3噸叉車轉向系統(tǒng)設計說明書

1 3 噸叉車轉向系統(tǒng)設計說明書 第一章 叉車概述 叉車 工業(yè)搬運車輛，是指對成件托盤貨物進行裝卸、堆垛和短距離運輸作業(yè)的各種輪式搬運車輛。國際標準化組織 為工業(yè)車輛。 適用范圍： 工業(yè)搬運車輛廣泛應用于港口、車站、機場、貨場、工廠車間、倉庫、流通中心和配送中心等，并可進入船艙、車廂和集裝箱內(nèi)進行托盤貨物的裝卸、搬運作業(yè)。是托盤運輸、集裝箱運輸必不可少的設備。 叉車在企業(yè)的 物流系統(tǒng) 中扮演著非常重要的角色，是 物料搬運 設備中的主力軍。廣泛應用于車站、港口、機場、工廠、倉庫等國民經(jīng)濟各部門，是機械化裝卸、堆垛和短距離運輸?shù)母咝гO備。自行式叉車出現(xiàn)于 1917 年。第二次世界大戰(zhàn)期間，叉車得到發(fā)展。中國從 20 世紀 50 年代初開始制造叉車。特別是隨著中國 經(jīng)濟 的快速發(fā)展，大部分企業(yè)的物料搬運已經(jīng)脫離了原始的人工搬運，取而代之的是以叉車為主的機械化搬運。因此，在過去的幾年中，中國叉車市場的需求量每年都以兩位數(shù)的速度增長。 液壓式動力轉向系統(tǒng) 向液壓泵、轉向油管、轉向油罐 以及位于整體式轉向器內(nèi)部的轉向控制閥及轉向動力缸等。當駕駛員轉動轉向盤時，通過機械轉向器使轉向橫拉桿移動，并帶動轉向節(jié)臂，使轉向輪偏轉，從而改變汽車的行駛方向。與此同時，轉向 器輸入軸還帶動轉向器內(nèi)部的轉向控制閥轉動，使轉向動力缸產(chǎn)生液壓作用力，幫助駕駛員轉向操作。由于有轉向加力裝置的作用，駕駛員只需比采用機械轉向系統(tǒng)時小得多的轉向力矩，就能使轉向輪偏轉。 優(yōu)缺點：能耗較高 ,尤其時低速轉彎的時候，覺得方向比較沉，發(fā) 2 動機也比較費力氣。又由于液壓泵的壓力很大，也比較容易損害助力系統(tǒng) 第二章 叉車轉向系統(tǒng)設計 計任務和確定叉車的基本參數(shù) ： 3噸叉車轉向系統(tǒng)，要求為動力轉向。 （ 1）叉車起重量： 重量為 Q=3 （ 2） 按標準查得 1下的叉車為 500 C=500 （ 3） 按常規(guī)去 3000 （ 4） H=200 （ 5） 前傾角為 6 ，后傾角為 12 ； （ 6） 0km/h； （ 7）最大爬破度 20%； （ 8）最大起升速度為 r=300mm/s； （ 9）最小外側轉彎半徑： 根據(jù)起重量， 3t 叉車的375 （ 10） . 最小離地間隙： 100 更據(jù)其相關叉車選取得軸距 L=1780 主銷間距為： M=825 C=200 3 動性能的計算： 型 ： (1)轉向系統(tǒng)決定了叉車的機動性能，過去叉車多采用交叉式雙梯形轉向機構，現(xiàn)在大部分 叉車采用曲柄滑塊式橫置油缸式轉向機構。 (2)操縱方式 大噸位叉車采用助力或全液壓式轉向操作方式，中小噸位的叉車可采用機械式轉向操縱方式，但由于叉車的轉彎半徑小，轉向操作的幅度和強度大，作業(yè)過程中操作頻繁，為了方便操作，提高轉向系統(tǒng)的靈敏性，降低司機的勞動強度，隨著曲柄滑塊式橫置油缸轉向橋的普及，現(xiàn)在越來越多的中小噸位叉車業(yè)采用全液壓式轉向操作系統(tǒng)了。 大內(nèi)輪轉角： (1)最小轉彎半徑 衡量和評價叉車的機動性能 (通過性能 )的指標有最小轉彎半徑，最小直角通道寬度，最小堆垛通道寬度，其中最直觀 的就是最小轉彎半徑； m i n / s i n m a x 外 4 外側轉向車輪最大偏轉角度； 內(nèi)側轉向車輪最大偏轉角度； 可見減小軸距，增大外側轉向車輪的偏轉角度，合理的設計車體的形狀，能夠減小叉車的轉彎半徑，提高機動性能。 (2)根據(jù)最小外側轉彎半徑的要求，可以反推出對于最大外輪轉角的要 求： s i n m a x L / R m i n C 外 （ - ） 通常在 50度到 60度之間。 已知： L=1780M=825mm；375C=200mm s i n m a x L / R m i n C 外 （ - ） s i n m a x 外 =1780/ （ 2375= = 在 50度到 60度之間，符合要求。 (3) 根據(jù)轉向行駛過程中把保持車輪純滾動的條件， c t g m a x c t g m a x = M / L外 內(nèi) 可求出： 1m a x = t g t g m a x / ( 1 - M / L t a n m a x 內(nèi) 外 外 ）， 一般為 70度到 80度，以此作為選擇或設計轉向機構的依據(jù)。 1m a x = t g t g m a x / ( 1 - M / L t a n m a x 內(nèi) 外 外 ） =（ 1780 = 在范圍內(nèi)。 (1) 要求手力小于 100N。 5 (2) 要求方向盤單側回轉圈數(shù) n=3 轉向系統(tǒng)的整體選擇及其設計計算： 向系統(tǒng)： 根據(jù)現(xiàn)在的形勢，采用全液壓式轉向系統(tǒng)，轉向機構為曲柄滑塊式。 這是一種新型轉向機構，自上世紀以來八十年代初在國內(nèi)備采用，又稱橫置油缸式轉向機構，由于其轉向機構性能優(yōu)良，轉向橋結構緊湊，等特 點，近年來叉車行業(yè)得到廣泛的應用，這種轉向機構很適用于叉車。 其特點又以下： （ 1）油缸橫置 ,機構緊湊，各件較少，轉向橋獨立，油缸只通過軟管于液壓系統(tǒng)連接，布置方便，不會發(fā)生縱置油缸那種由于轉向橋擺動和差動活塞桿細而使活塞桿頭部容易斷裂，主銷沒有傾角。 （ 2）機構參數(shù)少，只有 4各獨立參數(shù)； （ 3）機構特性好，轉角誤差小， 1左右，有利于間隙轉向阻力，減輕輪胎磨損，傳動角大，可以達到 30 度，機構力學性能好，容易達到較大內(nèi)輪轉角可以達到 80 度以上，有利于減小車窗最小轉彎半徑，若維持原來轉彎半徑不變，則有可 能增大軸距，方便調(diào)整布置，提高行駛性能。 （ 4）左右轉向一致，油缸兩邊出活塞桿，沒有差動現(xiàn)象，左右轉向靈敏，完全相同。 （ 5）油缸結構特殊，雙作用雙活塞桿，由于受橫向力作用，活塞桿應比較粗，油缸安裝應比較牢固，可以通過調(diào)整油缸偏距來調(diào)整機構性能。 布置形式如下圖： 6 （一）理論分析 （ 1）雙軸線轉向角的理論關系式： c t g m a x c t g m a x = M / L外 內(nèi) （ 2）軸線轉向曲線 （二）曲柄滑塊機構設計： （ 1）設計參數(shù)： 轉向節(jié)臂長； 轉向節(jié)臂初始角； D 基距； E 油缸偏距； 參數(shù)的一般范圍 轉向節(jié)臂長 取 應的油缸行程也大，可能布置不下，無法實現(xiàn)， 則機構受力大，相應的油缸受力大，而行程太富裕。 7 轉向節(jié)臂初始角 能在 90度左右， 大，則機構特性越好，有時會取到 92度，基距變大，要根據(jù)和輪輞是否干涉來決定，該參數(shù)先確定。 基距 D,該參數(shù)對于機構特性不敏感，約等于轉向節(jié)臂長，他也和油缸的行程有關。 油缸偏距 E，該參 數(shù)對于機構特性十分名，取值大約為轉向節(jié)臂的一半左右，應進行精確調(diào)整，以便獲得最佳機構特性。 （ 2）優(yōu)化設計經(jīng)驗公式 取 ， e=E/D，使參數(shù)無量綱化 (a)優(yōu)化設計，轉角誤差，傳動角，力傳動比等為目標函數(shù)和約束條件，在不同的 。 (b)經(jīng)驗公式，整理優(yōu)化結果，把最優(yōu)的 e 表達成 M/L 的二次函數(shù)，成為優(yōu)化設計經(jīng)驗公式： 221 2 0 3 ( / ) 4 ( 0 ) 5 ( / ) 6 ( / )e C C a C M L C a C M L C M L 1 1 2 0 3 ( / ) 4 ( 0 ) 5 ( / ) 6 ( / )r G G a G M L G a G M L G M L 表優(yōu)化設計經(jīng)驗公式的 系數(shù)： 下標 1 2 3 4 5 6 C 算結果為： 221 2 0 3 ( / ) 4 ( 0 ) 5 ( / ) 6 ( / )e C C a C M L C a C M L C M L =M/L） ( 0)a M/L） ( / )21 1 2 0 3 ( / ) 4 ( 0 ) 5 ( / ) 6 ( / )r G G a G M L G a G M L G M L =M/L） ( 0)a M/L） ( / )8 =此可的：先取 D=100， R1=D 110E=D e 603)實際尺寸： 機構的特性看實際尺寸可大可小，應為機構是相似的。 受力的角度，機構的尺寸越大越好； c。油缸行程：油缸夾在當中，機構尺寸過大會造成行程不夠；因此在油缸的行程夠用的前提下，機構盡量大一些。 (4)其它 用關節(jié)軸承， 橫向力作用，需要加粗活塞桿，加長導向套，采用青銅或耐磨材料。 用內(nèi)卡鍵式或螺紋式 計算油缸行程： 當轉向節(jié)臂如下圖轉至最右時，其夾角如圖可計算得 , 其轉 向極限，夾角為 a=9 0 5 4 . 8 9 3 5 . 1 1 可知連桿中心距為 L= 22( 1 )R e D= 22(1 1 0 6 0 ) 1 0 0=112據(jù)三角形的直角公式可求出此時的行程 9 轉向節(jié)臂中心的水平距離 1 其垂直高度為： 1 得其離油缸中心為 可求求出其油缸行程為： S=- 222=101油 缸行程至少為 101m，取其行程為 100 應為其內(nèi)外輪轉角在同一各圓心故其計算行程一樣， 現(xiàn)在用行程校核內(nèi)外輪轉角 當油缸行駛到極限時，其如上圖，計算其內(nèi)輪轉角， 可知其逆運算得其轉角為 = 2 2 2R 1 e L 1a r c c o 1 e= 計算結果為 ，相差不多 故油缸行程足夠。 （ 1）轉向行駛的阻力距： 只要所 有車輪繞同一瞬心轉動，就可保證所有車輪作純滾動。這是以輪胎僅一點接觸地為條件的，因為輪胎有一定的寬度，它與地面的接觸為一面積。當車輪一轉彎半徑 胎各觸地點應有不同的線速度，但各觸地點卻有共同的角速度，故輪胎兩側，在相對與地面滾動的同時，還有相對滑動。在下圖中，兩側輪胎相對于 滑動速度方向相反，故引起地面對車輪的不同方向的附加阻力 F，這是一對力偶，其矩即轉向阻力矩。 設叉車的轉彎時以角速度 繞瞬心 輪以速度 輪滾動時，路 面受到壓力，輪胎與地面間產(chǎn)生相對滑動，因而使相對速度為零的點偏移了距離 e，由原來的 點，這時車輪上 E、 () e a e ev v v R 滑轉率，即因滑動引起速度降低的系數(shù) 由以上兩式可的滑轉率與偏移距的關系如下 10 1 這時，輪胎各點相對于地面的滑動速度分布為梯形 地面的切向力與滑移距離成正比，則地面反力的合力2樣，該車輪的轉向阻力距為： R a式中： 車輪驅動力； a 梯形面積中心至輪胎縱向對稱面的距離。 令梯形中線長度為 l，則兩底邊長分別為（ e+（ ，則得 212ba e， 式代入上式得 ： 2112由此可得轉向行駛時的阻力轉矩： 2112121 ()2 1 21 ()2 1 2內(nèi) 輪外 輪驅動輪縱的阻力轉矩12 T在式中，1 0 2 00 . 5 , 0 . 5R R B R R B ， 從動輪在轉向行駛時的阻力轉矩： 22 112 f b式中： R 轉向橋鉸軸處的轉彎半徑 （ 2）原地轉向時的阻力轉矩 叉車作業(yè)時，常需原地轉向。原地轉向阻力可達行駛轉向阻力的 2了保證叉車在最不利的情況下轉向，通常以原地轉向阻力轉矩作為轉向系統(tǒng)的計算轉矩。 車輪原地偏轉運動包括車路繞主銷的滾動和車輪繞輪胎與地面接觸中心的轉動。因此，原地轉向阻力轉矩包括：車輪繞主銷滾動時的滾動阻力轉矩；車輪 11 與地面間的滑動摩擦阻力轉矩；主銷，轉向桿系鉸軸中的摩擦阻力轉矩。其中以滑動摩擦阻力轉矩為主。各鉸軸的摩擦阻力轉矩用效率考慮 1）車輪的滑動 摩擦阻力轉矩： 車輪繞接觸地面中心的摩擦阻力轉矩，與輪胎的構造即接觸地面積的形狀、大小有關。對于充氣輪胎，在所受車重力2觸地面積如圖所示。為了簡化計算，假設接觸地面積為以輪胎寬度 b 為直徑的圓面積，并設想接觸地面各壓強相等。此時，單個輪胎的滑動摩擦阻力轉矩 2 2 202 ( )23bi p r d r p 式中 2()21Z，故有 1 k 附著系數(shù)，可取 =k 當量半徑， k =b/3; 12 1Z 單輪垂直載荷 已知： 1Z= =4500 =k =b/3=175/3=m 2）車輪的滾動阻力轉矩： 由圖可知，單個車輪滾動阻力轉矩為： 21T Z 其中 f 為滾動阻力系數(shù)，良好的路面 f =e 為主銷軸線接觸地點與輪胎縱對稱面間的距離。 可得： e=200=1T Z =m 3）車輪的總摩擦阻力轉矩： 車輪的總摩擦阻力轉矩為： 12T T T 13 由式可知， 2T在 T中占的比例愈大。 假定 與車輪滾動方向垂直，則車輪原地轉向的阻力轉矩可表示為： 221T Z e k 式中 為綜合摩擦系數(shù)，見下圖 是 e/線是試驗取得的，是在 =e/下式進行校核 2 式中： D 缸筒外徑 缸的額定壓力 16P時，取16P取 缸筒材料的許用應力， 般取為 n=5，缸筒采用 45鋼， =355 =355 5=71算結果為： 2 =80 2 71= =合格。 2）活塞桿直徑 4式中： F 活塞桿上的許用應力。 活塞桿材料的許用應力， = / =355= 4 =d=50故所選的活塞桿直徑合理。 3穩(wěn)定性校核： 活塞桿受軸向壓縮負載時，其值 會失穩(wěn)，活塞桿穩(wěn) 16 定性能按下式計算： n 式中： 安全系數(shù)，一般取 2 當活塞桿的細長比 /25/25=2590 故按下式計算穩(wěn)定性； 221 ( )式中： l 安裝長度，其值與安裝方式有關， 活塞桿截面最小回轉半徑， 由液壓缸決定的末端系數(shù)，查表 5=1； E 活塞桿材料彈性模量； E=1110 J 活塞桿截面慣性矩， J= 416d； A 活塞桿的橫截面積 f 由材料強度決定的試驗值，見表 5得 f=340 系數(shù)，具體數(shù)值見表 5 =1/7500； 代入公式計算結果得： 221 ( )=23 4 0 0 . 0 0 1 9 6 2 51 6 2 51 ( )7 5 0 0 1 2 5r =其穩(wěn)定性良好 轉向油缸轉到極限位置所需油量為： V=l 22( ) / 4 l 為油缸行程， l=100 則： V=10022 ( 8 0 ) ( 5 0 ) / 4m m m m = 17 因為方向盤旋轉圈數(shù)在 3選擇液壓轉向器型號為 2、 3公稱排量為 100m/r，最大入口壓力為 16大連續(xù)背壓為 n=V/100=合理。 液壓轉向器如下 圖所示： 活塞桿與活塞一體。通過導向套來緩沖壓力， 活塞桿密封采用 封性能好，摩擦系數(shù)小，安裝空間小，廣泛用于固定密碼和運動密封。并在頭部安裝 缸蓋采用內(nèi)卡鍵連接。 轉向橋內(nèi)取裝制動器，因此可忽略車輪受到的切向力，只考慮垂直力和因側滑引起的橫向力。轉向橋可以按下面兩種工況選取計算載荷。 1）最大垂直力工況： 空車運行通過不平路時引起的動載荷使垂直反力達到最大值。其值與道路不平度，輪胎彈性及行駛速度等有關 ，表達式為： 02m 式中：、 動載系數(shù)，可取 =18 02G 空載時轉向橋的靜負荷。 02G =1000 4255N 計算結果為： 02m =24255 2 =）最大側向力工況 叉車空載轉向行駛，在離心力的作用下，車輪處于臨界側滑狀態(tài)，這時側向力打最大值為： 式中 ： 側滑附著系數(shù)，取 = 一個車輪上的垂直反力 . 計算結果為： =24255N 向橋的強度計算： 計算見圖如下： 最大垂直力工況： 022zi 022zi =24255 2 =19 危險截面 -靠近中心鉸軸，其最大彎矩為； m 中： B 輪距； 計算結果為： m 9752 =m (2)最大側向力工況： 由于離心力作用，左、右車輪的垂直反力不在相等，在圖中所示的側滑方向，有 02021()21()2式中： h 空載時叉車的重心高度， h=590算結果為： 02021 1 5 9 0 0 . 8( ) 2 4 2 5 5 ( ) 2 3 8 6 9 . 4 0 7 62 2 9 7 51 1 5 9 0 0 . 8( ) 2 4 2 5 5 ( ) 3 8 5 . 5 9 22 2 9 7 5 N N 20 左右車輪的側向反力： yi 計算結果為： yi 2 3 8 6 9 . 4 0 7 6 0 . 8N yr 3 8 5 2 0 危險截面在 處靠近主銷，其彎矩為： zi x zr x L F L F r計算結果為： zi x y L F r 2 3 8 6 9 . 4 0 7 6 1 1 0 1 9 0 9 5 . 5 2 6 2 9 5N m m N 3 0 0 7 5 zr x y L F r3 8 5 . 5 9 2 1 1 0 3 0 8 . 4 7 3 6 2 9 5N m m N m m 1 3 3 4 2 2 M = 22( 3 0 0 7 5 . 5 4 ) ( 1 3 3 . 4 1 3 ) =m 以上兩種工況，應分別計算有關斷面的應力，取最大值進行強度校核。 最大垂直力工況下各截面應力 21 ： 截面 -： 其側面圖如上圖所示 ： 根據(jù)公式計算其1 2 3 4 5y y y y y I I I I 31 20 205 12 =5410m 322 3 3 5 2 0 1 2 3 3 5 2 0 8 2 . 5 =5410m 33 20 205 12 =5410m 324 3 3 5 2 0 1 2 3 3 5 2 0 8 3 . 5 =5410m 35 1 6 1 6 5 1 2 540 8 1 0 m 可知 22 5410m + 5410m + 5410m +5410m + 540 8 1 0 m =5410m 其應力為： =m 5410m =選材料為 45鋼，其許用應力為 355 截面在 其側面圖如下圖所示 1 2 3y y y I I 31 1 6 1 6 5 1 2 540 8 1 0 m 322 8 0 2 0 1 2 8 0 2 0 8 2 . 5 23 =5410m 323 8 0 2 0 1 2 8 0 2 0 8 2 . 5 =5410m 1 2 3y y y I I =5410m +5410m +5410m =5410m 其應力為： =m 5410m =大側向力工況下： 截面 -： 根據(jù)公式計算其1 2 3 4 5z z z z z I I I I 31 2 0 5 2 0 12+205 20 2155 24 =5410m 322 2 0 3 3 5 1 2 3 3 5 2 0 2 2 . 5 =5410m 33 205 20 12+205 20 2200 =5410m 324 2 0 3 3 5 1 2 3 3 5 2 0 2 2 . 5 =5410m 35 1 6 5 1 6 1 2 540 . 5 1 0 m 1 2 3 4 5z z z z z I I I I =5410m +5410m +5410m +5410m +5410m =5410m 其應力為： =m 5410m =面在 其側面圖如下圖所示 25 1 2 3z z z I I 3 5 41 1 6 5 1 6 1 2 0 . . 0 0 5 1 0 322 2 0 8 0 1 2 8 0 2 0 3 5 =5410m 323 2 0 8 0 1 2 8 0 2 0 3 5 =5410m 1 2 3z z z I I =5410m +5410m +5410m =5410m 其應力為： =m 755410m =選材料為 45鋼，其許用應力為 355 26 下圖為轉向節(jié)及主銷計算簡圖。因主銷無內(nèi)傾角，故無須考慮。 轉向節(jié)危險斷面在軸頸根部： 計算方法與橋體類似，應分為兩種工況進行。 越過不平路面時： 022 車輪中心至計算截面距離 計算結果為 022=24255N 2 55m 此處轉向節(jié)臂的半徑如圖所示： =m (360 32) =為轉向節(jié)臂的材料為鑄鋼，故其許用應力為 355附和要求。 側滑時： A zi a s F rA zr a y s F r 車輪中心至計算截面距離 計算結果為： A r zi a y s F r=295m 27 A r zr a y s F r=55295m 22A A r A M 22( 4 3 2 0 . 3 6 ) ( 1 1 2 . 2 0 7 ) =m = m (360 32) =為轉向節(jié)臂的材料為鑄鋼，故其許用應力為 355附和要求。 主銷的計算 : 越過不平路面時： 022 gL u L d r u r d F 計算節(jié)果為： 022 gL u L d r u r d F =24255N 2 7616513965N 主銷受力分析如圖： 28 計算 M=13965N m 則其應力為： =m 3(30 ) 32 =434銷為 2040合要求。 側滑時： 2yi zi h F 29 1yi zi h F 2yr zr h F 1y ir h F 計算結果 為： 2yi zi h F =（ 80 165yi zi h F =（ 80 165yr zr h F =（ 24680 165y ir h F =（ 36480 165m 30 M=m =m 3(30 ) 32 =521銷為 2040合要求。 主銷和轉向節(jié)間的軸承，不僅要 承受軸向力，還要承受較大的徑向力，一般可選用一個止推軸承和兩個徑向滑動軸承，或兩個滾針軸承?；瑒虞S承徑向尺寸小，能承受較大的徑向力，價格便宜。但轉向阻力大，需要經(jīng)常加注潤滑油。 滾針軸承的徑向尺寸較小，價格較貴，但轉向阻力低，潤滑時間間隔和使用壽命長。設計時應注意在滑動軸承的襯套和主銷中開油槽和油孔。因轉動速度低，滑動軸承注要按比驗算。滾針軸承按所受最大徑向載荷計算。 31 滾動軸承選用滾針軸承， 僅受徑向力，可知其最不利時徑向力為： F=取為 基本參數(shù)為，0C=33.8，0， e=F=210 ()60 210 ()60 106 31 0 1 4 0 0 0 0()6 0 1 0 2 6 0 1 5 . 7 6=求工作半年以上， t=24 365 2=4380h 符合要求。 止推軸承選用：選取為 8306，其基本參數(shù)為，0C=36.2，e=受軸向力，可知其最不利時徑向力為： F=210 ()60 32 6210 ()60 106 31 0 1 6 6 8 0 0()6 0 1 0 3 0 3 1 8 . 7 5=求工作半年以上， t=24 365 2=4380h 符合要求。 叉車轉向輪輪轂安裝在一對圓錐滾珠軸承上，如圖，圓錐滾子軸承可承受較大的軸向和徑向載荷， 間隙可調(diào)，能保證一定的剛度。為了避免轉向節(jié)軸頸根部產(chǎn)生應力集中，軸頸根部采用較大的圓角半徑并附加一些墊圈，以確保內(nèi)軸承的正確安裝與傳力。 輪轂軸承的使用壽命主要取決與作用在輪上的垂直力，和軸承相對于車輪中心平面的位置。輪轂軸承按額定動載荷選擇。 軸承處的載荷仍需按轉向橋的兩種計算工況確定。軸承額定壽命，通常為叉車的一個大修期，可取為 4800 軸承選用： 2007108，其基本參數(shù)為： e=Y=2，0Y=承選用： 2007112，其基本參數(shù)為： 4e=Y=Y=1 最大垂直力工況： 可知在兩軸承的支反力分別為如圖 33 徑向載荷： 10224255N 2 25 36=0224255 2 11 36=向載荷： 軸向載荷僅有軸承派生出的力： dF=2Y) 求出：1（ 2 2） =向向左。 2（ 2 =向向右。 無軸向力， 故方向向左，左處軸受壓。右處軸放松； 當量動載荷 1P=134 2P=2算軸承壽命： 驗算軸承 1得： 6210 ()60 106 31 0 1 3 0 8 0 0()6 0 1 8 0 8 4 2 1 . 8 7 5=算軸承 2