------------------------------------------------------------------------三軸線雙極斜齒圓柱齒輪減速器設計計算說明書機械設計課程設計計算說明書設計題目三軸線雙極斜齒圓柱齒輪減速器學院：職業技術教育學院專業機械設計制造及其自動化學號******設計人***指導教師***完成日期2012年7月18日目錄一、 設計任務……………………1二、 電動機的選擇………………1三、擬定各級傳動比……………2四、 齒輪的傳動設計……………6五、軸的設計計算………………14六、軸承的壽命校核……………20七、鍵的校核……………………22八、箱體的結構設計……………23九、密封和潤滑…………………24十、感想…………24十一、參考文獻……………………25設計計算及說明主要結果一、設計任務題目:設計一用于帶式傳輸機傳動裝置中的三軸線雙極斜齒圓柱齒輪減速器。已知：鼓輪的扭矩T（N*m）鼓輪的直徑D（mm）運輸帶速度V（m/s）帶速允許偏差（%）使用期限（年）工作制度（班/日）3303001.0552二、確定發動機工作機的轉速：nw取nV=1.0205-1工作機為帶式運輸機ηP初選聯軸器，滾動軸承，由指導書P11表2-4得：η聯=0.99η軸承=0.98η則Pw=PP由指導書P7表2-1得：圓柱齒輪傳動比3~6故n750r/min1000r/min1500r/min三種轉速的發動機均滿足要求，考慮到優先選擇1000r/min和1500r/min兩種，又考慮減速器的結構緊湊性，最終選擇轉速為1000r/min的發動機,根據指導書P216表20-1選得發動機型號為Y132S-6.三、擬定各級傳動比i=i1=(1.1~1.5)ii各軸的轉速：nnn3各軸輸入功率：PPPPP各軸的轉矩：TiT0=9550T1=9550T2=9550T3=9550Tw=9550將上述計算結果整理后列成表格，供以后設計計算時使用。表格如下：表1項目電動機軸1軸2軸3軸轉速/（r/min）96096022065功率/kW2.642.612.512.41轉矩/(Nm)26.2625.96108.96354.08傳動比14.373.38效率0.990.96040.9604四、齒輪的傳動設計第一級齒輪的設計由表1得n1=960r/min，P1=2.61kW，傳動比為i1=4.37，工作壽命為5年（300天，兩班制），載荷平穩、單向旋轉。選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數根據《機械設計》P210表10-8知：減速器為一般工作機器，故選用7級精度（GB10095-88）材料的選擇，小齒輪用40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料用45鋼（調質）硬度為240HBS，兩者相差40HBS介于30~50；小齒輪齒數可取z1=20~40（閉式），取z1=27，則大齒輪齒數z2=z1*i1=117.99，取z2=118；初選螺旋角為β=14°因該減速器內的齒輪傳動為閉式傳動，且齒輪硬度為280HBS<350HBS，故按接觸疲勞強度設計根據《機械設計》式（10-21）試算，即：d確定各個參數的值試選Kt=1.6由教材P217圖10-30得ZH=2.433由教材P215圖10-26得εα1=0.79，εα2=0.88，則εα=εα1+εα2=1.67由式（10-13）計算應力循環次數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圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90，KHN2=0.955)由教材P20510-12，取失效概率1%,S=1,又由教材P209圖10-21d得σlim1=600Mpa,σlim2=550Mpaσσσ6)由表1得小齒輪的傳遞的扭矩T1=25.96N·m=25960N·mm7）由教材P201表10-7選得齒寬系數Φd=18）由教材P201查得，材料的彈性影響系數為ZE=189.8MPab)計算1）

d＝35.88mm2)計算圓周速度v=3）計算齒寬b及模數mnt1.b=φd·d1t=1×35.88mm=35.88mm2.mnt=dt1cosβ/z1=35.88×cos14°/27=1.29mm3.齒高h=2.25mnt=2.25×1.29=2.90mm4.b/h=35.88/2.90=12.374)計算縱向重合度εβεβ=0.318×φdz1·tanβ=0.318×1×27×tan14°=2.1415）計算載荷系數K由教材P193表10-2得使用系數KA=1，由教材P194圖10-8及線速度v=1.80m/s，7級精度，得動載系數Kv=1.08，由教材P196表10-4得KHβ=1.416，由教材P198圖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）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由教材式（10-10a）得d7)計算模數mnm3.按齒根彎曲強度設計由教材P216式（10-17）得ma）確定各個參數的值1）計算載荷系數K=KAKvKFαKFβ=1×1.08×1.4×1.38=2.092)根據縱向重合度εβ=2.141，由教材P217圖10-28查得螺旋角影響系數Yβ=0.883)計算當量齒數zz4）查齒形系數由教材P200表10-5得：YFa1=2.524YFa2=2.1575）查應力校正系數由教材P200表10-5得：Ysa1=1.623Ysa2=1.8136)由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞極限σFE2=380MPa7）由教材P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.9KFN2=0.958）計算彎曲疲勞許用應力，由教材P206得Sp=1.25~1.5，取Sp=1.4，由式（10-12）得：σσ9）計算大小齒輪YFaYY大齒輪的數值較大設計計算m＝1.04mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=1.25mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=39.59mm來計算應有的齒數。于是有z取z1=31，則Z2=Z1×i1=31×4.37=135.474.幾何尺寸計算1）計算中心距a=將中心距圓整為a=105mm則螺旋角修正為β=arccos（z1+z2）mn/2a=arccos(31+135)×1.25/(2×105)=8°50′59″因β值與初選值14°變化較大，因此前面應重新校核數據，估選β=11°則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其他各個參數不變，則d=39.646mmm=1.06mmz取z1=32則Z2=Z1i1=32×4.37=139.84，考慮到兩個齒輪齒數互質取a=將中心距圓整為a=110mm則螺旋角修正為β=arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos(32+141)×1.25/(2×110)=10°35′38″因β變化不大，故各個參數無需調整2)計算大小齒輪的分度圓直徑dd3）計算齒輪寬度b=?圓整后取B2=45mmB1=50mm第二級齒輪傳動由表1得n2=220r/min，P1=2.51kW，傳動比為i2=3.38，工作壽命為5年（300天，兩班制），載荷平穩、單向旋轉。1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數A）根據《機械設計》P210表10-8知：減速器為一般工作機器，故選用7級精度（GB10095-88）B）材料的選擇，小齒輪用40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料用45鋼（調質）硬度為240HBS，兩者相差40HBS介于30~50；C）小齒輪齒數可取z1=20~40（閉式），因為i2<i1,考慮到低速級中心距不宜太小，取z3=33，則大齒輪齒數z4=z3*i2=111.54，取z4=112；D)初選螺旋角為β=14°2.因該減速器內的齒輪傳動為閉式傳動，且齒輪硬度為280HBS<350HBS，故按接觸疲勞強度設計根據《機械設計》式（10-21）試算，即：d確定各個參數的值試選Kt=1.6由教材P217圖10-30得ZH=2.433由教材P215圖10-26得εα1=0.8，εα2=0.91，則εα=εα1+εα2=1.71由式（10-13）計算應力循環次數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圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN3=0.95，KHN4=0.985)由教材P20510-12，取失效概率1%,S=1,又由教材P209圖10-21d得σlim3=600Mpa,σlim4=550Mpaσσσ6)由表1得小齒輪的傳遞的扭矩T2=108960N·mm7）由教材P205表10-7選得齒寬系數Φd=18）由教材P201查得，材料的彈性影響系數為ZE=189.8MPab)計算1）

d＝56.80mm2)計算圓周速度v=3）計算齒寬b及模數mnt1.b=φd·d3t=1×56.80mm=56.80mm2.mnt=d3tcosβ/z3=56.80×cos14°/33=1.67mm3.齒高h=2.25mnt=2.25×1.67=3.76mm4.b/h=56.80/3.76=15.14)計算縱向重合度εβεβ=0.318×φdz3·tanβ=0.318×1×33×tan14°=2.6165）計算載荷系數K由教材P193表10-2得使用系數KA=1，由教材P194圖10-8及線速度v=0.65m/s，7級精度，得動載系數Kv=1.05，由教材P196表10-4得KHβ=1.42，由教材P198圖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）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由教材式（10-10a）得d7)計算模數mnm3.按齒根彎曲強度設計由教材P216式（10-17）得ma）確定各個參數的值1）計算載荷系數K=KAKvKFαKFβ=1×1.05×1.4×1.45=2.132)根據縱向重合度εβ=2.616，由教材P217圖10-28查得螺旋角影響系數Yβ=0.883)計算當量齒數zz4）查齒形系數由教材P200表10-5得：YFa1=2.439YFa2=2.1625）查應力校正系數由教材P200表10-5得：Ysa1=1.654Ysa2=1.8086)由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限σFE3=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞極限σFE4=380MPa7）由教材P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN3=0.95KFN2=0.958）計算彎曲疲勞許用應力，由教材P206得Sp=1.25~1.5，取Sp=1.4，由式（10-12）得：σσ9）計算大小齒輪YFaYY大齒輪的數值較大設計計算m＝1.46mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=1.75mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=62.09mm來計算應有的齒數。于是有z取z3=34，則Z4=Z3×i2=34×3.38=114.924.幾何尺寸計算1）計算中心距a=將中心距圓整為a=135mm則螺旋角修正為β=arccos（z3+z4）mn/2a=arccos(34+115)×1.75/(2×135)=15°2′27″因β值與初選值14°變化較大，因此前面應重新校核數據，估選β=14°30′則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其他各個參數不變，則d=62.198mmmnz取z1=34則Z4=Z3i2=34×3.38=114.92，考慮到兩個齒輪齒數互質取Z4=115a=將中心距圓整為a=135mm則螺旋角修正為β=arccos(Z3+Z4)mn/2a=arccos(34+115)×1.75/(2×135)=15°2′27″因β變化不大，故各個參數無需調整2)計算大小齒輪的分度圓直徑dd3）計算齒輪寬度b=?圓整后取B2=65mmB1=70mm將上述計算結果整理后列成表格，供以后設計計算時使用。表格如下：表2級別Z1Z2Mn/mmMt/mmβαnh齒寬/mm高速級321411.251.271020°1B1=50B2=45低速級341151.751.8115B1=70B2=65五、軸的設計計算（一）輸入軸的設計計算1）擬定軸的結構圖一擬定軸的結構如圖一所示，AB段連接聯軸器CD段和EF段與軸承配合，DE之間做成齒輪軸，由式子d≥A由教材P370式（15-2）選軸的材料與小齒輪材料一致，為40Cr(因為軸與小齒輪做成齒輪軸)，根據教材P370表15-3取A0=105于是估算最小直徑為：

d取AB段直徑為Dab=20mm，B面有聯軸器的定位作用，故直徑差為6~10，取BC段直徑Dbc=28mm，CD段為軸與軸承配合處，取Dcd=30mm，取DE段直徑為Dde=40，則Def=Dcd=30mm2)選擇聯軸器、鍵與滾動軸承（1）聯軸器的選擇因該軸為輸入軸，聯軸器與發動機相連，根據之前所選發動機型號，查指導手冊表20-1得型號為Y132S-6的發動機伸出端的直徑為D=38mm，由此查指導手冊表17-2選擇聯軸器GY5，但因該軸軸端直徑Dab=20,mm，故需要有半聯軸器配做。GY5聯軸器L=60mm，故AB段的長度lab=60mm（2）鍵的選擇根據指導手冊表14-1，配合處直徑為Dab=20mm，選擇鍵為C型鍵規格為6×6×56（3）軸承的選擇由CD段的直徑Dcd=30mm查指導手冊表15-3選擇7206C型角接觸球軸承，d×D×B=30×62×16，a=14.2mm，C=23.0kN，C0=15.0kN3)由表2得輸入軸的功率P1=2.61kWn1=960r/minT1=25.96Nm=25960Nmm4)求作用在軸上的力齒輪分度圓直徑為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）中間軸的設計計算1）擬定軸的結構圖二擬定軸的結構如圖二所示，AB段與軸承配合，CD段為齒輪軸,EF段為軸與高速級大齒輪配合段，FG段為軸承和封油盤由式子d≥A由教材P370式（15-2）選軸的材料與小齒輪材料一致，為40Cr(因為軸與小齒輪做成齒輪軸)，根據教材P370表15-3取A0=105于是估算最小直徑為：

d取AB段直徑為Dab=30mm，B面有定位作用，故直徑差為6~10，取BC段直徑Dbc=40mm，CD段為齒輪軸，取EF段直徑為Def=33，則Dfg=Dab=30mm2)軸承與鍵的選擇（1）軸承的選擇因與軸承配合的AB段和FG段直徑為30mm，因此與輸入軸一樣，選擇7206C型軸承d×D×B=30×62×16，a=14.2mm，C=23.0kN，C0=15.0kN（2）鍵的選擇根據指導手冊表14-1，配合處直徑為Dab=20mm已經大齒輪齒寬為b=45mm，選擇鍵為A型鍵規格為10×8×40，3)由表2得輸入軸的功率P2=2.51kWn2=220r/minT2=108.96Nm=108960Nmm4)求作用在軸上的力齒輪分度圓直徑為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)精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面軸上的危險截面為E截面（2）截面E（左側）抗彎截面系數W=0.1抗扭截面系數W截面E（左側）的彎矩為M=167217-44.5/67×(167217-100383)=118269Nmm截面E(左側)的扭矩為T=108960Nmm截面上的彎曲應力為σb=M/W=118269/3593.7=32.91Mpa截面上的扭轉應力切應力τT=T/WT=108960/7187.4=15.16Mpa軸的材料為40Cr(調質)，由教材P362表15-1得σB=735MPa，σ-1=355MPa，τ-1=200MPa，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數ασ及ατ，根據教材P40表3-2查取，因為r/d=1/28≈0.036,D/d=40/33=1.21,查得：ασ=2.11，ατ=1.71又由附圖3-1，得材料的敏性系數為qσ=0.8,qτ=0.82故有效應力集中系數按式（附表3-4）為kk由附圖3-2得尺寸系數εσ=0.85；根據附圖3-3得ετ=0.9，軸按磨削加工，由圖3-4得βσ=βτ=0.92軸未經表面強化處理，即βq=1，按式（3-12）或（3-12a）得綜合系數KK又由教材3-1及3-2的內容得碳鋼的特性系數φσ=0.1~0.2φτ=0.05~0.1于是計算安全系數Sca值，按式（15-6）~（15-8）則SSS故安全（三）輸出軸的設計計算1）擬定軸的結構圖一擬定軸的結構如圖一所示，AB段與軸承配合，BC段為軸與低速級齒輪的配合，CD段為軸環保證齒輪的定位，EF段與軸承配合，GH段與輸出聯軸器配合，由式子d≥A由教材P370式（15-2）選軸的材料為40Cr，根據教材P370表15-3取A0=97于是估算最小直徑為：

d取HG段直徑為Dhg=22mm，B面有聯軸器的定位作用，故直徑差為6~10，取GF段直徑Dgf=28mm，FE段和AB段為軸與軸承配合處，取Dcfe=Dab=30mm，取DE段直徑為Dde=40，BC段為齒輪與軸的配合，取為Dbc=402)選擇聯軸器、鍵與滾動軸承（1）聯軸器的選擇因該軸為輸出軸，與聯軸器配合，根據軸直徑查指導手冊表17-2選擇聯軸器LX2，聯軸器L=52mm，故AB段的長度lgh=52mm（2）鍵的選擇根據指導手冊表14-1，配合處直徑為Dab=22mm，選擇鍵為C型鍵規格為6×6×52（3）軸承的選擇由CD段的直徑Dcd=30mm查指導手冊表15-3選擇7206C型角接觸球軸承，d×D×B=30×62×16，a=14.2mm，C=23.0kN，C0=15.0kN3)由表2得輸入軸的功率P3=2.41kWn1=65r/minT3=354.08Nm=358080Nmm4)求作用在軸上的力齒輪分度圓直徑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、軸承的壽命校核（一）對軸一軸承的校核（1）軸承的所受外力軸承徑向載荷Fr1=FNH1Fr2=FNH2由7206C型軸承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于7206C型軸承按表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e為表13-5中由Fa/C0的值確定，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則，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=0.008兩次計算Fa/C0值變化不大，因此確定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軸的運轉中，查表13-6得fp=1.0~1.2，取fp=1.2，則P1=fpFr1=1.2×936.6=1123.92NP2=fpFr2=1.2×343.8=412.56N(3)驗算軸承壽命，因P1>P2，故只需驗算P1即可，LLh/(300×8×2)=31年>5年，故合格（二）對軸二軸承的校核（1）軸承的所受外力軸承徑向載荷Fr1=FNH12+FNV1Fr2=FNH22+F由7206C型軸承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于7206C型軸承按表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e為表13-5中由Fa/C0的值確定，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則，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=0.08兩次計算Fa/C0值變化不大，因此確定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軸的運轉中，查表13-6得fp=1.0~1.2，取fp=1.2，則P1=fp(XFr1+YFa1)=3913.94NP2=fpFr2=3323.64N(3)驗算軸承壽命，因P1>P2，故只需驗算P1即可，LLh/(300×8×2)=3.2年，故2~3年需檢修，換軸承（三）對軸三軸承的校核（1）軸承的所受外力軸承徑向載荷Fr1=FNH12Fr2=FNH22+由7206C型軸承可知,Cr=23.0kN,C0=15.0kN（2）求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于7206C型軸承按表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e為表13-5中由Fa/C0的值確定，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則，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=0.09兩次計算Fa/C0值不變，因此確定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軸的運轉中，查表13-6得fp=1.0~1.2，取fp=1.2，則P1=fpFr1=1.2×1182.4=1418.88N2=fp(XFr2+YFa2)=1.2×(0.44×2758+1.23×1422.96)=3578N(3)驗算軸承壽命，因P2P1故只需驗算P2可，LLh/(300×8×2)=14.3>5年，故合格七、鍵的校核（一）輸入軸上的鍵（1）聯軸器上的鍵為單圓頭普通平鍵D=20mm，b×h×L=6×6×56（2）檢驗鍵連接的強度由鍵、軸聯軸器的材料為剛，由教材P106表6-2得許用擠壓應力σp=100~120MPa鍵的接觸長度為l=L-0.5b=56-0.5×6=53mm鍵與聯軸器的接觸高度k=0.5h=6×0.5=3mmσ故該鍵連接強度足夠(二)中間軸上的鍵（1）軸與齒輪的配合，圓頭平鍵，軸與齒輪配合處D=33mm，輪轂寬度為45mm，故鍵的尺寸為b×h×L=10×8×40（2）檢驗鍵連接的強度由由鍵、軸聯軸器的材料為剛，由教材P106表6-2得許用擠壓應力σp=100~120MPa鍵的接觸長度為l=L-b=40-10=30mm鍵與聯軸器的接觸高度k=0.5h=8×0.5=4mmσ故該鍵連接強度足夠（三）輸出軸上的鍵（1）輸出軸上與齒輪配合采用圓頭平鍵，軸與齒輪配合處D=40mm，輪轂寬度為65mm，故鍵的尺寸為b×h×L=12×8×56（2）檢驗鍵的連接強度由由鍵、軸聯軸器的材料為剛，由教材P106表6-2得許用擠壓應力σp=100~120MPa鍵的接觸長度為l=L-b=56-12=44mm鍵與聯軸器的接觸高度k=0.5h=8×0.5=4mmσ故該鍵連接強度足夠八、箱體的結構設計名稱符號尺寸關系尺寸值/mm箱座壁厚δ=0.025a+Δ≥88箱蓋壁厚δ1δ=0.02a+Δ≥88箱體凸緣厚度b、b1箱座b=1.5δ箱蓋b1=1.5δ1箱底座b2=2.5δb=12b1=12b2=20加強肋厚m、m1箱座m=0.85δ箱蓋m1=0.85δ1m=6.8m1=6.8地腳螺栓直徑d0.036a+1216地腳螺栓數目N6軸承旁連接螺紋直徑d0.75df12箱蓋、箱座