机械设计说明书二级展开式圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计 设计说明书 课题：二级展开式圆柱齿轮减速器课题：二级展开式圆柱齿轮减速器 设计者：设计者： xxxx 学号：学号：xxxx 专专 业：业：xxxx 班级：班级：xxxx 指导老师：指导老师：xxxx 设计时间：设计时间：20132013 年年 1212 月月 1 目目 录录 一、设计任务书- （2） 二、传动方案的拟定- （2） 三、电动机的选择和计算- （3） 四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算- （4） 五、联轴器的选择- - （5） 六、轴的设计计算- （6） 七、铸铁箱体结构尺寸- （14） 八、轴的设计- （14） 九、轴的校核- - （17） 十、轴承的校核- （19） 十一、键的选择与校核- 2 （21） 十二、润滑与密封- （22） 十三、设计小结-(22) 十四、参考资料- （23） 设设 计计 计计 算算 内内 容容计算结果计算结果 一、设计任务书一、设计任务书 1 1要求：要求：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用年限 10 年，小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差。%5 2 2已知：已知：带的圆周力 f=3200n，带速度 v=1.3m/s,卷筒直径 d=300mm。 3 3设计任务设计任务：减速器装配图一张； 零件工作图 2 张； 零件说明书 1 份。 二、传动方案的拟定二、传动方案的拟定 传动方案如下图 1 所示： 3 4 3 3电动机选择电动机选择 1.1.电动机的类型和结构形式的选择电动机的类型和结构形式的选择 经综合分析，选用 y 系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有 高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。 y 系列电动机，额定电压为 380v，额定频率为 50hz.。 本设计中电动机采用封闭式结构。 2.2.电动机容量的选择电动机容量的选择 工作机所需功率 kw fv p w w 333.4 96.01000 3.13200 1000 传动装置总效率 9 . 097 . 0 99 . 0 99 . 0 232232 卷筒齿轮轴承联轴器 a 所需电机输出 kw p p a w d 814,4 9.0 333.4 滚筒转速 min/83min/80.82 30 . 0 3 . 16060 rr d v n 综合考虑，选 y132m2-6，ped=5.5kw nm=960r/min 4 4、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算整个传动系统运动和动力参数的选择与计算 1.1.传动装置所要求的总传动比为：传动装置所要求的总传动比为： 59.11 83 960 n n i m a 同时 59.11 1 i iia i1高速级传动比 由 a ii5 . 13 . 1 1 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似取 1.4 高速级传动比 88. 33 . 157.114 . 1 1 a ii pw=4.333kw pd=4.814kw n=130r/min y132m2-6 ped=5.5kw nm=960r/min 5 低速级传动比 98. 2 88 . 3 57.11 1 i i i a 2.2.传动装置的运动和动力参数传动装置的运动和动力参数 （1）.各轴的转速： 轴：r/min 960n 轴：r/min 423.247 88 . 3 960 i n 1 n 轴: min/027.83 298 423.247 r i n n (2).各轴的输入功率（kw） 轴： kw718, 499. 099 . 0 814 . 4 联轴器 d pp 轴： kwpp531 . 4 99 . 0 97 . 0 718, 4 轴承齿轮 轴: kwpp351. 499. 097 . 0 531 . 4 轴承齿轮 滚筒： kw p 308 . 4 99 . 0 351 . 4 p 联轴器 轴承 （3） 各轴输入扭矩的计算（nm） 电动机轴的输出转矩为： o t mn n p t m d 889.47 960 814 . 4 95509550 0 故，轴： mntt936.4699 . 0 99 . 0 889.47 10 轴： mn itt 882.17488 . 3 99 . 0 97 . 0 936.46 1轴承齿轮 轴： mn itt 458.50098. 299 . 0 97 . 0 882.174 轴承齿轮 i1=3.88 i=2.98 r/min 960n r/min423.247 n min/027.83rn 4.718w p kwp531 . 4 kwp351 . 4 kwp308 . 4 mnt889.47 0 mnt936.46 1 6 滚筒： mn tt 454.45999 . 0 458.500 联轴器 轴承 将各轴的运动和动力参数列于表 1。 表表 1 1 各轴的运动和动力参数各轴的运动和动力参数 轴 号 功 率 kwp/ 转 矩 t/(n.m) 转 速 min)/(rn传动比i效率 电动机 轴 4.8147.889960 10.99 轴 4.71846.936960 3.880.9 轴 4.531174.882247.423 2.980.96 轴 4.351 500.4 8 83.027 卷筒轴 4.308459.45483.027 10.96 五五. .联轴器的选择联轴器的选择 最小轴径 轴： mm n p cd788.1903 . 1 960 718 . 4 113 3 3 1 1 ii 轴：mm n p cd679.3003 . 1 423.247 531 . 4 113 3 3 2 2 轴：mm n p cd555.4303 . 1 027.83 351 . 4 113 3 3 3 3 电动机轴径 d=38mm 轴：主动 j1型轴孔 c 型键槽 d=38mm l1=82mm 从动 j1型轴孔 c 型键槽 d=32mm l1=82mm tl6 型联轴器 gb/t 4323-84 8223cj 8283cj 1 1 mnt882.174 mnt458.500 mnt454.459 mmd788.19 mmd679.30 mmd555.43 7 六齿轮的设计计算六齿轮的设计计算 1.1.高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计 1).齿轮材料，热处理 考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿 面渐开线斜齿轮 高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 230-250hbs，取小齿轮齿数 =24 1 z 高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度 190-210hbs，大齿轮齿数 取 z =93.12.932488 . 3 12 ziz 2 误差小于 5%875. 3 24 93 1 2 z z ui 2)初步设计齿轮传动的主要尺寸 (1).确定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力 大齿轮 flim =220mpa 小齿轮 flim =250mpa .寿命次数 应力循环次数 8 1ff1 10216 . 9 8)250(8609160tn60jn 8 2ff2 10375 . 2 8)250(8423.247160tn60jn yn1=0.88 yn2=0.93 .试验齿轮应力修正系数 yst=2 .最小安全系数 按一般可靠度 sfmin=1.25 .许用弯曲应力 mpa352 25. 1 288 . 0 250 min 11lim 1 f stnf f s yy mpa36.327 25 . 1 293 . 0 220 fmin stn2flim2 f2 s yy (2).确定许用接触应力 .接触疲劳应力 大齿轮 hlim =580mpa 小齿轮 hlim =550mpa .寿命系数 应力循环次数 8 1hh1 10216 . 9 8)250(8960160tn60jn 小齿轮 45 钢 大齿轮 45 钢 小齿轮调质，硬 度 230-250hbs 大齿轮正火，硬 度 190-210hbs flim =220mpa flim =250mpa yn1=0.88 yn2=0.93 yst=2 sfmin=1.25 1f mpa352 f2 mpa36.327 hlim =580mpa hlim =550mpa 8 8 2hh2 10375 . 2 8)250(8423.247160tn60jn zn1=0.9 zn2=0.92 .最小安全系数 按一般可靠度 shmin=1 .许用接触应力 mpa522 1 9 . 0580 s z hmin n1hmin1 h1 mpa506 1 92. 0550 s z hmin n2hmin2 h2 h2h1，取h=h2=506mpa (3).按齿面接触强度确定中心距 载荷系数 设齿轮按 8 级精度制造 电机驱动，轻微振动 取 k=1.2 齿宽系数 按非对称布置软齿面取 1 d 41 . 0 188 . 3 12 1 2 u d a .弹性系数 ze=189.8 4.节点区域系数 初设螺旋角 12 zh=2.46 5.重合度系数 z 端面重合度 675 . 1 12cos) 93 1 24 1 (2 . 388. 1 cos) 11 (2 . 388. 1 21 zz 轴向重合度 163 . 1 12tan 241 tan cossinsin 1 1 1 z m mz m d p b d n n d n d n 772. 0 675. 1 11 z 6.螺旋角系数 989 . 0 12coscos z shmin=1 h=506mpa k=1.2 a 41 . 0 ze=189.8 zh=2.46 675 . 1 63 . 1 989 . 0 z 9 7.设计中心距 mm zzzz u kt ua h he a 778.101 506 989 . 0 772 . 0 46 . 2 8 . 189 875. 34 . 0 936.462 . 1500 ) 1875 . 3 ( 500 ) 1( 3 2 3 2 1 702. 1 9324 12cos778.1012cos2 21 zz a mn 取 mn=2，重求中心距 mm zzm a n 614.119 12cos2 )9324(2 cos2 )( 21 圆整中心距，取 a=120mm 调整 839.12 1202 )9324(2 arccos 2 )( arccos 21 a zzmn (4).确定齿轮参数尺寸 1.取齿数 z1=24 z2=93 2.模数 mn=2mm 3.实际齿数比 875. 3 24 93 1 2 z z u 4.确定分度圆直径 mm zm d n 231.49 839.12cos 242 cos 1 1 mm zm d n 770.190 839.12cos 932 cos 2 2 5.确定齿宽 mmabb a 2 . 4941 . 0 120 2 取 b=b2=50mm 1 bmmb555 2 (5).验算轮齿弯曲强度 1.当量齿数 13.29 839.12cos 24 cos 33 1 1 z zv mma614.119 839.12 mmd231.49 1 mmd770.190 2 mmb50 2 1 bmm55 10 34.100 839.12cos 93 cos 33 2 2 z zv 2.齿形系数和修正系数 线性差法可得 yfa1=2.52 ysa1=1.625 yfa2=2.18 ysa2=1.79 3.重合度系数 y 重新计算端面重合度 670 . 1 839.12cos 93 1 24 1 2 . 388 . 1 cos 11 2 . 388. 1 21 zz 699. 0 670 . 1 75 . 0 25 . 0 75. 0 25. 0 y 4.螺旋角系数 由 及 1，取 y=0.91 5.校核弯曲强度 = f1 11 1 1 1 mpa50.59 91 . 0 699 . 0 625 . 1 52 . 2 2936.4650 936.462 . 12000 2000 yyyy mbd kt safa n f f2 22 1 1 2 mpa70.56 91 . 0 699 . 0 79 . 1 18 . 2 2936.4650 936.462 . 12000 2000 yyyy mbd kt safa n f (6).设计结果 齿轮参数及几何尺寸 模数 mn=2mm 齿数 z1=24 z2=93 齿宽 b2=50mm b1=55mm 分度圆直径 d1=49.231 mm d2=190.770 mm 中心距 a=120 mm 螺旋角 =12.839 齿轮精度 8 级 齿轮材料 小齿轮 45 钢，调质，230-250hbs 大齿轮 45 钢，正火，190-210hbs yfa1=2.52 ysa1=1.625 yfa2=2.18 ysa2=1.79 699 . 0 y y=0.91 mn=2mm z1=24 z2=93 b2=50mm b1=55mm d1=49.231 mm d2=190.770 mm a=120 mm =12.839 11 1.1.低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 1).齿轮材料，热处理 考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿 面渐开线斜齿轮 高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 230-250hbs，取小齿轮齿数 =28 1 z 高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度 190-210hbs，大齿轮齿数 取 z =84.44.8328982. 12 ziz 2 误差小于 5%3 28 84 1 2 z z ui 2)初步设计齿轮传动的主要尺寸 (1).确定许用弯曲应力 .弯曲疲劳极限应力 大齿轮 flim =220mpa 小齿轮 flim =250mpa .寿命次数 应力循环次数 8 2ff2 10375 . 2 8)250(8423.247160tn60jn 7 3ff3 10971. 78)250(8027.83160tn60jn yn2=0.93 yn2=0.97 .试验齿轮应力修正系数 yst=2 .最小安全系数 按一般可靠度 sfmin=1.25 .许用弯曲应力 mpa372 25 . 1 293 . 0 250 fmin stn2flim2 f2 s yy mpa44.341 25 . 1 297 . 0 220 min 33lim 3 f stnf f s yy (2).确定许用接触应力 .接触疲劳应力 大齿轮 hlim =550mpa 小齿轮 hlim =580mpa .寿命系数 应力循环次数 8 2hh2 10375 . 2 8)250(8247.423160tn60jn 小齿轮用 45 钢 大齿轮用 45 钢 小齿轮调质，硬 度 230-250hbs 大齿轮正火，硬 度 190-210hbs flim =220mpa flim =250mpa yn2=0.93 yn2=0.97 yst=2 sfmin=1.25 mpa372 f2 mpa 4 . 341 3 f hlim =550mpa hlim =580mpa 8 h2 10375 . 2 n 7 h3 10791 . 7 n 12 7 3hh3 10791 . 7 8)250(8027.83160tn60jn zn2=0.92 zn3=0.97 .最小安全系数 按一般可靠度 shmin=1 .许用接触应力 mpa 6 . 533 1 92 . 0 580 s z hmin n2hmin2 h2 mpa 5 . 533 1 97 . 0 550 s z hmin n3hmin3 h3 h2h3，取h=h2=533.5mpa (3).按齿面接触强度确定中心距 载荷系数 设齿轮按 8 级精度制造 电机驱动，轻微振动 取 k=1.2 齿宽系数 按对称布置软齿面取 1 d 503 . 0 198 . 2 12 1 2 u d a .弹性系数 ze=189.8 5.节点区域系数 初设螺旋角 12 zh=2.46 5.重合度系数 z 端面重合度 69 . 1 12cos) 84 1 28 1 (2 . 388. 1 cos) 11 (2 . 388. 1 21 zz 轴向重合度 190. 112tan 281 tan cossinsin 1 1 1 z m mz m d p b d n n d n d n 769 . 0 69 . 1 11 z 8.螺旋角系数 9890 . 0 12coscos z shmin=1 h=533.5mpa k=1.2 503 . 0 a ze=189.8 69 . 1 90 . 1 13 9.设计中心距 mm zzzz u kt ua h he a 02.131 5 .533 989. 0769 . 0 46 . 2 8 .189 35 . 0 882.1742 . 1500 ) 13( 500 ) 1( 3 2 3 2 1 284 . 2 8428 12cos02.1312cos2 21 zz a mn 取 mn=2.5，重求中心距 mm zzm a n 13.143 12cos2 )8428(2 cos2 )( 21 圆整中心距，取 a=145mm 调整 094.15 1452 )8428(2 arccos 2 )( arccos 21 a zzmn (4).确定齿轮参数尺寸 1.取齿数 z1=28 z2=84 2.模数 mn=2.5mm 3.实际齿数比 3 28 84 1 2 z z u 4.确定分度圆直径 mm zm d n 464.72 094.15cos 282 cos 1 1 mm zm d n 391.217 094.15cos 842 cos 2 2 5.确定齿宽 mmabb a 79.72503 . 0 145 2 取 b=b2=75mm b1=b2+5=80mm (5).验算轮齿弯曲强度 1.当量齿数 06.31 094.15cos 28 cos 33 1 1 z zv mma13.143 094.15 mmd464.72 1 mmd391.217 2 b2=75mm b1=80mm 14 19.93 094.15cos 84 cos 33 2 2 z zv 2.齿形系数和修正系数 线性差法可得 yfa1=2.52 ysa1=1.625 yfa2=2.20 ysa2=1.78 3.重合度系数 y 重新计算端面重合度 67 . 1 094.15cos 84 1 28 1 2 . 388 . 1 cos 11 2 . 388. 1 21 zz 699 . 0 67 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 y 4.螺旋角系数 由 及 1，取 y=0.88 5.校核弯曲强度 = f1 11 1 1 1 mpa67.77 88 . 0 699. 0625 . 1 52. 2 2464.7275 882.1742 . 12000 2000 yyyy mbd kt safa n f f2 22 1 1 2 mpa27.74 88 . 0 699 . 0 78 . 1 20 . 2 2464.7275 882.1742 . 12000 2000 yyyy mbd kt safa n f (6).设计结果 齿轮参数及几何尺寸 模数 mn=2.5mm 齿数 z1=28 z2=84 齿宽 b2=75mm b1=80mm 分度圆直径 d1=72.464 mm d2=217.391mm 中心距 a=145 mm 螺旋角 =15.094 齿轮精度 8 级 齿轮材料 小齿轮 45 钢，调质，230-250hbs 大齿轮 45 钢，正火，190-210hbs yfa1=2.52 ysa1=1.625 yfa2=2.20 ysa2=1.78 699 . 0 y y=0.88 mn=2.5mm z1=28 z2=84 b2=75mm b1=80mm d1=73.464mm d2=217.391mm a=145 mm =15.094 15 7.7. 铸铁箱体结构尺寸铸铁箱体结构尺寸 箱座壁厚： =0.025a+3=6.6258mm 取 =8mm 箱盖壁厚： 1=0.8=8mm 箱座凸缘厚度 b=1.5=12mm 箱盖凸缘厚度 b1=1.51=12mm 箱底座凸缘厚度：b2=2.5=20mm 地脚螺栓直径：df=0.036a+12=17.22mm 取 m18 地脚螺栓数目：n=4 轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75df=12.92mm 取 m14 箱盖与箱座连接螺栓直径：d2=0.5df=9.47mm 取 m10 轴承端盖螺钉直径：d3=0.4df=7.75mm 取 m8 视孔盖螺钉直径：d4=0.4df=6.03mm 取 m8 定位销直径：d=0.7d2=7.1mm 取 m8 df、d1、d2至外箱壁距离 df c1=24mm c2=22mm df、d2至凸缘边缘的距离 d1 c1=20mm c2=18mm d2 c1=16mm c2=14mm 轴承旁凸台半径 r1=c2=18mm 凸台高度 h=58mm 外箱壁至轴承座的距离 l1=c1+c2+50mm 大齿轮顶圆与内机避的距离 1=8mm 齿轮端面与内机壁距离 2=8mm 箱盖肋厚 m1=0.851=6.8mm 取 8mm 箱座肋厚 m=0.85=6.8mm 取 8mm 8 8轴的设计轴的设计 轴的结构设计：轴的结构设计： 1、高速轴的结构设计 （1）各轴段直径的确定： ：最小直径，安装联轴器的外伸段，= 11 d 11 dmmd32 min1 ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准 12 d （拟采用毡圈密封） ，=36mm 12 d ：滚动轴承处轴段，=40 mm ，滚动轴承选择 7208ac， 13 d 13 d 16 ：轴肩，=47 mm 14 d 14 d ：齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以 15 d 轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 45 钢调质处理。50 15 d ：轴肩，=47 mm 16 d 16 d ：滚动轴承处轴段，=40 mm. 17 d 17 d 13 d （2）各轴段长度的确定： ：由联轴器的毂孔宽确定，=82 11 lmml82 1 11 lmm ：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=82 12 l 12 lmm ：由滚动轴承装配关系等确定，且加挡油板，=23 13 l 13 lmm ：由装配关系，箱体结构等确定，=95 14 l 14 lmm ：由高速级齿轮宽度 b1=55确定，=55 15 lmm 15 lmm ：取为=23 16 l 16 lmm ：由滚动轴承装配关系等确定，=18 17 l 17 lmm 2、中间轴的结构设计 （1）各轴段直径的确定： ：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承 21 dmmd45 21 选取 7209ac, ：齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结 22 d 构。 所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 45 钢 调质处理。 =52 22 dmm ： 轴环，=58 23 d 23 dmm ：高速级大齿轮轴段， 。 24 dmmd52 24 ：滚动轴承处轴段，=45 mm 25 d 25 d 21 d （2）各轴段长度的确定： 17 ：由滚动轴承装配关系等确定，=37 21 l 21 lmm ：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，=80 22 l 22 lmm ：轴肩宽度，=10 23 l 23 lmm ：由高速级大齿轮毂孔宽度确定，=50. 24 l 24 lmm ：由滚动轴承装配关系等确定，=37 25 l 25 lmm 3、低速轴的结构设计 （1）各轴段直径的确定： ：滚动轴承处轴段，=55 mm，滚动轴承选取 7311ac， 31 d 31 d ：低速级大齿轮轴段，=64mm 32 d 32 d ：轴环，=70mm 33 d 33 d ：过度轴段，=64mm 34 d 34 d ：滚动轴承处轴段，=55mm 35 d 35 d ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的 36 d 标准（拟采用毡圈密封） ，=50 mm 36 d ：最小直径，安装联轴器的外伸段， 37 dmmd45 37 （2）各轴段长度的确定： ：由滚动轴承装配关系等确定，=38 31 l 31 lmm ：由低速级大齿轮宽度，=75 32 l 32 lmm ：轴环，=10 33 l 33 lmm ：过渡轴段，=66 34 l 34 lmm ：滚动轴承处轴段，=23 35 l 35 lmm ：密封处轴段，取=43 37 l 37 lmm 18 ：安装联轴器的外伸段 38 lmml112 38 九、轴的校核计算九、轴的校核计算 低速轴的校核低速轴的校核 （1）计算轴上的作用力： n d t ft 2 . 4604 391.217 2500458 2 n1734 15cos 20tan2 .4604 cos tan nt r af f nff ta 7 . 123315tan 2 . 4604tan （2） 、绘制轴的力学模型图 （3）.求垂直面支反力，见图 由绕支点 a 的力矩和，得：0 av m 0)( 211 bvt fllfl 方向向上 同理，nfbv94.1449 19 方向向上nfav26.3154 mav=favl1=-179792.82nmm mbv=fbvl2=179792.82nmm （4）.水平面支反力，见图 由绕支点 a 的力矩和，得：0 ah m 0)( 2 121 raha flfllf d 方向向上 同理，得：nfbh194 方向向上nfah1540 mah=l1fah=87780nmm mbh=l3fbh=24056nmm (5）.合成弯矩图， c 处： mmnmm mmm avah cvch c 95.200076822222 22 max mmnmm mmm bvbh cvch c 57.30032822222 22 min 20 （6）.转矩图，见图 mmnt 500458 （7）.当量弯矩 比较 mb、mc可知，当量弯矩最大处是 c 截面处 mmn tmmc beq 94.360825 )5004586 . 0(200076 ) 22 2 max 2 （ （8）计算危险截面直径 查表得mpa60 1 mm m d eq b b 2 . 39 1 . 0 3 1 小于设计轴径 十十、轴承的校核 高速轴滚动轴承的校核高速轴滚动轴承的校核 选取 7208c，其基本参数查资kncknc orr 8 . 25, 8 . 36 nfa54.426nfr75.700min/960rn 且 h=8x10x365=29200 计算轴承的当量动载荷 p 查表取 ，需有所得的 fa 值验证一下，比值 1 . 1 p k015. 0 or c fa 015 . 0 cr fa 21 由表 17-5 得 x=0.38，y=1.47 得， nfayfrxfp p 63.982)( 由预期寿命求所需的 c 9 .24186 10 60 3 6 h nl pc 确定轴承型号 查机械设计手册 p119，由周径 d=40 选 7208ac 轴承， ，其 cr=36800 比 24186.9 大，故 7208c 轴承合适 传动轴滚动轴承的校核传动轴滚动轴承的校核 选取 7209c，其基本参数查资kncknc orr 5 . 28, 5 . 38 nfa70.1254nfr28.2061min/423.247rn 且 h=8x10x365=29200 计算轴承的当量动载荷 p 查表取 ，需有所得的 fa 值验证一下，比值 1 . 1 p k056. 0 or c fa 033 . 0 cr fa 由表 17-5 得 x=043，y=1.30 得， nfayfrxfp p 07.2768)( 由预期寿命求所需的 c 79.20936 10 60 3 6 h nl pc 确定轴承型号 查机械设计手册 p119，由周径 d=45 选 7209c 轴承， ，其 cr=38500 比 20936.79 大，故 7209c 轴承合适 选取 7211c，其基本参数查资kncknc orr 5 . 40, 8 . 52 nfa 7 . 1233nfr1734min/027.83rn 且 h=8x10x365=29200 计算轴承的当量动载荷 p 查表取 ，需有所得的 fa 值验证一下，比值 1 . 1 p k0304 . 0 or c fa 22 023 . 0 cr fa 由表 17-5 得 x=0.40，y=1.40 得， nfayfrxfp p 78