同軸式二級圓柱齒輪減速箱設計說明書

1、3、設計任務1 .題目 2 ( 3)設計一用于帶式輸送機上的同軸式二級圓柱齒輪減速器。2 .總體布置簡圖圖13 .工作情況工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)4 .原始數(shù)據(jù)運輸機卷筒 扭矩(n?m)運輸帶速 度(m/s)卷筒直徑(mm帶速允許 偏差(%使用年限 (年)工作制度(班/日)14000.7535051025 .設計內(nèi)容(1) 電動機的選擇與運動參數(shù)計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設計計算說明書的編寫6 .設計任務(1) 減速器總裝配圖1張(0號或1號圖紙)(2) 齒輪、軸零件圖各一張(2號或3號圖紙)

2、(3) 設計計算說明書一份二、傳動方案的擬定及說明傳動方案如總體布置簡圖(圖1)所示，中間傳動采用 v帶傳動和同軸式二級減速箱進行降速。v帶傳動適用于中高速級，具有結(jié)構(gòu)簡單，傳動平穩(wěn)，過載保護等優(yōu)點；同軸式減 速箱橫向尺寸小，兩大齒輪浸油深度大致相同。減速箱輸出軸(低速軸)與輸送機卷筒軸采用聯(lián)軸器連接。三、電動機的選擇設計計算及說明結(jié)果1 .電動機類型的選擇根據(jù)電源及工作條件，選用臥式封閉型y (ip44)系列三相交流異步電動機。、2 .電動機功率的選擇1)帶速v(m/s),卷筒直徑d(mm),卷筒車t速nw(r/min)有如下關多ndnw系v =60 m1000ntt60 m1000v 60

3、 m1000 m 0.75.則 nw = 40.93r / minn dn 父 3502)由工作機主軸輸出扭矩 t(n m)和轉(zhuǎn)速nw(r/min),計算工作機 主軸所需功率為pw = -tn = 1400. 40.93 = 6.00kw955095503)電動機輸出功率的計算考慮傳動裝置的功率損耗，電動機輸出功率為pd=m式中，”為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即f弓” n其中，12,，分別為傳動系統(tǒng)中個傳動副、聯(lián)軸器及各對軸承的效率。根據(jù)課程設計(此段計算均查自此書)表2-4, v帶傳動1=0.955,圓柱齒輪傳動 7=0.97,滾動軸承“3 =0.9875,聯(lián)軸器”4 =0.99,

4、滾筒滑動軸承”5 =0.955。所以p 二qd口22 533 力4 76.00_.一23- 7.33kw0.955 父 0.97 父 0.9875 父 0.99 父 0.955電動機的額定功率應 rd大于計算所得的輸出功率pd,根據(jù)表20-1,選擇電動機額定功率為 ped =7.5kw4)電動機轉(zhuǎn)速的選擇nw = 40.93r / minpw = 6.00kwpd =7.33kwp3d = 7.5kw設計計算及說明結(jié)果根據(jù)表2-1和表2-2, v帶傳動的傳動比為ii =2 4 ,同軸式二級圓柱齒輪減速器傳動比為i2 = 8 60 ,所以可得電動機的轉(zhuǎn)速范圍為nd =（i/i2）nw =（16

5、240）父40.93 =654.88 9823.2r / min表20-1提供的4種轉(zhuǎn)速均可以。一般常用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min和1500r/min的電動機，故從這兩 種電動機中進行選擇。電動機y132m-4力殺12電動機y160m-6y132m-4同步轉(zhuǎn)速（r/min）10001500滿載轉(zhuǎn)速（r/min）9701440總傳動比23.7035.18各級傳動比v帶2.52.5減速器9.4814.07減速器每一級3.083.7511981參考比價53.52通過比較方案1和2,兩者傳動比配置方面相差不大，所以根據(jù)電動機質(zhì)量以及價格，選擇方案2,即選擇電動機 y132m-4。電動機重要參數(shù)記錄如

6、下表型號132m-4同步轉(zhuǎn)速1500r/min滿載轉(zhuǎn)速1440r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩2.2最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩2.3電動機外伸軸長度80mm直徑38mm四、傳動比配置和傳動裝置運動、動力參數(shù)計算設計計算及說明結(jié)果1.傳動比配置1）總傳動比nd1440i =35.18nw 40.932）分配各級傳動比取帶輪傳動的傳動比為i = 2.5則減速箱每傳動傳動比為i = 35.18i1 =2.54設計計算及說明結(jié)果i23 = i =14.07ii減速箱每一級傳動比為2.傳動裝置運動、動力參數(shù)計算電動機軸為0號軸，減速箱高速軸為 1號軸，中速軸為 2號軸，低速 軸為3號軸。1）各軸轉(zhuǎn)速n0 =1440

7、r / mini2 =i3 =3.75no1440n = = 576r / min11 2.5n1576n2 =153.6r / min12 3.75n2 153.6n3 = - = 40.96r / min13 3.752)各軸功率b = % = 7.5kwp =f0 rli = 7.5 父 0.955 = 7.16kwp2 = p 2 3 =7.16 0.97 0.9875 = 6.86kw 2 i 23p3 =f2 2 3 =6.86 0.97 0.9875 = 6.57kwn0 = 1440r / min01 = 576r / minn2 = 153.6r / min% = 40.96

8、r / minf0 = 7.5kwp = 7.16kwf2 = 6.86kwf3 = 6.57kwp07.5t0 =9550 0一 9550 ：= 40.74n mn01440t1 -9550 p口9550 7.16 w18.71n mn1576f26.86t2 =9550 -2-9550 -=426.52n mn2153.6t3 =9550 p3-9550 6.571531.82n mn340.96各軸轉(zhuǎn)矩3)t0 =40.74n mt1 = 118.71n mt2 = 426.52n mt3 =1531.82n m電動機軸高速軸1中速軸2低速軸3轉(zhuǎn)速(r/min )1440576153.6

9、40.96功率（kw7.57.166.866.57轉(zhuǎn)矩（n m）40.74118.71426.521531.82整理記錄如下6五、各級傳動主體設計計算設計計算及說明結(jié)果1. v帶傳動設計計算電動機功率ped =7.5kw ,傳動比ii =2.5 ,電動機轉(zhuǎn)速n0 =1440r/min1）確定計算功率pca根據(jù)機械設計（此段計算均查自此書）表 8-7查得工作情況系數(shù)ka =1.2，故電=小眩=1.27.5 = 9kw2）選擇v帶的帶型根據(jù)pca、n0由圖8-11選用a型。3）確定帶輪的基準直徑 dd并驗算帶速va.初選小帶輪的基準直徑 dd1o由表8-6和表8-8以及圖8-11,取小帶輪的基準直

10、徑 dd1 = 125mm。b.驗算帶速v按式（8-13）驗算帶速ndd1no冗黑 125m1440v =d1-0-= 9.42m/s60 m100060 m1000因為5m/sv906486)計算帶的根數(shù)za.計算單根v帶的額定功率pr。由 dd1=125mm 和 n0 =1440r/min ,查表 8-4a 得 p0 =1.910kw。根據(jù) n0 =1440r/min , i1 =2.5 和 a 型帶，查表 8-4b 得f0 =0.17kw。查表 8-5 得 ka = 0.956 ,表 8-2 得 kl = 1.03 ,于是r =(r +ap0) ka kl = (1.910 + 0.17

11、)父0.956父1/03= 2.05kwb.計算v帶的根數(shù)zpa9z - 4.39fr2.05取z = 5根7)計算單根v帶的初拉力的最小值(f0)min由表8-3得a型帶的單位長度質(zhì)量 q 0.1kg / m ,所以/匚、5 (2.5-dp2(f0 ) min 500qvkazv(2.5 0,956)父9 工2=500父+0,1父9,422 =163,2n0.956 5 9.42應使帶的實際初拉力 f0 (f0 )min。ld = 2000mma = 648mm1 劃 163fr =2.05kwz =5(f0)min=163.2n9設計計算及說明結(jié)果設計計算及說明8)計算壓軸力fp壓軸力的最

12、小值為5(fp)min =1614.1n(fp)min =2z(f0)min sin -1 =2 5 163.2 sin 163 =1614.1n229)帶輪主要尺寸根據(jù)表8-10,取相鄰兩輪槽中心距e = 15mm,兩側(cè)輪槽中心線到帶b = 82mm輪邊緣距離f =11mm,所以帶輪的寬度為b =4e 2 f =4 15 2 11 = 82mm2.斜齒輪傳動設計計算減速箱低速級承受載荷大，按照低速級進行設計計算。小齒輪轉(zhuǎn)矩工=426.52n m ,轉(zhuǎn)速n1 =153.6r/min ,傳動比u =3.751)選精度等級、材料及齒數(shù)a.輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(gb1009

13、5-88 )。b.材料選擇。由表 10-1選擇小齒輪材料為 40cr (調(diào)質(zhì))，硬度為 280hbs ,大齒輪材料為 45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240hbs ,二者材料硬度差 為 40hbs。c.選小齒輪齒數(shù)z1=24,大齒輪齒數(shù)z2 =3.75父24 = 90。d.選取螺旋角。初選螺旋角1 =14二。2)按齒面接觸強度設計按式(10-21)試算，即d 2kl 鼠zhz1t-vd u 100)。k =1.76故載荷系數(shù)k -kakvkh.kh ?.-1 1.05 1.2 1.394-1.7610-10a)得(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(a - d1t1.63) = 84.2父

14、v kt= 86.86mmd1 = 86.86mm(7)計算模數(shù)mn。d1 cos :mn 二86.86 cos14 - / = 3.51mmmn = 3.51mm243)按齒根彎曲強度設計 由式(10-17)2kty：c0s2 ： yfaysadz12 二%a.確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)。(2)根據(jù)縱向重合度k =1.70k = kakvkf.kf . =1 1.05 1.2 1.35=1.70君p = 1.808,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)yp=0.88。(3)計算當量齒zv1z)24cos3 : cos31426.27zv2z23cos90cos314-=98.52(4)查取齒

15、形系數(shù)。由表 10-5 查得 yfa1 =2.592；匕2 =2.183(5)查取應力校正系數(shù)。由表 10-5 查得 ysal =1.596；ysa2 =1.789sa212設計計算及說明結(jié)果(6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限e1 0.87 x500-7i/ioctf1 = 310.7mpas1.4r kkfn2仃 fe2 0.89 父380oi/|doctf2 = 241.6mpas1.4(9)計算大小齒輪的 yaya并加以比較。際yfa1ys1 2.592父 1.596 fa1 sal = 0.01331川1310.7y = 21當= 0.01616 際2241.6大齒輪的

16、數(shù)值大。b.設計計算2m1.70父426.52父103 m0.88mcos214二八小mn 3zm 0.01616= 2.77mm00.95 父 242 m 1.66對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的發(fā)面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲方強度計算的發(fā)面模數(shù)，取mn =3mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 = 86.86mm來計算應有的齒數(shù)。于是由acosp86.86xcos14 oo4 =28.09mn3取 4 =28,則 z2 =zu =28父3.75 = 105。4)幾何尺寸計算 a.計算中心距(乙 +z2)m) (28 +105)m 3

17、a - - 205.6mm2cos p2 x cos14將中心距圓整為 a = 206mm。b.按圓整后的中心距修正螺旋角mn = 2.77mm4 =28z2 =105a = 206mm設計計算及說明；(乙z2)mn(28105)3:=arccosarccos14 25 532a2 206因p值改變不多，故參數(shù) % k p,zh等不必修正。c.計算大小齒輪的分度圓直徑 zm28 3d2d.計算齒輪寬度z2mln86.74mm cos142553105 3cos：cos1425 53=325.26mmb= dd1 =0.95 86.74 = 82.40mm圓整后取 b2 =85mm ; b1 =

18、90mm。由于同軸式二級減速箱的兩對齒輪的傳動比相同，低速級齒輪承載大,所以高速級齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、齒寬按以上低速級齒輪設計取值。結(jié)果:=14 25 53d1 = 86.74mmd2 = 325.26mmbi = 90mmb2 = 85mme.結(jié)構(gòu)設計為使中速軸上兩個齒輪的軸向力可以相互抵消一部分，所以各個齒輪 的旋向為：高速級小齒輪，左旋；高速級大齒輪，右旋；低速級小齒輪，右旋； 低速級大齒輪，左旋。齒輪數(shù)據(jù)列表如下高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.75模數(shù)(mm)3螺旋角14 2553”中心距(mm)206齒數(shù)2810528105齒范(mm)90859085直徑(mm)分度圓7

19、9.24317.7679.24317.76齒根圓92.74331.2692.74331.26齒頂圓86.74325.2686.74325.26旋向左旋右旋右旋左旋小齒輪齒頂圓直徑 da1 = 92.74mm e 160mm,故采用實心式；大齒輪齒頂圓直徑da2 = 331.26mm w500mm，故采用腹板式。13結(jié)果六、軸的設計計算及軸上零件的選擇設計計算及說明1 .高速軸設計1）基本數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)矩 t1=118.71n m,轉(zhuǎn)速 n1=576r/min,功率 r = 7.16kw2）計算作用在軸上的力高速軸小齒輪分度圓直徑 4 = 86.74mm2t12 118.71 103周向力：ft _12

20、737.11nft =2737.11nfr =1028.7nfae = 704.4nd186.741.4h,取lv狼=10mm。 -（5）取大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=15mm,軸承端面距箱體內(nèi)壁距離s=10mm,軸承寬度t = 28.25mm,則lvi-w =t+s = 18.25 + 10=38.25mmlm-zv =t+s + a+（b2-l1v-v）=28.25 10 15 （85-82） = 56.25mm（6）根據(jù)軸承蓋寬度和軸承蓋螺釘長度，由結(jié)構(gòu)取ln-m =75mm各軸段直徑、長度見下表。軸段i -nn -mm -w直徑（mm）657580長度（mm）1057556.25備注聯(lián)軸

21、器hl6軸承30216軸段w-vv -vivi -vn直徑（mm）859780長度（mm）821038.25備注齒輪軸承30216總長（mm）366.5c.軸上零件的周向定位大齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按di由表6-1查得平鍵尺寸為 bh黑l =18mmm 11mm 乂 100mm；同理，大齒輪與軸的 連接，選用平鍵為 b mh 乂 l =22mmx14mmm 70mm。軸承定位采用過渡 配合保證。d.導圓和導角查手冊取i -n段和w -vn段軸端導角為 c=2mm, 451各軸肩處導圓為r=2mm。（有定位要求的除外）設計計算及說明結(jié)果e.軸上的載荷軸上的受力分析如下圖所示

22、，各力已向中心轉(zhuǎn)換51 5717sar 75耳了e軸器由t律 后1弋z輪郭ft-ae fed1承/t1*frmahfnv1產(chǎn)h2 nvmh17mv圖 6-2-2作為簡支梁的跨距為l1 =73.75+68.75 = 142.5mm ,梁總長為l2 =68.75 + 73.75+150.5 = 293mm。根據(jù)受力分析及扭矩圖和彎矩圖,確定危險截面，計算列于下表中載荷水平囿h垂直面v支反力ffnhi =4598.4n ,fnh2 =1058.4nfnv1 =4874.7n ,fnv2 =4544.3n彎矩mmh1 =316.1n mmh2 =78.1n mmv =335.1n m22設計計算及說明

23、結(jié)果載荷水平囿h垂直向v總彎 矩m =x；m h1 +mx2 = %；316.12 +335.12 = 460.7n m扭矩t3 =1531.82n mcca cam (二 t3)w(460.7 10 )(0.6 1531.82 10 )316.7mpa0.1 85軸為45鋼調(diào)質(zhì)，由表15-1查得仃=60mpa ,因此oca 仃,故安全。3.中速軸設計1）基本數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)矩 t2 =426.52n m ,轉(zhuǎn)速 n2 =153.6r / min ,功率 p, =6.86kw2）計算作用在軸上的力中速軸大齒輪分度圓直徑 d2 = 325.26mm二% =16.7mpa ca周向力:ft12t2 _ 2

24、426.52 103d2 325.26-2622.6n徑向力:fr1二 2622.6 tan20=985.7ncos142553軸向力：fae1 = ft1 tan - =2622.6 tan14 25 53 =674.9n ae 1i 1中速軸小齒輪分度圓直徑 d1 = 86.74mm周向力:ft22t2 = 2 426.52 103d1 一 86.74-9834.4n徑向力:fr2二 ft2tan： ncos :tan20= 9834.43696.1ncos1425 53ft1 = 2622.6nf.1 =985.7nfae1 = 674.9nft2 = 9834.4nfr2 =3696.

25、1n軸向力：fae2 = ft2 tan =9834.4 tan14 2553 2530.8n ae2 i 2受力分析見圖6-2-2 （各力已經(jīng)向中心作等效變換）f.按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式（15-5）及上表數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取0. =0.6,軸的計算應力fae2 = 2530.8n24設計計算及說明結(jié)果設計計算及說明3)初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理根據(jù)表15-3,取a = 112,得dmin = 39.74mm中速軸的最小直徑為安裝軸承的軸段直徑4和dv二，按軸承內(nèi)徑選取合適值。4)軸的結(jié)構(gòu)設

26、計a.擬定軸上零件的裝配方案選用圖6-3-1所示的裝配方案iriiiiv圖 6-3-1b.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受軸向力和徑向力的作用，故軸承30209di -n = 45mm選擇單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)最小直徑的要求，由產(chǎn)品目 錄選用單列圓錐滾子軸承 30209,其尺寸為d 父 d 父丁 = 45mm 父85mmm 22.75mm，故 d【- =dv- 打=45mm。(2)m -iv軸段同時為兩個齒輪的定位軸肩，故使du皿=dw v。小-dv-vi=45mm齒輪分度圓直徑為 86.74mm ,故根據(jù)標準尺寸取 dn-m = d

27、-v = 50mm,du - m=50mm計算小齒輪齒根圓到鍵槽底部距離，米取小齒輪和軸分離。根據(jù)齒輪寬度div - v=50mm取 l-m =87mm, l1v-v =82mm。齒輪與軸承之間米用套筒和擋油盤定 位。lu - m=87mm(3)m-iv軸段為兩個齒輪的定位軸肩，取卜=5mm ,故l1v - v=82mmdm-iv =60mm。dm- iv=60mm(4)根據(jù)齒輪嚙合，小齒輪到箱體內(nèi)壁的距離a1 -12.5mm,大齒輪到箱體內(nèi)壁的距離 a2 = 17.5mm ；軸承到箱體內(nèi)壁的距離為s = 10mm,軸承的寬度為t = 20.75mm,所以li-=t+s + a1+(b-li)

28、= 20.75 + 10 + 12.5+(9087) = 46.25mmli - n=46.25mmlv-vi =t +s+a2 +(b2 -liv-v)l_v_vi = 51.25mm=20.75 10 17.5 (85 -82) = 51.25mm（5）根據(jù)整體結(jié)構(gòu)，取 l1v = 102mml_m- iv = 102mm各段直徑、長度見下表軸段i -nn -mm -iv直徑（mm）455060長度（mm）46.2587102備注軸承30209齒輪軸段iv-vv -vi直徑（mm）5045長度（mm）8251.25備注齒輪軸承30209總長（mm）368.5c.軸上零件的周向定位大、小齒輪

29、與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dn-m = d” v = 50mm由表6-1查得平鍵尺寸為 b父h父l =14mm父9mm 乂 70mm。軸承定位采用 過渡配合保證d.導圓和導角查手冊取i -n段和v -w段軸端導角為 c=1.6mm, 45 各軸肩處導圓為r=1.6mm。（有定位要求的除外） e.軸上的載荷軸上的受力分析如圖 6-3-2所示，各力已向中心轉(zhuǎn)換作為簡支梁的跨距為l =72.25 +74.75+189.5 = 336.5mm。根據(jù)受力分析及扭矩圖和彎矩圖，確定危險截面，計算列于下表中載荷水平囿h垂直面v支反力ffnh1 =1560.3n ,fnh2 =3121.5nfnv1 =

30、71.5n ,fnv2 =714q3n彎矩mmh =225.5n mmv =515.9n m總彎 矩m = vm h +m； =4225.52 +515.92 =563.0n m扭矩t2 = 426.52n m25設計計算及說明紀i果fnh2hh1*v圖 6-3-2f.按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式（15-5）及上表數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取0. =0.6,軸的計算應力cam2 (二丁3)2w= 49.5mpa=49.5mpa ca.(563 103)2 (0.6 426.52 103)230.1 503軸為45鋼調(diào)質(zhì)，由表15-1查得仃,=60mpa ,因此仃 仃,

31、1ca17故安全。27結(jié)果七、鍵和軸承的校核設計計算及說明t_鍵的校核鍵、軸和輪轂材料均為鋼，由機械設計（此段未作說明均查自此書）表6-2查得許用擠壓應力ap =100120mpa ,取其平均值ap =110mpa。1）高速軸上鍵的校核高速軸轉(zhuǎn)矩t1 -118.71n ma.帶輪處的鍵校核鍵尺寸為bmhxl= 8mm x 7 mm x 70mm ,鍵的工作長度為 l =l -b =70 8 =62mm ,鍵與輪轂鍵槽的接觸長度為 k =0.5h =0.5父7 =3.5mm ,由式（6-1）可得2t 1032 118.71 103二p39.1mpa 0 p =110mpap kld 3.5 62

32、 28p故合適。b.小齒輪處鍵的校核鍵 尺寸為b x h x l =12 mm 丸8mm x 70mm ,鍵 的工作 長度為 l = l -b =70 -12 =58mm ,鍵與輪轂鍵槽的接觸長度為 k =0.5h =0.5父8 =4mm ,由式（6-1）可得_332t 102 118.71 10kld -4 58 40= 25.6mpa ；0p =110mpa故合適。2）中速軸上鍵的校核中速軸轉(zhuǎn)矩t =426.52n m大、小齒輪處的鍵校核鍵尺寸為b x h x l = 14mm父9mmm 70mm ,鍵 的工作長度為 l =l-b=70 -14=56mm ,鍵與輪轂鍵槽的接觸長度為 k =

33、0.5h =0.5 父9 = 4.5mm ,由式（6-1）可得2t 1032 426.52 103二p =67.7mpa 二二p =110mpap kld 4.5 56 50p故合適。3）低速軸上鍵的校核低速軸轉(zhuǎn)矩t3 =1531.82n ma.聯(lián)軸器處的鍵校核鍵尺寸為bhml = 18mm父11mm m100mm ,鍵的工作長度為二 p = 110mpa二 p =39.1mpa pj =25.6mpa p二 p =67.7mpa35設計計算及說明l =l 0.5b =100 -0.5父18 =91mm ,鍵與輪轂鍵槽 的接觸 長度為 k =0.5h =0.5x11 =5.5mm ,由式（6-1）可得2t 1032 1531.82 103kld5.5 91 65= 94.2mpa e時y = 1.6 , fr基本額定動載荷 c =54.2kn。軸承 1： fnhi =2528.2n,fnvi =1320.2n徑向力：fr1 =