二级减速器链传动课程设计

====Word享-本删===1传简的定技术参数：输送链的牵引力：9kN，输送链的速度：0.35m/s，链轮的节圆直径：370mm。1.21.3

工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10（每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差±5%链板式输送机的传动效率为。拟定传动方案传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为链传动。方案简图如图。方案图2

电机选2.1电动机的类型：三相交流异步电动机（Y系列）

PP====Word享-本删PP2.2功率的确定2.2.1工作机所需功率(kw):P=F/(1000)=7000×0.4/(1000×0.95)www2.2.2

电动机至工作机的总效率η：η=×

2

3

××××3

60.99

××××（为联轴器的效率，为轴承的效率，为圆锥齿轮传动的效率，为圆柱齿轮的传动2效率，为链传动的效率，为卷筒的传动效率）562.2.3

所需电动机的功(kw):dd=/η2.2.4电动机额定功率:Pmd2.4确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中=4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。m由此选择电动机型号：Y112M—4电动机额定功=4kN,满载转速m工作机转n=60*V/(

=1440r/min电动机型号

额定功率(kw)

满载转速(r/min)

起动转矩额定转矩

最大转矩额定转矩Y112M1-4选取B3安装方式3传比分

41440总传动比i=n/n总m筒设高速轮的传动比i,低速轮的传动比i,链传动比i，减速器的传动比i,链传3动的传动比推荐<6，i=5.3i=i/i,i0.25i=3.758,i=3.5，3减总3减1i=i/i=4.29。

i=iii××2

i=i-ii=（79.765-79.667）/79.667=0.123%总总符合要求。4传参的算

5.4

====Word享-本删===各轴的转速n(r/min)高速轴Ⅰ的转速：=n=1440r/min中间轴Ⅱ的转速=/ir/min1低速轴Ⅲ的转速：n=/ir/min3滚筒轴Ⅳ的转速=/ir/min各轴的输入功率P（kw）高速轴Ⅰ的输入功率：4kw1m中间轴Ⅱ的输入功率：0.970.99kw21低速轴Ⅲ的输入功率：p0.980.97342滚筒轴Ⅳ的输入功率：0.960.99kw452各轴的输入转矩T(N·m)高速轴Ⅰ的输入转矩P/n1中间轴Ⅱ的输入转矩P/22低速轴Ⅲ的输入转矩P/3滚筒轴Ⅳ的输入转矩P/44链动设与算选择链轮齿数取小齿轮齿数z=11，大链轮的齿数z=i×z×11≈58.3取59。31确定计算功率查表9-6得K=1.0，查图9-13得=2.5，单排链，功率为AzP=KK××z选择链条型号和节距根据Pn（r/min9-11得链条型号为24A表9-1查得节距p=38.1mm。3计算链节数和中心距初选中心距a=(30～50)p=(30～50)×38.1=1143。a=1200mm，按下式计算00链节数L

0

:

12====Word享-本删===12=2×1200/38.1+(11+59)/2+[(59-11)/2≈99.74故取链长节数L=100节p

×5.55.6

由（-）/(-z）=（100-11）/（59-11）=2.04，查表9-7得f=0.24421，所以p1得链传动的最大中心距为：a=fp[2-(z+)]0p××[2×128-(11+59)]≈计算链速v，确定润滑方式v=p/60×1000=11×××10003由图9-14查得润滑方式为：滴油润滑。计算链传动作用在轴上的压轴FP有效圆周力：F=1000P/v=1000×链轮水平布置时的压轴力系K=1.15Fp则FKP

Fp

×≈5.7

计算链轮主要几何尺寸38.1135.23z1715.86180sinsin2链轮材料的选择及处理根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况是，采取两班制，工作时由轻微振动。每年三百个工作日，齿数不多，根据表9-5得度为40—50HRC。

材料为40号钢，淬火回火，处理后的硬66.1

圆齿传的计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.1.1选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形GBT齿形20，顶隙系数c

*

，齿顶高系a

*

，螺旋

m

0，轴夹，不变位，齿高用顶隙收缩齿。6.1.2根据课本表10-1，材料选择，小齿轮材料40Cr（调质度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质度为240HBS。6.1.3根据课本表10-8，选择7级精度。

1tH11t====Word享-1tH11t6.1.4传动比z/

节锥

1

2

90

15.945

不产生根切的最小齿数：

min

2ha

*

/sin1

2

6.2

选=18z=18×3.5=63按齿面接触疲劳强度设计公式：d

2

KTR

6.2.1试选载荷系=2t6.2.2计算小齿轮传递的扭T×10

/n×101

N·mm6.2.3选取齿宽系R6.2.4由课本表10-6查得材料弹性影响系Z189.8。E6.2.5由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极

Hlim1

600MPa大齿轮的接触疲劳极6.2.6计算应力循环次数

Hlim2

550MPa。jL14401

N/21

96.2.7由图10-19查得接触疲劳寿命系数

K

HN

6.2.8计算接触疲劳许用应力/S0.87600MPaHHNlim1/S550MPaH226.2.9试算小齿轮的分度圆直径代中的较小值得HKTd≥16.2.10计算圆周速度v

=63.325mm

1

R

0.50.3)mmv(d

1

)/(1000)××1440）/（60×6.2.11计算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表得=1.0。A

====Word享-本删===由图10-8查得动载系数K=1.1。由表10-3查得齿间载荷分配系数K

H

=

F

=1.1。依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表得轴承系数K

H

由公式

=

K

×=KKKA

H

=1×××6.2.12按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径dt

K/Kt

×

2.27/2

=66.06mmd/z

取标准值m=4mm。6.2.13计算齿轮的相关参数dz=4×18=72mm1d=mz=4×63=252mm1

=

=90

-

=74

R

1

3.5272131.04mm26.2.14确定并圆整齿宽×131.04=39.3mm圆整取40mmB6.3校核齿根弯曲疲劳强度6.3.1确定弯曲强度载荷系数K=KA

F

K

6.3.2计算当量齿数z=z/cosv1

=18/cosz=/cos1226.3.3查表10-5得Y

Y

Sa

Y

Fa

26.3.4计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数

F22F22E====WordF22F22E

FN

=0.82

取安全系数S

F由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限

=500Mpa

=380Mpa

按脉动循环变应力确定许用弯曲应力/S0.82/1.4MPaF1FN1FNF/380/1.4236.14MPaFFNF6.3.5校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式F1

2KTY1bm)2zY2263001FaSa1bm(1z401

MPa=57.96MPaF2YY2.062.291.7120.5)z401R2=50.98MpaF2满足弯曲强度要求，所选参数合适。

77.1

圆齿传的计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数7.1.1选用闭式直齿圆柱齿轮传动。7.1.2根据课本表10-1，选择小齿轮材40Cr钢，调质处理，硬280HBS；大齿轮材45钢，调质处理，硬度240HBS。7.1.3根据课本表10-8，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用级精度。7.1.4试选小齿轮齿数z=21,则z=uz=i×21≈89127.2

按齿面接触疲劳强度设计公式d≥1t7.2.1试选载荷系t

KTu

7.2.2计算小齿轮传递的转矩TP/n×104N·mm7.2.3由表10-7选取齿宽系=1d

====Word享-本1由表查得材料的弹性影响系MPaE7.2.5由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极=600Mpa大齿轮的接Hlim1触疲劳强度极。Hlim17.2.6计算应力循环次数NjL=60××1×（2×8×300××1012h

N=×108×107.2.8由图10-19取接触疲劳寿命系7.2.9计算接触疲劳许用应力

1

1.02，K

HN2

0.96。H1

K

1S

H

×600/1.4=437.14MPaH2

K

Hlim

×7.2.10试算试算小齿轮的分度圆直径，带

H

中的较小值得2.321t

t

ZE

189.81424

7.2.11计算圆周速度v

n3.1470.7164111t=6010007.2.12

计算齿宽bb

d

=1×t7.2.13计算齿宽与齿高之比

模数

mt

1

=齿2.25×tbh7.2.14计算载荷系数根据，由图10-8查得动载荷系K=1.04；直齿轮，K

H

=K

F

=1由表10-2查得使用系数K=1A由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，由=9.33，K=1.28;故载荷系数

=1.316。

====Word享-=KA

H

F

=1××1×7.2.15按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d

t

1.331=70.7161.3t7.2.16计算模数m：m7.3

按齿根弯曲强度设计公式为m

2KTYFaSazF由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极

FE1

MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度380MPa27.3.2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

FN

=0.87,

7.3.3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则

F

1

K

FNS

1

×500/1.4=310.71Mpa

F

2

K

2

2

×380/1.4=241.57Mpa7.3.4计算载荷系数K=KA

F

F

=1××1×7.3.5查取齿形系数由表10-5查

=2.76

Fa2

=2.1987.3.6查取应力校正系数由表10-5查

Sa

=1.56

17.3.7计算大、小齿轮的YFa×YYFaSa×

YY

并加以比较

====Word享-本大齿轮的数值大。7.3.8设计计算

3

2YFaSazd1F=

1.3312

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模2.04并就近圆整为标准值m=2.5，按接触强度算得的分度圆直d=69.444，算出小齿轮齿数:dz=m

=28

大齿轮齿数:z×28=120.4，即取z=12027.4

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算7.4.1计算分度圆直径d=m=28×2.5mm=70mmd=m=120×2.5mm=300mm7.4.2计算中心距a=(d+d)/2=(70+300)/2=185mm7.4.3计算齿轮宽度

d

d=1×70mm=70mm=70mm,=75mm。88.1

轴设计输入轴设计8.1.1求输入轴上的功率p、转速n和转T11

t====Word享-本删tp=3.96kW1

=1440r/min

T

=26.26N·m8.1.2求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dd0.3)mmm2F1859Nd61.21Frt

tan15.945300.8N1Fat

201

.4

初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为钢（调质据课本表15-3，取A，得0P3.96dA31mmn1440因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%d=18mm左右。输入轴的最小直径为安装联轴器的直了使所选的轴直d与联轴器的孔径12相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转，查课本表14-1，由于转矩变化很小，故K，1A1.3NN，因输入轴与电动机相连，转速高转矩小选择弹性套柱销联轴器动机型号为—4,由指导书表查得，电动机的轴伸直径D=28mm。查指导书表17-4，选LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63N轴器的孔d=28mm=28mm联轴器长L62mm，121半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。拟定轴上零件的装配方案

.6

====Word享-本删为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=32mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径38mm，半联轴器与23轴配合的毂孔长度为L=60mm，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1-2轴段的长度应比L略短一些，现l59mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=32mm由指导书表15-1初步选取02系列，GB/T276，23其尺寸d，d

34

d

56

35，而为了利固定l

34

mm。由指导书表查得d

45

mm。8.1.7

取安装齿轮处的轴段6-7的直

67

28mm；齿轮的左端与套筒之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承l由套筒长度，67挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成l

67

70为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故l

56

。8.1.8

轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距l，故lmm238.1.9l

45

2.5d

34

34

0

至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，=28mm,查得平键截bmm,长50mm轴与锥齿轮之间的平键d

67

由课本表查得平键截bmm长为40mm，键槽均用键槽铣刀加工。为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为H7/k6，齿轮轮毂与轴的配合为H7/滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。8.1.11确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角24

中间轴设计求输入轴上的功率p、转速n和转T2

t1tt1tmin0=3.80kW2

====Word享-本删nT·m8.2.2

求作用在齿轮上的力已知小圆柱直齿轮的分度圆半d=70mmT2=Nd70Ftan20r1t已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径dmmt88200F2691.76d255mFr2t

tan201

a

F691.76tan20sin15.945t1

N8.2.3初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为钢（调质据课本表15-3，取A，得0P3.80A32mm2中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%故d

min

27mm8.2.4

拟定轴上零件的装配方案如图

====Word享-本删===8.2.5

初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根d=d

56

mm由指导书表15-1中初步选取03系列标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸dD72，所d==30mm。这56对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径37mm，内直径35mm8.2.6

取安装圆锥齿轮的轴段d

23

45

35，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂40mm为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故l

23

mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d2.45，故取h，则轴环处的直径d

34

。8.2.7

已知圆柱直齿轮齿宽B=75mm为了使套筒端面可靠地压紧端面此轴段应略短于轮1毂长，故l=72mm458.2.8箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面3右边16mm处，设此距离lmmO则：取轴lmm34有如下长度关系l+l+16mm=l+l-7mm122356由l要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的l由l要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的l5656综合以上关系式，求l49mm,lmm56

45t====Word享-本删45t8.2.9轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接由课本表6-1查得平键截b10，23键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择H7齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，由课本表6-1m查得平键截b10，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与H7轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定m位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。8.2.10确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角45

。

输出轴的设计求输入轴上的功率、转和转11P=3.61kW3

nT·m338.3.2

求作用在齿轮上的力已知大圆柱直齿轮的分度圆半径=300mm22360320F=Nd3002F=2402tanrt8.3.3初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为钢（调质据课本表15-3，取A，得0PdA311237.56n95.681中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%故d

min

mm8.3.4

拟定轴上零件的装配方案如图。

====Word享-本删===8.3.5

由图可为整个轴直径最小处=45mm。12为了满足齿轮的轴向定位，取

23

48。根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑l60mml

23

mm。8.3.6

初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根=d

67

mm，由指导书15-1中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸d29.25，所以=d=50mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表查得30310型轴承的3467定位轴肩高度，因此取d

45

60mm去安装支持圆柱齿轮处直d

56

56mm。.8

已知圆柱直齿轮齿B=70mm为了使套筒端面可靠地压紧端面此轴段应略短于轮毂长，故l=68mm56由于中间轴在箱体内部长为30310宽29.25mm得lmm34lmml45

67

mm。至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。8.3.9轴上的周向定位圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，由课本表6-1查得平键截面56

====Word享-本删===16mm，键槽用键槽铣刀加工，长63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好H的对中性选择齿轮轮毂与轴的配合为轮的周向定位采用平键连接由m课本表6-1查得平键截b12，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。8.3.10确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角45。8.3.11求轴上的载荷

H7m

；滚动轴承与根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。

====Word享-本删计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的M、M的值列于下表H载荷

水平面H

垂直面V根据据及转脉动

支反力F

NH1NH2

3158.5NN

NV1NV

N

上表中的数轴的单向旋转切应力为循环变应力

弯矩M

H

294.2N

N

轴的计

总弯矩

M294.2

132.7

N

算应力扭矩T

T·m3M22360320MPa0.13前已选定轴的材料为钢质处理课本表15-1查得许用弯曲应，因8.3.13判断危险截面：截面右侧受应力最大抗弯截面系数W0.1d

3

50

3

12500

3抗扭截面系数0.20.23t截面6右侧弯矩MN截面6上的扭矩·m3M113167截面上的弯曲应力9.1MPaW12500截面上的扭转切应力

T

3T

14.41MPa轴的材料为45，调质处理。由表15-1查得

B

640

275

MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系按课本附表3-2查取。因rD，，经插值后查得d50d50=2.018

又由课本附图3-1可得轴的材料敏感系数为q

q0.85r故有效应力集中系数kkq由课本附图3-2查得尺寸系

附图3-3查得扭转尺寸系

0.84。轴按

22====Word享-本删===22磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数=

轴未经表面强化处理，即

，则综合系数为k/

/计算安全系数ca值

Kb

m

2752.589.2

155SK1.6614.41/2aSS11.5312.58S8.49S11.5312.58故可知安全。8.3.15截面6左侧

抗弯截面系数W0.1mm

3抗扭截面系数0.2d335123.23t8235截面6左侧弯矩MN82截面6上的扭矩·mM113167截面上的弯曲应力MPaW17561.6T360320截面上的扭转切应力W由课本附表3-8用插值法求得

k/

=3.75，k/3.75=3轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数=故得综合系数为

/

+1//

又取碳钢的特性系所以轴的截面5右侧的安全系数为S

Ka

m

2756.440.1

10.08S

K

a

m

155/20.0510.28/

14T262600pp1pp1488200pp14T14T262600pp1pp1488200pp14T882001pp1S

SSS

10.089.6022

6.9599.1

故可知其安全。键接选和算输入轴与联轴器的链接轴28选取的平键界面bmm长指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深t。圆角半r=0.2mm。查课本6-2得，键的许用应力。满足强度要求。dhl289.2输入轴与小圆锥齿轮的链接轴选取的平键界面bL=40mm由指导书表得，67键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深t。圆角半r=0.2mm。查课本6-2得，键的许用应力120MPa。116.58满足强度要求。dhl28409.3中间轴与大圆锥齿轮的链接轴，选取的平键界面b10mm，长L=32mm。由指导书表23得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深t。圆角半径r=0.3mm查课本表6-2得，键的许用应力120MPa。39.37满足强度要求。dhl359.4中间轴与小圆柱齿轮的链接轴，选取的平键界面10mm，长。由指导书表14-2645得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深t。圆角半径r=0.3mm查课本表6-2得，键的许用应力120MPa。20.00满足强度要求。dhl35639.5输出轴与大圆柱齿轮的链接轴dmm，选取的平键界面mm长L=56mm。由指导书表12得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深t。圆角半径r=0.3mm查课本表6-2得，键的许用应力120MPa。82.42满足强度要求。dhl9.6输出轴与滚子链轮的链接轴56，选取的平键界面b16mm长L=63mm。由指导书表56得，键在轴的深度t=6.0mm，轮毂深t。圆角半径r=0.3mm查课本表6-2得，键的许用应力120MPa。

p====Word享-本p1010.1

pdhl滚轴的计计输入轴上的轴承计算

满足强度要求。10.1.1已知:=1440r/min，859.5F,1tr85.9NCK54.2Na0rr10.1.2求相对轴向载荷对应的e值和Y值85.9相对轴向载荷0F85.9比e小Fr10.2.2求两轴承的轴向力/(2Y/(2d1t1F)/(21.6)94NF268.59F94d2rd10.1.3求轴承当量动载P2FFa10.31<ea2<eF859.5Fr1r2由指导书表15-1查的=859.5N，F1r210.1.4验算轴的寿命L

10660n

1060

2.9h>48000h10.2

故可以选用。故可以选用。中间轴上的轴承计算10.2.1已知：n=411.43r/min，FN，F917.2tr1089，N，trC63000NC010.2.2求两轴承的轴向力/(2/(21.9)663.15NF)Nd2r2FN1d10.2.3求轴承当量动载P2F663.15a1<ea2<eF2520r1由指导书表15-1查=2520N，F=1089N1r2

====Word享-本10.2.4验算轴的寿命L5.2h>48000h411.422520故可以选用。10.3输出轴上的轴承计算10.3.1已知n=95.68r/min，=2402N，=874.2N3trCC130000N0FF/(2)2402/(2N706.8ar10.3.3求轴承当量动载PF706.8<eF2402r1由指导书表15-1查=2402N110.2.4验算轴的寿命L

6n

66095.68

h1112

故可以选用。联器选在轴的计算中已选定联轴器型号选LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩63N，许用转速为5700r/min。箱的计12.1箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体的材料及制造方法选用HT200，砂型铸造。箱体各部分的尺寸（如表、2）

f2ff2f111213313====Word享-f2ff