2.5HP旱地松土機設計畢業(yè)設計

1、 題目： 2.5hp旱地松土機設計 摘 要 為推進設施農業(yè)快速發(fā)展，首先是要發(fā)展相適應的設施農業(yè)機械。目前，我國在果園、大棚、丘陵、山區(qū)這種地塊小，高差大，又無機耕道的旱地耕作機械化水平還比較低，大多數作業(yè)扔依靠傳統(tǒng)的手工勞作，強度大，效率低。松土作業(yè)是一項基礎性作業(yè)，針對國內現(xiàn)有旱地耕作機械存在著體積大，適應性差，價格高等問題，研制了適宜于國內上述地形的小型旱地松土機，本文所設計的小型松土機亦屬于旋耕機的范疇。 該小型旋耕松土機能廣泛適用于田間耕作，塑料大棚、煙草、苗圃、果園、茶園的松土作業(yè)。并且具有重量輕、體積小、結構簡單、操作方便、易于維修、油耗低、生產效率高的特點。 為便于該機的推廣，

2、松土機的配置進行了簡化。整機主要由2.5hp單缸二沖程汽油發(fā)動機、摩擦離合器、蝸桿蝸輪減速器、旋耕刀盤等機構組成。發(fā)動機提供動力，通過摩擦離合器與傳動軸連接，傳動軸在經蝸桿蝸輪減速器將動力傳遞到刀軸驅動刀盤進行耕作。此外，發(fā)動機只提供松土動力，機架本身的行走、轉向均由人工控制。 為減輕整機質量和減小外形尺寸以及降低造價，在滿足使用要求的前提下，用螺紋連接代替?zhèn)鲃虞S與蝸桿的聯(lián)軸器連接，蝸桿蝸輪減速器的結構也進行了簡化，省去一般要求的油箱與風扇。關鍵詞：旱地松土機 摩擦離合器 蝸桿蝸輪減速器abstract to advance the facilities of agriculture fast

3、 development, the first is to develop facilities that can meet the needs of agricultural machinery. at present, in our country, the orchard, greenhouses, hills, small mountains, elevation difference is big, and no jigengdao dryland farming mechanization level is low, most of the homework relying on

4、traditional manual labor, intensity big, the efficiency is low. scarification operation is a fundamental operation, in view of the domestic existing dry farming machinery there is a large volume, poor adaptability, price is high, has been developed suitable for domestic small upland terrain above sc

5、arifier, in this paper, the design of small tiller also belongs to the category of the rotary cultivator.the small rotary tillage cultivating function, is widely used in the field farming plastic greenhouses, tobacco, nursery, garden, tea garden digging. with light weight, small volume, simple struc

6、ture, convenient operation, easy maintenance, low fuel consumption, high efficiency characteristics. to facilitate this promotion, digging machine configuration is simplified. 2.5 hp machine is mainly composed of single cylinder two stroke gasoline engine, friction clutch, worm, worm gear reducer, r

7、otary tillage blade wheel etc. engine powered by friction clutch is connected to the drive shaft, the shaft in the worm worm gear reducer will power to the knife shaft drive the knife dish for farming. in addition, the engine only provide vehicle power, frame itself walk, change all by manual contro

8、l. to reduce the quality and reduce the overall dimensions and reduce cost, on the premise of meet the use requirements, use the threaded connection instead of the drive shaft and the worm shaft coupling, worm worm gear reducer structure is simplified, save the fuel tank for general requirements and

9、 the fan.keywords: upland scarifier friction clutch worm worm gear reducer目錄第一章 緒論11.1開發(fā)松土機的目的和意義11.2國內外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢1第二章 方案設計22.1技術要求22.2結構方案設計22.3 傳動方案設計3第三章 松土機工作參數的設計33.1 刀軸轉速的確定33.2耕幅的確定33.3參數校核43.4 旋耕刀的配置與排列4由于該松土機的耕深不大，刀片所受的阻力亦不大，為了便于制造與安裝，于是將刀片與刀盤做成一體固定在刀套上，刀套再通過銷與刀軸連接。4第四章 傳動設計54.1 減速器的設計54.2 傳

10、動軸的設計84.3 傳動軸兩端鏈接的設計94.3.1 傳動軸與蝸桿連接部分的設計94.3.2傳動軸與離合器連接部分的設計10第五章 離合器的設計105.1 離合器類型的選擇105.2離合器的結構設計見圖紙105.3離合器中螺旋壓縮彈簧的設計105.4 螺栓的選取12第六章 減速器的設計136.1減速器的結構設計見圖紙136.2刀軸的設計136.3減速器中蝸桿兩端軸承的選用與校核136.4減速器蝸輪兩端軸承的設計與校核15致謝18參考文獻17第一章 緒論1.1 開發(fā)松土機的目的和意義近些年來，由于國家對農業(yè)生產越來越重視，糧食生產產量從而得到穩(wěn)步提升。但是在很多地方，人們仍習慣采用傳統(tǒng)的耕作方式

11、進行農業(yè)生產，造成春冬季節(jié)地表的長期裸露，這樣就會導致我國許多地區(qū)耕地的土壤表層有機物質和水分的嚴重流失，從而加劇土壤貧瘠化和生態(tài)環(huán)境惡化。同時，由于長期對土地營養(yǎng)物質的大肆吸收，導致農田土壤肥力日趨下降，土地得不到很好的休養(yǎng)生息，進而導致農業(yè)生態(tài)系統(tǒng)逐漸惡化，嚴重制約我國糧食產量的進一步提高。結合江西省的地理環(huán)境我們可以得知，江西地貌大致可以劃分為9個地貌區(qū)和9個地貌副區(qū):一為贛西北中低山與丘陵區(qū)。二為鄱陽湖湖積沖擊平原區(qū)。三為贛東北中低山丘陵區(qū)。四為贛撫中游河谷階地與丘陵區(qū)。五為贛西中低山區(qū)。六為贛中南中低山與丘陵區(qū)。土地總面積166947平方公里，占全國土地總面積的1.74%，居華東各省

12、市之首。其中山地60101平方公里（包括中山和低山），占全省總面積的36%；丘陵70117平方公里（包括高丘和低丘）占42%崗地和平原20022平方公里，占12%，水面16667平方公里，占10%。由此可見地雖廣，卻不適合耕種。如何有效高效地利用著有限的資源顯得十分的重要，更能看出江西省大力發(fā)展中小型旋耕機的急迫性和重要性而小型旋耕松土機具有重量輕、體積小、結構簡單、操作方便、易于維修、油耗低、生產效率高等特點。如果有適用于中國國情的小型旋耕機問世，不但直接經濟效益顯著，而且還具有廣泛的社會效益，其推廣前景將是十分廣闊的?？梢源蟠筇岣咧袊r業(yè)的機械化水平，向農業(yè)現(xiàn)代化邁出堅實的一步1.2 國內

13、外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢1.2.1 國內研究現(xiàn)狀 我國的小型農機耕整機具在山區(qū)、水田等廣大農村生產中仍發(fā)揮著主力作用，同時大中型整地機并存。我國旋耕機的發(fā)展，是先有與手扶拖拉機配套的旋耕機。輪式拖拉機的配套旋耕機是從一九五九年開始研制的，到一九六三年已有十幾種不同型號的旋耕機用于生產。通過整頓、補缺和提高，逐步向著適合我國農業(yè)生產的系列旋耕機發(fā)展，而且我國的耕整技術發(fā)展緩慢，電子、自動控制、智能化技術還處于剛剛起步的階段，還有很大的提升空間。1.2.2 國外研究現(xiàn)狀 早在十九世紀中末葉，世界上就出現(xiàn)了旋耕機，一九一零年左右才達到實用水平，一九二二年首先在澳洲和英國推廣實用，以后擴展到以歐洲為主的許

14、多國家。一九三零年以后，日本又將歐洲旱地使用的旋耕機成功地運用到水田。所以旋耕機在近幾十年內有了較大的發(fā)展。目前，從國外的旋耕機使用情況來看，多數安有安全離合器，有兩種以上刀滾轉速，三四種刀型，配有鐵輪或者膠輪限深裝置。1.2.3 發(fā)展趨勢和方向(1) 向一機多用型方向發(fā)展 機器一次下地完成多項作業(yè)或者一種機器通過置換結構能分別完成多種不同的功能，滿足不同的耕作需求，大大減少農機投入，提高生產效率，降低作業(yè)成本。(2) 向大幅寬、可折疊方向發(fā)展 研制為大功率拖拉機配套的大幅寬多功能整地機已成為今后農業(yè)的發(fā)展方向，增大作業(yè)幅寬和耕深，充分提高機具的作業(yè)效率。采用機架折疊式使得機器入庫時縮小幅寬，

15、達到寬幅作業(yè)低幅運輸的結果。(3) 向低功率消耗性、高效節(jié)能型方向發(fā)展 降低機具功耗的研究是現(xiàn)在各項研究的重點，合理恰當利用和分配能源和資源，提高工藝水平和制造質量，提高機器的質量和使用壽命，實施可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略，建設節(jié)約型社會。(4) 向操作簡單、自動化、智能化方向發(fā)展 易于操作、易于拆裝、讓人們更加容易上手和操作。將電子技術、控制技術等廣泛合理地引用在多功能整地機上，減輕勞動強度(5) 整機和工作部件多系列化、多品種化方向發(fā)展： 讓各種耕整農業(yè)機械能適合配套不通動力、耕深、耕幅，形成系列化和一定程度上的標準化，讓用戶根據自己的需要方便選用。第二章 方案設計2.1 技術要求 由于人工的進行旱地

16、耕作勞動強度大、效率低，既費時又費力，因此本方案需設計一種松土機械，使其能夠廣泛適用于果園、苗圃、茶園、塑料大棚等旱地土壤條件下進行耕作。為了便于推廣，該機械還需具有價格經濟，重量輕，結構簡單緊湊，操作方便，易于維修，油耗低，生產效率高等特點。2.2 結構方案設計圖2-1 整機結構方案圖1.支架 2.發(fā)動機 3.離合器 4.支撐塊 5.減速器 6.刀盤 7.擋土罩2.3 傳動方案設計圖2-2機構示意圖 工作原理：傳動部分由上至下依次由2.5hp發(fā)動機、離心摩擦離合器、蝸桿蝸輪減速器所組成。動力由電動機輸出經離心摩擦離合器輸入到蝸桿，再經過蝸桿蝸輪減速器減速后傳遞到刀軸，如圖2-2所示。為有助于

17、旋耕刀棍在給定的深度穩(wěn)定工作，采取由下向上的旋耕方式，此時其刀軸的旋轉方向如圖所示。由于發(fā)動機的轉向為順時針方向，故采用左旋蝸桿可滿足工作要求。第三章 松土機工作參數的設計3.1 刀軸轉速的確定 按設計要求，此松土機需適用于旱地復耕松土除草，因此設定切土節(jié)距s=5mm，根據刀軸轉速n與耕速vm的關系 ，代入設計要求的耕速 ；刀片數 求得轉速3.2 耕幅的確定 由于此松土機設計方案要求重量輕、結構緊湊的特點，由結構方案圖2-1可看出，蝸桿蝸輪減速器的尺寸應盡量小，否則會因減速器結構尺寸過大而影響耕深。經計算可得該蝸桿蝸輪的傳動效率（見傳動設計部分），此處計算耕幅為保守起見取 由農業(yè)機械學可知旋耕

18、機工作時由切土和拋土的所消耗的功率約占總功率的80%，其功率消耗表達式如下 其中 kr 為旋耕土比阻1.21.6（kg/cm2 )；b為工作幅寬，單位m；h為耕深，單位cm；vm為前進速度，單位m/s。 根據設計要求選取2.5hp（1.8kw）的發(fā)動機，最大耕深取10cm，耕速6m/min(0.1m/s)，可推導出耕幅 ； 此處取b=0.3m3.3 參數校核 由農業(yè)機械學知旋耕機正常工作必須同時滿足定性和定量二個條件，既：（1）定性條件： （余擺線） （2）定量條件： 查閱相關資料取r=11.25cm,并將上述數據代入此兩條件進行校核：（1） 滿足定性條件（2） 滿足定量條件故該松土機滿足旋耕

19、機正常工作的定性和定量二條件。3.4 旋耕刀的配置與排列 由于該松土機的耕深不大，刀片所受的阻力亦不大，為了便于制造與安裝，于是將刀片與刀盤做成一體固定在刀套上，刀套再通過銷與刀軸連接。 在整地機下地作業(yè)之前，刀片的安裝是一項十分重要的工作，如果安裝不恰當，將會嚴重的影響作業(yè)質量，并會因為刀片的旋轉不平衡，從而導致機具的損壞和震動增大，很不安全。為了使得整地機在作業(yè)時，避免漏耕、堵塞，使得刀軸受力均勻，刀片在刀軸上的排列應滿足以下要求：1. 刀片按照雙頭螺旋線有規(guī)則排列, 左右刀片按一定的順序依次入土,使得受力均勻, 減少震動。2. 相繼入土的兩刀片在刀軸上的軸向距離應越大越好，避免發(fā)生干擾。

20、3. 在同一個切削區(qū)的兩把以上刀片, 要保證切土比相等, 從而保證一定的工作質量。4. 刀軸回轉一周，在同一相位角上，應有且僅有一把刀入土，使得扭矩平衡，減少扭矩波動，保證工作的穩(wěn)定性。5. 同一螺旋線上的相鄰兩把同向刀之間的夾角應大于36，從而防止夾土，纏草。6. 刀片相繼入土的角度間隔應相等，要求所有刀片左右交錯入土，避免同向刀片的相繼入土，減少軸向力。 根據上面的原則，我對刀片進行排列，保證在同一時刻僅有一把刀片入土。刀軸每轉一周轉過的角度為360，而刀片的總數為36把，則相繼入土的兩刀片之間的角度間隔為10，從左至右依次將刀盤排序（1-4），每個刀盤上有6把刀以等角度排列，則我們可以畫

21、出刀片的排列展開圖如圖所示。圖3-1 旋耕刀的排列第四章 傳動設計4.1 減速器的設計（1） 發(fā)動機的選擇 根據設計要求選取型號hy-1e44f-5b的汽油發(fā)動機，1.8kw/8000rpm單缸，二沖程。（2） 蝸桿類型的選擇 根據國標gb/t 10085-1998的推薦，采用漸開線蝸桿（za）（3） 選擇材料 考慮到雖傳動的功率不大，速度只是中等，但要求結構緊湊、接觸疲勞強度高，故蝸桿選用滲碳鋼20crmnti鋼，因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面滲碳后淬火再低溫回火加磨削加工，硬度可達5662hrc。蝸輪采用鑄錫青銅gz-cusn12，離心鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅

22、制造，而輪芯用灰鑄鐵ht100制造。（4） 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距設計公式 （4-1-1） 1.確定載荷系數k由于是單缸發(fā)動機且工作部分為旋耕刀的松土動作，會產生較較為強烈的振動，故取載荷分布不均勻系數；使用系數；由于蝸輪轉速不高，?。粍t （4-1-2） 2.確定作用在蝸輪上的轉矩按，傳動比，且由于蝸桿蝸輪變速器尺寸較小不宜使用潤滑油潤滑而采用脂潤滑的特點，估取效率則 （4-1-3） 3.確定彈性影響系數ze查現(xiàn)代機械傳動手冊蝸輪常用材料的性能表得 4.確定接觸系數先假設蝸桿分度圓直徑d1 和傳動

23、中心距a的比值，從機械設計手冊查圓柱蝸桿傳動的接觸系數圖得 5.確定許用接觸應力接觸許用應力計算公式 （4-1-4）查現(xiàn)代機械傳動手冊蝸輪常用材料的性能得 壽命系數 取壽命為8000小時， （4-1-5）轉速系數 （4-1-6）最小安全系數 則 （4-1-7） 6.計算中心距由（4-1）得： 取中心距a=50mm，因i=20，根據gb 10085-1988蝸桿、蝸輪參數的匹配表得m/mm5039222.4139-0.1這時，從圓柱蝸桿傳動的接觸系數圖中查得，因為，因此上述計算結果可用。（5）校核齒根彎曲疲勞強度校核公式 （4-1-8） 因令蝸輪齒寬與蝸桿直徑相等 既由（4-8）得 sfmin

24、因根據機器要求的可靠度和重要性而定，一般sfmin =11.7，此處令sfmin =1.7查機械設計手冊蝸輪常用材料性能表得ulim =190則 有滿足設計要求(6)驗算效率 （4-1-9）已知 ； 因減速器因體積小，工況下振動較大不宜使用潤滑油潤滑，故選擇使用潤滑脂潤滑。在潤滑脂潤滑條件下由于無法形成動壓油膜，所以蝸桿蝸輪傳動時的當量摩擦角由在有潤滑條件下的鋼青銅動摩擦系數確定，經查表得此動摩擦系數為0.10.15，因在閉式減速中使用脂潤滑其潤滑效果良好，故取動摩擦系數，相應的當量摩擦角為。計算可得由（4-9）得該蝸桿蝸輪的傳動效率小于原估計值，因此不用重算。（7）蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何

25、尺寸蝸桿軸向齒距直徑系數齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓導程角蝸桿軸向齒厚蝸輪蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓半徑驗算傳動比,這時傳動比誤差為，是允許的。4.2 傳動軸的設計 因傳動軸只承受轉矩不承受扭矩，因此按許用剪切應力設計軸的直徑 根據公式 （4-2-1） 式中c又軸的材料和承載情況確定的系數，查表取 由（4-2-1）得： 考慮到軸上有一端需銑一個鍵槽，將軸的直徑加大4%， 所以先確定傳動軸直徑為4.3 傳動軸兩端鏈接的設計4.3.1 傳動軸與蝸桿連接部分的設計 （1）確定連接類型 因傳動軸在正常條件下工作時傳遞的扭矩為 （4-3-1） 是比較小的值，為了使結構緊湊，考慮使

26、用螺紋連接。 （2）確定螺紋參數 在工作扭矩的作用下在螺紋上會產生相應的軸向力 （4-3-2）式中為螺紋導程角，為螺紋的當量摩擦角.考慮到傳動軸直徑為7,mm因此選用螺紋小徑，中徑，大徑，螺距的普通螺紋。其中 （4-3-3）查得鋼與鋼在無潤滑狀態(tài)下的摩擦系數為0.15，因此由（4-3-2）得： 由此軸向力與扭矩共同作用產生的應力 （4-3-4）查螺栓、螺釘和螺柱的性能等級選取該螺紋的性能等級為10.9；材料為中碳鋼；因此可以與傳動軸做成一整體，此時將傳動軸的直徑等于螺紋的公稱直徑，以便直接在軸上攻取螺紋。由于工作部分會產生輕微變載荷，故選取螺紋的安全系數s=8.5其許用應力顯然，該螺紋可用。4

27、.3.2傳動軸與離合器連接部分的設計（1）確定連接的類型 選擇普通平鍵鏈接，又因為軸端的鏈接，所以，選擇鍵的類型為c型單元頭 普通平鍵鏈接（2)確定鍵的尺寸 根據傳動軸的直徑，查表得鍵的切面尺寸,鍵的長度。（3）校核鍵的強度 軸和鍵都選用鋼材，查得其材料在載荷具有沖擊作用下的許用擠壓應力 。鍵的工作長度，鍵的接觸高度 ，可以得到鍵的擠壓應力為 （4-3-5） 所以，鍵的強度足夠（4）鍵的標準標記 鍵 gb/t 1096-2003 第五章 離合器的設計5.1 離合器類型的選擇由于松土機工作時工作部件會有振動，也可能遇到雜草纏繞或是石頭卡住的情況，因此考慮選擇有一定過載保護的帶彈簧閘塊離心摩擦離合

28、器。5.2 離合器的結構設計見圖紙5.3 離合器中螺旋壓縮彈簧的設計 離合器中為了使閘塊耐磨而選用65mn為其材料，其密度為7.81g/cm3，三維模型求得體積為4cm3。故其質量當發(fā)動機處于空轉時，怠速為1000r/min。由此轉速產生的單個閘塊離心力為 （5-3-1）由于當該離合器轉速達到1000r/min時是閘塊處于與從動半離合器的接觸與未接觸的臨界狀態(tài)，因此對于彈簧來說其最大載荷按設計要求，其彈簧的工作行程為，令最小載荷既預緊力，求得；（1）根據以上初始條件查機械設計手u冊選取相關參數如下 材料為碳素彈簧鋼絲 c級 ；二類彈簧 ； 拉伸極限強度 彈簧材料半徑 ； 彈簧中徑 ；許用應力

29、切變模量 （2）驗算彈簧鋼絲直徑 彈簧指數 （5-3-2） 曲度系數 （5-3-3） 鋼絲直徑 （5-3-4） 因此所選鋼絲直徑滿足要求（3）按變形計算求彈簧工作圈數n （5-3-5）取標準值，為了保證和h不變，因此必須重新計算最小工作載荷 （5-3-6）（4）驗算工作極限載荷因為 （5-3-7）得 （5-3-8）一般應是： 而 得 故此彈簧可用（5）求變形 、 、 （5-3-9） （5-3-10） （5-3-11）（6）求彈簧其余的幾何參數 彈簧間距：按單圈極限變形量求出，即： 取 彈簧節(jié)距p: （5-3-12） 彈簧總圈數n1: 圈 （5-3-13） 彈簧自由高度h0： （5-3-14）

30、螺旋導程角： （5-3-15） 彈簧展開長度l為： （5-3-16）（7）穩(wěn)定性計算，有 5.3 （5-3-17） 因為有螺栓因此在彈簧中間起導向心桿的作用，閘塊內孔起導向套筒的作用，因此該彈簧不會失穩(wěn)。（8）彈簧零件圖5.4 螺栓的選取 根據彈簧各d和d可得彈簧小徑，選取螺栓的直徑為3mm。根據螺紋在預緊力作用時的高度，直徑為3mm的螺帽厚度為2mm，選取螺栓桿長度為20m，標記為 螺栓 m320 gb 30-76其中：螺紋長度 螺距；中徑；小徑 第六章 減速器的設計6.1 減速器的結構設計見圖紙6.2 刀軸的設計刀軸是刀輥的主體部件，上面承載有刀盤、刀片、蝸輪輪，這決定了刀軸成為了整機的關

31、鍵部件之一。（1） 選擇刀軸材料選用材料為45鋼，調質處理，其主要力學性能如下表4-1所示。表6-1 調質45鋼力學性能選用材料硬度/hbs抗拉強度（mpa）屈服強度(mpa)彎曲疲勞強度度（mpa）剪切疲勞強度（mpa）許用彎曲應力（mpa）45鋼調質25564035527515560（2） 刀軸的結構設計刀軸中間部分與蝸輪用鍵連接，在其兩側各安裝兩把旋耕刀。刀軸上每兩個刀盤間的距離為75mm，為了避免由于刀盤厚度造成的漏耕現(xiàn)象，同一刀盤上的兩個刀片刀齒應相對安裝，而不是相背安裝。由前面的已知條件，對于軸的最小直徑：，式中取=113，由于前面已知，；n=200r/min，代入上式中，確定得出

32、刀軸直徑為mm，因刀軸工作時除了承受扭矩還要承受彎矩，因此先將其直徑適當放大為。其結構圖見圖紙。(3)軸上鍵連接的設計 根據刀軸與蝸輪連接部分的直徑,查表選取的a型普通平鍵，參考蝸輪寬度選取鍵長，故； 由于鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表得其許用擠壓應力，顯然，該鍵滿足設計要求。 標記為：鍵 gb/t 1096-20036.3 減速器中蝸桿兩端軸承的選用與校核（1）蝸桿傳動受力分析 （6-3-1） （6-3-2） （6-3-3）在垂直蝸輪軸向的蝸桿軸向平面v內有 （6-3-4） （6-3-5） 解得 ； 在平行蝸輪軸向的蝸桿軸向平面h內有 （6-3-6） 解得 ； 于是在兩軸承的徑向方向各承受有力 （6-3-7） （6-3-8）顯然，但又因軸向力不是很大，因此根據蝸桿直徑選用型號為7005ac的角接觸球軸承，為了使蝸桿剛性較好，采用正裝。其基本額定動載荷（2）計算軸承當量動載荷 由ac型角接觸球軸承的派生軸向力計算公式得 軸承1： （6-3-9） 軸承2： （6-3-10）因正裝同向，且故軸承1被壓緊，軸向力 軸承2被放松，軸向力因為 ; 查載荷系數表算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為 軸承1 ； 軸承2 ； 因軸承運轉過程中有輕微的沖擊載荷，