《流体机械说明》word版

本科生毕业论文毕业设计说明书学院：能源与动力工程学院班级：流体机械及其自动控制05022009年06月毕业设计题目常规液下化工泵设计目录第一章摘要内容摘要泵可能是世界上除了电动机外应用最普遍的机械。凡是有水流动的地方就会有泵在工作。它被广泛应用于工业，农业，军事业等，已经成为人们生活所不可缺少的一部分。离心泵是由密封在泵壳或泵体内的一组旋转叶片组成，这些叶片的作用是通过离心力把能量传递给液体。离心泵具有两个主要部分：1）包括叶轮和轴在内的旋转部件；2）由泵体、泵壳盖等组成的静止部件.本次设计的内容是液下化工泵。液下化工泵为立式离心泵，其工作原理与一般离心泵的工作原理相同。这种泵由于结构简单，维修方便，以及具有不需要轴封这一主要优点，因此在化工行业中得到极其广泛的应用。AbstractPumpmaybethemostuniversalmachineintheworldexceptforelectricmotor.wherethereisflowingwater,thereisapump.It’sappliedinmanyfields,suchasindustry,agriculture,militaryetc.Pumpisessencialinpeople’sdailylife.Acentrifugalpumpconsistsofasetofrotatingvanesenclosedwithinahousingorcasingthatisusedtoimpartenergytoafluidthroughcentrifugalforce.acentrifugalpumphastwomainparts:(1)arotatingelement,includinganimpellerandashaft,and(2)astationaryelementmadeupofacasing,casingcover,andsoon.Aimofthedesignissubmergedchemicalpump,it’sakindofverticaltypecentrifugalpump.It’sprincipleofworkisthesametogeneralcentrifugalpump.Thiskindofpumpiswidelyusedinchemicalengineeringformanyreasons,suchasit’ssimplestructure,conveniencesofmaintenance,unnecessaryofshaftglandetc.第二章水力设计一、概述1．设计依据流量：Q=150m3/h扬程：H=12m转速：n=1450r：min输送液体密度：P=1200kgm3效率：η≥70%。结构形式：悬臂液下式泵液下长度：1m。.设计内容叶轮的水力计算部分、叶轮水力图形的绘制等；然后是吸水室的设计、压出室的设计，以及水泵的整体结构图；最后是水泵标准件的选择与部分零件的强度计算。.设计思路遵循泵的设计原理，泵的设计参数以及工作条件和性能要求等，并考虑了它的特掉和应用上的介质特殊性，综合了各种因素的结果，具体步骤参照泵的设计手册和参考装配图纸而完成。.设计意义更好的掌握泵的原理，对泵的结构有一个更加深入的了解。二、确定泵的整体结构形式和进口直径1．结构形式：悬臂液下式.进口直径Ds考虑制造的经济性，取V=3m/s,又D二芈代入数据得：S S∖πVD=0.133mm,取D=150mmSs3出口直径DdD=(1~0.7)D=105~150取D=125mmdS d4.比转速nS3.65n.Q3.65×1450×"50/3600n= = = =168SH34 1234.估算泵的效率η=ηηηvmh水力效率η=1+0.0835lg

hQ=1+0.0835lg3:-150 =0.8743n 33600x1450圆盘损失效率1η=1-0.07× =0.962m (n/100)76S取轴承，填料损失为2%则η=0.942m容积效率η= 1 = 1 =0.98V1+0.68n-23 1+0.68×168-2/3s所以：η=ηηη=0.874×0.942×0.98=80.6%Vmh.确定泵的轴功率Pd1200×9.81×150÷3600×12泵轴功率：P=PgQH/η= =7.3KW1000×0.806原动机为电动机，取k=1.2，传动为直联η=1.0t配套功率：P=-∙P=1.2×7.3=8.76KW选配套功率为11KWgηt其中：P是有效功率三、泵的轴径和叶轮轮毂直径的初步计算.计算转子力矩MP 876M=9550×T=9550——=57.7N∙mn 1450.轴的最小直径材料选用3Cr13,调质处理HB=260~302取[τ]=(53.8~68.7MPa,'M∙ 57.7d= =3' =0.0173mmin3'0.2τj30.2×550×105取d=35mm悬臂式单级泵d=35mmh.工艺要求：(1)在满足使用要求的前提下，轴的结构形式应尽量简化；(2)为了便于装配零件，应去掉毛刺，轴端要倒角；(3)需磨削加工的轴段，应留有砂轮越程槽；(4)需切削螺纹的轴段，应留有退刀槽。四、叶轮主要尺寸的确定1•由n选取Z、β,n=168，取叶片数Z=6，出口安放角β=30s 2bs 2b选择β应考虑的因素： °2b⑴低比转速泵，选择大的β角以增大扬程，减小D，从而减小圆盘摩2b 2擦损失,提高泵是效率；(2)增加β角，在相同流量小叶轮出口速度V增加，压水室水力损失增加，2b 2并在小流量小冲角损失增加，易使特性曲线出现驼峰，因此β不宜太大;2b(3)β2b大，叶片间相对流动扩散严重；⑷为获得平坦的功率曲线，使泵在全扬程范围内运行，β可小于10度。2b2.叶轮进口当量直径：D=K3；—=4X3' 3-^ =123mm 取D=123mm0 03n ʌ13600x1450 03.叶轮出口直径：D=K3Q=(9.35~9.6)(n/100)-123Q=221~227mm2 2n S n取D=225mm24.叶轮进口直径：D=JD2+d2=123mmj00h5.叶片出口宽度：k=(0.64~0.7)(n/100)56=0.9861~1.0786bS2Q -b=k3Q=(0.9861~1.0786)3:2 b2,n—150—=0.03~0.033m3600x1450取b=32mm26.精算叶轮外径第一次H12(1)理论扬程H=—= =13.73mtη0.874h(2)修正系数φ=α(1+2)=0.62X(1+迎)=0.9360 60。⑶静矩S=∑ΔSR=∫R2rdr=011352二0∙06152=0.00455iiR 22(4)有限叶片数修正系数R2 011352P=φ»=0.93x =0.4388Z 6X0.00455⑸无穷叶片数理论扬程H=(1+P)H=(1+0.4388)x13.73=19.75mt∞ t(6)叶片出口排挤系数Φ=1--XJI+(cot30-)2取σ=3mm2兀D\ 1。 22代入数据有：φ=0.952(7)出口轴面速度τ/Q 150V= = =1.97m/Sm2RbDφη 兀X3600x0.032x0.225x0.952222VV.(8)出口圆周速度U=-m2r+1,'(LV)2+gH22tgB V2tgB t∞2T2代入数据得：U=17.45m/S2(9)出口直径D=60U2=60x17∙45=230mm与225mm不符合2 兀n 3.14x1450取D=230mm27.精算叶轮外径第二次⑴叶片出口排挤系数φ=1-"σ2xι1+(cο'30)2取σ=3mm2兀D\ 1ο22代入数据有：φ=0.942(2)出口轴面速度vQ 150V= = =2.02m/Sm2πbDφη 兀X3600x0.032x0.207x0.942222VV(3)出口圆周速度U=22tgP2 22tg—)2+gHt∞代入数据得：U=17.2m/S2(4)叶轮出口直径D=60U2=60X1'2=227mm与225mm符合2 πn 3.14X1450满足条件故取D=227mm28.叶轮出口速度(1)出口轴面速度QQ 150V= = =2.02m/Sm2πbDφη πx3600x0.032x0.207x0.942222(2)出口圆周速度U2=加V而)2+也代入数据得：U=17.2m/S2(3)出口圆周分速度V=gH=9.81x13.73=7.8m/S17.2u2 u2四、轴面投影图的绘制1.找相近比转数叶轮的轴面投影图作为参考，根据前面计算所得到的叶轮基本尺寸，初步作叶轮的轴面投影图。2.检查轴面投影图过流断面面积变化，在流道内作内切圆，并将圆心连接起来，得到一条曲线，此为流道中线，求出每个圆的轴面液流过流断面及其面积F，而后作出沿轴面投影图中线的过流断面面积变化曲线，我们希望F~l曲线基本上为一条直线，即要求从叶轮进口到出口沿中线l面积F的变化是均匀的，如果该曲线不理想，则应修改轴面投影图，直到检查Fl曲线满意为止。如下图所示：图1轴面投影图3.过水断面面积检查55.669536.9514012918.3754.641644.133611.232814312.9345.757.683627.544816554.9641.788968.708939.364918031.5738.91580.179351.687919594.7135.921594.576866.18921335.333.9259104.175175.856322194.9932113.586.353522808.96bRc LF口匚∩∩l^l 二'JΨ1V1LJ2000015000100005000 |一系列1IIT-系列ZIllll20 40 60 SO 100图2流道断面面积的变化4．中间流线的绘制根据每条相邻轴面液流流线之间的流量AQ相等的原则，在轴面投影图上作流线，轴面液流的流线一般需作3~5条中低比转速的叶轮可作三条，高比转速叶轮可作五条，叶轮前后盖板是两条流线，故还需作1~3中间条流线，本设计中只需要再作一条中间流线即可。具体分流线时,可先分进出口,再修改.画中间流线时确定中间流线进口分点半径R中R2+R2 R70\方二正=49.5mm出口分点为出口宽度的中点，由此初步确定中间流线，然后再根据同一过水断面上两条流线间过水断面面积相等检查修正。图形如下图3中间流线的绘制5.流线分点对于水泵来讲，自叶轮的出口边到进口边为止，大致作八点到十二点左右为宜，点数太多或太少既是∆φ取得不当。取∆φ=6见下图：图4流线分点6.修改进口边的位置原则：(1)尽量使叶片进口边和出口边之间的三条流线长度趋于相等；(2)进口边和流线的交角最好为90度，进口边轴面投影的形状就铸造而言，为直线较好；(3)进口边应向吸入口方向适当延伸，以提高叶轮的抗汽蚀性能，并使泵性能曲线出现驼峰的可能性减小。7.叶片的绘制(1)确定叶轮进口圆周速度DD、D在轴面投影图上量的D=128mmD=106mmD=88mm1a、1b 1c 1a 1b 1c从而可得：U=^Dan=9.72m/S1a60兀Dn 兀DnU=—ib—=8.04m/s U=—1^-=6.68m/S1b 60 1C60(2)叶片进口轴面液流过水断面面积F1a=2πRbcaa=0.014m2R=0.044mcab=0.051maF1b=2πRbcbb=0.015m2R=0.046mcab=0.052maF1c=2πRbccc=0.016m2R=0.047mcab=0.054ma(3)叶片进口角的计算叶片进口角β1,一般为18~25度，通常等于进口液流角片加一个不大的冲角A；冲角A可取3~10度。α αzσ ll-~^CotβΦ=1——：tX、,1+( I)2πD∖ Smλa~a流线量得λ=90，λ=89,λ=901a 1b 1cO O I先取β=18 ，λ=90 ，取σ=2mm1ba 1azσφ=1-——1aX1a πD1aO二^^/Cotβ^^~、111+( 1ba)2=1一,Sinλ1+(3.14X128VCot18、 )2=0.8616X2V1maCηFφ

v1b1b1500.98x0.014x0.85x3600=3.57m/S又β'=arctan二代入数据得 β=20.8。符合条件1 u 1a1b~b流线先取β=23 ,λ=89 ,取o=2mm1bb 1bφ1b_z zO一1- 1bX兀D1b'/C0tβ、'1+( 1b)2=1—,,SinN6X2 ：1+(cot23)2-0.913.14x106 1C 150V一 一 一3.115m/S1mbηFφ 0.98X0.015x0.91x3600v1b1b又β'=arctan幻代入数据得β-21.2。符合条件u 1a1c~c流线先取β-25 ,N=90 ,取0一2mm1bc 1cφ1bzO一1- 1bXπD1bCotβ、 1 6X2 cot25.]+( 1b)2一1一 ,∙1+( )2=0.9: SinN3.14X88\ 1vQ 150 OQV/V一 一 一2.95m/S1mbηFφ 0.98x0.016x0.9X3600v1b1b又β'=arctan二代入数据得β-23.8。符合条件1 u 1bc1由以上计算得：叶片三条流线的进口安放角分别为：β=18,β1ba 1bbOβ一25。1ba23,（4）作方格网叶片型线图作法：经过轴心线作很多轴面，每相邻轴面之间的夹角均相等，为∆φ,般∆φ可取5。〜10。左右，每一轴面与流面有一交线，交线用罗马数字I0On、H…编号。再用与轴心线垂直的平面去切流面，在流面上就可以得到一个圆心在轴心线上的圆周线。用很多这样的平面去切流面，切的方法是使流面上形成的方格网每个方格都是正方形。而后也给平面用阿拉伯数字1、2、3编号。这样，在流面上形成了方格网，在方格网上有一条叶片型线，它的坐标是固定的。现在要设法把流面展开，但流面是喇叭形的曲面，于是我们先用保角变换的方法保持叶片型线的坐标位置，保持角度不变，把流面变化成圆柱面，得到在平面上的方格。我，一',.-∙∖亥至尸-----■:附~]上L*3 Γ~图5方格网展开图（5）轴面截线在方格网上进行叶片绘型后，根据方格网中点的位置,就可开始作轴面截线图如下图所示：图6轴面截线图（6）叶片加厚叶片是有厚度，因此它与轴面相交，不应只得到一条轴面截线，而应当是叶片的工作面和叶片的背面有轴面各有一条交流线，两轴面截线之间是叶片与轴面的截线。本设计中的厚度如下表：轴面0123456789a流线S(mm)2.52.72.933.94.34.33.73.53.5β（。）14151618202123263131CoSβ0.970.970.960.950.940.930.920.900.860.86S=-S-mcosβ2.582.803.023.154.154.614.674.124.084.08bS(mm)2.52.72.933.94.34.33.73.53.5流β（。）19202223242526273131线CoSβ0.90.90.90.90.850.94320.910.9100.8960.86S二-ɪ2.63.13.24.74.0mcosβ42.87364.274.7484.1584.08CS(mm)2.5流02.72.933.94.34.33.73.53.5线β（。）29.2527.5295303030313131cosβ0.90.80.80.80.800.89770.870.8770.8660.86S二-ɪr2.73.13.44.94.0mcosβ83.04254.54.9774.1384.08表1叶片加厚数据图8叶片加厚图（7）作木模图从叶轮吸入口方向去看叶轮的转动方向，叶轮为逆时针转动，则我们作木模截线时，叶片背面的木模截线画在左面，而叶片工作面的木模截线画在右面。流线a的叶片工作面和背面，流线C的叶片背面在平面上的投影画在左面，作图方法是用O点为圆心，用a流线处叶片工作面和背面与各轴面交点到轴心线的垂直距离，用C流线处叶片背面与各轴面交点到轴心线的垂直距离，即以这许多距离为半径，在左部木模图上做圆弧与相对应的轴面相交，得到个各交点后，用光滑的曲线连接之，即得到这三条线在平面图上的投影图。而后又以A、B、C等木模平板线与叶片背面各轴面截线的焦点到轴心线的垂直距离为半径，仍以O点为圆心作圆弧再与相应的轴面相交，并以光滑曲线连接之，得到A、B、C等平面与叶片背面的交线在平面图上的投影线，我们称此投影线为木模截线。用同样的方法，作出叶片工作面上a流线和C流线以及叶片背面上的c流线在平面图上的投影线，以及叶片工作面的木模截线。这样我们就完成了木模图的绘制。如下所示：图9木模图第三章压水室水力设计压出室的作用和要求：压出室地作用是将叶轮中流出的液体收集起来，并送往压力管路或下一级叶轮的吸入口。将液体送往压力管路或下一级叶轮的吸入口前，要消除叶轮的旋转运动，把叶轮的这部分动能尽量转化成压能。将液体送往压力管路或下一级叶轮前，要降低液流的速度，以减小压力管路中的水利损失或适合下一级的叶轮吸入口要求。液流自叶轮中流出时，速度是很大的，所以压出室中的水力损失很大，它约将占整个水泵水力损失的一半左右，所以压出室的设计应特别注意，要求尽量减小压出室本身的水力损失在设计工况下，液流自叶流入压出室时要求不产生撞击损失。螺旋形压出室又叫涡壳，使离心泵中用的最广泛的压出室之一，本设计使用的也是这种压出室。一、确定涡室的主要技术参数：.基圆直径D=(1.03~1.08)D=(1.03~1.08)X227=233~245mm32取D=2403.涡室的进口宽度b=b+0.05D=16+0.05X464=39.2mm32 2b=b+0.05D=32+0.05X227=43.35mm取b=55m32 2 3.涡室的隔舌安放角。查表8-1,用插值法得φ=30。。00二、确定涡室断面形状和断面面积断面形状为任意端面,用速度系数法计算第八断面的面积：V=k∖∙2gH=0.347*2X9.81x12=5.32m/S3 3、式中V——涡室断面的平均速度；3H——泵的单级扬程；k——速度系数，k由手册图8—10查取33第八断面的面积口Q36D-30。150F=-w= ・ =0.007345m2WV 360= 36003πr2=0.007345m2故r=0.0484mWl Wl根据F=jF 依次求得其余各断面的面积在按照如上求解Φ360VIII过程求出其余。各断面相应的参数值断面0IHIIIIVVVIVnM5φ(0)1560105150195240285330F(mφ20.0003304001335002330.003339004340005342006334.0073r(mm)412141620242832表2蜗壳断面面积三、作出口断面形状以螺旋形压出室出口断面处的圆周面积为参考，作出口断面形状。在半径为R处作B，然后作半径为「的圆，使它与B线的中点相切，再

30 0从B线两端点作两条斜线，使：0h——0.3~0.5 ，r=15。~25。H见下图：图9蜗壳水力图作螺旋形压出室各截面后，就求得各截面顶点到轴心线的距离，各截面的φ也为已知，于是就可以将各顶点布置在平面图上，而后用光滑曲线连接之，或用几个圆弧连接之，就得到螺旋形压出室的平面图。见下图：图10螺旋形压出室的平面图五、螺旋形压出室出口断面后的扩散管扩散管的进口形状和螺旋形压出室出口断面形状一致，扩散管路的出口应采用管路的标准直径，扩散管的扩散角可取θ=14，扩散管的长度则由出口速度要求决定，求扩散管出口速度时所用的流量为泵的设计流量Q,与压出室出口断面的流量不等，扩散管的长度也不宜太长，太长在扩散管内会出现脱流。θD—Dtan—=—τ e，2 21l=DT-D=125-；7=269.7mm，取l=270mm2tan 2tan-2 2式中：D为扩散管的出口内径，D为螺旋形压出室出口断面的当量直径，Te即：D=2r=2X0.0435=0.097mε 。如图所示：图11蜗壳出口断面图第四章标准件的选用一、连接与紧固1．叶轮联结键：根据国标(GB/T1096-2000)采用单圆头平键根据d=35mm查得b*h=10*8mm,l=36mm(其中叶轮处工作长度为31mm)2．联轴器联结键：根据国标(GB/T1096-2000)根据d=35mm查得b*h=10*8mml=70mm(工作长度为60mm)类型为单圆头平键。二、法兰的选用及其尺寸.进口处法兰公称直径D=150mm具体尺寸：D=295mm，D=255mm，d=17.5mm，T=M1610h.出口处法兰公称直径D=125mm，d具体尺寸：D=250mm,D=225mmd=17.5mmT=M1610h三、轴承的选用由国标GB/T292-1994选择1.调心滚子轴承2.角接触球轴承第五章强度计算一、轴的强度校核1．叶轮旋转的角速度2兀n2X3.14X1450ω= = =151.7radss60 602．单级叶轮的势扬程H=H(1-∙gH) H=—=-2-=13.79m,Pt 2U2 tη0.872hH=H(1——)=10.64m

pt 2U23．轴向力的计算般由下列各力组成：(1)叶轮前、后盖板不对称产生的轴向力，此力指向吸入口方向，用A1表示；(2)动反力，此力指想向叶轮后面，用A表示；2(3)轴台、轴端等结构因素引起的轴向力，其方向视具体情况而定，用A表示；3(4)转子重量引起的轴向力，与转子的布置方式有关，用&表示;(5)影响轴向力的其他因素。其中：(1)轴向力A1B2A=(R2—R2)兀Pg{HP——[R2-(R2+R2)/2]}1mh 8g2mhA1=3.14×1200×9.8(0.067%-0)10.64-:85-19∣(0.11352-0.02752)=1153.42N(2)动反力A：2液体通常由轴向进入叶轮，沿径向或者斜向流出，液流通过叶轮其方向之所以变化，是因为液体受到叶轮作用力的结果，反之，液体给叶轮一个大小相等方向相反的作用力，该力即为动反力：A=PQ(V-VCoSɛ)，ε=90。2tm0 m3V=3.115m/s V=2.02m/sm0 m3A=1200×0.0694(3.2-0)=266.5N2A=1200×21503600(3.115-0)=155.75N(3)叶轮及其内部液体的重量：G=PgV轮=7800×3.14{9.8[0.06212-0.06152]×0.03+0.11352×0.023}=98.62NG=PgV=1200×9.8×(0.06152×0.03+0.11352×0.023)=15.13N液(4)轴的重量引起的轴向力F=兀(0.01252×0.026+0.01752×0.159+0.022×1.058+0.0252×0.4+0.02252×0.071)×7800×9.8=183N4．径向力的计算叶轮，联轴器等传动部件残余不平衡质量引起的离心力（力的方向是变化的），可用下式计算：F=1.12×9.8×10-9×Gn2Rcc联轴器：10.98×10-9×14502×120×80=222N叶轮10.98×10-9×14502×113.5×80=210NF=9.81KHDB×1000=9.81×0.3×12×0.227×0.044=352.74Nr r22F=210+352.74=563N5．强度校核总轴向力F=1294N危险截面在叶轮连接处有键槽的轴截面。（1）弯曲应力弯矩M=F×l=563×0.02=11.26N∙mrM M 11.26—— = ⅛- WW 兀d3bt∖d-th 3.14×0.03530.01×0.008（0.035-0.008）2 - ,'''32 2d 32 2×0.035-3.34MPa（2）拉应力σbAAF兀d2丁1294-bt3.14×0.0352

4-0.01×0.008-1.47MPaM M 57.7（3）切应力τ—n— n-- - 6.86MPaW 兀d3 πd3n 1616按第四强度理论，折算应力σ:、/(σ+σ)2+3τ2=...,(3.34+1.47)2+3×6.862:12.82MPad,Wb V按屈服极限取安全系数 n=J=空=49.7>17则轴满足σ12.82d强度要求。二、键的强度计算1.叶轮与轴之间的键选用半圆头普通平键bXh×l=10X8X36,d=36mm⑴工作面的挤压应力σj4×M 4×57.7 n-- dhl0.035×0.008×0.031-26589.9KPaσ<[σ]-147100〜196133KPajj⑵剪切应力2M 2×57.7τ- n- dbl0.035×0.01×0.031-13295KPaτ<[τ]-58940〜88260KPa此键符合强度要求。2.联轴器与轴之间的键选用圆头普通平键由轴径查表确定键的尺寸bXhXl-10X8X70,d=35mm(1)工作面的挤压应力σj4×M ndhl4×57.70.035×0.008×0.06-13738KPaσ<[σ]-147100〜196133KPajj(2)剪切应力τ2M 2×57.7 n- dbl0.035×0.01×0.06-8869KPaτ<[τ]-58940〜88260KPa此键符合强度要求。三、叶轮强度计算1.盖板强度校核叶轮外径D=227mmP=1200kg/m3D=0.14m2xσ=0.006m2盖板的压力主要由离心力造成的，半径越小的地方，应力越大，校核要求σ=0.825ρU2<[σ]2钢[σ]=a，铸铁[。]=&3.4 5.6兀Dn3.14*0.227义1450SC,u=——2—= =17.2m/S2 60 60σ=0.825×1200×17.22=292.9KPa<[σ]=(130755~98066KPa取σ=0.006mm，即6mm2按等强度设计盖板则^L-D2-D2δ=0.004e[P2[σ]-24xx151.72 0.4642_0,142]=0.004*e[1200×2×9806600. 4 ]=0.0043符合要求2、叶片厚度计算根据叶片工作面和背面的压力差，可近似得出下面的计算叶片厚度的公式：S=ADH2VZ查表得：A=3∙2（钢）D=0.464mmH=70mZ=62代入上式：S=3×0.464× =4.65mm实际s=4mm故符合要求。四、泵体强度计算1、壳体壁厚因蜗壳几何形状复杂，且受力不均，故难以精确计算用下式来估算：QHX980665S=S, d∖H [σ]（cm）其中：当量壁厚^=1545+0.008%+7.2dn SS1545s=——+0.0084X168+7.2=17.8d168Q QQHX980665IrQ'-150-12X980665故：S=s,Wɪ =1——=17.8X =0.234cmd∖.H σi 12X36009807000取s=10毫米钢（19807~14710KPa五、轴承的强度校核图12轴1、在第2处轴径D=45mm处，使用调心滚子轴承，代*309KTN1查手册知，C=63.8X103N,C=19.2x103N。r r0如上图所示轴承支反力F、F，对2点，ΣM=0，则有：

r1r2Fx1550—FX435—Fx110=0，F=563NF=222N得c1 r1 c2 c1 c2F=1950Nr1与F方向相同c， F=116列r2轴向力：F=1294=647N由手册查得:e=0.37a2F aFr26471282=0.505>0.37「•P=0.67F+YFrr2a=0.67X1950+4.3X647=4088.6N其中：Y=4.32106C 106 63.8X103∙∙L= (—)10/3= ( )10/3=