1、機械設計課程設計計算說明書設計題目二級展開式圓柱齒輪減速器專業班設計者指導老師2012年星月26_n湘安西安交通人學城m學院一、設計任務卩（2）二、傳動方案的擬定（2）三、電動機的選擇和計算（3）四、整個傳動系統運動和動力參數的選擇與計算（4）五、聯軸器的選擇一（5）六、軸的設計計算（6）七、鑄鐵箱體結構尺寸（14）八、軸的設計（15）九、軸的校核（17）十、軸承的校核一一 （21）h一、鍵的選擇少校核（23）十二、減速器附件設計（23）十三、潤滑與密封（30）十四、設計小結（26）十五、參考資料 （26）設計計算內容計算結果一、設計任務書1. 要求：連續單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動，

2、使用年限8年,小批量生產，單班制工作，輸送帶速度允許誤差±5%。2. 已知：帶的鬪周力f=1900n,帶速度v=2. 45m/s,卷筒直徑d=360mm。3. 設計任務：減速器裝配圖一張； 零件工作圖2張； 零件說明書1份。二、傳動方案的擬定傳動方案如下圖1所示：三.電動機選擇1.電動機的類型和結構形式的選擇經綜合分析，選用y系列三相交流界步電動機，此系列電動機具有高效節能、噪聲小、振動小、運行安全對靠的特點。y系列電動機,額定電壓為380v,額定頻率為5017。本設計中電動機采用封閉式結構。2.電動機容量的選擇工作機所需功率fv 1900x2.45p、, = 4.849k wk 1

3、000久1000x0.96傳動裝置總效率“° =謚軸器承缶輪=0.99- x0.993 x 0.972 = 0.8948所需電機輸出p(l = 4849 =5a91kw d0.8948w% 滾筒轉速=空=“ 2.45 = 129 9?30廠 / min 7id nxo.36綜合考慮,選 y132m26, ped=5. 5kw n.=960r/min1 傳動裝置所要求的總傳動比為:弋嚅"6同時i、i = 7.3846i.高速級傳動比由厶=j1.3 15；考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相似取1.4pw二4 849kwp 尸7.0448kwn二130r/miny132m26 氏

4、尸5. 5kw nm=960r/niin高速級傳動比=為 x 1.4 = 77.3846x1.3 = 3.0984低速級傳動比1 j；二 7.38462 3.0984= 2.38342 傳動裝置的運動和動力參數（1）.各軸的轉速：i 軸：=960r/minii軸：n = 309.837r/minii i, 3.984iii軸：n309 837 = 129.998/7 miniii i 2.3834(2) 各軸的輸入功率(kw)i軸：p=p% 軸器 | =5.4191x0.99 = 5.365kwii軸：片i芮輪 i%懷【=5.365 x0.97x0.99 = 5.152hviii 軸：f 嚴垃

5、伽輪網軸承 ii =5.152x0.97x0.99 = 4.947滾筒：片v =p|ii°軸承111"聯軸器ii=4.947 x 0.99 x 0.99 = 4.849r w(3) .各軸輸入扭矩的計算(n-m)電動機軸的輸出轉矩7；為：t()=9550x-= 9550x5419960=53.9087v-m故，i軸:tx = 53.908 x 0.99 = 53.369/v - mii軸：石i =齒輪【"軸承h=53.369 x 0.97 x 0.99 x 3.9378 = 158.6097v mi=2. 3834rij =960r/minnn = 309.837

6、r/min5 =129.998/7 minp、=5.365kw4 =5152rw= 4.947pw心=4.849k w7；)=53.9082 mtu =158.609nm=63.02 in mt = 34&6092v - mii 軸：iii二刁i”齒輪ii”軸承ii=158.609 x 0.97 x 0.99 x 2.3834 = 363.02 in m滾筒：丁 = t【ii"軸承in"聯軸器ii=363.021 x 0.99 x 0.99n m = 348.609/v m將各軸的運動和動力參數列于表1。表1各軸的運動和動力參數軸號功率p/kw轉矩t/ (n. m)

7、轉速斤（廠/min）傳動比i效率”電動機5.41953. 90896010. 99i軸5. 36553. 3699603. 09840. 96ii軸5. 152158. 609309. 3872. 38340. 96iii軸4. 947363. 021129. 99810. 96卷簡軸4. 75134& 609129. 998五聯軸器的選擇最小軸徑i 軸：/ ' c3 邑二 113x3 1 xl.03 = 21.568/?imi 卜v 1440d > 21.568mm> 32.239加加> 42.75 mmti 軸：> ca；= 113x31 4,947

8、 x 1.07 = 32.239mmii n2v 365.6864ipi 4 751iii軸:dlv >c3p-=113x3 xl.07 = 42.751m/?"店 3v 129.998電動機軸徑d二38mm1軸：主動j】型軸孔 c型鍵槽d=38mm li=82mm從動ji型軸孔c型鍵槽d=3 加m li=82mmtl6型聯般建1gb/t 4323-84六.軸的設計計算1. 高速級齒輪傳動設計1) 齒輪材料，熱處理考慮此減速器小批量生產，為便于加工，故大小齒輪都選用軟齒面 漸開線斜齒輪高速級小齒輪選用45鋼調質，齒面便度230-250hbs,取小齒輪齒數z,=27髙速級大齒倫選

9、用45鋼正火，齒而硬度190-210hbs,大齒倫齒數 z2=izl= 3.0984x27 = 83.656 取z2=85.7i u =3.148 誤差小于5% 乙 272).初步設計齒輪傳動的主要尺寸(1) 確定許用彎曲應力 .彎曲疲勞極限應力大齒輪 o fhb =220mpa小齒輪 =250mpa .壽命次數應力循環次數nfi =60jpnt = 60x1x960x(8x250x8) = 9.216 xlo8 血=60jfn2t = 60xlx 309.387 x(8x 250 x8) = 2.970 x 108 ym=0. 88 y2=0. 93 試驗齒輪應力修正系數ysr=2 .戢小安

10、全系數按一般可靠度sfmin=l. 25 .許用彎曲應力吋=嘰必兒= 250x0.x2 =352隔1.251.25o-f2=內伽2人2 耳t = 220x0.93x2 = 327.36mpa *fmin(2) .確定許川接觸應力 .接觸疲勞應力大齒輪 o hiim =580mpa小齒輪 ohm =550mpa.壽命系數 應力循環次數nh1 =6011,1 = 60x1x960x(8x250x8) = 9.216x108nh2 =60jhn2t = 60xlx 309.378 x(8x 250 x 8) = 2.970 xlo8zm=0. 9 zn2=0. 92 .最小安全系數按一般可靠度shm

11、in=l .許用接觸應力o-hi = %屁1 = 580x0.9 = 522mpa hmin】crh2=嘰鳳2 = 550x0.92 = 506mpa hmin10 h2 < 0 hi,取0 h= 0 h2 =506mpa(3)按齒面接觸強度確定中心距 .載荷系數 設齒輪按8級精度制造電機驅動，輕微振動 取k=1.2 .齒寬系數 按非對稱布置軟齒面取(pd =12%= 2x1 =0482 a u + l 3.148 + 1 .彈性系數=189. 84. 節點區域系數初設螺旋角0 = 12。zh=2. 465. 重合度系數端面重合度£a 1.88 3.2(1) cos p可 s=

12、 1.88-3.2(+ )cosl2°2785=1.687軸向重合度,z,mn° _bsin0 _0廚 sin0_ 飛邛一札zgpepn叫兀叫兀兀1 x 27=xtanl2° = 1.827 >171 =j=j=0.740£ g v 1.8276 .螺旋角系數z = jcos 0 = vcosl2° = 0.9897.設計中心距a>(u± 1)500k7 " z鼻討zpz=(34 8 + 1)3500x1.2x53.3690.482x348'189.8 x 2.46 x 0.74><0.989

13、丫<506；=8&233mm、2acosb 2x88.233xcosl2° 叫n=z+z2= 1.541取叫二2,重求中心距27 + 85a = " + )= 2x(27 + 85)=】也亦曲 2 cos (32xcosl2°圓整屮心距，取a二115mm 調整b/3 - arccos加“（石+ 5）2a2x(27 + 85)=arccos _2x115= 13.116。(4) 確定齒輪參數尺寸1. 収齒數 zf27 z2=852. 模數 mn=2mni73. 實際齒數比w= = = 3.148 z】274. 確定分度圓直徑 叫召 2x27_ .d =

14、 = 55.446mmcos p cosl3.116°. mn2x85d? = = 178.661mmcos0 cosl3.116°5. 確定齒寬b = b2 =q0 = 115 x 0.482 = 55.43mm取 b=b2=55mmbi=b2+5 二 60mm(5).驗算輪齒彎iii強度1. 當最齒數cos'/? = cos313.116° = 27,063q5 = 94 120 cos3/? cos313.116°2. 齒形系數和修正系數 線性差法可得 丫畑二2 586 ysai=l. 597yha2=2. 174 ys滬 1.7963.

15、重合度系數人 重新計算端而重合度6= 1.88-3.2| + cos0_i 勺 z2)_< 1iw=1.88-3.2 + cos 1316。_(27 85=1.6700 750 75y. = 0.25 + 圧=0.25 +1 = 0.849 £sa1.6704. 螺旋角系數由b及£心1,取y訐0.835. 校核彎曲強度x 2.57x1.60x0.849x0.83 =2000x12x5336955x55.446x2= 60.852mpa<crfi2000k7；b心叫2000 xl .2 x 53.36955x55.446x2x 2.19x1.78x0.849x0.

16、83= 57.88mpa < crf2(6) 設計結果齒輪參數及幾何尺寸模數mn=2mm齒數 z.=27z2=85齒寬 b2=55mm bi=60mm分度圓k徑dp55. 446 mmch二 17& 661 mm中心距a=l 15 mm螺旋角0=13.116°齒輪精度8級mn=2mmzi=27 b2=55mmz2=85bi=60mindi=55. 446 mm d2=178. 661 mm a二115 mmp=13. 116°齒輪材料 小齒輪45鋼，調質,230-250hbs大齒輪45鋼，正火，190-210hbs1低速級齒輪傳動設計1) 齒輪材料，熱處理考慮

17、此減速器小批量生產，為便于加工，故大小齒輪都選用軟齒面 漸開線斜齒輪高速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度230-250hbs,取小齒輪齒數乙二39高速級大齒輪選用45鋼正火,齒面硬度190-210hbs,大齒輪齒數 z2 = z x z, = 2.3834 x39 = 92.953 取 z2=101.z 02i = u =2.359 謀差小于5% 乙 392).初步設計齒輪傳動的主要尺寸(1) 確定許用彎曲應力 .彎曲疲勞極限應力大齒輪。皿=220mpa小齒輪=250mpa .壽命次數應力循環次數ni?2= 60jfn2t = 60xlx 309.387 x(8x 250 x8) = 2.97

18、0 x 108nf3 = 60jfn3t = 60x 1 x 129.998x (8x 250x 8) = 320xl()7yn2=0. 93 yn2=0. 99 .試驗齒輪應力修止系數ysr=2 .最小安全系數按一般可靠度sfmin=l. 25 許用彎曲應力%=嘰2人2&»min250x0.93x2l25=372mpa°"fliin3v3stfmin220x0.99x2l25= 348.18mpa(2) .確定許用接觸應力.接觸疲勞應力大齒輪oh頃=550mpa小齒輪=580mpa .壽命系數應力循環次數nh2=60jhn2t = 60xlx 309.3

19、87 x(8x250x8) = 2.970 x 108nh3 =60jhn3t = 60x1x1 29.9987 x(8x250x8) = 3.120xl07zn2=0. 92 zn3=0. 98最小安全系數按1般可靠度sttain=l.許用接觸應力、hn】inzn3 二、hmin580x0.92 “一 “口二=533.6mpa1550x0.9855=539mpa10 112 v o 皿,取o u = o 血=533. 6mpa(3) .按齒面接觸強度確定屮心距 .載荷系數 設齒輪按8級精度制造電機驅動，輕微振動 取k二1.2 .齒寬系數按對稱布置軟齒面取©=12 = xl_ = (

20、)591a u + 12.3834 + 1 彈性系數 命189. 85.節點區域系數初設螺旋角0 = 12。z產2. 465.重合度系數乙.端面重合度6 =1.88 - 3.2( + )cos0 zi s= 1.88-3.2(+ )cosl2° 39 92= 1.724軸向重合度cosw 二 sin 0 二sin 0 二 cos0 二 0乙 怕口妙" p叫兀m環711 x39=tan 12。= 2.639 >171= 0.616&螺旋角系數z 卩=jcos p = vcosl2° = 0.98909.設計中心距、2 £ "丿500

21、k7 (zezzn500 xl.2x 158.609 (189.8 x 2.46 x 0.616 x 0.989 v3 = arccos加“（z】+z2）la533.6_ (2.3834 + 1)”0 59x2.3834=90.597 nw?、2d cos 02 x 90.597 x cos 12°iri ="一 + 639 + 92= 1.353取叫二2,重求中心距a =叫("2)=空竺竺=135.927如 2 cos p2 x cos 12°圓整中心距,取a= 135mm 調整b2x(39 + 92)=arccos _2x135_= 13.982&#

22、176;(4) .確定齒輪參數尺寸1. 取齒數 zi二39z2=922. 模數 m,=2mm7923. 實際齒數比w=- = = 2.359 勺394. 確定分度|員1直徑d =- = 2x39 = 80.382mmcos0 cos 13.982°5. 確定齒寬h = b2 =a札=135x0.591 = 78.785mw 取 b=b2=80mmbi=b2+5=85mm(5) .驗算輪齒彎曲強度1.當量齒數3-3 =42.683cos3 0 cos313.982°9202 = =嚴=100.9872 cos3/? cos3 13.982°2. 齒形系數和修止系數線

23、性差法可得y臥二2. 37 ys滬 1.675yra2=2. 18 w1.793. 重合度系數ye 重新計算端面璽合度(1 1 )£ a 1.88 3.2 i cos p_ zz2)_( 11 y=1.88-3.2 + cos 13.982°_(39 92= 1.7110 750 75y =0.25 + 比= 0.25 += 0.688色1.7114. 螺旋角系數由6及£心1,取yp=0. 845 校核彎曲強度2()()()口bdgx 2.37 x 1.675 x 0.688 x 0.84 =2000xl.2xl58.60980x80.382x2= 67.9mpa

24、<af12000k7；b心叫x 2.18x1.776x0.688x0.842000x1.2x158.60980x80.382x2=64.727mpa < <rf2(6) .設計結果齒輪參數及幾何尺寸模數mn=2mm齒數zi=39 加二92齒寬 b2=80mm bi=85mm 分度圓直徑di=80. 385 nund2=189. 618rnni屮心距a二135 mm螺旋角0=13.116°mif2minzi=39z2=92b2=80nim bi=85min di=80. 385mm d2=189. 618mm a=135 mmb=13. 116。齒輪精度8級齒輪材料小

25、齒輪45鋼,調質,230 -250iibs 大齒輪45鋼，正火，190-210hbs七.鑄鐵箱體結構尺寸箱座壁厚：& =0. 025a+3=7mm 取 § =10mni箱蓋壁厚：1=0. 8 6 =8mm 箱朋凸緣厚度b=l. 5 6 =15mm 箱蓋凸緣厚度bi=l. 5 5 i=15mm箱底座凸緣厚度：brf. 5 6 =25mm地腳螺栓直徑：df=0. 036a+12=16. 86mm 取 m20 dr=18. 376mm地腳螺栓數目：n二4軸承旁連接螺栓直徑:dfo. 75df=13. 32mm取m16 dfu. 761mm 箱蓋與箱座連接螺栓直徑：d2=0. 5df

26、=8. 34mm取mio d2=8. 376min 軸承端蓋螺釘肓徑：d3=0. 4dt=6. 744mm取m8視孔蓋螺釗直徑：di=0. 4df=6. 744mm 取m8 定位銷直徑:d二0. 8d2=83. 35nun取4dis di、ch至外箱壁距離dr ci=26min c2=24mm、dr、ch至凸緣邊緣的距離 di ci=30mm c2二20mmj d2 ci=16mm c2=14mm >軸承旁凸臺半徑rlc2二20mm凸臺高度h=58mm外箱壁至軸承座的距離大齒輪頂圓與內機避的距離尸20mm齒輪端面內機壁距離a2=10mm箱蓋肋厚 mi=0. 85 6 i=6. 8nim

27、取 7nim箱座肋厚 hfo. 85 6 =10. 2mm 取 10mm軸承端蓋外徑 凸緣式端蓋c i軸:d2=d+5d：f113. 37mm取115mmv ii 軸：d2二d+5d3=123. 37mm 取 125mm >、iii軸:d2=d+5d3=153. 37mm 取 155mm >軸承旁聯接螺栓距離r i軸：s=d2=115mm 5 i【軸：s=d2=125mm >i iii軸：s=d2= 155mm >八.軸的設計軸的結構設計：1、高速軸的結構設計（1）各軸段直徑的確定：dl:最小直徑，安裝聯軸器的外伸段，右=%罰=32伽%：密封處軸段，根據聯軸器的軸向定位

28、要求，以及密封圈的標準（擬 采用氈圈密封），d2=38mm13：滾動軸承處軸段，|3=40 mm ,滾動軸承選擇7208c,其尺寸為d xdxb - 40mm x90mm x 18mm九：軸肩，dg=47 mm%5齒輪處軸段：由于小齒輪處直徑比較小，采用齒輪軸結構。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼調質處理。仏：軸肩，d"=47mmd門:滾動軸承處軸段，j|7 = j|3=40 mm.（2）各軸段長度的確定：人1：由聯軸器的轂孔寬厶=s4fnm確定，zh =80 mm/|2:由箱體結構，軸承端蓋,裝配關系等確定,/12=83mm/13:由滾動軸承裝配關系等確定，z13

29、= 18/wm/|4 :由裝配關系，箱體結構等確定，仃二必加 2/,5:由高速級齒輪寬度bi=55mm確定，/15 =55mmz16 :取為 /16 =117/72/72/i7： 111滾動軸承裝配關系等確定，厶7=18加加2、中間軸的結構設計（1）各軸段肓徑的確定：dpi：最小肓徑，滾動軸承處軸段，d2x = 40mm ,滾動軸承選取 7408c,具尺寸為 d x dx b = 40mm x 90mm x 23 nun d22：軸環，根據齒輪軸承等軸向定位要求，“22=45 mm 23：高速級人齒輪軸段，如3=52 mm24：軸肩，“24=6（）加加25齒輪處軸段：由于小齒輪處宜徑比較小，采

30、用齒輪軸結構。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼調質處 理。“26 軸肩，26 =60/71/?/27 ：滾動軸承處軸段，27 = 21rnrn（2）各軸段長度的確定：/21：由滾動軸承裝配關系等確定，4=21 mm<22：軸肩寬度，（22 = 12曲n/23： iii高速級大齒輪寬度8=624mm確定，/23 =63 mm/24：軸肩寬度，124=14 mm125：由低速級小齒輪的轂孔寬度確定，l25=85mm126：軸肩寬度,仏6=30 mm/27：由滾動軸承裝配關系等確定/27 =23 mm3、低速軸的結構設計（1）各軸段直徑的確定：31：滾動軸承處軸段，仏=55 m

31、m,滾動軸承選取7311c,尺寸為 dxdxb = 55mm x 120mm x 29 mm32：過渡軸段d32 =66 mm33：軸方，根據齒輪的軸向定位要求，d33 =72 min34：低速級大齒輪軸段，34=66mm35：軸環，根據齒輪和軸承的軸向定位要求d35 =60mm36 :滾動軸承處軸段36 =55mm£7：密封處軸段，根據聯軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），d37 =54 nimd3n：最小直徑，安裝聯軸器的外伸段，僉=110加加(2)各軸段長度的確定：厶】：由滾動軸承裝配關系等確定，/31 =30 mmi32：過渡軸段，厶2=80.5加加133

32、:軸肩，l33=wmm厶4：山低速級大齒輪寬度，34=94伽135:軸環，z35 =9.5 mmg：滾動軸承處軸段，(36=28 mmz37：密封處軸段,取厶7=61加加厶8：安裝聯軸器的外伸段/38=110m/n九、軸的校核中間軸的校核齒倫對軸的力作用點按簡化原則應在齒倫寬度的中點，因此可以決 定軸上兩齒輪力的作川點位置。支點跨距l=200mm,高速級大齒輪的力 作用點b到支點a距離li=49.5mm,兩齒輪的力作用點之間的距離 l2=89.5mm,低速級小齒輪的力作用點c到右支點d距離l3=61mmo圖2軸的力學模型及轉矩、彎矩圖a）力學模型圖b）v面力學模型圖c）v面彎矩圖d）h面力學模

33、型圖e）h面彎矩圖f）合成彎矩圖g）轉矩圖（1）計算軸上的作用力：高速級大齒輪：口 27158.609 xlo3x 2 ”斛f八=l = 1766 127 n心178.601巴/tan 1776.127xtan20°=663.773ncos /?,cosl3.116°fa =ft tan /?,= 1776.127 x tan 13.116° = 413.8407v低速級大齒輪:xt _ 158.609xl03x 2 石_ 80.382= 3949.034 nf, tan an(2cos 023949034 x tan 20。cos 13.982°= 1

34、481.217nfa2 =fh tan 角=3949.034x tan 13.982° = 983.287w（2）、繪制軸的力學模型圖2a。（3）.求垂直而支反力，見圖2b。作垂直面彎矩圖2c由繞支點a的力矩和工m.w=0,得:一厶耳一 4 +，2堆一 4 +，2 +厶）孤fdv = -3184方向向上同理，由由繞支點d的力矩和xmdv二°，得:一4+厶+厶）心+山+/3兀+厶化=0fav = 2540.991n 方向向上mbv=favl|=-157608n mmmdv=fdvl3=1550（）0n mm（4）.水平面支反力,見圖2d。水平面彎矩圖2e由繞支點a的力矩和xm

35、ah = 0,得：厶厲 +£f©_（a +心）巴2 + 牛 一& 4-/2+z3）fdh =ofm=-428.786n 方向向上同理，由由繞支點d的力矩和工得:（厶+ l2 +厶）爲-（l2 +厶兀+半+厶化0fah = -334.6597v 方向向上mbh=lifah=- 16565.571n mmf八=1766.127 nfrl = 663.773 nf = 413.8407v a巧2 =3949.034/fr2 =1481.2171fa =983.2872fdv = -31847vfav = 2540.9917vmbv=-157608n mmmdv=15500

36、0n mmm'bh = mbh+fi) = 20390.395-mmmcii=l3fdh=-26 138.56in mmm'ch = mch+f, - = 13380.727/v-mm<2 2fdfl =-428.7867v(5).合成彎矩圖，見圖2fob處：fah = -334.6592vmb=mi2bh+m2bv =720390.3952 +1576082 = 158921/vd處：mbh=-16565.571n mmmc=m2ch +m2cv =726138.5612 + 1550002 = 1571887v-mmmh = 20390.395/vw/n(6).轉矩圖

37、,見圖2g。mch=-26138.561n mmt2=t= 158609 n - mmnrcii = 1338().727n/n/n(7).當量彎矩比較mb、me可知，當量彎矩最大處是c截而處mb =158921“ 加加m 嘰=jm2p+(qt)2= 71589212+(0.6x158609)2=185235 n nunmc =157188nmm(8)計算危險截面肓徑查表得 a_x=60mpa7； =158609?/1 mbdr >3 =31.37m/h小于設計軸徑= 185235 n 加加 %十、軸承的校核a_,=60mpaii軸滾動軸承的校核db > 31.37/m?1、滾動軸

38、承的選擇。根據載荷及速度情況，擬選用角接觸球軸承，由ii速軸的結構設計，選収7308c,其基木參數查資cr=40.2kw,cor=32.3kw受力分 析如圖3圖31、作用軸上的外力及支反力。心=7v+77 = 2562.934“rd = j fdj + fd= 3212.704/vfx =551.447"2、計算軸承的當蜃動載荷a、正確標出內部sa、sb的方向b、計算兩軸承的軸向載荷sa、sb 試選e=0.43ra = 2562.934n 心=3212.704nf =551447n人則由 5 4 = era =0.43x2562.934 = 1102"sd =erd = 0

39、.43 x 3212.704 = 1381a62nc、水平方向（軸向）的靜力平衡因 fv+sd =1932.909 >s4則 ad=sd=2s0n4廣代+s» =1932.909na需有所得的a值驗證一下，比值= 0.058與試取界限值e0 c”時的相應比值是否相等:a1 oqae=o-°396與對酗石竝較大a1 oqoa=上二=0.0598與試取的已很接近 c”32.3c”d、參照上次試算結果，重新収界限值e軸承：重新取e = 04125sd =err)=0.4125x3213 = 1325sa = era = 0.4125 x 2562.934 = 1065.8n則 ad= 1325n再驗證血=丄竺 =0.00410 ,與對應的 =0.0411已很 g 32.3c”接近3、計算軸承的當量動載荷比、p2軸承a%1932.909=0.75 > eara 2562.934xa=0.44yi=1.30pa