毕业设计（论文）-履带拖拉机无级变速器设计（换档离合器设计）【全套图纸】.pdf

i 履带拖拉机无级变速器设计（换档离合器设计）履带拖拉机无级变速器设计（换档离合器设计） 摘摘 要要 本文介绍了设计的内容和设计指导思想，本次设计的内容是设 计履 带拖拉机无级变速器 换档离合器设计，重点介绍和分析研究 了离 合器，并在设计中根据 不同的工况进行的设计，特别介绍了一 种新 型的无级变速装置液 压机械无级传动，也是一种双功率流无 级传 动系统，具有无级调速 、高效率的特性，是大功率车辆较理想 的传 动方式。液压机械无级 变速器是一种液压功率流与机械功率流 并联 的新型传动装置，通过 机械传动实现传动高效率，通过液压传 动的 可控调速与机械传动相 结合实现无级变速。该装置的采用能大 幅度 地提高车辆的动力性、经济性和操作自动化水平。湿式多片离 合器 是动力换档拖拉机传动 装置中主要部件之 一。湿式多片换档离 合器 是动力换档拖拉机传动 装置中主要部件之 一。对该离合器结构 设计 特点做了系统 地论述，对摩擦片、回位弹簧、快速排油阀等关 键部 件进行了设计，对冷却润滑 的实现及密封装置的选择，并对离 合器的扭矩容量、热容量及其寿命进行了分析计算。 关键词关键词：拖拉机，液压机械传动，负载换挡，湿式多片离合器 2 design of continuously variable transmission of tracked tractor (design of wet shift clutch) absract the design content and the design guiding ideology are introduced in this paper. this design content is the design wet shift clutch of tracked tractor stepless transmission gearbox. the hydro- mechanical continuously variable transmission (hmcvt) is a new type transmission device, which consists of a mechanical transmission (mt) combined in parallel with a hydrostatic transmission (hst) featuring a pair of hydraulic units. the hmcvt has a continuously variable shifting ratio by the combination of hst and mt and achieves high efficiency by mt. this device can greatly improve power and fuel economy characteristics and operation automation level of vehicle. the wet multi- disk shifting clutch is one of main parts of power- shift tractor gearing. this paper discusses systematically the structural design features of this clutch, including the design of key parts such as friction plate, return spring and quick draining oil valve, the implementation of cooling and lubrication and the selection of sealing devices. the analysis and calculation of torque capacity, heat capacity and service life of this clutch are also carried out. key words: tractor, hydo- mechanical stepless transmission, load shift, wet multiple disc shift clutch 3 目目 录录 第 一 章第 一 章 前前 言言 .1 第二章第二章 液压无级变速器传动方案的设计液压无级变速器传动方案的设计.3 2.1 设计任务及已知条件 .3 2.2 液压无级变速传动方案的选择3 2.3 传动参数的确定 .4 2.3.1 中心距和各对齿轮传动比的确定4 2.3.2 离合器的状态5 2.3.3 液压泵及液压马达的选择6 2.4 无级调速特性7 第三章第三章 液压无级变速器换档机构离合器的设计液压无级变速器换档机构离合器的设计 9 3.1 离合器概论 9 3.1.1 离合器的功用与分类 .9 3.1.2 影响离合器选择的因素 10 3.2 离合器的设计要求和选型 11 3.2.1 离合器的设计要求 11 3.2.2 离合器的选型 11 3.2.3 湿式摩擦式离合器润滑油的选择 12 3.2.4 湿式摩擦式离合器的润滑方式.12 3.3 湿式多片离合器主要参数的选择 13 3.4 湿式多片换档离合器的设计计算 15 3.4.1 摩擦片的设计计算.15 3.4.2 回位弹簧的设计计算 . . . . 21 3.4.3 快速排油阀的设计计算 30 第四章第四章 结结 论论 .36 参考文献参考文献 37 致致 谢谢.39 4 第一章第一章 前前 言言 液压式无级变速器是 由液压传动和机械传动有机的结合 而成， 兼 有 液 压传动与无级调速的特点。 液压机械无级传动 作为一种新型的传 动 技 术自 20 世纪 70 年代 以来取得 了较大的进 展， 已开始成功地运用 于 车 辆上，液压机械无级传 动具有可控的无级调速特性、以小功率的 液 压 元件传递大功率的率比特性、高效率特性，是车辆无级传动的理 想 方 法。 车辆传动系的功 用是将发动机的功率传 至驱动轮， 并按车辆行驶 的 要 求 改 变 车 速 与 牵 引 力 。 无 级 传 动 被 认 为 是 最 理 想 的 车 辆 传 动 形 式 ，目前世界主要 机械无级 变速器的 生产国家 有日本、美国、意大利 和 俄 国等。产品 有摩擦 式、链式、带式 及脉动式等 30 多种结构形式 。 中 国 是在 20 世纪 60 年代 前后起步 ， 目前能够初步满足社会生产的要 求 。 液压机械无级传动是 一种多流传动系统， 他将功率分 为液压和机 械 两 路传递， 分流机 构分流后液压马达在正向和反向最 大速度之间来 回 无 级变速， 其每一个行程 与行星齿轮有一个工况配合最后两路汇 成 由 若 干无级调速 段相衔接并逐段升 高的全程无级变 化输出速度。 液压 元 件 只负担最 大功率的一部分，其他功率都是由机械路传递。这相当 于 将 液压无级变速功率 扩大， 传动总效率相对于液压传动也 明显提高 了 。 目 前 国 际 上 大 功 率 履 带 拖 拉 机 以 及 部 分 工 程 车 辆 的 传 动 系 广 泛 采 用 液力变矩器与动 力换档变速器 组合的形式， 即我们常标 的动力机 械 传 动。还有部分先进机械采用了全液压传动 技术，其操纵已由手动 电 液 控制或微电脑 控制技术方面发展，并取得非常好 的效果，大大 提 高 了 整机行 驶平顺和作业性能，虽然他们都具有无级变速的功能，操 纵 轻 便，整机动 力性好，可靠性高， 但由于传动系的传动效率较 低 ， 直 接 影响 了整机生产 率和经济性。为此，开发设计既具有良好的动力 性 ， 又有较高传动效率的传动系统一 直是国内外广大工程技术人员长 期 潜 心研究 攻关的重点 项目。近几年来，日本小松公司 成功地研制出 5 了 世界上最 先进的液压机械传动变速 箱，并率 先将其应用于推土机 、 装 载 机等工程车辆，在车辆传动技术领域取得重大的 突破。同 期，许 多 国 外 著 名 公 司 也 成 功 地 将 液 压 机 械 传 动 应 到 履 带 拖 拉 机 差 速 转 向 系 中 。在我国 ，该项技术正 式开始应用于大功率履带式拖拉机，随着 我 国 机械 制造 技术 的高速发展， 相信液压机械 出动技术必将得到广泛 的 应 用，使国产 履带式拖拉机、推土机的技术性能达到国际化先进水 平 。 在我国拖拉机 产品 中， 换档多采用手动式的滑动齿轮和啮合齿轮 来 实 现的，换档 前先分离主离合器 切断发动机的动 力，这样不仅增加 了 操 纵人员 的劳动强度，而 且换档时间长，换档 平顺性差，降低了拖 拉 机 的动力性和 燃油经济性。借助于几组摩擦元件（湿式摩擦片 离合 器 和 制动器 ） 实行动 力换档， 拖拉机在从一个档位换到另一个档位时 ， 无 须 切断 发动机 到变速 箱的动力，直接进行换档，从而大大提高了拖 拉 机 的动力性能。摩擦 元件是拖拉机动 力换档装置中 主要部件之 一 ， 其 性 能的好坏 ，直接影响着拖拉机动 力换档品质。 6 第二章第二章 液压无级变速器传动方案的设计液压无级变速器传动方案的设计 2.1 设计任务及已知条件设计任务及已知条件 设计 任务： 设计履带拖拉机无 极变速器， 其作 业速度范围 为：前进挡 320kkm/h，倒车挡 26km/h。 变速方式 ：液压机械 双功率流传动。 发动机额定功率 ：ne =106 kw 发动机额定转速：min/2300rne= 对履带拖拉机无 极变速器的换档 元件，即换档离合器进行设计 。 2.2 液压无极变速器传递方案的选择液压无极变速器传递方案的选择 2.2.1 几种液压机械无级传动形式 液压机械无级变速器 有 多行星排式和单行星排。 多行星排式结构 如 图（21）所示。单行星排式是由单个行星排和一个机械自动变速 器 组 成。其传动方 案如图（22）所示 。 图 21 多 行 星 排 液 压 机 械 无 级 传 动 方 案 以上两种无级变速传 动 形式的方 案， 其基本原理是行 星轮三自由 7 度 中的两个输 入中的一 个发生 变化，那么输出的那个就发生变化。从 两 图 中可 以看出多行星排形式的比较结构比较复杂。 单行星排形式的 结 构 比较简单，而且也能满 足设计任务书中的要求。所以本设计采用 单 行 星 排 形 式 的 液 压 机 械 无 级 传 递 方 案 。 下 面 我 们 将 进 行 参 数 的 选 择 。 图 22 单 个 行 星 排 液 压 机 械 无 级 传 动 原 理 图 2.3 传动参数的确定传动参数的确定 2.3.1 中心矩和各对齿轮传动比的确定 为了尽可能地 应用原来的生产线和原来的部件总成，并且根据拖 拉 机 变速器中 心距 设计 经验公式： 3 ja tka = （2- 1） 输入轴和输出 轴的中 心距继续采用原来的中心距（a=157.5mm） 。 为 了 使得本变速器的 轴向距离尽可能的减少，我们把低速段（挡）离 合 器 与高速 段（挡）离合器 布置在同一 径向位置，所以去其他两中心 距 为1a =185 mm,2a = 210 mm （a 表示多挡自 动变速 部分的输入轴与 输 出 轴的中 心 距；1a 表示多挡自 动 变速 部分的输入轴 与中 间轴的中 8 心 距；2a 表示多挡自 动变速部分的中 间轴与输出轴的中心距） 。 根据拖拉机变速器 齿 轮模数设计的 经验公式： ()36 . 04 . 0tmt= （2- 2） 式中 ：t 为变速器的 输入转矩 代入数据得出 齿轮 的最大模数 m， 为了设计方 便以及尽量降低变 速 器 的轴向尺寸 ，所以将所有齿轮的模数选为 m=5。 根 据 机 械 设 计 手 册 常 用 行 星 轮 系 的 各 齿 轮 的 齿 数 关 系 以 及 行 星 轮 的 个数，选取 k 为 2.9。根据所查阅的有关材料，把 321 iii选在 0.35 左 右， 根据液压 泵以及参数把 1 i 、2i 、3i 的齿数取得如下： 1 z18=， 2 z31=， 3 z34=，44 4 =z，34 5 =z， 6 z44=。则 321 iii352836. 0=，可 以满足前 面所 选。在保证 中心距 的同 时还要不发生运 动干涉，得到其他传动齿轮的 齿 数 以及传动 比，如表 2- 1 表 2- 1 第 4 对 到 第 8 对 齿 轮 的 齿 数 和 传 动 比 4 5 6 7 8 主 动 齿 数 30 42 26 22 39 从 动 齿 数 54 42 37 5 45 传 动 比 4 i=1.8 5 i=1 6 i=1.423 7 i=2.2174 8 i=1.1 2.3.2 离合器的状态 根据设计 要求 ，前进分为四段，倒车分为两段。 （见表 2- 2） 假设 0 n 、 b n 、 s n 、 r n 、 c n 、 d n 分别为变速器的 出入轴、输出轴、 太 阳 轮、齿圈、行 星架、多挡变速器 输出轴的转速。 k 为行星排特性 参数: s r z z k = （2- 3） 式中 ： r z 为齿圈的齿数， s z 为太阳轮的齿数。 由行星齿轮各构件 的运动关系： cr nkknn)1 ( 5 +=+ （2- 4） 可以推导出各段的速度特性。 9 1）hm1段 () 654 0 321654654 1 1iiik n iii e k iii n iii n n cd b + += （2- 5） 2）hm 2段 654 0 21654654 1 1 iiki n ii e k iii n iii n n cd b += （2- 6） 3) 其他各段的计 算 由图 2- 1 及表 2- 1 可以看出，hm 3段与 hm1段传动形式相同，计 算 其 速 度时将（2- 1）中的 543 iii用 6 i 代换就可以了。同理（2- 2）中 的 543 iii 用 6 i 代换，即 表 2- 2 离 合 器 结 合 状 态 表 段 （ 挡 ） 位 1 c 2 c 3 c 4 c 5 c 6 c 7 c 前 进 hm 1 + + + m 1 + + + hm2 + + + hm 3 + + + m 2 + + + hm 4 + + + 倒 车 hm 1 + + + m 1 + + + hm 2 + + + 2.3.3 液压泵及液压马达的选择 1、液压马达 的选择 1) 发动机的参数 106= e pkw, 2300= e n转/min， mn n p t e e e = 2 . 440 2300 106 95509550 2) 行星机构各个构建的扭矩比 )1 (:1:kkttt crs +=1:2.9:3.9 10 由此可知，当行星架输 出是太阳轮上的扭矩较大。由结构可知当 变 速 器为纯机械传动 时，太阳轮上的扭矩最大。其最大值为： 79.151 9 . 2 2 . 440 max = k t t r s mn 此时 马达所需要的转矩为： = 32 max max ii t t s 254.21mn 根据 2= eg mpv 取mpap40=，则mlvg94.39= 根据现有的 产品 选用 90 系列型号为 042 的柱塞马达。此种马达 的 参 数如下： 表 2- 3 90 系 列 型 号 为 042 的 定 量 马 达 参 数 参 数 排 量 1 rml 额 定 压 力 a mp 最 高 压 力 a mp 最 低 转 数 min r 1 额 定 转 数 min r 1 最 高 转 数 min r 1 定 量 马 达 42 42 48 0 4200 4600 2、液压泵的选择 由于上面所 计算液压 泵排量 时，是把液压泵的额定排量 和液压马 达 的 额定排量 当着一样来计算的， 所以现在选择的液压 泵与液压马达 对 应 。即选择 90 系列型号为 042 的柱塞泵。此种马达的参数如下： 表 2- 4 90 系 列 型 号 为 042 的 定 量 泵 参 数 参 数 排 量 1 rml 额 定 压 力 a mp 最 高 压 力 a mp 最 低 转 数 min r 1 额 定 转 数 min r 1 最 高 转 数 min r 1 定 量 泵 42 42 48 500 4200 4600 2.4 无级调速特性无级调速特性 由（2- 5） 、(2- 6)反映了液压机械无级变速器的无级调速特性。把 各 齿 轮副的传动 比和行 星特性参数代入， 就可以得到液压机械无级变 11 速 器各段（挡）速 比随变量泵和定量马达排量比 e变化特性曲线。计 算 的 输出 转速与 e如下表 ： 表 2- 5 输 出 转 速 与 e 排 量 比e -0.352836 0.352836 0.002755 0.352836 -0.692794 输 出 转 速 437.44 897.897 1205.1 1616.3 3268 并且画出他 们的关系 图（2- 4） 。 图 2- 4 输 出 转 速 与 e 的 关 系 由图可知，当变量泵和定量马达排量比 e在-1 倒+1 范围内变化 时 ，变速器的速 度是连续无级变 化。图中水平线表示速比不随 e变化 的 两 个纯机械 挡。 12 第三章第三章 液压无级变速器换档机构离合器的设计液压无级变速器换档机构离合器的设计 3.1 离合器概论离合器概论 对于 以 内 燃 机 为 动 力 的 拖 拉 机 ， 离 合 器 在 机 械 传 动 系 中 是 作 为 一 个 独 立 的 总 成 而 存 在 的 ， 它 是 传 动 系 中 直 接 与 发 动 机 相 连 接 的 总 成 。目前 ，拖拉机 采用 的多 为摩擦式离合器。离合器 用来传递或切断 发 动 机传 给传动系的动 力并限制传动系过 载。 湿式离合器 用黏度较低 的 油 液冷却摩擦 表面，故散热好、磨损小，能适应恶劣的工作条件 ， 用 于 大功率拖拉机 上。 湿式离合器的摩擦系数小， 故采用双边或多片， 且 需 要的较大的压 紧力，往往用液压操纵。液压压 紧式离合器制造精 度 要 求高，主要作用 在动力换档的变速 箱中，也有用作离合器。湿式 离 合 器工作性能稳定，长期 使用后压紧力和摩擦系数变化不大，多用 于 作 业负荷大的 农业拖拉机上， 操纵频繁的工业拖拉机 上和动力换档 变 速 箱中。 3.1.1 离合器的功用与分类 离合器是一种可 以通过各种操纵方式，实现 主、从动部分在同 轴 线 上 传递运 动和动 力时具有接合或分离功 能的装置。 离合器有各种不 同 的 用途，根据 原动机和工 作机之间或机械中各部件之 间的工作要 求 ， 离合器可 以实现相 对起动或停止，以及改变传动 件的工作状态 ， 达 到 改变传动 比，实现传动件之间相互同步或超越运动。此外，离合 器 还 可以作为起 动或过载时控制传递转矩大小的安全保护装置等。 按离合器机和 元件传动的工 作原理，可 以分为嵌合式离合器和摩 擦 式 离合器 ；按实现离、合动 作的过程可分为操纵式和自控式；按离 合 器 的操纵方式， 则可分为机械式、 气压式、液压式和 电磁式等。 13 3.1.2 影响离合器选择的因素 一 、 原动机的起动特性 对于用三相笼式异步电动机驱动的传动系统， 由于其最大转矩与 额 定 转矩间的比值较大，离 合器在 接合加载过程中，转速不会有明显 下 降 。因此，可以允许有较 大的超载范围，故可选用较大容 量的离合 器，以便在加载结合 时有可能迅速驱动，不至于出 现长时间的打滑现 象 ，造 成摩擦 发热，使摩擦加剧。对于内燃机等原动机，在接合加载 过 程 中， 原动机 转速会有显著下降，为了避免原动机转速过分下降， 应 采 用工作容量储备 较小的离合器。 二 、 离合器的受载特性 对于工作载 荷稳 定，而起动时从动部分的惯性也很小的传动系 统，可选用 较小容量和较小尺寸的离合器。而对于在受冲击 载荷的离 合 器 或从 动部分具有 很大惯性以及需要在高转差率下工作的离合器 ， 如 无 有效的 缓冲 和减振装置时，应选用容量较大的离合器，以避免离 合 器 严重打滑或接合时间过长。当轴系有可能出现扭振时，为防止离 合 器 或其他传动 元件损坏，保证离合器 正常运转，除了考虑离合器的 容 量 外，更重要的是进行扭振计算，通过 改变工作转速，远离轴系的 临 界 转速，避开共振区 ，或者在接合元件间增设减震装置，改变轴系 刚 度 ，消除共振 。 三 、 接合元件的性质 嵌合式接合元件传递转矩能力 大，外形尺寸小，可以保证接合后 主 从 动件之 间的转速完全同步，而且没有发热和温升，但因接合元件 为 金 属制成，刚性大，在有 转速差下接合的瞬时，主从动件上将产生 相 当 大的 冲机， 引起 陡振和噪声，特别是在有 载荷情况下高速结合 ， 有 可 能损坏嵌合元件。因此，有种 接合元件的使用限于静止或相对转 速 差 较小，在 空载或轻 载情况下接合的传动系统。 摩擦式接合元件， 由 于 在接合过 程， 可以容许中从动接合元件间存在一定的滑差， 因此 ， 虽 然 滑动会引起 能能量 的损耗和发热， 但却可使主从动接合件能在较 大 转 速差下进行 接合， 而且接合是具有 柔性无冲击。 14 四 、 操纵方式 依靠人力的各种机械 操纵离合器 操纵力（= d h b 弹簧的高径比较大，轴向载荷达到一定值会产生 侧向弯曲而失 去稳 定性。为保证不至失去稳定性，在弹簧中加导杆，可以使弹簧 达到稳定。 3、倒挡离合器回位弹簧的设计计算 储备系数： 5 . 1= 计算转矩： mntc=75.1164 摩擦片的工作面外径： mmmd196. 0196= 摩擦片的工作面内径： mmmd1646. 06 .164= 每个摩擦副的面积： 22222 00889 . 0 )1646 . 0 196 . 0 ( 4 14 . 3 )( 4 mddf= 每个摩擦片扣除沟槽后的净面积： 2 1 00711 . 0 00889 . 0 8 . 08 . 0mff= 摩擦片上的总压紧力： nfq 2 . 122291000711 . 0 72 . 1 1072 . 1 66 1 = 油缸的转速（取最大转速） ：min/1205nn = 活塞的内径： cmr9 . 7= 活塞的外径： cmr1 . 4= 旋转轴的外径： cmr75 . 2 0 = 排油需要的压力： mpaq05 . 0 0 = 油缸的工作压力： mpaq2 1 = 密封圈摩擦阻力： nqqf876.366 2 . 1222903 . 0 03 . 0 = 压力损失对活塞的阻力，由（3- 7）得： 2 0 22 0 10)(=qrrq 32 n92.7151005 . 0 )1 . 49 . 7(14 . 3 222 = 离心力对活塞的阻力，由（3- 8）得： )2()(1085 . 7 2 0 222282 rrrrrnq+= n 3 . 468)75 . 2 21 . 49 . 7()1 . 49 . 7(10120585 . 7 2222282 =+= 由（3- 6）得到，倒速当离合器回位弹簧力： nqqqq ft 1 . 1551 3 . 46892.715876.366 10 =+=+= 选择 9 个回位弹簧，分担回位弹簧力，则每个弹簧的最大载荷： n q p t n 3 . 172 9 1 . 1551 9 = 每个弹簧的最小载荷： n q p52 9 3 . 468 9 1 1 = 根据结构取弹簧的实际的工作行程：mmh3= 回位弹簧的材料直径由（3- 7）得到： 95 . 1 760 311 . 1 5 3 . 172 6 . 16 . 1= = p nck p d 式中： d d c =； cc c k 615 . 0 44 14 + = 或由表 3- 3 查得 取材料直径：mmd5 . 2= 由表 11- 2- 9 1 （弹簧中径系列尺寸）中查得中径：mmd14= 所 以 弹 簧 的 外 径 ：mmddd 5 . 165 . 214 1 =+=+=， 弹 簧 的 内 径 ： mmddd 5 . 115 . 214 2 = 查表 11- 2- 19 查得参数如下表： 表 3- 6 圆柱螺旋压缩弹簧计算表 1 材料直 径 弹簧中 径 许用压 强 工作极限载 荷 单圈变形量 单圈刚度 d=2.5mm d=14mm 830mpa pj=257.73n mmf j 033 . 2 = 1 141 =mmnpd 33 因为弹簧的实际行程 h=3mm，得到： n h pp p n 1 . 40 3 52 3 . 172 1 = = = 所以弹簧的有效圈数： 3 . 4 1 . 40 3 . 172 = p p n d 查表 11- 2- 10 1 ，取弹簧的圈数：n=8 ，两端磨平，弹簧的总圈 数：10282 2 =+=+= nn 弹簧的节距： mmdft j 5 . 45 . 2033 . 2 =+=+= 弹簧的自由高度： mmdnth75.305 . 25 . 15 . 485 . 1 0 =+=+= 查弹簧自由高度表 11- 2- 12 1 ，将弹簧的自由高度要原整，所以 弹簧的自由高度：mmh40 0 = 弹簧的最小载荷时的高度： mm p p hh 7 . 38 1 . 40 52 40 1 01 = 弹簧的最大载荷时的高度： mm p p hh n n 7 . 35 1 . 40 3 . 172 40 0 = 弹簧的极限载荷时的高度： mm p p hh j j 55.33 1 . 40 73.257 40 0 = 弹簧的高径比： 6 . 28 . 2 14 40 0 = d h b 弹簧的高径比较大，轴向载荷达到一定值会产生 侧向弯曲而失 去稳 定性。为保证不至失去稳定性，在弹簧中加导杆，可以使弹簧 达到稳定。 34 3.4.3 快速排油阀的设计计算 工业拖拉机广泛应用动力换档变速箱，为了提高换档的可靠性 和接合的平顺性，应合理设计换档离合器的快速排油阀，使其工作 性能最佳。 对换档离合器快速排油阀的要求是：当换档离合器在高转速下 工作时换档，换档离合器液压缸接通压力油，油压力应克服相应的 钢球离心力，使快速排油阀自动迅速关闭，以保证换档离合器液压 缸的供油压力在驾驶员的控制之下，减少换档冲击，提高换档平顺 性；当换档离合器在低转速下换档时，泄去操纵油压，快速排油阀 应能依靠该工况下钢球离心力自动迅速打开，保证换档离合器迅速 彻底分离，以减少摩擦片的磨损，提高换档离合器和寿命。 一、快速排油阀的力分析 （1）钢球的离心力 f： 3 2 3 0 6 1 rdf g = （3- 10） 钢球的离心力轴向分力： 6 tan 3 2 3 0 rd f g m = （3- 11) 钢球的离心力轴向分力的油压值： 6 2 3 2 3 0 6 3 10 cos3 tan