二级圆锥圆柱齿轮减速器(带式输送机传动系统)_(一)VIP

1、-、机械设计课程设计任务书设计带式运输机传动装置（两级锥齿轮一斜齿圆柱齿轮减速器）、总体布置简图二、工作条件：1 .连续单向运转。2 .载荷平稳。3 .两班制。4 .结构紧凑。5 .工作寿命5年。三、工作机输入功率：2.85 kw工作机输入转速：80 rpm四、设计内容：1、电动机选择与运动参数的计算；2、齿轮传动设计计算；3、轴的设计；4、滚动轴承的选择；5、键和联轴器的选择与校核；6、装配图、零件图的绘制；7、设计计算说明书的编写；五、设计任务1、绘制减速器装配图1张。2、绘制减速器零件图1-2张。3、编写设计说明书一份。主要结果计算与说明二、电动机的选择1、电动机转速的确定工作机转速：8

2、0rpm锥齿轮圆柱齿轮减速器彳动比范围一般为i=1025最大值为：40故电动机转速应在 nd in范围内即：8002000 rpm最大值：3600rpm同步转速为1440r/min根据电动机的选择原则应选择：丫系列三相笼型异步电动机2、电动机功率的确定查机械设计课程设计表12-8名称数量效率代号斜齿圆柱齿轮10.940.991锥齿轮10.920.98n2联轴器20.950.995n3轴承40.98n4卷筒10.940.97n5计算得传动的装置的总效率： n ni n2 n； n： mmin 0.6494977max 0.8949936工作机输入功率：p 2.85kw28所需电动机输出功率为pd

3、 且算得:apdmax 4.3880063pdmax 3.1843803确定电机y系列三相异步电动 机，型号为y112m-4，额定功 率4kw,满载转 速nm 1440r/min 。i13, i26即：电动机转速：8002000rpm最大值：36000rpm电动机功率：3.1843803403880063查机械设计课程设计表 12-1 （机械设计课程设计手册p173）最后确定电机 y系列三相异步电动机，型号为y112m-4 ,额定功率4kw,满载转速nm 1440r/min。三、传动系统的运动和动力参数计算1、分配各级传动比电动机满载转速 nm 1440r/min。工作机主动轴转速：nw 80

4、rmpn1440总传动比iznm 144018nw 80查书得推荐值：i1 0.25iz,且i13,得ii 3, i26,满足要求。2、由传动比分配结果计算轴速n nmini 0.97n2 0.95n3 0.993、分别取：n4 0.98n5 0.96 n 0.799726 0.80各轴输入功率ppd p各轴输入转矩t 9550 n将计算结果列在卜表45号钢调质。小 齿轮齿面硬度为 280hbs , 轮 齿面硬度为240hbs轴号功率p/kw转矩t/( n m)转速n/ (r/min )传动比电机轴3.5623.6014401361i轴3.4622.901440ii轴3.2264.00480i

5、ii轴3.06365.0080卷筒轴2.85340.0080四、传动零件的计算1、圆锥直齿齿轮传动的计算选择齿形制gb12369-90 ,齿形角20设计基本参数与条件：齿数比 u=3,传递功率p13.46kw ,主动轴转速ni 1440r / min ,米用一班制工作，寿命 5年(一年以360天计)，小锥齿轮悬臂布置。(1)选择齿轮材料和精度等级材料均选取 45号钢调质。小齿轮齿面硬度为280hbs,大齿轮齿面硬度为 240hbs。精度等级取8级。试选小齿轮齿数 z123，则z2 uz1 3 23 69(2)按齿面接触疲劳强度设计查3(10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式dit 2.92 3

6、 ( ze )2 kt12,hr(1 0.5 r)2u 试选载荷系数：kt 2.31。 计算小齿轮传递的扭矩：ti9.55 106-p122946.52778n mmni 取齿宽系数： r 0.5 (机械设计表10-7, p205)1 确定材料弹性影响系数：ze 189.8mpa(机械设计，表106,p20l) 确定区域系数：锥齿角为 20。标准直齿圆锥齿轮传动：zh 2.5根据循环次数公式3式10-13 ,计算应力循环次数：n1 60nl jlh 60 1440 1 2 8 360 5 2.48832 109n19n210.82944 109u 查3图10-19得接触疲劳寿命系数： khn1

7、 0.97, khn2 1.1查3图10-21(d)得 疲劳极 限应力：h 1ml 600mpa ,hlim2 550mpa1%,安全系数 由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为sh1.0,hikhn1 h limlsh582mpah 2khn 2 h lim 2sh605mpa齿轮分度圆直径：dit2.92ze )2ktii h，r(1 0.5 r)2u，dit 57.25837385dmi d1t(1 0.5 r) 42.94378039mm? 齿轮的圆周速度vdmini60 10003.23788476 m/s? 计算载荷系数:d1d212rbi69mm ,207mm18 2

8、66,71 3354109.0986mmb2 36mma：齿轮使用系数，查3表10-7得ka 1b:动载系数，查3图10-8得kv 1.17c：齿间分配系数，查3表10-9得kh kf 1.4d：齿向载荷分布系数 khkf1.5kh be查3表 10-9 得 kh be 1.25,所以 kh kf 1.875e ： 接 触 强 度 载 荷 系kkakvkh kh 1 1.17 1.4 1.875 3.07125。按载荷系数校正分度圆直径d1 d1t3k/kt 62.96125937mmm d12.73744606 mz1取标准值，模数圆整为 m 3mm计算齿轮的相关参数d1mz1 69mm,

9、d2 mz2 207 mm1 arctan 至 18 266,2 901 71 3354z2d11-99.55049198mm。确定齿宽：brr 49.77524599 mm圆整取b1b2 50mm(3)校核齿根弯曲疲劳强度，2218cos 21.58, yfa2 2.06 , ysa2 1.97o载荷系数k 2.31当量齿数zvi24, zv2cos 1查3表 10-5 得 yfa12.65 , ysa1取安全系数sf 1.4由3图10-18得弯曲疲劳寿命系数 kfn1 0.86, kfn2 0.9查3图10-20得弯曲疲劳极限为：fe1 500mpa , fe2 380mpak_许用应力f

10、1kfn1 fe1 307.14mpasff2 kfn2 fe2 244.29mpa sf校核强度，由3式10-232-ysafbm2(1 0.5 r)2zf计算得 f1 76.58710043mpa f 1f2 71095748612mpa f2可知弯曲强度满足，参数合理。2、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比u=6,传递功率p23.22kw ,主动轴转速n2 480r/min ,采用二班制工作，寿命 5年(一年以360天计)。(1)选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮材料选取 40cr钢调质，大齿轮选取 45钢调质，小齿轮齿面硬度为280hbs ,大齿轮齿面硬度为 240hbs

11、。运输机为一般工作机，精度等级取7级。试选小齿轮齿数 24z2 uz1 6 24 144初选螺旋角14(2)按齿面接触疲劳强度设计查3(10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式,i2ktt1 u 1,zezh、2dt 3i() du h试选载荷系数：kt 1.6计 算 小 齿 轮 传 递 的 扭 矩：_6 p2-_ 4t1 9.55 10 6.406458333 10 n mm取齿宽系数： d 11确定弹性影响系数：由3表10-6, ze189.8mpa7确定区域系数：查3图10-30,标准直齿圆锥齿轮传动：zh 2.433根据循环次数公式3式10-13 ,计算应力循环次数：n160 nl jl

12、h 60 480 1 2 8 360 5 0.82944 109n19n21 0.13824 109u查3图10-19得接触疲劳寿命系数：khn1 0.90, khn2 0.95查3图 10-21(d)得疲劳极限应力：hlm1 600mpa , hm 550mpa由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数sh 1.0,h1khn1 hlim1 540mpa ,shh2 khn2-hlim2 522.5mpa shh hi h2 531.25mpa2由3图 10-26 查得12 0.78 0.87 1.65代入数值计算小齿轮直径 d1t 49.76112509mmd.n圆周

13、速度v -1- 1.25063348m/s 60 1000齿宽b及模数m-t ,b d d1t 1 49.76112509mm 49.76112509mmd1t cosmnt 2.012125003mmz1h 2.25mnt 4.527281257 mmb/h 10.99139246计算纵向重合度0.318 dz1tan1.617391304计算载荷系数:a：齿轮使用系数,查3表10-2得kab:动载系数，查3图 10-8 得 kv1.11c：齿间分配系数,查3表10-3得khkf 1.2d:查3表10-4得齿向载荷分布系数kh1.417查3图 10-13 得 kf 1.35kkakvkh k

14、h 1 1.13 1.21.4171.921452按载荷系数校正分度圆直径d d#52.89241257mm计算模数mnd1 cos2.067950163mmzi(3)按齿根弯曲强度设计 由3式 10-17mn3 2kt1y cos2 yfaysa2 dz1f计算载荷系数kakvkf kf1.887444v v,由纵向重合度1.617391304 ,从机械设计课程手册图10-28 得y 0.90计算当量齿zvizi3cos24.6z2zv23cos99.4由3图10-20得弯曲疲劳强度极限fe1 500mpa , fe2 380mpa由3图10-18取弯曲疲劳寿命系数 kfni 0.92, k

15、fn2 0.95c6取弯曲疲劳安全系数 sf1.4由3式10-12得k fn 1 fe1f1 -n1-e1- 328.5714286mpa sff2 kfn2 fe2257.8571429mpasf由3表 10-5 得齿形系数 yfa1 2.65, yfa2 2.135得应力校正系数ysa1 1.58 , ysa2 1.827计算大、小齿轮的 yfaysa并加以比较。 fyfa1ysa1 0.012743043 ， yfa2ysa2 0.015127155f 1 f 2zz2 ad1d2bib224 ,140182mm14.25120mm160mm57 mm52mm大齿轮的数值大。计算得 mn

16、 1.242931758 mm。对比结果，显然齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，而齿轮模数m主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅齿轮直径有关，故取mn 2.1mmd1 52.8924257 mm校正齿数z1-cos 24.43797621，取 424 z2 uz1 144mn圆整中心距(z1 z2)ma2181.8056707 mm 182mm2 cos修正螺旋角arccos(z1 z2)m 0.24871 14.252a变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸d1 _z1m 120mm, d2 -z2m 160mm coscos

17、b ddi 51 .9996287 mm ，取齿宽为 b 57mm ,b2 52mm五、轴的计算1、i轴的计算(1)轴上的功率 p 3.46kw,转速 n1 1440r / min ,转矩 t1 22.9n m,(2)求作用在齿轮上的力d2 207mm圆周力 ft 221.2560386n ,轴向力 fa 25.46482513 n，径向力fr 76.3984913n(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据3表15-3,取 治 105 ,于是得p 3.46dmin a03 p 1053 一 14.09621947mm .n,1440由于输

18、入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径d12与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1tcakat1 1.3 22.9 2.977 104n mm查机械设计课程设计表17-2,结合电动机参数，所以选取型号为lt3弹性套柱销联轴器，孔径选为16mm,长42mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为30mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图1u3卓 0。轴段1-2,由联轴器型号直径为 16mm,右端应有轴肩定位，轴向长度应 该略小于 30mm,取28mm。轴段4-5,先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承， 型号取30204, 内径为20mm。

19、所以轴段直径为 20mm,长度应略小于轴承内圈宽度 14mm, 取为12mm。轴段2-3,由轴承内圈直径 20mm得轴段直径为20mm。左端联轴器又端 面距离短盖取30mm,加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为59.25mm。轴段5-6,小锥齿轮轮毂长度为 36mm,齿轮左端面距离套杯距离约为 8mm ,再加上套杯厚度 8mm,确定轴段长度为 52mm ,直径为32mm。轴段3-4,由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍， 由此计算出轴段长度为100mm。又有轴肩定位的需要， 轴肩高度取3.5mm,所以轴段直径取42mm。零件的周向定位查机械设计课程设计表 14-24得左端半联

20、轴器定位用平键，宽度为5mm,高5mm,长度略小于轴段，取20mm,选取键5 20 ,右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm,高8mm,长度略小于轴段，取45mm , 选取键10 45。轴上圆角和倒角尺寸ca 14.99mpa ca参考机械设计课程设计表12-13,取1-2、2-3、4-5的倒角分别为0.8,1.0,1.0, 圆角取 0.4, 0.5,0.5(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示56800nnn12177 nmmh 一rrnmntntttttmtrrmt 45860npir(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，

21、根据 3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转, 计算应力扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6,轴的ca,m2 ( ti)214.99mpa查3表15-1得i60mpa,因此ca i,轴安全。2、ii轴的计算轴上的功率 p2 3.22kw , 转速 n2 480rpm , 转矩- 一4 一t2 6.40 10 n mm,(2)求作用在齿轮上的力2t.大圆锥齿轮：圆周力 ft 2 2206.896552n ，轴向力 d2fa ft tan35.58517965n，径 向 力tan afr ftan 106.7555389n cos2t2一圆枉齿轮：圆周力 几 2206.896552n ，径向力 d

22、1fr0 803.2463072n。(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为 40cr,调质处理。根据3表15-3,取ao 105,于是得pc322dminao31 2 105 319.80284146mm,电480(4)轴的结构设计c1轴段4-5,由设计结果，小齿轮分度圆直径为57mm,齿宽为52mm,取此轴段直径为57mm ,长为52mm。c2轴段2-3,齿轮轮毂长度为 b2 cos 2 40mm40,轴段长度定为 38mm,直径为齿轮孔径 40mm。轴段1-2,选用轴承型号为 30205,内径20mm,故轴段直径为 2

23、0mm, 齿轮端面距离箱体内壁取7mm ,轴承距内壁2mm ,所以轴段长度取 25mm。轴段6-7,用于装轴承，长度取 16mm,直径取20mm。轴段5-6,轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁8mm左右，长度取10mm,又根据轴肩定位需要，轴径取 41mm。轴段3-4,由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为20mm,又有定位需要，轴径取 47mm。零件的周向定位查机械设计课程设计表 14-24 (p158)得锥齿轮定位用平键，宽度为 12mm ,深8mm,长度略小于轴段，取 28mm。 斜齿轮定位用平键， 宽度为16mm,深10mm,长度略小于轴段，

24、 取45mm。 轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表 12-13,取轴端倒角为2mm,圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平囿h垂直向v支反力ffnh1 188n, fnh2 1067nfnvi 1758n, fnv2 2622n弯矩mmh1 24219n mm, mh2 48549 n mmmv 119301n mm总弯矩m1 5242192 1193012 121735n mmm2 v485492 1193012 128801n mm扭矩tt2 98420n mm弯矩和扭矩图如下:ca 31.5mpa 984ednnr(6)按弯

25、扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6,轴的计算应力ca,mi2 ( ti)28.13mpa查3表 i5-i 得70mpa,因此 ca i。另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按口轴颈35mm ,若弯扭组合按照最 mi2( ti)2大处计算，有ca 3i.5mpa ,所以最终可以确定w弯扭校核结果为安全。(7)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许多, 所以应选4的左侧和5的右侧进行精确校核计算。截面4的左侧33抗弯截面系数 w 0.i

26、d i0382mm33抗扭截面系数wt0.2d20765mm截面4左侧的弯矩为121735 5692692.5m60 56926 98964 n mm截面4上的扭矩为t298420n mm截面上的弯曲应力m 98964b w 103829.53mpa截面上扭转切应力t298420t wt 207654.74mpa轴的材料为40cr,调质处理。由3表15-1查得b 735mpa,355mpa, 1 200mpa。综合系数的计算_ ,r查3附表3-2,由一d窄 .034: 1.17经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为2.08,1.61,由3附图3-1得轴的材料敏感系数为q0.81, q 0.

27、85,则有效应力集中系数为，按 3式（附表3-4)1) 1.871) 1.52由3附图3-2,3-3查得尺寸系数为0.73,扭转尺寸系数为0.84,scas13.001.5查3附图3-4,轴米用精车加工，表面质量系数为0.82,，一 一 ,一，r1，八“一，一，轴表面未经强化处理，即4 i则综合系数值为k 1 k1 2.78k 1 k 1 2.03碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为0.1,0.05安全系数的计算轴的疲劳安全系数为s 1 13.40k 、ams 1 53.75k 、amcs scsca,13.00 s 1.5;s2 s2故此处安全。截面5的右侧.一一一3一 一一3抗弯截面系数 w

28、0.1d6892mm33抗扭截面系数wt 0.2d13784mm截面5右侧的弯矩为128801m 13 36800 n mm45.5截面5上的扭矩为t2 98420n mm截面上的弯曲应力m 36800 广-b5.34mpaw 6892截面上扭转切应力t298420 口t 27.14mpawt13784轴的材料为40cr,调质处理。由3表15-1查得b 735mpa, 1355mpa, 1 200mpa。综合系数的计算查3附表 3-2,由 l 16 0.039, d 1.34 d 41d经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为2.15,1.78,由3附图3-1得轴的材料敏感系数为 q 0.8

29、1, q 0.85,则有效应力集中系数为，按 3式(附表3-4)k 1 q (1) 1.9317.331.5k 1 q (1) 1.66由3附图3-2, 3-3查得尺寸系数为0.75,扭转尺寸系数为0.85,查3附图3-4,轴采用精车加工，表面质量系数为0.82, 一 1一轴表面未经强化处理，即4 ,则综合系数值为k 1 k1 2.79k 1 k 1 2.17碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为 0.1,0.05安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为s 123.83kams 125.24kam1.5s ssa17.33 sca22s2 s2故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。3、iii轴的计算

30、轴上的功率p33.06kw ,转速八 80r / min ,转矩t3365 n m ,(2)求作用在齿轮上的力圆周力ft 匹 2339.74359n ,轴向力fa 594.22466795n ,彳空向力 d3fr 878.6385778 n(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40cr,调质处理。根据3表15-3,取 人 97,于是得dmina)3 -3 32.6825268mm ,此处有一个平键，直径增加5%,1, 飞得出直径最小为 34.31664693mm。由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径d12与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴

31、器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1tca kat3 1.5 365000 547500 n mm选取凸缘曲轴器型号为 gy6,孔径选为38mo联轴器与轴配合的轮毂长度为 82mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴段1-2,由联轴器型号得直径为32mm,右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于 60mm ,取80mm。轴段5-6,此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径50mm,长度略小于轮毂长度取为40mm。轴段6-7,选取轴承型号为30206,由轴承内圈直径得轴段直径为40mm o又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为10.5mm。轴承距离内壁取2mm左右，最后确定轴段

32、长度为35mm。轴段4-5,此段用于大齿轮定位，轴肩高度为 4mm,所以直径取75mm, 长度取10mm。轴段3-4,左端用于轴承定位，轴肩高度取 3.5mm,直径为64mm,又有 轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为 65mm。ca 29.68mpa轴段2-3,根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度为40mm ,直径取轴承内圈大小为 40mm。零件的周向定位查机械设计课程设计表14-24得左端半联轴器定位用 c型平键，宽度为10mm,长度略小于轴段，取50mm, 选取键c10 50,右端大齿轮定位用平键，宽度为12mm,长度略小于轴段，取 50mm,选取键 12 50。轴上圆

33、角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表12-13,取轴端倒角为2mm,圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示mh-yrtm-rrnth - trnrrtitrrnttnlli lltt14616ani(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6,轴的计算应力cam (1)2w29.68mpalh1 3.66 106h 48000hlh2 5.18 106h48000h查3表15-1得1 70mpa ,因此ca 1,轴安全。六、轴承的计算1、

34、i轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 fr1 jfh2,fv1 550.95n , fr2 jfj f-190.24n查机械设计课程设计表 15-1 ,得y=1.6 , e=0.37, cr 54.2kn派生力 fd1 f1 172.17n , fd2 f2 59.45n 2y2y轴向力fa 63.41n ,左侧轴承压紧由于 fa fd2 63.41 59.45 122.86n fd1 ,所以轴向力为 fa1 172.17n , fa2 108.76 n当量载荷由于 fa1 0.31 e, -fa 0.57 e, fr1fr2所以 xa 1, ya 0 , xb 0.

35、4 , yb 1.6。由于为一般载荷，所以载荷系数为fp 1.1,故当量载荷为pfp（xafr1 yafq 606.045np2fp（xbfr2 ybfh2）275.123n轴承寿命的校核106 cr6lh1 （一）3.66 106h 48000hlh1 2.57 106h48000h 一 一 5lh2 4.13 10 h 48000h60叫p106 cr6lh2 （一）5.18 106h 48000h60口 p22、ii轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 fr1扃 1 fv1 474.64n , fr2 vfht 176.58n查机械设计课程设计表 15-1 ,得y

36、=1.6 , e=0.37, cr 54.2kn派生力 fd1 f1 343.16 n, fd2 f2 46.47n2y2y轴向力fa 343.16n ,右侧轴承压紧由于 fa fd1 343.16 343.16 686.32n fd2 ,所以轴向力为 fai 389.63n , fa2 46.47n当量载荷由于皿 0.31 e,且 0.43 e,frifr2所以 xa 0.4 , ya 1.6, xb 1 , yb 0。由于为l般载荷，所以载荷系数为fp 1.1,故当量载荷为pfp（xafr1 yafq 1945n , p2fp（xbfr2 ybfa2）3368n轴承寿命的校核106 cr6lh1 （一）2.57 106h 48oo0h60n2 p1106 cr5lh2 （一）4.13 105h 48000h60n2 p23、iii轴的轴承校核轴承30208的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 fr1 y f；1 fv1 1719n , fr2 j