二級減速器課程設計

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上目錄第一章 任務書1.1課程設計本次設計為課程設計，通過設計二級齒輪減速器，學習機械設計的基本過程、步驟，規(guī)范、學習和掌握設計方法，以學習的各種機械設計，材料，運動，力學知識為基礎，以機械設計、機械原理、機械制圖、機械設計課程設計手冊、制造技術基礎、機械設計課程設計指導書以及各種國標為依據，獨立自主的完成二級減速器的設計、計算、驗證的全過程。親身了解設計過程中遇到的種種問題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨立自主的完成設計過程，為畢業(yè)設計以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。1.2課程設計任務書課程設計題目1：帶式運輸機1.2.1運動簡圖 1.2.2原始數據題 號參

2、 數12345678910運輸帶工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56運輸帶工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滾筒直徑D（mm）400450400400400450450450450450每日工作時數T（h）16161616161616161616使用折舊期（y）88888888881.2.3已知條件1、工作情況：傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許運輸帶速度誤差為±5%；2、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作環(huán)境：室內，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35°C；4、動力來源：電力，三相交流，電

3、壓380/220V；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量。1.2.4設計工作量1、減速器裝配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖13張；3、設計說明書1份。第二章 傳動裝置總體設計方案:2.1組成傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.2特點齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.3確定傳動方案考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：第三章 電動機的選擇3.1選擇電動機的類型 按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。3.2選擇電動機

4、的容量 （2-1） （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。） 由電動機到傳輸帶的傳動總效率為 圖3-1 運動簡圖為V帶的效率,為滾動軸承效率，（由圖可知減速器只有3對軸承。卷筒滾動軸承效率包括在卷筒效率中)為閉式齒輪傳動效率，為聯軸器的效率,卷筒效率=0.96(包括其支承軸承效率的損失)所以因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需要稍大于即可，按下表中Y系列的電動機數據，選電動機的額定功率11kw。型號功率電流 (A)電壓(V)轉速(r/min)效率(%)功率因數堵轉轉矩/額定轉矩堵轉電流/額定電流最大轉矩/額定轉矩HPKWY160M1-2151121.8380293087.20.88272.2Y

5、160M2-2201529.4380293088.20.88272.2Y160L-22518.535.53802930890.89272.2Y160M-4151122.63801460880.842.272.2Y160L-4201530.3380146088.50.852.272.2Y160M-6107.517380970860.7826.52Y160L-6151124.6380970870.7826.52Y180M-2302242.23802940890.89272.23.3確定電動機轉速卷筒轉速為=90按推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比二級圓柱齒減速器的傳動比為 則從電動機到卷筒軸

6、的總傳動比合理范圍為。故電動機轉速的可選范圍為 可見，電動機同步轉速可選、和兩種。根據相同容量的兩種轉速，從上表中查出兩個電動機型號，再將總傳動比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動比方案，如下表所示。方案電動機型號額定功率 kw電動機轉速電動機重量Kg傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶減速器1Y160M1-2113000293011733.332.08162Y160M-4111500146012316.672.088綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選擇第1種方案，即電動機型號為Y160M-4。電動機中心高H =160mm,外伸軸段D×E=4

7、2×110mm。第四章 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.1分配減速器的各級傳動比按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比，取，得所以 =3.834.2計算各軸的動力和動力參數（1）計算各軸轉速軸 =701.92 軸 =148.39 軸 =38.74 卷通軸 =38.74 （2）計算各軸輸入功率、輸出功率 軸 =9.38×0.96=9 kw 軸 =9×0.98×0.97=8.56 kw 軸 =8.56×0.98×0.97=8.14 kw 卷筒軸=8.14×0.98×0.99=7.9 kw各軸的輸出功率為輸入功率

8、乘軸承效率0.98，分別為軸 =9×0.98=8.82 kw軸 =8.56×0.98=8.39 kw軸 =8.14×0.98=7.98 kw卷筒軸 =7.9×0.98=7.74 kw（3）計算各軸的輸入、輸出轉矩。電動機軸輸出轉矩 軸輸入轉矩 軸輸入轉矩 軸輸入轉矩卷筒機輸入轉矩各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98 軸名功率 P/KW轉距T/N*M轉速nr/min轉動比i效率輸入輸出輸入輸出電機9.3861.3514602.080.96軸98.8261.02122.44701.92軸8.568.39274.50550.89148.394.

9、730.95軸8.147.98999.72006.6338.743.830.95卷筒軸7.97.74970.231947.4738.7410.97 表4-1 運動和動力參數計算結果 第五章 傳動零件的設計計算5.1 V帶設計5.1.1已知條件和設計內容設計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉速；大帶輪5.1.2設計步驟：1）、確定計算功率 根據工作條件載荷平穩(wěn)，每天工作16小時由表5.51查KA=1.2，計算功率為 Pca=KAPd=1.2×9.38=11.26Kw2）、選擇V帶的帶型根據計算功率 ,小帶輪的轉速，由圖5.

10、141 選用A型帶。3）、確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速v初選小帶輪基準直徑 根據v帶的帶型，由表5.41和表5.61，取小帶輪的基準直徑=125mm。 驗算帶速 v 由于5 m/s< v < 25 m/s ，故帶速合適。4）、計算大帶輪的基準直徑由,傳動比,有 =2.08×125=260mm，根據表5.61，取=265 mm5）確定V帶的中心距 ,并選V帶的基準長度確定小帶輪中心距，根據式5.181 0.55(+)+h=222.52(+)=780初定中心距=500mm。計算相應的帶長由表5.21選帶的基準長度=1600 mm計算實際中心距a及其變動范圍 中心距的變化范圍

11、為6）、驗算小帶輪上的包角 包角合適。7）、計算帶的根數計算單根V帶的額定計算功率，由 和，查表5.31得P0=1.93kw查表5.41得查表5.71得，查表5.21得，取6根。8）確定帶的最小初拉力由表5.11得A型帶的單位長度質量 q=0.10 kg/m,9)計算帶傳動的壓軸力Fp 壓軸力的最小值為8）、 把帶傳動的設計計算結果記入表下中 帶傳動的設計參數帶型aA中心距496.8小帶輪直徑125包角152.320大帶輪直徑265帶長1600帶的跟數66初拉力177.6帶速99.56壓軸力2069.325.2齒輪設計5.2.1高速級齒輪傳動計算已知條件：輸入功率=9kw,小齒輪轉速傳動比 =

12、4.73,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。(1)選定齒輪類型、材料和齒數1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）材料選擇。由表6.11選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）選擇小齒輪齒數=21，大齒輪齒數=4.73×21=99.33,取=100。4）由1142頁，初選螺旋角=14°(2)按齒面接觸強度設計由1公式（6.14）知齒面接觸強度設計公式為1)確定上公式內的各計算數值計算載荷系數K由1表6.2查得使用系數=1，由1134頁得=1.2，.1，。由1公式（6.2）得載荷系數

13、K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452計算小齒輪傳遞的轉矩=9.55×=×9.55×=12.2×Nmm由表6.81選取齒寬系數=1。由1圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa。計算應力循環(huán)次數 =60j=60×701.92×1×(16×250×8)=1.348×109 =2.85×108由1圖6.16取接觸疲勞壽命系數=1；=1.2計算接觸疲勞許用應力 由1表6.5，取失效概率為1%，

14、安全系數S=1，則 =1×700=700 MPa =1.1×550=605 MPa查1中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數=2.433。參考1中143頁,取Z=0.86；Z=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數=189.8 MPa。許用接觸應力= 605 MPa2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得 65 mm計算齒輪模數mn=3.12；查手冊取標準模數mn=3（第1系列）計算齒輪幾何參數 mmd2=i·d1=4.73×64.9=307 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結尾的數，取a=185mm按圓整a后的中心距修正螺旋角=arccos=

15、arccos=11.16°修正螺旋角后計算出修正后的齒輪幾何參數 mmd2=i·d1=4.73×64.21=303.7 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結尾的數，取a=185mm齒輪寬度：因為b=d=1×64.21=64.21mm，故取b1=70mm；b2=65mm計算圓周速度，確定齒輪精度V=2.39m/s參考1中圖6.18（a），取齒輪精度8級。(3)按齒根彎曲強度校核由1公式（6.15）知彎曲強度校核公式為 1)確定校核公式中的計算參數載荷系數（前面已經得到） K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452參考1中

16、143頁取螺旋角影響系數=0.88；參考1中137頁取重合度系數Y=0.85計算當量齒數 =22.23 =105.89查1中表6.4得取齒形系數 =2.71, =2.18查1中表6.4得取應力校正系數 =1.571, =1.79計算彎曲疲勞許用應力查1中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim2=220MP查1中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數YN1= YN2=1，查1中表6.5取彎曲疲勞安全系數S=1.4則1=200 MPa2=175.14 MPa2）校核計算=MPa MPa因， 故彎曲強度足夠。5.2.2低速機齒輪傳動計算已知條件：輸

17、入功率=8.56kw,小齒輪轉速傳動比 =3.83,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。(1)選定齒輪類型、材料和齒數1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）材料選擇。由表6.11選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）選擇小齒輪齒數=25，大齒輪齒數=3.83×25=95.75,取=96。4）由1142頁，初選螺旋角=14°(2)按齒面接觸強度設計由1公式（6.14）知齒面接觸強度設計公式為1)確定上公式內的各計算數值計算載荷系數K由1表6.2查得使用系數=1，由1134頁得=1.1

18、，.2，。由1公式（6.2）得載荷系數 K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452計算小齒輪傳遞的轉矩=9.55×=×9.55×=5.5×Nmm由表6.81選取齒寬系數=1。由1圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa。計算應力循環(huán)次數 =60j=60×148.39×1×(16×250×8)=2.85×108 =7.44×107由1圖6.16取接觸疲勞壽命系數=1；=1.1計算接觸疲勞許用應

19、力 由1表6.5，取失效概率為1%，安全系數S=1，則 =1×700=700 MPa =1.1×550=605MPa查1中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數=2.433。參考1中143頁,取Z=0.86；Z=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數=189.8 MPa。許用接觸應力= 605 MPa2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得 109 mm計算齒輪模數mn=4.36mm；查手冊取標準模數mn=4mm（第1系列）計算齒輪幾何參數 mmd2=i·d1=3.83×103.06=394.7 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結尾的數，取a=25

20、0mm按圓整a后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=14.5°修正螺旋角后計算出修正后的齒輪幾何參數 mmd2=i·d1=3.83×103.06=395.60 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結尾的數，取a=250mm齒輪寬度：因為b=d=1×103.06=103.06 mm，故取b1=110mm；b2=105mm計算圓周速度，確定齒輪精度V=0.8m/s參考1中圖6.18（a），取齒輪精度8級。(3)按齒根彎曲強度校核由1公式（6.15）知彎曲強度校核公式為 1)確定校核公式中的計算參數載荷系數（前面已經得到） K= =1×

21、1.2×1.1×1.1=1.452 參考1中143頁取螺旋角影響系數=0.88；參考1中137頁取重合度系數Y=0.85計算當量齒數 =27.36 =105.08查1中表6.4得取齒形系數 =2.57, =2.18查1中表6.4得取應力校正系數 =1.60, =1.79計算彎曲疲勞許用應力查1中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim2=220MP查1中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數YN1= YN2=1，查1中表6.5取彎曲疲勞安全系數S=1.4則1=200 MPa2=175.14 MPa2）校核計算=MPa MPa

22、因， 故彎曲強度足夠。5.2.3圓柱齒輪傳動參數表各級大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數的計算結果如下表 表5-1 圓柱齒輪傳動參數表名稱代號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm185250傳動比i4.733.83模數mnmm34螺旋角°11°93614°30端面壓力角°2020嚙合角°2020齒數z211002596分度圓直徑dmm65307109395節(jié)圓直徑dmm65307109395齒頂圓直徑damm71313117403齒根圓直徑dfmm5830099385齒寬bmm7065110105螺旋角方向左旋右旋右旋左旋材料40Cr

23、4540Cr45熱處理狀態(tài)調質調質調質調質齒面硬度HBS2802402802405.3減速器結構設計 表5-2 減速箱機體結構尺寸名稱符號減速器型式及尺寸關系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數目4軸承旁聯接螺栓直徑16機蓋與座聯接螺栓直徑12聯接螺栓的間距180軸承端蓋螺栓直徑10視孔蓋螺釘直徑8定位銷直徑16、到外箱壁距離26、22 、18、至凸緣邊緣距離24、16軸承旁凸臺半徑24凸臺高度由結構確定外箱壁至軸承座端面距離40大齒輪頂圓與內箱壁距離10齒輪端面與內箱壁距離10箱蓋、箱座肋厚、7、7軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度

24、10軸承旁聯接螺栓距離805.4軸的設計及效核5.4.1初步估算軸的直徑在進行軸的結構設計之前，應首先初步計算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉強度估算各軸的直徑，計算公式為，式中：P軸所傳遞的功率，kw； n軸的轉速，r/min;A由軸的需用切應力所確定的系數。由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調質處理，查得A=103126，則 I 軸 =25.75 mm 軸=42.50 mm 軸=61.23 mm將各軸圓整為=25mm , =45 , =65 mm。5.4.2聯軸器的選取 軸I段需要與聯軸器連接，為使該段直徑與聯軸器的孔徑相適應，所以需要同時選用聯軸

25、器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷聯軸器,由表10.11查得：工作情況系數=1.5,由表8.53查得：選用LT9型彈性注銷聯軸器 LT9型彈性注銷聯軸器主要參數為：公稱轉矩Tn=2000N·m軸孔長度142mm(Y型)孔徑=65mm表5-3聯軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩N·m許用轉速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉動慣量kg·m2許用補償量軸向徑向角向LT1020002300651423150.66±1.50.4105.4.3初選

26、軸承I 軸選軸承為：7005AC； 軸選軸承為：7009AC； 軸選軸承為：7014AC。所選軸承的主要參數如表2-8 表5-4 軸承的型號及尺寸軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNammdDBdnDa動載荷Cr靜載荷Cor7005AC2547123o4211.27.0814.47009AC457516516925.819.521.97014AC6011020771033845.830.95.4.4軸的結構設計（直徑，長度來歷）1. 低速軸的結構圖 圖5-1 低速軸結構簡圖根據軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度（1）I段與聯軸器配合 取=65,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而

27、不壓在軸的端面上取=132。（2）為了滿足半聯軸器的軸向定位，段右側設計定位軸肩，由表7-123氈圈油封的軸頸取=68mm,由軸從軸承孔端面伸出15-20mm,由結構定取=50mm。（3）軸肩為非定位軸肩初選角接觸球軸承，取=70mm考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度，取=31mm。(4)根據軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關系尺寸，取=80mm, =69mm。(5)軸肩V為定位軸肩，直徑應大于安裝于軸上齒輪內徑6-10mm,且保證10mm ,取= 88mm，=8mm。（6）VI 段安裝齒輪，取=82 mm,考慮齒輪軸向定位，略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取=87mm(7)VI

28、I 齒輪右端用套筒定位，=80mm , =15mm(8)軸肩V間安裝角接觸球軸承為7014AC 取=70mm，根據箱體結構 取=24（9）軸上齒輪、半聯軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表4-13查得平鍵b×h=20×12（GB1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm。同樣半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵b×h=20×12，鍵長選擇120。軸端倒角1.5×45°，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm。2.中速軸尺寸圖5-2 中速軸結構簡圖3.高速軸尺寸圖5-3 高速軸結構簡圖5.4.5低速軸的校核由于低速軸上所承受的轉矩最大，所

29、以僅對低速軸按彎扭合成強度條件進行校核計算。（1） 軸強度的校核計算1）軸的計算簡圖圖5-4 低速軸結構簡圖2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面進行校核。將軸簡化為如下簡圖 圖5-5軸的計算簡圖（2）彎矩圖 根據上述簡圖，按垂直面計算各力產生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖2-7）。已知=2006.69 Nm, =979.7 Nm，齒輪分度圓直徑d=300.94,對于7012AC型軸承，由手冊中查得a=28.2,得到做為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=48+120=168mm10164.6N3821.3N2628.7N載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 水平面總彎矩從軸的結構以及扭

30、矩圖中可以看出截面C是危險截面，現將計算出的截面C處的彎矩值列下表 表5-3 截面C彎矩值數據表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩總彎矩扭矩TTm=2.0063N·mm（3）扭矩圖 圖5-6 軸的載荷分析圖（4）校核軸的強度 取=0.6，由表15.12查得=60MPa，由表4-13查得t=7mm45.571 MPa=60MPa5.4.6精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A 、B無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面IV和V處過盈配合引

31、起的應力集中最嚴重,從受載的情況來看,截面C上應力最大.截面V的應力集中的影響和截面IV的相近,但是截面V不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的軸的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面VI和II顯然更加不必要做強度校核。由第1章的附錄可知,鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而,該軸只須校核截面IV左右兩側即可. 截面IV左側抗彎截面模量按表111.5中公式計算 W=0.1=0.1=27463抗扭截面模量 =0.2=0.2=54925截面IV的左側的彎矩M為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力，因為彎矩為對稱循環(huán)，所以此處彎曲應力的

32、應力幅a=MAX=b=7.6MPa；平均彎曲應力m=0 MPa。截面上的扭轉切應力 =，因為扭轉切應力為脈動循環(huán)，所以此處扭轉切應力的應力幅a=0.5×MAX=0.5×36.53=18.26MPa;平均扭轉切應力為m=a=18.26MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數和由第1章（23頁圖1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.08,得，又由第1章（23頁圖1.16）可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為由第1章（24頁圖1.17）得尺寸系數，扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由第1章（24頁圖1.19）得表現質量系數為軸未經表面強

33、化處理，由第1章22頁公式（1.22）和（1.23）得綜合影響系數為： =2.8=1.62等效系數為: 取0.1 取0.05于是，計算安全系數值，得S=遠大于S=1.5 所以它是安全的。（3）. 截面IV右側抗彎截面模量按表11.5中公式計算 W=0.1=0.1=34300抗扭截面模量 =0.2=0.2=68600截面IV的右側的彎矩M為 截面上的扭矩為 =1108.69截面上的彎曲應力，因為彎矩為對稱循環(huán)，所以此處彎曲應力的應力幅a=MAX=b=6.16MPa；平均彎曲應力m=0 MPa截面上的扭轉切應力 =，因為扭轉切應力為脈動循環(huán)，所以此處扭轉切應力的應力幅a=0.5×MAX=

34、0.5×29.25=14.62MPa;平均扭轉切應力為m=a=14.62MPa過盈配合處的軸按磨削加工，由第三章得表現質量系數為軸未經表面強化處理，由第1章得綜合系數為： =3.25=2.62于是，計算截面右側的安全系數為S=遠大于S=1.5 所以它是安全的。又因本傳動無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)對稱性，故可略去靜強度校核。5.4.7軸承的壽命計算（1）低速軸軸承壽命計算1）預期壽命從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。預期壽命=8×250×16=32000h=3.2×h2）壽命驗算圖5-7 軸承的受力簡圖軸承所受的徑向載荷,，當量動載荷和低速軸選用的軸承7012AC ,查表8.61得到=1.2已知，溫