机械设计课程作业-二级齿轮减速器

机械设计课程设计说明书设计题目二级圆柱直齿轮减速器（同轴式）班级2013机械设计制造及其自动化学号学生姓名指导老师完成日期2015年12月25日1目录一、设计任务书2二、传动方案的拟定及说明2三、电动机的选择3四、计算总传动比及分配各级的传动比3五、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算4六、齿轮传动的设计计算5（一）选择齿轮材料及精度等级和齿轮类型5（二）低速级的设计11七、轴的设计计算及联轴器的选择16八、键联接的选择及校核计算32九、滚动轴承的校核34十、减速器箱体结构35十一、减速器箱体附件的选择说明37十二、润滑与密封37十三、参考资料目录38计算及说明结果2一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用二级圆柱直齿轮减速器（同轴式）传动。2、原始数据运输带有效拉力F2600N运输带工作速度V11M/S（允许误差5）运输带卷筒直径D200MM减速器设计寿命10年3、工作条件一班制工作，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，环境有粉尘，每年工作300天，电压为三相交流电（220V/380V）。二、传动系统方案的拟定和说明带式输送机传动方案如下图1电动机；2，6联轴器；3减速器高速级小齿轮1；4减速器高速级大齿轮2；5输送机滚筒；7减速器低速级大齿轮3；38减速器低速级小齿轮2；计算及说明结果传动系统采用采用二级圆柱直齿轮减速器（同轴式），其结构简单，但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。由设计要求得，高速级和低速级都为直齿圆柱齿轮传动。三、电动机的选择1、电动机的功率由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率PWFV260011W286KW从电动机到工作机传送带间的总效率为1422345由机械设计课程设计指导书表17可知1联轴器传动效率099（弹性联轴器）2滚动轴承效率099（球轴承）3齿轮传动效率098（7级精度一般齿轮传动）4联轴器传动效率099（弹性联轴器）5卷筒传动效率09609909940982099096087工作机所需电动机功率PRPW/329KW2、电动机转速的选择输送机滚筒的工作转速NW60V1000/D1051R/MIN两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比I860PW286KWPR329KW112MPD4KWNM1440R/MIN4所以电动机转速的可选范围为NDINW860X1051R/MIN84086306R/MIN符合这一范围的同步转速有1000R/MIN，1500R/MIN，3000R/MIN三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，决定选用同步转速为1500R/MIN的电动机。电动机型号额定功率/KW满载速度（R/MIN启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩112M414402323电动机轴伸直径D28MM电动机轴伸长度E60MM四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比IND/NW1440/1051137分配传动比III考虑润滑条件等因素II37五、各轴的转速、功率和转矩1、电动机轴2、轴（高速轴）计算及说明结果53、轴（中间轴）4、轴（低速轴）5、卷筒轴上述计算归纳如下参数轴名转速R/MIN输入功率KW输入转矩NM电动机（高速轴（中间轴）38923127684轴（低速轴）105230327584I37I376卷筒轴1052297270357六、齿轮传动的设计计算（一）选择齿轮类型、材料及精度等级和齿轮类型（1）考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度为240HBS；小齿轮选用40CR，调质处理，齿面硬度280HBS，两者材料硬度差为40HBS。（2）带式输送为一般工作机器，所以精度等级选择7级精度。（GB1009588）齿面精糙度RA1632M。（3）根据题目要求，选用圆柱直齿齿轮传动，压力角20。（二）低速级的设计1、由上面得知高速级的齿数比I37；取Z123，则Z2IZ12037851。取Z2852、按齿面接触疲劳强度设计1）设计准则先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核2）按齿面接触疲劳强度计算，小齿轮分度圆直径32211HEDHTTZUTK（1）确定公式中各参数值；试选载荷系数KHTKAKVKHKH10118101417167选取齿宽系数D1；查得区域系数ZH25；查得材料的弹性影响系数ZE1898MPA1/2；小齿轮的传递转矩T27684NM7684104NMM；计算接触疲劳强度用的重合度系数Z小齿轮40CR调质，280HBS大齿轮45调质，240HBS7级精度圆柱直齿208172302/COSAR111AHZ计算及说明结果3512/COSAR222AHZ7/TNTTNT21AZZ所以0834Z计算接触疲劳许用应力H由教材机械设计图1025D查得小齿轮的接触疲劳极限为HLIM1600MPA，大齿轮的接触疲劳极限为HLIM2550MPA；应力循环次数N160N1JLH6014401（830010）20736109；N2N1/U20736109/375604108；由教材机械设计图1023查取疲劳寿命系数KHN1090，KHN2095；取失效概率1，安全系数S1；所以MPASHNH5401LIM123LI2取其中较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即HH2523MPA（2）试算小齿轮分度圆直径；0873ZH523MPAMDT142599MZUTKDHEDHTT14259207415230819076823243221）（）（）（2）调整小齿轮分度圆的直径（1）计算实际载荷前的数据准备圆周速度VSMSNDT/2051/1063894251062计算及说明结果齿宽BBDD1T59142MM（2）计算实际载荷系数KH由教材机械设计表102查得使用系数KA1；根据V1205M/S、7级精度，由图108查得动载荷系数KV113；齿轮的圆周力FT12T2/D1T27684104/59142N2598NKAFT1/B12598/59142N/MM4393N/MM100N/MM由此查得齿间载荷分配系数KH12；由于B59142MM无法插值查到对应参数，所以取其为其偏高值B80MM；由7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这两个条件查得KH1426；所以KHKAKVKHKH193。（3）按实际载荷系数算得的分度圆直径MDHTT064231及相应的齿轮模数MD1/Z162064/23MM2698MM。3、按齿根弯曲疲劳强度设计1）试算模数321FSADFTTYZTKMKH193MD06421M2698MM10（1）确定公式中各参数值；试选KFT13；弯曲疲劳强度用重合系数Y025075/0688；计算FSA由图1017查得齿形系数YFA1275，YFA2223；由图1018查得应力修正系数YSA1158，YSA2178；由图1024C查得小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为FLIM1500MPA，计算及说明结果大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为FLIM2380MPA；由图1022查得弯曲疲劳寿命系数KFN1086，KFN2090；取弯曲疲劳安全系数S14；所以MPASFNF14307LIM1292LI20141FSAY622FSA取其中较大值作为该齿轮副的，即FSAY00162FSA2FSA（2）试算齿轮模数；MYZTKMFSADTT82913212）调整齿轮的模数（1）计算实际载荷前的数据准备MPAF143072900FSAY16211圆周速度VD1MTZ1182923MM42067MMSMSN/8570/06389274062齿宽BBDD1142067MM42067MM宽高比B/HH2HACMT210251829MM412MMB/H42067/4121021（2）计算实际载荷系数KF根据V0857M/S、7级精度，由图108查得动载荷系数KV112；齿轮的圆周力FT12T2/D127684104/42067N3653NKAFT1/B13653/42067N/MM8684N/MM100N/MM计算及说明结果由此查表103得齿间载荷分配系数KF12；由于B42067MM无法插值查到对应参数，所以取其为其偏高值B80MM；由7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这两个条件由表104查得KH1426；结合B/H1021，查图1013得KF135；所以KFKAKVKFKF1814。（3）按实际载荷系数算得的齿轮模数MMFTT0423182934、综合上述所算取D162064MM为小齿轮分度圆直径；取204MM的最近标准值M25为该齿轮副的模数。所以Z1D1/M162064/252482,取Z125；则Z2Z1U2537925，取Z293。5、几何尺寸计算（1）分度圆直径D1Z1M2525MM625MMD2Z2M9325MM2325MMKF1814M52Z125Z293D1625MMD22325MMA1475MMB168MM12（2）中心距A（D1D2）/2（6252325）/2MM1475MM（3）齿宽BDD11625MM625MM考虑不可避免的安装误差，为了保证设计宽度、方便后续设计和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）MM即B1B510625510675725,MM，取B168MM,大齿轮齿宽取B2625MM。上述齿轮副中心距不便于相关零件设计和制造，现在采用变位法将中心距就近圆整为。M148A计算变位系数和（1）计算齿合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。520/COSAR189325Z1Z0X205/1478/YMA32X由表107查得区域系数ZH212；计算接触疲劳强度用的重合度系数Z53129/COSAR111AHZ08722229/TANTTANT21ZZ所以08734ZH523MPA小齿轮分度圆直径B2625MM13MZUTKDHEDHTT64352259315230871910782243221）（）（）（计算实际载荷系数KF圆周速度VSMND/069162T齿宽BB52643MM；根据V1072M/S、7级精度，查得动载荷系数KV112；齿轮的圆周力FT12T2/D1T27684104/52643N2919NKAFT1/B12919/52643N/MM5545N/MM100N/MM由此查得齿间载荷分配系数KH12；由插值法查得B52643MM、7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这三个条件查得KH1421；所以KHKAKVKHKH1910。85671964352D31TTK所以4931D2HEHHMPAZUT故齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（4）齿根弯曲疲劳强度校核查得齿形系数YFA1265，YFA2215；查得应力修正系数YSA1159，YSA2181；计算弯曲疲劳强度用重合系数Y025075/0684小齿轮的传递转矩T27684NM7684104NMM，模数M25，小齿轮齿数Z125；00137FSAY21SA14MYZTKMFSADFTT421231圆周速度VD1MTZ1144225MM3605MMSSN/7340/06389506计算实际载荷系数KF宽高比B/HH2HACYMT324MM，B/H52643/3241625；根据V0734M/S、7级精度，由查得动载荷系数KV108；由此查得齿间载荷分配系数KF12；由KH1421,B/H1625两个条件，查得KF142；所以KFKAKVKFKF184。所以8345212131FDSAMPAZMYT7022132FDSAFF齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且大齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于小齿轮。由于是同轴式二级齿轮减速器，两对齿轮参数取相同，既保证了中心距完全相等，也方便了齿轮加工。且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速齿轮的要求。主要设计结论齿数Z125,Z293,模数M25MM，压力角，变位系数20X10,X20203,中心距A148MM,齿宽B168MM,B2625MM，小齿轮选用40CR（调质）大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。计算及说明结果15高速级低速级齿数Z125,Z293Z225,Z393模数M125MMM225MM压力角20齿顶高HA124925,HA23齿根高HF13125,HF226175齿顶高降低系数Y0003中心距变动系数Y02分度圆直径D162MMD22325MMD262MMD32325MM节圆直径D16221MM,D22333MMD16221MM,D22333MM基圆直径DB15826MMDB221848MMDB25826MMD3218481MM齿顶圆直径DA166985MMDA22385MMDA166985MMDA22385MM齿根圆直径DF15575MMDF2227265MMDF15575MMDF2227265MM中心距A1148MMA2148MM齿宽B168MMB2625MMB168MMB3625MM7、轴的设计计算及联轴器的选择16（1）轴（高速轴）的设计高速轴上的功率、转速和转矩转速（R/MIN高速轴功率KW转矩TNM144032221391、初步确定轴的最小直径（选取轴的材料为40CR，调质处理。查得A0112。）；MNPAD6541032130MIN联轴器的计算扭矩TCAKAT27807NMM；同时，由于电动机的轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径D28MM，联轴器的选取公称转矩T955032914402135NM由课程书机械设计表141查得KA15，所以TCAKAT32025NM型号选择膜片联轴器JMI3JB/T91471999，主动端Y型孔，从动端Z型孔，其许用转矩为公称转矩为100NM许用最大转速为5000R/MIN，轴径为28MM，故合用，半联轴器长度L62MM半联轴器与轴配合的毂孔长度L150MM。2、轴的结构设计1）轴上零件的装配方案如图。2）轴上各段长度的确定DMIN1465MM膜片联轴器JMI3JB/T91471999D28MM17（1）初步选择滚动轴承因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承6207。参照工作要求并根据D28MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度L150MM，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上和套筒端面可靠地压紧半联轴器，故取L46MM。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6207，其尺寸为DDT35MM72MM17MM；故DD35MM，齿轮轴输入部分D37MM,L66MM,定位轴环部分D40MM,L8MM,轴承与轴配合部分D35MM,L14MM轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。查得平键截面BH10MM8MM，键槽用键槽铣刀加工，长为55MM合适，同时为了保证轴和半联轴器配合有良好的对称性，故选择半联器轴与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，67KH此处选轴的直径尺寸公差为M6，轴与小齿轮周向定位采用平键联接，查得平键截面LBH56MM10MM8MM。深沟球轴承6207GB/T27219934）确定轴上圆角和倒角尺寸取左轴端倒角为C1，右轴端倒角为C12，各轴肩处的圆角半径如图。轴段编号长度MM直径MM配合说明4628与连轴器配合4032定位轴肩4335与滚动轴6207承配合，套筒定位6637与小齿轮键联接配合840定位轴环普通平键10855MM181735与滚动轴承6207配合总长度220MM4、轴的受力分析1）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图轴在水平面内的受力简图如图（B）所示。轴在水平面内的弯距图如图（D）所示。2）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯距图轴在垂直面内的受力简图如图（C）所示。轴在水平面内的弯距图如图（E）所示。（A）（GB/T10962003）计算及说明结果（B）19（C）（D）轴的受力简图如图。图中LEA464085955MMLAC4334852665MMLCB50MM,LBD85MM1）计算齿轮的啮合力NFDTRT251AN690T1143NF08,25F69,05FTBRARBRRBTATTBT解得解得4、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应LEA955MMLAC665MMLCB50MMLBD85MM20力，取06，轴的计算应力MN20953718964M2载荷水平面H垂直面V支反力FFAT296N，FBT394NFAR108N,FBR143N弯矩MMH19684NMMMV7182NMM总弯矩M总20953NMM扭矩T21390NMM故安全60PA854122PAWTMCCA总5、精确校核高速轴的疲劳强度校核高速轴的疲劳强度1）判断危险截面轴上的危险截面为截面，所以只需校核截面左右两侧即可。2）截面左侧抗弯截面系数W01D301353MM342875MM3抗扭截面系数WT02D302353MM38575MM3截面左侧的弯矩M20953（66532）/665NMM108704NMM截面上的扭矩T213900NMM计算及说明结果截面上的弯曲应力MPAW542B截面上的扭转切应力T9过盈配合处的，由附表38用插值法求出，并取，于KK8021是得，20860K62，轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数，即1，则综合系数为17269KK于是，计算安全系数SCA值516832S9254021SKSMA故可知其安全。3）截面右侧抗弯截面系数W01D301373MM350653MM3抗扭截面系数WT02D302373MM3101306MM3截面左侧的弯矩M20953（66532）/665NMM108704NMM截面上的扭矩T21390NMM截面上的弯曲应力MPAW1462B截面上的扭转切应力T轴材料为45钢，调质处理，由表151查得H640MPA，1275MPA，1155MPA。按R/D0034、D/D1057，经插值后可查得截面上由轴肩而形成的理论应力集中系数20，132又由附图31查得轴的材料的敏性系数为Q076，Q08017269K安全MPA1462BT22故有效集中应力为K1Q11076（201）176K1Q11080（1321）1256由附图32查得尺寸系数080，扭转尺寸系数088。轴均按磨削加工，查得得表面质量系数为092轴未经表面强化处理，即Q1，则综合系数为514287KK取碳钢的特性系数为01，005。于是，计算安全系数SCA值51269S30621SKCAMA故可知其安全。所以该齿轮轴安全。（2）轴（中间轴）的设计中速轴上的功率、转速和转矩转速（R/MIN中速轴功率KW转矩TNM389231276841、初步确定轴的最小直径（选取轴的材料为45钢，调质处理。由514287K安全DMIN25MM计算及说明结果文献【2】表153，取A0112。）；MNPAD2430MIN最接近的轴承内径为25MM，所以取该轴的最小直径DMIN25MM。2、轴的结构设计1）轴上零件的装配方案如图。深沟球轴承6205GB/T2721993DD232）轴上各段长度的确定（1）初步选择滚动轴承因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6205，其尺寸为DDT25MM52MM15MM；故DD25MM，LL15MM。（2）取轴承端盖的总宽度为76MM。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求。（3）由于高速级齿轮的啮合，因此L46MM；取安装齿轮位置的轴段的直径DD30MM；齿轮2和齿轮2中间采用轴肩定位，轴肩的高度取H3MM，则轴环的直径D36MM。另外两端与轴承间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取L60MM，L66MM。所以L21MM，L23MM。3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按D由文献【2】表61查得平键截面BH10MM8MM，键槽用键槽铣刀加工，长为50MM（齿轮2处），56MM（齿轮2处），同时为了保证轴和齿轮配合有良好的对称性，故选择齿轮与轴的配合为，67NH两个平键加工在同一母线。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸由文献【2】表152得，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径为R12。轴段编号长度MM直径MM配合说明1525与滚动轴承6205配合，25MMLL15MML46MMDD30MMD36MML60MML66MML21MML23MM普通平键10850（56）MM（GB/T10962003）242130定位轴环6035与大齿轮键联接配合4640定位轴环6635与小齿轮键联接配合2330定位轴环1525与滚动轴承6205配合，总长度246MM3、轴的受力分析1）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图轴在水平面内的剪力图如图（A）和所示。轴在水平面内的弯距图如图（C）所示。2）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯距图轴在垂直面内的剪力图如图（B）所示。轴在水平面内的弯距图如图（D）所示。（A）25（B）（C）（D）26计算及说明结果轴的受力简图如图。图中LEALBFL/275MM,LAC53MM,LCD12525MM,LDB5275MM计算齿轮的啮合力NFDTFTRTTRT902AN4716203120F5321783FTTBT2BRTTAR计算得出FAR64002N,FBR2098N,FAT10788N,FBT20612N4、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06，轴的计算应力MNMMNVH81924815927M57,8总载荷水平面H垂直面V支反力FNFAT10788,FBT20612FAR64002,FBR2098C截面弯矩MMH1181987NMMMV159217NMM总弯矩M总1982948NMM扭矩T76840NMM故安全。60PA48752310DW1233MPATMCCA总LEALBF75MMLAC53MMLCD12525MMLDB5275MMM总1982948N27MPACC487计算及说明结果（三）轴（低速轴）的设计1、初步确定轴的最小直径（选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0112）；MNPAD3430MIN联轴器的计算扭矩TCAKAT413760NMM；（取KA15。）所以选择的联轴器为JMI7型膜片联轴器JB/T91471999，主动端Y型轴孔，从动端Z型轴孔，其公称转矩为630000NMM。半联轴器的孔径D40MM，故取D40MM，半联轴器长度L112MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度L170MM。2、轴的结构设计1）轴上零件的装配方案如图。2）轴上各段长度的确定（1）为了满足半联轴器的轴向定位有求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径D45MM；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D50MM。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故这段的长度应比L1略短些，现取L66MM。（2）初步选择滚动轴承因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承6209。参照工作要求并根据D45MM，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6209，其尺寸为DMIN45MMD45MMJMI7型膜片联轴器JB/T91471999D50MML58MM28DDT45MM85MM19MM；故DD45MM，L19MM。右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度H3MM，因此取D51MM。（3）取轴承端盖的总宽度为20MM。根据轴承端盖的拆装及便于对深沟球轴承6209GB/T2761994计算及说明结果轴承添加润滑脂的要求，考虑端盖的外端盖与半联轴器左端面间的距离，取L36MM。（4）取安装齿轮处的轴段的直径D48MM；齿轮左端与轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取L60MM，L39MM。（5）取轴环长度L10MM，3）轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接。查得平键截面BH12MM8MM，键槽用键槽铣刀加工，长为60MM符合条件，同时为了保证轴和半联轴器配合有良好的对称性，故选择半联器轴与轴的配合为。同样，轴和齿轮的67KH连接，选用平键为56MM14MM9MM它们之间的配合为。67NH滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径如图。轴段编号长度MM直径MM配合说明1945与滚动轴承6209配合1051轴环DD45MM，L19MMD43MMD51MMD48MML60MMD45MML39MML66MML10MML36MM普通平键12860MM（GB/T296048与大齿轮以键联接配合，套筒定位3945与滚动轴承6209配合10962003）普通平键14956MM（GB/T10962003）计算及说明结果1）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图3643与端盖配合，做联轴器的轴向定位6640与联轴器键联接配合总长度230MM3、轴的受力分析由于轴在水平和垂直面的受力图一样，所以剪力图和弯矩图在外形一样。轴在水平面内的受力简图和在垂直面内的受力简图如图（A）所示。轴在水平面内的弯距图和在垂直面内的弯距图如图（B）所示。（A）30B轴的受力简图如图。图中LEA19295MMLAC951062525075MMLCB7725MM3）计算齿轮的啮合力N6342F521F087094F12586TAN370BRARBRRRBTATBTTT3T，解得，解得NDTR4、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06，MN1734626179MMNVH总，载荷水平面H垂直面VLEA95MMLAC5075MMLCB7725MM31支反力FFAT14321N,FBT9409NFAR5214N,FBR3426NC截面弯矩MMH726791NMMMV26461NMM总弯矩M总773461NMM扭矩T275840NMM轴的计算应力PAMCA60521WT9480D122333）（总故安全。由上已知T7684NM；D35MM；由于此键和半联轴器之间是静连接，其主要失效形式为工作面被压计算及说明结果溃。所以只需校核其挤压强度。，故平键安全。9340PMPADHLTP2）齿轮2与轴连接的评价的校核由上可知，试选的平键为A型普通平键，为LBH56MM10MM8MM；由此得LLB46MM。由上已知T7684NM；D35MM；由于此键和半联轴器之间是静连接，其主要失效形式为工作面被压溃。所以只需校核其挤压强度。，故平键安全。862340PMPADHLTP4、输出轴上的平键的校核1）齿轮3与轴连接的评价的校核由上可知，试选的平键为A型普通平键，为LBH56MM14MM9MM；由此得LLB42MM。由上已知T27584NM；D48MM。MPAP93MPAP14332由于此键和半联轴器之间是静连接，其主要失效形式为工作面被压溃。所以只需校核其挤压强度。，故该平键安全。81604PMPADHLTP2）半联轴器与轴连接的评价的校核由上可知，试选的平键为A型普通平键，为LBH60MM12MM8MM；由此得L48MM。由上已知T27584NM，D40MM；由于此键和半联轴器之间是静连接，其主要失效形式为工作面被压溃。所以只需校核其挤压强度，故平键安全。837140PMPADHLTP九、滚动轴承校核MPAP8160MPAP8371计算及说明结果（一）高速轴（轴）上的滚动轴承的校核1、由上可得该轴选取的轴承为6207，轴承预期寿命取为LH24000H；2、由上计算结果知FR251N，轴承的工作转速N1440R/MIN；3、由于该轴承只受径向力；由文献【2】表136得，FD1012，所以取FD11。则PFDFR2761N4、验算6207轴承的寿命由设计手册查得6207的基本额定动载荷值C25500N；3；所以6891670HHLPCNL所以该轴上轴承的选择合格。（二）中间轴（轴）上的滚动轴承的校核1、由上可得该轴选取的轴承为6205；2、由上计算结果知FR902N，轴承的工作转速N3892R/MIN；333、由于该轴承只受径向力，所以PFDFR9922N4、验算6205轴承的寿命由设计手册查得6205的基本额定动载荷值C19500N；3；所以6H93250701HLPCNL所以该轴上轴承的选择合格。（三）低速轴（轴）上的滚动轴承的校核1、由上可得该轴选取的轴承为62092、由上计算结果知FR864N，轴承的工作转速N1052R/MIN；3、由于该轴承只受径向力，所以PFDFR9504N4、验算6209轴承的寿命由设计手册查得6209的基本额定动载荷值C31500N；3；所以，所以该轴上轴承的选择合格。645782601HHLPCNL89167HL932507HL十、减速器箱体（HT250）的结构（一）、箱体的主要尺寸如下（A为低速级中心距）名称公式尺寸底座壁厚0025A3810箱盖壁厚1（08085）8底座上部凸缘厚度H0（15175）17箱盖凸缘厚度H1（15175）112底座下部凸缘厚度H2,H3,H41515轴承座联接螺栓凸缘厚度H534D245吊环螺栓