三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器设计计算说明书

------------------------------------------------------------------------三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书设计题目三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器学院：职业技术教育学院专业机械设计制造及其自动化学号******设计人***指导教师***完成日期2012年7月18日目录一、 设计任务……………………1二、 电动机的选择………………1三、拟定各级传动比……………2四、 齿轮的传动设计……………6五、轴的设计计算………………14六、轴承的寿命校核……………20七、键的校核……………………22八、箱体的结构设计……………23九、密封和润滑…………………24十、感想…………24十一、参考文献……………………25设计计算及说明主要结果一、设计任务题目:设计一用于带式传输机传动装置中的三轴线双极斜齿圆柱齿轮减速器。已知：鼓轮的扭矩T（N*m）鼓轮的直径D（mm）运输带速度V（m/s）带速允许偏差（%）使用期限（年）工作制度（班/日）3303001.0552二、确定发动机工作机的转速：nw取nV=1.0205-1工作机为带式运输机ηP初选联轴器，滚动轴承，由指导书P11表2-4得：η联=0.99η轴承=0.98η则Pw=PP由指导书P7表2-1得：圆柱齿轮传动比3~6故n750r/min1000r/min1500r/min三种转速的发动机均满足要求，考虑到优先选择1000r/min和1500r/min两种，又考虑减速器的结构紧凑性，最终选择转速为1000r/min的发动机,根据指导书P216表20-1选得发动机型号为Y132S-6.三、拟定各级传动比i=i1=(1.1~1.5)ii各轴的转速：nnn3各轴输入功率：PPPPP各轴的转矩：TiT0=9550T1=9550T2=9550T3=9550Tw=9550将上述计算结果整理后列成表格，供以后设计计算时使用。表格如下：表1项目电动机轴1轴2轴3轴转速/（r/min）96096022065功率/kW2.642.612.512.41转矩/(Nm)26.2625.96108.96354.08传动比14.373.38效率0.990.96040.9604四、齿轮的传动设计第一级齿轮的设计由表1得n1=960r/min，P1=2.61kW，传动比为i1=4.37，工作寿命为5年（300天，两班制），载荷平稳、单向旋转。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据《机械设计》P210表10-8知：减速器为一般工作机器，故选用7级精度（GB10095-88）材料的选择，小齿轮用40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料用45钢（调质）硬度为240HBS，两者相差40HBS介于30~50；小齿轮齿数可取z1=20~40（闭式），取z1=27，则大齿轮齿数z2=z1*i1=117.99，取z2=118；初选螺旋角为β=14°因该减速器内的齿轮传动为闭式传动，且齿轮硬度为280HBS<350HBS，故按接触疲劳强度设计根据《机械设计》式（10-21）试算，即：d确定各个参数的值试选Kt=1.6由教材P217图10-30得ZH=2.433由教材P215图10-26得εα1=0.79，εα2=0.88，则εα=εα1+εα2=1.67由式（10-13）计算应力循环次数N1=60*960*1*(2*8*300*5)=1.3824×10N2=60*220*1*(2*8*300*5)=3.168×10由教材P207图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.955)由教材P20510-12，取失效概率1%,S=1,又由教材P209图10-21d得σlim1=600Mpa,σlim2=550Mpaσσσ6)由表1得小齿轮的传递的扭矩T1=25.96N·m=25960N·mm7）由教材P201表10-7选得齿宽系数Φd=18）由教材P201查得，材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPab)计算1）

d＝35.88mm2)计算圆周速度v=3）计算齿宽b及模数mnt1.b=φd·d1t=1×35.88mm=35.88mm2.mnt=dt1cosβ/z1=35.88×cos14°/27=1.29mm3.齿高h=2.25mnt=2.25×1.29=2.90mm4.b/h=35.88/2.90=12.374)计算纵向重合度εβεβ=0.318×φdz1·tanβ=0.318×1×27×tan14°=2.1415）计算载荷系数K由教材P193表10-2得使用系数KA=1，由教材P194图10-8及线速度v=1.80m/s，7级精度，得动载系数Kv=1.08，由教材P196表10-4得KHβ=1.416，由教材P198图10-13得KFβ=1.38，由教材P195表10-3得KHα=KFα=1.4（KA·Ft/b=1×25960/(17.94×35.88)=40.33<100N/m）,故K=KA·Kv·KHα·KHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.156）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由教材式（10-10a）得d7)计算模数mnm3.按齿根弯曲强度设计由教材P216式（10-17）得ma）确定各个参数的值1）计算载荷系数K=KAKvKFαKFβ=1×1.08×1.4×1.38=2.092)根据纵向重合度εβ=2.141，由教材P217图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.883)计算当量齿数zz4）查齿形系数由教材P200表10-5得：YFa1=2.524YFa2=2.1575）查应力校正系数由教材P200表10-5得：Ysa1=1.623Ysa2=1.8136)由教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限σFE2=380MPa7）由教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9KFN2=0.958）计算弯曲疲劳许用应力，由教材P206得Sp=1.25~1.5，取Sp=1.4，由式（10-12）得：σσ9）计算大小齿轮YFaYY大齿轮的数值较大设计计算m＝1.04mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.25mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=39.59mm来计算应有的齿数。于是有z取z1=31，则Z2=Z1×i1=31×4.37=135.474.几何尺寸计算1）计算中心距a=将中心距圆整为a=105mm则螺旋角修正为β=arccos（z1+z2）mn/2a=arccos(31+135)×1.25/(2×105)=8°50′59″因β值与初选值14°变化较大，因此前面应重新校核数据，估选β=11°则εα1=0.80εα2=0.91所以εα=εα1＋εα2=1.71ZH=2.467重合度εβ=0.318×1×27×tan11°=1.669，故Yβ=0.91其他各个参数不变，则d=39.646mmm=1.06mmz取z1=32则Z2=Z1i1=32×4.37=139.84，考虑到两个齿轮齿数互质取a=将中心距圆整为a=110mm则螺旋角修正为β=arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos(32+141)×1.25/(2×110)=10°35′38″因β变化不大，故各个参数无需调整2)计算大小齿轮的分度圆直径dd3）计算齿轮宽度b=∅圆整后取B2=45mmB1=50mm第二级齿轮传动由表1得n2=220r/min，P1=2.51kW，传动比为i2=3.38，工作寿命为5年（300天，两班制），载荷平稳、单向旋转。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A）根据《机械设计》P210表10-8知：减速器为一般工作机器，故选用7级精度（GB10095-88）B）材料的选择，小齿轮用40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料用45钢（调质）硬度为240HBS，两者相差40HBS介于30~50；C）小齿轮齿数可取z1=20~40（闭式），因为i2<i1,考虑到低速级中心距不宜太小，取z3=33，则大齿轮齿数z4=z3*i2=111.54，取z4=112；D)初选螺旋角为β=14°2.因该减速器内的齿轮传动为闭式传动，且齿轮硬度为280HBS<350HBS，故按接触疲劳强度设计根据《机械设计》式（10-21）试算，即：d确定各个参数的值试选Kt=1.6由教材P217图10-30得ZH=2.433由教材P215图10-26得εα1=0.8，εα2=0.91，则εα=εα1+εα2=1.71由式（10-13）计算应力循环次数N3=60*220*1*(2*8*300*5)=3.168×10N4=60*65*1*(2*8*300*5)=9.36×10由教材P207图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN4=0.985)由教材P20510-12，取失效概率1%,S=1,又由教材P209图10-21d得σlim3=600Mpa,σlim4=550Mpaσσσ6)由表1得小齿轮的传递的扭矩T2=108960N·mm7）由教材P205表10-7选得齿宽系数Φd=18）由教材P201查得，材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPab)计算1）

d＝56.80mm2)计算圆周速度v=3）计算齿宽b及模数mnt1.b=φd·d3t=1×56.80mm=56.80mm2.mnt=d3tcosβ/z3=56.80×cos14°/33=1.67mm3.齿高h=2.25mnt=2.25×1.67=3.76mm4.b/h=56.80/3.76=15.14)计算纵向重合度εβεβ=0.318×φdz3·tanβ=0.318×1×33×tan14°=2.6165）计算载荷系数K由教材P193表10-2得使用系数KA=1，由教材P194图10-8及线速度v=0.65m/s，7级精度，得动载系数Kv=1.05，由教材P196表10-4得KHβ=1.42，由教材P198图10-13得KFβ=1.45，由教材P195表10-3得KHα=KFα=1.4（KA·Ft/b=1×108960/(28.4×56.8)=67.5<100N/m）,故K=KA·Kv·KHα·KHβ=1×1.05×1.4×1.42=2.096）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由教材式（10-10a）得d7)计算模数mnm3.按齿根弯曲强度设计由教材P216式（10-17）得ma）确定各个参数的值1）计算载荷系数K=KAKvKFαKFβ=1×1.05×1.4×1.45=2.132)根据纵向重合度εβ=2.616，由教材P217图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.883)计算当量齿数zz4）查齿形系数由教材P200表10-5得：YFa1=2.439YFa2=2.1625）查应力校正系数由教材P200表10-5得：Ysa1=1.654Ysa2=1.8086)由教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限σFE3=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限σFE4=380MPa7）由教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.95KFN2=0.958）计算弯曲疲劳许用应力，由教材P206得Sp=1.25~1.5，取Sp=1.4，由式（10-12）得：σσ9）计算大小齿轮YFaYY大齿轮的数值较大设计计算m＝1.46mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.75mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=62.09mm来计算应有的齿数。于是有z取z3=34，则Z4=Z3×i2=34×3.38=114.924.几何尺寸计算1）计算中心距a=将中心距圆整为a=135mm则螺旋角修正为β=arccos（z3+z4）mn/2a=arccos(34+115)×1.75/(2×135)=15°2′27″因β值与初选值14°变化较大，因此前面应重新校核数据，估选β=14°30′则εα1=0.79εα2=0.90所以εα=εα1＋εα2=1.69ZH=2.425重合度εβ=0.318×1×33×tan14°30′=2.714，故Yβ=0.875其他各个参数不变，则d=62.198mmmnz取z1=34则Z4=Z3i2=34×3.38=114.92，考虑到两个齿轮齿数互质取Z4=115a=将中心距圆整为a=135mm则螺旋角修正为β=arccos(Z3+Z4)mn/2a=arccos(34+115)×1.75/(2×135)=15°2′27″因β变化不大，故各个参数无需调整2)计算大小齿轮的分度圆直径dd3）计算齿轮宽度b=∅圆整后取B2=65mmB1=70mm将上述计算结果整理后列成表格，供以后设计计算时使用。表格如下：表2级别Z1Z2Mn/mmMt/mmβαnh齿宽/mm高速级321411.251.271020°1B1=50B2=45低速级341151.751.8115B1=70B2=65五、轴的设计计算（一）输入轴的设计计算1）拟定轴的结构图一拟定轴的结构如图一所示，AB段连接联轴器CD段和EF段与轴承配合，DE之间做成齿轮轴，由式子d≥A由教材P370式（15-2）选轴的材料与小齿轮材料一致，为40Cr(因为轴与小齿轮做成齿轮轴)，根据教材P370表15-3取A0=105于是估算最小直径为：

d取AB段直径为Dab=20mm，B面有联轴器的定位作用，故直径差为6~10，取BC段直径Dbc=28mm，CD段为轴与轴承配合处，取Dcd=30mm，取DE段直径为Dde=40，则Def=Dcd=30mm2)选择联轴器、键与滚动轴承（1）联轴器的选择因该轴为输入轴，联轴器与发动机相连，根据之前所选发动机型号，查指导手册表20-1得型号为Y132S-6的发动机伸出端的直径为D=38mm，由此查指导手册表17-2选择联轴器GY5，但因该轴轴端直径Dab=20,mm，故需要有半联轴器配做。GY5联轴器L=60mm，故AB段的长度lab=60mm（2）键的选择根据指导手册表14-1，配合处直径为Dab=20mm，选择键为C型键规格为6×6×56（3）轴承的选择由CD段的直径Dcd=30mm查指导手册表15-3选择7206C型角接触球轴承，d×D×B=30×62×16，a=14.2mm，C=23.0kN，C0=15.0kN3)由表2得输入轴的功率P1=2.61kWn1=960r/minT1=25.96Nm=25960Nmm4)求作用在轴上的力齿轮分度圆直径为d1=mtz1=40.69mmFt=2T1/d1=2×25960/40.69=1278NFr=Ft·tanαn/cosβ=1278×tan20°cos10°35′38″=43.9NFa=Ft·tanβ=1278×tan10°35′38″=239NMa=FaD/2=239×40.69/2=4862NmmFNH1=(Fr·L2+Ma)/(L1+L2)=(43.9×123.3+4862)/(123.3+45.3)=60.9NFNH2=Fr-FNH1=-17NMH1=FNH1·L1=60.9×45.3=2759NmmMH2=MH1-Ma=2759-4862=-2103NmmFNV1=Ft·L2/(L1+L2)=1278×123.3/(123.3+45.3)=934.6NFNV2=Ft-FNV1=1278-934.6=343.4NMv=FNV1·L1=934.6×45.3=42337NmmMMT=25960Nmm由教材中式（15-5）得σ由教材表15-1得σ-1=70MPaσ（二）中间轴的设计计算1）拟定轴的结构图二拟定轴的结构如图二所示，AB段与轴承配合，CD段为齿轮轴,EF段为轴与高速级大齿轮配合段，FG段为轴承和封油盘由式子d≥A由教材P370式（15-2）选轴的材料与小齿轮材料一致，为40Cr(因为轴与小齿轮做成齿轮轴)，根据教材P370表15-3取A0=105于是估算最小直径为：

d取AB段直径为Dab=30mm，B面有定位作用，故直径差为6~10，取BC段直径Dbc=40mm，CD段为齿轮轴，取EF段直径为Def=33，则Dfg=Dab=30mm2)轴承与键的选择（1）轴承的选择因与轴承配合的AB段和FG段直径为30mm，因此与输入轴一样，选择7206C型轴承d×D×B=30×62×16，a=14.2mm，C=23.0kN，C0=15.0kN（2）键的选择根据指导手册表14-1，配合处直径为Dab=20mm已经大齿轮齿宽为b=45mm，选择键为A型键规格为10×8×40，3)由表2得输入轴的功率P2=2.51kWn2=220r/minT2=108.96Nm=108960Nmm4)求作用在轴上的力齿轮分度圆直径为d2=mtz2=61.61mmFt3=2T2/d2=2×108960/61.61=3537NFr3=Ft3·tanαn/cosβ=3537×tan20°cos15°2′27″=1333NFa3=Ft3·tanβ=3537×tan15°2′27″=950NFa2=Fa=239N，Fr2=Fr=43.9N，Ft2=Ft=1278NMa2=Fa2D/2=239×179.31/2=21428NmmMa3=Fa3D/2=950×61.61/2=29265NmmFNH1=[Fr3·L3-Fr2(L2+L3)+Ma2+Ma3]/(L1+L2+L3)=708.7NFNH2=Fr3-FNH1-Fr2=580.4NMH1=FNH1·L1=33522NmmMH2=MH1-Ma2=12094NmmMH3=62518NmmMH4=MH3-Ma3=33253NmmFNV1=[Ft2(L2+L3)+Ft3·L3]/(L1+L2+L3)=2106.8NFNV2=Ft2+Ft3-FNV1=2708.2NMV1=99652NmmMV2=155090NmmMMMMT=108960Nmm由教材中式（15-5）得σ由教材表15-1得σ-1=70MPaσ5)精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面轴上的危险截面为E截面（2）截面E（左侧）抗弯截面系数W=0.1抗扭截面系数W截面E（左侧）的弯矩为M=167217-44.5/67×(167217-100383)=118269Nmm截面E(左侧)的扭矩为T=108960Nmm截面上的弯曲应力为σb=M/W=118269/3593.7=32.91Mpa截面上的扭转应力切应力τT=T/WT=108960/7187.4=15.16Mpa轴的材料为40Cr(调质)，由教材P362表15-1得σB=735MPa，σ-1=355MPa，τ-1=200MPa，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ，根据教材P40表3-2查取，因为r/d=1/28≈0.036,D/d=40/33=1.21,查得：ασ=2.11，ατ=1.71又由附图3-1，得材料的敏性系数为qσ=0.8,qτ=0.82故有效应力集中系数按式（附表3-4）为kk由附图3-2得尺寸系数εσ=0.85；根据附图3-3得ετ=0.9，轴按磨削加工，由图3-4得βσ=βτ=0.92轴未经表面强化处理，即βq=1，按式（3-12）或（3-12a）得综合系数KK又由教材3-1及3-2的内容得碳钢的特性系数φσ=0.1~0.2φτ=0.05~0.1于是计算安全系数Sca值，按式（15-6）~（15-8）则SSS故安全（三）输出轴的设计计算1）拟定轴的结构图一拟定轴的结构如图一所示，AB段与轴承配合，BC段为轴与低速级齿轮的配合，CD段为轴环保证齿轮的定位，EF段与轴承配合，GH段与输出联轴器配合，由式子d≥A由教材P370式（15-2）选轴的材料为40Cr，根据教材P370表15-3取A0=97于是估算最小直径为：

d取HG段直径为Dhg=22mm，B面有联轴器的定位作用，故直径差为6~10，取GF段直径Dgf=28mm，FE段和AB段为轴与轴承配合处，取Dcfe=Dab=30mm，取DE段直径为Dde=40，BC段为齿轮与轴的配合，取为Dbc=402)选择联轴器、键与滚动轴承（1）联轴器的选择因该轴为输出轴，与联轴器配合，根据轴直径查指导手册表17-2选择联轴器LX2，联轴器L=52mm，故AB段的长度lgh=52mm（2）键的选择根据指导手册表14-1，配合处直径为Dab=22mm，选择键为C型键规格为6×6×52（3）轴承的选择由CD段的直径Dcd=30mm查指导手册表15-3选择7206C型角接触球轴承，d×D×B=30×62×16，a=14.2mm，C=23.0kN，C0=15.0kN3)由表2得输入轴的功率P3=2.41kWn1=65r/minT3=354.08Nm=358080Nmm4)求作用在轴上的力齿轮分度圆直径d3=mtz3=208.39mmFt4=Ft3=3537NFr4=Fr3=1333NFa4=Fa3=950NMa4=FaD/2=950×208.39/2=98985NmmFNH1=(Fr4·L2-Ma)/(L1+L2)=-141NFNH2=Fr4-FNH1=1474NMH1=FNH1×L1=-15975NmmMH2=MH1+Ma4=83010NmmFNV1=Ft4·L2/（L1+L2）=1174NFNV2=Ft4-FNV1=2363NMv=FNV1·L1=267728NmmMMT=354080Nmmσ由教材表15-1得σ-1=70MPaσ六、轴承的寿命校核（一）对轴一轴承的校核（1）轴承的所受外力轴承径向载荷Fr1=FNH1Fr2=FNH2由7206C型轴承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7206C型轴承按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e为表13-5中由Fa/C0的值确定，但Fa未知，故先取e=0.4，因此可得Fd1=0.4Fr1=374.64NFd2=0.4Fr2=137.52NFa=239N,Fa+Fd2=376.52>Fd1=374.64N故，Fa1=Fa+Fd2=376.52N，Fa2=Fd2=137.52N则，Fa1/C0=376.52/15000=0.025,Fa2/C0=137.52/15000=0.009查表得e1=0.39，e2=0.37再算Fd1=e1Fr1=365.27N，Fd2=e2Fr2=127.21NFa+Fd2=366.21>Fd1=365.27N，所以Fa1=Fa+Fd2=366.21N，Fa2=Fd2=127.21NFa1/C0=366.21/15000=0.024,Fa2/C0=127.21/15000=0.008两次计算Fa/C0值变化不大，因此确定e1=0.39，e2=0.37Fa1/Fr1=0.39=e1查表13-5得X1=1，Y1=0Fa2/Fr2=0.37=e2查表13-5得X=1，Y1=0轴的运转中，查表13-6得fp=1.0~1.2，取fp=1.2，则P1=fpFr1=1.2×936.6=1123.92NP2=fpFr2=1.2×343.8=412.56N(3)验算轴承寿命，因P1>P2，故只需验算P1即可，LLh/(300×8×2)=31年>5年，故合格（二）对轴二轴承的校核（1）轴承的所受外力轴承径向载荷Fr1=FNH12+FNV1Fr2=FNH22+F由7206C型轴承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7206C型轴承按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e为表13-5中由Fa/C0的值确定，但Fa未知，故先取e=0.4，因此可得Fd1=0.4Fr1=889.12NFd2=0.4Fr2=1107.88NFa=239N,Fa+Fd2=1878.88>Fd1=889.12N故，Fa1=Fa+Fd2=1878.88N，Fa2=Fd2=1107.88N则，Fa1/C0=1878.88/15000=0.125,Fa2/C0=1107.88/15000=0.07查表得e1=0.473，e2=0.442再算Fd1=e1Fr1=1051.38N，Fd2=e2Fr2=1224.21NFa+Fd2=1935.21>Fd1=1051.38N，所以Fa1=Fa+Fd2=1935.21N，Fa2=Fd2=1224.21NFa1/C0=1935.21/15000=0.129Fa2/C0=1224.21/15000=0.08两次计算Fa/C0值变化不大，因此确定e1=0.473，e2=0.442Fa1/Fr1=0.0.87>e1查表13-5得X1=0.44，Y1=1.18Fa2/Fr2=0.442=e2查表13-5得X=1，Y1=0轴的运转中，查表13-6得fp=1.0~1.2，取fp=1.2，则P1=fp(XFr1+YFa1)=3913.94NP2=fpFr2=3323.64N(3)验算轴承寿命，因P1>P2，故只需验算P1即可，LLh/(300×8×2)=3.2年，故2~3年需检修，换轴承（三）对轴三轴承的校核（1）轴承的所受外力轴承径向载荷Fr1=FNH12Fr2=FNH22+由7206C型轴承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7206C型轴承按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e为表13-5中由Fa/C0的值确定，但Fa未知，故先取e=0.4，因此可得Fd1=0.4Fr1=472.96NFd2=0.4Fr2=1114NFa=239N,Fa+Fd1=1422.96>Fd2=1114N故，Fa2=Fa+Fd1=1422.96N，Fa1=Fd1=472.96N则，Fa1/C0=472.96/15000=0.03Fa2/C0=1422.96/15000=0.09查表得e1=0.0.40，e2=0.46再算Fd1=e1Fr1=472.96N，Fd2=e2Fr2=1281.1NFa+Fd1=1422.96>Fd2=1281.1N，所以Fa1=Fd1=472.96N，Fa2=Fd1+Fa=1422.96NFa1/C0=472.96/15000=0.03Fa2/C0=1422.96/15000=0.09两次计算Fa/C0值不变，因此确定e1=0.4，e2=0.46Fa1/Fr1=0.4=e1查表13-5得X1=1，Y1=0Fa2/Fr2=0.0.51>e2查表13-5得X2=0.44，Y2=1.23轴的运转中，查表13-6得fp=1.0~1.2，取fp=1.2，则P1=fpFr1=1.2×1182.4=1418.88N2=fp(XFr2+YFa2)=1.2×(0.44×2758+1.23×1422.96)=3578N(3)验算轴承寿命，因P2P1故只需验算P2可，LLh/(300×8×2)=14.3>5年，故合格七、键的校核（一）输入轴上的键（1）联轴器上的键为单圆头普通平键D=20mm，b×h×L=6×6×56（2）检验键连接的强度由键、轴联轴器的材料为刚，由教材P106表6-2得许用挤压应力σp=100~120MPa键的接触长度为l=L-0.5b=56-0.5×6=53mm键与联轴器的接触高度k=0.5h=6×0.5=3mmσ故该键连接强度足够(二)中间轴上的键（1）轴与齿轮的配合，圆头平键，轴与齿轮配合处D=33mm，轮毂宽度为45mm，故键的尺寸为b×h×L=10×8×40（2）检验键连接的强度由由键、轴联轴器的材料为刚，由教材P106表6-2得许用挤压应力σp=100~120MPa键的接触长度为l=L-b=40-10=30mm键与联轴器的接触高度k=0.5h=8×0.5=4mmσ故该键连接强度足够（三）输出轴上的键（1）输出轴上与齿轮配合采用圆头平键，轴与齿轮配合处D=40mm，轮毂宽度为65mm，故键的尺寸为b×h×L=12×8×56（2）检验键的连接强度由由键、轴联轴器的材料为刚，由教材P106表6-2得许用挤压应力σp=100~120MPa键的接触长度为l=L-b=56-12=44mm键与联轴器的接触高度k=0.5h=8×0.5=4mmσ故该键连接强度足够八、箱体的结构设计名称符号尺寸关系尺寸值/mm箱座壁厚δ=0.025a+Δ≥88箱盖壁厚δ1δ=0.02a+Δ≥88箱体凸缘厚度b、b1箱座b=1.5δ箱盖b1=1.5δ1箱底座b2=2.5δb=12b1=12b2=20加强肋厚m、m1箱座m=0.85δ箱盖m1=0.85δ1m=6.8m1=6.8地脚螺栓直径d0.036a+1216地脚螺栓数目N6轴承旁连接螺纹直径d0.75df12箱盖、箱座