一級直齒輸入V帶輸出鏈輪P=6200n=8010X2.

1、河南科技大學機械設計說明書題目：一級直齒圓柱齒輪減速器專業(yè)：機械設計制造及其自動化學生姓名：趙樂學號： 120551320022036指導教師：楊巍二零一三年六月十八日目錄第一部分課程設計任務書-3第二部分傳動裝置總體設計方案-3第三部分電動機的選擇-4第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-7第五部分齒輪的設計-8第六部分V 帶的設計-8第七部分鏈傳動的設計-8第八部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計-17第九部分鍵連接的選擇及校核計算-20第十部分減速器及其附件的設計-22第十一部分潤滑與密封-24設計小結-25參考文獻-25第一部分課程設計任務書一、設計課題：設計一用于帶式運輸機上的一級直圓

2、柱齒輪減速器. 運輸機連續(xù)單向運轉 ,載荷變化不大 , 空載起動 , 卷筒效率為 0.96( 包括其支承軸承效率的損失), 減速器小批量生產 , 使用期限 10 年(300 天/ 年),2班制工作 , 運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流 , 電壓 380/220V。二.設計要求 :1. 減速器裝配圖一張 (A1 或 A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3 或 A2)。3. 設計說明書一份。三.設計步驟 :1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設計 V 帶和帶輪6. 設計鏈傳動和鏈輪7. 齒輪的設

3、計8. 滾動軸承和傳動軸的設計9. 鍵聯(lián)接設計10. 箱體結構設計11. 潤滑密封設計12. 聯(lián)軸器設計第二部分傳動裝置總體設計方案1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承對稱分布，要求軸的剛度不大。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 V 帶設置在高速級，鏈傳動和鏈輪設置在低速級。其傳動方案如下：圖一 :傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如: 傳動裝置總體設計圖所示。選擇 V 帶傳動和鏈傳動的一級圓柱直齒輪減速器。計算傳動裝置的總效率a:a=0.96×0.992×0.97× 0.95×0.96=

4、0.831 為 V 帶的效率 ,2 為軸承的效率 ,3 為齒輪嚙合傳動的效率,4 為鏈傳動的效率 ,5 為滾筒的效率（包括滾筒和對應軸承的效率）。第三部分電動機的選擇1 電動機的選擇已知條件為 :P =6.2KWn = 80 r/min電動機所需工作功率為 :pw6.2pd= a = 0.83 = 7.47 KW執(zhí)行機構的曲柄轉速為 :n = 80 r/min經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i0=24，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i1=36，鏈傳動的傳動比i 2=25，則總傳動比合理范圍為i a=12120，電動機轉速的可選范圍為nd = i a×n = (12×

5、;120)×80 =9609600r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132S2-2 的三相異步電動機，額定功率為7.5KW,滿載轉速 nm=2900r/min，同步轉速 3000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（ 1）總傳動比：由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 :ia=nm/n=2900/80=36.2（ 2）分配傳動裝置傳動比 :ia=i0× i×i 2式中 i0,i1,i2 分別為帶傳動、減速器和鏈傳動的傳動比。為使V 帶傳動和鏈傳動的外廓尺寸不致

6、過大，初步取i0=2，i 2=4，則減速器傳動比為 :i=i a/(i 0×i2)=36.2/(2×4)=4.5第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（ 1）各軸轉速 :nI = nm/i 0 = 2900/2 = 1450 r/minnII = nI /i = 1450/4.5 = 322.2 r/minnIII = nII/i 2 = 322.2/4 = 80.5 r/min（ 2) 各軸輸入功率:PI = Pd×= 7.47×0.96 = 7.17 KWPII= PI×= 7.17×0.99×0.97 = 6.89 KW

7、PIII= PII×= 6.89× 0.99×0.95 = 6.48 KW則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 7.1 KWPII ' = PII ×0.99 = 6.82 KWPIII ' = PIII× 0.99 = 6.42 KW(3) 各軸輸入轉矩 :TI = Td× i 0×電動機軸的輸出轉矩 :pd7.47Td = 9550×= 9550×2900 = 24.6 Nmnm所以：TI = Td×i 0×= 24.6×2&

8、#215;0.96 = 47.2 NmTII= TI× i××××= 47.24.50.99 0.97 = 204 NmTIII= TII × i2×× ××= 2044 0.99 0.95 = 767.4 Nm輸出轉矩為：'TI = TI×0.99 = 46.7 NmTII ' = TII × 0.99 = 202 NmTIII ' = TIII × 0.99 = 759.7 Nm第五部分V帶的設計1 選擇普通 V 帶型號計算功率 Pc:P

9、c = KA Pd = 1.1× 7.47 = 8.22 KW根據(jù)手冊查得知其交點在A 型交界線范圍內，故選用A 型 V 帶。2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速取小帶輪直徑為 d1 = 100 mm, 則：d2 = n1×d1×(1- )/n2 = i 0×d1×(1- )= 2×100×(1-0.02) = 196 mm由手冊選取 d2 = 200 mm。帶速驗算：V = nm×d1×/(60×1000)= 2900× 100×/(60× 1000) = 15.1

10、8 m/s介于 525m/s 范圍內，故合適。3 確定帶長和中心距 a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(100+200)a02×(100+200)210a0 600初定中心距 a0 = 405 mm，則帶長為 :L 0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×405+×(100+200)/2+(200-100)2/(4×405)=1287 mm由表 9-3 選用 L d = 1250 mm，確定實際中心距為：a = a0+(L d-L 0)/2 = 40

11、5+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4驗算小帶輪上的包角:= 1800-(d2-d1 )×57.30/a= 1800-(200-100)×57.30/386.5= 165.20>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+ P0)× K L× K故要取 Z=4根A型V帶。6 計算軸上的壓力：由初拉力公式有：F0 = 500× Pc×(2.5/K -1)/(Z × V)+q× V 2= 500×8.22×(2.5/0.96-1)/(4×15.18)+0.10&#

12、215;15.182 = 131.6 N作用在軸上的壓力：FQ = 2× Z×F0×sin( 1/2)= 2×4×131.6×sin(165.2/2) = 1043.9 N第六部分鏈傳動和鏈輪的設計1 選擇鏈輪齒數(shù) z1， z2假設鏈速 v=0.63m/s，查表 7.6 得 z117，故選?。?z1=25；大鏈輪齒數(shù)：z2=i2× z1 = 4×25 = 100，取 z2 = 1002 確定計算功率 Pca查表 7-7 得 KA = 1，則：Pca = K A×PII ' = 1×6.8

13、2 = 6.823 確定鏈節(jié)數(shù) L p'初選中心距 a0 = 40p，則鏈節(jié)數(shù)為：' 2a0 z1+z2 z2-z1 p L p = p + 2 + 2 2a02×40p25+100100-25p=p+2+2240P = 146.1 ?。?L p = 1464 確定鏈節(jié)距 p由式（ 7-15 ），鏈傳動的功率為：P0 PcaKZKLKP由圖 7-11 ，按小鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線的左側，查表7-8 得：z11.0825 1.08K Z =19=19= 1.34L p0.261460.26K L =100=100= 1.34選取單排鏈，查表7-9 ，K P =

14、16.82P0 1.34×1.34×1 = 3.8 KW由 P0=3.8KW 和小鏈輪的轉速 n2=322.2r/min 查圖 7-11 選取鏈號為 10A，再由表 7-1 查得鏈節(jié)距 p = 15.875 mm。由點（ n1，P0)在功率曲線的左側，與所選系數(shù) KZ、KL 一致。5 確定中心距pz2+z1z2+z1 2z2-z1 2a = 4 L p-2+L p-2-8 215.875100+25100+25 2100-25 2=4 146-2+146-2-82= 634.45 mm中心距減少量a = (0.0010.002)a = (0.0020.004)×6

15、34.45 = 1.272.54 mm實際中心距a' = a-a = 634.45-(1.272.54) = 633.18631.91 mm取 a' = 633 mm 6 驗算鏈速 Vz1n1pv = 60×1000=25×322.2×15.875= 2.1 m/s60×10007 計算作用于軸上的壓軸力Fe =1000P=1000×6.82= 3248 Nv2.1Fp 1.2Fe = 1.2×3248 = 3898 N第七部分齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場

16、安裝的限制，故選用一級圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。材料：高速級小齒輪選用45 號鋼調質，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用 45 號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)： Z1 = 20，則：2= i12×Z1×?。?= 90Z=4.5 20=90Z2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：32K Tu±1ZZ2d1t t 1××HEud H確定各參數(shù)的值 :1) 試選 K t = 1.22) T1 = 47.2 Nm3)選取齒寬系數(shù) d = 14)由表 8-5 查得材料的彈性影響系數(shù)

17、 ZE = 189.8 MPa5) 由圖 8-15 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = 2.56) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 : Hlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 :Hlim2 = 560 MPa。7) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N1h×× ××× ××9= 60nkt= 601450 110300 28 = 4.1810大齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N2h1×9×8= 60nkt= N /u = 4.18 10 /4.5 = 9.28 108) 由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命

18、系數(shù) : K HN1 = 0.85,KHN2 = 0.899) 計算接觸疲勞許用應力 , 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:H1 =K HN1Hlim1= 0.85× 610 = 518.5 MPaSH2 =K HN2Hlim2= 0.89× 560 = 498.4 MPaS許用接觸應力 : H = (H 1+H2)/2 = (518.5+498.4)/2 = 508.45 MPa3 設計計算 :小齒輪的分度圓直徑 : d1t:32K Tu±1ZZ2d1t t 1××H Eud H=3 2×1.2×47.2×

19、;10002.5×189.8 2= 49.4 mm1×4.5+1×508.454.54 修正計算結果：1) 確定模數(shù)：md1t49.4= 2.47 mm= 20nZ1取為標準值 : 3 mm。2) 中心距：Z +Zmn()1 2a =20+90× 322= 165 mm3) 計算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 20× 3 = 60 mmd2 = Z2mn = 90×3 = 270 mmb = d× d1 = 60 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 60 mm。4) 計算圓周速度 v:d1n13.14×60×

20、;1450v = 60×1000=60× 1000= 4.55 m/s由表 8-8 選取齒輪精度等級為9 級。5校核齒根彎曲疲勞強度：(1)確定公式內各計算數(shù)值：1)由表 8-3 查得齒間載荷分配系數(shù)： K H= 1.1，K F = 1.1；齒輪寬高比為：b=b=60= 8.89h*(2××3(2ha+c* )mn1+0.25)求得 : KH= 1.09+0.26 d2 +0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3× 60 = 1.37，由圖 8-12 查得： K F = 1.342

21、) K = K AKVKF KF = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.623) 由圖 8-17 、 8-18 查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù) : Y Fa1 = 2.75YFa2 = 2.21應力校正系數(shù) : Y Sa1 = 1.56Y Sa2 = 1.84) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：Flim1 = 245 MPaFlim2 = 220 MPa5) 同例 8-2 ：小齒輪應力循環(huán)次數(shù) : N1 = 4.18×109大齒輪應力循環(huán)次數(shù) : N2 = 9.28×1086) 由圖 8-20 查得彎曲疲

22、勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.81K FN2 = 0.857) 計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.3，由式 8-15 得：F 1=K FN1Flim1=0.81× 245= 152.7S1.3F2=K FN2Flim2=0.85× 220= 143.8S1.3Y Fa1Y Sa12.75× 1.56=152.7= 0.02809F1Y Fa2Y Sa22.21×1.8= 0.02766=143.8 F 2小齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度：32KT 1×Y FaY Samn2FdZ13 2×1.62

23、15; 47.2×1000×0.02809=2= 2.21 mm1× 202.213 所以強度足夠。(3)各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 60 mmd2 = 270 mmb =d×d1 = 60 mmb 圓整為整數(shù)為： b = 60 mm圓整的大小齒輪寬度為： b1= 65 mm2b = 60 mm中心距： a = 165 mm，模數(shù)： m = 3 mm第八部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計軸的設計1輸入軸上的功率P1、轉速 n1 和轉矩 T1:P1 = 7.17 KWn1 = 1450 r/minT1 = 47.2 Nm2 求作用在齒輪上

24、的力 :已知小齒輪的分度圓直徑為 :d1 = 60 mm則:Ft =2T12×47.2× 1000= 1573.3 N=60d1rt×tan= 1573.3×tan200= 572.6 NF = F3 初步確定軸的最小直徑 :先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼（調質），根據(jù)機械設計（第八版）表 15-3 ，取 A 0 = 112，得：3P137.17dmin = A0×= 19.1 mmn1= 112×1450顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取 : d12 = 20 mm。帶輪的寬

25、度： B = (Z-1) ×e+2× f = (4-1)×18+2×8 = 70mm，為保證大帶輪定位可靠?。?l12 = 68 mm。大帶輪右端用軸肩定位， 故取 II-III段軸直徑為 : d23。大帶輪右端距箱體壁距離為，取23。= 25 mm20: l= 35 mm4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號。 為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取: d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用： 6206 型深溝球軸承，其尺寸為: d×D&#

26、215;T = 30×62× 16 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位， 由軸承樣本查得： 6206。型軸承的定位軸肩高度： h = 3 mm，故?。?d45 = d67 = 36 mm，?。?l45 = l67 = 5 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于: d1 2d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以: l56；則= 65 mm:l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mml 78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm5 軸的受力分析和校核 :1）作軸的計算簡圖（見圖a） :根據(jù) 6206 深溝球軸

27、承查手冊得T = 16 mm帶輪中點距左支點距離L 1 = (70/2+35+16/2)mm = 78 mm齒寬中點距左支點距離L 2 = (65/2+30+5-16/2)mm = 59.5 mm齒寬中點距右支點距離L 3 = (65/2+5+32-16/2)mm = 61.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：FtL31573.3×61.5FNH1 = L2+L3=59.5+61.5= 799.7 NFtL21573.3×59.5FNH2 = L2+L3=59.5+61.5= 773.6 N垂直面支反力（見圖 d）：FNV1 =FrL3-FQ(L1+L2+

28、L3)=572.6×61.5-1043.9× (78+59.5+61.5)=L2+L359.5+61.5-1425.8 NFNV2 =FrL2+FQL1=572.6× 59.5+1043.9×78L2+L359.5+61.5= 954.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：M H = FNH1 L2 = 799.7×59.5 Nmm = 47582 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：M V0 = FQL 1 = 1043.9×78 Nmm = 81424 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：M V1 = FNV1 L2 =

29、 -1425.8×59.5 Nmm = -84835 NmmM V2 = FNV2 L 3 = 954.5× 61.5 Nmm = 58702 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面 C 處的合成彎矩：22M 1=MH+M V1= 97268 Nmm22M 2=MH+M V2= 75564 Nmm作合成彎矩圖（圖f ）。4）作轉矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（ 14-4 ），取 = 0.6，則有：2

30、22M +(T1)20.6×47.2× 1000Mca197268 +ca =()MPaWW0.1× 603= 4.7 MPa = 60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II 軸的設計1求輸出軸上的功率P2、轉速 n2 和轉矩 T2：P2 = 6.89 KWn2 = 322.2 r/minT2 = 204 Nm2 求作用在齒輪上的力 :已知大齒輪的分度圓直徑為 :d2 = 270 mm則:Ft =2T22×204×1000= 1511.1 N=270d2Fr = Ft×

31、;tan3 初步確定軸的最小直徑 :先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼（調質），根據(jù)機械設計（第八版）表 15-3 ，取 : A 0 = 112，得 :3P23 6.89min= A0×d= 112×322.2 = 31.1 mmn2顯然，輸入軸的最小直徑是安裝小鏈輪處的軸徑d12，由于鍵槽將軸徑增大4%，故選?。篸12，取：12。小鏈輪輪右端用軸肩定位， 故取II-III= 32 mml= 40 mm段軸直徑為 : d23。小鏈輪輪右端距箱體壁距離為，取23。= 37 mm20: l= 35 mm4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：初選軸承的類型及型

32、號。為能順利地在軸端 III-IV 、VI-VII 上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故?。篸34 = d67 = 40 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用 : 6208 型深溝球子軸承，其尺寸為：d×D× T = 40mm× 80mm×18mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為： l = 20 mm，l23 = 35 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內徑為： d2 = 48 mm，所以：d45 = 48 mm，為使齒輪定位可靠?。?l 45 = 58 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度

33、： h 0.07d = 0.07× 48 = 3.36 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×3.36 =0 mm，所以： d56 = 55 mm，l 56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l 34 = T+s+a+2.5+2 = 18+8+11+2.5+2 = 41.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+18+8+11+2.5-6=35.5 mm5 軸的受力分析和校核 :1）作軸的計算簡圖（見圖a） :根據(jù) 6208 深溝球軸承查手冊得T = 18 mm帶輪中點距左支點距離L 1 = (40/2+35+18/2)mm = 64

34、 mm齒寬中點距左支點距離L 2 = (60/2-2+41.5-18/2)mm = 60.5 mm齒寬中點距右支點距離L 3 = (60/2+6+35.5-18/2)mm = 62.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 =FtL3=1511.1×62.5= 767.8 NL2+L360.5+62.5FNH2 =FtL2=1511.1×60.5= 743.3 NL2+L360.5+62.5垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3-Fe(L1+L2+L3)=550×62.5-3248× (64+60.5+62.5)L2+L360.5

35、+62.5= -4658.5 NNV2=FrL2+FeL1=550×60.5+3248×64= 1960.5 NFL2+L360.5+62.53）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：M H = FNH1 L2 = 767.8×60.5 Nmm = 46452 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：M V0 = FeL 1 = 3248×64 Nmm = 207872 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：M V1 = FNV1 L2 = -4658.5× 60.5 Nmm = -281839 NmmM V2 = FNV2 L 3 = 1960.5

36、× 62.5 Nmm = 122531 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面 C 處的合成彎矩：22M 1 =MH+M V1= 285641 NmmM =22= 131041 NmmMH+M V22作合成彎矩圖（圖f ）。4）作轉矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（ 14-4 ），取 = 0.6，則有：2)22856412+McaM +(T10.6× 204× 10002=1=(3)ca =

37、 WWMPa0.1×48= 28.1 MPa = 60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第九部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算：校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為： b× h× l = 6mm×6mm×63mm，接觸長度 : l' =63-6 = 57 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'd F = 0.25×6×57×20×120/1000 = 205.2 Nm TT1 ，故鍵滿足強度

38、要求。2 輸出軸鍵計算：(1) 校核大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b× h× l = 14mm×9mm×50mm，接觸長度 : l' =50-14 = 36 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'd F = 0.25×9×36×48×120/1000 = 466.6 Nm TT2 ，故鍵滿足強度要求。(2) 校核小鏈輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b× h× l = 10mm×8mm×36mm，接觸長度 : l' =3

39、6-10 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'd F = 0.25×8×26×32×120/1000 = 199.7 Nm TT2 ，故鍵滿足強度要求。第十部分軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh = 10×2× 8× 300 = 48000 h1 輸入軸的軸承設計計算 :(1) 初步計算當量動載荷 P:因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 572.6 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值 C 為:60n3 60×1450×1106×4800

40、0 = 9221 NC = P106 L h= 572.6(3) 選擇軸承型號 :查課本表 11-5 ，選擇 : 6206 軸承， Cr= 19.5 KN，由課本式 11-3 有：106C 3Lh =P60n110619.5× 1000 35= 60×1450572.6= 4.54×10L h所以軸承預期壽命足夠。2輸出軸的軸承設計計算 :(1)初步計算當量動載荷 P:因該軸承只受徑向力，所以 :P = Fr = 550 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值 C 為:60n1360×322.2× 48000 = 5365 NC = P×6 L h= 55061010(3) 選擇軸承型號 :查課本表 11-5 ，選擇 : 6208 軸承， Cr= 29.5 KN，由課本式 11-3 有：106C3L =hP60n1=10629.5× 1000 3660× 322.2550= 7.98× 10 Lh所以軸承預期壽命足夠。第十一部分減速器及其附件的設計1 箱體（箱蓋）的分析：箱體是減速器中較為復雜的一個零件，設計時應力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的