一級圓柱齒輪減速器說明書

1、機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定.3二、電動機的選擇.4三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.6四、傳動裝置的運動和動力設計.7五、普通V帶的設計.10六、齒輪傳動的設計.15七、傳動軸的設計.18八、箱體的設計.27九、鍵連接的設計29十、滾動軸承的設計31十一、潤滑和密封的設計32十二、聯(lián)軸器的設計33十三、設計小結.33一、設計課題： 1、設計某一帶式運輸機用單級直齒圓柱齒輪減速器。運輸機二班制連續(xù)工作，單向運轉，載荷平穩(wěn)，室內工作，有粉塵。減速器小批量生產，使用期限10年，卷筒不包括其軸承效率為97%，運輸帶速度允差 5。運輸帶拉力F（KN）1.9運輸帶速度（m/s）1

2、.6卷筒直徑D（mm） 400設計任務要求：1. 減速器裝配圖紙一張（A1）2. 零件工作圖兩張A3（輸入軸、大齒輪）3. 設計說明書一份計算過程及計算說明一、傳動方案擬定、工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4.5kN；帶速=1.3m/s；滾筒直徑D=0.350m；方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y

3、系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為： d總 (kw) (KW) P d= F/總 (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=5式中：1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取= 0.96，0.98，0.97，0.99，5 = 0.97則：總=0.960.980.970.990.97 =0.84所以：電機所需的工作功率：Pd= F/總 =(1.91.6)/0.84 =3.6 (kw)3、確定電動

4、機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒60/（D） =(601.6)/（0.350） =87.35（r/min）根據(jù)手冊表推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i=3。取帶傳動比i= 。則總傳動比理論范圍為：i總。故電動機轉速的可選范為 nd=i總n卷筒 =(624)87.35 =524.12096.4（r/min）則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電 動機 型號額定功率Kw電動機轉速(r/min)電動機重量N參考價格傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-44

5、1500144043075818.853.55.392Y132M1-641000960730129812.572.84.493Y160M1-84750720118017989.422.53.77綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶動傳、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：Y系列電動機是一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。安裝尺寸和功率等級符合IEC標準，外殼防護等級為IP44，冷卻方法為IC411，連續(xù)工作制（S1）。適用于驅動無特殊要求的機械設備，如機床、泵、風機、壓縮機、攪拌機、運輸機械、農業(yè)機械、食品機械等。 Y系列電動

6、機效率高、節(jié)能、堵轉轉矩高、噪音低、振動小、運行安全可靠。Y132電動機符合Y系列（IP44）三相異步電動機技術條件JB/T9616-1999。Y132電動機符合Y系列（IP44）三相異步電動機技術條件JB5274-91。Y132電動機采用B級絕緣。Y132電動機采用F級絕緣。額定電壓為380V，額定頻率為50Hz。功率3kW及以下為Y接法；其它功率均為接法。電動機運行地點的海拔不超過1000m；環(huán)境空氣溫度隨季節(jié)變化，但不超過40；最低環(huán)境空氣溫度為-15；最濕月月平均最高相對濕度為90%；同時該月月平均最低溫度不高于25。 由指導書的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.9

7、9電動機主要外形和安裝尺寸:中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安裝尺寸 AB地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸DE裝鍵部位尺寸 FGD132508345315216178123880108三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為： I總=nm/n=nm/n卷筒=960/76.34=12.57總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比I總=i0i（式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=24）因為：i總i0i所以：ii總i012.

8、57/2.84.49四、傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉矩 （Nm）n,n,.為各軸的輸入轉速 （r/min）可按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉數(shù)： 軸：n=nm/ i0=960/2.8=342.86 （r/min）軸：n= n/ i1 =342.86/4.49=76.36 r/min 卷筒軸：n= n（2）計算各軸的功率：軸： P=Pd01 =Pd

9、1=3.60.96=3.46（KW）軸： P= P12= P23 =3.460.980.97 =3.29（KW）卷筒軸： P= P23= P24 =3.290.980.99=3.19（KW）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： Td=9550Pd/nm=95503.6/960=35.81 Nm軸： T= Tdi001= Tdi01=35.812.80.96=96.26 Nm 軸： T= Ti112= Ti123 =96.264.490.980.97=410.84 Nm卷筒軸輸入軸轉矩：T = T24 =410.840.980.99 =398.60 Nm計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分

10、別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P軸承=3.460.98=3.36 KWP= P軸承=3.290.98=3.22 KWP卷筒軸=P軸承=3.190.98=3.13 KW計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T軸承=96.260.98=94.33 NmT = T軸承 =410.840.98=402.62 Nm由指導書的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99i0為帶傳動傳動比i1為減速器傳動比滾動軸承的效率綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名效率P （KW）轉矩T （Nm）轉速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸3.635.81960

11、2.80.96軸3.463.3696.2694.33342.864.490.95軸3.293.22410.84402.6276.3610.97卷筒軸3.193.13398.60390.6376.36五. V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由Pc=KAP=1.14=4.4（ KW）根據(jù)Pc和n1由圖13-11確定選用A型帶。 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 D1=100mmD2=n1D1(1-)/n2=id1(1-) =2.8100(1-0.02)=274.4mm 由表13-4取D2=280mm 帶速驗算： V=n1D1/（100060）由課本P196表13-3查得KA=1.1

12、由課本P195表13-2得，推薦的A型小帶輪基準直徑為75mm125mm =960100/（100060） =5.027 m/s 介于525m/s范圍內，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（D1+D2）a02（D1+D2） 0.7（100+280）a02（100+280） 266 a0760 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+（D1+D2）/2+（D2-D1）2/(4a0) =2500+（100+280）/2+（280-1002/(4500) =1613.1 mm 由表13-1選用Ld=1600 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1613.1

13、)/2=493.45 mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(D2-D1)57.3/a =180-(280-100)57.3/493.45=159.10120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)KLK） =4.4/（0.97+0.11）0.990.95） = 4.33 故要取5根A型V帶 計算軸上的壓力 由課本13-21的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z V+q v2 =5004.4（2.5/0.95-1）/（55.027）+0.15.022 =145.33 N 由課本13-22得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(/2) =25145.33sin(159

14、.10/2)=1429.19 N 由課本P198表13-7查得P0=0.95由表13-8查得P0=0.11 由表13-5查得K=0.95由表13-6查得KL=0.96由課本190頁表13-1確定查的q=0.1d0dHLS1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2六、齒輪傳動的設計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪和大齒輪都選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù) Z1=4 ，i=4.5 Z2=Z1i=244.5=108 取d=1.1（3）按齒面接觸疲勞強度計

15、算 計算小齒輪分度圓直徑 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本P213表14-5取K=1.2小齒輪名義轉矩 T1=9550P/n1=95503.36/342.86 =93.59 NmT2=9550P/n2=95503.22/76.36=402.71 Nm材料彈性影響系數(shù) 由課本表14-7 ZE=189.8 4 許用應力 查課本圖14-26（P220） 由P217圖14-26、14-25查得KH1=1.08 、 KH2=1.18，KF1=0.9 ， KF2=0.92按一般要求取SH=1.1 (4)確定模數(shù) m=d1/Z153.97/24=2.25 取標準模數(shù)值 m=2.5d1=m*Z1=2.52460

16、mm(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核式中齒輪嚙合寬度b=dd1 =1.160=66mm為防止兩齒輪因裝配后軸向稍有錯位而導致嚙合齒寬減小，常把小齒輪的寬度在計算尺寬b的基礎上，人為地加寬約410mm,這里取b=70mm齒形因數(shù) YFa1=2.65 YFa2=2.18(課本表14-6)應力校正因數(shù) YSa1=1.58 YSa2=1.79(課本表14-6)許用應力 查課本圖14-25 Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 取SF=1.25 則 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求（6） 幾何尺寸計算 d1=mZ1=2.524=60 mm d2=mZ2=2.5108=270 mma=m

17、（Z1+Z2）/2=3（20+90）/2=165 mm b=70 mm b2=70 取小齒輪寬度 b1=70 mm （7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s對照表14-8可知選擇8級精度合適。七 軸的設計1、 齒輪軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=3.46 KW 轉速為n=342.86 r/min根據(jù)課

18、本P243（17-2）式，并查表17-3，取A0=115d(3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加7%，取D1=28mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（5-1）15+29=78 mm 則第一段長度L1=80mm右起第二段直徑取D2=38mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm。 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為dDB=408018，那么該段的直徑為D3=40mm，

19、長度為L3=18mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為66mm，分度圓直徑為60mm，齒輪的寬度為70mm，則，此段的直徑為D5=66mm，長度為L5=70mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=48mm 長度取L6= 10mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=0.060m作用在齒輪上的轉矩為：T1 =93.59 Nm 求圓周力：

20、FtFt=2T1/d1=293.590.060=3119.67N 求徑向力FrFr=Fttan=3119.67tan200=1135.47NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1559.84 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr62/124=567.74N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA54=84.21 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA54=30.66Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd

21、1/2=59.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第五段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=105.76Nm ,由課本表17-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D53)=105.761000/(0.1663)=3.68Nm-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=56.151000/(0.1303)=25.58 Nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。

22、 受力圖如下：P的值為前面第10頁中給出由手冊查得軸上開一個鍵槽時，軸徑小于30mm,軸徑應增大7%。在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到Z=5，其余的數(shù)據(jù)手冊得。D1=28mmL1=80mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=18mmD4=48mmL4=10mmD5=66mmL5=70mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=3119.67NFr=1135.47NRA=RB=1559.84NRA=RB=567.74NMC=84.21NmMC1= MC2=30.66 NmMC1=MC2=89.62NmT=59.0 Nm=0.6MeC2=73.14Nm-1=60Mpa

23、MD=56.15Nm 輸出軸的設計計算(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調質，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=3.29 KW 轉速為n=76.36 r/min根據(jù)課本P243（17-2）式，并查表17-3，取A0=115d(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取45mm，根據(jù)計算轉矩TC=KAT=1.3410.84=534.09Nm，查標準GB/T 50142003，選用LXZ2型彈性柱

24、銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=84mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=70mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為dDB=5510021，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=36右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=70mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=6

25、8mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=65mm ,長度取L5=10mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=60mm，長度取L6= 10mm右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=55mm，長度L7=21mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=270mm作用在齒輪上的轉矩為：T2 =411.46Nm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2411.460.270=3047.89N 求徑向力FrFr=Fttan=3047.89tan200=1109.34NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)

26、軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1523.95 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2= 554.67 N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA72.5= 110.49 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA72.5=40.21 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd2/2=3047.890.27 2=411.46 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗

27、算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=273.45Nm ,由課本表13-1有:-1=59Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=273.451000/(0.1603)=12.66 Mpa -1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：e= MD/W= MD/(0.1D13)=246.881000/(0.1453)=27.09 Mpa -1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：D1=45mmL1=84mmD2=52mmL2=70mmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=68

28、mmD5=65mmL5=10mmD6=60mmL6=10mmD7=55mmL7=21mmFt=3047.89NmFr=1109.34NmRA=RB=1523.95NmRA=RB=554.67 NMC=110.49NmMC1= MC2=40.21 NmMC1=MC2=117.58NmT=411.46 Nm=0.6MeC2=273.45Nm-1=59MpaMD=246.88Nme=27.09Mpa繪制軸的工藝圖（見圖紙）八箱體結構設計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物

29、進入機體內和潤滑油飛濺出來。(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆

30、卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚

31、8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d112機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d28聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d6df，d1, d2至外機壁距離C122, 18，13df， d2至凸緣邊緣距離C220,11軸承旁凸臺半徑R120,11凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 54,34大齒輪頂圓與內機壁距離112齒輪端面與內機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D280,95軸承端蓋凸緣

32、厚度t 9軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2九鍵聯(lián)接設計1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=28mm,L1=80mm查手冊得，選用C型平鍵，得：C鍵 87 GB1095-2003 L=L1-b/2=80-8/2=76mmT=96.26Nm h=7mm根據(jù)課本P248（17-7）式得p=4 T103/(dhL)=496.261000/（28776） =25.85Mpa p (110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=60mm L3=68mm T=410.84Nm查手冊P51 選用A型平鍵鍵1811 GB1096-2003l=L3-b=68-18=50mm h=11mmp=4T103/（dhl）=4410.841000/（601150）=49.80Mpa p (110Mpa)十滾動軸承設計根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=1036516=58400小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到F