二级即两级展开式圆柱齿轮减速器设计【F=3200 V=0.95 D=390】【优秀机械课程毕业设计论文】
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二级
两级
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圆柱齿轮
减速器
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机械
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- 资源描述：
-
文档包括:
说明书一份,25页,4600字左右.
课程设计PPT一份.
图纸共3张,如下所示
A0-两级展开式圆柱齿轮减速器.dwg
A1-齿轮.dwg
A1-轴.dwg
- 内容简介：
-
1 目录 （ 1） （ 1） （ 2） 4转动件的设计 （ 3） （ 10） （ 19） （ 22） （ 23） （ 23） （ 23） （ 23） 2 设计计算与说明 主要结果 3 1. 传 动方案的分析 传 动 方 案 如 下 ：为两级圆柱齿轮减速器。齿轮为斜齿轮，总传动比大，结构简单，应用广。斜齿轮传动时，传动平稳。链传动运动不平稳，为减小冲击和振动，将其布置在低速级。 2. 电动机的选择 3 2 0 0 0 . 9 5 3 0 4 0 V w 滚筒的转速： 6 0 1 0 0 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 9 5 4 6 . 5 2 23 9 0 m i 联轴器功率1 齿轮功率2 链轮功率3 轴承功率4 输送带功率5 总效率为 241 2 3 4 5 工作机输出 功率 3040w 设计与计算说明 主要结 4 果 所需电机功率P =3040/ 参考文献 查表 20取 额定功率 4满载转速 1440r/定转矩 大转矩 量 43心高 H=112伸轴段 为 280 3. 转动装置的设计 1. 计算总转动比： n =1440/ 2. 分配各级转动比 为使两极的大齿轮有相近的浸油深度，高速转动比11i/2i= 1 2 3i i i=i=i= 3. 各轴转速 1 1440r/21nn i =1440/32nn i =. 各轴输入功率 0 3 . 8 5 5dp p k w1 0 1 3 . 8 5 5 0 . 9 9 3 3 . 8 2 8p p k w 2 1 2 3 . 8 2 8 0 . 9 6 0 3 3 . 6 7 6p p k w 3 2 3 3 . 6 7 6 0 . 9 6 0 3 3 . 5 3 0p p k w 4 3 4 3 . 6 7 6 0 . 9 1 0 8 3 . 2 1 5p p k w 5. 各轴输入转矩 0009550PT n 9550 440=动机型号速为 1440r/m m m 各轴输入功率为 轴输入扭矩 5 设计计算与说明 主要结果 6 1119550PT n 9550 440=229550PT n 9550 339550PT n 9550 449550PT n 9550 上数据整理如下： 项目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 卷轴 转速（ r/ 1440 1440 率（ 矩（ 转动比 1 率 （ 一 ）高速级齿轮的设计 料，齿数。 参考文献（ 2）第十章 一般工作机，速度不高，选 7级。 小齿轮为 40质处理，硬度 280齿轮为 45 钢，调质处理，硬度240齿轮齿数选 21，大齿轮选 85。 初选螺旋角 14度 即 231 21 1） 确定各计算值 1，试选 0 0=+2= 01。 020齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600550 度 7级 材料40数21/85 设 计计算与说明 主要结 7 果 应力循环次数。 1N=160 hn =60 14401（ 1030028） /2=910 2N=1N/（ 21i） =910 由图 10失效概率 1%，安全系数为 S=1。 1H = 1 600=540 2H = 2 550= 触应力 H=（ 1H + 2H ） /2= 2）计算 1. 231 21 2 43 2 1 . 6 2 . 5 3 9 1 0 4 . 0 9 5 12 . 4 3 3 1 8 9 . 85 3 1 . 2 5 1 . 7 4 . 0 9 5 =1160 1000=s 3.b=d1= h=b/h=. 计算纵向重合度 =1z 21a= V=s， 7级精度，由图 10v=表 10表 10表 10以 K=v实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为 8 设计计算与说明 主要结果 9 311t 3 3 93 5 1 算模数1（ 14 ） /21= 213212F a S Y C O 确定系数 K=v纵向重合度从图 10=算当量齿数 3 3 011 / c o s 2 1 / c o s 1 4= 3 022 / c o s 8 5 / c o s 1 4=齿形系数 由表 10 2 1 1 由 10小齿轮的弯曲疲劳极限为 500齿轮的为 380 由图 10，2 取弯曲疲劳安全系数 S=为对称循环。 111 0 . 8 5 5 0 00 . 7 0 . 7 1 . 4F N F S = 2 1 22 0 . 8 8 3 8 00 . 7 0 . 7 1 . 4F N F S = 计算大小齿轮的 并比较 111 222 大齿轮数大 计计算与说明 主要结果 10 设计计算 213212F a S Y C O =合比较可取模数为 满足弯曲强度和接触强度。 中心距 a=12( ) / 2 c o z m = 0( 2 1 8 5 ) 2 . 5 / 2 c o s 1 4 =中心距圆整为 136 = 02 1 8 5 2 . 5c o s 1 3 . 0 2 6 82 1 3 6 其改变不是很大， 不必修正。 大小齿轮分度圆直径11 02 1 2 . 5 5 3 . 8 9c o s c o s 1 3 . 0 2 6 8m m 22 08 5 2 . 5 2 1 8 . 1 1c o s c o s 1 3 . 0 2 6 8m m 大小齿轮吃宽分别取 5560 （二） 低速级齿轮设计 料，齿数。 一般工作机，速度不高，选 7级。 小齿轮为 40质处理，硬度 280齿轮为 45 钢，调质处理，硬度240齿轮齿数选 26，大齿轮选 82。初选螺旋角 14度 即 231 21 1） 确定各计算值 1，试选 0 0=0.+2= 01。 020齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600心距为 136 宽为60 55 7级 45钢 齿数26/82 设计计算与说明 主要结 11 果 550 应力循环次数。 1N=160 hn =60 （ 1030028） /2=910 2N=1N/（ 22i） =910 由图 10失效概率 1%，安全系数为 S=1。 1H = 1 600=546 2H = 2 550=517 H=（ 1H + 2H ） /2= 2）计算 1. 231 21 2 43 2 1 . 6 9 . 8 8 3 2 1 0 3 . 1 5 12 . 4 3 3 1 8 9 . 85 3 1 . 5 1 . 6 1 3 . 1 5 =1160 1000=s 3.b=d1= h=b/h=. 计算纵向重合度 =1z 26a= V=s， 7级精度，由图 10v=表 10表 10表 10以 K=v12 设计计算与说明 主要结果 13 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为 311t 3 3 15 8 1 算模数1（ 14 ） /26= 213212F a S Y C O 确定系数 K=v纵向重合度从图 10=算当量齿数 3 3 011 / c o s 2 6 / c o s 1 4= 3 022 / c o s 8 2 / c o s 1 4=齿形系数 由表 10 2 1 1 由 10小齿轮的弯曲疲劳极限为 500齿轮的为 380 由图 10，2 取弯曲疲劳安全系数 S=为对称循环。 111 0 . 9 5 0 00 . 7 0 . 7 1 . 4F N F S =225 2 1 22 0 . 9 2 3 8 00 . 7 0 . 7 1 . 4F N F S = 计算大小齿轮的 并比较 11125= 222 大齿轮数大 计计算与说明 主要结 14 果 设计计算 213212F a S Y C O =比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数 满足弯曲疲劳强度，但为了满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 011c o s 7 2 . 8 2 7 c o s 1 4 2 8 . 32 . 5 ，齿轮 1取 28，则齿轮 2取 28=89 中心距 a=12( ) / 2 c o z m = 0( 2 8 8 9 ) 2 . 5 / 2 c o s 1 4 =中心距圆整为 150 = 02 8 8 9 2 . 5c o s 1 2 . 8 3 8 62 1 5 0 其改变不是很大，不必修正。 大小齿轮分度圆直径11 02 8 2 . 5 7 1 . 7 9c o s c o s 1 2 . 8 3 8 6m m 22 08 9 2 . 5 2 2 8 . 2 1c o s c o s 1 2 . 8 3 8 6m m 大小齿轮吃宽分别取 7580 （三）链轮的设计 7，则大链轮齿数为 41。 参考文献（ 2）第九章 由表 9a= 9z= 则单排链计算功率为 1 . 4 1 . 3 5 3 . 5 3 6 . 6 7c a a K P k w 2 由转速 图 9选 20表 9条节距为 p= 0 ( 3 0 5 0 ) ( 3 0 5 0 ) 3 1 . 7 5 9 5 2 . 5 1 5 8 7 . 5a p m m m m 取0a=1000应的链节数为2210 21002 22p zz pl 21 0 0 0 1 7 4 1 4 1 1 7 3 1 . 7 52 9 2 . 4 53 1 . 7 5 2 2 1 0 0 0 取链节数为 94 数为28/89 中心距为 150 宽为80 75 齿数为17/41 15 设计计算与说明 主要结果 16 查表 9 1 1 22 0 . 2 4 8 1 4 3 1 . 7 5 2 9 2 1 7 4 1 9 9 3pa f p l z z m m 4 . 11 1 1 3 . 9 5 1 7 3 1 . 7 5 1 . 0 2 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0n z pv m s由 图 9 5. 有效圆周力： 1 0 0 0 1 0 0 0 3 . 5 3 / 1 . 0 2 5 3 4 4 3e 压轴力系数 ，则压轴力为 1 . 1 5 3 4 4 3 3 9 6 0P F p F N 其总的转动比为 8 9 8 5 4 1 / 2 1 2 8 1 7 3 1 . 0 2 8 9i 实其误差为 3 0 . 9 5 3 3 1 . 0 2 8 93 0 . 9 5 3理 （一）高速轴 参考文献第 15章 1. 1P=n=1440r/T= . 5 2 1 / c o s 1 3 . 0 2 6 8 5 3 . 8 9c o m m 112 2 2 5 3 9 0 / 5 3 . 8 9 9 4 2 t a n 352c o 0t a n 9 4 2 t a n 1 3 . 0 2 6 8 2 1 8 N 齿轮轴，选 40质处理。 根据表 150=112 1 33m i n 013 . 8 2 81 1 2 1 5 . 5 21440pd a m 因轴上有键槽 其最小直径需扩大 7%，为 可选弹性柱销联轴器。 2 5 3 9 0 1 . 3 3 8 0 8 5 .c a T N m m 选 2 52 最大中心距 993 效圆周力3443 压轴力 3960 相对误差 设计计算与说明 主要结 17 果 5. 轴 的 受 力 分 析 如 下 ：计算如下； 力如下 1 5 3 / 1 9 3 2 5 9 t N 2 1 4 0 / 1 9 3 6 8 3 t N / 2 2 1 8 5 3 . 8 9 / 2 5 8 7 4 a D N （ 1） 1 5 3 3 5 2 5 3 5 8 7 4 1271 9 3 1 9 3 r M 18 设计计算与说明 主要结果 19 2 1 4 0 3 5 2 1 4 0 5 8 7 4 2251 9 3 1 9 3 r M （ 2） 1 5 3 3 5 2 5 3 5 8 7 4 661 9 3 1 9 3 r M a 2 1 4 0 3 5 2 1 4 0 5 8 7 4 2861 9 3 1 9 3 r M a 弯距如下 1 1 4 0 2 5 9 1 4 0 3 6 2 6 0H N N m m （ 1）11 1 4 0 1 2 7 1 4 0 1 7 7 8 0V N N m m 22 5 3 2 2 5 5 3 1 1 9 2 5V N N m m 2 2 2 211 3 6 2 6 0 1 7 7 8 0 4 0 3 8 5 M N m m （ 2）11 1 4 0 6 6 1 4 0 9 2 4 0V N N m m 22 5 3 2 8 6 5 3 1 5 1 5 8V N N m m 2 2 2 222 3 6 2 6 0 1 5 1 5 8 3 9 3 0 1 M N m m 取最大值 40385，扭矩为 25390 取齿轮中心处和齿轮左侧校核。中心处： 22 221134 0 3 8 5 2 5 3 9 0 4 . 6 00 . 1 4 7 P 齿轮左侧处1 4 0 3 8 5 1 1 0 / 1 4 0 3 1 3 7 1M 22 22113 3 1 3 7 1 2 5 3 9 0 8 . 7 10 . 1 3 6 P 材料为 40质处理，由表 15 1=70可以满足。 （二）中速轴 1. 1P=n=T= . 5 2 8 / c o s 1 2 . 8 3 8 6 7 1 . 7 9c o m m 齿轮 2的分度圆直径为 大弯矩为40385 扭矩为 25390 强度满足 设计计算与说明 主要结 20 果 3 32 2 9 9 8 3 0 / 7 1 . 7 9 2 7 8 1 33 t a n 1038c o 033 t a n 9 4 2 t a n 1 2 . 8 3 8 6 6 3 4 N 齿轮 2上的同齿轮 1的力相同，方向相反。 齿轮轴，选 45钢 ，调质处理。 根据表 150=112 1 33m i n 013 . 6 7 61 1 2 2 4 . 4 93 5 1 . 6 5pd a m 4. 轴 的 尺 寸 如 下 图 ：受力图如下 ： 21 设计计算与说明 主要结果 22 5计算：力如下： 321 1 3 1 . 5 3 5 4 . 5 2 7 8 1 1 3 1 . 5 9 4 2 5 4 . 5 21281 9 6 1 9 6 2781+942595N 2 2 2 / 2 2 1 8 2 1 8 . 1 1 / 2 2 3 7 7 4 d N 3 3 3 / 2 6 3 4 7 1 . 7 9 / 2 2 2 7 5 7 d N （ 1） 2 3 3 21 1 3 1 . 5 3 5 4 . 5 361196a a r M F 2352+361325N （ 2） 2 3 3 21 1 3 1 . 5 3 5 4 . 5 836196a a r M F F 2836+35250N。 弯矩如下： 11 6 4 . 5 2 1 2 8 6 4 . 5 1 3 7 2 5 6H N N m m 22 5 4 . 5 1 5 9 5 5 4 . 5 8 6 9 2 8H N N m m （ 1）1 1 1 6 4 . 5 3 6 1 6 4 . 5 2 3 2 8 5V N N m m 1 2 1 36 4 . 5 3 6 1 6 4 . 5 2 2 7 5 7 4 6 0 4 2V N V M N m m 2 1 1 5 4 . 5 3 2 5 5 4 . 5 1 7 7 1 3V N N m m 2 2 1 25 4 . 5 3 2 5 5 4 . 5 2 3 7 7 4 6 0 6 2V N V M N m m （ 2）1 1 1 6 4 . 5 8 3 6 6 4 . 5 5 3 9 2 2V N N m m 1 2 1 36 4 . 5 8 3 6 6 4 . 5 2 2 7 5 7 3 1 1 6 5V N V M N m m 2 1 1 5 4 . 5 1 5 0 5 4 . 5 8 1 7 5V N N m m 2 2 1 25 4 . 5 1 5 0 5 4 . 5 2 3 7 7 4 1 5 5 9 9V N V M N m m 总弯矩 如（ 1） 2 2 2 21 1 1 1 1 1 3 7 2 5 6 2 3 2 8 5 1 3 9 2 1 7 M N m m 2 2 2 21 2 1 1 2 1 3 7 2 5 6 4 6 4 0 2 1 4 4 7 7 2 M N m m 设计计算与说明 23 2 2 2 22 1 2 2 1 8 6 9 2 8 1 7 7 1 3 8 8 7 1 4 M N m m 2 2 2 22 2 2 2 2 8 6 9 2 8 6 0 6 2 8 7 1 3 9 M N m m （ 2） 2 2 2 21 1 1 1 1 1 3 7 2 5 6 5 3 9 2 2 1 4 7 4 6 8 M N m m 2 2 2 21 2 1 1 2 1 3 7 2 5 6 3 1 1 6 5 1 4 0 7 5 0 M N m m 2 2 2 22 1 2 2 1 8 6 9 2 8 8 1 7 5 8 7 3 1 2 M N m m 2 2 2 22 2 2 2 2 8 6 9 2 8 1 5 5 9 9 8 8 3 1 7 M N m m 最大值为（ 2）中的11 147468M ，扭矩为 99830。 的强度。 由图知道最大弯矩和扭拒在齿轮 3的中心处，并较核齿轮 3左侧的轴肩处的强度。 22 2211131 4 7 4 6 8 9 9 8 3 0 2 7 . 80 . 1 4 0 P 左侧轴肩处的弯矩为1 1 4 7 4 6 8 3 6 . 5 / 6 4 . 5 8 3 4 5 1M N m m 22 2211138 3 4 5 1 9 9 8 3 0 4 8 . 20 . 1 3 0 P 材料为 45钢，调质处理，由表 15 1=60可以满足 （三）低速轴 1. 1P=n=T= 向相反。 4 2781 1038 634齿轮轴，选 45钢，调质处理。 根据表 150=112 1 33m i n 013 . 5 3 01 0 0 3 1 . 4 11 1 3 . 9 5pd a m 由于有两个键槽直径需扩大 最小 处取为 36 最大弯矩为147468 强度满足 最小直径 36 设计计算与说明 主要结 24 果 5. 受力图如下：计算如下 ： 14 5 9 . 8 / 1 9 6 . 6 8 4 6N H N 24 1 3 6 . 8 / 1 9 6 . 6 1 9 3 5N H N / 2 6 3 4 2 2 8 . 2 1 / 2 7 2 3 4 3 a D N （ 1） 42 8 3 . 8 5 9 . 81 1 9 6 . 6 7 2 3 4 3 3 9 6 0 2 8 3 . 8 1 0 3 8 1 3 6 . 8 57691 9 6 . 6a P m m 25 设计计算与说明 主要结果 48 7 . 2 1 3 6 . 81 1 9 6 . 6 2847a P m m （ 2） 41 5 9 . 8 2 8 3 . 8 50331 9 6 . 6a r F 41 1 3 6 . 8 8 7 . 2 21111 9 6 . 6a r F F 弯矩如下： 1 1 3 6 . 8 8 4 6 1 3 6 . 8 1 1 5 7 3 3H N N m m （ 1）1 8 7 . 2 3 9 6 0 8 7 . 2 3 4 5 3 1 2 N m m 2 2 2 5 9 . 8 2 8 4 7 5 9 . 8 1 7 0 2 5 1V N N m m 2 2 2 5 9 . 8 1 7 0 2 5 1 7 2 3 4 3 9 7 9 0 8V N V M N m m 2 2 2 211 3 4 5 3 1 2 2 9 5 8 4 0 4 5 4 7 1 1 M N m m 2处的明显要小很多。 （ 2）1 8 7 . 2 3 9 6 0 8 7 . 2 3 4 5 3 1 2 N m m 2 2 2 5 9 . 8 2 1 1 1 5 9 . 8 1 2 6 2 3 8V N N m m 2 2 2 5 9 . 8 1 2 6 2 3 8 7 2 3 4 3 1 9 8 5 8 1V N V M N m m 2 2 2 211 3 4 5 3 1 2 2 9 5 8 4 0 4 5 4 7 1 1 M N m m 2处的明显要小很多。 由尺寸图可以知道轴 1处的弯矩最大，直径相对最小 6. 22 2211133 4 5 3 1 2 2 9 5 8 4 0 4 9 . 90 . 1 4 5 P 22 2211139 5 0 4 0 2 9 5 8 4 0 6 6 . 60 . 1 3 6 P 材料为 40质处理，由表 15 1=70可以满足。 处的轴肩受的弯矩 相对很大，切受扭矩。有应力集中，过度配合。需 校核该轴键左侧，右侧没有装配，且直径较大，不需校核。 抗弯截面系数 30 . 1 9 1 1 2 . 5 抗扭截面系数 30 . 1 2 1 8 2 2 5 该处弯距是 341259 N ，扭矩 295840 N 。 截面上的弯曲应力为 最大弯矩为345312 强度满足 26 设计计算与 说明 341259 3 7 . 4 59 1 1 2 . 5b M W M P a 截面上的扭转切应力为 295840 1 6 . 2 318225 M P a 轴的材料为 40质处理，由表 15=735 1=355=200 截面上由于应力集中形成的理论应力集中系数及按附表 3取。 因r/d=D/d=得= 又由附图 3 . 7 6 0 . 8 2，。 故有效应力集中系数为 1 0 . 8 2 1 . 6 6 1 1 . 5 4 1 2k 1 0 . 7 5 2 . 0 9 1 1 . 8 2 8 4k 由附图 3=附图 3= 轴按磨削加工，由附图 3 轴未经表面强化处理，即q=1可得综合系数为； 1 1 . 8 2 8 4 11 1 2 . 5 2 50 . 7 5 0 . 9 2 1 1 . 5 4 1 2 11 1 1 . 90 . 8 5 0 . 9 2 计算安全系数： 1 355 3 . 7 5 43 7 . 4 5 2 . 5 2 5 1 200 6 . 4 8 61 6 . 2 3 1 . 9 22 3 . 2 5S=可知其安全。 主要结果 安全系数满足 27 28 设计计算与说明 参考文献 （ 2） 13章 轴承为 6206型号，无派生轴向力。 承 1受轴向力为 218N。则0/ 0 . 2 1 8 / 1 0 0 . 0 2 1 8插值法求得 e=Y=X= 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 2 5 9 1 2 7 2 8 8r N H I N F N 2 2 2 22 2 2 6 8 3 2 2 5 7 1 9r N H N F N . 5 6 2 8 8 2 . 1 3 2 1 8 6 2 6 N ，19N承 2受轴向力为 218N。 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 2 5 4 6 6 2 6 7r N H I N F N 2 2 2 22 2 2 6 8 3 2 8 6 7 4 0r N H N F N 67N， . 5 6 7 4 0 2 . 1 3 2 1 8 8 7 9 N 综合可选 879N， 361 0 1 0 6 1 5 209616 0 P r 6 0 1 4 4 0 1 . 4 0 . 8 7 9h 20961/300/2/8=轴承在经济使用期限内。 轴承为 6306型号，无派生轴向力。 承 2受轴向力为 416N。则0/ 0 . 4 1 6 / 1 4 . 2 0 . 0 2 9 3插值法求得 e=Y=X= 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 2 1 2 8 3 6 1 2 1 5 8r N H I N F N 主要结果 轴承为6206型号 轴承为6306 29 设计计算与说明 主 要结果 2 2 2 22 2 2 1 5 9 5 3 2 5 1 6 2 8r N H N F N 158N， . 5 6 1 6 2 8 1 . 9 7 7 4 1 6 1 7 3 4 N 受轴向力，为 416N。 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 2 1 2 8 8 3 6 2 2 8 6r N H I N F N 2 2 2 22 2 2 1 5 9 5 1 5 0 1 6 0 2r N H N F N . 5 6 2 2 8 6 1 . 9 7 7 4 1 6 2 1 0 3 N ，602N综合可选 2103N， 3661 0 1 0 2 0 . 8 167126 0 P r 6 0 3 5 1 . 6 5 1 . 4 2 . 1 0 3h 16712/300/2/8=轴承在经济使用期限内。 轴承型号是 7309C，有派生力。 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 8 4 6 5 7 6 9 5 8 3 1r N H I N F N 2 2 2 22 2 2 1 9 3 5 2 8 4 7 3 4 4 2r N H N F N 34N。 初选 e=10 . 4 2 3 3 2 N，220 . 4 1 3 7 7 N的径向力一致，122 3 3 2 6 3 4 1 3 7 7d a F 1 23322 2966 10/ 2 . 3 3 2 / 3 9 . 8 0 . 0 4 6 8，20/ 2 . 9 6 6 / 3 9 . 8 0 . 0 7 4 5。 查表得 ，120 。 寿命为 轴承为7309c 30 设计计算与说明 主要结果 110 . 5 6 3 2 6 5 N，220 . 5 6 1 9 2 8 N。 123 2 6 5 6 3 4 1 9 2 8d a F 所以1 32652 3899 10/ 3 . 2 6 5 / 3 9 . 8 0 . 0 8 2，20/ 3 . 8 9 9 / 3 9 . 8 0 . 0 9 8。 查表120 ，无变化。查表得 Y=1， X= 1 1 1 0 . 4 4 5 8 3 1 3 2 6 5 5 8 3 1 F Y F N 2 2 2 0 . 4 4 3 4 4 2 3 8 8 9 5 4 1 3 F Y F N 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 8 4 6 5 0 3 3 5 1 0 4r N H I N F N 2 2 2 22 2 2 1 9 3 5 2 1 1 1 2 8 6 4r N H N F N 34N。 初选 e=10 . 4 2 0 4 2 N，220 . 4 1 1 4 6 N的径向力一致，122 0 4 2 1 1 4 6 6 3 4 1 7 8 0d d F 1 20422 1408 10/ 2 .
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