機械設(shè)計一級斜齒圓柱齒輪減速器說明書

1、機械設(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)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 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 電動機的選擇-4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(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-25第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題： 設(shè)計一用于帶式運輸機上的一級圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空

2、載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),2班制工作,運輸容許速度誤差為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(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。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

3、1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，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=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=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為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的

4、效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇已知條件為:P =8KW n = 310 r/min電動機所需工作功率為:pd= 9.41 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 310 r/min 經(jīng)查表按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=26，則總傳動比合理范圍為ia=424，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (4×24)×310 = 12407440r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M-4的三相異步電動機，額定功率為11KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=14

5、60r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1460/310=4.7（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i 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=2，則減速器傳動比為:i=ia/i0=4.7/2=2.4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 1460/2 = 730 r/minnII = nI/i = 730/2.4 = 304.2 r/minnIII

6、= nII = 304.2 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 9.41×0.96 = 9.03 KWPII = PI×h2×h3 = 9.03×0.98×0.97 = 8.58 KWPIII = PII×h2×h4 = 8.58×0.98×0.99 = 8.32 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.98 = 8.85 KWPII' = PII×0.98 = 8.41 KWPIII' = PIII×0.98 =

7、8.15 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 61.6 Nm 所以：TI = Td×i0×h1 = 61.6×2×0.96 = 118.3 NmTII = TI×i×h2×h3 = 118.3×2.4×0.98×0.97 = 269.9 NmTIII = TII×h2×h4 = 269.9×0.98×0.99 = 261.9 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.98

8、 = 115.9 NmTII' = TII×0.98 = 264.5 NmTIII' = TIII×0.98 = 256.7 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 = 1.1×9.41 = 10.35 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 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 140 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 2×140×(1-0.02) = 27

9、4.4 mm 由手冊選取d2 = 280 mm。 帶速驗算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1460×140×/(60×1000) = 10.7 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長和中心距a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(140+280)a02×(140+280)294a0840 初定中心距a0 = 567 mm，則帶長為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×567+

10、5;(140+280)/2+(280-140)2/(4×567)=1802 mm 由表9-3選用Ld = 1800 mm，確定實際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 567+(1800-1802)/2 = 566 mm4 驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(280-140)×57.30/566 = 165.80>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 10.35/(2.83+0.46)×0.95×0.96) = 3.45

11、故要取Z = 4根B型V帶。6 計算軸上的壓力： 由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×10.35×(2.5/0.96-1)/(4×10.7)+0.10×10.72 = 205.4 N 作用在軸上的壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×4×205.4×sin(165.8/2) = 1630.5 N第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此

12、減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則：Z2 = i×Z1 = 2.4×21 = 50.4 ?。篫2 = 50 2） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T1 = 118.3 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

13、) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea×(1/Z1+1/Z2)×cosb×(1/21+1/50)×cos150 = 1.607 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.789 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算

14、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×730×1×8×300×2×8 = 1.68×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.68×109/ = 7.01×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.89 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 = = 0.88×650 = 572 MPasH2 = = 0.89×530 = 471.7 MPa

15、許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+471.7)/2 = 521.85 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 73.9 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 3.4 mm取為標準值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 128.6 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 計算齒輪參數(shù)：d1 = = = 76 mmd2 = = = 181 mmb = d×d1 = 76 mmb圓整為整數(shù)為：b = 76 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 2.9 m/s由表8-8選取

16、齒輪精度等級為9級。 6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.42。 7) 由式8-3得：ea×(1/Z1+1/Z2)×cosb×(1/21+1/50)×cos150 = 1.607 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 9) eg = ea+eb = 3.397 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.789 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA

17、= 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 3113.2 N = = 41 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos150) = 20.70 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.607/0.972 = 1.71 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61&

18、#215;10-3b = 1.38 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.71×1.38 = 2.6 19) 計算d1：d1 = = 73.9 mm實際d1 = 76 > 73.9所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos3150 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 50/cos3150 = 55.5 2) eaV×(1/ZV1+1/ZV2)cosb×(1/23.3+1/55.5)×cos150

19、= 1.628 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.79查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.87 5) = = 3.11前已求得:KHa = 1.71<3.11，故取：KFa = 1.71 6) = = = 9.65且前已求得:KHb = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.71×1.35 = 2.54 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.66 YFa2 =

20、 2.32應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.74 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.68×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 7.01×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.85 12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 323.1sF2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01624大

21、齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.23 mm2.233.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 76 mmd2 = 181 mmb = yd×d1 = 76 mmb圓整為整數(shù)為：b = 76 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 81 mm b2 = 76 mm中心距：a = 128.5 mm，模數(shù)：m = 3.5 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 = 9.03 KW n1 = 730 r/min T1 = 118.3 Nm2 求作用在齒輪上的力:

22、 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 76 mm 則:Ft = = = 3113.2 NFr = Ft× = 3113.2× = 1173 NFa = Fttanb = 3113.2×tan150 = 833.7 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)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 25.9 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)

23、15;e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm，為保證大帶輪定位可靠取：l12 = 68 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)徑標準，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:d×D×T = 35

24、15;72×18.25 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?。篸45 = d67 = 42 mm，?。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 = 81 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圓錐滾子軸承查手冊

25、得a = 18.5 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (70/2+35+18.5)mm = 88.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (81/2+32.25+5-18.5)mm = 59.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (81/2+5+34.25-18.5)mm = 61.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1582.5 NFNH2 = = = 1530.7 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -1969.6 NFNV2 = = = 1512.1 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 15

26、82.5×59.2 Nmm = 93684 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1630.5×88.5 Nmm = 144299 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1969.6×59.2 Nmm = -116600 NmmMV2 = FNV2L3 = 1512.1×61.2 Nmm = 92541 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 = = 149574 NmmM2 = = 131683 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強

27、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）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 3.8 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，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 = 8.58 KW n2 = 304.2 r/min T2 = 269.9 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 181 mm 則:Ft = = = 2982.3

28、NFr = Ft× = 2982.3× = 1123.7 NFa = Fttanb = 2982.3×tan150 = 798.7 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)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 34.1 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

29、.2×269.9 = 323.9 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 40 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 = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 45 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)徑標準，故?。篸34 = d67 = 50 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣

30、本選用:30210型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 50mm×90mm×21.75mm。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 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，為使齒輪定位可靠?。簂45 = 74 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×58 = 4.06 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×4.06 = 0 mm，所以：d56 = 67

31、 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 = 21.75+8+11+2.5+2 = 45.25 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+21.75+8+11+2.5-6=39.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30210圓錐滾子軸承查手冊得a = mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (76/2-2+45.25-)mm = 81.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (/2+6+39.25-)mm = 83.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = =

32、1509.3 NFNH2 = = = 1473 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 1008.4 NFNV2 = = = -115.3 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1509.3×81.2 Nmm = 122555 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 1008.4×81.2 Nmm = 81882 NmmMV2 = FNV2L3 = -115.3×83.2 Nmm = -9593 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 = = 147392

33、NmmM2 = = 122930 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 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）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.2 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，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：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：b×h×l = 8

34、mm×7mm×63mm，接觸長度:l' = 63-8 = 55 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×55×27×120/1000 = 311.9 NmTT1，故鍵滿足強度要求。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：b×h×l = 16mm×10mm×70mm，接觸長度:l' = 70-16 = 54 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×

35、10×54×58×120/1000 = 939.6 NmTT2，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT2，故鍵滿足強度要求。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 = 8×2×8

36、×300 = 38400 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷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 = 1×1173+0×833.7 = 1173 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1173× = 10915 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 = = = 7.98×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 輸出軸的軸

37、承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷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 = 1×1123.7+0×798.7 = 1123.7 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1123.7× = 8039 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30210軸承，Cr = 73.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 6.01×107Lh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雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，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 = 0.02