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1、 目录 一．设计任务书……………………………………………………3 二、传动方案拟定…………………………………………………3 三、电动机选用…………………………………………………4. 四、计算总传动比及分派各级传动比…………………………5 五、运动参数及动力参数计算……………………………………7 六、皮带轮设计计算……………………………………………8 七、齿轮设计计算………………………………………………10 八、滚动轴承选用及校核计算…………………………………19 九、键联接选用及计算…………………………………………31 十、联轴器选用……………………………
2、……………………33 十一、润滑与密封…………………………………………………34 十二、总结…………………………………………………………35 十三、参照文献……………………………………………………37 十三、附录（零件及装配图）…………………………………… 计 算 及 说 明 结 果 一 . 设计任务书 1.1．工作条件与技术规定： ◆持续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。 ◆两班制工作，3年大修，有效期限(卷筒支撑及卷筒与运送带之间摩擦影响在运送带工作拉力F中已考虑)。 1.2 设计内
3、容 ◆减速器装配图1张（A0或A1） ◆零件图2张 ◆设计阐明书1份 1.3设计参数 ◆运送带工作拉力F()： F=2600N ◆运送带工作速V()： ◆卷筒直径D()： 二．传动方案拟定 输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器构造较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。 =1h
4、 F=5500N V=1.1m/s D=300mm 分流式二级圆柱齿轮减速器 三．电动机选用 1 选用电动机类型 按已知工作条件和规定，选用Y系列一般用途三相异步电动机 2 选用电动机容量 1）滚筒所需功率： ==4.2kw 滚筒转速： =60×1000V/πD=51r/min 2）电动机至滚筒之间传动装置总效率为： 其中分别为传动系统中联轴器、带传动效率、齿轮传动及轴承效率，是滚筒效率，
5、 0.80 3）拟定电动机额定功率 电动机输出功率为 4.2/0.80=5.25kw 拟定电动机额定功率 选用功率储藏系数为K=1 5.25kw 选定电动机额定功率=5.5kw 3、选用电动机转速 =51 r/min i初选25 1273.25r/min 电动机Y132M-4 查得： 方案 电动机型号 额定功率 （KW） 电动
6、机转速n/(r/min) 同步转速 满载转速 Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.2 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定电动机Y132M-4 四．总传动比拟定及各级传动比分派 4.1 计算总传动比 由参照文献[1]中表16-1查得： 满载转速nm=1440 r / min； 总传动比i==1440/50.93=28.27 4.2 分派各级传动比 查阅参照文献[1]《机械设计课程设计》中表2—3各级传动中 分派各级传动比 取V
7、带传动传动比=2.7，则两级圆柱齿轮减速器传动比为20.57/2.7=7.62 取高速级圆柱齿轮传动比= =3.15，则低速级圆柱齿轮传动比为 =/=7.62/3.15=2.42 =2.86kw =70r/min η=0.83 =3.43kw =4 kw 电动机型号为 Y112M-4 i=20.57 = 3.15 =2.42 五．计
8、算传动装置运动和动力参数 1. 各轴转速 电动机轴为轴I，减速器高速级轴为轴II，中速轴为轴III，低速级轴为轴IV，滚筒轴为轴V，则 解得滚筒速度在输送带速度容许误差为±5％范畴内 2按电动机额定功率计算各轴输入功率 =4 kw =4×0.96 kw=3.86kw =3.86×0.96×0.98 kw =3.82kw
9、 =3.82×0.97×0.98 kw =3.56kw =3.56×0.98×0.99 kw =3.52 kw 2. 各轴转矩 =9550×4/1440 =26.53 =9550×3.86/533 =69.16 =955
10、0×3.82/169.2 =215.61 =9550×3.56/ 70 =485.7 表3 轴运动及动力参数 项目 电动机轴I 高速级轴II 中间轴III 低速级轴IV 带轮轴V 转速（r/min） 1440 533 169.20 69.92 70 功率（kw） 4 3.86 3.82 3.56 3.52 转矩() 26.53 69.16 215.61 485.7 48
11、0.22 传动比 1 3.15 2.42 1 效率 0.99 0.94 0..94 0.97 六、 皮带轮设计和计算 1．求 查表13-8得： 2． 选V带型号 选用一般V带，由和小带轮转速n=1440r/min 查图13-15得此坐标位于B型区域内 3、求大小带轮基准直径 大带轮基准直径 4、 验算带速V 带速度合适 5、 求V带基准长度和中心距 初定中心距 查表得 6、 验算小带轮包角 故小带轮
12、上包角符合规定。 7、 拟定V带根数Z 查表得 则 故取2根 8、 求作用在带轮轴上压力 查表13-1得：，由式13-17得：单根V带初拉力 作用在带轮轴上压力为： 9、带轮构造尺寸 七、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选用材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88）
13、 c . 材料选用。查图表（P191表10-1），选用小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，两者硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数 =3.15×20=63 =3.15 e .初选螺旋角β= f .选用齿宽系数：=1 2）按齿面接触强度设计 按下式试算 ① 1）拟定公式内各计算数值 a . 试选=1.6 b. 分流式小齿轮传递转矩=/2 =34.5
14、8 c. 查图表（P217图10-30）选用区域系数=2.433 （表10-6）选用弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.76 ，=0.86 =0.768+0.87=1.62 e. 按齿面硬度查表： 小齿轮接触疲劳强度极限： 大齿轮接触疲劳强度极限： 查表得接触疲劳强度系数： 取失效概率为1%，安全系数为S=1
15、 许用接触应力=552MPa，=533.5MPa 则=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj ② 计算应力循环次数 =60×533×1×19200=6.14×
16、6.14×/3.15=1.95× 2） 计算 a. 按式①计算小齿轮分度圆直径 =50.67mm b. 计算圆周速度 =3.14×50.67×533/（60×1000）m/s =1.41m/s c. 计算齿宽b及模数 b==1×50.67mm=50.67mm =cosβ/= 2.458mm h =2.25=2.25×1.983mm=5.53
17、1mm b/h=51.76/4.462=9.16 d. 计算纵向重叠度 =0.318tanβ =0.318×1×20×tan=1.59 e. 计算载荷系数K 使用系数=1，根据=1.4m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.06 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由公式 ③ 得 = 1
18、417 查图表（P198图10-13）得=1.40 由式 ④ 得载荷系数=1×1.06×1.2×1.417=2.1 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 ⑤ 得 g. 计算模数 =cosβ/=55.48×cos/20 mm =2.69mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算 1） 拟定计算系数
19、 a. 计算载荷系数 由式 ⑥ 得=1×1.06×1.4×1.4=2.078 b. 根据纵向重叠度=1.59查图表（P图10-28） 得螺旋角影响系数=0.87 c. 计算当量齿数
20、 d. 查取齿形系数 查图表（P表10-5）=2.80 ，=2.77 e. 查取应力校正系数 查图表（P表10-5）=1.55 ，=1.74 f. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，由式 ⑦ 得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88×380/1.4 MPa=238
21、86 MPa g. 计算大小齿轮并加以比较 =2.80×1.55/303.57=0.01430 =2.27×1.74/238.86=0.01653 大齿轮数值大 2） 设计计算 由以上计算成果，取=2 ，按接触疲劳强度得分度圆直径=53.83 mm计算应有齿数 =53.83×cos/2=27 取=27 ，则=3.15×27=85 （4） 几何尺寸计算 1） 计算中心距 将中心距圆整为115mm 2） 按圆整中心距修正螺旋角 因值变化不多，
22、故参数 ， ，等不必修正 3） 计算大小齿轮分度圆直径 =27×2/cos =55.93mm =85×2/ cos =176.08mm 4） 计算齿轮宽度 =1×55.42mm=55.42mm 圆整后取=55mm ，=60mm 5） 构造设计 由e＜2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm<<500mm ，大齿轮采用腹板式构造 2. 低速级齿轮传动设计 （1）选用材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85）
23、 c. 材料选用 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=20 ，=20×2.42=48 e. 选用齿宽系数=1 （2）按齿面接触强度设计 按下式试算 ⑧ 1） 拟定公式内各计算数值 a. 试选=1.3 b. 拟定小齿轮传递转矩=215.61 =2.1561× c. 查图表（P表10-6）选用弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P图10-21d）得小
24、齿轮接触疲劳强度极限=600MPa ，=550MPa e. 由式②拟定应力循环次数 =60×533×1×19800=6.14× =6.14×/2.42=42.54× f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数 =0.95 ，=0.97 g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式⑦得 =0.95×600MPa=540MPa =0.97×550MPa=522.5MPa 2）计算 a. 由式⑧试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值=522.5MPa得 =85.5mm b.
25、 计算圆周速度 =3.14×85.5×533/60000m/s=2.39m/s c. 计算齿宽 =1×85.5 mm=85.5mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=85.5/20=4.275 齿高=2.25=2.25×4.275mm=9.62 mm 则/=85.5/9.62=8.89 e. 计算载荷系数 根据=0.51 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.03 ，直齿轮=1 ，由=1和=85.5mm ，根据式③得=1.424
26、 由/8.89和=1.424查图表（P图10-13）得=1.34 故根据式④得=1.467 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式⑤得=89.01mm g. 计算模数 =89.01/20mm=4.45 mm （3） 按齿根弯曲强度设计 计算公式为 ⑨ 1） 拟定公式内各计算数值 a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。 b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.89
27、 c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 =0.87×500/1.4MPa=310.71MPa =0.89×380/1.4MPa=241.57MPa d. 计算载荷系数。由式⑥得=1×1.03×1×1.34=1.38 e. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.80 =2.33 f. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.55 ，=1.69 g. 计算大、小齿轮，并加以比较 =2.80×1.55/310.71 =0.013968 =2.33×1.69/241.57=0.016300 大齿轮数值大 2）
28、设计计算 由以上计算成果，取模数=3mm。按分度圆直径=89.1mm计算应有齿数得=89.1/3=30，则=2.42×30=73 （4） 几何尺寸计算 1） 计算中心距 =3×（30+73）/2 mm=155mm 2） 计算分度圆直径 3×30mm=90mm 3×73mm=219mm 3） 计算齿轮宽度 =1×90 mm=90mm 取=90mm ，=95 mm 5）构造设计 小齿轮（齿轮3）采用实心构造 大齿轮（齿轮4）采用腹板式构造 八、滚动轴承选用及校核计算
29、 高速轴设计 已知=3.86 kw ，=1440r/min ，=69.16 =34.58 1. 求作用在齿轮上力 =2×69.16××cos /55.93N =2473.09N =2473.09×15.1N=641.61N 圆周力 ，径向力及轴向力方向如图所示 1． 初步拟定轴最小直径。先按式 ⑩ 初步估算轴最小直径。选用轴材料为45号钢r，调质解决。查图表（表15-3），取=126，得 该轴直径d≤100mm，有一种键槽，轴颈增大5%～
30、7%,安全起见，取轴颈增大5% 则，圆整后取d2=26mm。 输入轴最小直径是安装联轴器处直径。选用联轴器型号。联轴器计算转矩公式为 （11） 查图表（P351表14-1），取=1.3，则=1.3×34.58 =44.954 根据=34.489及电动机轴径D=48mm，查原则GB4323-84，选用TL7型弹性套柱销联轴器。拟定轴最小直径=30 mm 2． 轴构造设计 拟定轴上零件装配方案。经分析比较，
31、选用如图所示装配方案 =4kw =3.86 kw =3.82kw =3.56 kw =3.52 kw = 26.53 = 69.16 = 215.61 =485.7 A带 V=13.57m/s L=1846m a=377mm Z=2
32、 7级精度（GB10095-88） 小齿轮： 40Cr（调质） 280 HBS 大齿轮： 45钢（调质） 240HBS=20= 63 β= =1 =1.6 =34.58 =2.433 =189.8 =0.76 =0.86 1.62 =552MPa=533.5MPa =565 MPa 1.95×
33、 = b=50.67mm =2.458 mm h=5.531mm b/h=9.16 =1.59 =1 =1.06 =1.4 =1.351 =2.65 =2.69mm =2.078 =0.87 =2.563 =2.187 =1.604 =1.786 S=1.4 =0.85 =0.88=500 Mpa =380 MPa =303.57 Mpa =238.86 MPa =0.0143
34、0=0.01653 =2 27 85 115.43mm 55.93 mm 176.08mm 55.48mm =55mm =60mm 7级精度（GB10095-85） 小齿轮：40Cr（调质）280HBS 大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25 =1.2 =1.3 =2.1561× =189.8 =550Mpa =530MPa 6.14× =0.95 =0.97 =540Mpa =522.5MPa
35、 85.5mm =1.03 =1424 =1.34 =1.467 89.01 mm 4.45mm =500Mpa =380Mpa =0.87 =0.869 =1.4 310.71MPa 241.57Mpa =1.38 =2.80 =2.33 =1.55，=1.69 =0.013968 =0.016300 90mm 219mm =90 mm =95mm
36、 2473.09N 932.32 N 641.61 N 26.08mm =30mm （1） 根据轴向定位规定拟定轴各段直径和长度 1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=30mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=35mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指引书表13-19），取挡圈直径=40mm，=50mm 2） 初步选用滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴
37、转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm ，故=52mm 3） 取=34mm，=54mm 4） 由指引书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面距离mm ，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖总宽度为34.2mm，到联轴器距离为10.8mm，则=45mm 5） 取小齿轮距箱体内壁距离为=12mm，大齿轮2和与齿轮3之间距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则 =15+12+12-5=34mm =34 mm =108mm （3）轴上零件周向定
38、位 半联轴器与轴周向定位采用一般C型平键连接，按=20 =mm，=50mm 查图表（P表6-1）选用键=8mm×4mm×40mm 。滚动轴承与轴周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6 4）拟定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R1 （二）中速轴（III轴）设计 已知=3.82kw，=215.61 ，=169.20r/min 1．求作用在齿轮上力 =2473.09 N ，=932.32N，=667.29 N =2×209.34/176.08N=2377.90N =896.44N
39、 轴上力方向如下图所示 初步拟定轴最小直径 根据式（10）初步拟定轴最小直径，选用轴材料为45钢，调质解决。查图表（P表15-3），取=120 ，于是得 。该轴最小直径为安装轴承处直径，取为=33mm 3．轴构造设计 （1）拟定轴上零件装配方案，如图 （2）拟定轴各段直径和长度 1）根据=35mm 取=40mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=44mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=50mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=45mm ，由于轴环宽度b≥1.4h 轴II设计，取=c=10mm 由于=85.5 mm ，
40、55mm 取=92 mm ，则=55+10-7-3mm=55mm =55-2mm=53mm 2）初步选用滚动轴承 由于配对斜齿轮相称于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选用外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选用0组游隙，0级公差N系列轴承N206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指引书表13-17）选用M27×1.5规格圆螺母及相应垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5
41、mm，=11mm ，则 =14.5+11+16+3-2mm=42.5mm 选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖总宽度为27mm 3）轴上零件周向定位 齿轮周向定位都采用一般平键连接 按=50mm ，=92 mm =44mm ，=55mm =45mm ，=53mm 查图表（P表6-1）取各键尺寸为 III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段：b×h×L=8mm×8mm×40mm
42、 滚动轴承周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6 1） 拟定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处圆角半径为R1 （三）低速轴（轴IV）设计 已知=3.56kw ，=485.7 ，=69.92r/min 1．求作用在轴上力 =2377.90N =896.44N 2．初步拟定轴最小直径 按式（10）初步拟定轴最小直径。选用轴材料为45钢调质解决。查图表（P表15-3）取=112，于是得 该轴最小直径为安装联轴器处直径，选用联轴器型号。
43、 根据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5 ，则 =1.5×485.7=728.55 根据728.55，查原则GB5014-85（指引书表17-4）考虑到带式运送机运转平稳，带具有缓冲性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。选用轴孔直径d=45mm，其轴孔长度L=107mm，则轴最小直径=45mm 3．轴构造设计 （1）拟定轴上零件装配方案。经比较，选用如下图所示方案 （2）根据轴向定位规定拟定轴各段直径和长度 1）取=45mm，为了满足半联轴器轴向定位规定，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=50mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指引书表1
44、3-19），取=75mm，=130mm 2）初步选用滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差深沟球轴承6313，其尺寸为d×D×B=65mm×140mm×33mm 故=55mm 3）轴承采用套筒定位，取=60mm，=36mm 4）根据轴颈查图表（P表15-2，指引书表13-21）取安装齿轮处轴段=66mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=74mm ，轴环宽度b≥1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm 5）查图表（指引书表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm
45、 ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm 6）根据轴II，轴III设计，取滚动轴承与内壁之间距离=10mm，则=+++c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm =81mm =+++c+2.5--16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm 6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面距离=60mm，及=10mm，B=20mm，根据指引书表9-9，取轴承盖总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间距离为=20.4mm则=60mm
46、 7） 3）轴上零件周向定位 齿轮，半联轴器与轴周向定位都采用一般平键连接，根据=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查图表（P表6-1）得 IV’-IV段：b×h×L=16mm×11mm×60mm VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100mm 滚动轴承与轴周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6 （4）拟定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm 4．求轴上载荷 轴计算简图如下图所
47、示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6210， a=10mm， 从轴构造图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处 是危险截面， L=162mm，将该截面所受弯矩和扭矩列于下表 表4 危险截面所受弯矩和扭矩 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F =485.7N =856.44N 弯矩 =78683.4 =138743.28 总弯矩M =217426.68 扭矩T T=295120.09 5. 按弯扭合成应力校核轴强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力
48、为脉动循环变应力，取α=0.6，轴计算应力 =280408.40/20849.146MPa=13.449MPa 前已选定轴材料为45钢，调质解决，查图表（P表15-1）得=60MPa，因而＜，故轴安全。 七、 轴承选用和校核计算 已知轴承预测寿命为=7h 1．输入轴承选用与计算 由轴II设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一种，其受力==1131.76 N，=0，ε=3 ，转速n=1440r/min 1）查滚动轴承样本（指引书表15-3）知深沟球轴承6008基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷=
49、9420N 2）求轴承当量动载荷P 由于=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作状况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2×（1×1131.76+0）N =1358.11N 3）验算轴承寿命 =106278h>=7h 故所选用轴承满足寿命规定。拟定使用深沟球轴承6008 2．轴III上轴承选用与计算 由轴III设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206，由于受力对称，故只需要校核一种。其受力=896.44N，=0，ε=1
50、0/3，n=533r/min 1）查滚动轴承样本（指引书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷=22800N 2）求轴承当量动载荷P 由于=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作状况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×896.44+0）N =1075.728N 3）验算轴承寿命 =777446h>=7h 故所选用轴承满足寿命规定。拟定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206 3．输出轴上轴承选用与计算 由轴IV设
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