3吨调度绞车全套毕业设计（全套含CAD图纸）
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中国矿业大学本科生毕业设计 第 1 页 一、整体方案设计 品的名称、用途及主要设计参数 本次设计的产品名称是 3 吨调度绞车，调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。 主要设计参数为： 牵引力 T 30 绳速 v 1.2 m/s 容绳 H 500 m 体设计方案的确定 该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。 2 和 4 为两级内啮合传动， 成行星传动机构。 在电动机轴头上安装着加长套的齿轮 过内齿轮 轮 内齿轮 运动传到齿轮 ，齿轮 行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮 大内齿轮 星齿轮自由地装在 2 根与带动固定连接的轴上，大内齿轮 圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 若将大内齿轮 的工作闸闸住，而将滚筒上的制动闸松开，此时电动机转动由两级内啮轮传动到齿轮 由于 被闸住，不能转动，所以齿轮 能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮 轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时 运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮 称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。 A 1 2 3 4 5 6 7 B 中国矿业大学本科生毕业设计 第 2 页 反之，若将大内齿轮 的工作闸松 开，而将滚筒上的制动闸闸住，因滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从 传动系统变为定轴轮系，齿轮 空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现运行和停车。当需要作反向提升时，必须重新按动启动按钮，使电机反向运转。 为了调节起升和下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。 计方案的改进 为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此法的优点是机构中无 多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。 设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。 二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定 丝绳的选择 中国矿业大学本科生毕业设计 第 3 页 根据 8918 1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作 静拉力，按下式确定： d = C s （ 2 式中 d钢丝绳最小直径 C选择系数 12 ，取 C =钢丝绳最大静拉力 N 则由公式（ 2得： d =所以选择钢丝绳直径 d =初选钢丝绳直径 =19.5 型号为： 6 19（ a） 155 丝绳强度校核： 由钢丝绳型号知： 钢丝绳公称抗拉强度为 1550 2N/所以最小钢丝破断拉力总和 138500s 2N/整条钢丝绳的破断拉力为 （ 2 0 1 3 8 5 0 0 117725 2N/式中： 拉力影响系数，取 =全系数m a . 8 820000 所以 5 故所选钢丝绳满足要求。 筒 卷筒的名义直径 0D h d（ 2 式中：0D 按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径 d 钢丝绳直径 中国矿业大学本科生毕业设计 第 4 页 h 与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数 ，因为机构的工作级别为 以取 h =18 定卷筒的宽度 B 初选每层缠绕圈数 z=21 B=12 1 1 9 . 5 4310 . 9 5 式中：1k 钢丝绳排列不均匀系数 选钢丝绳的缠绕层数为 : n=13 算卷筒容绳量 L L = 021n z D d n d k （ 2 =m 式中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k= 确定卷筒直径 钢丝绳的最小缠绕直径 351+66.5 丝绳的最大缠绕直径 D+d+2 ( d2k（ 2 =351+ (13 791.7 中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k=丝绳在卷筒上的平均缠绕直径： m a x m )2 （ 2 =12（ =579.1 卷筒的结构外径： m a x 23D D d 外= 3=908.7 取 08.7 筒厚度： 对铸铁卷筒：厚度 =6351+9= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 5 页 三、 电机的选取： 统的总效率 总 中国矿业大学本科生毕业设计 第 6 页 总 = 1 2 3 4 5 =7 20 . 9 7 0 0 . 9 9 0 0 . 9 8 0=中：1 卷筒上钢丝绳缠绕效率，取1= 搅油效率，取2= 一 级行星轮传动效率，各取3= 七个滚动轴承的效率，各取4= 两级内齿传动效率，各取 5 =速的确定 v = m/s 机的选型 最大功率： P =F v =30 36 机轴上的功率： P = P /总=36/据以上计算，选取电机的参数如下： 型号： 定功率： 55 载转速： 1480 r/率： 堵 转 转 矩额 定 转 矩 = 转 电 流额 定 电 流 = 机的实际输出功率： P=P 电 机 电 机=55 所以该电机符合要求。 四、总传动比的计算及传动比的分配 中国矿业大学本科生毕业设计 第 7 页 传动比的计算 ： 由上面的选型及计算可知： 电机的转速 =1480 r/筒转速 =r/得总传动比为 输 出= 动比的分配 按三 级传动，1 2 3i ii i，因此应进行传动比分配，分配的原则为： 1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触 强度大致相等； 2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量； 3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。 为此，一般取 1 ( 0 . 0 1 0 . 0 6 )i i iq = 22 2 1 1 l i m 2121 1 2 2 l i m 12()()p d a A H p d a A H P H K Kn k K K式中：使用系数。 中等沖击，1行星轮间载荷分配系数，行星架浮动， 6级精度，取1行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动， 8级精度，取2 综合系数。，高精度，硬齿面，取12标 1、 2 表示第一级和第二级传动。 1 查表 163 定1()2()0.7 中国矿业大学本科生毕业设计 第 8 页 则 ： q = 1 12 2= 5 =算 3q = 2 以此值和传动比得 1p= 可知： 3i=i/1i=1i= 2i=i=、 两级内齿圈 传动设计 中国矿业大学本科生毕业设计 第 9 页 轮材料处理工艺及制造工艺的选定 内齿圈的材料为 40质处理，硬度为 62 293 试验齿轮齿面接触疲劳极限 650 2N/ 220 2N/齿轮的加工为插齿，精度为 7级。 定各主要参数 由于属于低速传动，采用齿形角020 ，直齿轮传动，精度为 6级，为提高承载能力，两级均采用直 齿轮传动 。 动比 1i= 第一级 传动齿轮模数 m 模数 1132l i m 11 2 . 1 ( ) Ym m 式中 K 综合系数，齿轮为 7 级精度等级冲击取 K =8 级精度等级中等冲击取 K =击较大、不变位时取较大值。 小齿轮的齿形系数 1T 小齿轮的传动转矩 1 19550 () P 额定功率， 1n 小齿轮转数（一般为第一 级即电机转数） ， / 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按 d 齿宽系数，齿宽 d 的比值。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 10 页 1 9 5 5 0 5 5 3 5 5 ( )1480T N m 则 31 23 . 4 2 . 4 3 5 5 3 . 63 4 0 2 0 0 . 8m 取圆整 m =4 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 分度圆的压力角： 20n t a n t a n / c o 齿顶高系数 ： *1a 纵向间隙系数 *1 0 *1 c o 模数 m 的选取 m =4 齿轮接触疲劳强度计算 小轮 分度圆直径1d，由下边公式 2 131 2 ( 1 )() Z K T 齿宽系数 d 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置d=轮齿数 1z 取 1z =27 大轮齿数227=数比 u u =21/5/27 传动比误差 / /= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 11 页 小轮转矩1619 1 0 / 0 55/1480 =354899 载荷系数 K K K K 使用系数，查表取 动载系数，查表取 齿间载荷系数，由表取 齿间载荷分布系数，查表取 荷系数 K K K K=1 料弹性系数由推荐值 则 Z= 131 2 ( 1 )() Z K T = 23 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 7 2 1 . 4 5 3 5 4 8 9 9 ( 2 . 7 7 1 )()5 7 7 0 . 8 2 . 7 7 =齿轮模数 m m =11/7=取圆整 m =5 小轮分度圆直径 1d 1d =15 27=135 圆周速度 v v =11 / 6 0 0 0 0 1 3 5 1 4 8 0 / 6 0 0 0 0 取 v =( ) / 2m z z=5（ 27+75） /2=255 齿宽 b b =1135=108 大齿轮齿宽 2 中国矿业大学本科生毕业设计 第 12 页 小齿轮齿宽12b+（ 5 10） =115 分度圆直径 2d=25 5=375 基圆直径 2d 375 352 齿顶圆直径 22m d式中 *222当 *， =20 时 75 =1 22m d=3751 5+1=366 齿根圆直径 2 *2 2 ( )d h c m 2375+2（ 1+ 5=382.5 全齿高 221 ()2 d d=12 （ 366） =中心距 211 ()2a z z m=12（ 75 5=120 轮强度校验 ）齿面接触疲劳强度 计算接触应力H由公式（ 5齿面接触应力的基本值0H0H=11 Z Zd b u 2N/ =1 2 7 7 6 . 1 6 2 . 7 9 11 3 5 1 0 8 2 . 7 9=N/ 中国矿业大学本科生毕业设计 第 13 页 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 b 工作齿宽， 取 b =108 1d 小齿轮分度圆直径，取1d=144 u 齿数比， u =cZ/5/27 =Z 节点区域系数，取 =0，查图 6 =Z 弹性系数，查表 16 重合度系数，查图 16 Z = 螺旋角系数，直齿 =0，取 Z =1， 由公式（ 5接触应力HH=0H A v H H H K K K2N/= 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 1 2 1 . 1 0 1 . 2 = 2N/ 式中 使用系数，中等冲击，查表 16 取动载系数， 6级精度，查表 16取K 计算接触强度的齿向载荷分 布系数，取K 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 1 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数 ,查表 17H 计算齿面接触应力的基本值， 中国矿业大学本科生毕业设计 第 14 页 许用接触应力P=l i mm i v R Z Z Z 2N/ 式中： 试验齿轮的接触疲劳极限，取1400 2N/计算接触强度的最小安全系数，取Z 计算接触强度的寿命系数，取Z 润滑油系数，取 工作硬化系数， Z =1.1 速度系数，取Z 粗糙度系数，取尺寸系数，取 则 1 4 0 0 1 . 0 3 1 . 0 6 0 . 9 0 5 0 . 9 6 1 . 1 1 11 . 2 5 =N/故 H910 按图 16取 润滑油系数， v =m/s, 查表 18中型极压油 50v=150 610 2/150 2/ 工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图 16 Z =1 速度系数，查图 16Z 粗糙度系数，按 8，m，10023 1002=32 0 02 6 8 尺寸系数， m 轴截面 A 疲劳强度足够。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 46 页 (1)确定危险截 面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 (2)校核危险截面的安全因数 m a . 1 5W =中：s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 4875 W 抗弯截面系数， W =3m m a . 5 3 1 0 =2）转矩作用时的安全因数 m a 8 7 =中：s 40材料切应力屈服点，查表得： s=550 =330 工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则T =2 中国矿业大学本科生毕业设计 第 47 页 W 抗弯截面系数， W =6310 m m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p 3 . 5 6 1 0 3）截面 2 2 2 28 . 0 7 4 8 . 0 38 . 0 7 4 8 . 0 3= 为 550750 =以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中在 的受力分析 见（图 1 4 7 9 N a 求支 反力 设由于力0支反力分别为0 易求得 001 5 0 1 0 01 5 0 4 0 0 1 5 0 1 0 0 =25020800= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 48 页 C 0 0 0R =20 b 作弯矩和转矩图 由于0 00 0 . 5 5 6 . 2 5 0 . 5 5 k N . =作转矩图（如图 1 1按当量弯矩计算轴径 按插值法查表得 : 1 =72 0 =124 根据公式计算 A 截面轴径 22 2233611 0 ( ) 1 0 2 4 3 7 . 5 ( 0 . 5 8 4 7 9 . 3 2 )7 2 1 0 = m =(考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10=72124=在结构设计时 ,取 d =90满足强度要求的 . 中国矿业大学本科生毕业设计 第 49 页 4 7 9 . 3 2 N . 3 0 4 6 . 9 N . 4 . 6 8 7 K 2 5 K 2 0 . 3 1 3 K . 3 - . 3 - . 3 - . 3 - (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上 面 截面 中国矿业大学本科生毕业设计 第 50 页 (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上面 截面 (2)校核危险截面的安全因数 1）弯矩作用时的安全因数 由于该轴转动，弯矩起对称循环变应力，根据表中弯矩作用时的安全因数为 1 3502 . 6 5 2 4 8 . 0 6 0 . 3 4 00 . 9 1 0 . 6 8 = 中：1 40弯曲对称循环时的疲劳极限，由 前知1=350 弯曲应力幅 =63 4 3 7 . 5 . 5 3 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 9 0 1 0 7 1 . 5 3 1 0 3 2d m 弯曲平均应力，m=0 K 扭转有效应力集中因数，按配合 =以 取 K= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 51 页 表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 = 尺寸因数，查表可得 = 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =）转矩作用时的安全因数 考虑到机器运转时不均匀引起的惯性力和振动的存在，转矩引起的切应力视为脉动循环变应力，转矩作用时的 安全因数为 1 2001 . 8 9 1 . 6 8 0 . 2 1 1 . 6 80 . 9 1 0 . 7 4 =中：1 40抗扭的疲劳极限，由前知1=200 切应力幅 =64 7 9 . 3 2 1 4 3 . 0 6 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 9 0 1 0 1 4 3 . 0 6 1 0 1 6d m 平均切应力，m=m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p 3 . 5 6 1 0 =K 正应力有效应力集中因数，按配合 =以 中国矿业大学本科生毕业设计 第 52 页 取 K= 表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 = 尺寸因数， 查表可得 = 材料扭转时的平均应力折算因数，查表可得=）截面 2 2 2 21 . 7 2 3 9 . 4 61 . 7 2 3 9 . 4 6= 表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数 轴截面 (1)确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 (2)校核危险截面的安全因数 m a . 1 1W =中： s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 中国矿业大学本科生毕业设计 第 53 页 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 6875 W 抗弯截面系数， W =3m m a . 5 3 1 0 =2）转矩作用时的安全因数 m a 8 7 =中： s 40材料切应力屈服点，查表得： s =0.6 s =550 =330 工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则T =2 抗弯截面系数， W =6310 m m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p 3 . 5 6 1 0 3）截面 2 2 2 25 . 7 2 4 8 . 0 35 . 7 2 4 8 . 0 3= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 54 页 因为 550750 =以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 由以上的计算可知：主轴的强度满足要求。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 55 页 八、行星轴的结构设计和校核 星轴 构设计 行星轴的结构设计见（图 图 行星轴材料 选用 40调质处理，可查得材料力学为： b=750 s=550 350 1=200 的受力分析 结合轴的受力情况，轴的受力分析（图 a、求支反力 在水平面内受力情况分析，（图 轴在 所受的圆周力方向向上的力为 =2 中国矿业大学本科生毕业设计 第 56 页 由受力平衡条件容易求出： 4 7 . 5 4 7 . 5 3 0 4 3 . 7 84 2 . 5 4 7 . 5 9 0A Z = Z F= 所以 0 . 0 4 2 5 0 . 0 4 2 5 1 6 0 6 . 4 4B A =b、轴的弯矩图 由轴的受力分析可得轴的弯矩图 (图 当量弯矩计算轴径 按插值法查表得 : 1 =72 0 =124 根据公式计算 A 截面轴径 22 2233611 0 ( ) 1 0 1 9 1 . 7 ( 0 . 5 8 0 )7 2 1 0 = m =(考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10=72124=在结构设计时 ,取 d =45满足强度要求的 . 的疲劳强度安全因数校核计算 (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图）、应力集中和轴的结构尺寸知，截面 截面 B 进行校核计算。 (2)校核危险截面的安全因数 中国矿业大学本科生毕业设计 第 57 页 因为行星轴为心轴，所以它的安全系数为： 1 350( ) ( 2 . 6 5 2 0 . 3 4 ) 7 . 6 3S K =中： 1 40弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知1=350 弯曲应力幅 =66 8 . 2 7 9 4 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 4 5 1 0 8 . 9 4 6 1 0 3 2d K 正应力有效应力集中因数，按配合 =以 取 K= 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得=表知当载荷确定较精确， 材料性质较均匀时，许用安全因数 该轴截面 B 疲劳强度足够。 的表强度安全因数校核计算 1、确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 中国矿业大学本科生毕业设计 第 58 页 2、校核危险截面的安全因数 m a . 2 6 3W =中： s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 W 抗弯截面系数， W =3m m a 6 . 5 4 9 4 6 1 0 =所以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 星轴 校验 径 d =45星轴材料 选用 40调质处理，可查得材料力学为： b=750 s=550 350 1=200 的受力分析 结合轴的受力情况，轴的受力分析（图 a、求支反力 中国矿业大学本科生毕业设计 第 59 页 在水平面内受力情况分析，（图 轴在 =2 由受力平衡条件容易求出： 6 8 . 5 6 8 . 5 1 1 1 8 5 . 8 87 5 6 8 . 5 1 4 3 . 5A Z = Z F= 所以 最大 0 . 0 7 5 0 . 0 7 5 5 9 3 9 . 6 0B A = b、轴的弯矩图 由轴的受力分析可得轴的弯矩图 (图 按插值法查表得 : 1 =72 0 =124 根据公式计算 A 截面轴 径 22 2233611 0 ( ) 1 0 4 4 5 . 4 7 ( 0 . 5 8 0 )7 2 1 0 = m =39.6 (考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10=72124=在结构设计时 ,取 d =55满足强度要求的 . 中国矿业大学本科生毕业设计 第 60 页 . 3 - . 3 - . 3 - 的疲劳强度安全因数校核计算 (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图）、应力集中和轴的结构尺寸知，截面 B 属于危险截面，取截面 (2)校核危险截面的安全因数 中国矿业大学本科生毕业设计 第 61 页 因为行星轴为心轴，所以它的安全系数为： 1 350( ) ( 2 . 6 5 2 0 . 3 4 ) 2 7 . 2 7S K =中： 1 40 弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知1=350 弯曲应力幅 =64 4 5 . 4 7 . 3 3 4 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 5 5 1 0 1 6 . 3 3 4 1 0 3 2d K 正应力有效应力集中因数，按配合 =以 取 K= 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因 数 轴截面 的表强度安全因数校核计算 1、确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 中国矿业大学本科生毕业设计 第 62 页 2、校核危险截面的安全因数 m a . 5 5W =中： s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 W 抗弯截面系数， W =3m m a 0 . 9 4 . 3 3 4 1 0 =所以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 由以上计算可知： 行星轴的强度满足要求。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 63 页 九、 行星架结构设计 星架形式的确定和材料的选定 行星架是行星传动中结构比较复杂的一个重要零件，也是承受外力矩最大的零件。它有三种基本形式：双壁整体式、双壁剖分式和单臂式。因为本设计中传动比较大， ()， 所以行星轮轴承安装在行星轮内，采用双壁整体式行星架（如图 种型式的行星架结构刚性大，受载变形小，因而有利于行星轮上载荷沿齿宽方向均匀分布，减少振动和噪声。 行星架材料常用 于铸钢件废品率高，浪费大，很不经济。现采用球墨铸铁 量轻，离心力小，噪声也小，既降低了成本，又不影响机构性能，且其它性能也有所提高。 星架的技术要求 1、中心距极限偏差星架上各行星轮上的轴孔与行星架基准轴线的中心距偏差会引起行星轮径向位移，从而影响齿轮传动侧隙，且当各中心距偏差的数值和方向不同时，要影响行星轮轴孔距相对弦距误差的测量值，因而影响行星架的均载。一般要求控制其值在 间。由中心距的基本数值和 齿轮精度等级查表得： 对高速级 对低速级 2、相邻行星轮轴孔距偏差须严格控制。分度误差又取决于机床和工艺装配的精度。 3 1000L 高速级 143331 0 0 0 1 0 0 0L = 取 速级 192331 0 0 0 1 0 0 0L = 取 中国矿业大学本科生毕业设计 第 64 页 图 、行星轮轴孔对行星架基准线的平行度公差。 X 方向轴线平行度误差 25， Y 方向轴线平行度误差12 4、行星架的偏心误差据其中心距的极限偏差般取 12于高速级 以取5 速级 8 、静平衡试验 为了保证传动装置的运转的平稳性，对行星架时行静平衡。不平衡力矩应小于 中国矿业大学本科生毕业设计 第 65 页 十、轴承及校核 心滚子轴承 行星轴直径 d =45 了无多余约束的均载机构的需要，其上调心滚子轴承选用代号为 22209c 的轴承。其主要参数为 : d =45 D =85 B =23 73.2 610 )60c (10 式中：10以小时数（ h）表示轴承的基本额定寿命（可靠度为 90%） n 轴承工作转速， r/C 基本额定动载荷， N P 当量动载荷， N 寿命指数，对滚子轴承 =103由于该轴承轴向受力可忽略不计，只受径向载荷，所以 P = 18 1 8 1 4 8
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