1、螺旋輸送器機械設計課程設計 計算說明書華南農業大學設計名稱：螺旋輸送機傳動裝置設計學號：201131150122 201131150223姓名：吳鎮宇田敬班級：11車輛一班指導老師：王慰祖設計任務書、電動機的選擇三、計算傳動裝置的運動和動力參數四、傳動件的設計計算五、軸的設計計算六、箱體的設計七、鍵聯接的選擇及校核計算八、滾動軸承的選擇及計算九、聯連軸器的選擇十、十減速器附件的選擇、潤滑與密封一、機械設計課程設計任務書題目：設計一個螺旋輸送機傳動裝置，用普通V帶傳 動和圓柱齒輪傳動組成減速器。輸送物料為粉狀或碎 粒物料，二班制，使用期限10年（每年工作日300天）,大修期四年,小批量生產。（二

2、）、工作情況：工作時載荷基本穩定，運送方向不變。（三）、原始數據輸送機工作軸上的功率P”（kW） : 2.6輸送機工作軸上的轉速n（r/min）: 80（四）、設計內容1. 電動機的選擇與運動參數計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說明書的編寫（五）、設計任務1 減速器總裝配圖1張2. 零件圖3到4張3. 不少于30頁的設計計算說明書1份（六）、設計進度仁 第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、第二階段：軸與軸系零件的設計3、第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段：裝配圖、零件

3、圖的繪制及計算說明書的編寫9電動機的選擇1. 電動機類型和結構的選擇：選擇Y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：式(1)： Pd= Pw / Ta (kw)由電動機至輸送機的傳動總效率為：打總二耳 1 X 1 24X T 3 X T 4 X T 5根據機械設計課程設計P 10表2-2式中：m、2、 Th、 114、Th分別為聯軸器仁滾動軸承(一對)、圓柱直齒輪傳動、 聯軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。取 T 1=0.99,

4、 “2= 0 99, T| 3=0.97,打 4 = 0. 99、T 5=0.93則:TU=0 99X0. 994X0. 97X0. 99X0. 93=0. 85所以：電機所需的工作功率：Pd =Pw/ti 總=2. 6/ 0. 85=3.1 (kw)因載荷平穩，電動機額定功率略大于Pd即可。3、確定電動機轉速輸送機工作軸轉速為：nw=80 r/min根據機械設計課程設計FM0表2-3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 =36。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比I r =23。則總傳動比理論 范圍為：I a = I X I / =618。故電動機轉速的可選范為Nd = I a

5、 X nw二(618) X80=4801440 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據容量和轉速，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Z功壟電動機轉速.(r/min)電動機 t (N)參考價格傳動裝JL傳動比同步轉速滿截轉速總傳動比V帶傳動減速251Y132S-45.515001440650120018.6355. 322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y16OM2-85.5750720124021009.312.53. 72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和圓錐齒輪帶傳動、

6、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：中心離H外形尺寸LX (AC/2+AD) XHD底角安糧尺 寸 AXB地腳螺栓孔 直徑K軸伸尺寸DXE駛鍵部位尺 寸 FXGD132520 X 345 X315216X1781228X8010X41電動機主要外形和安裝尺寸M/9 ADBBAB計算傳動裝置的運動和動力參數（一）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：ia= n/ nw=960/80=12總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=ioXi （式中io、i分別為開式圓錐齒輪

7、傳動和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比：根據指導書P10表2-3,取io=3 (圓錐齒輪傳動i=23)因為：ia= ioX i所以：i = ia / io= 12/3=4四、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I軸，II軸，以及io, h為相鄰兩軸間的傳動比T1O1, T|12,為相鄰兩軸的傳動效率Pi , Pn,為各軸的輸入功率(KW)Ti , Tn,為各軸的輸入轉矩(Nm)n i, nn,為各軸的輸入轉矩(r/min)可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力 參數。IV(1) 計算各軸的轉速：I 軸：n I = n=960 (r/min)I

8、I 軸：nu= n i / i =960/4=240r/minIII 軸：nm= mi螺旋輸送機： mv= nni/io=24O/3=8O r/min(2) 計算各軸的輸入功率：I 軸：Pl=PdX T)01 =PdX 7)1=3.1X0.99=3. 069 (KW)II 軸：Pll= Pl X T)12= Pl X T12X T13=3. 069 X 0. 99 X 0. 97=2.95 (KW)I I I 軸：P= Pll T|23= Pll T|2 14=2. 95X0. 99X0. 99=2.89 (KW)螺旋輸送機軸：Piv= Pm T2 T5=2. 89X0. 99X0. 93=2

9、. 66 (KW)(3) 計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為：Td=9550 卩/訂9550 X 3.1/960=30. 84 N mI 軸：Ti二 Td T|oF Td m=30. 84X0. 99=30. 53 N mII 軸： Tn= Ti i T 12= Ti i T2 T3=30. 53X4X0. 99X0. 97=117. 3N mIII 軸：T !ii= Tn 712 ti 4=117. 3 X 0. 99 X 0. 99=114. 97 N m螺旋輸送機軸：Tiv= T in io 112 T|5=317. 5N m(4) 計算各軸的輸出功率：由于I川軸的輸出功率分別為輸入

10、功率乘以軸承效率：故：P i=Pi X T軸承=3.069X0. 99=3. 04KWP ii= PuX T軸承=2.95X0. 99=2. 95KWP iii= Pm X n 軸承二2. 89 X 0.99=2. 86KWP w 二 PnX 1軸承二2. 66X0.99=2.64 KW(5) 計算各軸的輸出轉矩：由于IIII軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T，i= Ti X T軸承=30.53X0.99=30.22 N-mT n= TuX T軸承=117.3X0.99=116.1N*mT, m= TmX n 軸承=114. 97X0. 99= 113. 8N mT 詳 KX T軸

11、承=317.5X0. 99= 314. 5N m11綜合以上數據，得表如下:軸名功效率P (KW)轉矩T (N m)轉速nr/min傳動比1效率輸入輸出輸入輸出電動機軸3.130.8496010. 99I軸3.073.0430.5330.229600. 964II軸2.952. 95117.3116.12400. 98川軸2. 892. 86115113.824030. 92輸送機軸2. 662.64317.5314.580傳動零件的設計計算(一)、減速器內傳動零件設計(1) 、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。選擇小齒輪材料為40Cr (調質)，硬度為280HBS,大齒輪 材料為

12、45鋼(調質)，硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。 螺旋輸送機為一般工作機械，齒輪精度初選8級。(2) 、初選主要參數Zi=21, u=4Z2=Zi u=21 X4=84由表10-7選取齒寬系數5=1（3）按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑確定各參數值1）試選載荷系數K=1.32）計算小齒輪傳遞的轉矩Ti=9. 55x106xP/m=9 55x10、3. 04/960=3. 02x104N mm3）材料彈性影響系數由機械設計表10-5取Ze=189.84）區域系數Zh=2. 55）由圖10-25d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= 550

13、 MPd O6）由式10-15計算應力循環次數Ni = 60n1 jLh=60X960X1 X （2X8X300X10） =2.764X109 N2=Ni/4=6.912X1087）由圖10-23取接觸疲勞壽命系數Kmi=0. 93; K戕=0. 978）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,由式（1014）得#qhi= KHNl 九也=0. 93X600MPa=558MPaSS =0.97X550MPa=533.5MPa取兩者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應力，即oth = ch2=533. 5MPa（4人計算1）試算小齒輪分度圓直徑dg代入2H中較小值U + 1Zzfe

14、11KJ/=3 12 x 1.3 x 3.02 x 104 x 5 X (2.5 x 189.8) 21 x 4 x 533.52=42. 66mm2) 計算圓周速度Trdini n x 42.66 x 960 v=60 x 1000=60 x 10002.1m/s3) 計算齒寬b及模數mtb= 4 d*dit=1 X42. 66mm=42. 66mm沖如=42.66=2. 03 mmh=2 25mt=2. 25 X 2. 03mm=4 568mm b/h=42. 66/4. 568=9. 3394）計算載荷系數K已知工作載荷平穩，所以取Ka=1,根據v=2.1m/s, 8級精由表104用插值

15、法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱 布置時，Khp=1.343由圖 1013 查得 Kf3=1.28直齒輪KHa=Kfa=1 O故載荷系數K=KA*Kv*KHa*KH0=1 X1.11X1X1.343=1.4915) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式(1012)得：di=d”)K/K,= 42.666) 計算模數mm =44.652.13 mmZi 21(5)按齒根彎曲強度設計由式(107)得彎曲強度的設計公式為1）確定計算參數A. 計算載荷系數2. K=KA*Kv*KHa*KHP=1 X1.11X1X1.343=1.491A. 查取齒型系數由圖 10-17 查得 YFai=2. 7

16、6; Yfs2=2228B. 查取應力校正系數由表 10-18 查得 Y4I.56; Ys.2=1.762C. 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-24C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限QFi=500Mpa；大 齒輪的彎曲疲勞強度極限a F2=380Mpa;由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數Kfni=0. 856, Kfn2=0. 892取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式(10-14) qf=空沁得:Sqf i=428Mpa a f 2=242.11 MPa計算大、小齒輪的KT并加以比較知牛 _ 2.76x1.56T7T 428=0. 01005爭吟,2.223 1.762=0. 01621 oF2 24

17、2.11大齒輪的數值大。(6) 、設計計算m3 /2 x 1.3 x 3.02 x 104 J 1 x 212x0.0l62l=1-42mm對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數1.42并就近圓整為 標準值顧按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑di=44. 65mm,算出小齒輪齒數Zi=di/m=44. 65/1 =44 65 取 Zi=45大齒輪齒數Z2=4x45=180(7) 、幾何尺寸計算a) 計算分度圓直徑di=m Zi=2 X 45=90mmd2=tti Z2=2 X180=360mmb) 計算中心距a=m (乙+Z2) /2=2X (45+180) /2=225 mmc) 計算齒輪寬度b

18、= di 4d=90取 B2=95mm Bi=90mm(8) 、結構設計大齒輪釆用腹板式，如圖10-37 (機械設計)減速器外傳動件設計(1) .選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等 級。直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒 輪：45鋼。調質處理，齒面硬度為230HBS;大齒輪：45鋼。 正火處理，齒面硬度為190HBSo齒輪精度初選8級(2) 、初選主要參數Zi=26, u=3Z2Z1 u26 X 378 取 = 0,(pR 0.3(3) 確定許用應力A :確定極限應力m和齒面硬度：小齒輪按230HBS,大齒輪按190HBS 查圖 10-25d 得 bimL580Mpa,

19、 o-/lim2 =550 Mpa 查圖 10-24c 得iim2=380MpaB:計算應力循環次數N,確定壽命系數kHN, kNF60n3jLh =60X240X1 X (2X8X300X10) =6.912X108N2=Nyu=6. 912X1073=2. 304X108查圖 1023 得 k刪=0. 96, k刪=0. 98C:計算接觸許用應力取SF1.4由許用應力接觸疲勞應力公式V XZ 0o J =竺、吧嚴】=556. SMPaShlr y 00=呂dl = 539如S H查圖10-18得 扁二089k&O91XSf450 x 0. 89L4=286. 07JFs。4380 x 0.

20、 91L4=247妃(4) 初步計算齒輪的主要尺寸因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數 據進行計算KtTI)r(1-O.52.92n確定各參數值1) 試選載荷系數K=132) 計算小齒輪傳遞的轉矩Tf9 55x106xP/n3=9 55x106x2. 64/240=1.05x105N rm3）材料彈性影響系數由機械設計表10-5取Ze=898、/麗4）試算小齒輪分度圓直徑柿KZT2 2.92晦a卄嚴=2. 92.1. 3xl.05xl05189.820. 3 x (1 - 0. 5 x 0. 3)2 x 3 ( 539 丿=86. 54mm5）計算圓周速度V= H 嘰乞=X 沁

21、刃 X =1.087m/s 60x100060 x 1000因為有載荷平穩，查表10-2得KFI。根據v=1.09m/s, 8級精度，由圖108查得動載系數Kv=1.03；故載荷系數K=Ka*Kv*Kh*Kh0=1 X1.03X1X1.2=1 2366）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1013）得3 3 d二厶 JK/K, =86.54 x Ji.236 / 1. 3mm=85 1mm臨 1 = （1一 0磁Ml = （1-0.5 乂0.3）乂85 1=72. 335mm7）計算大端模數m牛滬3.27顧(5) 、齒根彎曲疲勞強度設計由式(1027)4KT皿e r( 1 - 0.5“

22、 r)富 J 十 +1 f確定計算參數1) 計算載荷系數由表 10-4 查得 Cbe=125 則 Kf3=1.5 KH0be=1.875K二KaKvIUKebP X1.03X1 X1.875=1.932) 齒形系數和應力修正系數因為齒形系數和應力修正系數按當量齒數乙、=亠算。其中COS Jzv1=26/0. 95=27. 37Zv2=78/0. 32=243. 75查圖10-17 齒形系數Yf尸2. 57 ；Y/2. 06查圖10-18應力修正系數Y8a1=1.60；Y8.2=1.973) 計算大、小齒輪的各并加以比校flFaY%i = 2.57 x 1.60 =Q Q 437ofj 286.

23、074)設計計算22=2.06x1,97。訂2247大齒輪的數值大。=0. 0164334KT皿l 35rnn,長度為L3=20rnn 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= D45mm,長度取l4= 22. 5mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑 為D62mm,分度圓直徑為058mm,齒輪的寬度為65mm,則，此 段的直徑為D5=0)62mn,長度為L5=65nw 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應小于滾 動軸承的內圏外徑，取D6= 1 li:/iiHl11i i2) 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，

24、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=70. 36Nm ,由課本表15T有：a-i =60Mpa 則：a e= MeC2/w= MeC2/ (o. 1 d43)=70. 36X1000/(0.1 X453) =7. 72 a-i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：ae= mD/w= mD/(o. 1 d13)=35.4X1000/(0.1X243) =25. 61 Nm a-i所以確定的尺寸是安全的。(二)、減速器輸出軸(II軸)仁初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217255HBS 軸的輸入功率為PI =2. 95KW轉速為 nl=24

25、0r/min根據課本(15-2)式，并查表15-3,取A0=115石=26.54mm2、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=360mn而Ftl=3L=645NFr 1=Ft tan a ” =235N圓周力Ftl,徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結構設計234561）擬定軸上零件的裝配方案站 幷/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軸端擋圏10半聯軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯 接，則軸應該增加5%,取0 32mn,根據計算轉矩TC=KAxT II =1X117. 3=117. 3N.m,查標準

26、 GB/T 50141985,選用 HL2 型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為11 =82mn,軸段長 L1 =80mm右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取 D40mm,根據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軸器左端面的距離為30mm,故取該段長37為 L2=74mm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6209型軸承，其尺寸 為dXDXB=45X85X19,那么該段的直徑為45nin,長度為L3=41 mm 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直 徑要增加5%,大齒輪的分度圓直徑為180mm,則

27、第四段的直徑 取05Onm,齒輪寬為b=50mm,為了保證定位的可靠性，取軸段長 度為 L4=48mm 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= 056mm ,長度取L5=6mm 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= 060mm長度取L6= 20mm0右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7二D45mm,長度 L7=19mm4、求軸上的的載荷1)根據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 =322. 5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 RA，

28、=rB =Fr/2=117. 5N1) 作出軸上各段受力情況及彎矩圖121.33N. mz*II106N. m；ihi 111 ini;t I 20. 54N.m I 鏟丨石祈z III1) 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=121.83Nm ,由課本表15T有：a-i =60Mpa 則：a e= MeC2/w= MeC2/ (o. 1 d43)=124. 83X1000/(0.1 X503) =9. 75 a-i；)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:ae= mD/w= mD/ (o.

29、 1 d13)=106X1000/(0.1 X323) =32. 35Nm a-i所以確定的尺寸是安全的。二、箱體的設計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。通氣器減速器運轉時，由于摩擦發熱，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

30、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。1. 啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠， 聯結后結合較緊，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 拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環，如裝上二個啟蓋 螺釘，將便于調整。2. 定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用 螺栓聯結后，錢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。3. 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

31、整傳動零件軸向位置的作 用4. 環首螺釘、吊環和吊鉤在機蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊 環或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。5. 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810機蓋壁厚8110機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度Bi15機座底凸緣厚度b225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數目n4軸承旁聯結螺栓直徑di16機蓋與機座聯 接螺栓直徑12軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑臨8定位銷直徑d8df, dt cL至外機壁距 離Cl28, 24, 20df,

32、 di, d2至凸緣邊緣距離C224, 20, 16軸承旁凸臺半徑R112, 8凸臺高度h根據低速級軸承座外徑 確定，以便于扳手操作 為準外機壁至軸承 座端面距離h35大齒輪頂圓與 內機壁距離Ai12齒輪端面與內機壁距離220機蓋、機座肋厚ml , m28, 8軸承端蓋外徑D290,105軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯接螺栓距離s盡量靠近，以Mdi和Ik 互不干涉為準，一般SD2一、鍵聯接的選擇及校核計算1 輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接軸徑 d3=50mmL3=48mm T II =117. 3Nm查手冊選用A型平鍵A 鍵 16x10 GB1096-2003 L=L-b=48-16=32nw

33、根據課本(6T)式得a p=4 T/(d h L)=4x116.1x1000/ (16x10x32)=90. 7Mpa aR (150Mpa)1. 輸入軸與聯軸器1聯接采用平鍵聯接軸徑 d2=24mm L2=50mm T i =30. 22N m查手冊選C型平鍵GB1096-2003B 鍵 8x7 GB1096-79I =L2b=50-8-2=40mm h=7mmap=4 Tl/(dhl)=4x30. 22x1000/ (8x7x40)=53.96Mpa ap (150Mpa)3.輸出軸與聯軸器2聯接采用平鍵聯接軸徑 d2=32mm L2=80mm Ti=116.1N m查手冊 選C型平鍵GB

34、1096-2003C鍵 10x8 GB1096-79I =L2-b=80-10=70mmh=8mmaP=4 T I / (d h I)=4x116.1x1000/ (10x8x70)=83Mpa ap (150Mpa)八、滾動軸承的選擇及計算根據條件，軸承預計壽命Lh=2X8X300X10=48000 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Fr徑向力作用，所以P=Fr=379. 3N(2) 求軸承應有的徑向基本額定載荷值C = 4800060/2 fdP 60 x 9601.2 x 379. 3預期壽命足夠：此軸承合格2. 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徑向力作用，所以P=Fr=235N(2) 求軸承應有的徑向基本額定載荷值,=整.(警 | = 1.2x235 x( 60 x 240 x