搅拌机传动装置设计说明书E6

1、机械设计（论文）说明书 题 目：二级直齿圆柱齿轮减速器 系 别： XXX系 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 课程设计任务书-3第二部分 传动装置总体设计方案-3第三部分 电动机的选择-4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分 齿轮的设计-8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一部分 课程设计任务书一、设计课题： 设计两级展开式圆柱直齿轮减速器,卷筒效率为0.9(包括其支承轴承效率的损失),使用期限8年(300

2、天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:1.减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。3.设计说明书一份。三. 设计步骤:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计第二部分 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到总传动比不大，确

3、定其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:ha=h13h22h32h4=0.993×0.972×0.992×0.9=0.81h1为轴承的效率,h2为齿轮啮合传动的效率,h3为联轴器的效率,h4为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择执行机构转速n:n=90r/min工作机的功率pw:pw= 5.5 KW电动机所需工作功率为:pd= 6.79 KW执行机构的曲柄转速为:n = 90 r/min 经查表按推荐的

4、传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比ia=840，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (8×40)×90 = 7203600r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M-4的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=1440/90=16（2）分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i1

5、2 = 则低速级的传动比为:i23 = 3.51第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI = nm = 1440 = 1440 r/minnII = nI/i12 = 1440/4.56 = 315.8 r/minnIII = nII/i23 = 315.8/3.51 = 90 r/minnIV = nIII = 90 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h3 = 6.79×0.99 = 6.72 KWPII = PI×h1×h2 = 6.72×0.99×0.97 = 6.45 KWPIII = PII&#

6、215;h1×h2 = 6.45×0.99×0.97 = 6.19 KWPIV = PIII×h1×h3 = 6.19×0.99×0.99 = 6.45 KW 则各轴的输出功率：PI' = PI×0.99 = 6.65 KWPII' = PII×0.99 = 6.39 KWPIII' = PIII×0.99 = 6.13 KWPIV' = PIV×0.99 = 6.39 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×h3 电动机轴的输出转矩:Td =

7、 = 45 Nm 所以：TI = Td×h3 = 45×0.99 = 44.5 NmTII = TI×i12×h1×h2 = 44.5×4.56×0.99×0.97 = 194.9 NmTIII = TII×i23×h1×h2 = 194.9×3.51×0.99×0.97 = 656.9 NmTIV = TIII×h1×h3 = 656.9×0.99×0.99 = 643.8 Nm 输出转矩为：TI' = T

8、I×0.99 = 44.1 NmTII' = TII×0.99 = 193 NmTIII' = TIII×0.99 = 650.3 NmTIV' = TIV×0.99 = 637.4 Nm第五部分 齿轮的设计（一） 高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器。 材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z1 = 24，则：Z2 = i12×Z1

9、 = 4.56×24 = 109.44 取：Z2 = 1092 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.2 2) T1 = 44.5 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×1440×1×8

10、×300×2×8 = 3.32×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 3.32×109/4.56 = 7.28×108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.86,KHN2 = 0.89 9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.86×610 = 524.6 MPasH2 = = 0.89×560 = 498.4 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (524.6+498.4)/2 = 511.5 MP

11、a3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 48.2 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.01 mm取为标准值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 133 mm 3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 24×2 = 48 mmd2 = Z2mn = 109×2 = 218 mmb = d×d1 = 48 mmb圆整为整数为：b = 48 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 3.62 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配

12、系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 10.67求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×48 = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83 4) 由

13、图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 3.32×109大齿轮应力循环次数:N2 = 7.28×108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.82 KFN2 = 0.85 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 154.5sF2 = = = 143.8 = = 0.02707 = = 0.02762大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.91 mm

14、1.912所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 48 mmd2 = 218 mmb = yd×d1 = 48 mmb圆整为整数为：b = 48 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 53 mm b2 = 48 mm中心距：a = 133 mm，模数：m = 2 mm（二） 低速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器。 材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z3 = 25，则：

15、Z4 = i23×Z3 = 3.51×25 = 87.75 取：Z4 = 872 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.2 2) T2 = 194.9 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×315

16、.8×1×8×300×2×8 = 7.28×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 7.28×108/3.51 = 2.07×108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89,KHN3 = 0.91 9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH3 = = 0.89×610 = 542.9 MPasH4 = = 0.91×560 = 509.6 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (542.9+509

17、.6)/2 = 526.25 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 78.8 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.15 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 168 mm 3) 计算齿轮参数：d3 = Z3mn = 25×3 = 75 mmd4 = Z4mn = 87×3 = 261 mmb = d×d3 = 75 mmb圆整为整数为：b = 75 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 1.24 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值：

18、1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 11.11求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×75 = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.23应力校正系数:YSa3 = 1.6 Y

19、Sa4 = 1.79 4) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 7.28×108大齿轮应力循环次数:N4 = 2.07×108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.87 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 160.2sF4 = = = 147.2 = = 0.02607 = = 0.02712大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度

20、：mn = = 3.0 mm3.03所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 75 mmd4 = 261 mmb = yd×d3 = 75 mmb圆整为整数为：b = 75 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 80 mm b4 = 75 mm中心距：a = 168 mm，模数：m = 3 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 6.72 KW n1 = 1440 r/min T1 = 44.5 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 48 mm 则:Ft = =

21、 = 1854.2 NFr = Ft×tanat = 1854.2×tan200 = 674.9 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 18.7 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT1，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT1 = 1.2×44.5 = 53.4 Nm

22、由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT4型，其尺寸为：内孔直径20 mm，轴孔长度38 mm，则：d12 = 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 30 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 25 mm。右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 30 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用

23、：6206型深沟球轴承，其尺寸为:d×D×T = 30×62×16 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得6206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 53 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 80+12+10+8 = 110 mml78 = T = 1

24、6 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6206深沟球轴承查手册得T= 16 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (48+5)/2+16+110-16/2)mm = 144.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (48+5)/2+18+16-16/2)mm = 52.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 494.1 NFNH2 = = = 1360.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 179.9 NFNV2 = = = 495 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 494

25、.1×144.5 Nmm = 71397 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 179.9×144.5 Nmm = 25996 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M = = 75982 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 7.3 MPas-1 = 60 MPa 故设

26、计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II轴的设计1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 6.45 KW n2 = 315.8 r/min T2 = 194.9 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 218 mm 则:Ft = = = 1788.1 NFr = Ft×tanat = 1788.1×tan200 = 650.8 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 75 mm 则:Ft = = = 5197.3 NFr = Ft×tanat = 5197.3

27、×tan200 = 1891.7 N3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 29.2 mm 中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：6206型深沟球轴承，其尺寸为：d×D×T = 30×62×16 mm，则：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 46 m

28、m，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×35 = 2.45 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×2.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 75 mm，l45 = 80 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6206深沟球轴

29、承查手册得T = 16 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (48/2-2+38.5-16/2)mm = 52.5 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (48/2+14.5+b3/2)mm = 78.5 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+27-16/2)mm = 66 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 3052.8 NFNH2 = = = 3932.6 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -156.4 NFNV2 = = = -1084.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1

30、= FNH1L1 = 3052.8×52.5 Nmm = 160272 NmmMH2 = FNH2L3 = 3932.6×66 Nmm = 259552 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = -156.4×52.5 Nmm = -8211 NmmMV2 = FNV2L3 = -1084.5×66 Nmm = -71577 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1 = = 160482 NmmM2 = = 269241 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件

31、校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 46.3 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：III轴的设计1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 6.19 KW n3 = 90 r/min T3 = 656.9 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 261 mm 则:Ft = = =

32、5033.7 NFr = Ft×tanat = 5033.7×tan200 = 1832.1 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 45.9 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT3，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2×656.9 = 788.3 Nm

33、 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT9型，其尺寸为：内孔直径50 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 60 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 53 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 55 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6211型深沟球轴承，其尺寸为：d×D

34、×T = 55mm×100mm×21mm。由轴承样本查得6211型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取：d45 = 64 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 64 mm，所以：d67 = 64 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 73 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×64 = 4.48 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×4.48 =

35、 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 21 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 48+10+8+5+12+2.5-10 = 75.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 21+8+10+2.5+2 = 43.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6211深沟球轴承查手册得T= 21 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (75/2+10+75.5+21-21/2)mm = 133.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (75/2-2+43.

36、5-21/2)mm = 68.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1707 NFNH2 = = = 3326.7 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 621.3 NFNV2 = = = 1210.8 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1707×133.5 Nmm = 227884 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 621.3×133.5 Nmm = 82944 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M = = 242509

37、 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 15 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核高速联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 6mm×6mm×

38、;32mm，接触长度:l' = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×40mm，接触长度:l' = 40-10 = 30 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×30×35&#

39、215;120/1000 = 252 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×70mm，接触长度:l' = 70-18 = 52 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×52×64×120/1000 = 1098.2 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核低速联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm

40、15;9mm×70mm，接触长度:l' = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 NmTT3，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 8×2×8×300 = 38400 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 674.9 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 674.9&

41、#215; = 10066 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.79×105Lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1891.7 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1891.7× = 17014 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 5.78×104Lh所以轴承预期寿命足

42、够。3 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1832.1 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1832.1× = 10844 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6211轴承，Cr = 43.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.43×106Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 减速器及其附件的设计1 箱体（箱盖）的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料： 由于本课题所设计