设计说明书角接触球轴承
双列角接触球轴承
双列角接触球轴承双列角接触球轴承是一种重要的机械元件，常被广泛应用于各种工业设备和机械系统中。
在工业领域中，双列角接触球轴承的作用是支撑和转动轴，以及承受来自不同方向的载荷。
本文将对双列角接触球轴承的结构、特点和应用进行详细介绍。
一、双列角接触球轴承的结构双列角接触球轴承由内圈、外圈、钢球、保持架和密封件等组成。
内、外圈均为球面形状，内圈装在主轴或主轴座上，外圈固定在轴承座上。
钢球以两行排列，通过保持架保持其合适的间距。
密封件的作用是防止润滑脂溢出和外部污染物进入轴承内部。
二、双列角接触球轴承的特点1. 承载能力强：双列角接触球轴承由于双列球的布局，可以承受较大的径向和轴向载荷，因此具有很高的承载能力。
2. 刚度高：相比其他类型的轴承，双列角接触球轴承的结构更紧凑，因此其刚度也更高，可以在高速旋转和高精度工作条件下保持较好的稳定性。
3. 自调平衡：双列角接触球轴承的设计使其能够自动调整轴承和轴的偏斜，保持正常转动，减少摩擦和能量损失。
4. 适用范围广：双列角接触球轴承适用于多种场合，特别是需要同时承受径向和轴向负荷的机械系统，如机床主轴、冶金设备、挖掘机、高速胶印机等。
三、双列角接触球轴承的应用1. 机床主轴：机床主轴作为机械加工设备的核心部件，对轴承的要求非常高。
双列角接触球轴承由于其高刚度和承载能力强的特点，成为机床主轴的重要选择。
2. 冶金设备：冶金设备在高温、高压和高速工作环境下运转，对轴承的要求也非常严格。
双列角接触球轴承的稳定性和承载能力使得其在冶金设备中得到广泛应用。
3. 挖掘机：挖掘机是一种重型机械设备，需要承受较大的载荷和冲击力。
双列角接触球轴承的高承载能力和强大的耐磨性使得其成为挖掘机的理想选配。
4. 高速胶印机：高速胶印机要求工作平稳、高精度，对轴承的要求也很高。
双列角接触球轴承的高刚度和自调平衡特性使其在高速胶印机中得到广泛应用。
总的来说，双列角接触球轴承是一种非常重要的机械元件，具有承载能力强、刚度高、适用范围广等特点。
双向推力角接触球轴承标准
双向推力角接触球轴承是一种常用的轴承类型，广泛应用于机械设备中。
它具有承载能力高、转速范围广、刚度大等优点，在工业领域中起着重要的作用。
本文将对双向推力角接触球轴承的标准进行详细介绍，包括其结构特点、尺寸、精度等方面。
一、结构特点双向推力角接触球轴承由内、外圈、滚动体和保持架组成。
其特点在于滚动体为双列角接触球，内外圈的滚道分别与滚动体的两个接触角相对应。
这种结构使得轴承既能承受径向载荷，又能承受双向推力载荷，适用于需要同时承受径向和推力负荷的工况。
二、尺寸标准双向推力角接触球轴承的尺寸标准按照国际标准ISO 104进行规定。
其尺寸包括内径、外径、宽度等参数，必须符合标准规定的公差范围。
此外，还有一些特殊尺寸的轴承需要按照用户的要求进行设计和制造。
三、精度标准双向推力角接触球轴承的精度标准按照国际标准ISO 492进行规定。
精度标准包括轴承内径、外径、宽度、圆跳动、径向游隙等参数，需要满足一定的公差要求。
精度越高，轴承的定位精度和旋转平稳性就越好，但成本也会相应增加。
四、负荷能力双向推力角接触球轴承的负荷能力是评价其性能的重要指标之一。
负荷能力取决于轴承的尺寸、材料和设计等因素。
在实际应用中，需要根据具体工况确定合适的轴承型号和尺寸，以保证轴承在工作条件下的可靠性和安全性。
五、润滑要求双向推力角接触球轴承在工作过程中需要进行润滑，以减少摩擦和磨损，并保持轴承的正常运转。
常用的润滑方式有脂润滑和油润滑两种。
润滑油或润滑脂的选择要符合工作条件和使用要求，保证轴承的寿命和可靠性。
六、安装与维护双向推力角接触球轴承在安装过程中需要注意以下几点：首先，保持轴承和座圈的清洁，避免灰尘和污垢进入轴承内部；其次，正确选择合适的安装工具和方法，避免过度冲击或变形；最后，进行适当的润滑，确保轴承的正常运转。
对于维护保养，应按照规定的周期对双向推力角接触球轴承进行检查和维护，包括检查润滑情况、测量轴承的径向游隙和圆跳动等。
角接触球轴承设计
四 钢球载荷与位移
1 接触刚度
δ i = Gi Q 2 3
δ o = GoQ 2 3
δ n = δ i + δ o = (Gi + Go )Q 2 3 = Gn Q 2 3
Q = K nδ n
1.5
K n = Gn
−1.5
= (Gi + Go ) −1.5
钢制轴承
* K n = 2.1343 ×105 ⋅ (δ i* ∑ ρi + δ o ∑ ρ o ) −1.5 13 13
考虑游隙存在： Qmax
5 Fr = z cos α
3 轴向载荷
Fa = zQ sin α
Fa Q= z sin α
轴向位移与接触角
Ao = Oi Oo = ri + ro − Dw = ( f i + f o − 1) Dw
d = Ao cos α
A′ = Oi′Oo = d cos α ′ = Ao cos α cos α ′
2 C0 r = f 0iZDw cos α
当量静载荷
P0 = X 0 Fr + Y0 Fa
静载安全系数 S 0 = C0 P0
六 主参数优化设计
1. 设计目标 max(Cr ) 设计目标: 2. 约束条件 （1）球径约束: k1min ≤ Dw /(D – d ) ≤ k1max （2）节圆直径约束： 0.5 (D +d ) ≤ ≤ 0.51(D + d ) （3）球数约束： k2 Z Dw ≤ （4）保持器梁宽约束： /Z – 1.01Dw ≥ bmin
2 径向载荷 接触法向位移 δ nϕ = δ r cos ϕ cos α
1. Qϕ = K nδ nϕ5 = K nδ r1.5 (cos ϕ cos α ) = Qmax (cos ϕ ) 1.5 1.5
角接触球轴承计算方法
角接触球轴承设计方法1 主题内容和适用范围本设计方法适用于外圈带琐口的特轻(1)、轻(2)窄、中(3)窄系列的36000、46000型及内、外圈均带琐口的轻(2)窄、中(3)窄系列的66000型角接触球轴承的产品设计。
轴承名称 新代号 旧代号分离型角接触球轴承 S71900S7000S720010069006loo6200角接触球轴承 71900c70007000AC7200C7200AC7200B73000C7300AC7300B103690036l0046100362004620066200363004630066300锁口在内圈上的角接触球轴承B7000CB7000ACB7200CB7200AC136100146100136200146200成对双联角接触球轴承71900C／DB71900C，DF71900C／DT7000C／DB7000C／DF(T)7000AC／DB(F，T)7200C／DB(F，T)7200AC／DB(F，n7200B／DB(F，T)7300C／DB(F，T)7300AC／DB(F，T)7300B／DB(F，T)1236900133690014369002361003(4)361002(3，4)461002(3，4)362002(3，4)462002(3，4)662002(3，4)363002(3，4)463002(3，4)663002 代号与含义KDW ：钢球直径系数F0 ：轴承径向额定静负荷系数 fc ：轴承径向额定动负荷系数 kd ．套圈挡边直径系数kt、δt ：装配锁口高度系数Kpi、kpe：内、外圈滚道直径系数εi、ε e：实体保持架内、外径引导间隙kc ：实体保持架内、外径系数3 设计要点整篇文章把dn≥0．6×10^6的称为高速，dn≥1．8×10^6的称为超高速。
结构形式 优 点 缺 点 采用公司外圈单挡边、内圈双挡边．保持架外引导单挡边外圈有利于外圈沟道多余润滑剂流出，不仅减小润滑剂搅动摩擦．而且有利于降低接触SKF-7000FAG-B7000NSK-7000GMN-S6000外圈单挡边、内圈双挡边，保持架内引导 与上面相比，由于采刚内圈烈挡边引导保持架，运动平稳。
双半内圈角接触球轴承
国内航空发动机主轴滚动轴承设计与试验
1：八十年代后，主轴轴承研制不断吸取先进技术和预研成 果，先后开发了滚子轴承准动态设计分析程序,滚子轴承 动态设计分析程序,球轴承设计分析程序,主轴承动刚度分 析程序和滚动轴承保持架振动系统分析程序等,使主轴轴 承设计水平大为提高。
环下润滑
• 适应高DN值轴承润滑冷却 的需要。
• 所谓环下润滑就是滑油经 轴承内圈上的径向孔、槽 进入轴承，即从轴承内环 下部向轴承供油, 而不像喷 射润滑由轴承端面直接喷 入轴承。
• 环下润滑结构基本由两部 分组成, 即集油部和输油部。
环下润滑的特点
• 突出优点是能使轴承温度普通降低, 特别是内圈工 作温度在各种工作条件下均比外圈低, 从而对轴承 内部间隙控制更为有利, 并能有效地防止高速轻载 下内圈打滑蹭伤故障。
（4）在Hertz 接触理论和轴承运动学的基础 上，推导了滚动轴承非线性轴承力，建立 了滚动轴承非线性振动的分析模型，研究 了滚动轴承变刚度振动、表面波纹度对系 统动力特性的影响规律。研究表明：滚动 轴承的非线性轴承力会诱发变刚度振动； 通过适当地选取转速、阻尼、游隙和径向 力等参数，可以降低滚动轴承系统的非周 期振动；由几何缺陷引起的滚动轴承波纹 度，是导致轴承系统振动的主要因素之一。
• 现有大多数发动机主轴轴承还是仿制产品的延续， 轴承精度维持在D级,这些轴承不适应在高DN值条 件下工作。
• 轴承径向游隙控制直接决定着轴承能否正常工作。 迄今为止，温度场的换热计算难以适应工程设计 的需要。
• 防止轴承保持架共振：轴承保持架可能对各种激 振产生共振，共振产生的交换应力能导致保持架 疲劳破坏。
角接触球轴承7004c参数
角接触球轴承7004c参数
角接触球轴承7004C的详细参数如下：
1.内径（d）：20mm。
2.外径（D）：42mm。
3.厚度（B）：12mm。
4.接触角：通常为30度，这意味着轴承的内外圈在径向上的接
触是倾斜的，有利于承受径向和轴向的联合载荷。
5.游隙：游隙是指轴承在未安装于轴或轴承座时，其内圈和外圈
之间的最大可能位移。
游隙的大小对轴承的旋转精度、噪音、
寿命等性能都有影响。
6.基本额定载荷（Cr）：这是轴承在正常运转条件下所能承受的
最大径向载荷。
对于7004C轴承，其基本额定载荷为11100N。
7.动载荷（Cor）：这是轴承在承受动态载荷时所能承受的最大
径向载荷。
对于7004C轴承，其动载荷为6550N。
8.静态载荷（AAL）：这是轴承在静止或缓慢转动条件下所能承
受的最大轴向载荷。
对于7004C轴承，其静态载荷为4800N。
9.极限转速：这是轴承在正常工作条件下所能承受的最高转速。
对于7004C轴承，其脂润滑的极限转速为26000r/min，油润
滑的极限转速为35000r/min。
10.重量（Mass）：这是轴承的总质量。
对于7004C轴承，其重
量为67g。
此外，角接触球轴承7004C通常还有一系列的安装尺寸、精度等级、装配要求等参数，这些参数在轴承的选型、安装、维护过程中都非常重要。
角接触球轴承设计说明书
课程设计课程名称机械设计基础题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级学号学生姓名指导教师年月日目录机械设计基础课程设计任务书 (1)一、传动方案的拟定及说明 (3)二、电动机的选择 (3)三、计算传动装置的运动和动力参数 (4)四、传动件的设计计算 (6)五、轴的设计计算 (15)六、滚动轴承的选择及计算 (23)七、键联接的选择及校核计算 (26)八、高速轴的疲劳强度校核 (27)九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 (30)十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 (31)参考资料目录题目名称 带式运输机传动装置学生学院 专业班级 姓 名 学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。
设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。
图2为参考传动方案。
二、课程设计的要求与数据已知条件：1．运输带工作拉力： T = 450NmkN ； 2．运输带工作速度： v = 0.8m/s ； 3．卷筒直径： D =350mm ； 4．使用寿命： 8年；5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。
三、课程设计应完成的工作1．减速器装配图1张；动力及传动装置F 图1 带式运输机传动装置 图2 参考传动方案2．零件工作图2张（轴、齿轮各1张）；3．设计说明书1份。
四、课程设计进程安排五、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓, 陈作模. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良贵, 纪名刚. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计[M]. 北京：高等教育出版社，1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。
发出任务书日期：2008年 6 月23日指导教师签名：计划完成日期：2008年7 月11日基层教学单位责任人签章：主管院长签章：首先，确定各轴段直径d=60mm, 与轴承（角接触轴承7312C）配合A段:1d=62mm,齿厚B段:2d=70mm,定位轴肩，取h=4mmC段:3d=66mm, 非定位轴肩，h=2mmD段:4d=60mm, 与轴承（角接触轴承7312C）配合E段:5d=40mm, 联轴器的孔径F段: G段:7然后、确定各段轴的长度L=45mm,由轴承宽度和挡油盘尺寸确定A段:1L=56mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装B段:2L=9mm, 定位轴肩C段:3L=60mm, 考虑整体安装尺寸E段:5L=82mm,轴承宽度F段:6L=82mm,联轴器孔长度G段:7。
轴向推力角接触球轴承说明书
产品说明
材料：
外壳为钢制。
丁腈密封件。
规格：
侧面经打磨处理。
提示：
经预紧的高精度轴承具有 60° 压力角。
轴承可承载来自两个方向上的径向力和轴向力。
由于经过预紧，轴向推力角接触球轴承具有很高的刚度、径向跳动好、能精准定位工装工具以及重复精度高。
内部集成的低摩擦密封件可全效确保轴承远离脏污，并确保操作安全性高，使用寿命长。
规定的轴承摩擦系数 Mrl 是标准值。
惯性矩等于内圈的转动惯量。
极限转速为经脂润滑后的状态。
技术参数：
所有交付的轴承均为即装型，经脂润滑的 KE2P-35 型号符合 DIN 51825 标准。
壳体和轴公差符合对应的圆度公差等级 IT2 和矩形公差等级 IT4。
应用：
用于支撑丝杠副。
温度范围：
-30 °C 至 +120 °C。
装配：
应使用精密锁紧螺母安装丝杠。
精密锁紧螺母安装时使用双倍的紧固力矩拧紧，稍稍松开然后用规定的紧固力矩拧紧，以便能补偿可能出现的沉降现象。
孔外径宽度。
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课程设计课程名称机械设计基础题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级学号学生姓名指导教师200 年月日目录机械设计基础课程设计任务书 (1)一、传动方案的拟定及说明 (3)二、电动机的选择 (3)三、计算传动装置的运动和动力参数 (4)四、传动件的设计计算 (6)五、轴的设计计算 (15)六、滚动轴承的选择及计算 (23)七、键联接的选择及校核计算 (26)八、高速轴的疲劳强度校核 (27)九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 (30)十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 (31)参考资料目录题目名称 带式运输机传动装置学生学院 专业班级 姓 名 学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。
设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。
图2为参考传动方案。
二、课程设计的要求与数据已知条件：1．运输带工作拉力： T = 450NmkN ； 2．运输带工作速度： v = 0.8m/s ； 3．卷筒直径： D =350mm ； 4．使用寿命： 8年；5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；动力及传动装置DvF 图1 带式运输机传动装置 图2 参考传动方案6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。
三、课程设计应完成的工作1．减速器装配图1张；2．零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3．设计说明书 1份。
四、课程设计进程安排五、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓, 陈作模. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良贵, 纪名刚. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计[M]. 北京：高等教育出版社，1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。
发出任务书日期：2008年 6 月23日指导教师签名：计划完成日期： 2008年 7 月11日基层教学单位责任人签章：主管院长签章：取小齿轮1z =22，则2z =2i 1z ，2z =22⨯3.85=84.7，取2z =86并初步选定β＝11°确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.425c.由图10-26查得76.01=∂ε, 84.02=∂ε,则60.121=+=∂∂∂εεεd.计算小齿轮的转矩:m m 55.471⋅=N T 。
确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力[]1lim σ=600MPa 大齿轮的为[]2lim σ=550MPah.由式10-13计算应力循环次数9111052.5)300818(14806060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N99243.185.31052.5=⨯=Ni.由图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.902HN K =0.96βε=1.704K=2.0011d =44.89=1n m 2mm（11）、确定齿宽m m89.4489.44112=⨯==dbaψ取m m52m m4412==BB，5）、结构设计。
（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮40Cr 调质处理HB1=280HBS大齿轮45钢调质处理HB2=240HBS2）、取小齿轮3z=37，则4z=3i3785.23⨯=⋅z=105 取4z=105，初步选定β＝11°3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数425.2=Hzc.由图10-26查得,85.0,76.021==ααεε则61.121=+=αααεεεd.计算小齿轮的转矩: m m41.1752⋅=NTK=1.960故取mind=26mm高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径A段：1d=26mm 有最小直径算出）B段：3d=30mm，与轴承配合，取轴承内径C段：3d=36mmD段：5d=50mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116G段，7d=30mm, 与轴承配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：1L=1.6*26=43.6mm,圆整取1L=44mmB段：2L=88mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后取88mmC段：3L=70mm,D段：mm525=L，齿轮的齿宽m m521=BE段：4L=36mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得4L=36mm轴总长L=290mm2、轴Ⅱ的设计计算mind=40mm1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取100=A2）初算轴的最小直径mm563.3614794.2100d33min=⨯=⋅≥npA因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，mind=38.75mm。
根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选角接触轴承7208C，故取mind=40mm轴Ⅱ的设计图如下：首先，确定各段的直径A段:1d=40mm,与轴承配合F段：6d=40mm，与轴承配合E段：5d=42mm，齿轮轴上齿轮的分度圆直径B段：2d=44mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：3d=80mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径然后确定各段距离：首先，确定各轴段直径A 段: 1d =60mm, 与轴承（角接触轴承7312C ）配合B 段: 2d =62mm,齿厚C 段: 3d =70mm,定位轴肩，取h=4mmD 段: 4d =66mm, 非定位轴肩，h=2mmE 段: 5d =60mm, 与轴承（角接触轴承7312C ）配合F 段:G 段: 7d =40mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度A 段: 1L =45mm,由轴承宽度和挡油盘尺寸确定B 段: 2L =56mm ，齿轮齿宽减去2mm ，便于安装C 段: 3L =9mm, 定位轴肩E 段: 5L =60mm, 考虑整体安装尺寸F 段: 6L =82mm,轴承宽度G 段: 7L =82mm,联轴器孔长度mm8552mm,148595176,24462121⋅-=⋅===N M N M NF N F H H NH NHmmN M mm N M mm N M N M ⋅=⋅=⋅=⋅=1217443365176472mm,158944321，ca σ =5.98MPa轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知：NF N F N F N F p a t 754,496,693,1839r ====设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图：mm25.48L mm 25.132mm 75.81321===L L ， 由材料力学知识可求得水平支反力:mm65013113670321⋅===N M N F N F H NH NH垂直支反力:NF N F mm N M N F F NV NV a NV 87,1360,11304,49621a 1'==⋅===mm1069171182261640321⋅-=⋅-=⋅=N M mm N M mm N M V V V ，合成弯矩mm N M mm N M N M ⋅=⋅=⋅=125132,134918m m ,61640321由图可知,危险截面在C 右边mm 1864901513294821⋅===N M N F N F H NH NHmmN M N M ⋅=⋅=263321mm,19981021ca σ =19.77MPaNF N F r r 1139153121==W=0.13d =9469ca σ=ca M /W=14.49MPa<70MPa轴材料选用40Cr 查手册[]a 701MP =-σ 符合强度条件! 第二根轴 求轴上载荷 已知：NF N F N F NF N F N F a t 11341675,4461496693,1839a 'r 't 'r ======设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：mm25.48L mm 5.69mm 75.60321===L L ， 由材料力学知识可求得水平支反力:mm8552mm,148595176,24462121⋅-=⋅===N M N M N F N F H H NH NH垂直支反力:NF N F mm N M NV NV a 65,917,3948621==⋅=N P P 29632==h L h 87700=NF N F r r 188261221==N F a 13122=N F F d a 5921==mm1864901513294821⋅===N M N F N F H NH NH垂直支反力:N F N F mm N M NV NV a 568,1107,11700021==⋅=mmN M mm N M V V ⋅=⋅=1859026889721，mmN M N M ⋅=⋅=263321mm,19981021合成弯矩由图可知,危险截面在B 右边算得W=19300ca σ=ca M /W=19.77MPa<70MPa轴材料选用40Cr 查手册[]a 701MP =-σ 符合强度条件!六、滚动轴承的选择及计算1.Ⅰ轴轴承 型号为7206C 的角接触球轴承 1）计算轴承的径向载荷：NFFF N F F F rNV rNH r NV rNH r 113987211361531136070322222222221r 211=+=+==+=+=2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125)轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW ，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：N P P 58852==h L h 128066=38.36=P σMpa P 00.60=σ150钢铸铁第一根轴结构如下：（1）判断危险截面在A-B 轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B 内均无需疲劳强度校核。
从应力集中疲劳强度的影响来看，E 段左截面和E 段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E 左端面上的应力最大。