臥式鋼筋切斷機的設計【畢業(yè)論文+CAD圖紙全套】 (2)

購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 中文摘要 本課題設計建筑上的臥式鋼筋切斷機的工作原理是： 采用電動機經一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后 ,帶動曲軸旋轉 ,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動 ,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。 根據(jù)電機的工作環(huán)境選擇電動機類型，采用臥式安裝，防護式電機，鼠籠式三相異步電動機。選擇三級減速，先是一級帶減速，再兩級齒輪減速。一級帶傳動，它具有緩沖、吸振、運行平穩(wěn)、噪聲小、合過載保護等優(yōu)點，并安裝張緊輪。兩級齒輪減速，齒輪傳動可用來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并具有功率范圍大，傳動效率高， 傳動比準確，使用壽命長，工作安全可靠等特點。動力由電動機輸出 ,通過減速系統(tǒng)傳動 ,把動力輸入到執(zhí)行機構。由于傳動系統(tǒng)作 的是回轉運動 ,而鋼筋切斷機的執(zhí)行機構需要的直線往復運動 ,為了實現(xiàn)這種轉換 ,可以采用曲柄滑塊機構 ,盤行凸輪移動滾子從動件機構 ,齒輪齒條機構。本課題采用曲柄滑塊機構作為本機械的執(zhí)行機構 。 關鍵詞 切斷 建筑 鋼筋 齒輪 曲柄滑塊 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 畢業(yè)設計說明書（論文）外文摘要 a of It to it to in to of of by of it a a be to of as by to to As in to we c or I to as 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 目 錄 1 引言 1 1 2 2 2 電機的選擇 2 筋切斷機需用力計算 2 率計算 3 3 傳動結構設計 3 本傳動設計計算 3 傳動設計 5 輪傳動設計 6 的校核 14 的校核 22 承的校核 23 4 鋼筋切斷機的摩擦 磨損和潤滑 25 結論 27 致謝 28 參考文獻 29 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 1 引言 1 1 概述 鋼筋切斷機是鋼筋 加工必不可少 的設備之一，它主要用語房屋建筑、橋梁、隧道、電站、大型水利等工程中對鋼筋的定 長切斷。鋼筋切斷機與其他切斷設備相比，具有重量輕、耗能少、工作可靠、效率高等特點，因此近年來逐步被機械加工和小型軋鋼廠等廣泛采用，在國民經濟建設的各個領域發(fā)揮了重要的作用。 國內外切斷機的對比 ： 由于切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因，所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距 。 1)國外切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切斷機偏心距 24國內一般為17似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時 還需要轉換角度 。 2)國外切斷機的機架都是鋼板焊接結構，零部件加工精度、粗糙度尤其熱處理工藝過硬，使切斷機在承受過載荷、疲勞失效、磨損等方面都超過國產機器 3)國內切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄， 40 型和 50 型刀片厚度均為 17國外都是雙螺栓固定， 25 27，因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內優(yōu)良。 4)國內切斷機每分鐘切斷次數(shù)少國內一般為 28 31次，國外要高出 15 20次，最高高出 30次，工作效率較高。 5)國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲 軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉體處用手工加稀油潤滑國內機型結構有全開、全閉、半開半閉 3種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑 2種。 6)國內切斷機外觀質量、整機性能不盡人意；國外廠家一般都是規(guī)模生產，在技術設備上舍得投入，自動化生產水平較高，形成一套完整的質量保證加工體系。尤其對外觀質量更是精益求精，外罩一次性沖壓成型，油漆經烤漆噴涂處理，色澤搭配科學合理，外觀看不到哪兒有焊縫、毛刺、尖角，整機光潔美觀。而國內一些一些廠家雖然生產歷史較長，但沒有一家形成規(guī)模，加之設備老化，加工過程拼體力、經驗，生產工藝幾十年 一貫制，所以外觀質量粗糙、觀感較差。 全球經濟建設的快速發(fā)展為建筑行業(yè)，特別是為建筑機械的發(fā)展提供了一個廣闊的發(fā)展購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 空間，為廣大生產企業(yè)提供一個展示自己的舞臺。面對競爭日益激烈的我國建筑機械市場，加強企業(yè)的經營管理，加大科技投入，重視新技術、新產品的研究開發(fā)，提高產品質量和產品售后服務水平，積極、主動走向市場，使企業(yè)的產品不斷地滿足用戶的需求，盡快縮短與國外先進企業(yè)的差距，無疑是我國鋼筋切斷機生產企業(yè)生存與發(fā)展的必由之路 。 1 2 題目的選取 本次畢業(yè)設計的任務是 臥式鋼筋切斷機的設計。要求切斷 鋼筋的 最大 直徑 14切斷 速度為 15次 /分。 在設計中通過計算 和考慮實際情況選則 合適的結構 及 參數(shù)，從而達到 設計 要求，同時盡 可能的降低 成本，這也是一個綜合運用所學 專業(yè) 知識的過程。畢業(yè)設計是對四年大學所學知識的一個總結，也是走上工作崗位前的一次模擬訓練 。 1 3 鋼筋切斷機的工作原理 工作原理 ： 采用電動機經一級三角帶傳動和二級齒輪傳動減速后 ,帶動曲軸旋轉 ,曲軸推動連桿使滑塊和動刀片在機座的滑道中作往復直線運動 ,使活動刀片和固定刀片相錯而切斷鋼筋。 2 電機選擇 傳動方案簡述： 選擇三級減速，先是一級帶減速，再兩級齒輪 減速。首先采用一級帶傳動，因為它具有緩沖、吸振、運行平穩(wěn)、噪聲小、合過載保護等優(yōu)點，并安裝張緊輪。然后采用兩級齒輪減速，因為齒輪傳動可用來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并具有功率范圍大，傳動效率高，傳動比準確，使用壽命長，工作安全可靠等特點。動力由電動機輸出 ,通過減速系統(tǒng)傳動 ,把動力輸入到執(zhí)行機構。由于傳動系統(tǒng)作 的是回轉運動 ,而鋼筋切斷機的執(zhí)行機構需要的直線往復運動 ,為了實現(xiàn)這種轉換 ,可以采用曲柄滑塊機構 ,盤行凸輪移動滾子從動件機構 ,齒輪齒條機構?？紤]現(xiàn)實條件我決定采用曲柄滑塊機構作為本機械的執(zhí)行機構 。 斷鋼筋 需用力計算 為了保證鋼筋的剪斷，剪應力應超過材料的許應剪應力 。即切斷鋼筋的條件為：購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 查資料可知鋼筋的許用剪應力為： 142128 最大值 142于本切斷機切斷的最大剛筋粗度為： 14 則本機器的最小切斷力為： 218484)14(a a x取切斷機的 Q=22000N。 率計算 由圖可知，刀的速度小于曲軸處的線速度。則切斷處的功率 P ： 查表可知在傳動過程中，帶傳動的效率為 = 二級齒輪減速器的效率為 = 滾動軸承的傳動效率為 = 連桿傳動的效率為 = 動軸承的效率為 由以上可知總的傳動效率為 : = 此可知所選電機功率最小應為 手冊并根據(jù)電機的工作環(huán)境和性質選取電機為： Y 系列封閉式三相異步電動機，代號為 出功率為 出速度為 960 r/ 3. 傳動結構設計 本傳動數(shù)據(jù)計算 配傳動比 電動機型號為 Y，滿載轉速為 960 r/ 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 a) 總傳動比 6415960 分配傳動裝置的傳動比 10 上式中 別為帶傳動與減速器（兩級齒輪減速）的傳動比，為使 V 帶傳動的外廓尺寸不致過大，同時使減速器的傳動比圓整以便更方便的獲得圓整地齒數(shù)。初步取 2，則減速器的傳動比為 3226401 分配減速器的各級傳動比 按展開式布置，查閱有關標準，取 。（注以下有 替 算機構各軸的運動及動力參數(shù) a) 各軸的轉速 軸 m in/ m 軸 m in/ 軸 m in/ 各軸的輸入功率 軸 2011 軸 軸 各軸的輸入轉矩 電動機輸出轉矩 軸 d 軸 軸 8 023223 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 傳動設計 設計可知： V 帶傳動的功率為 帶輪的轉速為 960r/帶輪的轉速為 480r/ 查表可知 工況系數(shù)取 據(jù)以上數(shù)值及小帶輪的轉速查相應得圖表選取 A 型 V 帶。 輪基準直徑：查閱相關手冊選取小帶輪基準直徑為 00大帶輪基準直徑為 100=200 帶速的確 定： s/ 心矩、帶長及包角的確定。由式 0.7(d1+(d1+ 可知： 00+200)(100+200) 得 210 600 初步確定中心矩為 00 根據(jù)相關公式初步計算帶的基準長度： 100200()200100(240024 )(22 20221210 ）（250算實際中心矩： 0 86 算小帶輪包角： 0 12 a 定帶的根數(shù)： 11 查表知 =4 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 緊力 20 ) 0 0 c 查表 q=m 0 用在軸上的載荷： i i 輪結構與尺寸見零件圖 圖 1 帶輪的結構與尺寸圖 輪傳動設計 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 一級齒輪傳動設計 a) 選材料、確定初步參數(shù) 1) 選材料 小齒輪： 40調制，平均取齒面硬度為 260齒輪： 45 鋼調制，平均取齒面硬度為 260) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 20，則大齒輪的齒數(shù)為 20 28 3) 齒數(shù)比即為傳動比 選擇尺寬系數(shù) d 和傳動精度等級情況，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 d=估小齒輪直徑 0小齒輪的尺寬為 b= d 60=36) 齒輪圓周速度為： s/8060100060 11 級。 6) 計算小齒輪轉矩 T1 00 6 6161 確定重合度系數(shù) 由公式可知重合度為 6 9 則由手冊中相應 公式可知： 8 7 9 Z 確定載荷系數(shù) 定使用系數(shù) 閱手冊選取使用系數(shù)為 定動載系數(shù) 閱手冊選取動載系數(shù) 定齒間載荷分布系數(shù) 100*2 411 K 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 則 1 22 1 H、 確定，由公式可知 齒面疲勞強度計算 1) 確定許用應力 H 總工作時間 設該切斷機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作 8 個小時，則： 0 0 083 0 05 應力循環(huán)次數(shù) 0 0 048016060 01 v 壽命系數(shù) 查閱相關手冊選取 接觸疲勞極限取： 20 80 安全系數(shù)?。?許用應力 MP i MP 02l i 彈性系數(shù) 閱機械設計手冊可選取 Z 3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) H=) 求所需小齒輪直徑 買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 5) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù) 中心距 a： 42 22數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) ： 39223 1 7 322 21 ZZ d1,d2 41 2 8322 確定尺寬：取大齒輪尺寬為 0 6齒輪尺寬取 0mm c) 齒根抗彎疲勞強度驗算 1) 求許用彎曲應力 F 應力循環(huán)次數(shù) 0 0 048016060 F 壽命系數(shù) 查閱相關手冊選取 、 極限應力?。?90 20 尺寸系數(shù) 閱機械設計手冊選，取 安全系數(shù) 照表 9 需用應力 、 由式（ 9許用彎曲應力 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 MP 022 1l i M P MP 022 2l i M P 2) 齒形系數(shù) 圖 9 ) 應力修正系數(shù) 圖 9 ) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（ 9齒根彎曲應力 1411111M P 211 2212 MP 9 二級齒輪傳動設計： a) 選材料、確定初步參數(shù) 1) 選材料 小齒輪： 40調制，平均取齒面硬度為 260齒輪： 45 鋼調制，平均取齒面硬度為 260) 初選齒數(shù) 取小齒輪的齒數(shù)為 28，則大齒輪的齒數(shù)為 28 5=140 3) 齒數(shù)比即為傳動比 528140 選擇尺寬系數(shù) d 和傳動精度等級情況，參照相關手冊并根據(jù)以前學過的知識選取 d=2/3 初估小齒輪直徑 4小齒輪的尺寬為 b= d 84=56輪圓周速度為： s/584100060 1 參照手冊選精度等級為 9 級。 5) 計算小齒輪轉矩 買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 6161 6) 確定重合度系數(shù) 由公式可知重合度為 則由手冊中相應公式可知： 8 6 Z 68 確定載荷系數(shù) 定使用系數(shù) 閱手冊選取使用系數(shù)為 定動載系數(shù) 閱手冊選取動載系數(shù) 定齒間載荷分布系數(shù) 10011 K 則 1 22 1 H、 確定，由公式可知 2 . 8 齒面疲勞強度計算 1) 確定許用應力 H 總工作時間 設該彎曲機的壽命為 10 年，每年工作 300 天，每天工作8 個小時，則： 應力循環(huán)次數(shù) 買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 v 壽命系數(shù) 查閱相關手冊選取 接觸疲勞極限?。?60 60 安全系數(shù)?。?許用應力 MP 1 02l i MP 2 i 彈性系數(shù) 閱機械設計手冊可選取 Z 3) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) H=) 求所需小齒輪直徑 5) 確定中心距，模數(shù)等幾何參數(shù) 中心距 a： 21 02 52數(shù) m：由中心矩 a 及初選齒數(shù) ： 31 4 028 2 5 222 21 ZZ d1,買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 01 4 0322 確定尺寬：取大齒輪尺寬為 4 2/3=56齒輪尺寬取 0mm c) 齒根抗彎疲勞強度驗算 1) 求許用彎曲應力 F 應力循環(huán)次數(shù) F 壽命系數(shù) 查閱相關手冊選取 、 極限應力取： 90 30 尺寸系數(shù) 閱機械設計手冊選，取 安全系數(shù) 照表 9 需用應力 、 由式（ 9許用彎曲應力 MP 022 1l i M P MP l i M P 2) 齒形系數(shù) 圖 9 ) 應力修正系數(shù) 圖 9 ) 校核齒根抗彎疲勞強度 由式（ 9齒根彎曲應力 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 1511111M P 211 2212 MP 7MP 3 軸的校核 一軸的校核 軸直徑的設計式 8 9 m 0 6 33 a) 按當量彎矩法校核 1) 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 圖 2 軸的受力轉矩彎矩圖 2) 求作用在軸上的力 如表 1，作圖如 圖 2買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 表 1 作用在軸上的力 垂直面（ 水平面（ 軸承 1 2N 91N 齒輪 2 367 N 498 軸承 3 76N 570N 帶輪 4 0056N 3） 求作用在軸上的彎矩如表 2， 作出彎矩圖 如 圖 22 2 作用在軸上的彎矩 垂直面（ 水平面（ 截面 1 3 0 8 N .m 9-F 1 1 91 0 91 M 成彎矩 971 28N . m m 2 M 截面 1 0 5 3 4 8 N . m 3122 0 44 9 8 N . m M 合成彎矩 105 363 N . m m 2 M 4） 作出轉彎矩圖 如 圖 2） 作出當量彎矩圖如 圖 2確定可能的危險截面、如 圖 2算出危險截面的彎矩如表 3。 表 3截面的彎矩 截面 1 0 5 4 3 1 N . m 2 截面 1 0 6 1 6 0 N . m 2 6） 確定許用應力 已知軸材料為 45鋼調質，查表得b=650插入法查表得購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 = =60 7） 校核軸徑 如表 4 表 4 驗算軸徑 截面 m 3 1 d截面 m 3 1 當量彎矩法校核，軸的強度足夠。 b) 軸的剛度計算 7 17 1410 65 5120032I 41 d 52088832I 42 d 83436232I 43 d 127170032I 44 d 186189632I 45 d 83436232I 46 d 25120032I 47 d 16481232I 48 d 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 4 8 1 2952 5 1 2 0 0598 3 4 3 6 2271 8 6 1 8 9 61 5 71 2 7 1 7 0 0408 3 4 3 6 2535 2 0 8 8 8272 5 1 2 0 所以軸的剛度足夠 三軸的校核 軸直徑的設計式 5 4 . 9 m 8 6 33 a) 按當量彎矩法校核 設計軸系結構，確定軸的受力簡圖、彎 矩圖、合成彎矩圖、轉矩圖和當量彎矩圖。 1） 軸的受力簡圖如 圖 3買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 圖 3 軸的受力彎矩轉矩圖 2） 求作用在軸上的力 如表 5，并作圖如 圖 3 5 作用在軸上的力 垂直面（ 水平面（ 軸承 1 627N 362N 齒輪 381N 867 軸承 2 54N 2619N 曲軸 01848N 3） 計算出彎矩如表 6，并作圖如 圖 3e 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 表 6 軸上的彎矩 垂直面（ 水平面（ 截面 .m 1 4 8 2 4 1 9 3 1 6 1 8 0 4 71 9 3 M 成彎矩 00 0N . 04 7314 824 . 5 22 M 截面 189272N N .m 5 4 6 7 5H M 合成彎矩 00 0N . 67 5. 5189 272 22 M 4）作出轉彎矩圖如 圖 3） 作 出當量彎矩圖 如 圖 3確定可能的危險截面、和 的彎矩 如表 7 表 7危險截面的彎矩 截面 2 截面 60 0 0 0 N . 2 6） 確定許用應力 已知軸材料為 45鋼調質，查表得b=650插入法查表得 = =60 7） 校核 軸徑 如表 8 表 8 校核軸徑 截面 . 8 9 m 3 1 d截面 . 58 m 3 1 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠。 b) 軸的剛度計算 7 17 1410 65 0 所以軸的剛度足夠 鍵的校核 平鍵的強度校核 . a) 鍵的選擇 鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構使用要求和工作狀況來選擇。選擇時應考慮傳遞轉拒的大小，聯(lián)接的對中性要求，是否要求軸向固定，聯(lián)接 于軸上的零件是否需要沿軸滑動及滑動距離長短，以及鍵在軸上的位置等。鍵的主要尺寸為其橫截面尺寸 (鍵寬 b 鍵高h)與長度 L。鍵的橫截面尺寸 b h 依軸的直徑 d 由標準中選取。鍵的長度 L 一般可按輪轂的長度選定，即鍵長略短于輪轂長度，并應符合標準規(guī)定的長度系列。 故根據(jù)以上所提出的以及該機工作時的要求，故選用 A 型普通平鍵。 由設計手冊查得： 鍵寬 b=16 鍵高 h=10鍵長 L=30mm b) 驗算擠壓強度 . 平鍵聯(lián)接的失效形式有：對普通平鍵聯(lián)接而言，其失效形式為鍵，軸，輪轂三者中較弱的工作表面被 壓潰。 工程設計中，假定壓力沿鍵長和鍵高均勻分布，可按平均擠壓應力進行擠壓強度或耐磨性的條件計算，即： 靜聯(lián)接 pp 2 式中 T 傳遞的轉矩 ) d 軸的直徑 ) k 鍵與輪轂的接觸高度 (一般取 2 l 鍵的接觸長度 (圓頭平鍵 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 p 許用擠壓應力 ) 鍵的工作長度 425( 擠壓面高度 轉矩 6 許用擠壓應力，查表， p則 擠壓應力 M P 所以 此鍵是安全的。 附：鍵的材料：因為壓潰和磨損是鍵聯(lián)接的主要失效形式，所以鍵的材料要求有足夠的硬度。國家標準規(guī)定，鍵用抗拉強度不低于 鋼制造，如 45 鋼 。 承的校核 滾動軸承是又專業(yè)工廠生產的標準件。滾動軸承的類型、尺寸和公 差等級均已制訂有國家標準，在機械設計中只需根據(jù)工作條件選擇合適的軸承類型、尺寸和公差等級等，并進行軸承的組合結構設計。 選軸承型號 試選 10000K 軸承，查 得 10000K 軸承的性能參數(shù)為： C=14617N 62850N 1900n (脂潤滑 ) 命計算 a) 計算軸承內部軸向力 . 查表得 10000K 軸承的內部軸向力 )2/( 323815c o o Y 則： 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 (1211 b) 計算外加軸向載荷 0c) 計算軸承的軸向載荷 因為 21 F 故 軸承 1 當量動載荷計算 由式 )(查表得： 界限值 5 02 39 0 2 0821 4 7 090 20 822 查表知 11故 1 A 2 則： 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 111 11 1 0 0 3)9 0 2 0 2 4 7 221 22 式中 . 2.1度沖擊的運轉 ) 由于 21 F ，且軸承 1、 2 采用型號、尺寸相同的軸承，谷只對軸承 2 進行壽命計算。 1 0 0 32 F e) 計算軸承壽命 0 0 1 9)1 0 1 0 0 31 4 6 1 7 0(256010)(60103106610 極限轉速計算 由式 1 0 0 31 4 6 1 7 0 1 a r ct r ct g F 得：載荷系數(shù) f 載荷分 布系數(shù) f 故 m i 0 m a 計算結果表明，選用的 10000K 型圓柱孔調心軸承能滿足要求。 4 鋼筋切斷機的摩擦、磨損和潤滑 購買文檔送 子版圖紙， Q 11970985 或 401339828 摩擦是不可避免的自然現(xiàn)象，摩擦得結果造成機器的能量損耗、效率降低、溫度升高、出現(xiàn)噪聲、性能下降的問題。摩擦必然會造成磨損，在實際應用中有許多零件都 因磨損過渡而報廢。潤滑則是改善摩擦、減緩磨 損的有效方法。 切斷機中的摩擦主要是軸承的摩擦，而磨損包括滑動摩擦和滾動摩擦。軸承就是滾動摩擦，其摩擦力較小損耗也較