二级直齿减速器说明书.doc

目 录第一部分 课程设计任务书-2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-5第五部分 齿轮的设计-7第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-15第七部分 键连接的选择及校核计算-28第八部分 轴承的选择及校核计算-29第九部分 减速器及其附件的设计-31第十部分 润滑与密封-32设计小结-33参考文献-33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两级展开式圆柱直齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,两班制工作,输送带效率一般为0.940.96。数据？二. 设计要求:1.减速器装配图一张(电子，打印纸质各一份)。2.大齿轮零件图(电子，打印纸质各一份)。3.输入轴零件图(电子，打印纸质各一份)。4.输出轴零件图(电子，打印纸质各一份)。5.箱体零件图(电子，打印纸质各一份)。6.箱座零件图(电子，打印纸质各一份)。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. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计第二部分 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：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：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。选择二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:ha=h13h22h32h4=0.9930.9720.9920.96=0.86h1为轴承的效率,h2为齿轮啮合传动的效率,h3为联轴器的效率,h4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 电动机的选择皮带速度v:v=1.5m/s工作机的功率pw:pw= 4.5 KW电动机所需工作功率为:pd= 5.23 KW卷筒轴的工作转速为:n = 95.5 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比ia=840，电动机转速的可选范围为nd = ian = (840)95.5 = 7643820r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/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=960/95.5=10.1（2）分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = 2.69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 = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/3.76 = 255.3 r/minnIII = nII/i23 = 255.3/2.69 = 94.9 r/minnIV = nIII = 94.9 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh3 = 5.230.99 = 5.18 KWPII = PIh1h2 = 5.180.990.97 = 4.97 KWPIII = PIIh1h2 = 4.970.990.97 = 4.77 KWPIV = PIIIh1h3 = 4.770.990.99 = 4.97 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.99 = 5.13 KWPII = PII0.99 = 4.92 KWPIII = PIII0.99 = 4.72 KWPIV = PIV0.99 = 4.92 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdh3 电动机轴的输出转矩:Td = = 52 N.m 所以：TI = Tdh3 = 520.99 = 51.5 N.mTII = TIi12h1h2 = 51.53.760.990.97 = 186 N.mTIII = TIIi23h1h2 = 1862.690.990.97 = 480.5 N.mTIV = TIIIh1h3 = 480.50.990.99 = 470.9 N.m 输出转矩为：TI = TI0.99 = 51 N.mTII = TII0.99 = 184.1 N.mTIII = TIII0.99 = 475.7 N.mTIV = TIV0.99 = 466.2 N.m第五部分 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安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，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 = 24，则：Z2 = i12Z1 = 3.7624 = 90.24 取：Z2 = 882 初步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) 试选Kt = 1.3 2) T1 = 51.5 N.m 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 6096011030028 = 2.76109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76109/3.76 = 7.35108 8) 由图查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.89 9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.87610 = 530.7 MPasH2 = = 0.89560 = 498.4 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (530.7+498.4)/2 = 514.55 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 52.4 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.18 mm取为标准值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 112 mm 3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 242 = 48 mmd2 = Z2mn = 882 = 176 mmb = dd1 = 48 mmb圆整为整数为：b = 48 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 2.41 m/s由表选取齿轮精度等级为8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：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 10.67求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-348 = 1.37，由图查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.23应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.79 4) 由图按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例：小齿轮应力循环次数:N1 = 2.76109大齿轮应力循环次数:N2 = 7.35108 6) 由图查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 156.4sF2 = = = 143.8 = = 0.02674 = = 0.02776大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2 mm22所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 48 mmd2 = 176 mmb = ydd1 = 48 mmb圆整为整数为：b = 48 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 53 mm b2 = 48 mm中心距：a = 112 mm，模数：m = 2 mm（二） 低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安装的限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，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：Z3 = 25，则：Z4 = i23Z3 = 2.6925 = 67.25 取：Z4 = 672 初步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) 试选Kt = 1.3 2) T2 = 186 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60255.311030028 = 7.35108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 7.35108/2.69 = 2.73108 8) 由图查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89,KHN3 = 0.91 9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH3 = = 0.89610 = 542.9 MPasH4 = = 0.91560 = 509.6 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (542.9+509.6)/2 = 526.25 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 81.4 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.26 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 138 mm 3) 计算齿轮参数：d3 = Z3mn = 253 = 75 mmd4 = Z4mn = 673 = 201 mmb = dd3 = 75 mmb圆整为整数为：b = 75 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 1 m/s由表选取齿轮精度等级为8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：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 11.11求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-375 = 1.37，由图查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.26应力校正系数:YSa3 = 1.6 YSa4 = 1.75 4) 由图按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例：小齿轮应力循环次数:N3 = 7.35108大齿轮应力循环次数:N4 = 2.73108 6) 由图查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.87 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 160.2sF4 = = = 147.2 = = 0.02607 = = 0.02687大齿轮数值大选用。(2) 校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.96 mm2.963所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 75 mmd4 = 201 mmb = ydd3 = 75 mmb圆整为整数为：b = 75 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 80 mm b4 = 75 mm中心距：a = 138 mm，模数：m = 3 mm第六部分 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 = 5.18 KW n1 = 960 r/min T1 = 51.5 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 48 mm 则:Ft = = = 2145.8 NFr = Fttanat = 2145.8tan200 = 781 N3 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），查表得，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 19.6 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT1，查表，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT1 = 1.251.5 = 61.8 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT4型，其尺寸为：内孔直径20 mm，轴孔长度38 mm，则：d12 = 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 30 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 25 mm。右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 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:dDT = 306216 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16 mm。右端轴承采用挡油环定位，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。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 53 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 80+12+10+8 = 110 mml78 = T = 16 mm5 轴的受力分析和校核: 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6206深沟球轴承查手册得T= 16 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (48+5)/2+16+110-16/2)mm = 144.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (48+5)/2+18+16-16/2)mm = 52.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 571.9 NFNH2 = = = 1573.9 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 208.1 NFNV2 = = = 572.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 571.9144.5 Nmm = 82640 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 208.1144.5 Nmm = 30070 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：M = = 87941 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a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 8.4 MPas-1 = 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 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 4.97 KW n2 = 255.3 r/min T2 = 186 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 176 mm 则:Ft = = = 2113.6 NFr = Fttanat = 2113.6tan200 = 769.3 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 75 mm 则:Ft = = = 4960 NFr = Fttanat = 4960tan200 = 1805.3 N3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），查表，取：A0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 28.8 mm 中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：6206型深沟球轴承，其尺寸为：dDT = 306216 mm，则：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 46 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0735 = 2.45 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.42.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 75 mm，l45 = 80 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (48/2-2+38.5-16/2)mm = 52.5 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (48/2+14.5+b3/2)mm = 78.5 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+27-16/2)mm = 66 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 3212.1 NFNH2 = = = 3861.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -40.5 NFNV2 = = = -995.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 3212.152.5 Nmm = 168635 NmmMH2 = FNH2L3 = 3861.566 Nmm = 254859 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = -40.552.5 Nmm = -2126 NmmMV2 = FNV2L3 = -995.566 Nmm = -65703 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1 = = 168648 NmmM2 = = 263192 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B）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a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 47.2 MPas-1 = 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：III轴的设计1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 4.77 KW n3 = 94.9 r/min T3 = 480.5 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 201 mm 则:Ft = = = 4781.1 NFr = Fttanat = 4781.1tan200 = 1740.2 N3 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），查表得:dmin = A0 = 112 = 41.3 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT3，查表，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2480.5 = 576.6 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT8型，其尺寸为：内孔直径45 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 45 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 55 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 48 mm。4 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 = 50 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6210型深沟球轴承，其尺寸为：dDT = 50mm90mm20mm。由轴承样本查得6210型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 57 mm。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。取低速大齿轮的内径为：d4 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 73 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0757 = 3.99 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.43.99 = 5.59 mm，所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 20 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 48+10+8+5+12+2.5-10 = 75.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 20+8+10+2.5+2 = 42.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (75/2+10+75.5+20-20/2)mm = 133 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (75/2-2+42.5-20/2)mm = 68 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1617.5 NFNH2 = = = 3163.6 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 588.7 NFNV2 = = = 1151.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1617.5133 Nmm = 215128 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 588.7133 Nmm = 78297 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：M = = 228933 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a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 15.6 MPas-1 = 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：第七部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核高速联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 6mm6mm32mm，接触长度:l = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm40mm，接触长度:l = 40-10 = 30 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2583035120/1000 = 252 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 16mm10mm70mm，接触长度:l = 70-16 = 54 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25105457120/1000 = 923.4 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核低速联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm70mm，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2595645120/1000 = 680.4 NmTT3，故键满足强度要求。第八部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1028300 = 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 = 781 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 781 = 10962 N(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：Lh = = = 2.7105Lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1805.3 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1805.3 = 16294 N(3) 选择轴承型号: 查课本表，选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由课本式有：Lh = = = 8.23104Lh所以轴承预期寿命足够。3 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 = 1740.2 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1740.2 = 11293 N(3) 选择轴承型号: 查课本表，选择:6210轴承，Cr = 35 KN，由课本式有：Lh = = = 1.43106Lh所以轴承预期寿命足够。第九部分 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，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料： 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如