950轧机设计说明书

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1. 绪论

1.1设计的选题背景

轧钢生产时将钢锭或钢坯轧制成钢材的生产环节。用轧制方法生产钢材，具有生产率高、品种多、上产过程连续性强、易于实现机械化自动化等优点。因此，它比锻造、挤压、拉拔等工艺得到更广泛地应用。目前，约有90%的钢都是经过

【1】

轧制成材的。有色金属成材，主要也用轧制方法。

目前我国处在新老交替的钢铁生产体系中，初轧机在轧钢生产中的作用仍无法替代，初轧机仍具有着十分重要的作用。

1.2轧机国内外发展的研究现状、成果、发展趋势 1.2.1轧机的国内外研究现状及成果

从16世纪人类开始轧钢发展到今天，经过了漫长的过程。在1530年或1532年，依尼雪在拿伯格（Nnrmberg）发明了第一个用于轧钢或轧铁的轧机，紧接着，1782年，英国的约翰彼尼（John· payne）在有俩个刻成不同形状的孔型的轧辊的轧机中加工锻造棒材。1759年，英国的托马斯 伯勒克里（Thomas· Blockley）取得了孔型轧制的另外一个专利，在历史上标志着型钢生产正式开始。

轧钢机械的分类。轧钢机械可按所轧辊的材料分为轧辊钢材的和轧辊铝、铜等有色金属的两类。各类轧机的工作原理和主要结构基本相同，只是轧辊的温度、压力和速度有所差异。轧机中使用最多的是轧钢机。轧机又可分为半成品轧机和成品轧机。半成品轧机主要是开坯机，包括初轧机、板坯轧机和钢坯轧机。随着连铸机的逐步推广，某些装有连铸机的钢厂已不再使用开坯机开坯。成品轧机有型材轧机、轨梁轧机、线材轧机、厚板轧机、薄板轧机、带材轧机、箔带轧机、无缝管轧机、铜板轧机、铝板轧机和某些特殊轧机。它们的主要区别是轧辊的布置和辊的形状不同，并且在精度、刚度、强度和外形尺寸上也有很大的差别。

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1.2.2初轧机的发展趋势

总的来说，轧钢机械向着大型、连续高速和计算机控制方向发展。 初轧机的发展，在发展连铸的同时，国外仍在新建或扩建初轧机，以扩大开坯能力。这是由于开坯机具有产品变化灵活，便于实现自动化等优点，如日本1969年有三台板坯初轧机和一台方坯初轧机投入生产。

至1970年止，世界上有初轧机达200多台。拥有初轧机最多的国家为美国达130台，日本42台，绝大部分为二辊可逆式轧机，开坯能力达3亿吨以上。七十年代的初轧机轧辊直径增大到1500毫米。

我国拥有1000毫米以上大型初轧机七套，还有750～850毫米小型初轧机八套，主要用于合金钢厂，为数不多的650毫米轧机是中小钢厂的主要开坯设备。1959年我国开始自行设计制造开坯机，以制成的开坯机有700、750、825、850/650、1150等毫米初轧机。

1.3压下系统的研究与应用

压下装置也称上辊调整装置，主要作用是通过对上辊的调整，办证轧件给定的压下量轧出所要求的断面尺寸，以及有槽轧辊对准孔型，在连轧机上，还要调整各机座间轧辊的相对位置。

压下系统的分类及作用：

1）快速压下系统：习惯上把不“带钢”压下的压下装置称为快速压下装置，一般其压下速度大于1mm/s。这种装置主要用于可逆式热轧机上，如初轧机、板坯轧机及中厚板轧机。

2）电动双压下装置：这是较旧式轧机上的一种电动压下装置，该压下装置具有粗调与精调两个压下系统。个系统分别有各自的电动机和减速器。

3）电—液双压下装置：常见的有两种。一种是在带有常规电动压下装置上，把压下螺母下端与一扁形齿轮固结在一起构成的。另一种是粗调仍为电动压下，精调则利用设置在压下螺丝与上轴承之间或在下横梁与下轴承座间的液压缸来实现。

4）全液压压下装置：该装置主要包括：主液压缸，检测辊缝值的位置传感

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 器及电液伺服阀等。他取消了传统的电动压下机构，辊缝的调节量完全靠设置在上（下）横梁与上（下）轴承座间的液压缸来完成。

1.4压下系统的研究内容及方法

钢锭在加热炉中加热后，被送到初轧机前的收料辊道上，经输入辊道和工作辊道送至出轧机轧制。钢锭在初轧机上经过多道次的轧制，每经过一个道次的轧制，压下系统调整轧孔形状再继续下一个道次的轧制。钢锭低速咬入，在轧制过程中加速，再减速将钢锭抛出。

设计方法主要有包括： 1. 设计方案的确定和评述；

2. 压下系统参数的计算与电动机的选择并校核，减速器与联轴器选择计算等； 3. 主要零部件强度计算：重点是蜗轮蜗杆、压下丝杠螺母强度计算与校核等； 4. 润滑、密封、安装及设备可靠性与经济性评价；

5. 绘制工程图纸（总装配图1张、部件装配图2～3张、零件图3～5张，折成A1不少于6张。所绘图纸全部采用计算机绘图。另绘制三位零件图1张）； 6. 编制设计说明书。

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. 设计方案确定

950二辊可逆轧机属于型钢粗轧开坯轧机，轧制原料尺寸为280mm×380mm的方坯，经7道轧制后得到160mm×200mm的方料，其特点是主传动电机可正反转，压下调整距离大，调节速度快，精度要求不高。由于轧辊磨

【2】

损大，故轧机压下调节十分频繁。因此采用快速电动压下装置。

1-电动机 2-联轴器 3-减速器 4-压下螺丝 5-蜗轮蜗杆部分

图2.1压下机构简图

2.1压下系统传动装置

压下机构按照轧机的类型、产品精度以及生产率要求不同可分为：手动压下机构、电动压下机构、电-液压下机构和全液压压下机构等。手动压下装置结构简单、造价低，但工人劳动强度大，一般用于生产率低及不经常调整的轧机上。电动压下机构主要用于压下螺丝的移动速度约超过1～0.2mm/s的初轧机、板坯轧机及中厚板轧机上，以及移动速度小于1～0.2mm/s的薄的板带轧机上。电-液和全液压压下机构是属于现代化轧钢机上的一种先进的压下机构（尤其是后者），多用于高速连续式冷轧与热轧薄板轧机和带钢轧机上。

本设计采用电动压下装置，700水平轧机属于初轧机，要求精度不高，所以

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 采用快速电动压下装置。

2.1.1压下电动机类型的选择

电动机分为交流电动机和直流电动机两类。交流电动机主要由一个用以产生磁场的电磁铁绕组或分布的定子绕组和一个旋转电枢或转子组成。电动机利用通电线圈在磁场中受力转动的现象而制成的。直流电动机的调速性能好。所谓“调速性能”，是指电动机在一定负载的条件下，根据需要，人为地改变电动机的转速。直流电动机可以在重负载条件下，实现均匀、平滑的无级调速，而且调速范围较宽。起动力矩大。可以均匀而经济地实现转速调节。因此，凡是在重负载下起动或要求均匀调节转速的机械，都用直流电动机拖动。所以本设计选择直流电动机。

2.1.2减速器类型的选择

减速机按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星轮减速器。本设计采用蜗轮蜗杆减速器，蜗轮蜗杆减速器是一种具有结构紧凑，传动比大，以及在一定条件下具有自锁功能的传动机械，且工作平稳、噪声较小。在传递中可以改变90度方向。另外两种减速器的传动比小，不能满足快速压下的要求。

2.1.3联轴器的选择

联轴器是用来连接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的的机械零件。在高速重载的动力传动中，有些联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器还具有一定的缓冲减震性能。在近代轧钢机或大型轧钢机的传动系统中，广泛地采用齿轮联轴器。这是因为齿轮联轴器的结构简单、紧凑，制造容易并具有很高的精度，摩擦损失小，能传递很大的扭矩，有良好的补偿性能和一定程度的弹性等特

【2】 点。所以本设计采用齿轮联轴器。

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2.2压下螺丝和压下螺母

压下螺丝与压下螺母是电动压下装置中的关键零件。一般螺母自下向上装在机架上横梁中部的阶梯孔中，压下驱动力矩通过压下螺丝尾部。转动压下螺丝，使其在与机架上横梁静止的螺母约束中上下移动，实现轧辊

【4】

的上下调整。

2.2.1压下螺丝

压下螺丝一般由头部、本体和尾部三部分组成。头部与上轧辊轴承座接触，承受来自辊颈的压力和上辊平衡装置的平衡力。为了防止上辊平衡装置的过平衡力，防止端部在旋转时磨损并使上辊轴承具有自动调位能力。一般压下螺母均承受巨大的轧制力，因此要选用高强度的材料来制造，同时由于压下螺母和蜗轮是一体的，因而也选择ZCuAl10Fe3。

2.2.2压下螺母

压下螺母是轧钢机机座中重量较大的易损零件。螺母通常用贵重的高强度青铜（ZQA19-4、ZQSn8-12、ZQSn10-1）或黄铜（ZHA166-6-3-2）铸成。为了节省青铜，近年来在大型轧机上广泛使用组合式螺母。加箍的螺母比较经济，在初轧机及厚板轧机上的使用情况证明，其工作性能不亚于整体

【1】 铸青铜螺母。所以材料为无锡青铜ZQAL9-4的双镶套螺母。

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3. 轧制力能参数的确定

设计参数：

轧制材料：20CrMnTiH 轧辊转速：0~70—120rmin

原料尺寸：280mm × 380mm 成品规格：160mm × 200mm

3.1 轧制力的计算

3.1.1 轧辊主要尺寸的确定

压下量?h=330-270=50mm； 咬入角?=19°所以cos??0.9455； 轧辊辊身直径

D=

所以工作直径取Φ950mm

轧辊长度L根据实际工作情况，取为L=2500mm；

轧辊辊径的直径d和长度l：一般近似的认为轧辊辊径的直径与辊身的直径存在如下的关系：

d=（0.5～0.55）D （3.2）

所以d=0.5×950=522.5mm；取辊径为Φ560。而且l与d的关系是l=（0.83～

d1.0）取l=250mm； 梅花接轴的轴头直径

d1=d-（10～15） （3.3）

代入具体数值 d1=250-10=240mm；

?h50==917mm （3.1） 1??1?0.9455 辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

3.1.2 孔型布置

表3.1压下规程 单位：mm

坯铸规格：280×380 道次 0 1 2 3 4 5 6 7

孔型 Ⅰ Ⅰ Ⅰ Ⅰ II II II 指针读数 180 120 100 30 110 60 30 端面尺寸 高度 380 330 270K 240 180K 240 190K 160 压下量 50 60 60 60 60 50 40 宽展量 20 30 20 10 宽度 280 300 300 200 200

3.2平均单位压力

大量的试验资料证实，开坯（包括初轧）、型钢、线材轧机的轧制压力，采用爱克隆德公式计算与实测结果比较接近。950水平轧机用于轧制成120mm ×120mm的初轧方坯，属于型钢轧机。在型钢轧机轧制的过程中，轧件被迫宽展，同时又限制轧件的宽展，产生侧向压缩和较大的摩擦力。 根据参考文献 [1，公式2-103]爱克隆德公式计算单位压力：

Pm??1?m??k????? （3.1） 式中：m — 考虑外摩擦对单位压力的影响系数；

k — 轧制材料在静压缩时变形阻力，MPa； η — 轧件粘性系数，kg·s/mm2； μ — 变形系数，s-1。 确定影响系数m：

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m?1.6?R?h0?h1??1.2?h0?h1? （3.2）

?h0?h1?式中：μ — 摩擦系数：本设计轧辊材料为铸钢，故μ=1.05-0.0005t，轧制温度

t=1000℃，代入得μ=0.55；

h0、h1 — 轧制前后轧件的高度，mm；

R — 轧辊半径：R=475mm。 将已知数代入式（3.2）中得：

m=0.15；

变形阻力k的确定:

利用L.甫培热轧方坯试验数据知：

k??14?0.01t??1.4???c????Mn??0.3??Cr???9.8 （3.3） 式中：t — 轧制温度，℃； ω（c） — 碳的质量分数，%； ω（Mn）— 锰的质量分数，%； ω（Cr） — 铬的质量分数，%。

本设计的轧制材料为20CrMnTiH，含碳量0.2%，含锰为1.0%，含铬为1.2%。 代入公式（3.3）得：

k=55.01

轧件的粘度系数η：

η=0.01（14-0.01t）c （3.4） 式中：c — 考虑轧制速度对η的影响。

轧制速度： v?n?D?1.74m

s60轧制速度v与c对应值如下：

表 3.1 轧制速度——系数c

轧制速度v/（m·s-1）

系数c

<6 1.0

6～10 0.8

10～15 0.65

15～20 0.60

所以取 c=1.0 代入公式（3.4）得：

η=0.04

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变形速度μ：

60?h2?1.74?103475R??2.47 （3.5） ??

h0?h15002v式中：v — 轧制速度，mm/s；

R — 轧辊半径；

h0，h1 — 轧制前后轧件的高度，mm。 将m、k、η、μ代入公式（3.1）得：

Pm??1?m??k?????

=（1+0.15）（55.01+0.04×2.47）

=63.38MPa

3.3计算总轧制力

轧件与轧辊的接触面积为： F?b0?b1l （3.6） 2式中：l — 接触弧长度的水平投影； b0、b1 — 轧制前后轧件的宽度。

计算接触面积实质上是计算接触弧长度，对于轧制中厚板、板坯、方坯及异型断面轧件一般不考虑轧制时轧辊产生弹性压扁想象。

轧制板材（中厚板）、板坯、方坯时在两个轧辊直径相同的情况下，接触弧长度的水平投影为：

l?R?sin??R??h （3.7） 式中：R — 轧辊半径；

Δh — 压下量。 代入式（3.6）、（3.7）中得：

l?R??h?475?60?168.81mm b0?b1280?2202F?l??168.81?42202.5mm22

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 轧制力的计算： p=pm·F=63.38×42202.5=2674.79KN

3.4轧制力矩的计算

简单轧制时，除了轧辊给轧件的力外，没有其他的外力。两个轧辊对轧件的法向力N1、N2和摩擦力T1、T2的合力P1、P2必然是大小相等而且方向相反，且作用在一条直线上，该直线垂直于轧制中心线，轧件才能平衡，如图3.1为各力系轧件对轧辊的反作用力。

图3.1 轧制时作用在轧辊上的力

驱动一个轧辊的力矩Mk为轧制力Mz与轧辊轴承处摩擦力矩Mf1之和。 Mk?Mz?Mf1?P?a??1? （3.8） 式中：p — 轧制力；P=2674.79KN a — 轧制力力臂；

ρ1 — 轧辊轴承处摩擦圆半径。 1. 求a、ρ1：

Dsin? （3.9） 2d ?1?? （3.10）

2 a?式中：D — 轧辊直径；D=950mm； d — 轧辊轴颈直径；d=560mm

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 β — 合力作用点的角度；

μ — 轧辊轴承摩擦系数，对于滚动轴承μ=0.004。 采用采利柯夫公式???得： ? ????? （3.11） 式中：? — 力臂系数，对于热轧，取?=0.5；

? — 咬入角， ??arccos?1????h?? 2R?代入数据得：?=20.45°

??????0.5?20.45?10.23?

代入式（3.9）、（3.10）得：

950sin10.23??84.36mm 2950?0.004?1.9mm ?1?2 ??2. 求驱动力矩：

单辊驱动力矩：Mk?P?a??1??2674.79??84.36?1.9??230727.38N?m 双辊驱动力矩：M??2Mk?2?230727.38?461454.76N?m

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4. 压下装置的设计及计算

4.1压下螺丝的设计计算 4.1.1压下螺丝螺纹外径的确定

压下螺丝一般由头部、本体和尾部三部分组成。它的基本参数是螺纹部分的外径d和螺距t，可按照国家专业标准选取。压下螺丝的外径由最大轧制力决定。由于压下螺丝的细长比很小，其纵向弯曲可忽略不计，由于压下螺丝和轧辊辊径承受同样大小的轧制力，因此，证明二者存在着以下的关系：

d=（0.55～0.62）dg （4.1） 式中：d — 压下螺丝外径； dg — 辊颈直径；

取d?0.62dg?0.62?560?347.2mm，取d =400mm 对初轧机来说，螺距t =（0.12～0.16）d

取t?0.13d?0.13?560?72.8mm，由于螺纹的形状与制造原因选择t =32mm，选取d1=344mm。

4.1.2压下螺丝螺纹外径的确定

由螺纹外径d确定出其内径d1后，便可以按照强度条件对压下螺丝进行强度校核。

?j?4P1?d12 ???? （4.2）

式中：?j— 压下螺丝中实际计算应力，（N/mm2）；

P1 — 压下螺丝所承受的轧制力，（KN）；

???— 压下螺丝材料的强度极限，（N/mm）；

2

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 ?????bn (4.3)

?b — 压下螺丝的强度极限；压下螺丝材料为42CrMo，其强度极限

?b=600～700MPa。

n — 压下螺丝的安全系数。通常选用：n?6。

所以：?????bn?（600～700）/6=（100～120）MPa

将已知数代入公式（4.2）：

?j?4P1?d12?4?1293.67?45MPa 2?190?j＜???，即压下螺丝满足强度要求。

4.1.3压下螺丝端部形状的选择

压下螺丝止推端得球面有凸形和凹形两种。在本设计中选择凹形球面，因为这样的形状不但自位性好，而且又能防止青铜止推垫产生的拉应力，因此大大的提高了青铜止推垫块的使用寿命，减少了有色金属的消耗。[1]

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4.1.4压下螺丝传动力矩的计算

1-压下螺丝 2-压下螺母 3-球面垫

图4.1压下螺丝受力平衡图

转动压下螺丝所需的静力矩也就是压下螺丝的阻力矩，它包括止推轴承的摩擦力矩和螺纹之间的摩擦力矩。

其计算公式为： M?M1?P1d2tan??????M1?M2 （4.4） 2式中：d2 — 螺纹中经；查标准得 d2=376mm；

ρ — 螺纹上的摩擦角，即ρ=arctanμ2，μ2为螺纹接触面得摩擦系数，

一般取 ??arctan?2?0.1，故??5?42'?5.71?； α — 螺纹升角，压下时取正号，提升时用负号，??算得：??t32??1.46?； ?d??400t，t为螺距；计?d P1 — 作用在一个压下螺丝上的力； M1 — 止推轴承的阻力矩；

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 M2 — 螺纹摩擦阻力矩。 对于实心轴颈，止推轴承阻力矩M1为： M1??1P1d3 （4.5） 3式中：d3 — 压下螺丝止推轴颈，d3=300mm； ?1— 对滑动止推轴颈?1=0.1～0.2。

由于在处理压下螺丝的阻塞事故时，压下螺丝所受的力大约是正常轧制力的

1.6～2.0倍，故：

P1?P?2?P?8563.82KN 2将数据代入公式（4.5）中得：

d3300?10?3M1??1P1?0.2?8563.82??171.28KN?m

33由公式（4.4）得：

d2376?10?3M?M1?P1tan??????171.28?tan?5.71??1.46???171.3KN?m

224.2压下电机的选择

4.2.1压下电机功率的计算

每个压下螺丝的传动电动功率为： N?Mn （4.6）

9550i?式中：M — 传动压下螺丝的静力矩；

n — 电机的额定转数，r/min； I — 传动系统总速比；

η — 传动系统总的机械效率，根据参考文献[5，表4.2—9]，蜗轮蜗杆传动效率0.75～0.82取0.8，联轴器的效率为0.99，轴承效率为0.99，所以总的效率为：?总??蜗杆??联轴器??轴承?0.82?0.992?0.99?0.6210

22 辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 查《工艺技术规程》（鞍钢一炼钢厂连轧作业区）知轧辊最大移动速度为： Vmax=1mm/s

故压下螺丝额最大转速为：

n'?60Vmax60?1??1.875r/min t32I总 — 第一级蜗轮副传动比，i总=26.5；

电机转数：

n?n'?i?1.875?26.5?49.69r/min

将已知数代入公式（4.6）中得：

N?Mn171.3?49.69??54KW

9550i?9550?26.5?0.6210所以压下电机的总功率为：

N总?2?54?108KW

取电机的安全系数为2，则

N额?2?108?216KW

4.2.2压下电机的选择

由参考文献[7，附表40—37]，根据电机的功率及额定转数选用型号为ZZJ814型电机，其额定转数ne=400r·min-1，额定功率为Ne=200KW,选用电机满足要求。

4.3压下螺母的结构尺寸设计

当压下螺丝的外径d、螺距t及螺纹形状确定以后，压下螺母的d、t和螺纹形状也确定了，所以只要确定压下螺母的高度H和外径D。

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4.3.1压下螺母高度H的确定

由于压下螺母的材料通常都是选用青铜，对于这种材料其薄弱环节是挤压强度比较低，因此，压下螺母高度H应按照螺纹的挤压强度来确定。其挤压强度条件如下：

p?4P1（4.8） ?[p] 22Z?[d?(d1?2?)]式中：p — 螺纹受力面上的单位挤压应力（N/mm2）； P1 — 轴颈上（压下螺丝上）的最大压力（N）； Z — 压下螺母中的螺纹圈数；

d — 压下螺丝的螺纹外径（mm）； d1 — 压下螺丝的螺纹内径（mm）；

δ — 压下螺母与螺丝的内径之差（mm）； [p] — 压下螺母材料的许用单位压力（N/mm2）。

通常H可预选：H =（1.2～2）d =（1.2～2）×400 =（480～800）mm，根据实际需要选取H =600mm，因为H?Zt；所以Z?[p]=60～80Mp。

将已知数代入公式（4.8）得：

H600??18.75，对于青铜t32p?4P14?8563.82??4.11Mp?[p] 2222Z?[d?(d1?2?)]18.75?[400?(344?2?104)]验算所选用的螺母的高度H满足挤压强度要求。

4.3.2压下螺母的外径D的确定

作用在压下螺丝上的轧制力通过压下螺母与机架上横梁中的螺母孔德接触面传给了机架。因此，压下螺母的外径应按其接触面得挤压强度来确定它的外径： p?4P1?(D?D1)22（4.9） ?[p]

式中：p — 压下螺母接触面上的单位压力（N/mm2）； P1 — 压下螺母上的最大作用力（N）；

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 D — 压下螺母的外径（mm）；

D1 — 压下螺丝通过的机架上横梁孔的直径（mm）；

[p] — 压下螺母材料的许用挤压应力，对青铜[p]=60～80Mp。 对于D可由下面的经验公式确定：

D =（1.5～1.8）d （4.10） D =（1.5～1.8）d =（1.5～1.8）×400=（600～700） 取D =650mm。 将已知数代入公式（4.9）得：

p?4P1?(D2?D12)?4?8563.82?0.04Mp?[p] 22??(650?404)因此，压下螺母的外径D满足挤压强度要求。

4.3.3压下螺母材料的选用

压下螺母是轧钢机机座中重量较大的易损零件。所以要选用强度高的无锡青铜ZQA19-4的螺母。[1]

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4.4蜗轮与蜗杆的设计 4.4.1蜗轮的设计

1.根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗轮（ZI） 2.选择蜗轮材料

考虑到蜗杆传递功率不大，旋转速度中等，因此，可选用蜗杆材料为45#钢，虽然蜗轮滑动速度不大。效率要求也不是太高，但是考虑到蜗轮和压下螺母是一体的，因此蜗轮选用材料铸造铝铁青铜（ZCuAl10Fe3）。铝铁青铜的耐磨性差一些，但价格便宜，一般用于滑动速度小的传动。[6] 3.蜗轮设计应按齿面接触疲劳强度计算

根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。

由参考文献[6，公式11-12]传动中心距为：

?ZEZP3a?KT9 2??????H????2 （4.11）

（1） 确定作用在蜗轮上的转

T?9.55?10?6Pn （4.12） 式中：p — 输入蜗杆的功率，（KW）； n — 蜗杆轴的转数，（r·min-1）；

i— 蜗轮蜗杆传动比。

按Z1=2，效率η=0.73，将已知数代入公式（4.12）得：

T?9.55?106?P n200?9.55?106??4.75?106N?mm

400（2）确定载荷系数K

因为压下装置是不“带钢”，载荷稳定，取载荷分布不均匀系数Kβ=1； 由于载荷分布不均匀、冲击小、启动次数中等、启动载荷较大，所以，根据

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 参考文献[6，表11-5]，选取使用系数KA=1.15。

又由于转数不高、冲击不大，根据参考文献[7，图10-8]，选取动载荷系数

KV=1.05。 载荷系数：

K?KA?K??KV?1.15?1?1.05?1.21。 （4.13） （3）确定弹性影响系数ZE

根据选用的材料为青铜和钢蜗杆相搭配，根据参考文献[6，表10-6]查得

ZE=320Mp。

（4）确定接触系数Zρ

先假设蜗杆分度圆直径d1与中心距a之比为图10-18]查得Zρ=2.9

（5）确定许用接触应力[σH]’

d1?0.35，根据参考文献[6，a根据蜗轮材料为铸铝铁青铜（ZCuAl10Fe3），由于最大滑行速度Vs?2m?s?1，所以根据参考文献[6，表11-6]查得：[σH] ’=140Mp。 取蜗轮寿命为10000小时，那么应力循环次数：

N?60?j?n2?Lh （4.14）

?60?1?400?10000 26.5=9.05×10-6

寿命系数：

KHN许用接触应力：

? ??H??KHN???H??1.01?140?141.4Mp （4.16）

1078107（4.15） ???1.01 ?6N9.05?108（6）计算中心距，将已知数代入公式（4.11）得：

?320?2.9?a?31.01?4.75?10??mm ??591?141.4?62取中心距α=640mm，因为传动比i=26.5，取模数m=20，蜗杆分度圆直径

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

d1205??0.32，根据参考文献[6，图11-18]中可查得接触系数a640d1=205mm。这时

Zρ’=2.56，所以Zρ’﹤Zρ，上述结果可用。 4. 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （1）蜗杆主要尺寸参数

轴向齿距：pa??m???20?62.83mm 直径系数：q?8mm

齿根圆直径：da1?d1?2ha1?d1?2ham?c

?205?2?(1?20?0.25)?164.5mm

齿顶圆直径：df1?d1?2ha1?d1?2ham?205?2?1?20?245mm 分度圆导程角：??arctanZ12?arctan?14.0362??14?18'35'' q8*?*?11蜗杆轴向齿厚：?a??m????20?31.42mm

22（2）蜗轮主要尺寸参数

蜗轮齿数：Z2?Z1?i?2?53?106

蜗轮分度圆直径：d2?mZ2?20?53?1060mm 蜗轮变位系数：x2?ad1?d2640205?1060????0.375 m2m202?20蜗轮喉圆直：da2?d2?2ha2?d2?2m?1?x2?ha? ?1060?2?20??1?0.5?0.25??1090mm 蜗轮齿根圆直径：df2?d2?2hf2?d2?2m?1?x2?ha?

?1060?2?20??1?0.5?0.25??990mm

蜗轮齿宽：B?0.75da1?0.73?164.5?120mm

11蜗轮咽喉母圆半径：rg2?a?da2?640?1060?110mm

22 辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

4.4.2蜗轮的校核

1.校核齿根弯曲疲劳强度?F 蜗轮的当量齿数： ZV2?Z253 ??58.24 （4.17）33cos?cos14.0362?根据x2=0.375，ZV2=58.24，有参考资料[6，图11-19]知，齿形系数：

YF2?3.5

螺旋角系数：

Y??1??140??1?14.0362?0.8997 （4.18） 140?根据文献[6，表11-8]查的，蜗轮基本许用应力??F??90Mp.

寿命系数：

KFN则蜗轮的许用弯曲应力为：

610?9?0.83 65.18?10? ??F??KFN??F??0.83?90?74.7Mpa （4.19）

其齿根弯曲疲劳强度： ?F?1.53KT YFa2Y? （4.20）

d1d2m1.53?1.21?4.75?106??3.5?0.8997 205?1060?20?6.37???F?所以，蜗轮的齿根弯曲疲劳强度时满足的。

4.4.3热平衡计算

蜗杆传动由于效率低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量Φ1等于同时间内的散热量Φ2的

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 条件进行热平衡计算，以保证油温稳定地处于规定的范围内。[6] 1.单位时间内的发热量

?1?1000P?1????1000?200??1?0.73??54J?S?1 （4.21） 式中：P — 蜗杆传递的功率； η — 蜗杆传动的效率。 2.单位时间内的散热量

?2??dS?t0?ta??30?457?500?10?6?3?t0?20?? （4.22） 式中：S — 内表面能被润滑油所溅到，而外表面又可以为周围空气所冷却的箱

体表面面积，m2；

℃）； ?d — 箱体的表面传热系数，可取?d=（8.15～17.45）W/（m2·

t0 — 油的工作温度，一般限制在60～70℃，最高不应该超过80℃； ta — 周围空气的温度，常温情况下可取为20℃。

按热平衡条件?1??2，可求得在既定工作条件下的油温t0为：

t0?ta?1000P?1???54?20??27.9?C?80?C

?dS30?457?500?10?6（4.23）

所以蜗杆传动热量满足要求。

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

5. 主要零件的强度校核

5.1蜗杆轴的强度校核 5.1.1蜗杆所受载荷的计算

F2T2?4.75?106切向力：t1?d??4341.52N 1205轴向力Fa1?F2Tt2??2?4.75?106d560?13892.86N 2径向力Fr1?Fr2?Ft2tan??13892.86?tan20??5056.59N 式中： T — 分别为蜗杆、蜗轮上的转矩； d1、d2 — 分别为蜗杆、蜗轮分度圆直径。

5.1.2蜗杆轴支点受力分析

1.在竖直方向：

FV1?FV2?Fr1 FV1?267.5?FV2?267.5?Fda112 由公式（5.4）、（5.5）计算得:FV1?4605.73N,FV2?450.86N。 2.在水平方向：

FH1?FH2?Ft1 FH1?267.5?FH2?267.5?0 由公式（5.8）、（5.9）计算得：FH1?FH2?2378.92N

各个力的方向和大小见图5.1（b）、（d）。

5.1）

5.2）

5.3）5.4）5.5）5.6）5.7） （ （ （（ （ （ （

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

5.1.3蜗杆轴上力矩的计算

1.支点1对截面X的力矩M1 竖直方向：

MV1?FV1?267.5?4605.73?267.5?1232032.78N?mm

水平方向：

MH1?FH1?267.5?2378.92?267.5?636361.1N?mm

则：

M1?MV1?MH1?1232032.782?636361.12?1386672.35N?mm

222.支点2对截面X处的力矩M2。 竖直方向：

MV2?FV2?267.5?450.86?267.5?120605.05N?mm

水平方向：

MH2?FH2?267.5?2378.92?267.5?636361.1N?mm

则：

M1?MV2?MH2?120605.052?636361.12?647689N?mm

22各弯矩图见图5.1（c）（e）。

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

图 5.1 蜗杆轴弯矩图、扭矩图

5.1.4按弯扭合成校核轴的强度

1.进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面X）的强度。根据下面公式计算轴的应力： ?caX?McaX???TX?22WX?M1???TX?22WX （5.8）

式中：α — 为应力影响系数，脉动循环应力时取α≈0.6；

W — 轴的抗弯截面系数，单位mm，W?0.1d；|

2

32?3.89?106?347321.43N?mm， TX — 作用在蜗杆轴上的扭矩TX?T1?14?0.80 辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

TX见图5.1（g）。

将已知数代入公式（5.8）得：

?caX? ?McaX???TX?22WX?M1???TX?22WX

1386672.352??0.6?347321.43?20.1?1603

?3.42Mpa根据轴的材料有参考资料[6，表15-1]查得轴材料的许用弯曲应力[σ-1]=60Mpa，另查得σ-1=275Mpa，τ

-1

=155Mpa，所以σ

caX

<[σ-1]，所以截面X是安全的。

2.由于Ⅲ截面处弯矩较大，且轴颈较小，对此截面也按弯扭合成进行校核如下，同样用公式（5.8）：

σ

=

McaX2???TX?2WX?M12???TX?2WXcaⅢ

?660937.292??0.6?347321.43?20.1?1103

?5.21Mpa式中：McaⅢ — 为Ⅲ截面处的弯矩。

McaⅢ =

267.5?140267.5?140?McaX??1386672.35?660937.29N?mm

267.5267.5同样，σ

caⅢ

<[σ-1]，截面Ⅲ也安全。

3.同样在Ⅱ界面处虽然弯矩比Ⅲ截面小，但是轴颈也比Ⅲ小，因此，不能判断Ⅱ截面是否满足强度要求。因此，还需要验证，同理用公式（5.8）：

σ

caⅢ

=2.79MPa

式中 ：McaII—为II截面处的弯矩。 McaI?I22.5?M267.522.5??1386672.35?116636N?mm caX267.5 WII— 截面II处的抗弯截面系数，WII?0.1dII3 同样?caII?[??1]，所以截面II也是安全的。

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

1.1. 5.1.5精确校核的疲劳强度

1.判断危险截面

Ⅱ截面和Ⅵ截面轴径相同，但Ⅵ不受扭矩，只需验证Ⅵ截面。

对于Ⅲ′截面，受到扭矩较大，但所受弯矩较Ⅲ截面小。因此，无法判断其是否安全，也需要验证。

Ⅳ、Ⅳ′截面都受键槽引起的应力集中，因为Ⅳ′截面直径与Ⅳ截面的直径相同，但Ⅳ’不受扭矩。故只需验证Ⅳ截面。 2. Ⅵ截面校核

（1）Ⅵ截面抗弯截面系数：

W?0.1d3?0.1?953?85737 .5mm3 （5.9） Ⅵ截面抗扭截面系数：

WT?0.2d3?0.2?953?171475（5.10） mm3 Ⅵ截面所受的弯矩：

MVI?M2?22.522.5?647689??54478.51N?mm 267.5267.5T?347321.43N?mm

Ⅵ截面上的扭矩：

Ⅵ截面上的弯曲应力为：

?b?MVI54478.51??0.64Mpa W85737.5 Ⅵ截面上的扭转切应力：

?T?式中：T??T

T?347321.43??2.03Mpa WT171475（2）轴的材料为45#钢，调制处理，根据参考文献[6，表15-1]查得：

?B?640Mpa,??1?175Mpa,??1?155Mpa

（3）Ⅵ截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数??和??根据参考文献[6，表

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

3-2]查得：

r2D110??0.021,??1.159。经过差值后，得： d95d95???2.19，???1.59

又根据参考文献[6，附图3-1]可得轴的材料的敏感系数：

q??0.81,q??0.85

故有效应力集中系数按下式计算得：

k??1?q?????1??1?0.81?2.19?1??1.96

（5.11a）

k??1?q?????1??1?0.81?1.59?1??1.50

（5.11b）

根据文献[6，附图3-2]查得尺寸系数：???0.67； 根据文献[6，附图3-3]查得扭转尺寸系数：???0.78；

轴按磨削加工，根据参考文献[6，附图3-4]查得表面质量系数：

??????0.92

轴未经表面强化处理，取?q?1； 根据所有系数，得综合影响系数：

?k??1?1.9611?1???1???1 K??????3.01 ?????????q?0.670.92?1（5.12a）

???1??2.01 K????????1?????????q?0.870.92?1?k1?1?1.501?1（5.12b）

（4）根据参考文献[6，25页]知碳钢的特性系数：

???0.1～0.2，取???0.1；???0.05～0.1，取???0.05

（5）根据已知数据计算安全系数Sca：

S????1275??142.75

K??a????m3.01?0.64?0.1?0

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

（5.13a）

S????1155??16.95

K??a????m2.01?4.44?0.05?4.44（5.13b）

Sca?S?S?S??S?22?142.75?16.95142.75?16.9522?16.83??S?

（5.14）

式中：[S]— 安全系数，取[S]=1.5～1.8； 所以Ⅵ截面安全。 3. Ⅲ′截面校核

（1）Ⅲ′截面抗弯截面系数：

W?0.1d3?0.1?1103?133100mm3

（5.15）

Ⅲ′截面抗扭截面系数：

WT?0.2d3?0.2?1103?266200mm3

（5.16）

Ⅲ′截面所受的弯矩：

MIII'?M2?267.5?140267.5?140?647689??5308711.58N?mm

267.5267.5T?347321.43N?mm

Ⅲ′截面上的扭矩：

Ⅲ′截面上的弯曲应力为：

?b?MIII'308711.59??2.32Mpa W133110 Ⅲ′截面上的扭转切应力：

?T?式中：T??T

T?347321.43??1.30Mpa WT266200（2）轴的材料为45#钢，调制处理，根据参考文献[6，表15-1]查得：

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

?B?640Mpa,??1?175Mpa,??1?155Mpa

（3）Ⅲ′截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数??和??根据参考文献[6，

表3-2]查得：

r2D160??0.081,??1.45。经过差值后，得： d110d110???2.20，???1.95

又根据参考文献[6，附图3-1]可得轴的材料的敏感系数：

q??0.81,q??0.85

故有效应力集中系数按下式计算得：

k??1?q?????1??1?0.81?2.20?1??1.97

（5.17a）

k??1?q?????1??1?0.85?1.95?1??1.81

（5.17b）

根据文献[6，附图3-2]查得尺寸系数：???0.65； 根据文献[6，附图3-3]查得扭转尺寸系数：???0.77；

轴按磨削加工，根据参考文献[6，附图3-4]查得表面质量系数：

??????0.92

轴未经表面强化处理，取?q?1； 根据所有系数，得综合影响系数：

?k??1?1.9711?1??K???1???1 ?????3.12 ????????q?0.650.92?1（5.18a）

???1??2.44 K????????1?????0.770.92?1????q??k1?1?1.811?1（5.18b）

（4）根据参考文献[6，25页]知碳钢的特性系数：

???0.1～0.2，取???0.1；???0.05～0.1，取???0.05

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 （5）根据已知数据计算安全系数Sca：

S????1275??38

K??a????m3.12?2.32?0.1?0（5.19a）

S????1155??21.77

K??a????m2.44?2.86?0.05?2.86（5.19b）

Sca?S?S?S??S?22?38?21.7738?21.7722?18.89??S?

（5.20）

式中：[S]— 安全系数，取[S]=1.5～1.8； 所以Ⅲ′截面安全。 4. Ⅴ截面的校核

（1）Ⅴ截面抗弯截面系数：

W?0.1d3?0.1?853?61412.5mm3

（5.21）

Ⅴ截面抗扭截面系数：

WT?0.2d3?0.2?953?1228250mm3

（5.22）

Ⅴ截面所受的弯矩：

MV?0N?mm

Ⅴ截面上的扭矩：

T?347321.43N?mm

Ⅴ截面上的扭转切应力：

?T?式中：T??T

T?347321.43??2.83Mpa WT122825（2）轴的材料为45#钢，调制处理，根据参考文献[6，表15-1]查得：

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

?B?640Mpa,??1?175Mpa,??1?155Mpa

（3）Ⅴ截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数??根据参考文献[6，表3-2]

查得：

r2D160??0.081,??1.45。经过差值后，得：???1.47 d110d110又根据参考文献[6，附图3-1]可得轴的材料的敏感系数：q??0.85 故有效应力集中系数按下式计算得：

k??1?q?????1??1?0.85?1.47?1??1.40

（5.23）

根据文献[6，附图3-3]查得扭转尺寸系数：???0.89；

轴按磨削加工，根据参考文献[6，附图3-4]查得表面质量系数：???0.92 轴未经表面强化处理，取?q?1； 根据所有系数，得综合影响系数：

???1??1.66 K????????1?????????q?0.890.92?1?k1?1?1.401?1（5.24）

（4）根据参考文献[6，25页]知碳钢的特性系数：

???0.05～0.1，取???0.05

（5）根据已知数据计算安全系数Sca：

S????1155??14.64

K??a????m1.66?6.19?0.05?6.19（5.25）

Sca?14.64??S?

式中：[S]— 安全系数，取[S]=1.5～1.8； 所以Ⅴ截面安全。 5. Ⅳ截面校核

（1）Ⅳ截面上产生的最大扭应力、应力幅、平均应力计算如下；

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

?max?T?347321.43??3.96Mpa 3WT0.2?76（2）轴的材料为45#钢，调制处理，根据参考文献[6，表15-1]查得：

?B?640Mpa,??1?175Mpa,??1?155Mpa

（3）绝对尺寸影响系数有参考文献[6，附图3-2]得：

???0.65，???0.80

（4）表面质量影响系数根据参考文献[6，附表3-4]得：

??????0.92

（5）因键槽引起的应力集中系数由参考文献[6，附表3-4]得：

k??1.82，k??1.62

（6）根据参考文献[6，25页]碳钢的特征系数：

???0.05～0.1，取???0.05

（7）Ⅳ截面安全系数：

S?S????1?ak????????m155?16.02??S?

1.624.335??0.1?4.3350.92?0.8式中：[S]— 安全系数，取[S]=1.5～1.8； 所以Ⅳ截面安全。 所以，蜗杆轴强度合格。

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

5.2键的强度校核 5.2.1键的选择

键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。键连接的主要类型有：平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接。

键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸与长度L。

平键连接具有结构简单、拆装方便、对中性较好等优点，因而得到广泛地应用。这里选用一个导向平键。用于蜗杆轴的联结轴上的滑键。[6]

选择键的尺寸为：

导向平键：65×20，长度为825mm

5.2.2键联结强度的计算

1.平键联结强度计算

假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联结的强度条件为：

2T?103（5.27） ?p???p

kld??式中：T — 传递的扭矩，单位N·m；

T4.75?106T???245541.48N?mm

i?26.5?0.73 k — 键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，h为键的高度，mm； l — 键的工作长度，mm。圆头平键l=L-b，L为键的公称长度，mm。b为

键的宽度，mm；

d — 轴的直径，mm；

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页 [?p] — 键、轴、轮毂三者中至少最弱材料的许用挤压应力，Mpa；由于蜗杆

的材料为钢，且有轻微冲击，由参考文献[6，表6-2]查得[?p]?100～200Mpa。

2T?103?[?p]来验算导向平键65×20的强度； 由设计条件：?p?kld将已知数代入公式（5.27）得：

2T?1032?245541.48?103?p???45.8Mpa?[?p]

kld20?825?65因此，该键符合强度。

辽宁科技大学本科生毕业论文 第4页

5.3轴承的寿命计算

滚动轴承的正常失效形式是内外圈滚道或滚动体上的点蚀破坏。这是在安装、润滑、维护良好的条件下，由于大量重复地承受变化的接触应力所致。单个轴承，其中一个套圈或滚动体首次出现疲劳扩展之前，一套圈相对于另一套圈的转数称为轴承的寿命。轴承点蚀破坏后，在运转时通常会出现较强烈的振东、噪声和发热现象。[6]

5.3.1轴承的选择

选用轴承时，首先是选择滚动轴承类型，下面归纳出合理选择轴承类型时所参考的主要因素。 1.轴承的载荷

轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。 2.轴承的转速

在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。 3.轴承的调心性能

当轴承的中心线与轴承座中心线不重合而又有角度误差时，或因轴受力而弯曲和倾斜时，造成轴承的内外圈轴线发生偏斜。 4.轴承的安装和拆卸

便于装拆，也是在选择轴承类型时应考虑的一个因素。在轴承座没有剖分面而必须沿轴向安装和拆卸轴承部件时，应优先选用内外圈可分离的轴承。

因为蜗杆轴转速不高，而且承受较大的轴向和径向载荷，同时为了便于安装和拆卸，故根据需要选用角接触球轴承。

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5.3.2寿命计算

1.轴承受到的径向载荷和轴向载荷，根据第五章第一节知：

两轴承轴向力：Fae?Fa1?13892.86N

22.922?4605.732?5183.82N 1轴承径向力：Fr1?FH1?FV1?237822.922?450.862?2421.27N 2轴承径向力：Fr2?FH2?FV2?23782.求两轴承的轴向力Fae1和Fae2

对于70000B型轴承按参考文献[6，表13-7]查的，轴承的派生轴向力

Fd?1.14Fr。 则有：

Fd1?1.14Fr1?1.14?5183.82?5909.55N Fd2?1.14Fr2?1.14?2421.27?2760.25N

根据参考文献[6，公式13-11]，由于Fae?Fd2?Fd1。 所以1轴承为紧轴承，2轴承为松轴承。

Fae1?Fae?Fd2?13892.86?2760.25?16653.11N

Fae2?Fd2?2760.25N

3.轴承的当量动载荷P1和P2。

Fae116653.11??3.21?e?1.14 Fr15183.82Fae22760.25??1.14?e Fr22421.27由参考文献[6，表13-5]分别查得径向载荷系数为：

轴承1：X1?0.35，Y1?0.57 轴承2：X2?1，Y2?0

又因为轴承运转过程中有冲击载荷，根据参考文献[6，表13-6]查得载荷系数：

fp?1.2～1.8，取fp?1.5 则动量载荷P1和P2计算如下：

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P.82?0.57?16653.11??16959.91N 1?fP?X1Fr1?Y1Fac1??1.5?0.35?5183P2?fpX2Fr2?1.5?1?2421.27?3631.91N

4.轴承的受力分析及力矩表示如下：

图5.2轴承受力分析

5.算轴承寿命

因为P2>P1，所以俺轴承1的受力大小进行验算。

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106?C???Lh??60n??P2??

（5.26）

式中：C — 轴承的基本当量动载荷。由参考文献[]查得，C=172KN； n — 轴承的转数。 将已知数代入公式（5.26）

10?C?106?172?103????21325??Lh??.6h?10000h ????60n?P2?60?860?16653.11?6?3故所选轴承满足寿命要求。

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