轴承压装力计算式
轴承压装力计算式
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压装时的主要要求为：
1）压装时不得损伤零件
2）压入时应平稳，被压入件应准确到位。
3）压装的轴或套引入端应有适当导锥，但怠锥长度不得大于配合长度的15%，导向斜角一10°。
4）将实心轴压入盲孔，应在适当部位有排气孔或槽。
5）压装零件的配合表面除有特殊要求外，在压装时应涂以清洁的润滑剂。
6）用压力机压入时，压入前应根据零件的材料和配合尺寸，计算所需的压入力。
压力机的为所需压入力的3~3.5倍，压入力的计算方法如下：
58-22 材料摩擦系数
村料摩擦因数μ（无润滑）摩擦因数μ（有润滑）
钢一钢0.07~0.16 0.05~0.13
钢—铸钢0.11 0.07
钢一结构钢0.10 0.08
钢一优质结构0.11 0.07
钢—青铜0.15~0.20 0.03~0.06
钢—铸铁0.12~0.15 0.05~0.10
铸铁—铸铁0.15~0.25 0.05~0.10
表58-23，常用材料的弹性模量，线胀系数
材料弹性模量E/（KN/mm2）泊松比v
线胀系数a/(10-6/℃加热冷却
碳钢、低合金钢、合金结
构钢
200~235 0.30~0.31 11 —8.5 灰铸铁（HT150、HT200）70~80 0.24~0.25 11 —9 灰铸铁（HT250、HT300）105~130 0.24~0.26 10 —8 可锻铸铁90~100 0.25 10 —8 非合金球墨铸铁160~180 0.28~0.29 10 —8 青铜85 0.35 17 —15
黄铜80 0.36~0.37 18 —16
铝合金69 0.32~0.36 21 —20
镁铝合金40 0.25~0.30 25.5 —25。
轴承压轴力计算公式
轴承压轴力计算公式轴承是机械设备中常用的零部件，用于支撑旋转机械零件的轴。
在轴承工作时，会受到来自旋转部件的轴向力的作用。
因此，对于轴承来说，计算轴向力是非常重要的。
本文将介绍轴承压轴力的计算公式及其应用。
轴承压轴力是指轴承在工作时所受到的轴向力。
在实际工程中，需要计算轴承压轴力，以确定轴承的选型和轴承座的设计。
轴承压轴力的计算公式如下：F = C0 × (Y × Fr + Y0 × Fa)。
其中，F为轴承压轴力，单位为N；C0为轴承的基本静载荷，单位为N；Y为轴承系数，取值范围一般为0.5-0.8；Fr为轴承的径向力，单位为N；Fa为轴承的轴向力，单位为N；Y0为轴承系数，取值范围一般为0.6-1.0。
在实际工程中，轴承的选型和轴承座的设计需要根据实际工况来确定。
在计算轴承压轴力时，需要考虑轴承所受的径向力和轴向力。
通常情况下，径向力是由旋转部件在轴向上的惯性力和离心力引起的，而轴向力则是由机械装置的工作负荷引起的。
因此，在计算轴承压轴力时，需要分别考虑这两种力的作用。
对于径向力Fr，可以通过以下公式进行计算：Fr = m × r ×ω^2。
其中，m为旋转部件的质量，单位为kg；r为旋转部件的半径，单位为m；ω为旋转部件的角速度，单位为rad/s。
对于轴向力Fa，可以通过以下公式进行计算：Fa = P ×η。
其中，P为机械装置的工作负荷，单位为N；η为机械装置的传动效率，取值范围一般为0.8-0.95。
通过上述公式，可以计算出轴承所受的径向力和轴向力，进而计算出轴承的压轴力。
在实际工程中，需要根据轴承所受的压轴力来选择合适的轴承型号和轴承座设计，以确保轴承能够正常工作并具有足够的寿命。
除了上述的计算公式，轴承压轴力的计算还需要考虑一些其他因素，如轴承的工作温度、润滑情况、安装方式等。
这些因素都会对轴承的压轴力产生影响，因此在实际工程中需要综合考虑这些因素，以确定轴承的选型和轴承座的设计。
同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)
同步带受力情况的分析1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力)。
初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂;初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。
而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大,轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。
故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。
设0F 为同步带传动时带的张紧力,1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。
为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等.因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F —0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1—1 2 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2—1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512。
3—1994压轴力Q 计算如下所示:Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1。
3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角,21118057.3d d aα-≈︒-⨯︒。
A K 为工况系数，对于医疗机械,其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1。
2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。
另外由式1—1有张紧力0F =0。
5（1F +2F )。
由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。
而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得:11250/d F P V = N 式2—32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ;d P 为设计功率，d A P K P =,KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。
轴承压装力计算软件
计算数据F--压入力（N)F=P fmax πd f L f μ584.1509设计数据d f --结合直径（mm）34.9000设计数据L f --结合长度(mm）9.3980选择数据μ--结合面摩擦系数0.1300计算数据P fmax --结合面承受的最大单位压力(N/mm 2)13.7000设计数据δmax --最大过盈量（mm)0.0127选择参数E a --包容件材料弹性模量（N/mm2）230000.0000选择数据E i --包容件材料弹性模量（N/mm2）230000.0000计算数据C a --系数C a =[(d a 2+d f 2)/(d a 2-d f 2)]+V a 1.3516计算数据C i --系数C i =[(d f 2+d i 2)/(d f 2-d i 2)]-V i4.7576设计数据d a --包容件外径（mm）70.0000设计数据d i --被包容件内径，实心轴为0（mm）28.5750选择参数V a --包容件泊松系数0.3100选择参数V i --被包容件泊松系数0.3100计算数据F end ----最终压装力(N)1927.698058-22 材料摩擦系数村料摩擦因数μ（无润滑）摩擦因数μ（有润滑）钢一钢0.07~0.160.05~0.13钢—铸钢0.110.07钢一结构钢0.10.08钢一优质结构0.110.07钢—青铜0.15~0.200.03~0.06钢—铸铁0.12~0.150.05~0.10铸铁—铸铁0.15~0.250.05~0.10表58-23，常用材料的弹性模量，泊松比和线胀系数加热碳钢、低合金钢、合金结构钢200~2350.30~0.3111灰铸铁（HT150、HT200）70~800.24~0.2511灰铸铁（HT250、HT300）105~1300.24~0.2610可锻铸铁90~1000.2510非合金球墨铸铁160~1800.28~0.2910青铜850.3517黄铜800.36~0.3718铝合金690.32~0.3621镁铝合金400.25~0.3025.5注：在选用压力机规格时应是计算压力P的3～3.5倍材料弹性模量E/（KN/mm 2）泊松比v 线胀系数-6/℃使用资料压装时的主要要求为： 1）压装时不得损伤零 2）压入时应平稳，被压入件应准确到位。
托辊轴承压装力矩
托辊轴承压装力矩托辊轴承是物流输送系统中不可或缺的组成部分，其负责支撑输送带和物品的重量，承受着巨大的压力和摩擦力。
而托辊轴承的压装力矩则是保证其正常运转的重要因素之一。
一、托辊轴承的压装托辊轴承的压装是指将轴承安装到托辊上的过程。
在压装过程中，需要施加一定的力矩，使轴承与托辊之间形成紧密的接触，以确保轴承能够承受输送带和物品的重量，并保证其正常运转。
二、压装力矩的计算压装力矩的计算需要考虑多个因素，包括轴承的尺寸、材质、精度等。
一般来说，压装力矩的计算公式为：M=K×D×d其中，M为压装力矩，K为系数，D为轴承外径，d为轴承内径。
不同类型的轴承，其系数K也不同。
例如，对于深沟球轴承，K的取值范围为0.005~0.01；对于圆锥滚子轴承，K的取值范围为0.02~0.05。
三、压装力矩的影响因素除了轴承的尺寸和类型外，压装力矩还受到其他因素的影响，包括轴承的材质、精度、表面质量等。
例如，轴承的材质越硬，需要的压装力矩就越大；轴承的精度越高，需要的压装力矩就越小。
此外，压装力矩还受到安装工具的影响。
使用不合适的安装工具，可能会导致压装力矩不足或过大，从而影响轴承的正常运转。
四、压装力矩的重要性正确的压装力矩对于轴承的正常运转至关重要。
如果压装力矩不足，轴承与托辊之间的接触不紧密，轴承容易松动或磨损，从而影响输送带的正常运转；如果压装力矩过大，轴承容易变形或损坏，从而缩短轴承的使用寿命。
因此，在安装托辊轴承时，必须严格按照压装力矩的要求进行操作，以确保轴承能够正常运转，从而保证物流输送系统的稳定运行。
总之，托辊轴承的压装力矩是保证其正常运转的重要因素之一。
正确的压装力矩能够保证轴承与托辊之间的紧密接触，从而确保轴承能够承受输送带和物品的重量，并保证物流输送系统的稳定运行。
完整的轴承选型计算方法
轴瓦得材料
减摩性:材料副具有较低得摩擦系数。 耐磨性:材料得抗磨性能,通常以磨损率表示。 抗咬粘性(胶合):材料得耐热性与抗粘附性。 摩擦顺应性:材料通过表层弹塑性变形来补偿轴承滑动表面初始配合 不良得能力。
嵌入性:材料容纳硬质颗粒嵌入,从而减轻轴承滑动表面发生刮伤 或磨粒磨损得性能。
磨合性:轴瓦与轴颈表面经短期轻载运行后,形成相互吻合得表面形 状与粗糙度得能力(或性质)。
§7-4 非液体摩擦滑动轴承得设计
一、失效形式
1、磨损
导致轴承配合间隙加大,影响轴得旋转精度,甚至使 轴承不能正常工作。
2、胶合
高速重载且润滑不良时,摩擦加剧,发热多,使轴承上 较软得金属粘焊在轴颈表面而出现胶合。
二、设计准则
B
Fr
1、限制轴承得压强 p :
d
目得 — 防止轴瓦过度磨损。
平均压强: p Fr [ p] MPa dB
(5)、根据调心性能 轴刚性差、轴承座孔同轴度差或多点支承
—— 选调心轴承( “1” 类 或 “2” 类 );
§11-5 滚动轴承得寿命计算
一、滚动轴承得载荷分析
Qi
各滚动体上得受力情况如何？
当轴承仅受到纯轴向力 Fa 作用时:
Fa
载荷由各滚动体平均分担,即:
Qi ＝ Qj
Qj
当轴承仅受到纯径向力 Fr 作用时: 接触点产生弹性变形,内圈下沉δ,
此外还应有足够得强度与抗腐蚀能力、良好得导热性、工艺性与经 济性。
常用轴瓦材料有: 金属材料 —轴承合金(巴氏合金、白合金)就是由锡、铅、锑、铜等组成得合金 —铜合金 分为青铜与黄铜两类。 —铸铁 有普通灰铸铁、球墨铸铁等。
粉末冶金材料 —由铜、铁、石墨等粉末经压制、烧结而成得多孔隙轴瓦材料。
压入力计算
8 计算与校核[21]8.1过盈配合装配压入力的计算在立式轴承压装机邀标文件的技术要求中明确指出锥轴承外圈与轴承孔配合为过渡配合，故采用过盈配合装配压入力的计算方法。
方法如下：过盈配合装配压入力的计算方法μπf f f L d p P max =其中：P —压入力，Nm ax f p —结合表面承受的最大单位压力，2/mm N f d —结合直径，mm f L —结合长度，mm μ—摩擦系数结合表面最大单位压力计算公式：)(maxmax iia a f f E C E C d p +=δ其中：m ax δ —最大过盈量，mma C 、i C —系数；a E 、i E —包容件和被包容件的材料弹性模量，2/mm N系数a C 、i C 计算方法如下：ν+-+=2222f a f a a d d d d Cν--+=2222if if i dd d d Ca d 、i d 分别为包容件外径和被包容件内径(实心轴i d =0)，mmν—泊松系数压装机所需的压力一般为压入力的3~3.5倍表8.1常用材料的摩擦系数表摩擦系数μ材料无润滑有润滑钢-钢0.07~0.16 0.05~0.13钢-铸钢0.11 0.07钢-结构钢0.10 0.08钢-优质结构钢0.11 0.07钢-青铜0.15~0.20 0.03~0.06钢-铸铁0.12~0.15 0.05~0.10铸铁-铸铁0.15~0.25 0.05~0.10表8.2常用材料弹性模量、泊松系数材料弹性模量E 泊松系数ν碳钢196~216 0.24~0.28 低合金钢、合金结构钢186~206 0.25~0.30灰铸铁78.5~157 0.23~0.27 铜及其合金72.6~128 0.31~0.42铝合金70 0.33轴承为标准件，采用轴承钢GCr15；压头的材料选用高级优质碳素工具钢T10A，其密度是7.85g/cm3，特点是容易锻造、加工性能良好、价格便宜，能够承受冲击、硬度高，应用于不受剧烈冲击的高硬度耐磨工具，如车刀、刨刀、冲头、丝锥、钻头、手锯条。
2016新编滚动轴承轴向力计算
滚动轴承所承受的载荷取决于所支承的轴系部件承担的载荷。
右图为一对角接触球轴承反装支承一个轴和一个斜齿圆柱齿轮的受力情况。
图中的F re、F te、F ae分别为所支承零件（齿轮）承受的径向、切向和轴向载荷，F d1和F d2为两个轴承在径向载荷F r1和F r2（图中未画出）作用下所产生的派生轴向力。
这里，轴承所承受的径向载荷F r1和F r2可以依据两个角接触球轴承反装的受力分析（径向反力）F re、F te、F ae经静力分析后确定，而轴向载荷F a1和F a2则不完全取决于外载荷F re、F te、F ae，还与轴上所受的派生轴向力F d1和F d2有关。
对于向心推力轴承，由径向载荷F r1和F r2所派生的轴向力F d1和F d2的大小可按下表所列的公式计算。
注：表中Y和e由载荷系数表中查取，Y是对应表中F a／F r＞e的Y 值下图中把派生轴向力的方向与外加轴向载荷F ae的方向一致的轴承标为2，另一端则为1。
取轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，当达到轴向平衡时，应满足：F ae＋F d2＝F d1由于F d1和F d2是按公式计算的，不一定恰好满足上述关系式，这时会出现下列两种情况：当F ae＋F d2＞F d1时,则轴有向左窜动的趋势,相当于轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”,但实际上轴必须处于平衡位置，所以被“压紧”的轴承1所受的总轴向力F a1必须与F ae＋F d2平衡，即F a1＝F ae＋F d2而被“放松”的轴承2只受其本身派生的轴向力F d2，即F a2＝F d2。
当F ae＋F d2＜F d1时,同前理，被“放松”的轴承1只受其本身派生的轴向力F a1，即F a1＝F d1而被“压紧”的轴承2所受的总轴向力为: F a2＝F d1－F ae综上可知，计算向心推力轴承所受轴向力F a的方法可以归纳为：先通过派生轴向力及外加轴向载荷的计算与分析，判断被“放松”或被“压紧”的轴承；然后确定被“放松”轴承的轴向力仅为其本身派生的轴向力，被“压紧”轴承的轴向力则为除去本身派生的轴向力后其余各轴向力的代数和。
轴承压装机设计说明书
目录目录------------------------------------------------------------------------------------------------------- 1 中文摘要------------------------------------------------------------------------------------------------------- 3 Abstract --------------------------------------------------------------------------------------------------------3 第1章绪论---------------------------------------------------------------------------------------------------3 1.1概述----------------------------------------------------------------------4 1.2WY滚动轴承压装机简介------------------------------------------------------5 第2章设计内容及任务要求-----------------------------------------------------6 2．1设计内容及要求-----------------------------------------------------------6 2．2 液压系统的设计流程-------------------------------------------------------6 第3章液压系统的设计计算-----------------------------------------------------7 3.1轴承压装机液压缸的设计及计算----------------------------------------------73.1.1 分析工况及设计要求，绘制液压系统草图---------------------------------73.1.2计算液压缸的外负载---------------------------------------------------93.1.2.1 压装缸--------------------------------------------------------93.1.2.2夹紧缸--------------------------------------------------------93.1.2.3顶起定位缸----------------------------------------------------93.1.2.4 确定系统的工作压力--------------------------------------------9 3.2 确定液压缸的几何参数------------------------------------------------------93.2.1 压装缸尺寸计算-------------------------------------------------------93.2.1.1 液压缸工作压力的确定-----------------------------------------93.2.1.2液压缸内径D和活塞杆直径d的确定-----------------------------93.2.1.3液压缸壁厚和外径的计算--------------------------------------103.2.1.4液压缸工作行程的确定----------------------------------------113.2.1.5 缸盖厚度的确定----------------------------------------------113.2.1.6 最小导向长度的确定------------------------------------------123.2.1.7 缸体长度的确定----------------------------------------------133.2.1.8 活塞杆稳定性的验算------------------------------------------13 3.2.2 定位缸及其主要尺寸的确定-----------------------------------------------133.2.2.1液压缸工作压力的确定----------------------------------------133.2.2.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定----------------------------133.2.2.3 液压缸壁厚和外径的计算和选取--------------------------------143.2.2.4 液压缸工作行程的确定---------------------------------------143.2.2.5缸盖厚度的确定----------------------------------------------143.2.2.6 最小导向长度的确定------------------------------------------153.2.2.7缸体长度的确定----------------------------------------------153.2.2.8 计算液压缸主要零件的强度和刚度------------------------------163.2.3夹紧缸及其主要尺寸的确定--------------------------------------------173.2.3.1液压缸工作压力的确定----------------------------------------173.2.3.2液压缸内径D和活塞杆直径d的确定----------------------------173.2.3.3 液压缸壁厚和外径的计算和选取--------------------------------173.2.3.4 液压缸工作行程的确定----------------------------------------183.2.3.5缸盖厚度的确定----------------------------------------------183.2.3.6 最小导向长度的确定------------------------------------------183.2.3.7缸体长度的确定----------------------------------------------193.2.3.8 计算液压缸主要零件的强度和刚度------------------------------19 3.3液压缸的结构设计---------------------------------------------------------203.3.1压装液压缸的结构设计------------------------------------------------203.3.1.1 缸体与缸盖的连接形式----------------------------------------203.3.1.2活塞杆与活塞的连接结构--------------------------------------213.3.1.3 活塞杆导向部分的结构----------------------------------------213.3.1.4 活塞及活塞杆处密封圈的选用----------------------------------213.3.1.5 液压缸的缓冲装置--------------------------------------------213.3.1.6 液压缸的排气装置--------------------------------------------21 3.3.2 夹紧液压缸和定位液压缸的结构设计------------------------------------21 3.4液压系统元件的分析和选择-------------------------------------------------223.4.1确定供油方式--------------------------------------------------------223.4.2 调速方式的选择------------------------------------------------------223.4.3 速度换接方式的选择--------------------------------------------------223.4.4 夹紧回路的选择------------------------------------------------------233.4.5 定位回路的选择------------------------------------------------------233.4.6 传感器和调理器的选择------------------------------------------------23 3.5液压站的结构-------------------------------------------------------------233.5.1压装机液压站元件的组成----------------------------------------------233.5.2 液压油的选择--------------------------------------------------------24 3.6液压缸的调整-------------------------------------------------------------243.6.1 压装液压缸的调整----------------------------------------------------243.6.2顶起定位液压缸的调整------------------------------------------------24 3.7压装机及其环境的布置-----------------------------------------------------25 设计总结---------------------------------------------------------------------26 鸣谢-------------------------------------------------------------------------27 参考文献---------------------------------------------------------------------28中文摘要WY型货车轮对滚动轴承压装机是用于铁路车辆滚动轴承压装的专用设备，适用于铁路货车车辆新造及检修时压装197726、352226型轴承。
压装配合过盈量计算及有限元分析
压装配合过盈量计算及有限元分析乔颖敏;张建刚【摘要】为得到过盈量和温度改变时轴承孑孔应力的变化趋势及压装配合时过盈量的合理取值范围,根据过盈配合原理计算径向力和接触面应力,同时以某型号变速器输入轴轴承与轴承孑孔的过盈配合为例,建立有限元模型并进行数值模拟,得出此型号轴承压装配合过盈量最优范围.【期刊名称】《汽车工艺与材料》【年(卷),期】2016(000)009【总页数】4页(P38-41)【关键词】过盈配合;压装力;有限元;应力【作者】乔颖敏;张建刚【作者单位】陕西法士特汽车传动工程研究院,西安710119;陕西法士特汽车传动工程研究院,西安710119【正文语种】中文【中图分类】TH133.3过盈配合是轴承与轴承孔配合常用的连接方式之一。
两个或两个以上的零件配合可分为滑动配合、过渡配合、紧配合等多种状态，过盈配合属于紧配合中的一种，二者配合过程中需用特殊工具以较大的压装力挤压进去，也可利用材料的热胀冷缩特性，把孔径材料预热或者把轴材料冷却，迅速插入待常温后即为过盈配合状态。
变速器的输入轴与离合器壳体通过轴承进行连接，轴承外圈与离合器壳体无相对滑动，轴承内圈与输入轴一起转动且相对无滑动，轴承内外圈连接之间严格无转动。
在实际工作过程中，轴承高速转动而产热导致零件升温、过盈配合量减小，在转动过程中轴承传递到外圈部分扭矩克服过盈周向摩擦而使轴承外圈与轴承孔有相互转动，致使出现轴承跑外圈现象。
长时间轴承跑外圈，会使轴承孔磨损，逐渐导致轴承孔径增大，进一步导致齿轮啮合状态变差，引起齿轮点蚀、断齿、轴承破坏等一系列变速器故障。
上述的工作过程存在复杂的非线性接触，数值求解困难。
常用的有限元分析理论[1]和相关软件在计算复杂接触问题方面具有较大优势，为计算过盈配合的应力分布提供了有效途径。
设有两个空心轴过盈配合，其中外轴（包容件）内径D2，外径d3，内轴（被包容件）内径D1，外径d2，则两轴过盈配合量为Δd=D2-d2，可根据制造公差计算。
压入力计算
8 计算与校核[21]8.1过盈配合装配压入力的计算在立式轴承压装机邀标文件的技术要求中明确指出锥轴承外圈与轴承孔配合为过渡配合，故采用过盈配合装配压入力的计算方法。
方法如下：过盈配合装配压入力的计算方法μπf f f L d p P max =其中：P —压入力，Nm ax f p —结合表面承受的最大单位压力，2/mm N f d —结合直径，mm f L —结合长度，mm μ—摩擦系数结合表面最大单位压力计算公式：)(maxmax iia a f f E C E C d p +=δ其中：m ax δ —最大过盈量，mma C 、i C —系数；a E 、i E —包容件和被包容件的材料弹性模量，2/mm N系数a C 、i C 计算方法如下：ν+-+=2222f a f a a d d d d Cν--+=2222if if i dd d d Ca d 、i d 分别为包容件外径和被包容件内径(实心轴i d =0)，mmν—泊松系数压装机所需的压力一般为压入力的3~3.5倍表8.1常用材料的摩擦系数表摩擦系数μ材料无润滑有润滑钢-钢0.07~0.16 0.05~0.13钢-铸钢0.11 0.07钢-结构钢0.10 0.08钢-优质结构钢0.11 0.07钢-青铜0.15~0.20 0.03~0.06钢-铸铁0.12~0.15 0.05~0.10铸铁-铸铁0.15~0.25 0.05~0.10表8.2常用材料弹性模量、泊松系数材料弹性模量E 泊松系数ν碳钢196~216 0.24~0.28 低合金钢、合金结构钢186~206 0.25~0.30灰铸铁78.5~157 0.23~0.27 铜及其合金72.6~128 0.31~0.42铝合金70 0.33轴承为标准件，采用轴承钢GCr15；压头的材料选用高级优质碳素工具钢T10A，其密度是7.85g/cm3，特点是容易锻造、加工性能良好、价格便宜，能够承受冲击、硬度高，应用于不受剧烈冲击的高硬度耐磨工具，如车刀、刨刀、冲头、丝锥、钻头、手锯条。