一级齿轮减速器课程设计.doc

机械设计课程设计题 目： 一级圆柱齿轮减速器的设计 专业年级： 机械电子工程10-1 学生姓名： 学 号： 指导教师： 机械工程系完成时间： 2012年 7 月 7 日机械设计课程设计任务书学生姓名： 学号： 专业：机械电子工程任务起止时间：2012年 6月 17日至 2012年7 月7日设计题目：设计带式输送机中的传动装置机械原理课程设计工作内容：一传动方案如下图1所示：1电动机；2V带传动； 3单级圆柱齿轮减速器4联轴器；5带式输送机；6鼓轮；7滚动轴承图1 带式输送机减速装置方案图二、工作条件单向连续平稳转动，常温下两班制工作，空载启动，装置寿命为7年。三、原始数据鼓轮直径d/mm280传送带运行速度V/m/s1.4运输带上牵引力F/N2500四、设计任务：1.减速器装配图一张（A1图纸）2.低速轴零件图一张（A3图纸）3.齿轮零件图一张（A3图纸）2.设计说明书一份在三周内完成并通过答辩。资料：机械原理工程力学机械制图指导教师签字： 年 月 日目 录一、 传动方案拟定3二、电动机选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比5四、运动参数及动力参数计算5五、V带的设计计算5六齿轮传动的设计计算7七、轴的设计计算10八、滚动轴承的选择及校核计算15九、键联接的选择16十、箱体设计16十一减速器附件的选择18十二、润滑与密封19十三联轴器的设计20心得体会20参考文献22带式输送机传动装置的设计摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为45钢（调质），硬度约为260HBW，大齿轮材料为45钢（正火处理），硬度约为215HBW，齿轮精度等级为8级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器计算过程及计算说明一、 传动方案拟定1.1工作条件：运输机工作平稳，单向运转，双班工作，使用期限7年。1.2原始数据：运输带牵引力F= 2500N；传送带速度V=1.4m/s ；鼓轮直径D=280mm 。二、电动机选择2.1 电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2.2 电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×3轴承×齿轮×联轴器=0.95×0.993×0.97×0.99=0.89(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/（1000总）=2500×1.4/（1000×0.89）=3.93KW2.3 确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.4/（×280）=95.49r/min按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ic=37。取V带传动比Iv=24，则总传动比理时范围为I总=624。故电动机转速的可选范围为nd=I总×n筒nd=（624）×95.54=572.942291.76r/min符合这一范围的推荐同步转速有750 r/min 、1460 r/min、1500 r/min。表2.1查出有一种适用的电动机型号、如下表电动机型号额定功率满载转速满载电压满载电流功率因数质量/kWr/minVAKgY112M-4414403808.32.20.82432.4 确定电动机型号：根据以上表选用的电动机类型，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，电动机确定为Y112M-4。其主要性能：额定功率：4KW，满载转速1440r/min，三、计算总传动比及分配各级的传动比3.1总传动比：i总=n电动/n筒=1440/95.49=15.083.2分配各级伟动比：（1） 取齿轮i带=3（V带传动比I1=24合理）（2） i总=i齿轮×i带i齿轮=i总/i带=15.08/35四、运动参数及动力参数计算4.1计算各轴转速（r/min）n电机=1440r/minnI= n电机/i带=1440/3=480(r/min)nII=nI/i齿轮=480/5=96 (r/min)4.2计算各轴的功率（KW）PI=Pd×带×轴承=4.0×0.95×0.99=3.76KWPII= PI×轴承×齿轮=3.76×0.99×0.97=3.61KW4.3计算各轴扭矩（N·mm）TI= 9550×PI/ nI=9550×3.76/480=74.81N·mTII= 9550×PII/ nII=9550×3.61/95.49=361.04N·m五、V带的设计计算5.1.确定计算功率PC由表8-7查得工作情况系数kA=1.2，故Pca=KAPd=1.2×4=4.8KW5.2.选择V带的带型根据Pca、n电机由课本图8-10选用A型5.3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径dd。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度： 在5-25m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带·dd1(1-)=3×90×（1-0.02）=294mm根据表8-8，圆整为dd2315mm。5.4.确定带中心矩和基准长度1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2×500+3.14×（140+315）/2+（315-1002/（4×500）1674.99由表8-2选带的基准长度Ld=1800mm3）按课本式（8-23）计算实际中心距a。aa0+（Ld-Ld0）/2=563mm中心距变化范围为291830mm。5.5.验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）×57.30/a=1800-（315-100）×57.30/5631580>900（适用）5.6.确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=100mm和n电机=1400r/min根据课本表8-4a得P0=1.3KW根据n电机=1440r/min，i带=3和A型带，查课本表（8-4b）得P0=0.17KW。查课本表8-5得Ka=0.94,表8-2得KL=0.95，于是KW2)计算V带的根数z。 圆整为4根5.7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以：应使带的实际初拉力F0>(F0)min。5.8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为综上可知带传动的设计参数如下：选用B型V带传动比i带=3带数Z=4V带额定功率Pr=4.8KW带速：v=7.54m/s基准直径：dd1=100mm，dd2=315mm六齿轮传动的设计计算6.1选定齿轮精度等级、材料及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。2）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（正调制处理）硬度为240HBS。二者材料硬度差为40 HBS。3）选小齿轮齿数。6.2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即(1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×105×PI/nI=95.5×105×4×0.95×0.99/480=74848.125N·mm3)由表10-7选取齿宽系数=14)由课本表表10-6查得材料的弹性影响系数5)由课本图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa；解除疲劳寿命系数Z：按一年工作日，每天计算，6）由课本式10-13算应力循环次数NN1=60nIj=60×480×1×(2×16×7×300)=2.32×109N2=NL1/i齿=2.32×109/3=4.64×108 7）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数 ZN1=0.9 ZN2=0.958）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0H1= ZN1Hlim1/S=0.9×600/1.0Mpa=540MpaH2= ZN2Hlim2/S=0.95×550/1.0Mpa=522.5Mpa 6.3计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入H较小的值=2.32×1.2×101625.4×（3+1）×6712/(3×5152) 1/3=57.73mm 2)计算圆周速度v。v=dd1 nI/（60×1000）=3.14×57.33×480/（60×1000）=1.45m/s因为m/s，故取级精度合适。3）计算齿宽b。b=dd1t=1.0×57.73mm=57.73mm 4）计算齿宽与齿高之比模数：齿高： b/h=57.73/5.4=10.695）计算载荷系数。根据v=1.45m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.12直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。 由b/h=10.69,查图10-13得；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 d1=d1t×(K/Kt)1/3=57.73×(1.59/1.3) 1/3=61.74mm,取62mm。7) 计算模数m。 =d1/z1=61.74/24=2.576.4几何尺寸计算1)计算分度圆直径d1=mz1=24×2.57=62 d2=mz2=120×2.57=3102)计算中心距 3)计算齿轮宽度 取 (4)按齿根弯曲强度设计 由课本公式的弯曲强度的设计公式1）由课本查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。2）计算弯曲疲劳许用应力。 3）取齿形系数由课本查得 图6-40 弯曲疲劳极限应力 bblim：bblim1=490mpabblim2=410mpa弯曲疲劳寿命系数SFmin2=1弯曲许用应力bb1= （bblim1SFmin）YN1=490同理可得bb2=410校核计算bb1=2KT1YFS1=84mpabb1同理可计算bb2=72.7mpabb2故弯曲疲劳强度足够下图为大齿轮的结构图：综上可知，齿轮的设计参数如下：小齿轮分度圆直径：d1=62mm大齿轮分度圆：d2=310mm中心距a=186mm小齿轮齿宽：B1=67mm大齿轮齿宽：B2=62mm模数m=2.5七、轴的设计计算7.1轴的设计计算1、 两轴上的功率P、转数n和转矩由前面的计算已知：PII=3.61kwnII=96r/minPI=3.76 kwnI=480 r/min2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=310mmFtII=2TII/d2=2×359119.76/310=2317NFrII= FtIItan20°=843.28N因已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=62mmFtI=2TI/d1=2×74848.125/62=24144.56NFrI=FtItan20°=8987.90N3、初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调质处理。取C=112，于是得dminII= C（PII/ nII）1/3=112×（3.61/96）1/3=37.52mmdminI= C（PI/ nI）1/3=112×（3.76/480）1/3=22.24mm4、低速轴联轴器的选择可选取弹性柱销联轴器，查机械设计手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，联轴器的孔径d1=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。5.轴的结构设计A、低速轴的设计1)选择轴的材料，确定许用应力选轴的材料为45号钢调质处理。查教材表15-1得，2)轴上零件的同向定位齿轮在箱体中央，轴承对称分布在齿轮两边3)确定各段轴的直径根据轴各段的直径确定原则，轴段1处为轴的最小直径将估算轴作为外伸端直径与联轴器相配。轴段2：要考虑联轴器的定位和安装密封圈的需要故 轴段3：安装轴承轴段4：用于安装齿轮轴段5：齿轮左端用套筒固定，右端用轴环定位轴段6：用轴肩对轴承作轴向固定，用拆卸尺寸来确定轴段7：同一根轴上两轴承型号相同4)轴承的选择初选滚动轴承，故轴承只受径向力作用，用深沟球轴承，选用深沟球轴承6210，轴承宽度最小安装安装尺寸为。故轴承直径取5)确定轴各段的长度：应略小于齿轮的宽度 ：根据轴环宽度确定 ：为保证联轴器不与轴承箱体和轴承端盖的尺寸冲突，从而确定轴段2的长度 =42mm故全轴长为：6)两轴承间的跨度因为深沟球轴承的负反力作用点作用在轴承宽度的中点，故两轴承之间的跨距经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为73.5，故齿轮为居中布置B高速轴的设计1)选择轴的材料，确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理,=，许用应力因为dminI=22.24m，考虑键槽的影响与系列标准，取。2)高速轴的结构设计 下图为高速轴的简图（1）确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。小齿轮直径较小，可做成齿轮轴。两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。小齿轮的两端设置轴肩给挡油环定位。（2）确定轴各段的直径 轴段1的直径为轴的最小直径，故选定；轴段2要考虑到密封圈的安装需要，选择；轴段3为安装轴承，为便于安装应取，且与轴承内径标准系列相符，取（其中选择轴承型号为6210，其尺寸为：，最小安装尺寸为）；段4在小齿轮两侧对称设置的两轴肩处直径为D4=60mm; 第五段轴为齿轮轴，则d5=62mm；D6=D4=60mm，D7=D3=50mm（3）、确定个轴段的长度 轴段4考虑到给挡油环定位，根据草图，可设计 =1.5h=8mm； =8mm 故全长为7.2校核轴的长度1、画出轴的计算简图、计算支反力和弯矩。由轴的结构简图，可以确定轴支点跨距，由此可画出轴的受力简图。水平面支反力FRBX1= FRDX1=（1/2）Ft=(1/2)8987.90=4493.95NFRBX2= FRDX=（1/2）Ft=421.64NL=b/2+H+B/2则=67/2+10+10+15/2=94.5 =62/2+10+10+20/2=94水平面弯矩 MCH1= FRBX1×94.5=424678N·mm MCH2= FRBX2×94=39844.98N·mm垂直面支反力：FFRAZ=806 FRDZ=806垂直面弯矩1MCV2=MCV1= FRBZ×94.5=5432.762MCV1=MCV2= FRDZ×94=108899合成弯矩1=4246782=108899.737.3画出各平面弯矩图和扭矩图7.4、绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec1=MC2+(T)21/2=4246782+(0.6×74848.125)21/2=427045.92N·mm Mec2=MC2+(T)21/2=108899.732+(0.6×359119.79)21/2=241427.58N·mm画出当量弯矩图7.5、校核危险截面C的强度由以上可得 DC1=25.8 DC2=34.8设计直径分别为36mm 62mm该轴强度足够。八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×360×7=40320小时8.1、计算高速轴承（1）已知nI=480r/min (2)计算当量载荷P1、P2（3）选择轴承型号为6008取f P=1根据式PI=fPxFr1=fPx FAY =1.5×(1×217.58)=326.37N8.2轴承寿命计算深沟球轴承=3Lh=106(ftCr/P)/60n根据手册得6210型的Cr=27000NLh1=106(ftCr/ PI)3/60n =106×1×27000/454.04 3/60×480=467300h>33600h预期寿命足够九、键联接的选择根据轴径的尺寸，可选择高速轴与V带轮联接的键为：平键b×h=10×8，长度系列L=80 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 b×h=16×10长度系列L=56 GB1096-79轴与联轴器的键为：键b×h=12×8长度系列L=80 GB1096-79十、箱体设计(1) 窥视孔和窥视孔盖 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来，尺寸设计根据手册第89页。(2) 放油螺塞 减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注，尺寸设计根据手册第90页确定。(3) 油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件，尺寸设计根据手册第85页确定。(4) 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能，尺寸设计根据手册第94页右图确定。(5) 启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整，参考手册第76页选用M10型号的螺钉。(6) 定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置，尺寸参考手册p84确定。(7) 调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用，尺寸参考手册p80确定。(8) 吊环和吊钩 在机盖上装有铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖，尺寸参考手册p86确定。(9) 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，尺寸参考手册p87和p88确定。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚10机盖壁厚110机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度b115机座底凸缘厚度b225地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d115机盖与机座联接螺栓直径d210连接螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d310定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df，d1 d2至凸缘边缘距离C224, 20，16轴承旁凸台半径R114箱座高度H 230外机壁至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m8.5， 8.5轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2十一减速器附件的选择1.观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.542.通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M20×1.53025.4222815463.游标选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420164.油塞dD0LhbDSed1HM18×1.52527153282124.215.825.吊环螺钉dd1Dd2h1lhr1ra1d3abD2h2d1M1614343412283161613416224.562十二、润滑与密封密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑，其尺寸根据手册p87确定。2润滑对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十三联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算计算转矩，其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 501485，选用HL3型弹性柱销联，其额定转矩T=630Nm, 许用转速n=5000r/m ,故符合要求。心得体会十几天的机械原理课程设计结束了，在这次实践的过程中学到了一些除技能以外的其他东西,领略到了别人在处理专业技能问题时显示出的优秀品质,更深切的体会到人与人之间的那种相互协调合作的机制,最重要的还是自己对一些问题的看法产生了良性的变化. 在社会这样一个大群体里面,沟通自然是为人处世的基本,如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会.在实习设计当中依靠与被依靠对我的触及很大,有些人很有责任感,把这样一种事情当成是自己的重要任务,并为之付出了很大的努力,不断的思考自己所遇到的问题.而有些人则不以为然,总觉得自己的弱势.其实在生活中这样的事情也是很多的,当我们面对很多问题的时候所采取的具体行动也是不同的,这当然也会影响我们的结果.很多时候问题的出现所期待我们的是一种解决问题的心态,而不是看我们过去的能力到底有多强,那是一种态度的端正和目的的明确,只有这样把自己身置于具体的问题之中,我们才能更好的解决问题. 在这种相互协调合作的过程中,口角的斗争在所难免,关键是我们如何的处理遇到的分歧,而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中,生活中的很多事情都需要我们有这样的处理能力,面对分歧大家要消除误解,相互理解,增进了解,达到谅解.也许很多问题没有想象中的那么复杂,关键还是看我们的心态,那种处理和解决分歧的心态,因为毕竟我们的出发点都是很好的. 课程设计也是一种学习同事优秀品质的过程,比如我组的同学,人家的确有种耐得住寂寞的心态.确实他在学习上取得了很多傲人的成绩,但是我所赞赏的还是他追求的过程,当遇到问题的时候,那种斟酌的态度就值得我们每一位学习,人家是在用心造就自己的任务,而且孜孜不倦,追求卓越.我们过去有位老师说得好,有有些事情的产生只是有原因的,别人能在诸如学习上取得了不一般的成绩,那绝对不是侥幸或者巧合,那是自己付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同的,这就是一种优良的品质,它将指引着一个人意气风发,更好走好自己的每一步. 在今后的学习中,一定要戒骄戒躁,态度端正,虚心认真.要永远的记住一句话:态度决定一切. 参考文献1、机械设计基础 第2版 2、机械设计课程设计指导书3、工程力学4、机械设计手册 总=0.89P工作=3.93KWn滚筒=95.49r/min电动机型号Y112M-4i总=15.08i带=3i齿轮=5n电机=1440r/minnI=480r/minnII=96r/minPI=3.76KWPII=3.61KWTI=74.81N.mTII=361.04N.m dd1=100mmV=7.54m/sdd2=315mmLd=1800mmZ=4(F0)min =137.75N（Fp）min =1081.75NT1=74848.125N·mmHlimZ1=600MpaHlimZ2=500MpaN1=2.32×109N2=4.64×108ZN1=0.9ZN2=0.95H1=540MpaH2=522.5Mpam =2.5mmdd1=57.73mm d1=62mmd1=62mmd2=310mma=186mmB2=62mmB1=67mmm=2.57mmFtII=2317NFrII=843.38NFtI=24144.56NFrI=8987.90NdminII=37.52mmdminI=22.24m深沟球轴承6210，其尺寸d×D×B=50mm×90mm×20mm轴承预计寿命40320hf P=1Lh1=467300h24