课程设计二圆柱齿轮减速器设计.doc

二级减速器课程设计
----二级展开式圆柱齿轮减速器

姓 名：秦勇
学 院：西南科技大学城市学院
系 别：机电工程系
专 业：过程装备与控制工程
学 号：200940258
指导教师：徐学林

2011年11月 日

目 录
第一章机械设计课程设计任务书
第二章 课题题目及主要技术参数说明
2.1 课题题目
2.2 主要技术参数说明
2.3 传动系统工作条件
2.4 传动系统方案的选择
第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算
3.1 减速器结构
3.2 电动机选择
3.3 传动比分配
3.4 动力运动参数计算
第四章 齿轮的设计计算(包括高速级齿轮和低速级齿轮)
4.1 齿轮材料和热处理的选择
4.2 齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸
4.2.2 齿轮弯曲强度校核
4.2.3 齿轮几何尺寸的确定
4.2.3 齿轮的结构设计
第五章 轴的设计计算（包括高速轴，中间轴和输出轴）
5.1 轴的材料和热处理的选择
5.2 轴几何尺寸的设计计算
5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径
5.2.2 轴的结构设计
5.2.3 轴的强度校核
第六章．轴承的计算以及寿命校核：
6.1 润滑的选择确定
6.2 密封的选择确定
6.3减速器附件的选择确定
6.4箱体主要结构尺寸计算
第七章．减速器机体结构尺寸
第八章．减速器的各部位附属零件的设计.
8.1窥视孔盖与窥视孔：

8.2放油螺塞

8.3油标

8.4通气器

8.5启盖螺钉

8.6定位销

8.7环首螺钉、吊环和吊钩

8.8调整垫片

8.9密封装置
第九章．输出轴联轴器的选择
第十章. 润滑方式的确定

第一章．机械设计课程设计任务书
设计题目：带式输送机传动装置的设计（只做减速器部分）

1——电动机；2——带传动； 3—圆柱直齿轮减速器；4—联轴器；
5—滚筒；6—输送带
一、 原始数据及工作要求
组别
滚筒直径D(mm)
输送带带速
V(m/s)
输送带从动轴的扭矩
T(N.m)
寿命(年)
1
350
0.3
650
10
2
300
0.5
750
8
3
400
0.7
800
9
4
350
0.6
850
8
5
400
0.5
700
9
6
300
0.4
700
10
每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为±5%。
二、设计工作量 设计说明书1份；减速器装配图
三、参考文献 1.《机械设计》教材 2．《机械设计课程设计指导书》
3．《机械设计课程设计图册》 4.《机械零件手册》 5.其他相关书籍

第二章 课题题目及主要技术参数说明
2.1课题题目
带式输送机传动系统中的二级减速器（第四组）。
2.2 主要技术参数说明
输送带从动轴的扭矩T=850n/m，输送带的工作速度V=0.6m/s，输送机滚筒直径D=350 mm，寿命9年。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。
2.3 传动系统工作条件
每日两班制（每班工作8小时）工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为±5%，要求减速器设计寿命为8年。聞創沟燴鐺險爱氇谴净。

2.4 传动系统方案的选择

图1 带式输送机传动系统简图

第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算

1.确定减速器的结构和零部件类型：
1.1 选择二级减速器。
1.2 确定传动件的布置形式。
1.3 选择轴承类型，决定减速器机体结构。
1.4选择联轴器的类型。
2.选择电动机
2.1.选择电动机类型：
按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结构，电压380V，Y型，YZR系列——YZR32M2--6。残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。
2.2.选择电动机的容量：
由题目已知：V=0.6m/s D=350mm T=850(N*M)

电动机所需的功率为： ( KW),

(KW), ,
所以 ( KW)
由电动机到运输带的传动总功率为:

—带传动效率：0.96
—每对轴承的传动效率：0.99
—圆柱齿轮的传动效率：0.96
—联轴器的传动效率：0.99

则：
所以 (w)
2.3.确定电动机转速
=32.7(r/min)

查手册：取带传动的传动比；二级圆柱齿轮减速器传动比，所以总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围是： （r/min）酽锕极額閉镇桧猪訣锥。
根据容量和转速，由有关手册查得，选择YZR132M2—6电机符合要求。

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比：
3.1总传动比：
3.2分配传动比：
根据手册取2.5。
且=*， =*（*）
则， 考虑到便于润滑，应该使：≈，
=3.3；=3.4
4.计算传动装置的运动和动力参数：

4.1将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；
，，，—依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。
4.2各轴转速：
r/min
r/min
r/min

4.3各轴输入功率：KW
KW
KW
KW
4.4各轴输入转矩：

1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率0.99。

4.5运动和动力参数结果见表4-1：

表4-1
轴名
功率P KW
转钜T N.m
转速r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴

3.47

36.5
908
1轴
3.33
2.997
87.6
86.72
363.2
2轴
3.17
3.14
274.8
272.1
110
3轴
3.01
2.98
888.2
879.31
32.4
4轴
2.92
2.89
861.7
853.08
32.4

第四章．齿轮的设计计算：
4.1高速级大小齿轮的设计：

4.1.1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，故大小齿轮都选用硬齿面 圆柱直齿轮。
4.1.2   齿轮材料及热处理
  ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 250HBS 取小齿齿数=24。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 200HBS 。 彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。
Z=×Z=3.3×24=79.2， 取Z=80。
② 齿轮精度：
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

4.1.3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）.选=1.3。
2）.见参考文献［机械设计］公式10-13计算应力值环数。
其中：表示载荷系数； K＝K K K K
K：使用系数；K;动载系数；K齿轮分配系数；
K载荷分布系数。为了便于计算，其中K=1。
3） .=87.6*1000(N*mm),选择=1，u（齿数比）==3.3.
4）. 参考文献［机械设计］见参考文献［机械设计］表10-6得： =189.8MP.
5）. 根据教材《机械设计》P209表10—21d，选择==510.
6） . 参考文献［机械设计］公式10-13计算应力值环数N。
N=60nj =60×363.2×1×（2×8×300×8）
=8.37×10h
N= =N1/i2=8.37×10h /3.3=2.54×10h
7）. 参考［机械设计］ 图10-19得：K=0.94
K=0.97
8）. 参考［机械设计］公式10-12有：
取安全系数S=1。
[]==0.94×510=479.4
[]==0.97×450=436.5
由于[] > []，将[]=436.5 代入公式
进行计算。
得： =
9）. 计算圆周速度

10）. 计算齿宽b
b==70.496 mm
11）. 计算摸数m
=
12）.计算齿宽与高之比
h(齿全高)=（2*h（齿顶系数）+c）*
取标准值：h（齿顶系数）=1.0，c（间隙系数）=0.25
h=2.25*2.94=6.615
则 = =10.66
13). 计算载荷系数
K=1
根据《机械设计》图10-8，并取7级精度得
动载系数K=1.1
参考《机械设计》表10-4得K的计算公式:
K= +0.23×10×b=1.426
参考《机械设计》图10-13，，K得: K=1.35
参考《机械设计》表10-2 得:直齿轮 K==1
则：K＝K K K K =1×1.1×1×1.426=1.567
14) . 校正所算得的分度圆直径
d=d=70.496×=75
=
4.1.4齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式
≥

1).确定公式内各计算数值
取z＝24，小齿轮传递的转矩＝87.6N·m
表查齿宽系数＝1
2).根据《机械设计》图10—20c查取=500Mpa，=450 Mpa
根据《机械设计》P206图10—18查取弯曲疲劳寿命系数
=0.87，=0.89
3) 取弯曲疲劳安全系数 S（1.4—1.5），取S=1.45

[]=
[]=
4). 载荷系数K＝K K K K=1×1.1×1 ×1.35＝1.485
5). 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
参考《机械设计》P200表10-5得：
齿形系数Y＝2.65 Y＝2.22
  应力校正系数Y＝1.58  Y＝1.77
6) . 计算齿轮的

<,取作为的值。

=0.01423
7). 计算模数

齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm。謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。
8).
z==30 取z=30
则z=3.3×30=99，取 z =100.
9).确定最终几何尺寸
分度圆直径=30*2.5=75mm，=100*2.5=250mm
中心距A=（+）/2=162.5
齿宽b=75mm.
取B2=70mm， B1=75mm

4.2低速级齿轮传动的设计计算：

5.2.1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，故大小齿轮都选用硬齿面 圆柱直齿轮。
5.2.2  齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，小齿轮齿面硬度为 250HBS ， 取小齿齿数=20。
高速级大齿轮选用钢正火，大齿轮齿面硬度为200HBS 。
Z=×Z=3.4×20=68。
② 齿轮精度：
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

4.2.3设计齿轮传动的主要尺寸：

4.2.4按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
1).选=1.3。
2).见参考文献［机械设计］公式10-13计算应力值环数。
其中：表示载荷系数； K＝K K K K
K：使用系数；K;动载系数；K齿轮分配系数；
K载荷分布系数。为了便于计算，其中K=1。
3). =87.6*1000(N*mm),选择=1，u（齿数比）==3.4.
4). 参考文献［机械设计］见参考文献［机械设计］表10-6得： =189.8MP.
5). 根据教材《机械设计》P209表10—21d，选择==510.
6). 参考文献［机械设计］公式10-13计算应力值环数N。
N=60nj =60×110×1×（2×8×300×8）
=2.53×10h
N= =N1/i3=2.53×10h /3.4=0.744×10h
7). 参考［机械设计］ 图10-19得：K=0.92
K=0.98
8). 参考［机械设计］公式10-12有：
取安全系数S=1。
[]==0.92×510=469.2
[]==0.98×450=441
由于[] > []，将[]=441 代入公式
进行计算。
得： =
9). 计算圆周速度

10). 计算齿宽b
b==85.63 mm
11). 计算摸数m
=
12).计算齿宽与高之比
h(齿全高)=（2*h（齿顶系数）+c）*
取标准值：h（齿顶系数）=1.0，c（间隙系数）=0.25
h=2.25*4.28=9.63
则 = =8.89
13). 计算载荷系数K
K=1
根据《机械设计》图10-8，并取7级精度得
动载系数K=1.3
参考《机械设计》表10-4得K的计算公式:
K= +0.23×10×b=1.426
参考《机械设计》图10-13，，K得: K=1.35
参考《机械设计》表10-2 得:直齿轮 K==1
则：K＝K K K K =1×1.3×1×1.426=1.854
14). 校正所算得的分度圆直径
d=d=85.63×=96.39
=

4.2.5齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式
≥

1.)确定公式内各计算数值
取z＝20，小齿轮传递的转矩T2＝274.8N·m
表查齿宽系数＝1
2) 根据《机械设计》图10—20c查取=500Mpa，=450 Mpa
根据《机械设计》P206图10—18查取弯曲疲劳寿命系数
=0.87，=0.92
3).取弯曲疲劳安全系数 S（1.4—1.5），取S=1.45

[]=
[]=
4). 载荷系数K＝K K K K=1×1.2×1 ×1.35＝1.62
5). 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
参考《机械设计》P200表10-5得：
齿形系数Y＝2.80 Y＝2.24
  应力校正系数Y＝1.55  Y＝1.75
6). 计算齿轮的

<,取作为的值。

=0.01447
7). 计算模数

齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=4mm。厦礴恳蹒骈時盡继價骚。
8).
z==24
则z=3.44×24=81.9，取 z =82.
9).确定最终几何尺寸
分度圆直径=24*4=96mm，=82*4=328mm

中心距A=（+）/2=212

齿宽b==96mm

取B4=90mm， B3=96mm

第五章．传动轴的设计

5.1高速轴的设计：
5.1.1材料：选用45号钢调质处理，查表10-2取=35。
5.1.2各轴段直径的确定：
参考《机械设计》初步估算轴的最小直径, 取 。
由。
则：

由于轴截面上开有键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱；又因轴的最小直径小于100，根据《机械设计》可知轴径增大5%～7%，所以取轴径增7%作为最小轴径。茕桢广鳓鯡选块网羈泪。

则=1.07*23=24.61mm。
高速轴轴各轴段直径见表5-1.

表5-1
名称
依据
确定结果（mm）

外接联轴器
30

d≥24.61mm，选深沟球轴承代号：6306
轴承内径 d=30(mm)
轴承外径 D=72 (mm)
轴承宽度 B=19 (mm)
30

35

安装齿轮段
50

40

d7＝d1（同一对轴承）
30

5.1.3各轴段长度的确定
1轴段的长度：I=100mm
2轴段的长度l1：l1=B+△2+△3=19+10+5=34mm，轴承的型号为6306，轴承宽度B=19mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。
3轴段的长度：l2=116mm
4轴段的长度：l3=75-1=74mm
5轴段的长度：l2= 4mm
6轴段的长度：l5=B+△2+△3=19+10+5=34mm，轴承宽度B=19mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。

轴简图见图5-1.

图5-1
5.2.校核该轴和轴承：

5.2.1.按弯扭合成强度条件校核

.作用在齿轮上的圆周力为：

径向力为，其中=。

轴的水平受力情况见表图5-2

图5-2
计算法向截面的，，和弯矩见图5-3.

图5-3
对A点取矩：
由，（其中，a=58，b=170）
得Fh1=633.94 N， =216.29 N
Mh1= Fh1*a=633.94*58=36768.52 N﹒mm
计算水平方向截面的，和弯矩（图5-4）

图5-4
由， （其中a=58，b=170）
则：FV1=1539.01N, FV2=796.99N

MV1=FV1*a=1539.01*58=89262.58N*mm
M合=96538.76N*mm=96.54N*m
弯矩及轴的受力分析图见图5-5

图5-5

5.2.2校核轴的强度：
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

<30mm。
此轴符合要求。

且：
轴的计算应力
w由《机械设计》表15-4查得W=πd3/32≈0.1d3，d=30mm，
得：= =35.76Mpa
已知轴的材料为45钢调质处理，由《机械设计》表231页15-1查得。即<。
所以轴是安全的。

5.3高速轴键的设计与校核:
5.3.1根据，由于=50 在范围内，故高速轴轴段上采用键尺寸为：（mm）
采用A型普通键:

5.3.2键校核：
=65mm ，由《机械设计》表10-10，，
所选键为：14*9*65
强度合格。
5.4中间轴的设计
5.4.1材料：选用45号钢调质处理，查表14-2取=35。
5.4.2各轴段直径的确定：
参考《机械设计》初步估算轴的最小直径, 取。

由。
则：

由于轴截面上开有键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱；又因轴的最小直径小于100，根据《机械设计》可知轴径增大5%～7%，所以取轴径增7%作为最小轴径。預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。

则=1.07*33.72=36.08mm。
5.4.3各轴段直径的确定见表5-2
表5-2 Ⅱ轴各轴段直径
名称
依据
确定结果（mm）

d≥36.08mm，选深沟球轴承代号：6308
轴承内径 d=40 (mm)
轴承外径 D=90 (mm)
轴承宽度 B=23 (mm)
40

40

50

安装齿轮段
55

=
50

安装齿轮段
70

=
40

5.4.4各轴段长度的确定
1轴段的长度l1：l1=B+△2+△3=23+10+5=38mm，轴承的型号为6308，轴承宽度B=23mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。
2轴段的长度：l2= 5mm
3轴段的长度：l3=6mm
4轴段的长度：l2=B1-1=96-1=95mm, 齿轮宽B1=96mm
5轴段的长度：l5=6mm
6轴段的长度：l=69mm
7轴段的长度：l=38

5.4.5轴简图见图5-6.
图5-6
5.5.校核该轴和轴承：
5.5.1按弯扭合成强度条件校核:（图5-7）

图5-7
因为高速轴和中间轴由一对齿轮啮合
作用在齿轮上的圆周力为：Ft2 =Ft1= 2336N
径向力为： Fr2= Fr1= N
T2 =274.8, d3=90mm=0.09m
则：
Ft21=2T2/d3=2*274.8/0.09=6106.67
Fr21= Ft21tan =2222.64
5.5.2计算纵向截面的，，和弯矩（图5-8）。

图5-8
其中a=57.5mm,b=88mm，c=77.5mm;

由
对A点取矩：

得：Fh1=-141.44N ; Fh2=-1230.97N
Mh1=Fh1*a=-141.44*57.5=-8132.8 N*mm
Mh2=Fh2*c=-1230.9*77.5=-95394.75 N*mm

5.5.3计算横向截面的，和弯矩（图5-9）。

图5-9
由： ；
对A点取矩：
则：Fv1=388.51 N; Fv2=3382.06 N;
所受的弯矩: Mv1=Fv1*a=388.51*57.5=22339.325 N*mm

Mv2=Fv2*c=3382.06*77.5=262109.65 N*mm

M合=23773.68N*mm

M合=278929.43 N*mm
5.5.4弯矩图和扭矩图，见图5-10.

图5-10
5.6校核轴的强度
根据轴的弯矩和扭矩后，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（既危险截面D的强度）。根据式（15-5）及上面所求数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力，其中w由表15-4查得：d=40 mm;铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。

则可以计算出：

= =43.59Mpa<60Mpa
前已选定轴的材料45钢调质处理，由表15-1查得。因此，故该轴是安全的。

5.7中间轴键的设计与校核：
5.7.1第一根键
已知参考手册4-1，由于在50—58之间。
所以取16*10
查表得
取键长为50mm，
根据挤压强度条件，键的校核为：

所以所选键为:

符合强度要求。
5.7.2第二根键：
已知参考手册4-1，由于在65—75之间。
所以取20*12
查表得
取键长为70mm，
根据挤压强度条件，键的校核为：

所以所选键为:

5.8.输出轴的设计：
5.8.1材料：选用45号钢调质处理，查表10-2取=34.

5.8.2确定各轴段直径:
确定最小直径：
按钮转强度计算最小直径，由公式：得，式中取查 《机械设计》表15-3可知=110；

由于轴截面上开有键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱；又因轴的最小直径小于100，根据《机械设计》可知轴径增大5%～7%，所以取轴径增7%作为最小轴径。擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。

则=1.07*49.82=53.3mm。

轴各段长度见表5-3.
表5-3轴段直径
名称
依据
确定结果（mm）

d≥53.3mm，选深沟球轴承代号：6312
轴承内径 d=60(mm)
轴承外径 D=130 (mm)
轴承宽度 B=31 (mm)
60

65

安装齿轮段
80

轴肩段
70

65

d7＝d1（同一对轴承）
60

5.8.3各轴段长度的确定
1轴段的长度l1：l1=B+△2+△3=31+10+5=46mm，轴承的型号为6312，轴承宽度B=31mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。
2轴段的长度：l2=3mm
3轴段的长度：l3=90-1=89mm, 齿轮宽B2=90mm
4轴段的长度：l2=60mm
5轴段的长度：l5=15mm
6轴段的长度：l= l1=B+△2+△3=31+10+5=46mm，轴承的型号为6312，轴承宽度B=31mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。
7轴段的长度：I=110mm

5.8.4输出轴简图（图5-11）：

图5-11
5.8.5按弯扭合成强度条件校核：
轴的受力简图（图5-12）：

图5-12
计算，。
Ft3 =Ft21= 6106.67 N
Fr3= Ft3tan=2222.65N；（=20）
5.8.6计算纵向截面的，，和弯矩（图5-13）：

图5-13
其中a=142.5mm,b=70.5mm;
由 ；
对A点取矩：

则：Fh1=735.67 N; Fh2= 1486.98N
Mh1= Fh1*a=735.67*142.5 =104832.975N*mm
5.8.7计算横向截面的，和弯矩（图5-14）

图5-14
;
对A点取矩：
则：FV1=2021.22N; FV2=4085.45
所受的弯矩MV1= Fv1*a=2021.22*142.5=288023.85N*mm
M合=306508.88 N*mm

5.8.9弯矩图和扭矩图（图5-15）：

图5-15
5.9校核轴的强度
根据轴的弯矩和扭矩后，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（既危险截面D的强度）。根据式（15-5）及上面所求数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力，其中w由《机械设计》表15-4查得：d=50;蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。

则计算出：

==24.58Mpa

前已选定轴的材料45钢调质处理，由表15-1查得。因此，故该轴是安全的。
5.10输出轴键的设计与校核：

因为d=80, 选键为，查手册得
初选键长为70mm,
校核:

所以所选键为:
符合强度要求。

第六章．轴承的计算以及寿命校核：
轴承是六年换一次，则寿命为2*8*8*300=。
6.1高速轴的轴承的计算：
6.1.1轴受到的径向载荷Fr1和Fr2
将轴系部分受到的空间力系分解到铅垂面和水平面，由力分析可知：轴承的受力数据参考以上轴的受力。
①铅垂面：Fh1=633.94 N， =216.29 N
②水平面：FV1=1539.01N, FV2=796.99N
③轴径载荷：
1664.46N

=825.82N

6.1.2轴承当量动载荷P1和P2
轴承运转中有中等冲击载荷，按《机械设计》表13-6，, ，取1.2。
则：=1.2*1664.46=1997.352N
=1.2*825.82=990.984N
6.1.3验算轴承的寿命
由公式
其中：
ft为温度系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-3，得ft=1,
fd 为载荷系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-4，得fd=1.2,
C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6306查手册P66得C=27.0KN
n为轴承工作转速：n= 363.2r/min,
ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。
所以，P=XFr=Fr。
=1.2*1664.46=1997.352N
=1.2*825.82=990.984N

选择两者中的大的：

所以该轴承符合强度要求。

选择深沟球轴承6306作为中间轴的轴承，

6.2中间轴的轴承的计算
6.2.1轴受到的径向载荷Fr1和Fr2
将轴系部分受到的空间力系分解到铅垂面和水平面，由力分析可知：轴承的受力数据参考以上轴的受力。
①铅垂面：Fh1=-141.44N ; Fh2=-1230.97N
②水平面：Fv1=388.51 N; Fv2=3382.06 N;
③轴径载荷：
413.45N

=3599.11N

6.2.2轴承当量动载荷P1和P2
轴承运转中有中等冲击载荷，按《机械设计》表13-6，, ，取。
则：=1.2*413.45= 496.14N
=1.2*3599.11=N
6.2.3验算轴承的寿命
由公式
其中：ft为温度系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-3，得ft=1,
fd 为载荷系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-4，得fd=1.2,
C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6308查手册P66得C=40.8KN
n为轴承工作转速：n= 110r/min,
ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向Fa=0X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。
所以，P=XFr=Fr。
=1.2*413.45= 496.14N
=1.2*3599.11=N
选择两者中的大的：

所以该轴承符合强度要求。

选择深沟球轴承6308作为中间轴的轴承。

6.3输出轴的轴承的计算

6.3.1径向载荷Fr1和Fr2
将轴系部分受到的空间力系分解到铅垂面和水平面，由力分析可知：轴承的受力数据参考 以上轴的受力。
①铅垂面：Fh1=735.67 N; Fh2= 1486.98N

②水平面：FV1=2021.22N; FV2=4085.45

③轴径 载荷：

2150.94N

=4347.64N

6.3.2载荷P1和P2
有中等冲击载荷，按《机 械设计》表13-6，, ，取。
=1.2* 2150.94=2581.128
1.2*4347.64=5217.168
6.3.3寿命
由公式
其中：
ft为温度系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-3，得ft=1,
fd 为载荷系数：查参考文献［机械设计基础］P246表14-4，得fd=1.2,
C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6312查手册P66得C=81.8KN
n为轴承工作转速：n= 32.4r/min,
ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载Fa=0，取X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。
所以，P=XFr=Fr。
=1.2* 2150.94=2581.128
=1.2*4347.64=5217.168
选择两者中的大的：
所以该轴承符合强度要求。
选择深沟球轴承6312作为输出轴的轴承。

第七章．减速器机体结构尺寸
根据《设计手册》表11-1（各尺寸见表7-1）
表7-1
名称
符号
计算公式
结果
机座厚度
δ
0.025*a+3≥8，a=212
9
机盖厚度

0.02*a+3≥8
8
机盖凸缘厚度

12
机座凸缘厚度

14
机座底凸缘厚