毕业设计(论文)-绞盘机的减速机构设计(全套图纸)

毕业设计说明书（2009 届）（绞盘机的减速机构设计）1目录中文摘要 I英文摘要……………Ⅱ前言 71绞盘机的主要参数设定 81.1结构的设定 82绞盘机的主要参数计算 92.1牵引力的确定 92.2钢丝绳的设定 93少齿差行星轮的设计计算 103.1少齿差行星轮传动条件 103.1.1行星传动的条件 103.1.2传动形式选择 113.2材料、性能选者、热处理及齿形要求 123.2.1材料的设定 123.2.2齿型的设定 123.2.3传动比的分配 133.2.4齿轮几何计算 144齿面疲劳强度校核 185齿轮联轴器的设计 196行星架的结构设计 217行星轴的强度计算 218出轴的强度校核及涨套的选择 229润滑装置及散热计算 259.1行星齿轮减速器的润滑特点及润滑剂的作用 259.2行星齿轮减速器的润滑油分类 259.3行星齿轮减速器的润滑油的选择 2510入轴花键强度校核 26小结 262参考文献 273绞盘机的减速机构设计摘要绞盘机具有轻型化。适应性强。通用性好、高效率、低能耗等特点，是目前国内实用的一种木材生产机械。在使用情况调查的基础上对绞盘机性能进行分析，对问题提出改进意见。关键词绞盘机减速机构性能分析改进设计4CSMthitsportability,higherefficiencyandlrconsurn,nchisakindofidenalandpracticalloggingoperationconditions.theauthorpresentsssuggestionstosolvetheprobleinthenchusedyder nch;ductor;Functionanalyzing;Iovingdesign5前言渐开线行星齿轮与普通定轴齿轮相比具有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪音小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点，通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴，这些从动轴角速度的关系在工作时可变化。目前行星轮系随着科学技术迅速发展，行星传动已被广泛应用于矿山、水泥、汽车、起重、机床、化工、电力、纺织、仪器仪表、食品等机械上。在世界上的工业发达国家，如：俄国、日本、美国、德国等，对行星齿轮传动的研究、生产和应用十分重视，形成了一套完整的体系。我国起步较晚，与国外对比有不小的差距。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。在第一代通用硬齿面齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器系列产品的基础上，由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥——圆柱齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器业已投方市场。新一代减速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。此外，南京高精齿轮股份有限公司也推动了系列的模块式齿轮减速器系列产品。但总体而言，国内同外减速器系列产品的开发及更新工作近几年进展缓慢，与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。而且与市场的需求也很不适应，西安重型机械研究所及国内其他单位今年已着手开始这方面的开发级标准化工作。在通用减速器的制造方面，国内目前生产厂家数目众多，如对各种类型的圆柱齿轮机圆锥——圆柱齿轮或者齿轮——蜗杆减速器系列产品，国内主要厂家有南京高精齿轮股份有限公司、宁波东力传动设备有限公司、江阴齿轮箱制造有限公司、江苏泰星减速器有限公司、温州市旭鑫传动机械制造有限公司山西平遥减速机厂等。对象蜗杆减速器，目前国内主要生产圆弧圆柱蜗杆减速器、锥面包络圆柱蜗杆减速器、平面二次包络环面蜗杆减速器等多种类型，主要生产厂家有温州市旭鑫传动机械制造有限公司、首钢机械制造公司、杭州减机厂等，对各种通用行星齿轮减速器、包括标准的NGW系列行星齿轮减速器，也包括各类回转行星减速器及封闭式行星齿轮检录其等，主要生产厂家有荆州巨鲸动机械有限公司、洛阳中重齿轮箱有限公司、西安重型机械研究所、石家庄科一重工有限公司、6内蒙兴华机械厂等。在各类专用传动装置的开发机制造方面，国内近几年取得的明显的进展，如重庆齿轮箱有限责任公司生产的型磨机边缘驱动传动装置，其最大功率已达46吨，生产的1700热连轧主传动齿轮箱子的最大模数为30，重量达180吨。由杭州前进齿轮箱有限公司生产的70/76型1.2万吨及装箱船用齿轮箱，传动功率已达轮股份有限公司及重庆齿轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达3800KW，由西安重型机械研究所、洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机械有限公司等开发制造的重载行星齿轮箱系列产品在矿山、冶金、建材、煤炭及水电等行业也都得到了广泛应用，其中西安重型机械研究所开发的水泥行业辊压机悬挂系列行星齿轮箱的输入功率已达1250KW，用于铝造轧机的行星齿轮箱有司责任公司、杭州前进出论箱有限公司、西安重型机械研究所开发的风力发电增速箱系列产品也逐步取代进口产品，广泛应用于国内风电行业。在大型齿圈的制造方面，国内目前最大直径为9.936米，净重达80吨的齿圈已由中信重机制造完成，并用于武钢集团年产500万吨氧化球生产线，至此用于大型烧结机、磨机、回转窑的大型驱动装置以及用于转炉及烧结设备的大型柔性传动装置国内均可圈套供货，而无需再行进口。1.绞盘机的主要参数设定71.1结构的设定根据设计要就此绞盘机的输出拉力为900KG。行星轮的外圆最大为其主要由发动机、减速器、自锁器、离合器、滚筒、钢丝绳和机架等部分组成。减速器由少齿差行星轮传动组成。自锁器由拉杆和少齿差行星轮的活动内齿圈组成，起到滚筒发转自锁的作用，离合器采用拉杆上的花键与少齿差行星轮的活动内齿圈脱离、啮合的拉杆式。这样通过少齿差行星轮减速器达到了减少轴向间距的效果，使结构简单紧凑，抗冲击强。绞盘机的工作原理是：绞盘机的发动机的输出轴上套一个中空齿轮作为太阳轮，通过少齿差行星轮减速器、花键拉杆吧动力传递给滚筒，由滚筒带动钢丝绳进行牵引工作。其传动系统如图1-1所示。传动关系：发动机--少齿差行星轮减速器—拉杆—滚筒。121234567图1-1 绞盘机传动原理图1.发动机 2.太阳轮 3.内齿圈 4.外齿圈 5.拉杆花键 6.滚筒 7.拉杆 8.行星轮组2. 绞盘机的主要参数计算82.1牵引力的确定微型绞盘机主要用于林区采集索道的横向小集中，人工林的抚育伐和代替人力、畜力集采作业。微型绞盘机还可以用于索道的安装架设。故微型绞盘机的牵引力计算于作业林木有很大的关系。axq(i)r N （2-1）33式中：q-绞盘机每趟拖集量,m;原条移动阻力系数，其值为0.6—0.8；i-集材坡度千分数，上坡取正值，下坡取负值；r-新伐木材的比重，kg/m,其333值为1200kg/m。3绞盘机每趟拖拉量为0.06m；逆坡150集材，w取0.7。故绞盘机的最大牵引力T=893kg。2.2钢丝绳的设定钢丝绳运动速度：Umix （2-2）式中：N—发动机的功率；此绞盘机采用的发动机为自造，功率为3kg。故x=0.。钢丝绳的直径：n×x式中：Tb—钢丝绳的破断拉力；n—绞盘机集材工况下的安全系数，其值一般取2；故符合条件的钢丝绳直径为4到-1）dk （2-3）式中：c—由钢丝绳用途和工作制度决定，轻型的绞盘机为（18—20）；dk—钢丝绳直径，其值为滚筒转速：n=50×F/π转/分 （2-4）总转动比：i总=n1/n式中：n1—发动机的最大转身，其值为1000转/分，故总传动比为20。根据以上过程得出的绞盘机主要参数是:绞盘机的最大输出拉力T=893kg,钢丝绳的最大运动速度。钢丝绳直径滚筒直径滚筒转速为50转/分，总转动比为20。3.少齿差行星轮的设计计算93.1少齿差行星轮传动条件3.1.1行星传动的条件行星齿轮传动效率是此种传动装置的重要性能之一，行星传动各齿数不能随意选取，必须根据行星传动的特点，满足一定条件，才能进行正常传动。这些条件是：1.传动比条件(1)Hbia1-iab1zb/za （3-1）Hbbzb(ia-1)zab(2)NW型的传动比条件biagzb/zazfzazfgzb)/zazf （3-2）b(3)型、N型的传动比条件iba1-zgzb/zazf(zazf-zgzb)/zazf （3-3）2.邻接条件在行星传动中，为了提高承载能力，减少机构尺寸，并考虑到动力学的平衡问题，常在太阳轮与内齿轮之间均匀、对称地布置几个行星齿轮。为使相邻两个行星齿轮不相互碰撞，要求其齿顶圆之间有一定的间隙，邻接条件。设相邻两个行星轮中心之间的距离为L。最大行星轮齿顶圆直径为dag，则邻接条件g。即 2aagsinπg （3-4）式中：np—行星轮数目；aag—a-g啮合副中心距；dag—行星轮g齿顶圆直径。相邻两行星轮间充许的最小间隙值可取：（L-dag）mi5m （3-5）可得出按邻接条件所充许的行星轮数目：/arcsin(rag/aag) （3-6）3.同心条件行星传动装置的特点为输入与输出轴是同轴线的，即各中心轮的轴线与行星架轴线是重合的。为保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合，由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等，称之为同心条件。10设a-g啮合副中心距aag，g-b啮合副实际中心距agb，依同心条件，各对相互啮合齿轮的中心距应相等，即agb （3-7）对非变位、高度变位、等啮合角的角度变位，中心距a2±z1），式中“+”号用于外啮合，“-”号用于啮合。因行星传动中通常各齿轮模数都是相同的，故依（3-7）和上式得：zazgzb-zg （3-8）但选择齿轮齿数时往往难以同时满足传动比和同心条件，这就需要进行角变位。对于zag/cosαag=zb-zg/cosαgb （3-9）式中：αag、αgb—分别为a-g、b-g啮合副的啮合角。4.装配条件一般行星传动中，行星轮数目大于1。要使几个行星轮能均与装入，并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为装配条件。见图，当行星轮个数时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后，两个中心轮的相对位置就被决定了。若再要转入其他行星轮，就必须满足一定的条件。相邻两行星轮所夹的中心角为2π/np。设第一个行星轮g1在位置1转入并与两中心轮啮合。然后将行星架H顺时针转过2π/np角度。即让g1转到位置Ⅲ。在这期间，中心轮a转过的角度由传动比确定。也就是说中心轮a转过的角度必须为其周节所对的中心角的整倍数zb/np整数 （3-10）综上所述：一个行星轮传动机构的设计要满足传动比条件，邻接条件，同心条件，装配条件这4个条件。3.1.2传动形式选择根据设计输入参数：1.工作扭矩：378Nm。2.最大扭矩：540Nm。3.转速范围：0.2-2.5r4.减速机速比：50:111按传动比为，根据《漸开线齿轮行星传动的设计与制造》P38表4-1先选用行星轮个数np3。行星轮数34512.7行星轮数34512.75.774.1ib)Z12.86.074.32采用一级NGW少齿差行星齿轮传动机构。3.2材料、性能选者、热处理及齿形要求3.2.1材料的设定在考虑到轮齿强度方面的要就而有不增大传动的尺寸和重量时，若承载能力取决于齿面接触强度，则各轮齿数取较多齿数的组合方案是合理的；若承载能力取决于齿根弯曲强度，则各轮齿数取较少齿数的组合方案是适宜的。行星传动中，小齿轮的最大齿数x应保证齿轮有足够的弯曲强度。小齿轮的硬度等于或大于齿轮的硬度。硬度是整体热处理的硬度，60HRC是轮齿表面硬度。行星传动中小齿轮最小齿数n，对于硬度小于的软齿面，推荐n≥17；硬度大于的硬齿面，推荐n≥12。故根据绞盘机的工作扭矩和最大扭矩先选取材料：太阳轮和行星轮的材料为20Cr，渗碳淬火回火处理，表面硬度齿面接触疲劳极限： σli1450/2，齿根弯曲疲劳极限：太阳轮σli485/2，行星轮σli349/2，内齿圈材料为A，氮化。接触应力极限为，弯曲应力极限。3.2.2齿型的设定齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿，6级精度；内啮合最终加工为插齿，7级精度。为提高齿轮承载能力，采用变位齿轮传动。3.2.3传动比的分配按行星齿轮传动机构传动条件齿面接触等强度的原则进行传动比的分12配。取系数λ2（活动内齿圈分度圆直径d2与内齿轮分度圆直径d2之比,一般λaI4，φaII7，σiiI，其余见下表代号名称说明取值使用系数按中等冲击1.5行星轮间载荷分配系数按《齿轮手册》表7.3-71.1I1.05综合系数按《齿轮手册》表7.3-41.8I由《齿轮手册》可知，q值为nPIInqn

)(daII)(( )

KKHPI H IKKK K

2HlimII2HlimI

23x0.7x1.1x1.8x1350223x0.4x1.05x1.8x13502

1.834PI daI

HPII

H IIq3 1.834X1.23 3.17由此查《齿轮手册》图7.2-9，得75，则i1 1

1 5.75

6.75按传动比，同心，装配和邻接条件的关系选用各齿数太阳轮齿数Z nPC 3X22 10a 取C=22（整数）iI 6.75内齿圈齿数

(iI10X(6.75 57Z)行星轮齿数Z)'bZC 0.5X(Z'b

0.5X(57

10)

22.5

取zzanM a bpzzan

10 233

11整数，满足装配条件13高速级太阳轮传递扭矩为：T=540/50=10.一对啮合副传动转矩：

T T KP1nP1

540X1.153

207N.mT K1 AKHPKH(T K1 AKHPKH(U (2dlimIU)td则模数m

dZ14.20Za

1.42

取51aa m (za2

1Z)cX1.5X(10Z)c2

23)

24.75取a同理求出其他参数列于下表实际总传动比50（速比误差0.22％）级别第一级中心距253.2.4齿轮几何计算齿轮几何参数ac传动变位系数之和1.197齿轮变位系数xa0.565内齿圈变位系数几何参数计算工艺行星轮分度圆直径xbd0.632滚齿33端面压力角at200行星轮顶高ha2.152太阳轮齿根高hf1.027内齿轮根高hf2.82314行星轮齿高h3.079太阳轮齿顶圆直径da19.104内齿轮顶圆直径da82.96行星轮齿根圆直径df31.146ac传动端面重合度1.11ac传动纵向重合度0ac传动总重合度1.11太阳轮当量齿数10内齿圈当量齿数51太阳轮公法线长度w7.432行星轮公法线长度w16.609内齿轮圈公法线长度35.036行星轮弦齿厚3.042太阳轮弦齿厚2.954内齿圈弦齿厚1.666查齿刀变位系数x00内齿圈量柱测量距m0cb传动变位系数之和0行星轮变位系数变位系数优化方式太阳轮分度圆直径xcd0.632自动优化15内齿圈分度圆直径d84太阳轮齿顶高ha2.052内齿轮齿顶高ha0.52行星轮齿根高hf0.927太阳轮齿高h3.079内齿轮齿高h3.348行星轮齿顶圆直径da37.305太阳轮齿顶圆直径df12.945内齿圈轮齿顶圆直径df89.64515cb传动端面重合度1.547cb传动纵向重合度0cb传动总重合度1.547行星轮当量齿数22太阳轮跨测齿数k2行星轮跨测齿数k4内齿圈跨测齿数k8太阳轮弦齿厚2.199行星轮弦齿厚2.223内齿圈弦齿厚0.517齿轮精度计算精度等级

7-7-7太阳轮公法线长度下偏差 -0.14行星轮公法线长度下偏差 -0.14内齿圈公法线长度下偏差 0.14太阳轮齿厚下偏差

-0.168行星轮齿厚下偏差

-0.168内齿圈齿厚下偏差

-0.168行星轮齿距累积公差 0.036太阳轮齿圈径向跳动公差 0.036内齿圈齿圈径向跳动公差 0.036行星轮径向综合公差 0.05太阳轮齿形公差 0.011内齿圈齿形公差 0.01116行星轮齿距极限偏差0.014太阳轮基节极限偏差0.013内齿圈基节极限偏差0.013行星轮-齿径向综合公差0.02太阳轮公法线长度变动公差0.028内齿圈公法线长度变动公差0.011行星轮齿向公差0.017中心距极限偏差0.017太阳轮公法线长度上偏差-0.084行星轮公法线长度上偏差-0.084内齿圈公法线长度上偏差0.084太阳轮齿厚上偏差-0.112行星轮齿厚上偏差-0.112内齿圈齿厚上偏差0.084太阳轮齿厚上偏差-0.112行星轮齿厚上偏差-0.112内齿圈齿厚上偏差-0.112太阳轮齿距累积公差0.028内齿圈齿距累积公差0.045行星轮齿圈径向跳动公差0.036太阳轮径向综合公差0.05内齿圈径向综合公差0.05行星轮齿形公差0.011太阳轮齿距极限偏差0.01417内齿圈齿距极限偏差0.014行星轮基节极限偏差0.013太阳轮-齿径向综合公差0.02内齿圈-齿径向综合公差0.02行星轮公法线长度变动公差0.028太阳轮齿向公差0.011内齿圈齿向公差0.0114.齿面疲劳强度校核m高速级外啮合接触疲劳极限应力()σim=1450.001450.00许用接触疲劳应力()σ=1450.801450.80计算接触应力()σH=971.38971.38接触强度安全系数1.1.SH=1.491.49弯曲疲劳极限应力()σim=400.00280.00许用弯曲疲劳应力()σ=800.00560.00计算齿根弯曲应力()σF=245.20229.75弯曲强度安全系数SF=3.262.44高速级内啮合接触疲劳极限应力()σim=1450.00750.00许用接触疲劳应力()σ=1381.72794.56计算接触应力()σH=414.44414.44接触强度安全系数1.2.SH=3.331.92弯曲疲劳极限应力()σim=280.00255.00许用弯曲疲劳应力()σ=560.00510.0018计算齿根弯曲应力()σF=213.26209.17弯曲强度安全系数1.3.SF=2.442.635. 齿轮联轴器的设计齿式联轴器是由齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。外齿分为直齿和鼓形齿两种齿形，所谓鼓形齿即为将外齿制成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对于直齿联轴器），可改善齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。有角位移时沿齿宽的接触状态。齿式联轴器在工作时，两轴产生相对角位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率消耗，因此，齿式联轴器需在有良好和密封的状态下工作。齿式联轴器径向尺寸小，承载能力大，常用于低速重载工况条件的轴系传动，高精度并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动，如燃汽轮机的轴系传动。由于鼓形齿式联轴器角向补偿大于直齿式联轴器，国内外均广泛采用鼓形齿式联轴器，直齿式联轴器属于被淘汰的产品，选用者应尽量不选用。为了实现基本构件的浮动均载，改善轮齿受力状态，提高浮动灵敏性、强度和寿命，此减速器采用鼓形齿式联轴器。根据结构尺寸和内齿加工工艺要求，初定5，z=38，（以下公式来源《机械设计手册（轴及其连接）》P71）a 计算载荷MMff1MMffT 1 2f1Tmaxf1 2f1540/5.55x1.5x0.851=763kgf.cmb接触应力19M3TdKM3TdK763/15.23763/15.23256gfcm3c 核算强度条件]K由《鼓形齿联轴器的设计及计算》表3查[ 315gfcm3]K[]K k[]故强度满足式中：MT——计算转矩kgf.cM——输入转矩kgf.cm；140000Kgcmf2Tmaxi

工况系数取1.5；偏载系数0.85；减速器输出转矩kgf.cm；减速比5.55；k计算应力值kgf/cm3；k3 3[k]d

需用应力值kgfcm3150gfcm渗氮钢鼓形齿分度圆直径c15.2cm（按mT计算载荷MT

112M f f12f1Tmaxf1 2f1540/5.55x1.25x0.851M3Td=915kgfM3TdK接触应力K

550915/15.23915/15.23286kgfcm3

[K]

315kgf/cm3

能满足强度要求）20模数m1.5齿数Z38齿宽b45内齿轮齿顶高系数ha*0.8外齿轮齿顶高系数ha*0.95内齿分度圆直径d1外齿分度圆直径d284内齿齿根圆直径df1外齿齿根圆直径df282内齿齿顶圆直径da182外齿齿顶圆直径da26．行星架的结构设计行星架是行星传动中的主要构件之一，行星轮轴或轴承就装在行星架上。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件。行星架的结构设计和制造对各行星轮间的载荷分配以至传动装置的承载能力、噪音和振动等有很大的影响行星架的合理结构应该市重量轻、刚性好、便于加工和装配。其常见结构型式有双壁整体式，双壁分开式和单壁式3种。双壁整体式行星架结构钢性比较好，此行星减速器采用铸造的方法(结构如图6-1)，并选用双壁整体式结构，材料选用双壁整体式行星架的两个壁，通过中间的连接板联接在一起，连接板的数量和尺寸与行星轮数有关。两侧板壁厚，当不装轴承时可按经验选取：0.25-0.3)a, 0.2-0.3)a。应比行星轮外径大10mm以上，连接板内圆半径按85-0.5。故此绞盘机的行星架的基本尺寸参数为：a7.行星轴的强度计算21行星轴1太阳轮： /np=1.1x1450/3=532Nm圆周力：tca1000·1/ra1000x532/4511822N径向力：Frtcaca·tgan/cosβ=4303N作用在齿轮上或轴上的力：Rxa=ca a=ca行星轮：=23x532/10=1223Nm圆周力：Ftaccabc=11822N径向力：Fracca·tgan/cosβbc作用在齿轮上或轴上的力：Rx‘c≈2Ftac=23644N‘c弯矩Rx‘c·L/2=23644x50=1182200Nmm弯曲应力：σ//0.1d354[σ-1]70pa8.出轴的强度校核及涨套的选择22根据现场安装方式，出轴用轴φD外14m校核：Τt/T≈9550000·/0.2（1-β

4·n·d332〈[Τt]40 强度满足——扭转切应力，单位为；T——轴所收的扭矩，单位为Nmm；TW——轴的抗扭截面系数，单位为mm3；Tn——轴的转速，单位为r/min；P——轴传递的功率，单位为kw；d——计算截面处的直径，单位为mm；——许用扭转切应力，单位为内外D /D。内外根据出轴尺寸和输出扭矩（T=55KN.m）涨套选用03 14 10 许用传递转矩m强度满足pn1a行星轴1pn1RX'CR

F2tacF2

2 1000T k

r2000ra

532

1.153 45

9036Na1R0y'Ca1R0RX'C

R 9036NFaFr由于 0FaFr

XFr YF轴承6416的基本额定动载荷为P R 9036N，行星轮转速n：n nH

na nH

Za 14 956 10/3

14 10236

15.410轴承的寿命为：L

10Cr

10

26500

31.2

106h,h 60n P

6015.4

903623pn2b行星轴2pn2RX'CR

F2tacF2

2 1000T k

r2000ra

9788

1.153 60

125068.94NR0y'CR0R2

62534.47NFaFr由于 0FaFr

Fr

Fa轴承2217的基本额定动载荷为P R 62534.47N，行星轮转速n：n nH

na nH

Za 2.526 10/3

14 2.52 20356

4.0410轴承的寿命为：

10C

10 217000

32.6

105h,L r h 60n P

60 4.04

62534.47c行星架2上的轴承：FtH

Rx'c

2FtacRxH

FtH

2FtacyHR yH55123N,R2

53633N.轴承1048的基本额定动载荷为470000N，轴承当量动载荷：55123NR2 53633N轴承的寿命为：行星架转速n取2.53610 C6

106610 470000 366Lr LPh1P

8.4

10h,160n1

60 2.5

55123型号2231222171048寿命2.2106h2.6105h8.4106h24轴承型号从左到右依次排列。9.润滑装置及散热计算行星齿轮减速器的润滑对行星减速器是至关重要的，其中包括正确地选择润滑油、润滑方式和润滑油的使用维护等。9.1行星齿轮减速/r/