V帶單級斜齒F=2200V=1.2D=35010X1

1、機(jī)械設(shè)計（論文）說明書 題 目：一級斜齒圓柱齒輪減速器 系 別： xxx系 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書-3第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案-3第三部分 電動機(jī)的選擇-4第四部分 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計-8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計-22第九部分 潤滑與密封-24設(shè)計小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題： 設(shè)計一級圓柱齒輪減速器,工作機(jī)效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),使用期限10年(300天

2、/年),1班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220v。二. 設(shè)計要求:1.減速器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪等零件圖各一張。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟:1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機(jī)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(yùn)動和動力參數(shù)5. 設(shè)計v帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，

3、將v帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇v帶傳動和一級圓柱斜齒輪減速器。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.960.9820.970.990.96=0.85h1為v帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作機(jī)的效率（包括工作機(jī)和對應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動機(jī)的選擇1 電動機(jī)的選擇皮帶速度v:v=1.2m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 2.64 kw電動機(jī)所需工作功率為:pd= 3.11 kw執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 65.5 r/min 經(jīng)查表按

4、推薦的傳動比合理范圍，v帶傳動的傳動比i1=24，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=36，則總傳動比合理范圍為ia=624，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (624)65.5 = 3931572r/min。綜合考慮電動機(jī)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y132m1-6的三相異步電動機(jī)，額定功率為4kw,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/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(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=960/65.5=14.7（2）分配傳動裝置傳動比

5、:ia=i0i 式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=4，則減速器傳動比為:i=ia/i0=14.7/4=3.7第四部分 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:ni = nm/i0 = 960/4 = 240 r/minnii = ni/i = 240/3.7 = 64.9 r/minniii = nii = 64.9 r/min（2)各軸輸入功率:pi = pdh1 = 3.110.96 = 2.99 kwpii = pih2h3 = 2.990.980.97 = 2.84 kwpiii = piih2h4 = 2.840.980.99

6、= 2.76 kw 則各軸的輸出功率：pi = pi0.98 = 2.93 kwpii = pii0.98 = 2.78 kwpiii = piii0.98 = 2.7 kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:ti = tdi0h1 電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:td = = 30.9 nm 所以：ti = tdi0h1 = 30.940.96 = 118.7 nmtii = tiih2h3 = 118.73.70.980.97 = 417.5 nmtiii = tiih2h4 = 417.50.980.99 = 405.1 nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：ti = ti0.98 = 116.3 nmtii = tii0.98 =

7、409.1 nmtiii = tiii0.98 = 397 nm第五部分 v帶的設(shè)計1 選擇普通v帶型號 計算功率pc:pc = kapd = 1.33.11 = 4.04 kw 根據(jù)手冊查得知其交點在b型交界線范圍內(nèi)，故選用b型v帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 140 mm,則：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 4140(1-0.02) = 548.8 mm 由手冊選取d2 = 560 mm。 帶速驗算：v = nmd1/(601000)= 960140/(601000) = 7.03 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確

8、定帶長和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(140+560)a02(140+560)490a01400 初定中心距a0 = 945 mm，則帶長為:l0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2945+(140+560)/2+(560-140)2/(4945)=3036 mm 由表9-3選用ld = 3150 mm，確定實際中心距為：a = a0+(ld-l0)/2 = 945+(3150-3036)/2 = 1002 mm4 驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(560-140)57.30/100

9、2 = 156012005 確定帶的根數(shù)：z = pc/(p0+dp0)klka)= 4.04/(2.11+0.31)1.070.94) = 1.66故要取z = 2根b型v帶。6 計算軸上的壓力： 由初拉力公式有：f0 = 500pc(2.5/ka-1)/(zv)+qv2= 5004.04(2.5/0.94-1)/(27.03)+0.107.032 = 243.4 n 作用在軸上的壓力：fq = 2zf0sin(a1/2)= 22243.4sin(156/2) = 952.2 n第六部分 齒輪的設(shè)計1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用漸開線斜齒輪

10、。 1） 材料：小齒輪選用40cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286hbw。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255hbw。取小齒齒數(shù)：z1 = 20，則：z2 = i12z1 = 3.720 = 74 ?。簔2 = 74 2） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選kt = 1.6 2) t1 = 118.7 nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ze = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(

11、1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/20+1/74)cos130 = 1.634 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydz1tanb = 0.318120tan130 = 1.47 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.782 9) 由式8-21得：zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:shlim1 = 650 mpa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:shlim2 = 530 mpa。 11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n1 = 60nkth = 6024011030018 = 3.46108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n2 = 6

12、0nkth = n1/u = 3.46108/3.7 = 9.34107 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):khn1 = 0.9,khn2 = 0.93 13) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,得:sh1 = = 0.9650 = 585 mpash2 = = 0.93530 = 492.9 mpa許用接觸應(yīng)力:sh = (sh1+sh2)/2 = (585+492.9)/2 = 538.95 mpa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 60.4 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.94 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3 mm。 2) 中

13、心距：a = = = 144.7 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 130 4) 計算齒輪參數(shù)：d1 = = = 62 mmd2 = = = 228 mmb = dd1 = 62 mmb圓整為整數(shù)為：b = 62 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 0.78 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為8級。 6) 同前，ze = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:zh = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/20+1/74)cos130 = 1.634 8) 由式8-4得：

14、eb = 0.318ydz1tanb = 0.318120tan130 = 1.47 9) eg = ea+eb = 3.104 10) 同前，取:eb = 1ze = = = = 0.782 11) 由式8-21得：zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系數(shù)：ka = 1，由圖8-6查得系數(shù)：kv = 1.1。 13) ft = = = 3829 n = = 61.8 100 nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos130) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb

15、= cosbcosan/cosat = cos13cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3查得：kha = kfa = 1.2 17) 由表8-4查得：khb = 1.17+0.16yd2+0.6110-3b = 1.37 18) k = kakvkhakhb = 11.11.21.37 = 1.81計算k值滿足要求，計算結(jié)果可用。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當(dāng)量齒數(shù)：zv1 = z1/cos3b = 20/cos3130 = 21.6zv2 = z2/cos3b = 74/cos3130 = 80 2) eav = 1.88-3.2(1

16、/zv1+1/zv2)cosb= 1.88-3.2(1/21.6+1/80)cos130 = 1.649 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：ye = 0.25+0.75cos2bb/eav = 0.69 4) 由圖8-26和eb = 1.47查得螺旋角系數(shù)yb = 0.89 5) = = 2.75前已求得:kha = 1.22.75，故?。簁fa = 1.2 6) = = = 9.19且前已求得:khb = 1.37，由圖8-12查得：kfb = 1.34 7) k = kakvkfakfb = 11.11.21.34 = 1.77 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系

17、數(shù):yfa1 = 2.71 yfa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):ysa1 = 1.58 ysa2 = 1.77 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sflim1 = 500 mpa sflim2 = 380 mpa 10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n1 = 3.46108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n2 = 9.34107 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：kfn1 = 0.86 kfn2 = 0.89 12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取s=1.3，由式8-15得：sf1 = = = 330.8sf2 = = = 260.2 = = 0.01294 = =

18、0.01517大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 2.01 mm2.013所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 62 mmd2 = 228 mmb = ydd1 = 62 mmb圓整為整數(shù)為：b = 62 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 67 mm b2 = 62 mm中心距：a = 145 mm，模數(shù)：m = 3 mm第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率p1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩t1:p1 = 2.99 kw n1 = 240 r/min t1 = 118.7 nm2 求作用在齒輪上的力: 已知小

19、齒輪的分度圓直徑為:d1 = 62 mm 則:ft = = = 3829 nfr = ft = 3829 = 1430.3 nfa = fttanb = 3829tan130 = 883.5 n3 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(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計（第八版）表15-3，取a0 = 112，得：dmin = a0 = 112 = 26 mm 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 = 27 mm。帶輪的寬度：b = (z-1)e+2f = (2-1)18+28 = 34 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 =

20、 32 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取ii-iii段軸直徑為:d23 = 32 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 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(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 35 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30207型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:ddt = 357218.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：30207。型軸承的定位軸肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 42 mm

21、，?。簂45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 67 mm；則:l34 = t+s+a-l45 = 18.25+8+11-5 = 32.25 mml78 = t+s+a-l67 = 18.25+8+11+2-5 = 34.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30207軸承查手冊得a = 18.5 mm 帶輪中點距左支點距離l1 = (34/2+35+18.5)mm = 70.5 mm 齒寬中點距左支點距離l2 = (67/2+32.25+5-18.5)mm

22、= 52.2 mm 齒寬中點距右支點距離l3 = (67/2+5+34.25-18.5)mm = 54.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：fnh1 = = = 1950.5 nfnh2 = = = 1878.5 n垂直面支反力（見圖d）：fnv1 = = = -597.1 nfnv2 = = = 1075.2 n3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面c處的水平彎矩：mh = fnh1l2 = 1950.552.2 nmm = 101816 nmm截面a處的垂直彎矩：mv0 = fql1 = 952.270.5 nmm = 67130 nmm截面c處的垂直彎矩：mv1 = fnv1

23、l2 = -597.152.2 nmm = -31169 nmmmv2 = fnv2l3 = 1075.254.2 nmm = 58276 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：m1 = = 106480 nmmm2 = = 117314 nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面c）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = mpa = 5.4 mpas-1 = 60

24、 mpa 故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)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(shè)計1 求輸出軸上的功率p2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩t2：p2 = 2.84 kw n2 = 64.9 r/min t2 = 417.5 nm2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 228 mm 則:ft = = = 3662.3 nfr = ft = 3662.3 = 1368 nfa = fttanb = 3662.3tan130 = 845.1 n3 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(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計（第八版）表15-3，取

25、:a0 = 112，得:dmin = a0 = 112 = 39.5 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:tca = kat2，查機(jī)械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:ka = 1.2，則:tca = kat2 = 1.2417.5 = 501 nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:lt8型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑45 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 45 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：d = 55 mm，左端用軸肩定位，故

26、取ii-iii段軸直徑為：d23 = 50 mm。4 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、vi-vii上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取：d34 = d67 = 55 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30211型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：ddt = 55mm100mm22.75mm。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(nèi)徑為：d2 = 63 mm，所以：d45 = 63 mm，為

27、使齒輪定位可靠?。簂45 = 60 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.0763 = 4.41 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.44.41 = 0 mm，所以：d56 = 72 mm，l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = t+s+a+2.5+2 = 22.75+8+11+2.5+2 = 46.25 mml67 = 2+t+s+a+2.5-l56 = 2+22.75+8+11+2.5-6=40.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30211軸承查手冊得a = 22.5 mm 齒寬中點距左支點距離l

28、2 = (62/2-2+46.25-22.5)mm = 52.8 mm 齒寬中點距右支點距離l3 = (/2+6+40.25-22.5)mm = 54.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：fnh1 = = = 1865.2 nfnh2 = = = 1797.1 n垂直面支反力（見圖d）：fnv1 = = = 1592.1 nfnv2 = = = 224.1 n3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面c處的水平彎矩：mh = fnh1l2 = 1865.252.8 nmm = 98483 nmm截面c處的垂直彎矩：mv1 = fnv1l2 = 1592.152.8 nmm = 8406

29、3 nmmmv2 = fnv2l3 = 224.154.8 nmm = 12281 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：m1 = = 129482 nmmm2 = = 99246 nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面c）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = mpa = 11.3 mpas-1 = 60 mpa 故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計

30、算w時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 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：bhl = 8mm7mm28mm，接觸長度:l = 28-8 = 20 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.2572027120/1000 = 113.4 nmtt1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。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：bhl = 18mm11mm50mm，接觸長度:l = 50-18 = 32 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.2511326

31、3120/1000 = 665.3 nmtt2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.2595645120/1000 = 680.4 nmtt2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：lh = 1018300 = 24000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)量動載荷p: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)x和軸向動載荷系數(shù)y分別為：x =

32、1，y = 0所以:p = xfr+yfa = 11430.3+0883.5 = 1430.3 n(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值c為:c = p = 1430.3 = 8260 n(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30207軸承，cr = 54.2 kn，由課本式11-3有：lh = = = 1.25107lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)量動載荷p: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)x和軸向動載荷系數(shù)y分別為：x = 1，y = 0所以:p = xfr+yfa = 11368+0845.1 = 1368 n

33、(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值c為:c = p = 1368 = 5337 n(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30211軸承，cr = 90.8 kn，由課本式11-3有：lh = = = 3108lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強(qiáng)度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟(jì)性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機(jī)器。2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型，故常用ht15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3 箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下： 代號 名稱 計算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱體加強(qiáng)筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱蓋加強(qiáng)筋厚 d