机械设计综合课程设计薄壁零件冲床机构设计.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目： 薄壁零件冲床机构设计 学 院 设 计 者： 指导教师： 目录一、设计任务书11、设计题目：薄壁零件冲床的设计12、设计背景：13、设计参数：24、设计任务2二、总体方案设计21、传动法案的拟定22、电动机的选择43、传动系统的运动和动力参数5三、传动零件的设计61、斜齿圆柱齿轮的设计6（1）高速及齿轮设计6（2）低速级齿轮设计112、传送带的设计163、轴的设计17(1)高速轴的设计17(2)中速轴的设计21(3)低速轴的设计254、 轴承的设计和校核295、键连接设计31四、减速器箱体及附件的设计321.减速器尺寸322.减速器的润滑333.密封件的选择34五、其他34六、参考资料35前言 机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求，由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践性课程：是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养工科学生机械工程设计能力的课程。 此次着重对薄壁零件冲床机构进行了设计，涉及到了冲床的尺寸，选材，热处理方式，工作条件，应力校核等多方面。对前面所学的知识进行了回顾以及综合的运用，主要涉及到材料力学，机械原理，机械设计，工程材料等课程。一、 设计任务书1、 设计题目：薄壁零件冲床的设计2、 设计背景：（1） 工作原理： 薄壁零件冲床的组成框图如图1所示。图1 薄壁零件冲床的组成框图 工作原理如图2a所示。在冲制薄壁零件时，上模（冲头）以较大的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成形工作，接着上模继续下行将成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环。图2 薄壁零件冲制工作原理图（2） 设计条件与要求动力源为电动机，上模做上下往复直线运动，其大致运动规律如图2b所示，要求有快速下沉、匀速工作进给和快速返回的特征。上模工作段的长度L=40100mm,对应曲柄转角=6090；上模行程长度必须大于工作段长度的两倍以上，行程速比系数K1.5。上模到达工作段之前，送料机构已将坯料送至待加工位置（下模上方），如图2a所示。送料距离L=60250mm。要求机构具有良好的传力特性，特别是工作段的压力角应尽可能小，一般取许用压力角=50。生产率为每分钟70件。按平均功率选用电动机。需要5台冲床。室内工作，载荷有轻微冲击，动力源为三相交流电动机。使用期限为10年，每年工作250天，每天工作16小时。每半年保养一次，每三年大修一次。（3） 生产状况：中等规模机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。3、 设计参数：冲床载荷5500N，上模工作段长度L=90，工作段对应的曲柄转交=85。4、 设计任务（1） 机构系统总体运动方案；画出系统运动简图，完成运动方案设计论证报告。（2） 成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。（3） 设计主要零件，完成2张零件工作图。（4） 编写设计说明书。二、 总体方案设计1、 传动法案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机、传动机构和执行机构三部分。（1） 原动机的选择按设计要求，动力源为三相交流电动机。（2） 传动机构的选择可选用的传动机构类型有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；链传动虽然传动效率高，但会引起一定的震动，且缓冲吸震能力差；蜗轮蜗杆传动对然平稳性好，但效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高；而齿轮传动传动效率高，使用寿命长，传动比恒定，工作平稳性好，完全符合设计要求，故选用齿轮传动。总传动比13.857，不是很高，也无传动方向的变化，所以初步决定采用二级圆柱斜齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的工作环境下工作。简图如下：（3） 执行机构的选择工作机应采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构、螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，所以连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构均可，凸轮机构能够较容易获得理想的运动规律，而齿轮齿条机构加工复杂、成本高，所以不采用。同时由于不考虑送料机构，同时考虑到凸轮尺寸以及运动规律实现的可行性，结合前辈的经验和自己的思考，最终决定一种方案。简图如下：1 改进方案2 传统方案（4） 方案评价传统方案和改进方案都满足设计要求，但是和传统方案相比，改进方案中由于利用的杠杆原理，工件端传递力矩和运动规律更简单的通过两平行杠杆传递到传动机构端，同时压力角更易计算，而且传动更平稳。综上所述，最终决定使用改进后的方案。2、 电动机的选择（1） 选择电动机类型按工作要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（2） 选择电动机容量电动机所需工作效率为Pn=Pw冲压载荷F=5500N，上模工作段长度L=90mm,上模工作段对应的曲柄=85，n=70r/min上模工作时间t=8536060n=0,2024工作机所需功率Pw=Flt=Fl=2nFl60=2.46kw传动装置的总效率=1223345其中：联轴器效率1=0.99 闭式齿轮传动效率2=0.97 滚动轴承效率3=0.99（一对） 链传动效率4=0.97 凸轮曲柄滑块效率5=0.5计算得=0.44所需电动机功率Pn=Pw=5.59kw因载荷平稳，电动机额定功率Pen大于Pn即可。 根据所查数据，选电动机的额定功率为7.5kw（3） 选择电动机转速工作转速nw=70r/min，通常，耳机圆柱齿轮减速器减速比为840，则电动机转速可选范围nn=ianw=（840）70r/min=5602800r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选用同步转速为1000r/min,选定电机型号为Y160M-6，额定功率Pen=7.5kw,满载转速为nm=970。3、 传动系统的运动和动力参数（1） 分配传动比A、 总传动比ia=nmnw=97070=13.857B、 分配传动装置各级传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12=1.4i=1.413.857=4.405 则低速级得传动比i23=iai12=13.8574.405=3.146（2） 参数的计算A、 O轴（电动机轴） PO=Pd=5.59kw nO=nm=970r/min TO=9550POnO=95505.59970=55.04NmB、 轴（高速轴）P输入=PO1=5.590.99kw=5.53kwP输出=P输入31=5.48kwn=nO=970r/minT输入=9550P输入n=54.49NmT输出=9550P输出n=53.95NmC、 轴（中速轴）P输入=P输出2=5.36kwP输出=P输入3=5.31kwn=ni12=220.20r/minT输入=9550P输入n=232.62NmT输出=9550P输出n=230.29NmD、轴（低速轴）P输入=P输出32=5.10kwP输出=P输入3=5.05kwn=ni23=70r/minT输入=9550P输入n=695.92NmT输出=9550P输出n=688.96Nm轴名功率P/kw转矩T/ Nm转速r/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴5.5955.0497010.99轴5.535.4854.4953.959704.4050.96轴5.365.31232.62230.29220.23.1460.96轴5.105.05695.92688.9670三、 传动零件的设计1、 斜齿圆柱齿轮的设计（1） 高速及齿轮设计计算项目计算内容计算结果1.选择材料和精度等级考虑到主动轮轮速不是很高，故采用斜齿，小齿轮用40Cr，调制处理，硬度241286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度为229286HB平均取240HB。8级精度。2初步计算小齿轮直径d1因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径，d1Ad3KT1dHP2u+1u，初取=13，Ad=756，动载荷系数K=1.4，转矩T1=9550P1n1=54.49Nm，齿宽系数d=1查表基础疲劳强度Hlim1=710Mpa，Hlim2=580Mpa则HP1=0.9Hlim1=639MPaHP2=0.9Hlim2=522MPa初步计算许用接触应力HP=522MPa,估算d175631.454.49152224.4+14.4=52.98初取d1=53mmK=1.4T1=54.49NmHlim1=710MpaHlim2=580MpaHP1=639MPaHP2=522MPad1=53mm3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级圆周速度v=d1n1601000=53970601000=2.69m/s，精度等级取8级精度合理确定齿数z1=26，z2=z1i=4.40526=114.53,取z2=115（互质）确定模数mt=d1z1=5326=2.038mm，查表取mn=2mm确定螺旋角=arccosmnmt=arccos22.038=11.08（与估计值接近）小齿轮直径d1=mtz1=2.03826=52.988mm大齿轮直径d2=mtz2=234.37mm初步齿宽b=d1d=153=53mm校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。z1=26z2=115=11.08d1=52.988mmd2=234.37mmb=53mm4.校核齿面接触疲劳强度由校核齿面解除疲劳强度。计算齿面接触应力H节点区域系数ZH=2.42 弹性系数ZE=189.8N/mm2重合度系数Z由端面重合度a和纵向重合度确定，其中：端面重合度a=12z1tanat1-tant+z2tanat2-tant t=arctantanncos=20.35at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=29.33at2=arccosdb2da2=arccosd2costda2=22.80由于无变位，端面啮合角t=t=29.35解得a=1.695纵向重合度为=bsinmn=53sin11.082=1.6211故Z=1=11.695=0.768螺旋角系数Z=cos=cos11.08=0.99使用系数KA=1.50 动载荷系数 KV=1.15Ft=2T1d1=25449053=2056.23NKAFtb=1.52059.2353=58N/mm100N/mmKH=KF=cosb2=1.6950.9842=1.75cosb=coscosncost=0.984齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级8级KH=A+B(bd1)2+C10-3b=1.46齿面接触应力H=648.9N/mm2计算许用接触应力HPHP=HlimZNTZLZvZWZXSHlim总工作时间：t总=1036582=58400h应力循环次数：NL1=60n1t总=3.4109h NL2=NL1i=7.72108h接触强度寿命系数：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17接触强度寿命系数：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17齿面工作硬化系数：ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.14接触强度尺寸系数：ZX1=ZX2=1.0润滑油膜影响系数：ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1 接触最小安全系数取解得许用接触应力：HP1=817MPa，HP2=736MPa验算：H=648.9HP2=736MPa接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。HP1=817MpaHP2=736MPa5. 确定主要尺寸中心距：a=d1+d22=143.679mm圆整取a=144mm由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精确的螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=11.72 合理端面模数mt=mncos=2cos11.72=2.043mm小齿轮直径d1=mnz1=53.107mm大齿轮直径d2=mnz2=234.897mm齿宽b=53mm b1=60mm b2=53mm小齿轮当量齿数ZV1=z1cos3=22.70取28大齿轮当量齿数ZV2=z2cos3=122.50取1236.齿根弯曲疲劳强度验算F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYHP计算齿根弯曲应力使用系数KA=1.50 动载荷系数KV=1.10齿间载荷分配系数KF=1.75齿向载荷分配系数KF=1.46重合度系数：Y=0.25+0.75av=0.67齿形系数：YFa1=2.6, YFa2=2.2应力修正系数：YSa1=1.62，YSa2=1.79螺旋角系数：Y=0.9F1=217MPa, F2=203MPa计算需用弯曲应力FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin齿根弯曲疲劳极限Flim1=300MPa, Flim2=270MPa弯曲强度最小安全系数：弯曲强度尺寸系数： YX1=YX2=1弯曲寿命系数：YNT1=0.89, YNT2=0.93应力修正系数：YST1=YST2=2相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1FP1=427MPa，FP2=401MP弯曲疲劳强度的校核F1FP1，F11故Z=1=11.70=0.767螺旋角系数Z=cos=cos12.68=0.99使用系数KA=1.50 动载荷系数 KV=1.15Ft=2T1d1=223262082=5673.66NKAFtb=1.55673.6682=103.797N/mm100N/mmKH=KF=1.2cosb=coscosncost=0.978齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级8级KH=A+B(bd1)2+C10-3b=1.38齿面接触应力H=604.56N/mm2计算许用接触应力HPHP=HlimZNTZLZvZWZXSHlim总工作时间：t总=1036582=58400h应力循环次数：NL1=60n1t总=3.4109h NL2=NL1i=7.72108h接触强度寿命系数：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17接触强度寿命系数：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17齿面工作硬化系数：ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.14接触强度尺寸系数：ZX1=ZX2=1.0润滑油膜影响系数：ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1 接触最小安全系数取解得许用接触应力：HP1=817MPa，HP2=736MPa验算：H=604.56MPaHP2=736MPa接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。HP1=817MpaHP2=736MPa5. 确定主要尺寸中心距：a=d1+d22=170.41mm圆整取a=171mm由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精确的螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=13.536 合理端面模数mt=mncos=2cos11.72=2.571mm小齿轮直径d1=mnz1=82.286mm大齿轮直径d2=mnz2=259.714mm齿宽b=82mm b1=90mm b2=82mm小齿轮当量齿数ZV1=z1cos3=34.82取35大齿轮当量齿数ZV2=z2cos3=109.91取1106.齿根弯曲疲劳强度验算F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYHP计算齿根弯曲应力使用系数KA=1.50 动载荷系数KV=1.08齿间载荷分配系数KF=1.2齿向载荷分配系数KF=1.38重合度系数：Y=0.25+0.75av=0.67齿形系数：YFa1=2.46, YFa2=2.22应力修正系数：YSa1=1.65，YSa2=1.79螺旋角系数：Y=0.88F1=177.69MPa, F2=173.96MPa计算需用弯曲应力FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin齿根弯曲疲劳极限Flim1=300MPa, Flim2=270MPa弯曲强度最小安全系数：弯曲强度尺寸系数： YX1=YX2=1弯曲寿命系数：YNT1=0.89, YNT2=0.93应力修正系数：YST1=YST2=2相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1FP1=427MPa，FP2=401MP弯曲疲劳强度的校核F1FP1，F1120 满足要求1=1806.确定带根数F0Po=1.0kw i=1 Po=0kw包角系数k=1.00 长度系数kL=0.88z=PcP=Pc(Po+ Po)kkL=6.88 取7条z=77.确定带的初拉力F0=500Pcvz2.5k-1+lv2 l=0.3F0=811.8N F0=811.8N 8.计算传动带在轴上的作用力FQFQ=2zF0sin12=11365.2NFQ=11365.2N 9.确定带宽B=z-1e+2f=182mm 外径da1=dd1+2ha ha取5 da1=220mm da2=218mmB=182mm 3、轴的设计(1) 高速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择材料和热处理根据轴的使用条件，由于是齿轮轴故选与齿轮相同的材料40Cr,调制处理，硬度241286HB,平均260HB40Cr调制处理2.按扭转强度估算轴径C=100 dC3Pn=10035.48970=17.81mm按联轴器的标准系列，取轴径d=30mm 轴孔长度L=82mmd=30mm 3.初步设计周的结构初选3尺寸系列深沟球轴承6308一对，d=40mm,D=90mm,B=23mm初步设计轴的结构如下图：深沟球轴承6308一对4.轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：输入转矩T1=54.49Nm小齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=2052.08N小齿轮的径向力Fr1=Ft1tanncos=762.80N小齿轮的轴向力Fa1=Ft1tan=425.71NFt1=2052.08N Fr1=762.80N Fa1=425.71N 5.计算轴承支撑点的支反力垂直面支反力和弯矩计算FAV=Ft1160210=1563.49N FBV=Ft150210=488.59NMVC=195.44190=1856.6420=78174.5Nmm 受力图和弯矩图如下：水平面支反力及弯矩FAH=635.00N FBH=127.80NMHC=20448Nmm MHC=31750Nmm FAV=1563.49N FBV=488.59N MVC=78174.5Nmm 6.计算并绘制合成弯矩图MC=MVC2+MHC2=80804.53Nmm MC=MVC2+MHC2=84376.03Nmm 合成弯矩图图：7.计算并绘制转矩图T=9.55106Pn=54.49Nm 转矩图：T=54.49Nm 8.计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取 b=750MPa -1b=75MPa 0b=130MPa=0.577 Me=M2+(T)2 C为危险截面，当量弯矩为：Me=MC2+(T)2=90043.5Nmm 当量弯矩图：Me=90043.5Nm9.按弯扭合成应力校核轴的强度-1b=75MPa 危险截面处的弯曲应力：b=MeW=Me0.1d3=6.01MPa 安全b=6.01MPa (2) 中速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr,调制处理，硬度241286HB,平均260HB40Cr调制处理2.按扭转强度估算轴径C=100 dC3Pn=1003232.62220.2=28.89mm取轴径d=40mm d=40mm 3.初步设计周的结构初选3尺寸系列深沟球轴承6308一对，d=40mm,D=90mm,B=23mm初步设计轴的结构如下图：深沟球轴承6308一对4.轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：输入转矩T1=232.62Nm小齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=5653.94N大齿轮的圆周力Ft2=2T1d2=1980.61N小齿轮的径向力Fr1=Ft1tanncos=2116.70N大齿轮的径向力Fr2=Ft2tanncos=736.23N小齿轮的轴向力Fa1=Ft1tan=1361.57N大齿轮的轴向力Fa2=Ft2tan=410.89NFt1=5653.94N Fr1=2116.70N Fa1=1361.57NFt2=1980.61N Fr2=736.23N Fa2=410.89N5.计算轴承支撑点的支反力垂直面支反力和弯矩计算FAV=375.61N FBV=3297.72NMVC1=78174.5Nmm MVC2=18780.5Nmm受力图和弯矩图如下：水平面支反力及弯矩FAH=1762.42N FBH=1089.87NMHC1=76290.9Nmm MHC1=129789.69NmmMHC2=88121Nmm MHC2=39895.27Nmm FAV=357.61N FBV=3297.72N MVC1=230840.4Nmm MVC2=18780.5Nmm 6.计算并绘制合成弯矩图MC=MVC2+MHC2 MC1=243120.53Nmm MC2=90100.04NmmMC=MVC2+MHC2=84376.03Nmm MC1=264825.70Nmm MC2=44094.67Nmm合成弯矩图图：7.计算并绘制转矩图T=9.55106Pn=232.62Nm 转矩图：T=232.62Nm 8.计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取 b=750MPa -1b=75MPa 0b=130MPa=0.577 Me=M2+(T)2 C1为危险截面，当量弯矩为：Me=MC12+(T)2=296897.5Nmm 当量弯矩图：Me=296897.5Nm9.按弯扭合成应力校核轴的强度-1b=75MPa 危险截面处的弯曲应力：b=MeW=Me0.1d3=32.58MPa 安全b=32.58MPa (3) 低速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择材料和热处理根据轴的使用条件，选择 40Cr,调制处理，硬度241286HB,平均260HB40Cr调制处理2.按扭转强度估算轴径C=100 dC3Pn=1003695.9270=41.77mm按联轴器的标准系列，取轴径d=45mm d=45mm 3.初步设计周的结构初选3尺寸系列深沟球轴承6311一对，d=55mm,D=120mm,B=29mm初步设计轴的结构如下图：深沟球轴承6311一对4.轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：输入转矩T1=695.92Nm小齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=4706.71N小齿轮的径向力Fr1=Ft1tanncos=1762.08N小齿轮的轴向力Fa1=Ft1tan=1133.46NFt1=4706.71N Fr1=1762.08N Fa1=1133.46N 5.计算轴承支撑点的支反力垂直面支反力和弯矩计算FAV=Ft170210=1568.9N FBV=Ft1140210=3137.81NMVC=195.44140=1856.6470=219646.47Nmm 受力图和弯矩图如下：水平面支反力及弯矩FAH=1385.41N FBH=376.67NMHC=26366.9Nmm MHC=193957.4NmmFAV=1568.9N FBV=3137.81N MVC=219646.47Nmm 6.计算并绘制合成弯矩图MC=MVC2+MHC2=293025.67Nmm MC=MVC2+MHC2=221223.38Nmm 合成弯矩图图：7.计算并绘制转矩图T=9.55106Pn=695.92Nm 转矩图：T=695.92Nm 8.计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取 b=750MPa -1b=75MPa 0b=130MPa=0.577 Me=M2+(T)2 C为危险截面，当量弯矩为：Me=MC2+(T)2=497094.66Nmm 当量弯矩图：Me=90043.5Nm9.按弯扭合成应力校核轴的强度-1b=75MPa 危险截面处的弯曲应力：b=MeW=Me0.1d3=19.88MPa 安全b=19.88MPa 4、 轴承的设计和校核 （1） 高速轴轴承深沟球轴承6308一对项目设计计算依据和过程计算结果查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C0=24.0kN脂润滑的极限转速轴承的受力情况如下图：Fa=425.71N FAV=1563.49N FBV=488.59NFAH=635.00N FBH=127.80NFrA=FAV2+FAH2=1687.52N FrB=FBV2+FBH2=505.03N 当量动载荷：查表可得：PrA=0.56FrA+2.3Fa=1924.14N PrB=0.56FrB+2.3Fa=1261.95N 轴承寿命：深沟球轴承=3按寿命短的轴承计算L10h=10660n(CP)3=163812.67h=18.7y 符合寿命要求FAV=1563.49NFAH=635.00NFBV=488.59NFBH=127.80N（2） 中速轴轴承深沟球轴承6308一对项目设计计算依据和过程计算结果查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C0=24.0kN脂润滑的极限转速轴承的受力情况如下图：Fa=1772.46N FAV=375.61N FBV=3297.72NFAH=1762.42N FBH=1089.87NFrA=FAV2+FAH2=1802N FrB=FBV2+FBH2=3473.3N 当量动载荷：查表可得：PrA=0.56FrA+1.55Fa=3756.43N PrB=0.56FrB+1.55Fa=4692.28N 轴承寿命：深沟球轴承=3按寿命短的轴承计算L10h=10660n(CP)3=49802h=5.68y 符合寿命要求FAV=375.61NFAH=1762.42NFBV=3297.72NFBH=1089.87N (3) 低速轴轴承 深沟球轴承6311一