蜗杆—斜齿圆柱齿轮—二减速器套用该模板

1、目录一、设计任务书 1二、传动方案分析 2三、电动机的选择计算 3四、总传动比的确定和各级传动比的分配 3五、运动和动力参数的计算 3六、传动零件的设计 4七、轴的设计和计算 11八、滚动轴承的选择和计算 16九、键连接的选择和计算 19十、联轴器的选择和计算 20十一、润滑和密封的说明 21十二、拆装和调整的说明 21十三、减速箱体的附件的说明 21十四、设计小节 21十五、参考资料 22、传动方案分析1蜗杆传动 蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小 功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度， 可将蜗杆传动布置在高速级

2、，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此 将蜗杆传动布置在第一级。2斜齿轮传动 斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第二级。3圆锥齿轮传动 圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置 方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以 将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴的布置方向。4链式传动 链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布置在最后。因此，蜗杆传动斜圆柱齿轮传动圆锥齿轮传动链式传动，这样的传动方案是比较合 理的。计算及说明结

3、果三电动机选择计算1 原始数据如下：运输链牵引力F=6000N运输链工作速度 V=0.15m/s运输链齿数Z-16运输链节距P-1002 .电动机型号选择”才予佔老Fv6000汶0.15Rw =0.9kw运输链所需功率 FW = 0.9kw1000 1000取n-0.99（连轴器），耳2-0.98（轴承），13-0.97（斜齿轮）,昭-0.72 （蜗杆）,頑-0.93（圆锥齿轮）；3甲-n >( Y2) Xrj3 X Y4 x 5-0.605 0.605电动机功率Pd-Pw / na-1.488 kwFd = 1.488kw运输链链轮节圆直径D -P-100-512mmD = 512mm

4、sin(180/ z) sin(180/16)卄”、击60 0000v60 汉 1000 汉 0.15n = 5.6r / min链轮转速n =5.6r/min兀 D3.14512取圆锥齿轮传动比i1-24 ;蜗杆传动比i2-6090贝U电动机总传动比为ia'-f iX'-120360故电动机转速可选范围是g'-ia' X-(120360) X6-6702012 r / min故选电动机型号为 Y90L-4电动机型号Y90L-4主要参数：nd =1500r/min; D =24mmnd =1500r / mi nD = 24mm四总传动比确定及各级传动比分配nm

5、 = 1440r/minia = 257由电动机型号查表得 nm-1440 r / min ; ia-nm / n-1440 / 5.6-257取蜗杆传动比i1-31 ;直齿圆柱齿轮传动比i2-0.05 （ia / i3） -3;圆锥齿轮传动比h =31;i2 =3i3-2.77i3=2.77五.运动和动力参数的计算设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，圆柱齿轮轴为 3轴，链轮轴为4轴，n1- 46.45 r / minn2- 15.48 r / min1.各轴转速：n3- -5.59 r / minn1-nm / i 1-1440 / 31 -46.45 r / minn2=n m / i 2=46.

6、45 / 3= 15.48 r / minn3=n m / i 3=15.48 / 2.77=5.59 r / min2. 各轴输入功率：Pi=PdX 01=1.488 0.99=1.473kwP2=PiX 02=1.473 0.98 0.72=1.O39kwP3=P2X 3n=1.039 0.98 O.72=0.988kwP4=P30 n=0.988 0.98 0.97=0.900kw3. 各轴输入转距：Td=9550 >Pd/nm=9550 >1.488/1440=9.868N mT1=Td0 n=9.868 0.99=9.77 N mT2=01 012=9.77 01 00.

7、98 0.72=213.7 N mT3=T2 Xi2 0 n=213.7 3 00.98 0.97=609.43 N mT4=T3 为3 0 n5=609.43 2.77 0.98 0.93=1538.55 N m运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P(kw)转距T(N m)转速n(r/mi n)传动 比i效率n输入输出输入输出电动机轴1.4889.871440.001.000.99一轴1.4731.4449.7709.571440.0031.00.71二轴1.0931.018213.7209.446.453.000.95三轴0.9880.968609.4597.215.482.770.

8、91四轴0.9000.8821538.61507.85.59六.传动零件的设计计算1 蜗杆蜗轮的选择计算(1) .选择蜗杆的传动类型根据GB/T 10085 1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。(2) .选择材料蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。P1= 1.473kwP2= 1.039kwP3= 0.988kwP4= 0.900kwTd=9.868N mT1= 9.77 N mT2= 213.7 N mT3= 609.43 N mT4= 1538.55 N m蜗杆材料用45钢，蜗 轮用铸锡青铜ZCuS

9、 n10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。(3) .按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。/土、叶6°x1000v6°x100°x0.15 c.传动中心距n-5.6r/minnD3.14x512 确定作用在蜗轮上的转距T2zi=i, n=0.7 ,则ppHi 473 x 0 7T2 =9.55X106 2 =9.55沢1061= '' x 9.55"06 =2.12 汉105 N mn2n-i /1121440 /31m 确定载荷K因工作载荷较稳定，故取载荷

10、分布不均匀系数K B =1,机械设计250页查表11-5取Ka=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取Kv=1.05 ;则K=Ka XK B >Kv =1.15 XXI.05 1.21 确定弹性影响系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2 确定接触系数Zp先假设分度圆直径 d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从图11-18中查得Z p =2.9 确定许用接触应力d h根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuS n10P1，金属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力d H'=268MPa14408应力循环次数N 60

11、jn2Lh 60勺汉沃7200 2.01汉1031107寿命系数KHn=8) =0.687V2.0r<105贝V巧=Khn 汉片 =0.687汉268 = 184.12MPa 计算中心距n = 5.6r / minT2 =2.12汇 105N mmK =1.211/2ZE=160MPaZp =2.98N =2.0仔 10KHN = 0.687j = 184.12MPaa 色 99.34mm-g47 105 需爲9 334mma = 100mmPa = 15.7mm; q=10; da1=60mm;=5 42'38" sa=7.85mm蜗轮齿数z2=31 ;变位系数x2=

12、-0.5 ；验算传动比i = z2/z1=31 ;传动比误差为0蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径d2=nK z2=5X3仁 155mmda2=d2+2X ha2=155+2X 5=165mm df2=d2-2 *f2=155-2 X1.2 >5=143mm rg2= a-0.5 >2=100-0.5 >65=17.5mm(5).校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2d1d2mYFa2丫亡J当量齿数ZV2二 Z2cos331cos(5o42'38")=31.47由此，查表11-19可得齿形系数YFa2 =3.3。d2=155mm da2

13、=165mmdf2=143mmrg2= 17.5mmZV2 =31.47丫" 3.3丫 =0.9592螺旋角系数Yph-氓140°= 0.9592取a =100mm, i =31,从表11-2中查得m=5，蜗杆分度圆直径。这时 dy/ a = 0.5,从图11-18中查得Z = 2.37,因Z'：Zr,因此以上计算结果可用。(4) .蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆轴向齿距pa =15.7mm ;直径系数 q=10;齿顶圆直径 da1 =60mm ;分度圆导1程角丫 =5°42'38"；蜗杆轴向齿厚 sa ： m = 7.85mm2蜗轮

14、许用弯曲应力 ；='KfnKFN = 0.515从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力匚F'=56MPa寿命系数Kfn = 2.01 105= 0.515匸H = 28.84MPa二F =27.82MPa二h=56 0.515 = 28.84MPa1.53 1.05 2.01 105 二F3.3 0.9592 = 27.82MPa50 x 155x5满足弯曲强度。(6) .精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器， 从GB/T 10089 1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为 f，标注为8f GB

15、/T 10089 1988。(7) .热平衡核算。由于摩擦损耗的功率 Pf二P(1 - )，则产生的热流量为：宀=1000P(1 - )P蜗杆传递的功率以自然方式：'；'：2 =d S(to -ta)2:d箱体的表面传热系数，可取,=15W/(m C)；S内表面能被论化油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面 积，单位为 m2;取S=0.5 m2to油的工作温度，可取 to =65 C ；ta 周围空气的温度，常温情况可取ta =20 C ；按热平衡条件_2，可求得在即定工作条件下的油温to1000P(1 - ):dS20 1000(“72)155.5= 57.3

16、C<t。满足温度要求。2.斜齿轮传动选择计算(1).选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。材料选择。有表10-1选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮乙=24, Z2 =72,14°材料为45钢(调质)硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数 Zi =24,大齿轮齿数 乙=72,选取螺旋角。初选螺旋角1 "4° 。(2).按齿面接触疲劳强度设计% =32KtT, u 十仃 ZH Z确定公式内各计算数值a.试选 Kt =1.6b.由图10-30选取区域系数 Zh=2.433C.由图

17、10-26 查得:a1 =0.77, ；a2 =0.88,则；a =；：a1 ；a2 =1.65d. 小齿轮传递转距551.0395=95.5 10 R/n1 =95.5 102.136 10 N- mm46.45e. 由表10-7选取齿宽系数'd =1f.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MRa1/2g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限匚Hlim =600MPah.应力循环次数N =601. =60 46.45 16 300 15=2.01 108i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数Khn=1.07j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=16Khn 二

18、HlimS1.07_6001=642 MPa计算a.试算小齿轮分度圆直径dt1，代入二h中较小的值心=1.6Zh=2.433鮎=吗1十= 1.65= 2.136"05Nmm% =1ZE=189.8MPa1/2 叭血=600MPa8N =2.0仆 10Khn=1.07竹=642MPad1t = 65.81mmv = 0.16m/ sd1t3 b 汉 1.62.136 汉 105 42.43 "89.8 2V 仆 1.653 1642 丿二 65.81 mmb.计算圆周速度兀 dit3.1416x65.81 x46.45 门“ /v 一 0.16m/ s60x100060x10

19、00c. 计算齿宽b及模数mntb = ©dd1t = 1 x 65.81 = 65.81mm d1t cosB65.81 汉 cos14om = 2.66mmz124h = 2.25mnt = 2.25 況 2.66 = 5.985mm b/h =65.81/5.985 =11.00d. 计算纵向重合度S P邛=0.318d乙 tanB = 0.318 仆 2金 tan 14 = 1.903e. 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 Ka =1根据v=0.16m/s , 7级精度，有图10-8查得动载荷系数 Kv =1，故Kh0 =1.12 + 0.18x(1 十 0.6%2)%

20、2 +0.23x10b= 1.12 +0.18(1+0.16) +0.23汇10 x65.81= 1.42由表10-13查得心0=1.35由表 10-3 查得 Khg=Kfg = 1.1故载荷系数K =Ka =Kv = Khu=KhP = 1x：1.1x：1.42 = 1.56f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径4 =d1t0K/Kt =65.8仔3A.56/1.6 = 65.26mmg. 计算模数mnd1tcosP 65.2cos14° 亠小 mn = 2.64mmZ|24(3).按齿根弯曲强度设计b = 65.81mm mnt = 2.66mm h = 5.985mm b

21、/h = 11.00ep = 1.903心円.42KfR = 1.35KHa = Kf° =匸1K =1.56a =65.26mn = 2.64mmmn _32 KTY : cos2 ：诈aYsa“-K =1.485确定计算参数a.计算载荷系数K = Ka = Kv = Kh 一 = Kh ： = 1 1.1 1.35 = 1.485b根据纵向重合度；-：=1.093，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.88c.计算当量齿数4/1cos3 : cos 14?24= 26.274/2Z2cos3 :乎=78.82 cos314 -d.查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1

22、=2.592YFa2 =2.24Ysa1 =1.596,Ysa2 =1.75e.计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较叶YFa1Ysa12.592 1.596；十1 一 303.57= 0.01363YFa2Ysa2站22.24 1.75238.86= 0.016414/1 二 26.274/2 二 78.82大齿轮的数值大。设计计算3 2 1.485 2.136 105 0.88 cos214?V212 X1.650.01641 二2.08mm因此取 mn =3mm，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取=d1t = 65.26mmZ1 =d1cos :mn65.26 cos14:

23、3= 21.11m n = 3mmd1 二 d1t 二 65.26mmz1 -21z2 二 63取 Zi = 21，贝V Z2 = UZ1 = 3 汇 21 = 63(4).几何尺寸计算 计算中心距(乙 +z2)mn(21+63)況3 厂a _2： n/-129.86mm2cos P2cos14°将中心距圆整为 130mm 按圆整后的中心距修正螺旋角P =arccos(Z1 =Z2)mn 二arccos(2"63Z3 =1汨5'0"2a2030因3值改变不多，故 答Kp,ZH等值不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径z1mn215= = 65.000mmc

24、osP cos1415',Z2mn635“L “ad2 = = 195.000mmcosP cos14°15' 计算齿轮宽度b=1 汉 65 = 65mm所以取 B2 =65mm;B =70mm。七.轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的 45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式为：dS舊1 , 3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=A3=110, A2=120。a = 130mmP =14&

25、#176;15'0"d1 = 65mmd2 = 195mm9 = 65mmB, = 70mm轴的材料选用常用的45钢dX A x 3（旦=iio汉 3卩 W = n.08mmdi = 24mm d2 = 35mm d3 = 45mm11n1'； 1440d2 _A23 F2 =120 3 1.039 = 33.81mm'、n2 46.45d33F3.110 3 O'988 .43.96mm 们3V 15.48考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定d1=24mm取 d2 =35mm ； d3 =45mm2 .轴的结

26、构设计1轴的初步设计如下图：联轴器端盖并列向心轴承滚动轴承装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴的左端向又端安装，右端只安 装轴承和轴承座。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68） mm，否则可取（46） mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端 面应留有距离L,以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L= （13）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。3轴的初步设计如下图:装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套

27、筒和滚动轴承，右端从右到左依次安装 套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮。尺寸设计准则同1轴2轴的初步设计如下图：装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承，右端从右到左依次安装蜗轮、套 筒、滚动轴承和端盖。尺寸设计准则同1轴3. 2轴的弯扭合成强度计算由2轴两端直径d=35mm,查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为7207C,D=72mm , B=17mm ,a=15.7mm (轴承的校核将在后面进行)。(1).求作用在齿轮上的力，蜗轮、轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图齿轮上的作用力：纽/ 2伸1°叭8548N50F r1tan： ncos “=8548tan 20：cos14

28、15'二 3210NFa1 =Ft1ta n=8548 tan 14,15'=2171N蜗轮对轴的作用力:Ft22T2 = 2 213.7 1000d2155= 2757.3Nd=35mmD=72mmB=17mmFt广 8548NFr1 =3210NFa1 =2171NFt2 二 2757.3N巳=1008.6NFa2 =275.7NF'NV1 1895.3NFNV1 =6251.6NFNV2 二 1287.8NFnh1 = 1347.9NFNH2 =1800.6NMV1 = 308.2N mMV2 = 51.9N mM H1 = -66.5N mM H 2 = 72.

29、6N mM1 =315.3N mM2 二 88.4N mT F28.2N mFr2= Ft2 tanL = 2757.tan2= 1008.6Ncos - 2cos5:42'38"Fa2 = Ft2 tan 2=1008.6 tan5：42'38" =275.7N再由下图求出轴承对轴的作用力F 'nv i - Fai Fa2 = 0= F 'nvi = -1895.3NFNV1 -Fti Fr2 FNV2 =0FNV1(L1L2L3) Ft1(L2L3)Fr2L3Fa2r2 0= Fnv1 = 6251.6N; Fnv 2 - 1287.8N

30、FnH1 -'Fr1 Ft2 Fnh 2 = 0FnH1(L1L2L3)- Fa1r1- Fr1(L2L3)Ft2L3=0= Fnh - -1347.9N; Fnh2 - 1800.6N作出2轴的力学模型，如下图再计算出各个作用点处的弯距和扭距MV1 = FNV1 L 6251.6 49.3/1000 = 308.2N mMV21 二 FNV2L3 =1287.8 40.3/1000 =51.9N mMV22 二 FNV2L3-Fa2r2 =(1287.8 40.3 275.7 155)/1000 = 94.63N mMH11 =FNH1 L1 =1347.9 49.3/1000 二-

31、66.5N mMh 12 二 Mh11 Fa11 =66.5(2171 65)/1000 =207.57N mMH2 =FNH2 L3 -1800.6 40.3/1000 =72.6N mM = MV12 MH112 = 315.3N mM 12V12 M2H12= 371.6N mM 21V21=88.4NM22 = JMv22M h 2 =119.0N m丁 匚匚8548x652757.3x155 dOQOMT = FtiH Ft22 = 128.2 N m1000弯距图和扭距图如下：F'NV115.749.340.315.7Ft1FaiF' NV1FNV2FNH2Fnv1

32、Ft1FNV2Fr2MV22MVFr1Fa1F'nv1Fa2Fnh1FnH2Ft1MH2MhMH12MTT轴的受力分析及弯距、扭距图打ff丄山F NV1WZ/7/7/fFnh1M12Fa2F r2 Ft2Fa1Fa2I I 丨 I 1 TTE-rM2211TTrrTi-,|!W = 2.75 10-5丁 - 11.5MPai; =2.33MPa；7 = 60MPa匚 ca =11.6MPaD=85mm;B=19mm a=18.2mm Co=27.2 kNC =38.5 kNV max=6700 r / minD=85mm;B=19mmCo=20.5 kNC =31.5 kN(2).校核

33、轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力ca = jF+4伽)2(因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数a )取G =0.333抗弯截面系数Wd “.id3-0.165一鸟出“。3211000 丿截面上的弯曲应力cr - 12 -5115MPaW 2.7510截面上的扭转切应力 E T 一 T 一128.2-2.33MPaWt2W 2x2.7510轴的弯扭强度条件为bca兰二查表 15-1 得二=60MPa所以<rca = J11.52 +4x(0.3><2.33)2 =11.6MPa £切二符合弯扭强度条件八.滚动轴承的

34、选择计算1. 1轴上的轴承的选择和寿命计算左端采用双列角接触球轴承，根据轴直径d=45mm，选择角接触球轴承的型号为7209C，主要参数如下：D=85mm;B=19mm;a=18.2mm基本额定静载荷Co=27.2 kN基本额定动载荷C =38.5 kN极限转速V max=6700 r / min右端采用深沟球轴承，根据轴直径d'-45mm，选择深沟球轴承代号为6209 ,主要参数如下：D=85mm;B=19mm基本额定静载荷C°=20.5 kN基本额定动载荷C =31.5 kN极限转速V max=7000 r / minVmax=7000 r / minP = 500.8N

35、F2 = 504.3N1轴轴承计算寿命Lh =5.15"05hL = 7.2 汉 104hD=72mm ; B=17mma=15.7mmCo=20 kN因1轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力Fa =Fa2 =275.7N该轴承所受的径向力约为11Fr =_Fr2 =_汇1008.6 =252.2 N44查表13-5得双列角接触球轴承判断系数e =0.8Fa / Fr =1.09 > e所以X =0.63;Y =1.24当量动载荷 R=XFr YFa =0.63 汉 252.2+1.24汇 275.7 = 500.8N深沟球轴承所受的径向力约为 1l1008

36、.6 Fr ' = 一 Fr2 504.3N2 2当量动载荷P2 =Fr =504.3N所以P < F2，应用P?核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数® =36 /6f3 "3柚芯、丄苗古厶.10iC1038.510L.e轴承计算寿叩Lh 5.15x：10h60n (P 丿 60 0440 i 504.3/减速器设计寿命L =15汉300汉16 =7.2汉104人所以Lh > L满足寿命要求2. 2轴上轴承的选择计算(1).轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d-35m m,选用深沟球轴承的型号为7207C,主要参数如下：D-72mm ; B-17

37、mm ; a-15.7mm基本额定静载荷Co-20 kN基本额定动载荷C -30.5 kNC -30.5 kNVmax-11000 r / minFae = 1895.3NFr1 =6395.3NFr2 =2213.7NFa2 =1505.3NFa1 =3364.6N2轴轴承计算寿命Lh =4.9 汉 105h巳=6395.3N极限转速(2).寿命计算Vmax=11000 r / minFae =F'nvi =1895.3NFr1 =，FNV12 FNH12 =;6251.62 1347.92 =6395.3N Fr -,FNV22 - FnH22 =亦287.82 1800.6221

38、3.7N Fa2 = Fd 2 = 0.68Fr2 = 1505.3NFa1 =Fae Fd2 =1859.3 1505.3 = 3364.6N查表 13-5 得 Fa1 / Fr1 = 0.53、e; Fa2 / Fr2 = 0.68 - e二 X1 必=0.44;Y £2 =1.0所以P1 P2R =XFn +YFa1 =5922.7N轴承计算寿命减速器设计寿命所以满足寿命要求。4L =7.2 10 hLhL10660 46.4530.5 X103 "5= 4.9 10 h5922.7/(3).静载荷计算查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷巳二 » =6

39、395.3NF19.7MPa因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数So =1.0所以FOS -6395.3 1.0=6.40kN ： C。=20kN满足强度条件(4).极限工作转速计算以上所选各轴承的极限转速vmax v =1440r / min都成立，所以他们的极限工作转速一定满足要求。九、键连接的选择和计算1 .键的选择1轴键槽部分的轴径为 24mm，所以选择普通圆头平键键 8 ：<7,b =8mm, h = 7mm, L = 32mm3轴左端键槽部分的轴径为 50mm，所以选择普通圆头平键键 14 x9,b =14mm, h = 9mm, L = 50mm右端选择与左端相同的键键

40、 14 x9,b =14mm, h = 9mm, L = 50mm2轴键槽部分的轴径为 43mm，所以选择普通圆头平键键 12 x8,b =12mm,h =8mm, L =45mm2 .键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为32TI0严坊戸二勻bp】kid查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa，所以取bp =120MPa(1).1轴上键的强度计算可=9.77N m& =0.51> = 3.5mmh = L -b =24mm27.77 勺03/所以貯 = 9.7MPa 兰bP3.5X24X24满足强度条件.2轴上键的强度计算T2 =213.7N mk2 =0.5h2 = 4mml2 = L2 -b2 =33mmo>2 = 75.3MPa <jp31 =101.5MPau P32 = 115.8MPaTca = 192.3N mTn = 315N mn = 5600r / mi n站2x213.7x103所以一75.3MPa 兰bp4x33x43满足强度条件（3）.3轴左端键的强度计算T31 =6