一级直齿输入V带输出链轮P=6200n=8010X2.

1、河南科技大学机械设计说明书题目：一级直齿圆柱齿轮减速器专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：赵乐学号： 120551320022036指导教师：杨巍二零一三年六月十八日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V 带的设计-8第七部分链传动的设计-8第八部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第九部分键连接的选择及校核计算-20第十部分减速器及其附件的设计-22第十一部分润滑与密封-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：设计一用于带式运输机上的一级直圆

2、柱齿轮减速器. 运输机连续单向运转 ,载荷变化不大 , 空载起动 , 卷筒效率为 0.96( 包括其支承轴承效率的损失), 减速器小批量生产 , 使用期限 10 年(300 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 (A1 或 A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3 或 A2)。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. 设计 V 带和带轮6. 设计链传动和链轮7. 齿轮的设

3、计8. 滚动轴承和传动轴的设计9. 键联接设计10. 箱体结构设计11. 润滑密封设计12. 联轴器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：齿轮相对于轴承对称分布，要求轴的刚度不大。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级，链传动和链轮设置在低速级。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 V 带传动和链传动的一级圆柱直齿轮减速器。计算传动装置的总效率a:a=0.96×0.992×0.97× 0.95×0.96=

4、0.831 为 V 带的效率 ,2 为轴承的效率 ,3 为齿轮啮合传动的效率,4 为链传动的效率 ,5 为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择1 电动机的选择已知条件为 :P =6.2KWn = 80 r/min电动机所需工作功率为 :pw6.2pd= a = 0.83 = 7.47 KW执行机构的曲柄转速为 :n = 80 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i0=24，一级圆柱直齿轮减速器传动比i1=36，链传动的传动比i 2=25，则总传动比合理范围为i a=12120，电动机转速的可选范围为nd = i a×n = (12×

5、;120)×80 =9609600r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S2-2 的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速 nm=2900r/min，同步转速 3000r/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=2900/80=36.2（ 2）分配传动装置传动比 :ia=i0× i×i 2式中 i0,i1,i2 分别为带传动、减速器和链传动的传动比。为使V 带传动和链传动的外廓尺寸不致

6、过大，初步取i0=2，i 2=4，则减速器传动比为 :i=i a/(i 0×i2)=36.2/(2×4)=4.5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/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) 各轴输入功率: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则各轴的输出功率：PI' = PI×0.99 = 7.1 KWPII ' = PII ×0.99 = 6.82 KWPIII ' = PIII× 0.99 = 6.42 KW(3) 各轴输入转矩 :TI = Td× i 0×电动机轴的输出转矩 :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输出转矩为：'TI = TI×0.99 = 46.7 NmTII ' = TII × 0.99 = 202 NmTIII ' = TIII × 0.99 = 759.7 Nm第五部分V带的设计1 选择普通 V 带型号计算功率 Pc:P

9、c = KA Pd = 1.1× 7.47 = 8.22 KW根据手册查得知其交点在A 型交界线范围内，故选用A 型 V 带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速取小带轮直径为 d1 = 100 mm, 则：d2 = n1×d1×(1- )/n2 = i 0×d1×(1- )= 2×100×(1-0.02) = 196 mm由手册选取 d2 = 200 mm。带速验算：V = nm×d1×/(60×1000)= 2900× 100×/(60× 1000) = 15.1

10、8 m/s介于 525m/s 范围内，故合适。3 确定带长和中心距 a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(100+200)a02×(100+200)210a0 600初定中心距 a0 = 405 mm，则带长为 :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 选用 L d = 1250 mm，确定实际中心距为：a = a0+(L d-L 0)/2 = 40

11、5+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4验算小带轮上的包角:= 1800-(d2-d1 )×57.30/a= 1800-(200-100)×57.30/386.5= 165.20>12005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+ P0)× K L× K故要取 Z=4根A型V带。6 计算轴上的压力：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作用在轴上的压力：FQ = 2× Z×F0×sin( 1/2)= 2×4×131.6×sin(165.2/2) = 1043.9 N第六部分链传动和链轮的设计1 选择链轮齿数 z1， z2假设链速 v=0.63m/s，查表 7.6 得 z117，故选取： z1=25；大链轮齿数：z2=i2× z1 = 4×25 = 100，取 z2 = 1002 确定计算功率 Pca查表 7-7 得 KA = 1，则：Pca = K A×PII ' = 1×6.8

13、2 = 6.823 确定链节数 L p'初选中心距 a0 = 40p，则链节数为：' 2a0 z1+z2 z2-z1 p L p = p + 2 + 2 2a02×40p25+100100-25p=p+2+2240P = 146.1 取： L p = 1464 确定链节距 p由式（ 7-15 ），链传动的功率为：P0 PcaKZKLKP由图 7-11 ，按小链轮转速估计，链工作在功率曲线的左侧，查表7-8 得：z11.0825 1.08K Z =19=19= 1.34L p0.261460.26K L =100=100= 1.34选取单排链，查表7-9 ，K P =

14、16.82P0 1.34×1.34×1 = 3.8 KW由 P0=3.8KW 和小链轮的转速 n2=322.2r/min 查图 7-11 选取链号为 10A，再由表 7-1 查得链节距 p = 15.875 mm。由点（ n1，P0)在功率曲线的左侧，与所选系数 KZ、KL 一致。5 确定中心距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中心距减少量a = (0.0010.002)a = (0.0020.004)×6

15、34.45 = 1.272.54 mm实际中心距a' = a-a = 634.45-(1.272.54) = 633.18631.91 mm取 a' = 633 mm 6 验算链速 Vz1n1pv = 60×1000=25×322.2×15.875= 2.1 m/s60×10007 计算作用于轴上的压轴力Fe =1000P=1000×6.82= 3248 Nv2.1Fp 1.2Fe = 1.2×3248 = 3898 N第七部分齿轮的设计（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

16、安装的限制，故选用一级圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。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 = 20，则：2= i12×Z1×取：2= 90Z=4.5 20=90Z2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：32K Tu±1ZZ2d1t t 1××HEud H确定各参数的值 :1) 试选 K t = 1.22) T1 = 47.2 Nm3)选取齿宽系数 d = 14)由表 8-5 查得材料的弹性影响系数

17、 ZE = 189.8 MPa5) 由图 8-15 查得节点区域系数 ZH = 2.56) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 : Hlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 :Hlim2 = 560 MPa。7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数： N1h×× ××× ××9= 60nkt= 601450 110300 28 = 4.1810大齿轮应力循环次数： N2h1×9×8= 60nkt= N /u = 4.18 10 /4.5 = 9.28 108) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命

18、系数 : K HN1 = 0.85,KHN2 = 0.899) 计算接触疲劳许用应力 , 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:H1 =K HN1Hlim1= 0.85× 610 = 518.5 MPaSH2 =K HN2Hlim2= 0.89× 560 = 498.4 MPaS许用接触应力 : H = (H 1+H2)/2 = (518.5+498.4)/2 = 508.45 MPa3 设计计算 :小齿轮的分度圆直径 : 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 修正计算结果：1) 确定模数：md1t49.4= 2.47 mm= 20nZ1取为标准值 : 3 mm。2) 中心距：Z +Zmn()1 2a =20+90× 322= 165 mm3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 20× 3 = 60 mmd2 = Z2mn = 90×3 = 270 mmb = d× d1 = 60 mmb 圆整为整数为： b = 60 mm。4) 计算圆周速度 v:d1n13.14×60×

20、;1450v = 60×1000=60× 1000= 4.55 m/s由表 8-8 选取齿轮精度等级为9 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 查得齿间载荷分配系数： K H= 1.1，K F = 1.1；齿轮宽高比为：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，由图 8-12 查得： K F = 1.342

21、) K = K AKVKF KF = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.623) 由图 8-17 、 8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数 : Y Fa1 = 2.75YFa2 = 2.21应力校正系数 : Y Sa1 = 1.56Y Sa2 = 1.84) 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：Flim1 = 245 MPaFlim2 = 220 MPa5) 同例 8-2 ：小齿轮应力循环次数 : N1 = 4.18×109大齿轮应力循环次数 : N2 = 9.28×1086) 由图 8-20 查得弯曲疲

22、劳寿命系数为：KFN1 = 0.81K FN2 = 0.857) 计算弯曲疲劳许用应力，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小齿轮数值大选用。(2) 按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度：32KT 1×Y FaY Samn2FdZ13 2×1.62

23、15; 47.2×1000×0.02809=2= 2.21 mm1× 202.213 所以强度足够。(3)各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 60 mmd2 = 270 mmb =d×d1 = 60 mmb 圆整为整数为： b = 60 mm圆整的大小齿轮宽度为： b1= 65 mm2b = 60 mm中心距： a = 165 mm，模数： m = 3 mm第八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 = 7.17 KWn1 = 1450 r/minT1 = 47.2 Nm2 求作用在齿轮上

24、的力 :已知小齿轮的分度圆直径为 :d1 = 60 mm则:Ft =2T12×47.2× 1000= 1573.3 N=60d1rt×tan= 1573.3×tan200= 572.6 NF = F3 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 A 0 = 112，得：3P137.17dmin = A0×= 19.1 mmn1= 112×1450显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取 : d12 = 20 mm。带轮的宽

25、度： B = (Z-1) ×e+2× f = (4-1)×18+2×8 = 70mm，为保证大带轮定位可靠取： l12 = 68 mm。大带轮右端用轴肩定位， 故取 II-III段轴直径为 : d23。大带轮右端距箱体壁距离为，取23。= 25 mm20: l= 35 mm4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： 6206 型深沟球轴承，其尺寸为: d×D&#

26、215;T = 30×62× 16 mm，轴承右端采用挡油环定位， 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，取： l45 = l67 = 5 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于: d1 2d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以: l56；则= 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 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

27、承查手册得T = 16 mm带轮中点距左支点距离L 1 = (70/2+35+16/2)mm = 78 mm齿宽中点距左支点距离L 2 = (65/2+30+5-16/2)mm = 59.5 mm齿宽中点距右支点距离L 3 = (65/2+5+32-16/2)mm = 61.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 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（见图 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）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：M H = FNH1 L2 = 799.7×59.5 Nmm = 47582 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：M V0 = FQL 1 = 1043.9×78 Nmm = 81424 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：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：22M 1=MH+M V1= 97268 Nmm22M 2=MH+M V2= 75564 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 = 0.6，则有：2

30、22M +(T1)20.6×47.2× 1000Mca197268 +ca =()MPaWW0.1× 603= 4.7 MPa = 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：II 轴的设计1求输出轴上的功率P2、转速 n2 和转矩 T2：P2 = 6.89 KWn2 = 322.2 r/minT2 = 204 Nm2 求作用在齿轮上的力 :已知大齿轮的分度圆直径为 :d2 = 270 mm则:Ft =2T22×204×1000= 1511.1 N=270d2Fr = Ft×

31、;tan3 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 : A 0 = 112，得 :3P23 6.89min= A0×d= 112×322.2 = 31.1 mmn2显然，输入轴的最小直径是安装小链轮处的轴径d12，由于键槽将轴径增大4%，故选取：d12，取：12。小链轮轮右端用轴肩定位， 故取II-III= 32 mml= 40 mm段轴直径为 : d23。小链轮轮右端距箱体壁距离为，取23。= 37 mm20: l= 35 mm4 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

32、号。为能顺利地在轴端 III-IV 、VI-VII 上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 40 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用 : 6208 型深沟球子轴承，其尺寸为：d×D× T = 40mm× 80mm×18mm。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。取大齿轮的内径为： d2 = 48 mm，所以：d45 = 48 mm，为使齿轮定位可靠取： l 45 = 58 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度

33、： h 0.07d = 0.07× 48 = 3.36 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×3.36 =0 mm，所以： d56 = 55 mm，l 56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：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 轴的受力分析和校核 :1）作轴的计算简图（见图a） :根据 6208 深沟球轴承查手册得T = 18 mm带轮中点距左支点距离L 1 = (40/2+35+18/2)mm = 64

34、 mm齿宽中点距左支点距离L 2 = (60/2-2+41.5-18/2)mm = 60.5 mm齿宽中点距右支点距离L 3 = (60/2+6+35.5-18/2)mm = 62.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图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（见图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）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：M H = FNH1 L2 = 767.8×60.5 Nmm = 46452 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：M V0 = FeL 1 = 3248×64 Nmm = 207872 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：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：22M 1 =MH+M V1= 285641 NmmM =22= 131041 NmmMH+M V22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 = 0.6，则有：2)22856412+McaM +(T10.6× 204× 10002=1=(3)ca =

37、 WWMPa0.1×48= 28.1 MPa = 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：第九部分键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算：校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为： b× h× l = 6mm×6mm×63mm，接触长度 : l' =63-6 = 57 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'd F = 0.25×6×57×20×120/1000 = 205.2 Nm TT1 ，故键满足强度

38、要求。2 输出轴键计算：(1) 校核大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b× h× l = 14mm×9mm×50mm，接触长度 : l' =50-14 = 36 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'd F = 0.25×9×36×48×120/1000 = 466.6 Nm TT2 ，故键满足强度要求。(2) 校核小链轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b× h× l = 10mm×8mm×36mm，接触长度 : l' =3

39、6-10 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'd F = 0.25×8×26×32×120/1000 = 199.7 Nm TT2 ，故键满足强度要求。第十部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 10×2× 8× 300 = 48000 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 = 572.6 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:60n3 60×1450×1106×4800

40、0 = 9221 NC = P106 L h= 572.6(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：106C 3Lh =P60n110619.5× 1000 35= 60×1450572.6= 4.54×10L h所以轴承预期寿命足够。2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 = 550 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:60n1360×322.2× 48000 = 5365 NC = P×6 L h= 55061010(3) 选择轴承型号 :查课本表 11-5 ，选择 : 6208 轴承， Cr= 29.5 KN，由课本式 11-3 有：106C3L =hP60n1=10629.5× 1000 3660× 322.2550= 7.98× 10 Lh所以轴承预期寿命足够。第十一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