1、 南昌航空大学科技学院学士学位论文钢筋切断机仿真设计学生姓名： 班级：指导老师： 摘 要：钢筋切断机是一种广泛应用于机械制造、建筑等行业中的重要工具，随着科技的进步和加工要求的不断提高，现有的钢筋切断机己逐渐不能适应用户的新需求，目前钢筋切断机还有待于进一步全面深入的研究。降低成本、增加新功能、提高自动化水平等将成为钢筋切断机今后发展的方向。针对钢筋切断机设计和生产的现状，进行了生产加工状况、常见故障及关键问题的调查，然后使用有限元及虚拟样机技术对钢筋切断机三维模型进行结构静力学分析、动力学分析，进而提出改进方案。借助先进的 Pro/E, ANSYS 和 ADAMS 软件联合仿真，建立了钢筋切
2、断机模型，并实现了其运动仿真，通过对箱体模烈做有限元分析，提出了改进方案并证明了改进方案的可行。利用 LS-DYNA 仿真钢筋切断机剪切钢筋的动态过程.关键词：钢筋切断机 建筑 齿轮 全套图纸，加 153893706指导老师签名：南昌航空大学科技学院学士学位论文type steel cutting machinesdesigningStudent name:Tu Zhijun Class:078105119Supervisor:Xing PUAbstract：The Reinforcing Steel Cutter is an important instrument used widely
3、in the machinery manufactures and construction industries. With technologies being improved and more requires asked, users arent content with the existing Reinforcing Steel Cutter. It needs further and deeply researching now Its directions will be reducing cost, adding new features and improving the
4、 automation level.Aim at the design and production status of the Reinforcing Steel Cutter, Study the common faults and key issues. Next, propose improvement scheme by analyzing static structure and dynamics of three-dimensional model of the Reinforcing Steel Cutter with the FEM technology and VP tec
5、hnology.Co-simulation by virtue of the advanced softwares Pro/E, ANSYS and ADAMS, establish a model of the steel cutting machine and achieve its motion simulation. Present improvement schemes and prove their feasibility through doing finite element analysis on the case model. Keywords ： Reinforcing
6、Steel Cutter architectural gear Signature 0f Supervisor:南昌航空大学科技学院学士学位论文目 录1. 引言.11.1 概述11.2 题目的选取11.3 钢筋切断机的原理12. 电机选择22.1 切断钢筋需用力计算22.2 功率计算33. 传动结构设计53.1 基本传动数据计算53.1.1 分配传动比53.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数 . 53.2 带传动设计63.2.1 带型的确定63.2.2 带轮基准直径63.2.3 带速的确定63.2.4 中心距、带长及包角的确定63.2.5 确定带的根数73.2.6 张紧力. 73.2.7 作
7、用在轴上的载荷73.2.8 带轮结构与尺寸见零件图73.3 齿轮传动设计83.3.1 第一级齿轮传动设计83.3.2 第二级齿轮传动设计.123.4 轴的校核.153.4.1 一轴的校核.153.4.2 三轴的校核.193.5 平键的校核.223.6 轴承的校核233.6.1 初选轴承型号.233.6.2 寿命计算.244.模型的建立及其运动仿真.274.1 Pro/E简介274.1.1基于特征.274.1.2参数化设计.274.2基本结构274.3钢筋切断机模型的建立284.3.1箱体模型的建立.284.3.2齿轮及齿轮轴模型的建立28南昌航空大学科技学院学士学位论文4.3.3其他零部件模型
8、的建立304.4虚拟装配364.4.1模块化的虚拟装配364.4.2装配过程中出现的常见问题及解决方法.364.5运动仿真374.5.1 建立运动机构仿真的一般步骤.384.5.2 钢筋切断机运动仿真实现384.5.3 保存结果404.6 本章小结415. 总结42参考文献43致谢44南昌航空大学科技学院学士学位论文11. 引言11 概述钢筋切断机是一种建筑机械，是钢筋加工必不可少的设备之一，它主要用于房建筑、桥梁、隧道、电站、大型水利等工程中对钢筋的定长切断。相对而言其本身具有重量轻、耗能少、工作可靠、效率高等特点，因此，近年来逐步被建筑工地和小型轧钢厂等单位广泛采用，在国民经济建设中发挥了
9、重要的作用。改革开放三十年，我国的国计民生得到了长足的发展，建筑业和制造业规模都不断地扩大，但在个别方面我们和西方发达国家依然有不小的差距。制造业是国民经济的基础行业，也是高新技术发展的支撑，随着经济全球化的不断推进、机械制造业的飞速发展，新的技术变革悄然兴起。近年来，一些传统的设计、生产方法受到了挑战，传统生产方式仅依靠二维图纸先生产出样品，经反复试验、改进，然后才投入批量生产的方法逐渐被现代设计生产模式取代。随着现代科技的发展，计算机辅助设计己经渗透到机械发展的各个行业中，该项技术的介入，也大大加快了机械行业的发展，而且计算机辅助设计已成为该领域的一个研究热点，与计算机辅助制造、计算机辅助
10、工艺设计在行业中共同发挥着很大的作用。近年来，计算机辅助设计、训一算机辅助制造等技术在很多领域得到了深入的展，但由于钢筋切断机生产厂家规模不大，结构简单，技术含量低等原因，三维建模、虚拟样机技术、有限元分析等先进的计算机辅助技术很少用到钢筋切断机的设计生产过程中。本文充分利用成熟的计算机仿真技术对钢筋切断机的箱体、剪切机构及减速机构计算分析，将使钢筋切断机的质量、寿命得到提高，并降低成本及提高其可靠性。12 题目的选取本次毕业设计的任务是卧式钢筋切断机的设计。其主要参数为：切断钢筋直径(mm)： 60 钢筋抗拉强度(MPa)： 450两刀刃的最大开口距(mm)： 65; 最小开口距(mm)：
11、13剪切次数(次分) ： 2758; 总速比： 50.6l07曲轴偏心距(mm)： 26; 连杆长度 (mm)： 300电机功率(kW)电压(v)转速(rmin)： 7.53802900南昌航空大学科技学院学士学位论文2外形尺寸： 1500*660* 915整机重量(kg) 900在设计中通过计算和考虑实际情况选则合适的结构及参数，从而达到设计要求，同时尽可能的降低成本，这也是一个综合运用所学专业知识的过程。毕业设计是对四年大学所学知识的一个总结，也是走上工作岗位前的一次模拟训练。13 钢筋切断机的工作原理工作原理：采用电动机经一级三角带传动和二级齿轮传动减速后,带动曲轴旋转,曲轴推动连杆使滑
12、块和动刀片在机座的滑道中作往复直线运动,使活动刀片和固定刀片相错而切断钢筋。南昌航空大学科技学院学士学位论文32. 电机选择传动方案简述：选择三级减速，先是一级带减速，再两级齿轮减速。首先采用一级带传动，因为它具有缓冲、吸振、运行平稳、噪声小、和过载保护等优点，并安装张紧轮。然后采用两级齿轮减速，因为齿轮传动可用来传递空间任意两轴间的运动和动力，并具有功率范围大，传动效率高，传动比准确，使用寿命长，工作安全可靠等特点。动力由电动机输出,通过减速系统传动,把动力输入到执行机构。由于传动系统作的是回转运动,而钢筋切断机的执行机构需要的直线往复运动,为了实现这种转换,可以采用曲柄滑块机构,盘行凸轮移
13、动滚子从动件机构,齿轮齿条机构。考虑现实条件，我决定采用曲柄滑块机构作为本机械的执行机构。2.1切断钢筋需用力计算为了保证钢筋的剪断，剪应力应超过材料的许应剪应力 。即切断钢筋的条件为：AQ查资料可知钢筋的许用剪应力最大值为 =【 】 450MPa。由于本切断机切断的最大刚筋粗度为：d=60mm 。则本机器的最小切断力为： 42maxdQ取切断机的切断力 Q=56000N。2.2 功率计算刀的速度小于曲轴处的线速度。则切断处的功率P ： 8.6901.26015XQW查表可知在传动过程中，带传动的效率为 = 0.940.97； 二级齿轮减速器的效率为 = 0.960.99； 滚动轴承的传动效率
14、为 = 0.940.98； 连杆传动的效率为 = 0.810.88；滑动轴承的效率为 9.08.由以上可知总的传动效率为:南昌航空大学科技学院学士学位论文4= 0.94 0.960.980.81=0.72由此可知所选电机功率最小应为 94.172.06Pkw查手册并根据电机的工作环境和性质选取电机为：Y 系列封闭式三相异步电动机，代号为 Y112M-6，输出功率为 7.5kw，输出速度为 2900r/min。南昌航空大学科技学院学士学位论文53. 传动结构设计3.1 基本传动数据计算3.1.1 分配传动比电动机型号为 Y，满载转速为 2900 r/min。(1) 方案一：总传动比 i=50.6
15、 方案二：总传动比 i=107(2) 分配传动装置的传动比 10i上式中 i0、i 1分别为带传动与减速器（两级齿轮减速）的传动比，为使 V 带传动的外廓尺寸不致过大，同时使减速器的传动比圆整以便的获得圆整的齿数。初步取 i0 =2，则减速器的传动比为:方案一： 1i= 0=25.3 方案二： 3i= 0=53.5(3) 分配减速器的各级传动比按展开式布置，查阅有关标准，取 i11=6.3，则 i22=4， 3=9 4i=5。两种方案的比较结果：方案二速比太大，大小齿轮的分度圆直径相差太大，润滑，安装不方便，不匹配。为了降低强度，减小体积，减小噪声，尽量取小模数齿轮！减小空间，简化结构，降低成
16、本，所以选择方案一！（注以下用 i1代替 i11，i 2代替 i22）3.1.2 计算机构各轴的运动及动力参数 各轴的转速 轴 1n= 0m=2900/2=2450r/min 轴 2= i =2450/6.3=389r/min 轴 3= 2=389/4=98r/min 各轴的输入功率 轴 kw068.294.011p 轴 9.1722南昌航空大学科技学院学士学位论文6 轴 kw869.1.0976.1233 p 各轴的输入转矩电动机输出转矩 mN89.2160.95dT 轴 N15.4.01 i 轴 m3.2098765.4122 轴 .333iT3.2 带传动设计3.2.1 带型的确定由设计
17、可知：V 带传动的功率为 2.2kw，小带轮的转速为 960r/min，大带轮的转速为 480r/min。查表可知 工况系数取 KA=1.5 ，P c=1.52.2=3.3kw。根据以上数值及小带轮的转速查相应得图表选取 A 型 V 带。3.2.2 带轮基准直径查阅相关手册选取小带轮基准直径为 d1=100mm，则大带轮基准直径为d2=2100=200mm3.2.3 带速的确定 s/m0.516094.3160ndv3.2.4 中心矩、带长及包角的确定由式0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 可知：0.7(100+200)a02(100+200) 得 210a 0600初步确定中心矩为 a
18、0=400根据相关公式初步计算带的基准长度： 南昌航空大学科技学院学士学位论文7m25.1740)2()10(24)(2 2021210 ）（ addaLd查表选取带的长度为 1250mm计算实际中心矩：m38625.170420 dLa 取 386mm验算小带轮包角：.1653.718012ad3.2.5 确定带的根数lackpZ1 查表知 p1=0.97 p 1=0.11 ka=0.965 kl=0.93 则 40.39.65.0.97.03取 Z=43.2.6 张紧力 20)15.(qvkvZpFc查表 q=0.10kg/mN1.3024.51)96.05(4.303.2.7 作用在轴上
19、的载荷9.1052.sin1.32sin20 FZq3.2.8 带轮结构与尺寸见零件图南昌航空大学科技学院学士学位论文8图 3-2 带轮的结构与尺寸图3.3 齿轮传动设计3.3.1 第一级齿轮传动设计(1) 选材料、确定初步参数 选材料 小齿轮：40Cr 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS大齿轮：45 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS 初选齿数 取小齿轮的齿数为 20，则大齿轮的齿数为 206.4=128齿数比即为传动比 4.6201i南昌航空大学科技学院学士学位论文9选择尺宽系数 d和传动精度等级情况，参照相关手册并根据以前学过的知识选取 d=0.6初估小齿轮直径 d1=60mm，
20、则小齿轮的尺宽为 b= d d1=0.660=36mm 齿轮圆周速度为：s/m5.10648106 nv 参照手册选精度等级为 9 级。计算小齿轮转矩 T1 mN10.486.25.95.9161 npT确定重合度系数 Z 、Y ：由公式可知重合度为 695.1280.381则由手册中相应公式可知： 7.3695.4Z2.07.25.0Y确定载荷系数 KH 、K F确定使用系数 KA：查阅手册选取使用系数为 KA=1.85确定动载系数 Kv：查阅手册选取动载系数 Kv=1.10确定齿间载荷分布系数 KHa、K Fa： m/N10/23.703601.4852*21 dbTFAtA则 .7.02
21、2ZKHa 45.69.YFa载荷系数 KH、K F 的确定，由公式可知 0.315.08.1VA42.35.093HaFF（2）齿面疲劳强度计算南昌航空大学科技学院学士学位论文10确定许用应力 H 总工作时间 th，假设该切断机的寿命为 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 个小时，则： h120835 应力循环次数 N1、N 28 6.6.6.6.3110 304570046 hiiihv tTtrn7812 156uNv 寿命系数 Zn1、Z n2 ，查阅相关手册选取 Zn1=1.0、Z n2=1.15 接触疲劳极限取： hlim1=720MPa、 hlim2=580MPa安全系
22、数取：S h=1.0 许用应力 h1、 h2MPa72019.62lim1 hnHhSZ 34.52li2hnh 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取 Pa190EZ 节点区域系数 ZH 查阅机械设计手册可选取 ZH=2.5 求所需小齿轮直径 d1m34.57208.5194.61.09.23 211 hedhuTk 与初估大小基本相符。 确定中心距，模数等几何参数中心距 a： 75.2041.634.5 圆整中心矩取 222mm模数 m：由中心矩 a 及初选齿数 Z1 、Z 2得：南昌航空大学科技学院学士学位论文113921721Zam分度圆直径 d1,d26031z m384122mzd
23、确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=600.6=36mm小齿轮尺宽取 b2=40mm 抗弯疲劳强度验算 求许用弯曲应力 F应力循环次数 NF1、N F27 2.62.62.62.631108. 30457046 hiiihFtTtrn7712 1uNF 寿命系数 Yn1、Y n2 ，查阅相关手册选取 Yn1=1、Y n2=1 极限应力取： Flim1=290MPa、 Flim2=220MPa 尺寸系数 Yx：查阅机械设计手册选，取 Yx=1.5 安全系数 SF：参照表 9-13，取 SF=1.5 需用应力 F1 、 F2 由式（9-20） ，许用弯曲应力 MPa3875.129021lim1 SY
24、FxNF29.2li2FxF 齿形系数 YFa1、Y Fa2 由图 9-19，取YFa1=2.56 YFa2=2.15应力修正系数 Ysa1、Y sa2 由图 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.82校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17） ，齿根弯曲应力南昌航空大学科技学院学士学位论文121411MPa49MPa692.05.2.3602.FsaFFYmbdTK 2122 a.1462.5849FsaFY 3.3.2 第二级齿轮传动设计 选材料、确定初步参数 选材料 小齿轮：40Cr 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS大齿轮：45 钢调制，平均取齿面硬度为 260HBS 初选齿数
25、 取小齿轮的齿数为 28，则大齿轮的齿数为 285=140 齿数比即为传动比 528140i 选择尺宽系数 d和传动精度等级情况，参照相关手册并根据以前学过的知识选取 d=2/3初估小齿轮直径 d1=84mm，则小齿轮的尺宽为 b= d d1=2/384=56mm齿轮圆周速度为： s/05m.160784160n参照手册选精度等级为 9 级。 计算小齿轮转矩 T1 mN105.2796.15.9np5.9T161 确定重合度系数 Z 、Y ：由公式可知重合度为 4.1028.31则由手册中相应公式可知： 68.374.4Z1.05.2.0Y南昌航空大学科技学院学士学位论文13 确定载荷系数 K
26、H 、K F确定使用系数 KA：查阅手册选取使用系数为 KA=1.85确定动载系数 Kv：查阅手册选取动载系数 Kv=1.0确定齿间载荷分布系数 KHa、K Fa： m/N10/6.1956840.2121 dbTFAtA则 3.6.022ZKHa 47.8.YFa载荷系数 KH、K F 的确定，由公式可知 2.3.150.81VA34732HaFF齿面疲劳强度计算 确定许用应力 H总工作时间 th，假设该弯曲机的寿命为 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 个小时，则： h120835 应力循环次数 N1、N 27 6.6.6.6.311035. 3045706 hiiihv tTt
27、rn6712 1.253.uNv寿命系数 Zn1、Z n2 ，查阅相关手册选取 Zn1=1.33、Z n2=1.48接触疲劳极限取： hlim1=760MPa、 hlim2=760MPa安全系数取：S h=1许用应力 h1、 h2MPa8.103.762lim1 hnHhSZ南昌航空大学科技学院学士学位论文14MPa8.124.7602lim2 hnHhSZ 弹性系数 ZE 查阅机械设计手册可选取 90EZ节点区域系数 ZH 查阅机械设计手册可选取 ZH=2.5求所需小齿轮直径 d1m0.7 8.124605953/28.1.3 23 211 hedhuTk 与初估大小基本相符。确定中心距，模
28、数等几何参数中心距 a： 21050.7 圆整中心矩取 252mm模数 m：由中心矩 a 及初选齿数 Z1 、Z 2得：340281Z分度圆直径 d1,d231mz m420132mzd确定尺宽：取大齿轮尺宽为 b1=842/3=56mm小齿轮尺宽取 b2=60mm齿根抗弯疲劳强度验算 求许用弯曲应力 F 应力循环次数 NF1、N F27 2.62.62.62.631105. 3045706 hiiihFtTtrn6712 1.53.uNF 寿命系数 Yn1、Yn2 ，查阅相关手册选取 Yn1=1、Yn2=1南昌航空大学科技学院学士学位论文15 极限应力取： Flim1=290MPa、 Fli
29、m2=230MPa 尺寸系数 Yx：查阅机械设计手册选，取 Yx=1.5 安全系数 SF：参照表 9-13，取 SF=1.5 需用应力 F1 、 F2 由式（9-20） ，许用弯曲应力 MPa3875.129021lim1 SYFxNF0.32li2FxF 齿形系数 YFa1、Y Fa2 由图 9-19，取 应力修正系数 Ysa1、Y sa2 由图 9-20，取Ysa1=1.62 Ysa2=1.82校核齿根抗弯疲劳强度 由式（9-17） ，齿根弯曲应力1511MPa3MPa681.02.6840.2FsaFFmbdTK 2122 a9762.153FsaFY 3.4 轴的校核3.4.1 一轴的
30、校核轴直径的设计式89m.17402.61nPC2.0159333T6 d 按当量弯矩法校核轴的强度设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。南昌航空大学科技学院学士学位论文16图 3-1 轴的受力转矩、弯矩图求作用在轴上的力如表 3-1，作图如图 3-1c南昌航空大学科技学院学士学位论文17表 3-1 作用在轴上的力垂直面（Fv） 水平面（Fh）轴承 1 F2=12N F4=891N齿轮 2 BvF= 367N 498NFAH轴承 3 F1=476N F3=1570N带轮 4 0vBH1056N 求作用在轴上的弯矩如表 3-2，作出弯矩图如图 3-2d、3-2e
31、表 3-2 作用在轴上的弯矩垂直面（Mv） 水平面（Mh）1308N.m9-Ft1vM -97101cHFMN.mm合成弯矩截面 97128.m.722 0534N10498v 15N.m204367-389H合成弯矩截面 105.m.5103482M作出转弯矩图如图 3-2f作出当量弯矩图如图 3-2g，并确定可能的危险截面、如图 3-2a。并算出危险截面的弯矩如表 3-3。表 3-3截面的弯矩截面 10543N.mTM22e截面 6确定许用应力已知轴材料为 45钢调质，查表得 b=650MPa。用插入法查表得南昌航空大学科技学院学士学位论文18b0=102.5MPa， b1=60MPa。
32、59.01260校核轴径如表 3-4表 3-4 验算轴径截面 m621.0M3bed截面 48.31be结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 轴的刚度计算 7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG23I4p1d508I42p36I4p3d1270I4p8693I45pd2I46p5103I47pd682I4p8南昌航空大学科技学院学士学位论文195.012. 1648295208346716952704836520739 所以轴的刚度足够3.4.2 三轴的校核轴直径的设计式54.9m1.860nPC2.0159333T6 d 按当量弯矩法校核轴的
33、强度设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。 轴的受力简图如图 3-3a南昌航空大学科技学院学士学位论文20南昌航空大学科技学院学士学位论文21图 3-3 轴的受力弯矩转矩图1）求作用在轴上的力如表 3-5，并作图如图 3-3c表 3-5 作用在轴上的力垂直面（Fv） 水平面（Fh）轴承 1 F3=1627N F1=8362N齿轮 BvF=2381N 867NFAH轴承 2 F4=754N F3=12619N曲轴 0vBH21848N计算出弯矩如表 3-6，并作图如图 3-3d南昌航空大学科技学院学士学位论文22表 3-6 轴上的弯矩垂直面（Mv） 水平面（Mh
34、）.m-314825N9.-Fp1vM16804793.51cHFMN.mm合成弯矩截面 m640N607.22 189v .5317H合成弯矩截面 60315467272M作出转弯矩图如图 3-3f作出当量弯矩图如图 3-3 g，并确定可能的危险截面、和的弯矩如表 7表 3-7危险截面的弯矩截面 m1640N.TM22e截面 3确定许用应力已知轴材料为 45钢调质，查表得 b=650MPa。用插入法查表得b0=102.5MPa， b1=60MPa59.02601校核轴径如表 3-8表 3-8 校核轴径截面 m846.91.0M3bed截面 0.5.31be南昌航空大学科技学院学士学位论文23
35、结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够。 轴的刚度计算 7171410 2.90.865 233.57 ipiipinipi ILTIILTG0所以轴的刚度足够3.5 键的校核3.5.1. 平键的强度校核 键的选择 键的类型应根据键联接的结构使用要求和工作状况来选择。选择时应考虑传递转拒的大小，联接的对中性要求，是否要求轴向固定，联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离长短，以及键在轴上的位置等。键的主要尺寸为其横截面尺寸(键宽 b 键高 h)与长度 L。键的横截面尺寸 bh 依轴的直径 d 由标准中选取。键的长度 L 一般可按轮毂的长度选定，即键长略短于轮毂长度，并应符合标准规定的长度系列。
36、故根据以上所提出的以及该机工作时的要求，故选用 A 型普通平键。由设计手册查得：键宽 b=16mm 键高 h=10mm 键长 L=30mm 验算挤压强度.平键联接的失效形式有：对普通平键联接而言，其失效形式为键，轴，轮毂三者中较弱的工作表面被压溃。工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分布，可按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件计算，即：静联接 ppkldT2式中 传递的转矩 )mN(d 轴的直径 k 键与轮毂的接触高度(mm)，一般取 2hk南昌航空大学科技学院学士学位论文24l 键的接触长度(mm).圆头平键 bLlp 许用挤压应力 )MPa()键的工作长度 m1)425(bLl挤压面高
37、度 10hk 转矩 npT65.9 N09.1587966 许用挤压应力，查表， MPa0p则 挤压应力Pa602.431596.26apklT所以 此键是安全的。附：键的材料：因为压溃和磨损是键联接的主要失效形式，所以键的材料要求有足够的硬度。国家标准规定，键用抗拉强度不低于 MPa60的钢制造，如 45 钢 Q275 等。3.6 轴承的校核 滚动轴承是又专业工厂生产的标准件。滚动轴承的类型、尺寸和公差等级均已制订有国家标准，在机械设计中只需根据工作条件选择合适的轴承类型、尺寸和公差等级等，并进行轴承的组合结构设计。3.6.1 初选轴承型号试选 10000K 轴承，查 GB281-1994，
38、查得 10000K 轴承的性能参数为：C=14617N Co=162850N 190min (脂润滑)3.6.2寿命计算 计算轴承内部轴向力.查表得 10000K 轴承的内部轴向力 )2/(YFRs65.032815cos67.0cos. Y南昌航空大学科技学院学士学位论文25N12470481505339622 RF则：9028)(121YRS 计算外加轴向载荷 XF 计算轴承的轴向载荷 因为 21S故 轴承 1 N902811SAF轴承 2 21 当量动载荷计算 由式 )(aRpPYFXfF查表得： A的界限值 42.05.1tge90.152382RF7.01248RA查表知 eFRA9
39、./1故 39.0cos40YXeRA7.1故 39.04.22Y南昌航空大学科技学院学士学位论文26则：N905)90283.124.(2)11ARpPFYXfF13).7.()221 ARpPf式中. .pf (轻度冲击的运转)由于 21PF，且轴承 1、2 采用型号、尺寸相同的轴承，谷只对轴承 2 进行寿命计算。 N032P 计算轴承寿命h45019)367(2)110660PhFCnL 极限转速计算 由式 lim21nfmas5.03467PFC6.7./21rctgrctgRA查得：载荷系数 5.1f载荷分布系数 802故 min9.60rnmasi1r计算结果表明，选用的 10000K 型圆柱孔调心轴承能满足要求。
