设计一带式输送机传动装置

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目1 D设计一带式输送机传动装置复合材料与工程 专业04031101班设计者赵指导老师张2014年9月18日西北工业大学一、设计任务书二、传动方案的拟定三、传动装置的数据计算四、传动零件的设计计算五、润滑和密封设计六、箱体结构尺寸七、设计总结 八、参考文献计算项目及内容主要结果一、设计任务书传动简图如图所示，设计参数列于表中2-1中。工作条件：连续单 向运转，载荷平稳，空载启动，使用期十年（每年 300个工作日），小 批量生产，两班制工作，输送机工作转速允许误差为 土 5%带式输送机 的传动效率为0.96。（一）、原始数据:输送带的牵引力F（KN）输送带的速度V

2、（m/s）输送带滚筒的直径D（ mm）使用年限（年）1.61.624010（二）、设计内容和要求：1、编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面:（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择。（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算。（3）传动零件的设计计算（如齿轮传动，带传动等）。（4）轴的设计计算（初估轴径、结构设计和强度计算）。（5）键连接的选择和计算。（6）滚动轴承的选择和计算。（7）联轴器的选择。（8）箱体设计（箱体结构及附件等的设计和选择）。计算项目及内容主要结果（9）润滑和密封设计。（10）装配图和零件图的绘制。（11）设计小结。（12）参考文献。2、要求每

3、个学生完成以下工作：（1）减速器装配图1张（A1图纸）（2）零件工作图2张（A3图纸）。（3）设计计算说明书1份。一、传动方案的拟定由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带式输送机。减速器为一级斜齿圆柱齿轮传动和一级带传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。联轴器选用弹性套柱销联轴器。三、传动装置的数据计算（一）、电动机的选择1、选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V 丫系列的三相交流电源电动机。三相交流电2、选择电动机源电动机（1）、工作机输出轴所需的功率Fv 1.6勺.6.，巳 一一- 2.667 KWnw0.96巳=2.66

4、7KW（2）、电动机至工作机的总效率n2n n123 4计算项目及内容主要结果式中叫、n2、口3、口4分别为联轴器、一对角接触球轴承、斜 齿圆柱齿轮传动、V带传动效率。查课程设计指导书P13表3-1可得：叫=0.99，n2 =0.99, % =0.98，口4=。96贝 UnSS =0.99 汉 0.99 汉 0.98 汉 0.96 = 0.9129(3) 、所需电动机的功率Pd=Pw= 2.67 =2.92kWn 0.9129(4) 、选择电动机根据课程设计指导书第178页，由P >Pd选择电动机的型号为Y112M -4。技术数据如下表：n =0.9129电动机：Y112M - 4i =

5、 11.3电动机型号额定功率(kW)满载转矩(r/min)堵转转矩最大转矩质量(kg)额定转矩(kN)额定转矩(kN)Y112M-4414402.22.343(二)、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、带轮转速为1000 汉60Vm 1000 汉60汇 1.6“.g m-127.32r / minndn 240电动机的满载转速为nm=1440r/min2、总传动比Jm= 1440 十3nw 127.323、分配减速器的各级传动比计算项目及内容主要结果id =2.86h =3.95按带传动与一级齿轮减速器关系进行设计，设带传动的传动比为id，级齿轮减速器的传动比为i1，应使id : i1，以便

6、使整个传动系 统的尺寸较小，结构紧凑。又带传动比一般取 24,故取id =2.86 , 贝U "3.95。4、计算传动装置的运动和动力参数I轴：电动机转轴pR = Fm =4kW, rt = 1440r/min,TI = 9550心=26.53N mnu轴：高速轴r = rx 4 =4X0.96= 3.84kWni1440 “c l ,n|503.5r/minid2.86T =955cP =9550 3.84 = 72.8N mn|503.5川轴：输出轴Pm = Fu x 3 X 2 二 3.84 X0.98X0.99 二 3.73kWnii 503.5 c ,n山二-127.39r

7、/minii 3.77p3 73T川=9550=9550- 279.63M mn|127.39W轴：滚筒轴P|V 二 P| x 1 x 2 二 3.65 kWn|V = n| =127.39* / minPIV3.65T|v 二 9550 |V 二 9550 274.63N mn |V127.39计算项目及内容主要结果根据以上计算数据列出下表，供以后设计计算使用：电机轴I轴U轴川滚筒轴功率 P/kW43.843.733.65转矩 T/(N m)26.5372.83279.63274.63转速 n(r/min)1440503.5127.39127.39传动比 i2.863.951效率口0.960

8、.97020.9801四、传动零件的设计计算（一）、V带的设计由机械设计带传动的设计可得设计步骤如下：1、确定计算功率由带的工作条件从表6.7查得工况Ka=1.1PCa=KAPn=1.1M = 4.4kW2、选定带的型号 根据Pea =4.4kW和m = 1440r/min ,根据图6.10A型V带确定为A型普通V带。id =2.863、传动比id =2.864、确定带轮的基准直径由表6.8, 表 6.9，和图6.10，取小带轮基准直径 dd =95mm。dd1 =95mm大带轮基准直径 dd2 =idd1(1 e 戶3汽95(1 0.01=268.98mm，由表 6.9取 dd = 280m

9、m。U 25、轴U的实际转速(耳肮(1-0.01JM440X95“ “，n -483.69r / mindd2280计算项目及内容主要结果6、验算带速v_叫-加处药灯44。_7 16m/s/ 30m/s60X00060X000带速合适。7、初定中心距 按公式0.7(dg +dd2宦30兰2(dg +dd2 ),可取：a0 = 500mm&确定所需带的基准长度兀#i(dd2 一dd 2Ld0 =2a°+(dg +dd2 )+=1606.16mm24a°a = 517mm由表6.2选取带的基准长度Ld = 1640mm9、确定实际中心距丄 LdLd。 "c 丄

10、 16401606.16 aa0 +=500 +=517mm2 2安装时所需最小轴间距离 amin = a-0.015Ld = 492.4mm张紧或补偿所需最大轴向距离amax = a + 0.03Ld = 566.2 mmd d10、验算小带轮包角 "80- X57.3”=159.5、120 'a包角合适。11、单根V带的基本额定功率 由ddt =95mm和厲=1440r / min ,由表6.4查得A型V带基本额定功率为P0=1.195kW。12、单根V带的额定功率 考虑传动比的影响，额定功率的增量查表 6.5得山P° 肚0.17kW ；按包角 a 1=159.

11、5，查表 6.6 得: = 0.95 ；按带长，查表6.2得：Kl -0.99，单根V带的额定功率：Pr =(R + 心R KLK° = (1.195 + 0.17><0.99><0.95 = 1.2838kW13、计算V带的根数计算项目及内容主要结果FCa4.4c C7 一- 3 43Fr1.28384根取4根A型V带。14、计算单根V带的初拉力 由表6.3查得A型V带的单位长度质量 q=0.105kg/m，所以(25K疗 FCa2(2.50.95 4.42F0 500宀3 +qv 500宀厂 +0.105乂7.16 -130.71NKzv0.95x4x7.

12、1615、计算压轴力ot.159 5Fp =2zsin= 2x4sin=1028.99N 方向指向圆心p 2 216、轮槽的基准宽度bd=11.0mm(A型带)(二)、齿轮传动的设计由机械设计斜齿圆柱齿轮的设计可得设计步骤如下：1、选择齿轮材料及精度等级由于要求结构尺寸紧凑，采用软齿面齿轮传动，小齿轮用40Cr调质，齿面平均硬度为250HBS,大齿轮为45钢调质，硬度为210HBS二者材料硬度差为40HBS参考表8.7和表8.8运输机为一般工作机器，速度不咼，故选用7级精度。2、参数选择及计算(1)、选择齿数由于米用硬齿面闭式传动，故z1 =20zi2z79，取乙=2079N =20, z2

13、=79 0实际齿数比：u = =3.95 ;齿数比误差：z2 = 79203.95-3.95“， rm=0%，可用。3.95(2)、选择齿宽系数由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两轮均为软面，查表得到竹=1.0。 1.0计算项目及内容主要结果（3）、初选螺旋角P =15，法向压力角an=20,（4）、计算几何参数tan otntan 20°tan： tn0.3768, ： t =20.6469 = 20 38'49"cos P cos 15sin -b -sin - cos： n =sin15 cos20、= 0.2432, “ =14.0761 =1

14、4 434"Mzcosp 2 (zOSOtt 2 +J(z2*2cosP f (z2cosotS；Z - z2 sin :-t =1.610；i =0.318 dz1ta 0.318 1.0 20 tan 15>1.7043、按齿面接触疲劳强度设计（1）、确定计算参数a）载荷比较平稳，齿轮为软面，齿轮在两轴承间对称布置 故取载荷系数K ".2。b） 计算转矩 T1 =72.83N m =7.283 10°N mm。C）区域系数 ZhJ2cos-b一 2.4247。 sin 务 cos%d）对于钢对钢齿轮，弹性影响系数 Ze =1898一 MPa。e）计算二H

15、lim 大齿轮为碳钢调质，由表 8.6所列公式,二Hlim2 =HBS2 350 =210 350 =560MPa。f）计算寿命系数503.58N2 =60n2jlh =6010 300 16 =3.82 1083.82 42 47N° =30 HBS i； =30 210 . =1. 12 10N2> N，取 Khn2 二 1。g）计算- J 由表8.5，选安全系数Sh =1,Sh'ch 2 二 KhN2 Hlim2 =560MPa(2)、计算齿轮参数a)计算didi _32Ku 1 ZhZeu ( Bh 】,、2=42.46mmb) 计算法面模数mn叫=d1 cos

16、 Z146.00 cos15 = 2.05mm204、按齿根弯曲疲劳强度设计(1)、确定计算参数a)确定复合齿形系数Yfs计算当量齿数:Zv1=-T=° =22.19COS - cos1579,Zv2=cos*cos15厂81.79Z2由表8.3查取相关数据，可得Yfsi= 4.135,YFS2 =3.928。b)计算螺旋角系数；->1P丫 ： = 1 一 ； -：=1 -115 =0.875120 120c)计算二Flim二Flim1 =0.44 HBS1186 =0.44 250 186 =296MPa二Flim2 =0.23 HBS2 160 =0.23 210 166

17、= 214.3MPad)计算寿命系数N2 =3.82 O08,N1 =iN2 = 3.95 汉 3.82 汉 108 =1.5 汉 109N> No - 4 10 ,取 KfNI =KfN2 =1。e)计算- J 选取安全系数Sf =1.3。计算项目及内容主要结果仁KFNlbFlim1 1 X 296 oo-7 oni/iD 虹> 1 一-227.69MPaSf1.3r 1K fn 2 F lim 21 214.3bF 2 - FN2 Flim2 一-164.85MPa2SF1.3(2)、计算齿根弯曲疲劳强度a)判断大小轮的弯曲疲劳强度比较一 4.135 -0.01816 与7寻竺

18、8-0.02383,由于屛 1227.69升 L 164.85注 再，故按大齿轮计算弯曲疲劳强度。F 2F 1b)计算齿轮的法面模数?2KTYbcosB2 YfS2mn >3丄与r 2 -1.65mm5、确定模数按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算由查表得到mn =2.5m=2.5&齿轮传动的中心距mn （乙+Z2）2.5（20 + 76 ） a -n -。-128.115mm2cos P2cos15 ”a = 129mm取 a =129mm。7、实际螺旋角为R2.5汉（20 + 76 ）P arccos-16.40242勺258、计算齿轮的几何尺寸g -2.606mmcos

19、 P=n g = 52.083mm 常 52mmd| = 52mm计算项目及内容主要结果d2 = 206mmd2 = z2mt = 205.824mm ： 206mm0 = 55mm=d<i +2mn = 57.083mm R；57mmda2 =d2 +2mn =210.824mm st211mmdXddirl.O 52.12 =52.12mm鸟二 52mm选用 b2 = 52mm b = 57mm9、计算节圆速度二 dm二 52 503.5 , 一 ,v =1.37m/ s60 1000 60000（三）、传动比验证传动机构的实际传动比为小,詈2P11.64与所要求传动比的偏差：i_i

20、113_1164:0 100%100% 一3% 乞_5%i11.3满足要求，故所选V带及齿轮适合。五、轴的设计计算（一）、输入轴及其装置的设计1、按照扭转强度初定直径选用45号钢为轴的材料，调质处理，查课本表12.5可得i° =11.64Ao =120。由于 d1 一 39.55 106P0.2 n= A03P，将A0的值代入上式可确定nd1的范围，可选取dmin =23.4mm。dmin =25mm考虑有键槽，将直径增大7%,则dmin =23.4 1.07 ： 25mm。2、输入轴的结构设计（1）、轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮轴的齿轮部分安排在箱体中央，由于轴径

21、 太小而采用齿轮轴式固定齿轮。并且小齿轮转速快，为了避免润滑油烧坏轴承，所以要在齿轮两边安装甩油环，因此要在齿轮一边制出轴 肩来定位甩油环，另一边用套筒来定位甩油环。轴承都用甩油环来定 位，而轴承靠轴承端盖来固定，输入轴的伸出段与大带轮通过键连接, 并用轴端挡圈来实现轴向定位。31.25 .6 r 6. 31.2576Ar60d1 =25mmL1 =60mmd2 =30mmL2 = 78.35mmd3 =35mmL3 =31.25mm（2）、确定轴各段直径和长度a）计算出最小轴径dmin = 23.4mm，增加7%，dmin = 25mm第1轴段结构参数di =25mm, Li =60mm。b

22、） 第2轴段结构参数初定定位轴肩h = 2 0.1di =5mm轴径d2 = 25 5 = 30mm。密封圈选型：（摘自JB/ZQ 4606-1986）摘自书P164页表16-9型号：毡圈30内径 d1 = 29mm外径D二45mm宽度b =7mm所以，第2轴段结构参数d30mm L 78.35mm，这段用来和轴承端 盖连接。c） 第3轴段结构参数d3非定位轴肩自由确定，d3 -d2即可.计算项目及内容主要结果轴承选型：（摘自 GB/T292-1994）P152表 15-3型号:30207d4 =41mm基本尺寸/mm|d: 35基本尺寸/mm| D : 72L4 =6mm基本尺寸/mm|B:

23、 17d5 =41mm安装尺寸 /mm|da (min): 42R =6mm安装尺寸 /mm|Da (max): 65d6 =35mm第3轴段结构参数d3 =35mm L31.25mm。J =31.2finmd）第4轴段结构参数d4丄4非定位轴肩自由确定，d d3轴全长：267.85mm即可。d4为配合尺寸，取标准尺寸 41mm。L4 =6mme）第5轴段结构参数定位轴肩轴径d5 = 43mm L5 = 7mm。f)第6轴段结构参数d6 = 35mm L 31.25mm（3）、轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位米用平键连接，轴与大带轮之间的平键，按d125mm,查得平键截面b 乂 h-8乂

24、 7,L - 50mm。键槽用键槽铣刀加工。为保证大带轮与轴配合有良好的对中性，故选择大带轮与轴的周H向定位是由过渡配合来为 丑，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合6来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。3、轴的强度校核（1）、求轴上的载何R 2934 N， Fr -1106N， Fa - Ft tan P - 856 N，d1cos PT1 =Tu = 76.4N列出力的平衡方程组，解出：计算项目及内容主要结果RH1 =1467N , Rh2 T467N乔=788.3N, I =317.7N ,Ma =22.3N mRv1856N分别做出轴的弯矩图、扭矩图和计算弯矩图：FtRm站69.illl

25、l llhi 人-Rd壯313何小川川川川川"血78.8N*mlM5.08-ni二 ca<轴的材料是45号钢，调质处理。由表12.1查得二b =650MPa ,90.8X*mI为 0.09 0.1 6 ,即卩 58.565MPa 取匕 l=60MPa。dmin40 mm轴的计算应力为叭厂罟=眾2” 28.85MPa60MPa因此该轴满足强度要求。（二）、输出轴及其装置的设计1、按照扭转强度初定直径选用45号钢为轴的材料，调质处理，查课本表12.5可得A -120 0 由于 d,-9.55 106P0.2 n=A0,将A的值代入上式可确定di的范围，可选取dmin = 37.02

26、 mm。考虑有键槽，将直径增大7%,则:dmin =37.02 1.07 = 39.60mm,取 dmin =40mm2、输出轴的结构设计(1)、轴上零件的定位，固定和装配dj = 40mmL1 = 65mm联轴器通过设计阶梯轴定位，并与轴通过键连接，大齿轮通过套 筒和轴肩定位配合，为防止油流入轴承而加甩油环，轴承分别以套筒 与齿轮轴轮毂和轴肩定位，用轴承端盖固定，靠轴端挡圈来实现轴向 定位。657185. 44,25 . .507.r 3行5 .k-t)L： oIII jeOd2 二 45mmL2 二 74.85 mmd3 二 50mmL3 = 44.25mmd4 =55mmL4 二 50

27、mmel(2)、确定轴各段直径和长度a) 计算出最小轴径dmin =37.02mm，增加7%则dmin = 39.60mm连接联轴器选型：LT型弹性套柱销联轴器(摘自GB/T 4323-2002)型号：LT7公称转矩Tn/(Nm): 500许用转速n| 钢(r/min): 3600轴孔直径 d1、d2、dz| 钢(mm): 40、42、45、48轴孔长度|L(mm)推荐：65第1轴段结构参数dj = 40m, Lj = 65mm。b) 第2轴结构参数初定定位轴肩h二5mm，轴径d2二45mm <密封圈选型：(摘自JB/ZQ 4606-1986)计算项目及内容主要结果型号：毡圈45d5 =

28、63mm内径d =45mmL5 = 7.5mm外径D = 62mm宽度b = 8mmd6 = 50mm第2轴段结构参数d2 =45mm L2 = 74.85mm。L6 = 34.75mmc）第3轴段结构参数d3,La 非定位轴肩自由确定，dUd2即轴全长：276.35mm可，d3根据轴承选型来确定：（摘自GB/T292-1994）P152表15-3型号:30210基本尺寸/mm|d: 50基本尺寸/mm| D : 90基本尺寸/mm|B: 20安装尺寸 /mm|da (min): 57安装尺寸 /mm|Da (max): 83所以，第3轴段结构参数d3 =50mm L3 = 44.25mmd）

29、第4轴段结构参数d4,L4非定位轴肩自由确定，d d3即可，d4为配合尺寸，取标准尺寸55mm（GB/T2822-2005）P105表12-10,L4 =50mm。e）第5轴段结构参数d5, L5定位轴肩h=4mm轴径d5 =55 +8 =63mm L5 =7.5mm。f)第6轴段结构参数d6, L6轴径d6 = 50mm L 34.75mm。（3）、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。轴与联轴器之间的平键，按轴径4 = 40mm，选与联轴器连接的键为bs128丄-56m m,轴与齿轮之间的平键按轴径 d4-55mm，选与计算项目及内容主要结果大齿轮连接的键为b h =

30、16 10,L=45mm ,键槽均用键槽铣刀加工。为保证齿轮、联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴配合为H7，齿轮轮毂与轴的配合为H7 ;滚动轴承与轴的周向定位 是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。3、轴的强度校核（1）、求轴上的载荷Ft =2Tl =2934N，斤 Fttann =1106n，Fa =Fttan：? -856Nd1cos PTi -Tn -76.4N，Tm = 279.82N列出力的平衡方程组，解出：Rh1 =1467N，Rh2 =1467NRv1 =1462.3N, I - -356.3N，M a = 84.74 N *mRv1856N分别做出轴的弯矩

31、图、扭矩图和计算弯矩图：I：T2268+4N*mdllfllF-Riit /Rrl68.lN*m.nilI| |l II L" ir " 16.62m96.5N*m丨 70.4N'mT匚 ca<119L2K*m(2)、校核轴的强度轴的材料是45号钢，调质处理。由表12-1查得二b = 650MPa ,则I为 0.09 0.1 6 ,艮卩 58.565MPa,取"l=60MPa。轴的计算应力为 %a=皿二 165090 =25.80MPa<b = 60MPa。W 0.1 403因此该轴满足强度要求。六、键连接的选择和计算（一）、输入轴和大带轮的连

32、接键与轮毂的材料均为45钢，在轻微冲击时许用挤压应力为p =100120Mpa，取IS =110Mpa。轴径d25mm，选取与带轮连接的平键为b h =8 7,L =50mm，键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度k =0.5 3.5mm o贝归'二 p332T 102 72.8 1040.28MPa kid3.5 42 25键的强度足够。（二）、输出轴和联轴器的连接键与轮毂的材料均为45钢，在轻微冲击时许用挤压应力为p =100120Mpa，取=110Mpa。轴径d40mm，选与联轴器连接的键为b h=12 8丄=56mm，键的工作长度I二L - b = 44mm，键与轮毂键槽的接触高度

33、k =0.5h =4mm。贝U:332T X102乂279.6心0”仆-n；-p79.6MPa ： ；- pp kid4 44 40- p键的强度足够。（三）、输出轴和大齿轮的连接键与轮毂的材料均为 45钢，在轻微冲击时许用挤压应力为p =100120Mpa，取f p =110Mpa。轴径d4 =55mm,选与大齿轮连接的键为b h =16 10, L= 45mm ,键的工作长度I=L-b=29mm ,键与轮毂键槽的接触高度k =0.5h =5mm。贝U：2T 10= 2279.6103 =70.1Mpapp kid5 29 55- pCJp”fp键的强度足够。七、滚动轴承的选择和设计（一）、

34、输入轴上的轴承设计输入轴上的轴承选型为30207,查书P153表15-3得C =54200N,C° =63500N。已知 Ft =2934N, =1106N,Fa =856N。1、计算径向载荷 由 RV788.3N,RV317.7N R1467NRH2 =1467N 可得:R =、RV1Rh 1= 1665.38N ，R2=RV2RH2- 1501 N2、计算轴承实际的轴向力 对于30207型轴承，派生轴向力为：Lh =50249h丘=R/2Y，查表的 Y =1.6，则:Fd1 =R/2Y = 520.4N Fd2 =&/2Y=469.0N， 则：A 二 Fa Fd2 =85

35、6 555.37 =1411.37N，A2 二 Fd2 = 555.37N。3、计算轴承的当量动载荷A1 J41"7 785 eR 1665.38从表中查得当量动载荷系数为:X1 =0.44, Y = 1.20, X2 = 1,丫2 = °查表取fp =1.1，则有:P nfpCXR +¥A )=1.1(0.44玄 1665.38+1.18X1456.4戶2696.45NF2 二 fp X2R2 YA> =1.1 1 1501 0 600.4 =1651.1N4、验算轴承的寿命已知Lh' =48000h，因P> F>，所以按轴承1受力来验

36、算：Lh106 'C 屮=I =;10660n iP 丿60 汇 480 <2696.45严、330500=50249h> Lh故轴承能满足要求。（二）、输出轴上的轴承设计输出轴上的轴承选型为7210C,查书P153表15-3得C =42800N,C0 =32000N。已知 Ft =2934N, Fr =1106N,Fa = 856N。1、计算径向载荷 由 J =1462.3N, R/2 H-356.3N RH1 =1467N， Rh2 -1467 N 可得：- 2 2 / 2 2R = , RV1 Rh 12071.33 N ， R2 = . &2 ' R

37、H 2 1509.65N2、 计算轴承实际的轴向力对于70000C型轴承，派生轴向力为：Lh =218891hFd = eR，查表的 e = 0.42，贝U: Fd1 = eR = 859.96N FdeR = 634.05N，则：A 二 Fa Fd2 =856 634.05 = 1490.05N，A2 二 Fd2 = 634.05N。3、计算轴承的当量动载荷A1&1490.052071.33=0.72> e，AR2634.051509.65=0.42 二 e从表中查得当量动载荷系数为:X1 = 0.44, Y =1.25,X2 =1，丫2 = 0。查表取fp =1.3，则有:P

38、 =fp(X1R1 +第A )T.30.44%2071.33+1.25x1490.053606.13NP2 = fp X2R2 Y>A2 =1.31 1509.65 0 634.05 =1962.55N4、验算轴承的寿命 已知Lh =48000h，因P> P,，所以按轴承1受力来验算:Lh106 'C106I =60n iP 丿 60127.33爲0218892 Lh故轴承能满足要求八、联轴器的选择在输出轴的计算中已选定联轴器型号，选LT7型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为500N m，许用转速为3600r/min 。计算项目及内容主要结果九、箱体结构尺寸（一）、箱体的基本结

39、构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各 种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体 的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的 工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结 构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的 设计和绘制过程中确定。（二）、箱体的材料及制造方法 选用HT200,砂型铸造。箱座壁厚S =0.025a+1m诈 8mm8mm箱盖壁厚=（0.80.85）8mm8mm箱座凸缘壁厚b=1.5 S12mm箱盖凸缘壁厚bi=1.5 S12mm箱座底凸缘壁厚b2=2.5 S20mm地脚螺

40、钉直径df =0.036a+12mmM16地脚螺钉数目a<250m m,n=44轴承旁联接螺栓直径di=0.75 drM12 :箱盖与箱座联接螺栓直径d2=（0.5 0.6） dfM10联接螺栓d2间距1=150 200mm64mm轴承盖螺钉直径d3=（0.4 0.5） dfM8视孔螺钉直径d4=（0.3 0.4） dfM6定位销直径d=（0.7 0.8） d28mm轴承旁凸台半径R=Q20 mmdf、di、d2至外箱壁距离C122mmdf、d2至凸缘边缘距离C220mm凸台高度h90mm外箱壁至轴承座端面距离L1=G+C2+（5 8）mm47mm大齿顶圆与相体内壁距离8mm计算项目及内容主要结果齿轮端面与箱