机械设计课程设计-二级斜齿轮减速器F=6KNV=0.48,D=400.docx

桂林电子科技大学机电工程学院机械设计课程设计说明书全套图纸加扣3012250582题 目： 二级斜齿轮减速器 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师单位: 大 连 民 族 大 学 姓 名： 职 称： 2016年10月26日目录1机械设计课程设计简介（引言）32课程设计的任务33总体方案的分析43.1电机的选择44计算总传动比和分配各级传动比54.1确定总传动比54.2分配各级传动比55传动装置运动及动力参数计算65.1各轴的转速计算65.2各轴的输入功率65.3各轴的输入转矩66齿轮传动的设计及其参数计算76.1高速级斜齿轮传动76.2低速级齿轮传动材料及强度计算156.3齿轮传动的润滑246.4高速级齿轮传动的几何尺寸246.5低速级齿轮传动的几何尺寸257轴的设计计算及校核257.1轴材料的选择257.2轴的结构设计257.3输入轴、中间轴、输出轴的弯扭合成强度计算268联轴器的选择328.1载荷的计算328.2联轴器型号的选择339轴承的选择及校对339.1初选输入轴、中间轴、输出轴上轴承型号337.2计算输入轴、中间轴、输出轴上轴承的轴向载荷339.3计算输入轴、中间轴、输出轴上轴承的当量载荷369.4计算输入轴、中间轴、输出轴上轴承的寿命3710各轴结构设计3710.1输入轴：3710.2中间轴3810.3输出轴3811键连接的设计计算3911.1、联接键的选择和校核3912箱体的设计计算3912.1箱体的结构形式和材料3912.2箱体的主要结构尺寸4013螺栓等相关标准的选择4013.1主要螺栓、螺母、螺钉的选择4013.2销、垫圈垫片的选择4014减速器的结构与润滑概要说明4114.1减速器的结构4114.2减速器的润滑4114.3减速器的密封4115设计总结41参考文献431机械设计课程设计简介（引言）机械设计课程设计是培养学生设计和创新能力，构思和表达能力、知识综合运用的重要过程。在设计中我们可以运用已有的知识进行设计。设计内容主要包括：（1） 、机械装置的总体方案设计：传动方案的分析和选择、动力源的选择、运动和动力参数的计算确定；（2） 、传动零件的设计计算；（3） 绘制机械装置的主要零件装配图，标注装配尺寸和配合代号以及其他的技术要求、零部件的结构设计和强度校核；（4） 绘制零件的二维零件图，包括零件的结构尺寸、尺寸公差、形位公差、表面粗糙度和技术要求；（5） 编写设计计算说明书；（6） 绘制三维装配图。机械设计课程设计的设计多样化，要求每个学生要有自己独特的设计内容，要有创新设计的概念。在设计过程中，要注重运用所学的知识完成设计任务，遇到不懂得要虚心向其他同学学习。2课程设计的任务（1） 设计内容：电动绞车装置（二级斜齿轮减速器）（2） 工作条件：1）钢绳允许速度误差5%2）工作情况：两班制，间歇工作，载荷变动平稳；3）使用折旧期：8年4）工作环境：室内、清洁；5）动力源：电力、三相交流、电压380v/220v；6）制造条件及生产批量：批量生产。（3）原始数据：学号姓名运输带工作压力F（KN）6.00运输带工作速度v（m/s）0.48滚筒直径D（mm）400（4） 设计工作量1）减速器装配图1张（计算机绘图、图幅A0、用A2打印）2）零件（大齿轮、工作轴）工件图（计算机绘图，用A3打印）3）打印设计说明书1份，有减速器装配三维模型和零件的三维模型的截图4）减速器装配三维模型、零件三维模型、零件工作图和设计说明书电子版3总体方案的分析减速器部分两级斜齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。3.1电机的选择电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。3.1.1计算工作机所需输入功率由原始数据计算得3.2.2所需电机输出功率式中，为传动装置的总效率式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。斜齿轮效率0.97 一对滚动轴承效率联轴器传动效率0.99总效率=0.825kw选电机的额定功率为4 kw工作机转速：选择工作机的转速为n=50r/min二级斜齿轮减速器的传动比一般为i=840，即：有查表得：选择Y160M1-8三相异步电动机电动机技术参数如下：电机型号Y160M1-8额定功率P（kw）4.0满载转速V（r/min）720同步转速V（r/min）1000极数8极额定电压U（v）3804计算总传动比和分配各级传动比4.1确定总传动比电动机满载速率，工作机所需转速总传动比为各级传动比的连乘积，即4.2分配各级传动比总传动比 ： 工作机的直齿轮的传动比;电机传输的第一对斜齿轮的传动比;第二对斜齿轮的传动比 ;5传动装置运动及动力参数计算5.1各轴的转速计算传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为1、2、3、4轴5.2各轴的输入功率电机的额定功率Pd=4kw5.3各轴的输入转矩传动装置参数见表：轴号输入功率（kw）输入转矩（kN.m）传动比i传输效率转速n（r/min）电机轴453.05510.9972013.9652.5253.690.9506195.126.917220.1912.840.950668.733.578497.3810.9968.743.542493.453.3671404.5630.950622.96齿轮传动的设计及其参数计算6.1高速级斜齿轮传动6.1.1齿轮传动参数输入功率为P=3.96kw，小齿轮转速n=720r/min，传动比i=3.696.1.2选择齿轮材料和精度等级1）材料选择由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质，表面淬火)，硬度为280HBS, 大齿轮材料均为 45 钢（表面淬火），齿面硬度为 240HBS，材料硬度差为 40HBS2）精度等级取8级。3）试选小齿轮齿数z1=17 , 4）初选螺旋角=14o5）压力角=20o6.1.3设计准则该减速器为闭式齿轮传动，齿面点蚀是主要的实效形式。所以在设计中应按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再进行校核。6.1.4按齿面接触疲劳强度设计确定小齿轮分度圆直径，即：（1）确定式中各参数值：试选载荷系数=1.3。由图10-20查取区域系数:由表10-7选取齿宽系数:由表10-5查得材料弹性影响系数:由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数。由式(10-23)可得螺旋角系数计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为 由式(10-15)计算应力循环次数 由图10-27查取接触疲劳寿命系数: 取失效概率为1，安全系数S=1，由式(10-14)得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即1）试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的准备圆周速度齿宽2）计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数根据v=1.578m/s，8级精度。由图10-8查得动载系数 齿轮的圆周力 查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，则载荷系数为3）、由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数6.1.5按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 由式(10-20)试算齿轮模数，即1) 确定公式中的参数值试选载荷系数 由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数计算 由当量齿数查图10-17得齿形系数: 由图10-18查得应力修正系数: 由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-14)得：因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2) 计算模数=1.162mm(2) 调整齿轮模数1）、计算实际载荷系数前的准备圆周速度v齿宽b齿高h和宽高比b/h 2）、计算实际载荷系数根据v=1.104m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数 由查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合b/h=8.025查图10-13，得则载荷系数为3）、由式(10-13)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。故从标准中就近选取2mm，为了同时满足接触疲劳强度,来计算小齿轮的齿数，即 取 则 （3）、几何尺寸计算1）、计算中心距考虑模数从1.921mm增大到2.0mm，为此将中心距圆整为116mm2）、按圆整后的中心距修正螺旋角3）、计算小、大齿轮的分度圆直径4）、计算小齿轮宽度为了考虑两齿轮的安装误差，故小齿轮的宽度应大于大齿轮宽度的38mm，所以选择b1=50mm ,b2=53mm 。（4）、圆整中心距后的强度校核齿轮副中心距在圆整之后，、和、均会发生变化，应重新校核强度，以明确齿轮的工作能力。1） 、齿面接触疲劳强度校核由式校核齿面接触疲劳强度 计算载荷系数由表10-2查得使用系数圆周速度根据v=1.932m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数 齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，则载荷系数为2）、由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数。 故3）、由图10-20查取区域系数:4）、由式(10-23)可得螺旋角系数 将以上相关数据代入式(10-22)得到 满足齿面接触疲劳强度条件（5）、齿根弯曲疲劳强度校核，由公式校核齿根弯曲疲劳强度1） 、计算载荷系数根据v=3.053m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数由查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，齿宽齿高h和宽高比b/h结合b/h=13.18查图10-13，得则载荷系数为2）、计算当量齿数查图10-17得齿形系数，。由图10-18查得应力修正系数，。3）、由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数4）、由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数将以上数据代入式(10-17)得满足齿根弯曲疲劳强度设计（6）、由此可得主要设计结论齿数Z1=24，Z2=89模数m2螺旋角13.059o中心距a（mm）116齿宽b（mm）b1=50，b2=53压力角20o分度圆直径d1=49.274d2=182.276小齿轮用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按照8级精度设计。6.2低速级齿轮传动材料及强度计算6.2.1、低速齿轮传动参数：输入功率为3.764kw，输入转矩为184.34KN.m，小齿轮的转速为195.1r/min，传动比为i2=2.84.6.2.2齿轮材料的选择由表10-1，选择小齿轮材料为40Gr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。6.2.3、选定齿轮类型、精度等级、材料、热处理方式及齿数。1) 由传动方案选定斜齿轮圆柱齿轮传动。2) 慢动卷扬机为一般工作机器，参考表10-6，选用8级精度。3) 选小齿轮齿数为Z3=17大齿轮齿数为 Z4=Z3i2=48.28 取494) 初选螺旋角，压力角 。6.2.4、设计准则该减速器为闭式齿轮传动，齿面点蚀是主要的实效形式。所以在设计中应按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再进行校核。6.2.5、按齿面接触疲劳强度设计（1）、试算小齿轮分度圆直径，即1） 、确定式中各参数值：试选载荷系数=1.3。由图10-20查取区域系数由表10-7选取齿宽系数由表10-5查得材料弹性影响系数由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数。由式(10-23)可得螺旋角系数可得小齿轮转矩计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为 由式(10-15)计算应力循环次数由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1，安全系数S=1，由式(10-14)得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即1) 试算小齿轮分度圆直径（2）、调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的准备圆周速度v齿宽b2) 计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数根据v=0.662m/s，8级精度。由图10-8查得动载系数齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，则载荷系数为2) 由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数（3） 按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-20)试算齿轮模数，即1） 、确定公式中的参数值试选载荷系数由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数计算由当量齿数查图10-17得齿形系数，。由图10-18查得应力修正系数，。由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.2，由式(10-14)得：因为大齿轮的大于小齿轮，所以取（4） 计算模数（5） 调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的准备圆周速度v齿宽b齿高h和宽高比b/h2） 计算实际载荷系数根据v=0.408m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数由查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合b/h=7.787查图10-13，得则载荷系数为3） 由式(10-13)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。故从标准中就近选取，为了同时满足接触疲劳强度，即（6）几何尺寸计算1） 计算中心距将中心距圆整为134mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角3） 计算小、大齿轮的分度圆直径4） 计算小齿轮宽度为了考虑两齿轮的安装误差，故小齿轮的宽度应大于大齿轮宽度的35mm，所以选择，。（7）圆整中心距后的强度校核齿轮副中心距在圆整之后，、和、均会发生变化，应重新校核强度，以明确齿轮的工作能力。1） 齿面接触疲劳强度校核由式(10-22)校核齿面接触疲劳强度2） 计算载荷系数由表10-2查得使用系数圆周速度根据v=0.805m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，则载荷系数为3） 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数。4） 由图10-20查取区域系数。5） 由式(10-23)可得螺旋角系数将相关数据代入式(10-22)得到满足齿面接触疲劳强度条件校核齿根弯曲疲劳强度1) 计算载荷系数根据v=0.805m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数由查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，齿宽b齿高h和宽高比b/h结合b/h=14.117查图10-13，得则载荷系数为2) 由当量齿数查图10-17得齿形系数，。由图10-18查得应力修正系数，。3) 由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数4) 由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋系数将以上数据代入式(10-17)得满足齿根弯曲疲劳强度设计（9）由此可得齿轮的主要设计结论齿数Z1=25，Z2=62模数m3螺旋角13.124中心距a（mm）134齿宽b（mm）b1=77，b2=73压力角20o分度圆直径d(mm)d1=77.011d2=190.988小齿轮用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按照8级精度设计。6.3齿轮传动的润滑改斜齿轮减速器为闭式齿轮传动,却圆周运动速度v12m/s,所以采用将大齿轮的轮齿侵入油池中进行侵油润滑,侵入油中的深度不宜超过过深,但也不应小于10mm。6.3齿轮传动的润滑改斜齿轮减速器为闭式齿轮传动,却圆周运动速度v12m/s,所以采用将大齿轮的轮齿侵入油池中进行侵油润滑,侵入油中的深度不宜超过过深,但也不应小于10mm。6.4高速级齿轮传动的几何尺寸齿轮的几何尺寸计算齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。6.5低速级齿轮传动的几何尺寸根据高速齿轮的计算方式，同理可得低速齿轮的几何尺寸：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：，齿根圆直径：齿轮的结构设计：小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。7轴的设计计算及校核7.1轴材料的选择轴的材料主要是碳钢和合金钢，碳钢比合金钢廉价，对集中应力的敏感性较低，同时可以通过热处理或化学处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度，但具有较差的力学性。综合考虑，选用45钢作为轴的材料，通过调质进行热处理。7.2轴的结构设计 高速轴结构设计1：各段直径的确定 1）该段连接半联轴器 选择联轴器：计算转矩 又电机输出轴直径D=38mm 选择LX3型联轴器 故选择高速轴外伸端直径选为50mm2) 联轴器的轴向定位、定位轴环、故直径选为34mm3) 安放轴承端盖， 直径为32mm4) 安放轴承以及挡油环，确定安装外的轴径40mm 出选圆锥滚子302085) 定位轴肩，直径为45mm6) 齿轮轴轴端，直径为50mm7) 直径为45mm8) 直径为40mm 2:各段长度的确定1） 外伸端长度为50mm2） L=1.4h(轴肩高度h)轴环长度为3mm3） 长度为46mm4） 长度为32mm5） 齿轮到箱壁的距离为10.18mm,长度为97mm6） 长度为50mm7） 长度为10mm8） 长度为32mm轴段12345678直径3034323540574535长度503463297531032配合联轴器无轴承盖轴承 挡油环无齿轮轴无轴承 挡油环总长：L=317mm中速轴结构设计1 直径 1）轴径为40mm 2) 直径为45mm3) 齿顶圆直径4) 直径为45mm5) 直径为30mm6) 直径为45mm7) 直径为40mm2 长度1） 长度为32mm2） 长度为10mm3） 长度为77mm4） 长度为10mm5） 长度为53mm6） 长度为10mm7） 长度为32mm 轴段1234567直径30354035403530长度32107710531032配合轴承无齿轮轴无齿轮轴无轴承总长：L=224m低速轴结构设计1 各段直径的确定1） 连接联轴器，用LX2型联轴器，直径D=38mm2） 直径为34mm3） 直径为32mm4） 安放轴承 轴径为40mm5） 轴径为30mm6） 轴径为45mm7） 轴径为40mm8） 直径为40mm2 各段长度的确定1） 长度为50mm2） 长度为3mm3） 长度为46mm4） 长度为32mm5） 长度为10mm6） 长度为73mm7） 长度为77mm8） 长度为32mm轴段12345678直径3034324045504540长度503463210777332配合联轴器无无轴承无齿轮轴无轴承7.3轴、轴承及其轴承键的校核7.3.1输出轴的弯扭合成强度计算1） 齿轮受力分析圆周力径向力轴向力对水平面进行计算：对垂直平面进行计算：2）弯矩计算：对于水平面：对于垂直面： 3) 合成弯矩计算： （4）按弯扭合成应力校核轴承的强度通过上述数据，进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由上图可知，最大弯矩为M=M2，最大扭矩为。因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6。轴的计算应力：轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.其中：即前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得 =60。因此，故满足强度要求。7.3.2中间轴弯扭合成强度计算（1） 求作用在齿轮3的作用力低速级小齿轮的分度圆直径，所以 圆周力： 径向力： 轴向力： (2)求作用在齿轮3的作用力低速级小齿轮的分度圆直径，所以 圆周力： 径向力： 轴向力：（3）求轴上载荷首先根据中间轴的结构图做出轴的计算简图。由手册查取32009的a16mm。因此作为简支架的支撑跨距。对轴进行弯矩和扭矩的计算并做出轴的弯矩图和扭矩图。1）、轴的作用力：水平面： 代入数据得： 垂直面：2）、计算弯矩水平面：垂直面： 3）、计算合成弯矩：（4）、按弯扭合成应力校核轴承的强度通过上述数据，进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由上图可知，最大弯矩为Mmax=M1，最大扭矩为。因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6。轴的计算应力：其中：即轴的材料为45钢，调质处理后，查表得 =60。因此，故满足强度要求。7.3.3输出轴的弯扭合成强度计算（1）输出轴上的功率P3=7.275kw，扭矩T3=837.089N.m，转速n3=75r/min。（2）求作用在齿轮上的作用力低速级大齿轮的分度圆直径圆周力：径向力：轴向力：（3）求轴上载荷首先根据输入轴的结构图做出轴的计算简图。由手册查取32012的a20mm。简支架的支撑跨距。对轴进行弯矩和扭矩的计算并做出轴的弯矩图和扭矩图。1）计算轴上的作用力水平面： 垂直面： 2）弯矩计算：对于水平面：对于垂直面： 4) 合成弯矩计算： 4） 计算扭矩（4）按弯扭合成应力校核轴承的强度通过上述数据，进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由上图可知，最大弯矩为Mmax=M2，最大扭矩为。因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6。轴的计算应力： 其中：即轴的材料为45钢，调质处理后，查表得 =60。因此，故满足强度要求。8联轴器的选择电机的输出轴的在直径为38mm，所选的联轴器的孔径直径应与电机的输出轴直径相配合。在选用联轴器的应考虑工作的环境和经济性。为此，综合考虑后，联轴器选用最常用的凸缘联轴器，材料选用45钢。8.1载荷的计算运动过程中，考虑转矩变化和冲击载荷小，所以去计算转矩：8.2联轴器型号的选择(1) 、因电机Y132M-4的输出轴直径为38mm，查表得： 故选择LX2型联轴器 9轴承的选择及校对9.1初选输入轴、中间轴、输出轴上轴承型号轴承在工作时同时受到轴的径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴的设计方案和轴与轴之间轴承的互换性，初选输入轴和中间轴的轴承型号为32007，输出轴的型号为32308，轴承的相关参数如下：轴承型号30207轴承型号32308外形尺寸（mm）d35外形尺寸（mm）d50D80D90T19T327.2计算输入轴、中间轴、输出轴上轴承的轴向载荷（1）输入轴轴向载荷计算轴承型号为30208，查表得基本额定动载荷Cr=63000N，基本额定静载荷为， Cor=74000N,e=0.37, Y=1.6。1）、径向载荷 Fnn1=1522N Fnn2=608N, Fnv1=568N Fnv2=227N,故: 2)、求轴承的派生轴向力轴承的受力图如下图所示：由图可知所以轴承1被压紧，轴承2被放松。（2）中间轴轴向载荷计算轴承型号为32009，查表得基本额定动载荷Cr=63000N，基本额定静载荷为， e=0.37, Y=1.6。轴向力1）径向载荷故: 2)求轴承的派生轴向力轴承的受力图如下图所示：由图中可知： 则轴承1被压紧，轴承2被放松。故轴向载荷（3）输出轴的轴向载荷计算轴承型号为30308，查表得基本额定动载荷Cr=90800N，基本额定静载荷为Cor=108000N， e=0.35, Y=1.7。1）计算轴上载荷已知：故: 2)求轴承的派生轴向力 轴的受力分析如下图所示：输由图中可知：因为则轴承1被压紧，轴承2被放松。故轴向载荷9.3计算输入轴、中间轴、输出轴上轴承的当量载荷经计算并查表得如下表：各参数值YeXYXY输入轴1.60.371.540.40.90.27210中间轴1.60.370.280100.31210输出轴1.70.350.303100.29210查表得取（1）输入轴NN满足工作条件。（2）中间轴 N N 满足工作条件。（3）输出轴NN满足工作条件。 11.1、联接键的选择和校核（1）在输入轴上，联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按输入轴截面直径d1=38mm，查表查得平键截面b x h= 10 x 8 mm，取键长为35mm。键的强度计算：所以该键满足强度要求。（2）在输出轴上，联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，按输入轴截面直径d1=50mm，查表查得平键截面b x h= 15 x 10 mm，取键长为40mm。键的强度计算： 所以该键满足强度要求。12箱体的设计计算12.1箱体的结构形式和材料该减速器为封闭式传动，箱体作为减速器的支撑部件，是保证传动零件的啮合精度，良好润滑及密封的重要零件。在设计是时要考虑安装的简洁性和经济性，因箱体结构复杂所以箱体可通过铸造成型，材料选用铸铁。铸铁不仅具有刚性好、易进行切削加工的特点，还能吸收震动和噪音。12.2箱体的主要结构尺寸名称尺寸（mm）名称尺寸（mm）箱座壁厚8轴端盖连接螺栓M8 箱盖壁厚8轴端盖凸缘厚度8箱座凸缘厚度12端盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座与箱盖连接螺栓M12 箱座肋板厚度7箱盖肋板厚度713螺栓等相关标准的选择13.1主要螺栓