谷物運輸機傳動裝置設(shè)計

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1、 .湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院課程設(shè)計說明書 課程名稱：機械設(shè)計課程設(shè)計 題目名稱：谷物運輸機傳動裝置設(shè)計 班 級：2008級機械設(shè)計、制造及其自動化專業(yè)7班姓 名： 劉俊 學(xué) 號： 200841914729 指導(dǎo)教師： 高英武 評定成績：教師評語： 指導(dǎo)老師簽名： 20 年 月 日成績評閱教師日期目 錄1、 設(shè)計任務(wù)2、 電動機的選擇計算3、 計算總傳動比及分配各級傳動比4、運動參數(shù)及各動力參數(shù)計算5、齒輪傳動的設(shè)計計算6、軸的設(shè)計與強度計算一、設(shè)計任務(wù)（1）、傳動裝置簡圖. 1、卷筒2、帶式運輸機 3、聯(lián)軸器4、圓柱齒輪減速器5、聯(lián)軸器 6、電動機（2）、工作條件：1、使用期限10年，二班制

2、（每年按300天計算）；2、載荷平衡；3、運輸物品：谷物；4、單向傳動，轉(zhuǎn)速誤差不得超過5%。（3）、原始數(shù)據(jù)：運輸帶牽引P（N）2000運輸帶速度V（m/s）0.8滾筒直徑D（mm）200（4）、設(shè)計計算內(nèi)容：1、運動參數(shù)的計算，電動機的選擇；2、聯(lián)軸器的選擇；3、齒輪傳動的設(shè)計計算；4、軸的設(shè)計與強度計算；5、滾動軸承的選擇與強度校核；6、鍵的選擇與強度校核。（5）、設(shè)計任務(wù)：1、減速器裝配總圖一張（M1：1）；2、零件工作圖四張（齒輪、軸、箱體、箱蓋）。注：1、裝配圖底稿完成后，需經(jīng)指導(dǎo)教師審閱同意后方可加深。2、設(shè)計計算說明書1份。計算及說明結(jié)果二、電動機的選擇計算（1）、工作機所需功

3、率： PW=FV/1000=2000x0.8/1000=1.6KW(2)、傳動總效率：總卷聯(lián)2帶減查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 P5 表1-7得卷=0.96 聯(lián)=0.99 減=0.96 帶=0.98總=0.96x0.992x0.96x0.98=0.885（3）、電機工作所需功率：Pd=Pw/總=1.6/0.8851.81KW按PedPd原則，取Ped=3KW（4）、工作機的轉(zhuǎn)速：nw=1000*60v/D=1000x60x0.8/(3.14x200)=76.43 r/min（5）、按總傳動比 i總12原則查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 P167 12-1 Y系列電動機從同步轉(zhuǎn)速 750 r/min,8級中選

4、取型號：Y132M-8 電動機參數(shù)：電機軸直徑d=38mm型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M-837102.02.079三、計算總傳動比及分配各級傳動比：（1）、總傳動比： i總=nd/nw=710/76.439.29（2）、各級傳動比分配：按i1i2 ，i大=1.11.5i小 原則 取i大=1.5i小即 i1=1.5i2I總=i1*i2i1=3.73 i2=2.49四、運動參數(shù)及各動力參數(shù)計算：（1）、各軸轉(zhuǎn)速：nnd=710 r/minn=n/i1=710/3.73=190.35 r/minn=nw=76.43 r/min(2)、各軸

5、功率：查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 P5 表1-7得齒=0.97 軸承=0.99P電=Pd=1.81KWP=Pd聯(lián)軸承=1.81x0.99x0.99=1.77 KWP=P齒軸承=1.77x0.97x0.99=1.70 KWP=P齒軸承=1.70x0.99x0.97=1.63 KWP=P聯(lián)帶=1.63x0.99x0.98=1.58 KW1.6 KW=Pw（3）、各軸轉(zhuǎn)矩：Td=9.55*Pd/nd=9550x1.81/710=24.35 NmT= 9.55* P/n=9550x1.77/710=23.81 NmT=9.55*P/n=9550x1.70/190.35=85.29 NmT=9.55*P/n

6、=9550x1.63/76.43=203.67 N mT=9.55*P/n=9.55*Pw/nw=9550x1.6/76.43=199.92 Nm五、齒輪傳動的設(shè)計計算：5.1高速級齒輪的設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88)。3.材料選擇。由機械設(shè)計，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4.選小齒輪齒數(shù)Z1=21，則大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1=21x3.73=78.3

7、3 取Z2=791). 按齒輪面接觸強度設(shè)計1. 設(shè)計準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計機械設(shè)計P203 （10-9a），即 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.試選載荷系數(shù)。2.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設(shè)計選取齒寬系數(shù)。4.由機械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5.由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60nIjLn=60x710x2x8x300x10=2.045x1097.由機械設(shè)計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。8.計算接觸疲勞

8、許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=12.設(shè)計計算1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2.計算圓周速度。 計算齒寬bb=dd b=1x40.14mm=40.14mm計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) mt=d1t/Z1=40.14/21=1.91mm齒高 h=2.25mt=2.25x1.91=4.30mmb/h=40.14/4.30=9.3353.計算載荷系數(shù)查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得8級精度查機械設(shè)計，小齒輪相對支承非對稱布置KH=1.450由b/h=9.335 KH=1.450由圖10-13得KF=1.32故載荷系

9、數(shù) K=KAKVKHKH=1x1.0x1.10x1.450=1.5954.校正分度圓直徑由機械設(shè)計P204(10-10a)5.計算齒輪傳動的幾何尺寸1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強度設(shè)計機械設(shè)計P201 (10-5)，公式為1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1.由機械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2.由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù),得4.計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=1x1.10x1x1.32=1.4525.查取齒形系數(shù)、和應(yīng)力修正系數(shù)、由機械設(shè)計表10-5查得；6.計算大、小齒

10、輪的并加以比較； 大齒輪大7.設(shè)計計算m1對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，取由彎曲強度算得的模數(shù)1.129并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m1=2mm 接觸強度算得的分度圓直徑 =42.97mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m1=42.97/2=21.48522大齒輪 取2.集合尺寸設(shè)計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。3.齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用實心打孔式結(jié)構(gòu)大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下

11、：軸孔直徑48mm 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 輪緣厚度 板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取5.2低速級齒輪的設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88)。3.材料選擇。由機械設(shè)計，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) 取2). 按齒輪面接觸強度設(shè)計 1. 設(shè)計準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 2. 按

12、齒面接觸疲勞強度設(shè)計，即 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.試選載荷系數(shù)。2.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設(shè)計選取齒寬系數(shù)。4.由機械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5.由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限6.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60nIjLn=60x190.35x2x8x300x10=0.548x1097.由機械設(shè)計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。8.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1 2.設(shè)計計算1. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2.計算圓周速度。 計算齒寬b b=1x62.20mm=62.2

13、0mm計算齒寬與齒高之比b/hmt=d3t/Z3=62.20/21mm=2.96mmh=2.25mt=2.25x2.96mm=6.66mmb/h=62.20/6.66=9.3393.計算載荷系數(shù) 查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得8級精度查機械設(shè)計，小齒輪相對支承非對稱布置 KH=1.460由b/h=9.339 KH=1.460由圖10-13得KF=1.35故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1x1.0x1.10x1.460=1.606 4.校正分度圓直徑 由機械設(shè)計P204(10-10a)，5.計算齒輪傳動的幾何

14、尺寸1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強度設(shè)計，公式為 1.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1.由機械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2.由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù),得 4.計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=1x1.10x1x1.35=1.4855.查取齒形系數(shù)、和應(yīng)力修正系數(shù)、由機械設(shè)計表10-5查得；6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大7.設(shè)計計算m2對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的魔術(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載

15、能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.07并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2.5mm 接觸強度算得的分度圓直徑 =62.20mm，算出小齒輪齒數(shù)Z3=d3/m2=66.74/2.5=26.69627大齒輪 取2.集合尺寸設(shè)計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。3.輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大齒輪采用實心打孔式結(jié)構(gòu) 大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下：軸孔直徑48mm 輪轂長度 與齒寬相等輪轂直徑 取輪緣厚度 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取PW=1.6KW總=0.885Pd=1.81KWPed=3KWnw=76.4

16、3 r/min i總=9.29i1=3.73 i2=2.49n=710 r/min n=190.35 r/minn=76.43 r/minP電=1.81KW P=1.77 KWP=1.70 KWP=1.63 KWP=1.6 KWTd=24.35 NmT=23.81 NmT= 85.29NmT=203.67 N mT=199.92 NmT1=2.381x104N.mN1=2.045x109N2=5.483x108H1=540MPaH2=522.5MPad1t=40.14mmv=1.49m/sb=40.14mmmt=1.91mmh=4.30mmb/h=9.335K=1.595d1=42.97mmm

17、1=2.046mmF1=314.29MPaF2=247.71MPaK=1.452m1m=2mmZ1=22Z2=83d1=44mmd2=166mma=105mmB1=50mmB2=45mmT3=8.529x104N.mmN3=0.548x109N4=0.22x108H3=576MPaH4=539MPad3t=62.20mmV=0.62m/sb=62.20mmmt=2.96mmh=6.66mmb/h=9.339d3=66.74mmm2=3.18mmF3=328.57MPaF4=255.14MPaK=1.485m2m=2.5mmZ3=25Z4=63d3=62.5mmd4=157.5mma=110mm

18、5.3齒輪傳動參數(shù)表名稱符號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm105118.75傳動比i3.732.49模數(shù)mmm22.5壓力角2020齒數(shù)Z22832768分度圓直徑dmm4416667.5170齒頂圓直徑damm4817072.5175齒根圓直徑dfmm3916161.25163.75齒寬bmm50457065旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度HBS280240280240計算及說明結(jié)果六、軸設(shè)計與強度計算6.1 軸6.1.1軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩以及軸上齒輪分度圓直徑T= 9.55* P/n=9550x1.77/710=2

19、3.81 NmP=Pd聯(lián)軸承=1.81x0.99x0.99=1.77 KWnnd=710 r/min d1=44mm6.1.2作用在齒輪上的力Ft=2 T/d1=2x2.381x104/44=1083NFr=Ft=1083x0.364=394N6.1.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 先按機械設(shè)計P370（15-2），表15-3，取A0=112dmin=A0=112xmm=15.2mm計算聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca=KAT，查P351表14-1，取KA=1.3Tca=KAT=1.3x23.81N.m=30.95N.m查手冊P94表8-2選用GY5型彈性凸緣聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為400N

20、.m。半聯(lián)軸器孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=79mm。初選軸承為6008軸承代號 6008基本尺寸/mm d/D/B 40/68/15安裝尺寸/mm da/da 46/62基本額定/kN Cr/Cor 17.0/11.8i 齒頂與箱底面的距離hmin3050mm，取50mmii 保證裝油量（冷卻、潤滑）P31單級 0.350.7升/kw，多級成倍（保證冷卻），取 1.4升/KW，減速箱裝油量為1.4x3=4.2升輪齒浸油深度一個全齒高，不小于10mm（保證潤滑），取10mm。取齒頂?shù)较潴w內(nèi)壁距離為20mm。則箱體內(nèi)腔長度為Lo=a1+a2+da1

21、/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 361mm,裝油高度H=50+10=60mm則箱體內(nèi)腔寬度B=4.2x106/(60x361)mm=194mm取滾動軸承距箱體內(nèi)壁s=8mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm查手冊P53表4-1得半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為10mmX8mmX63mm6.1.4軸1的結(jié)構(gòu)如下6.1.5求軸上載荷支承跨距L=a+b=（7.5+40+25）+（25+120+7.5）mm=225mmMV= Ftab/L=1083x72.5x152.5/225=53217.42N.mmMH=Frab/L=394x72.5x152.5/

22、225=19360.72N.mmM=56629.77N.mm取=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由機械設(shè)計表P362，15-1查得許用彎曲應(yīng)力-1=60MPaca=/W=/(0.1x39)=9.845MPa3050mm，取50mmii 保證裝油量（冷卻、潤滑）P31單級 0.350.7升/kw，多級成倍（保證冷卻），取 1.4升/KW，減速箱裝油量為1.4x3=4.2升輪齒浸油深度一個全齒高，不小于10mm（保證潤滑），取10mm。取齒頂?shù)较潴w內(nèi)壁距離為20mm。則箱體內(nèi)腔長度為Lo=a1+a2+da1/2+da2/2+40=105+110+48/2+162.5/2+40 361m

23、m,裝油高度H=50+10=60mm，則箱體內(nèi)腔寬度B=4.2x106/(60x361)mm=194mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=20mm取滾動軸承距箱體內(nèi)壁s=8mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm查手冊P53表4-1得半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為10mmX8mmX63mm 齒輪軸孔直徑d=48mm齒輪與軸連接選用平鍵14mmX9mmX56mm6.3.4軸的結(jié)構(gòu)如下6.3.5求軸上載荷支承跨距L=a+b=67+158mm=225mmMv= Ftab/L=2396x67x158/225=112729.14N.mmMH=Frab/L=872x67x158/225=41026.6

24、3N.mmM=119962.67N.mm取=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由機械設(shè)計表P362，15-1查得許用彎曲應(yīng)力-1=60MPaca=/W=/(0.1x48)=15.5MPa-1=60MPa,故安全，彎矩圖如下6.3.6精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面5、6處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上應(yīng)力最大。截面5上的應(yīng)力集中的影響和截面6的相近，但截面5不受扭矩力，同時軸徑較大，股不必校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），且這里軸的直徑最大，故不必校核。由第三章附錄

25、可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，所以該軸芝需校核截面6兩側(cè)即可。2）截面6右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1x443mm3=8518.4mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2x483mm3=17036.8mm3截面6左側(cè)的彎矩M M=119962.67xN.mm=61771.82N.mm截面6上的扭矩T3 T3=203670N.mm截面上的彎曲應(yīng)力 b=M/W=61771.82/8518.4MPa=7.25MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T=T3/WT=203670/17036.8MPa=11.95MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得B=640MPa -1=275MP

26、a -1=155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。r/d=2.0/44=0.045，D/d=48/44=1.09，經(jīng)插值后可查得=2.0 =1.32又由附圖3-1可得材料的敏性系數(shù) q=0.82 q=0.85有效應(yīng)力集中系數(shù)，由附（3-4）為k=1+ q（-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82k=1+ q（-1）=1+0.85（1.32-1）=1.27由附圖3-2尺寸系數(shù) =0.75；由附圖3-3扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) =0.85軸按摩削加工，附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù) =0.91軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)K= (k/+1/-

27、1)1/q=1.82/0.75+1/0.91-1=2.53K= (k/+1/-1)1/q=1.27/0.85+1/0.91-1=1.59由3-13-2得=0.10.2，取=0.1=0.050.1， 取=0.05由（15-6）（15-8）得S=14.99S=15.82Sca=10.881.5安全3）截面6左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1x483mm3=11059.2mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2x483mm3=22118.4mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力M=119962.67xN.mm=61771.82N.mmb=M/W=61771.82/11059.2MPa=5.59MPa扭矩T

28、3及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T3=203670N.mmT=T3/WT=203670/22118.4MPa=9.21MPa過盈配合處的k/,由附表3-8用插值法求出，并取 k/=0.8k/，得k/=2.21 k/=0.8x2.21=1.77軸按摩削加工，附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù) =0.91軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)為K= (k/+1/-1)1/q=2.21+1/0.91-1=2.31K= (k/+1/-1)1/q=1.77+1/0.91-1=1.87由（15-6）（15-8）得S=21.30S=17.53Sca=13.541.5安全故該軸截面6安全。七.滾動軸承的選

29、擇及壽命校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承軸6008一對，軸6008一對，軸選用6008一對 (GB/T297-1994) 壽命計算：軸 1.查機械設(shè)計課程設(shè)計表6-1，得深溝球軸承6008 Cr=17.0KN Cor=11.8KN2.查機械設(shè)計得 X=1, Y=03.計算軸承反力及當(dāng)量動載荷：在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 Fr1H=Fr2H=1095N在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 Fr1v=Fr2v=529.5N所以軸承所受得總載荷F=Fr1=Fr2=由于基本只受軸向載荷，所以當(dāng)量動載荷查機械設(shè)計P321表13-6得：fp=1.01.2P=fp(XFr+YFa)=1.2x(1x1216.3+0)=1459.56N4.已知預(yù)期得壽命 10年，兩班制基本額定動載荷Cr=所以軸承6008安全，合格。、軸上軸承得校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果軸承6008安全，合格。M .