（εB 点选用：24034CC/W33 Cr = 799000 N n =84.07 r/minN R F B r 83.200772== N T F a 196008.920002=⨯== 33.01.083.20077219600=≤==e F F r a 21=Y N F Y F P a r B 83.23997219600283.2007721=⨯+=+=N f P P P B 25.3599595.183.239972=⨯=⨯=h P C n L r h 282825.35995979900007.846010)(601031066=⨯⨯=⨯=）（ε三、渐开线花键强度验算：挤压强度 ][2p D l h z TP m≤⨯⨯⨯⨯=ψT= 13413.925N·m Ψ= 0.75 z = 32 h = m = 5mml = 85mm D m = m·z =5×32 =160mm [ p ] =100～140MpaMPa P 44.161608553275.01000925.134132=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=。
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nsk轴承寿命计算
NSK轴承寿命计算是一种可以预测轴承使用寿命的方法。
正确的
寿命计算可以帮助用户选择正确的轴承，并在实际使用过程中提高设
备的可靠性和寿命。
下面将分步骤阐述如何进行NSK轴承寿命计算。
1. 确定负荷和转速
NSK轴承寿命与负荷和转速之间有一定的关系。
因此，在进行寿命计算之前，需要先确定轴承所承受的负荷和转速。
负荷通常用轴向荷或径
向荷表示，转速则是指轴承实际运转的转速。
2. 计算静负荷额定值
静负荷额定值是指轴承在静止状态下所能承受的最大负荷。
通过已知
的负荷和转速，可以计算出静负荷额定值，即C0值。
3. 计算动负荷额定值
动负荷额定值是指轴承在不同工况下所能承受的负荷。
根据负荷和转
速等参数，可以计算出动负荷额定值，即C值。
4. 确定等效负荷
在实际使用过程中，车辆、机械设备等会产生一些额外的和周期性的
载荷。
为了预测轴承的寿命，需要将这些复杂的载荷转换为等效负荷。
等效负荷是指具有相同寿命的简单负荷。
在NSK轴承寿命计算中，使
用P值来表示等效负荷。
5. 计算基本额定寿命
基本额定寿命是指预测轴承在等效负荷下能够运转的寿命。
通过已知
的负荷和转速等参数，可以计算出轴承的基本额定寿命，即L10寿命。
6. 计算修正系数
NSK轴承寿命计算中还需要考虑一些修正系数，包括可靠性修正系数、材料修正系数、温度修正系数等。
这些修正系数会对轴承的基本额定
寿命进行修正。
7. 计算额定寿命
在考虑上述修正系数后，可以计算出轴承的额定寿命。
通过以上步骤，即可完成NSK轴承寿命计算。
请注意，在实际使用过程中，需根据不同情况进行修正，以得到更精确的计算结果。
同时，正确的安装、维护和保养也是实现长寿命轴承的重要条件。