(二级减速器)机械设计课程设说明书计带式传输机的传动装置

1、西南科技大学城市学院本科生课程设计目录第一章机械设计课程设计任务书31.1 设计题目：带式传输机的传动装置31.2 运输机工作条件31.3 设计成果要求3第二章电动机选择及传动比分配42.1 电动机类型的选择42.2 电动机功率选择42.3 确定电动机转速42.4 确定电动机型号42.5 总传动比52.6 分配各级传动比5第三章运动参数及动力参数计算63.1 计算各轴转速（r/min）63.2 计算各轴的功率（KW）63.3 计算各轴扭矩（Nmm）63.4 传动零件的设计计算63.4.1 皮带轮传动的设计计算63.5 高速齿轮传动的设计计算83.5.1 选择齿轮材料及精度等级83.5.2 按齿

2、面接触疲劳强度设计83.5.3 按齿根弯曲强度计算设计103.6 低速齿轮传动的设计计算113.6.1 选择齿轮材料及精度等级113.6.2 按齿面接触疲劳强度设计113.6.3 按齿根弯曲强度计算设计13第四章.轴的结构设计154.1 高速轴的结构设计154.1.1 材料的选择154.1.2 确定轴各段直径和长度154.2 中间轴的设计164.2.1 确定许用应力164.2.2 确定中间轴的直径164.2.3 轴的结构设计164.3 校核轴的强度174.3.1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：174.3.2 计算总弯矩并作出M图:194.3.3 计算危险截面处的轴直径校核194.4

3、 低速轴的设计194.4.1 初步确定轴的最小直径194.4.2 轴田设计20第五章键联接的选择及校核计215.1 输入轴键计算215.2 中间轴键计算215.3 输出轴键计算21第六章联轴器的选择22第七章轴承的选择及校核计算237.1 选择轴承237.2 校核轴承（III轴）23第八章减速器及其附件的设计248.1 箱体（箱盖）的分析248.2 箱体（盖）的材料248.3 箱体的设计24第九章润滑与密封设计25设计小结26参考文献27第一章机械设计课程设计任务书1.1 设计题目：带式传输机的传动装置题目数据：F=4000NV=1.3m/sD=400mm图1-11.2 运输机工作条件工作时不

4、逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制;设计任务：1 .进行二级直齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计（已拟定完成）2 .电动机功率及传动比分配，3 .主要传动零件的参数设计标准件的选用.4 .减速器结构、箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计。5 .装配图的设计要点及步骤等。6 .设计和绘制零件工作图7整理和编写设计说明书1.3设计成果要求1 .二级圆柱齿轮减速器装配图1张；2 .零件工作图2张；3 .设计计算说明书1份。第二章电动机选择及传动比分配2.1 电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2.2 电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：47总二"带X4轴承X4齿轮X隼轴器X壁筒

5、=0.96：0.994X0.972><0.990.96=0.808(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000Tl总=4000M.3/10000.808=6.436KW2.3 确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60X1000V/ntD=60X1000X1.3/兀X400=62.10r/minIa'=(840)口筒=(840)>62.10=993.6-9936r/min符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、

6、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1500r/min。2.4 确定电动机型号表2-1Y系列电动机的技术数据富HiWfItMW砧机£MH*4c|nu*WK*大野&kW1.，片!宏抬用*H“酎甫Mi林Ifj侬打El*.4*Yini-a0.?iIKSI2.11.1II1口-施一1汨t.Z:-1,4-hi2m；?.?ii.imi11W1,J:1.,占，工L-、i11I14HC13wiL-12.T2mu131i.i1"LTL5|孔？:.rHM-23tl_L?£.1VN<1.ii-I|2.X|1ito、Hzg.i静间丸工1IMLE

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10、Ml-<Z-U根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-4。其主要性能：额定功率：7.5KW,满载转速1440/min,额定转矩2.2kNm2.5 总传动比i总"n电动/n筒=1440/62.10=23.1882.6 分配各级传动比取带轮的传动比i=2.8减速器的总传动比ij=i总/i=23.188/2.8=8.28高速齿轮传动比ii=(1.3ij)1/3=3.35低速齿轮传动比i2=ij/ii=2.47第三章运动参数及动力参数计算3.1 计算各轴转速(r/min)ni=n电动机/i带=1440/2.8=514.286(r/min)nii=

11、ni/ii=480/3.45=153.518(r/min)niii=nii/i2=139.13/2.65=62.153(r/min)3.2 计算各轴的功率(KW)Pi=PdX带=6.44>0.96=6.18KWPii=PiX弹承”齿轮=5.87KWPii尸PiiX弹承x璘轮=5.58KWPiv=PiiiX解轴器X珅轮=5.41kw3.3 计算各轴扭矩(Nlmm)Ti=9550R/ni=114.78NmTii=9550Pii/nii=365,52N-mTiii=9550Piii/=852.23Nm-Tiv=9550Piv/niv=832.65各轴的数据如表3-1所示：表3-1轴名功率P(k

12、w)转矩T(Nm)转速n/(r/min)传动比效率输入输出输入输出电机轴6.4442.714402.80.9616.186.06114.78112.485143.350.9525.875.57365.52358.211532.470.9635.855.47858.23841.0762.1510.98卷轴5.415.30832.65816.9062.1510.973.4 传动零件的设计计算3.4.1 皮带轮传动的设计计算(1)选择普通V带带型(2)kA=1.1Pc=KaP=1.1添2=5.72KW由图8-11选用A型V带(3)确定带轮基准直径，并验算带速推荐的小带轮基准直径为75100mm由表8

13、-6和8-8得取ddi=90mm由式8-15a得：dd2n带ddi=2.8：90=252mm由表8-8得圆整得dd2=250mm验算带速V=ttddini/(60X100)=3.14：90xi440/60000=6.87m/s5m/s<V<30m/s确定带长和中心矩0.7(ddi+dd2)2(di+dd2)0.7(90+250)强2X(90+250所以有：238mmca。w680mm取a0=300mmL0=2a0+1.57(ddi+dd2)+(dd2-ddi)/4a0=1155mm取Ld=1120mm按式8-23计算实际中心距：a=0+Ld-L0/2=285mm在238680之间验

14、算小带轮包角，按式8-25得oi=1800-(dd2-ddi)/a57.30=1800-(250-90)/285)57.30=1480>900(适用)(5)确定带的根数查表8-4a得P0=1.07KWP0=0.17KWKa=0.915Kl=1.01Z=Pc/Pr=Pc/(Pi+M)KaKl=5.55所以取Z=6(6)计算轴上压力查得q=0.1kg/m,单根V带的初拉力：_、2Fo=500Pc/ZV(2.5/K-1)+qV=124.6N则作用在轴承的压力Fq,FQ=2ZFosin1/2=1455N结构草图：(略)3.5 高速齿轮传动的设计计算3.5.1 选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递

15、功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS.选7级精度3.5.2 按齿面接触疲劳强度设计由d1t>2.32(z2kT1(u+1)/dUh2)1/3试选kt=1.3取小齿轮齿数Z1=24O则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.3524=80.4取Z2=83(1)转矩T1T1=9.55X06XP/n1=9.55X06>6.18/514=1.148105Nmm由表10-7得取齿轮宽系数d=1表10-6查得弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2(2)许用接触应力cth(TH=(THlimZNT/SH查得：cH

16、limZI=600Mpa0HlimZ2=550Mpa由式10-13得计算应力循环次数N.NLi=60nijlh=60>514XX2渴M00>8)_9=1.18W9NL2=NLi/i=1.18109/3.45=3.43108由图10-19查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.90ZNT2=1.0通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数Sh=1.0(TH1=(THlim1Znti/Sh=0.9X600Mpa=540Mpa(Th2=(THlim2Znt/Sh=550X1.0=550Mpa(3)小齿轮的分度圆的直径：d1>2.32(z2kT1(u+1)/d帆h2)1/3=

17、2.321.31.15105X4.45/3.45(怩9.8/540)21/3=68.67mm1)计算圆周速度:V=nd1n1/(601000)=3.1470,528514/60000=1.897m/s2)计算齿宽b=Odd1=68.67mm3)齿宽与齿高之比b/h模数m=d1/zi=68.67/24=2.86mmh=2.25m=2.252.86=6.43mmb/h=68.67/6.43=10.674)计算载荷系数V=1.897m/s7级精度由图10-8查得动载荷系数Kv=1.15直齿轮kHa=KFa=1使用系数Ka=1.0用插入法求得Kh3=1.423由b/h=10.67Kh产1.423表3-

18、2801.257L2S4J.2WI.2BL1.2耨.7311.74aL7B41.2241.2291.268I.CTJ工晒2.DM0.8no1.24312631.302I.M7I.W7】347).73717571.7961.228L23SL2WL2992邓42.0721601.249L2721.313L29J1.3161.3591.743J财LB09i232L2«l.2913062.O5S1oaoSOO1.1551讣I1.327L299£5LJ71L叫1.775J.8211.236L24I1.3001JU10(532,08740L2961.3091.342L40414171X

19、50Z5022.5152"L3I41116L姗3.3323器580I.3C21.叫L355L4I0L4262.5082.5242J6IL3I8L323-IJII3一湘3*2L0J20I.JW1，3豌1.367I.4J6If1.47515142.5342.5731,322L泄1.5001,5193,渊14101601.3141.3J7L泗1.4221.4431.4882.5Z0工5432.5时1.32513361现5L£63.3M3.41T2001J20l城J-392|14281.454L5002.如2.552159SL33Q1.3EL5】QL5M3401l.«Sk

20、FB=1.35K=KKvkHKb=1.0X.15”1.423=1.6365)分度圆直径由式(10-10a)di=dit(k/Kt)1/3=70.5281.636/1.3)1/3=74.176)计算模数m=d1/z1=74.17/24=3.093.5.3 按齿根弯曲强度计算设计，一_21/3M三(2KT1YFaYSa/(F卜(dZ12)1/3(1)小齿轮0FE1=340Mpa大齿轮(FE2=310Mp(2)弯曲寿命系数Kfni=0.88Kfn2=0.90(3)计算弯曲疲劳许用用力取安全系数S=1.4同1=KfniCFE1/S=0.88340/1.4=213.7MpaF2=Kfn20FE2/S=0

21、.903便/1.4=199.3MpK=K=KAKVkHF尸1.0X151.01.35=1.55(4)查齿形系数(表10-5)YFa1=2.65YFa2=2.22(5)应力校正系数Ysa1=1.58Ysa2=1.77YFaiYsai/F1=2.65%58/213.7=0.0196YFa2Ysa2/可2=2.2277/199.3=0.0197大齿轮的数值大些(6)计算2、1/3m三(2KT1YFaYsa/(#初2)=(2X.551.15105>0.0197/242)=2.3m近似取m=2.5mmZ1=d1/m=74.16/2.5=29.7取Z1=30Z2=30M.35=100.5取Z2=10

22、1(7)几何尺寸计算1)分度圆直径d1=mZ1=2.580=75mmd2=mZ2=2.5X01=252.5mm2)中心距a=(&+d2)/2=163.75mm3)计算齿轮宽度b=ddd1=1><75=75mm取B2=75mmB1=80mm3.6 低速齿轮传动的设计计算3.6.1 选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBs选7级精度3.6.2 按齿面接触疲劳强度设计由d1t>2.32(z2kT1(u+1)/d帆h2)1/3试选kt=1.3取小齿轮齿数

23、Zi=240则大齿轮齿数：Z2=iZi=2.6524=63.6取Z2=64转矩T2T2=9.55X06>P2/n2=9.55106>3.71/139.13=2.55X05Nmm取齿轮宽系数d=1弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2(4)许用接触应力HH=HimZNT/SH查得：CHlimZ1=600Mpa0HlimZ2=550Mpa计算应力循环次数N_Nli=60n1jlh=60X480X1X2>8>300M5)-9=3.62810_9_Nl2=NlM=3.628109/3.45_9=1.05X09查得接触疲劳的寿命系数：Znti=0.90Znt2=0.95通用齿轮

24、和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数Sh=1.0(H1=(Hlim1ZNT1/SH=0.9600Mpa=540MpaH2=oHlim2ZNT2/SH=550X0.95/1.0Mpa=522.5Mpa(5)小齿轮的分度圆的直径：d2t>2.32(E2kT2(u+1)/dUh2)1/3=2.321.32.25105M.65/2.655(怩9.8/522.5)21/3mm=90.95mm1)计算圆周速度：V=nd2tn2/(601000)=3.1490.95139.13/60000=0.662m/s2)计算齿宽b=d>dd2t=90.95mm3)齿宽与齿高之比b/h模数m=d2t

25、/zi=90.95/24=3.79mmh=2.25m=2.25W9=8.53mmb/h=90.95/8.53=10.664)计算载荷系数V=1.498m/s7级精度动载荷系数Kv=1.07直齿轮kHa=KF(=1使用系数Ka=1.25用插入法求得Kh3=1.299由b/h=10.67Kh产1.299查得kF3=1.238K=KAKvkH«H3=1.25X.071>1.299=1.7375)分度圆直径d1=d1t(k/Kt)1/3=59.64(1.737/1.3)1/3=65.696)计算模数m=d1/z1=65.69/24=2.7373.6.3按齿根弯曲强度计算设计21/3M二

26、(2KT1YFaYSa/(F卜数1)(1)小齿轮cFE1=500Mpa大齿轮oFE2=380Mp弯曲寿命系数Kfni=0.85Kfn2=0.88计算弯曲疲劳许用用力S=1.4fi=Kfni(fei/s=0.85500/1.4=303.57Mpa的2=Kfn2(FE2/S=0.88380/1.4=238.86MpK=K=KAKvkHaKF尸1.25K071>1.238=1.656(2)查齿形系数YFa1=2.65YFa2=2.226(3)应力校正系数YSa1=1.58YSa2=1.764YFa1YSa1/fi=2.65%58/303.57=0.01379YFa2Ysa或向2=2.226%7

27、64/238.86=0.01644(4)计算21/3M二(2KT2YFaYsa/(F卜数1)=(2>1.6567.68104>0.01652/242)=2.875M近似取圆整m=3mmZi=di/m=65.69/2=32.85取Zi=33Z2=33>2.65=87.45取Z2=88(5)几何尺寸计算1)分度圆直径di=mZ1=2X33=66mmd2=mZ2=2><88=264mm2)中心距a=(d1+d2)/2=121mm3)计算齿轮宽度b=曾d1=1X66=66mm取B2=66mmB1=72mm27第四章轴的结构设计4.1 高速轴的结构设计IIIV 皿图4-1初

28、算轴径：选用45调质钢，硬度217255HBS,取常数C=1154.1.1 材料的选择选用45#钢调质处理4.1.2 确定轴各段直径和长度I轴：di呈A(p/n)1/3=115x(6.18/514)1/3=26.35mm轴要安装联轴器，会有键槽存在，故需要将估算的轴加大。取d1=28mmL1=41mm(选联轴器的长度为44mm)d2=32mmL2=35mm(间隙10mm,端盖15mm)d3=35mm选用6007轴承L3=38mmd4=39mmL4=50mmd5=45mmL5=10mmd6=41mmL6=10mmd7=35mml7=15mm作用在齿轮上的力Ft=2T1/d1=2X114780/7

29、5=3060.8N4.2 中间轴的设计中间轴II的传递功率P=5.87kw,n2=153r/min,齿轮2的分度圆直径d2=252.2mm,齿轮3的分度圆直径d3=75mm4.2.1 确定许用应力该轴的材料为45刚调质，由表15-1（机械设计）查得0b=650MPa,由插值法得二p=60MPa4.2.2 确定中间轴的直径按扭转强度初算轴径，C=110,考虑轴端弯矩比转矩小，则d.C3p=11535.87=38.74'n2153.52因为轴端无键槽，故不用考虑键槽的影响，所以取dm.=40mmo又T=9.55106-=365.52Nmmn4.2.3 轴的结构设计1）轴承与轴段1及轴段5:

30、考虑齿轮有较小轴向力，轴承类型选角深沟球轴承。轴端1上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承型号为6008,查轴承手册，内径d=40mm,外径D=68mm,长度l=15mm。故取轴段1与5的直径d1-d5=40mm。为避免转动齿轮与不动机体相碰，应在齿轮端面与机体内壁之间留有足够间距H=10mm,T=12mm。则轴段1与5的长度11+l5=15+10+12=37mm。2）轴段2:轴段2上安装齿轮，为便于齿轮安装，d2应略大于d1,可取d2=45mm。齿轮右端用轴套固定，为使轴套端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段4的长度应略小于小齿轮的轮毂的宽度，若轮毂与齿宽相等，已

31、知齿宽b3=92mm,则12=90mm。3）轴段3:l3=10mm,其直径d3=d2+h=45mm+11mm=56mm。4）轴段4:轴段4上安装齿轮，为便于齿轮安装，d4应略大于d5，可取d4=45mm。齿轮左端用轴套固定，为使轴套端面顶在齿轮右端面上，即靠紧，轴段4的长度应略小于大齿轮的轮毂的宽度，若轮毂与齿宽相等，已知齿宽b2=75mm,则=73mm。5）键的选择：键用于齿轮的轴向定位，由于d4=d2=45mm,查GB/T1095-79,选择普通平键（A型）bxh=14x9。4.3 校核轴的强度4.3.1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：.求作用在齿轮上的力：2T2贝（J：Fti

32、=2843Nd2Fri=FtiRant=2843tan200=1023Nm贝上2T2Ft2=4315.8NFr2=Ft2，and2=4315.8tan200=1553.6N求作用在轴上的支反力：水平面内的支反力：F1H=3141.8NF2H=4017N垂直面内的支反力：FU=1023NFr2=1553.6N根据简图，分别求水平面和垂直面内各力产生的弯矩：Mh1=237205NmmMh2=265122NmmMv1=85315NmmMv2=95436Nmm4.3.2 计算总弯矩并作出M图：M1=252081NmmM2=281776Nmm取a=0.6,故危险截面为处当量弯矩？=0.6Me=(Ma2+

33、(?T)2)1/2=8910Nm4.3.3 计算危险截面处的轴直径校核45#刚调制处理许用应力(-i=60Mpa一_一1/3d二(Me/0.1.)=11mm轴最小直径大于11mm所以轴安全4.4 低速轴的设计4.4.1 初步确定轴的最小直径初步估算周的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A0=110,于是得3dmin=A0.f=55.62mmn输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1,考虑为输送机，转矩变化很小，故取Ka=1.5,则：Tca=KAT3=1.5

34、1235.03=1852.54Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003,选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N.M,半联轴器的孔径d1=56mm,故取d1“=56mm,半联轴器的长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm。4.4.2 轴m设计图4-6如图5-6首先，确定各轴段直径A段：d1=56mm,与联轴器配合（LX4）B段：d2=60mm,非定位轴肩C段：d3=65mm,与轴承（深沟球轴承6013）配合D段：d4=71mm,定位轴承E段：d5=80mm,根据经验公式h=（0.07L0.1JdF段：d6=71mm,按照齿轮

35、的安装尺寸确定G段：d7=65mm,与轴承（深沟球轴承6013）配合然后、确定各段轴的长度A段：L=84mm,由联轴器的长度确定B段：L2=72mm,根据公式=（0.15|_0.25川2再加上端盖和凸缘长C段：L3=23mm,轴承宽和甩油环的长之和D段：L4=126mm,有内箱宽度减去2和齿宽还有轴环甩油环凸出在壁内的宽和套筒的长E段：L5=12mm,轴环的宽F段：L6=140mm,根据齿轮宽度减2G段：L7=60mm,轴承宽，甩油环，套筒，齿轮定位的余量第五章键联接的选择及校核计5.1 输入轴键计算校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b>h>4=8mm7mm<63

36、mm,接触长度:l=63-8二55mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.25hl'df=0.257>55>30>120/1000=346.5NmT>Ti,故键满足强度要求。5.2 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：bXhX=12mm8mm<32mm,接触长度：l=32-12=20mm,则键联接所能传递的转矩为：)T=0.25hldaF=0.25X8X20X40X120/1000=192NmT>瓦故键满足强度要求。校核低速小齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bXhX=12mm8mm<63mm,接触长度：l

37、9;二63-12=49mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.25hl'df=0.258>49>40>120/1000=470.4NmT>也，故键满足强度要求。5.3 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：b>hXl=18mmM1mrm<56mm,接触长度：l=56-18=38mm,则键联接所能传递的转矩为：)T=0.25hld可=0.25X11X38X64X120/1000=802.56NmT>T3,故键满足强度要求。2 .校核与开式齿轮接联处的键该处选用普通平键尺寸为：bxhX=14mm9mm<80mm,接

38、触长度：l=80-14=66mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.25hl'df=0.259>66>45>120/1000=801.9Nm第六章联轴器的选择考虑到电动机转轴的直径、轴的最小直径传动转矩选取联轴器联轴器的计算转矩Tca=Ka*T查表10-1取Ka=1.3Tca=KAT=1.3x37.35=48.555N.m考虑电动机的伸出轴为38x80选联轴器1为弹性柱销联轴器LX3联轴器J-82(GB/T5014-2003)JA3082公称转矩T=1250N.m,额定转速为n=4700r/min,质量为8KgD=160mm=Ka*T=1.3x860.62=1118.

39、806N.m有IV轴的最小直径为50mm选联轴器2为弹性柱销联轴器一.JA55112LX4联轴器JA55112(GB/T5014-2003)JA55112公称转矩T=2500N.m,额定转速为n=3870r/min,质量为8KgD=195mm第七章轴承的选择及校核计算7.1 选择轴承轴承1深沟球轴承6007(GB/T276-1994)轴承2深沟球轴承6007(GB/T276-1994)轴承3圆锥滚子轴承30211(GB/T276-1994)7.2 校核轴承(川轴)圆锥滚子轴承30211查手册得Cr=90800,Cor=115000由表13-6得fp=1.1R=Rv2Rh2R1=1842.5N,

40、R2=2443.3N派生出的轴向力S1,S2,查手册知y=1.5,S=0,33RS1=608N,S2=806N2y21.5轴承所受的轴向负载荷，由于S2>S1,且不受轴向力，故1轴承放松，2轴承拉紧，A1=608N,A2=608N计算当量动负荷，轴承1,查手册e=0.4,3=0.005287,A=0.33<eC1R1查表13-5,的X=1,Y=0,P=fp(XR+YA)=668.8N计算当量动负荷，轴承2,查手册e=0.4,a=0.005287,%=0.2488NCoR2查表13-5,的X=1,Y=0,P=f2(XR+YA)=668.8N轴承的计算寿命Lh.=816300=38400h10,106C；10690800行,LP=-=Lh60nP60140.21668.8故，所选轴承合格第八章减速器及其附件的设计8.1 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