機械設計課程設計計算說明書設計題目： 壓床的設計與分析 專業(yè) 班設計者： 指導教師： 2015 年 6 月 27 日目錄機械原理 壓床機構設計部分一、壓床機構設計要求 - - - - - - - - - - - - - - - - - 11.壓床機構簡介 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 12.設計內容 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1二、壓床機構的設計 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 31.連桿機構的設計及運動分析 - - - - - - - - - - - - 4 （1）作機構運動簡圖 - - - - - - - - - - - - - - 4 （2）機構運動速度分析 - - - - - - - - - - - - - 6 （3）機構運動加速度分析 - - - - - - - - - - - - 7 （4）繪制滑塊位移、速度、加速度曲線 - - - - - - 8 （5）機構動態(tài)靜力分析 - - - - - - - - - - - - - 10三、執(zhí)行機構其他運動方案的設計 - - - - - - - - - - - 13四、凸輪機構設計 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 13機械設計 二級減速器設計部分一、目的及要求 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 16二、減速器結構分析 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 16三、傳動裝置的總體設計 - - - - - - - - - - - - - - - - 17 （一）選擇電動機 - - - - - - - - - - - - - - - - - 17 （二）傳動比分配 - - - - - - - - - - - - - - - - - 18 （三）運動和動力參數(shù)分析計算 - - - - - - - - - - - 18 1.計算各軸轉速 - - - - - - - - - - - - - - - - 19 2.計算各軸輸入功率 - - - - - - - - - - - - - - 19 3.計算各軸輸入轉矩 - - - - - - - - - - - - - - 19四、傳動件的設計計算 - - - - - - - - - - - - - - - - 19 （一）帶傳動的設計 - - - - - - - - - - - - - - - - 19 （二）高速級齒輪的設計與校核 - - - - - - - - - - - 21 （三）低速級齒輪的設計與校核 - - - - - - - - - - - 25 （四）聯(lián)軸器的選擇 - - - - - - - - - - - - - - - - 30 （五）軸的設計與校核 - - - - - - - - - - - - - - - 30 1.低速軸的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 30 2.中間軸的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 35 3.高速軸的校核 - - - - - - - - - - - - - - - 40 （六）鍵的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 44 （七）軸承的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 45五、潤滑密封設計 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 48六、減速器箱體結構尺寸表 - - - - - - - - - - - - - - 49七、主要參考文獻 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5051 機械原理 壓床機構設計部分一、壓床機構設計要求1.壓床機構簡介圖96所示為壓床機構簡圖。其中，六桿機構abcdef為其主體機構，電動機經聯(lián)軸器帶動減速器的三對齒輪z1-z2、z3-z4、z5-z6將轉速降低，然后帶動曲柄1轉動，六桿機構使滑塊5克服阻力fr而運動。為了減小主軸的速度波動，在曲軸a上裝有飛輪，在曲柄軸的另一端裝有供潤滑連桿機構各運動副用的油泵凸輪。2.設計任務：（1）平面連桿機構的設計及運動分折已知：尺寸h1、h2, 構件3的上、下極限角，滑塊的沖程h，比值cecd、efde，最小傳動角min各構件質心s的位置，曲柄轉速n1。要求：1）設計各構件的運動尺寸，作機構運動簡圖； 2）按指定位置作機構的速度和加速度多邊形; 3) 作滑塊的運動線圖（s-、v-、a-畫在一個坐標系中）;（2）給出實現(xiàn)鍛壓要求的執(zhí)行機構的其他運動方案簡圖，并進行對比分析（3）平面連桿機構的的力分析已知：滑塊所受工作阻力，結合前面連桿機構設計和運動分析所得結果，不考慮摩擦。要求：1）按給定位置確定機構各運動副中的反力；2)確定加于曲柄上的平衡力矩mb，并在坐標紙上作出平衡力矩曲線（4）飛輪設計 已知：機器運動的許用速度不均勻系數(shù)，力分析所得平衡力mb，驅動力矩md為常數(shù)。飛輪安裝在曲柄軸a上。要求：確定飛輪的轉動慣量jf。（5）凸輪機構構設計已知：從動件沖程h，偏距e，許用壓力角推程運動角0。，遠休止角s，回程運動角0，從動件的運動規(guī)律見表1，凸輪與曲柄共軸。要求：1）按許用壓力角確定凸輪機構的基本尺寸選取滾子半徑rr；2）繪制凸輪實際廓線。（6）確定電動機的轉速及功率、型號（7）聯(lián)軸器的選擇（8）設計該機器的傳動裝置1）v帶傳動設計計算2）二級圓柱齒輪減速器設計計算（包括齒輪傳動設計，軸的結構設計及強度校核，軸承選型設計及壽命計算，平鍵連接選型及強度計算）;3)減速器的圖紙設計要求:繪制減速器的裝配圖a0；繪制齒輪零件圖1張;繪制軸的零件圖1張；繪制箱座的零件圖。（9）設計課程設計說明書，包括設計任務、設計參數(shù)、設計計算過程等。二、壓床機構的設計1.傳動方案設計(1).基于擺桿的傳動方案優(yōu)點：結構緊湊，在點處，力的方向與速度方向相同，所以傳動角，傳動效果最好；滿足急回運動要求；缺點：有死點，造成運動的不確定，需要加飛輪，用慣性通過；(2).六桿機構a優(yōu)點：能滿足要求，以小的力獲得很好的效果；缺點：結構過于分散：2.1.3.六桿機構b優(yōu)點：結構緊湊，滿足急回運動要求；缺點： 機械本身不可避免的問題存在。綜合分析：以上三個方案，各有千秋，為了保證傳動的準確性，并且以滿足要求為目的，我們選擇方案三。2、連桿機構的設計及運動分析設計內容連桿機構的設計及運動分析單位mm（）mmr/min符號h1h2h3hce/cdef/den1數(shù)據(jù)50140220601201501/21/4100機構滿足最大傳動角要求。（1） 作機構運動簡圖：根據(jù)相關尺寸，已知： , ,，如右圖所示，為處于兩個極限位置時的狀態(tài)。根據(jù)已知條件可得：在三角形和中用余弦公式有： 計算圖中尺寸可得： ab bc cd deef49.1mm222.9mm 100mm 150mm 37.5mm計 算 及 說 明主要結果（2）機構運動速度分析：以滑塊移動到偏離上極限30為例，機構在此位置時各桿件的位置及速度多邊形如圖：已知：n1=100r/min； = = =10.47rad/s 逆時針 = lab = + 方向 cd ab bc大小 ? ? = + 方向 豎直 de ef大小 ? 0.4974 ?（3）機構運動加速度分析：以滑塊移動到偏離上極限30為例，機構在此位置時各桿件的位置及加速度多邊形如圖： 方向 ? cd cd ba cb bc 大?。? ? ? 方向：豎直 cd fe ef大?。?? ? （4）繪制滑塊位移、速度、加速度曲線（5）機構動態(tài)靜力分析分析構件5和4以30為例對構件5進行力的分析，作如下示意圖：構件5力平衡：g其中選取比例尺,作如下受力分析圖：（如左圖所示）=10.47rad/s=0.514m/s 計 算 及 說 明主要結果以30為例對構件4進行力的分析,如下示意圖： 分析構件3和2:以30為例對構件3進行力的分析,如下示意圖:（注：由于c點的受力對于后邊的求解沒有影響故不做出受力的圖示）對c點取距，由可得：以30為例對構件2進行力的分析,如下示意圖：（注：圖中所示的為原的總慣性力）對c點取距，由可得： 分析以構件3、2組成的桿組的受力情況：以30為例對構件3、2組成的桿組受力的分析,如下示意圖:繪制力的多邊形：注：說明中未給出的數(shù)據(jù)見表。三、執(zhí)行機構其他運動方案的設計四、凸輪機構設計1.凸輪基圓半徑r0的確定 由諾模圖得：h/r0=0.45 r0=37.8mm 滾子半徑：rr=4mm2.位移的計算取5o為一個分段，分別計算推程和回程的位移1）推程由公式 得5o10o15o20o25o30os0.3441.3492.9334.9687.2909.71035o40o45o50o55os12.03114.06615.65016.65617.002）回程由公式 得5o10o15o20o25o30os16.97716.82416.42215.69914.60313.15935o40o45o50o55o60os11.4259.4977.5035.5763.8412.39865o70o75o80o85os1.3060.5780.1770.0230凸輪輪廓如下： 機械設計 二級減速器設計部分一目的及要求（一）課程設計的目的1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產實際知識去分析和解決機械設計問題，并使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發(fā)展。2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養(yǎng)正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。3、進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標準和規(guī)范。（二）已知條件1、展開式二級齒輪減速器產品（有關參數(shù)見名牌）2、動力來源：電壓為380v的三相交流電源；電動機輸出功率p=2.2kw。3、工作情況：一班制，連續(xù)單向運行，載荷有輕微沖擊。4、使用期：10年，每年按300天計。5、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。6、工作環(huán)境：室內常溫，灰塵較大。（三）工作要求1、畫減速器裝配圖一張（a0圖紙）；2、零件工作圖二至三張（傳動零件、軸、箱體等等）；3、對傳動系統(tǒng)進行結構分析、運動分析并確定電動機型號、工作能力分析；4、對傳動系統(tǒng)進行精度分析，合理確定并標注配合與公差；5、設計說明書一份。（四）結題項目1、檢驗減速器能否正常運轉。2、每人一套設計零件草圖。3、減速器裝配圖：a0；每人1張。4、零件工作圖：a3；每人共2張、齒輪和軸各1張。5、 課題說明書：每人1份。（五）完成時間共4周二減速器結構分析（一）分析傳動系統(tǒng)的工作情況1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調二者的轉速和轉矩。2、傳動方案的特點：特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。3、電機和工作機的安裝位置：電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。 圖一:(傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。三傳動裝置的總體設計（一）、選擇電動機1、選擇電動機系列按工作要求及工作條件，選用y系列三相交流異步電動機。2、選電動機功率 （1）、工作機所需輸入功率（取工作機的效率）,在力學分析中已經找到了最大的， （2）、傳動裝置總效率 （3）、電機的實際輸出功率 3、確定電動機轉速所選電動機的額定功率應等于或稍大于電動機的實際輸出功率，即，電動機的可選轉速范圍 選取電動機的型號為y802-2，機座中心高h=80mm，額定功率，滿載轉速為2825r/min，軸伸長e=40mm，伸出端直徑d=19mm，詳細參數(shù)見表19-3.（二）、傳動比分配總傳動比 取 ，則 高速級齒輪傳動比為 則低速級齒輪傳動比為 （三）、運動和動力參數(shù)分析計算1.計算各軸轉速2.計算各軸輸入功率3.計算各軸輸入轉矩四傳動件的設計計算（一）.帶傳動的設計計算1.確定v帶截型工作情況系數(shù) 單班制每天工作8小時，軟啟動，載荷變化較小，由機械設計教材表7-7得 計算功率 v帶截型 根據(jù)和，由圖7-12 選取z型v帶 2、確定v帶輪基準直徑小帶輪基準直徑 由圖7-12及表7-4 選取大帶輪基準直徑 由表7-5知，帶輪基準直徑中恰有此值，取驗算帶速 3.確定中心距及v帶基準長度初定中心距 計算v帶基準長度 v帶基準長度 由表7-2選取實際中心距 擬將帶傳動設計成中心距可調的及結構，采用近似計算 驗算小帶輪包角 4.確定v帶根數(shù)單根v帶基本額定功率 由表7-6 單根v帶額定功率增量 由表7-8 小帶輪包角修正系數(shù) 由表7-9線性插值求得 帶長修正系數(shù) 由表7-2 v帶根數(shù) 取5.計算初拉力v帶單位長度質量 由表7-1 單根v帶的初拉力作用在軸上的載荷 (二)高速級齒輪的設計與校核1.選擇齒輪材料并確定初步參數(shù)（1）選擇齒輪材料及其熱處理 由表8-1選取小齒輪：40cr，調制處理，齒面硬度為260hbw大齒輪：45鋼，調制處理，齒面硬度為230hbw（2）初選齒輪 選取小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù) （3）選擇齒寬系數(shù)和傳動精度等級初估小齒輪直徑，初選螺旋角照表8-8選取齒寬系數(shù) 齒輪圓周速度 參照表8-9，齒輪精度選為8級（4）計算許用接觸應力1）計算兩齒輪許用循環(huán)次數(shù)n1，n22）壽命系數(shù) 由圖8-24得：（不允許有一定量電蝕）3） 接觸疲勞極限 由圖8-20a，查mq線得=720mpa =580mpa4）安全系數(shù) 參照表8-11，取=15）許用接觸應力，根據(jù)式8-14得 2.按齒面接觸疲勞強度設計齒輪的主要參數(shù)（1）確定各相關的參數(shù)值1）計算小齒輪的轉矩 2)確定載荷系數(shù)k使用系數(shù) 按電動機驅動，輕微沖擊，查表8-4取=1.25動載系數(shù) 按8級精度和速度，查圖8-11，取=1.13齒間載荷分配系數(shù) 由表8-5，取齒向載荷分配系數(shù) 由圖8-14a，取=1.05載荷系數(shù) 3）確定彈性系數(shù) 由表8-6得4）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖8-16得=2.435）確定重合度系數(shù) 由式8-24計算得端面重合度 縱向重合度 重合度系數(shù) 因，由式8-23得，6)確定螺旋角系數(shù) 由式8-22得 （2）求所需小齒輪直徑,由式8-21得 與初估大小基本相符（3）確定模數(shù)，中心距a等主要幾何參數(shù) 1）模數(shù) 由表8-7取標準模數(shù) =1 2）中心距 ，取=79mm 3）螺旋角 4）分度圓直徑 （注意：齒輪直徑應精確到三位小數(shù)）5）確定齒寬b 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 3.齒面接觸疲勞強度校核 結論：齒面接觸疲勞強度足夠4.齒根彎曲疲勞強度校核(1)計算許用彎曲應力1）壽命系數(shù) 由圖8-29取2)極限應力 由圖8-25a取 3）尺寸系數(shù) 由圖8-30取 4）安全系數(shù) 參照表8-11，取=1.65）計算許用彎曲應力 由式8-16得 （2）計算齒根彎曲應力1）齒形系數(shù)當量齒數(shù) 由圖8-18取 2）應力修正系數(shù) 由圖8-19取 3）重合度系數(shù)端面壓力角 基圓螺旋角當量齒輪端面重合度 由式8-28 由式8-27 4)螺旋角系數(shù) 查圖8-31得 =0.875）齒根彎曲應力 由式8-25得 結論：齒根彎曲疲勞強度足夠（三）低速級齒輪的設計與校核1.選擇齒輪材料并確定初步參數(shù)（1）選擇齒輪材料及其熱處理 由表8-1選取小齒輪：40cr，調制處理，齒面硬度為260hbw大齒輪：45鋼，調制處理，齒面硬度為230hbw（2）初選齒輪 選取小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù) （3）選擇齒寬系數(shù)和傳動精度等級初估小齒輪直徑，初選螺旋角照表8-8選取齒寬系數(shù) 齒輪圓周速度 參照表8-9，齒輪精度選為8級（4）計算許用接觸應力1）計算兩齒輪許用循環(huán)次數(shù)n1，n22）壽命系數(shù) 由圖8-24得：（不允許有一定量點蝕）3） 接觸疲勞極限 由圖8-20a，查mq線得=720mpa =580mpa4）安全系數(shù) 參照表8-11，取=15）許用接觸應力，根據(jù)式8-14得 2.按齒面接觸疲勞強度設計齒輪的主要參數(shù)（1）確定各相關的參數(shù)值1）計算小齒輪的轉矩 2)確定載荷系數(shù)k使用系數(shù) 按電動機驅動，輕微沖擊，查表8-4取=1.25動載系數(shù) 按8級精度和速度，查圖8-11，取=1.13齒間載荷分配系數(shù) 由表8-5，取齒向載荷分配系數(shù) 由圖8-14a，取=1.05載荷系數(shù) 3）確定彈性系數(shù) 由表8-6得4）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖8-16得=2.435）確定重合度系數(shù) 由式8-24計算得 端面重合度 縱向重合度 重合度系數(shù) 因，由式8-23得，6)確定螺旋角系數(shù) 由式8-22得 （2）求所需小齒輪直徑,由式8-21得 與初估大小基本相符（3）確定模數(shù)，中心距a等主要幾何參數(shù) 1）模數(shù) 由表8-7取標準模數(shù) =1 2）中心距 ，取=65mm 3）螺旋角 4）分度圓直徑 （注意：齒輪直徑應精確到三位小數(shù)）5）確定齒寬b 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 3.齒面接觸疲勞強度校核 結論：齒面接觸疲勞強度足夠4.齒根彎曲疲勞強度校核(1)計算許用彎曲應力1）壽命系數(shù) 由圖8-29取2)極限應力 由圖8-25a取 3）尺寸系數(shù) 由圖8-30取 4）安全系數(shù) 參照表8-11，取=1.65）計算許用彎曲應力 由式8-16得 （2）計算齒根彎曲應力1）齒形系數(shù)當量齒數(shù) 由圖8-18取 2）應力修正系數(shù) 由圖8-19取 3）重合度系數(shù)端面壓力角 基圓螺旋角當量齒輪端面重合度 由式8-28 由式8-27 4)螺旋角系數(shù) 查圖8-31得 =0.875）齒根彎曲應力 由式8-25得 結論：齒根彎曲疲勞強度足夠（四）聯(lián)軸器的選擇初估低速軸的最小直徑低速軸的材料為45鋼，c值根據(jù)課程設計指導書表3-1選取取有鍵槽軸徑加大4%，取低速軸扭矩為nm根據(jù)表17-1，選擇tl5型彈性套柱銷聯(lián)軸器（五）軸的設計與校核1.高速齒輪軸的設計初估齒輪軸受扭段的最小軸徑 齒輪軸的材料為40cr，c值根據(jù)課程設計指導書表3-1選取有鍵槽軸徑加大4%，取，取，取根據(jù)齒輪分度圓的大小，選取齒輪軸段的直徑軸徑確定后，初定軸承型號，采用角接觸球軸承軸承，型號為7204c,從而查得軸承寬度根據(jù)箱體的尺寸，確定各軸段的長度。由機械設計中的普通v帶輪結構尺寸可得：取 2.中間軸的設計初估齒輪軸受扭段的最小軸徑 齒輪軸的材料為40cr，c值根據(jù)課程設計指導書表3-1選取mm 取，取，取有鍵槽軸徑加大4%取軸徑確定后，初定軸承型號，采用角接觸球軸承，型號為7206c,從而查得軸承寬度b=16mm根據(jù)箱體的尺寸，確定各軸段的長度。l1=54mm l2=39mm l3=7mm l4=29mm l5=54mm3.低速軸的設計（1）低速軸的設計根據(jù)聯(lián)軸器的型號，確定，取，取，取 取 取軸肩 軸徑確定后，初定軸承型號，采用角接觸球軸承，型號為7207c,從而查得軸承寬度b=17mm根據(jù)箱體的尺寸，確定各軸段的長度。l1=54mm l2=31mm l3=7mm l4=39mm l5=27mm l6=51mm 4.低速軸的校核1）畫軸的空間受力圖（圖1）2）畫垂直面受力圖，求出軸上垂直面的載荷，求得垂直面支反力（圖2） 齒輪1的切向力 由得 得 3）畫水平面受力圖，求出軸上水平面的載荷，求得水平面支反力（圖3）齒輪1 的徑向力 由得 得 =4)繪制垂直面彎矩mv圖（圖4）5）繪制水平面彎矩mh圖（圖5） 6）繪制合成彎矩圖（圖6）7）繪制轉矩t圖（圖7）8）繪制當量彎矩me圖（圖8） 軸的轉矩可按脈動循環(huán)考慮，已知軸材料為45鋼調制，由表11-1查得， 因為d=37mm28.49mm結論：直徑符合要求5.中間軸的校核1）畫軸的空間受力圖（圖1）2）畫垂直面受力圖，求出軸上垂直面的載荷，求得垂直面支反力（圖2） 齒輪1的切向力 齒輪2的切向力 由 得 得 3）畫水平面受力圖，求出軸上水平面的載荷，求得水平面支反力（圖3）齒輪1 的徑向力:齒輪2的徑向力：由 得 得 4)繪制垂直面彎矩mv圖（圖4）5）繪制水平面彎矩mh圖（圖5） 6）繪制合成彎矩圖（圖6）7）繪制轉矩t圖（圖7）8）繪制當量彎矩me圖（圖8） 軸的轉矩可按脈動循環(huán)考慮，已知軸材料為40cr調制，由表11-1查得， i截面 ii截面 iii截面 9） 校核危險截面處軸的直徑由軸的結構圖和當量彎矩圖可知，i，ii，iii，處可能是危險截面：i截面：所以合格。截面ii：計入鍵的影響，合格。截面iii： 合格。所以軸的直徑符合要求。4.高速軸的校核1）畫軸的空間受力圖（圖1）2）畫垂直面受力圖，求出軸上垂直面的載荷，求得垂直面支反力（圖2） 齒輪的切向力 由得 得 3） 畫水平面受力圖，求出軸上水平面的載荷，求得水平面支反力（圖3）齒輪的徑向力 皮帶的壓軸力由得 得 4)繪制垂直面彎矩mv圖（圖4）5）繪制水平面彎矩mh圖（圖5） 6）繪制合成彎矩圖（圖6）7）繪制轉矩t圖（圖7）8）繪制當量彎矩me圖（圖8） 軸的轉矩可按脈動循環(huán)考慮，已知軸材料為40cr調制，由表11-1查得， 4） 結論：直徑符合要求（六）鍵的校核對高速軸上的鍵進行校核1.中間軸相對于高速軸大齒輪處鍵的校核確定鍵的尺寸 由表5-1查得：鍵寬b=8mm，鍵高h=7mm， 鍵長l=25mm1）選擇鍵的類型為a型普通平鍵2）確定鍵的尺寸 由表5-1查得：鍵寬b=8mm，鍵高h=7mm， 鍵長l=20mm3）校核擠壓強度 由表5-2查得，許用擠壓應力轉矩鍵工作長度 l=l-b=17mm鍵與鍵槽的工作高度 k=h/2=3.5mm擠壓應力 由式5-1得結論：鍵連接滿足強度要求2.低速軸齒輪處鍵的校核1）選擇鍵的類型為a型普通平鍵2）確定鍵的尺寸 由表5-1查得：鍵寬b=10mm，鍵高h=8mm， 鍵長l=28mm3）校核擠壓強度 由表5-2查得，許用擠壓應力轉矩t3=58900 n.mm鍵工作長度 l=l-b=20mm鍵與鍵槽的工作高度 k=h/2=4mm擠壓應力 由式5-1得結論：鍵連接滿足強度要求(七)軸承的校核1）高速軸軸承的校核1.計算軸承的內部軸向力fs1、fs2由表12-11知，7204軸承的內部軸向力fs=efr=0.38fr2.計算軸承所受軸向載荷外部軸向力 因為所以軸有向右運動的趨勢，軸承1被放松，軸承2被壓緊3.計算軸承的當量動載荷、軸承1 x1=1 y1=0軸承2 x2=0.44 y2=1.47 4.軸承的壽命計算兩端軸承選擇相同的型號，由,故應按進行計算滾子軸承，查表12-7，溫度系數(shù),查表12-8，載荷性質