1、机械课程设计设计用带传动的传动的减速箱装置1目录一一 设计任务-2一一 系统总体设计方案-2一一 电动机的选择-3一一 传动装置总体设计-4一一 传动零件的设计计算-5一一 轴的计算-15一一 轴承的选择-26一一 箱体设计-29一一 润滑密封-32一一 小结-33一一一 参考文献-33一、设计任务2题目 23 设计用于带传动的传动装置原始数据：1. 输送带牵引力 ，输送带转速 ，输送带的鼓轮直径：2.1FkN1.4/ms450mm。2. 输送机运转方向不变，载荷平稳；3. 输送带的鼓轮传动效率为 0.97；4. 工作寿命 15 年，每年 300 工作日，每日 16 小时。完成任务： 1）完成
2、减速器装配图 1 张（A0 或 A1） ；2）零件工作图 13 张；3）编写设计计算说明书 1 份。二初步设计3三电动机的选择1.选择电动机的类型综合考虑一般选择笼型三相异步电动机，该电动机载荷大，价格便宜2.计算电动机的容量运输带机构输出的功率：PW= 210.4910FVKKW粗略估算传动装置的总效率查得：是联轴器效率：0.971是减速器传动效率：0.952是链传动效率：0.963是带传动效率：0.974初步估算总的传动效率，解得： 12340.85Pd= 9wKW3. 确定电动机的转速：输送带的带速为 1.4m/s 输送鼓轮直径为 450mmnw= 1.460/min5vrD减速机构只有
3、一个二级减速箱和链传动，同时考虑两种传动方式的最大传动比和设计尺寸，选择电机的转速为 r/min150w电动机型号 额定功率 同步转速 满载转速 轴径Y112M-4 4 1500 1440 28mmPW=2.94kw0.8534dPkwr/min60wni=254四传动装置的总体设计1计算传动装置的总转动比并分配各级传动比：1）传动装置的总传动比为： 5026mwni2）分配各级传动比：链传动的传动比常用范围为 2-5，圆柱齿轮传动比常用范围为 3-5。因为减速箱有两级减速，所以选择链传动的传动比为 2，减速箱的传动比为 12.5两级齿轮的传动比可计算出： 1(.35)1.340iii21.i
4、所以减速箱高速级传动比为 4.03，低速级传动比为 3.1，链传动的传动比为 22.计算传动装置的运动参数和动力参数：设 、 、 、 分别为 1、2、3 和工作轴的转速；1n23rn、 、 、 分别为对应轴的功率； 、 、 、 分别为输Pw1T23w入转矩； 、 、 、 分别为各轴之间的传动比； 、 、01i23i 012、 分别为电动机轴到 1 轴、1 轴到 2 轴、2 轴到 3 轴、3 轴到23w工作轴之间的传动效率。若按电动机的工作顺序进行推算，可求得各轴的动力和运动参数如下：1） 各轴输入转速：1 轴 105/minmnri2 轴 21372.1/i4.i3 轴 230/in.nri2
5、） 各轴功率：150n237.310n3.951P275设： =0.97 为联轴器效率c=0.96 为链传动效率b=0.99 为一对滚动轴承效率r=0.99 为一对齿轮传动的效率g1 轴 13.5097.35dcPkw2 轴 2 0.93.27crg kw3 轴 32. 61r工作轴 361wrbPk3） 各轴转矩：1 轴 11.3959502.0TNmn2 轴 22.78.361P3 轴 33.6950259.0TNmn工作轴 3.143.wP将运动和动力参数计算结果进行整理：1 轴 2 轴 3 轴 工作轴转速（r/min）1500 372.21 120 60输入功率P(kw)3.395 3
6、.327 3.261 3.1转矩T(N.m)21.6 85.36 259.52 493.42传动比(i)4.03 3.1 2五传动零件的设计计算：1、链传动的设计3.261P12.6T285.339.T6已知主动链轮的转速为 120r/m，从动链轮的转速为 60r/m，传递的功率为 3.261KW（1）选择链轮齿数取小链轮齿数 =19，大链轮齿数 =381Z21Zi（2）确定计算功率根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正为当量的单排链的计算功率： AZcaPK输送机运转方向不变，工作载荷稳定，所以工况系数 =1，查表得AK齿数系数 =1.55，因为该链传动速度低
7、传动比小，所以选用单排链，Z则计算功率为： 1.5326.05AZcaPKW（3）选择链条型号和节距根据 ，及主动链轮转速为 120r/m 查图表得链条型号为5.0caPW20A，查表得链条节距为 31.75（4）计算链节数和中心距初选中心距 0(3).7=1587.mP（ 05） 392.取 ，相应的链长节数为01ma210 0()296.7pZZLPa取链长节数 节，查表得中心距系数 f=0.24896，则链传动的最96p大中心距为： 122()7.048135=67.afLZ所以选取中心距为 1000mm 合适（5）计算链速 V，确定润滑方式192m/s60601nzP由 V=1.206
8、5m/s 和连号 20-A，查图得应采用油池润滑或油盘飞溅润滑（6）计算压轴力 Fp有效圆周力为： 3.617025eFNV7压轴力： 1.5270318.45pFPeKN（7）链轮的基本参数和主要尺寸分度圆直径： 11m86sin()dZ223.7519.004si()P2.高速级齿轮的设计计算1） 齿轮类型，精度等级，材料及齿数的选定如图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作器，速度不高，所以选用 7 级精度材料选择，查表选择小齿轮材料为 40Cr，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数
9、为：261Z= ，Z1i4.034.78取 =10523）.按齿面接触强度设计由设计计算公式:3211 )(2. Hdtt ZTkd确定公式内的各数值（1） 试选载荷系数 .4tk（2） 计算小齿轮传递的转矩 12.6TNm（3） 查表选取齿宽系数 0.d（4） 查表选取材料的弹性影响系数 MPaZE8.9（5） 查表得小齿轮 MPaH5301lim大齿轮 482li（6） 计算应力循环次数：1.4tk0.d819EZ5301limH482li916.0N8210.9HNk25S=14H89160150(63015)6.480hNnjL9821.48.3i（7） 查表得接触疲劳寿命系数 10.
10、9HNk20.95HNk（8） 计算接触疲劳许用应力为： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得：1lim0.95347HNkMPaS2li.86H4）计算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t, 代入 中较小的值H3211 )(2. HEdtt ZTkd=423.50.3189 ()43.156m（2） 计算圆周速度 v1././60601tdnvs(3)计算齿宽 b143.3dt m(4)计算齿宽与齿高之比 b/h模数 1.1.62ttZ齿高 .5.3.75thmm431.7b（5）计算载荷系数根据 v=3.4m/s,7 级精度。查表得动载系数 1.2vk2456Hu=4.03143.td
11、.v43.1b.6tm3.75h1.b.2vk1FaHk.0A1.47Hk9直齿轮，假设 ，由表查得mNbFktA/10FaHk查表得使用系数 1.0Ak查表得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 bkdH 3210.)6.(8.12. 将数据代入，得 23.0(.1).9.41.7 由 15hb查图得47.Hk，故载荷系数为：0F1.21.47.58AvHk（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 331.584. .61tdmk（7）计算模数 mm=d1/Z1=42.936/24mm=1.74mm5） 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为3式（10-5 ）：321)(FSadYZ
12、kT确定公式内的各计算数值（1） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE4501大齿轮的弯曲疲劳极限 FE2（2） 由图查得弯曲疲劳寿命系数10.85FNk20.8FNk（3） 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得：1.40Fk58714.6dmm=1.74 4501FE210.85FNk2173.F2541.k60.21FaY75.1Sa1010.854 273.1FNEkMPaaS2 54.（4） 计算 1.021.32AvFak（5） 查取齿形系数 60.21FaY2.76FaY（6） 查取应力校正系数 59.1Sa21.94Sa（7） 计算大，小齿轮的 并加
13、以比较FSaY12.6059.1873FaSY24.053FaS设计计算： 321)(FSadYZkTm=432.5.10.531.46对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根计算的模数，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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由接触强度算得的模数 1.14 并就近圆整为标准值 m=1.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 d1=43.31mm,算出小齿轮齿数43.285Zm大齿轮齿数取 =11321.0.1.42Z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
14、劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6）几何尺寸计算21.794SaY10.58FaSY2.3FaSm=1.5128Z23142d69.510.7a42bB2=42B1=4711计算分度圆直径 1281.542dZmm2369.计算中心距：12()/(41.5)/20.7adm计算齿轮宽度 1dbm取 B2=42 ，B 1=477）验算 41.60129tTFNd合适.29/.5/10/AtkmNmb3.低速级齿轮的设计1） 齿轮类型，精度等级，材料及齿数的选定如图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作器，速度不高，所以选用 7 级精度材料选择，又查表选择小齿轮材料为 40Cr，硬度
15、为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2) 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数为：623Z= ，取 =814i.180.4Z3）.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）试算，即： 3211 )(2. Hdtt Tkd确定公式内的各数值（1）试选载荷系数 .tk（2）小齿轮传递的转矩 285360TNm（3）查表选取齿宽系数 .1d（4）查表取材料的弹性影响系数 MPaZE.9（5）查表得1.3tk0.d8.19EZ530limH48li931.60N845710.9HNk12小齿轮 MPaH5301lim大齿轮 482li（6）计算应力循环
16、次数： 910637.153016.80hNnjL98342.8.i（7）查表得接触疲劳寿命系数 10.9HNk20.95HNk（8）计算接触疲劳许用应力为： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得：MPaSkHNH 475309.3lim3 4li.864)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 d2t, 代入 中较小的值H3222 )(1. Edtt ZTkd=4231.85603.89 ()68.115m(2)计算圆周速度 v227./.3/60160tdnv ss(3)计算齿宽 b281.dt m(4)计算齿宽与齿高之比 b/h模数 236.2.64ttZ齿高 .5.5.90thmm20.9
17、5HNkS=1 473H456268.1td.3v68.21b.4tm5.90h1.6b.05vk1FaHk1368.21.56904bh（5）计算载荷系数根据 v=1.33m/s,7 级精度。查表得动载系数 1.05vk直齿轮，假设 ，查表得mNbFktA/10FaHk查表得使用系数 1.0Ak由表查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 bkdH 3210.)6.(8.12. 将数据代入，得 23.0(.1).69.841.23 由 156hb查图得.423Hk，故载荷系数为：F1.05.1423.9AvHk（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 332 .968.27.851t
18、dmk（7）计算模数 mm=d2/Z3=71.458/26mm=2.75mm5) 按齿根弯曲请度设计由110-5 式 弯曲强度的设计公式为：32)(FSadYZkT确定公式内的各计算数值 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE4503大齿轮的弯曲疲劳极限 MPaFE401.423Hk1.49k271.485dm=2.75 4503FE4FE8.03Nk594F28.63F7144.62k14 由图查得弯曲疲劳寿命系数8.03FNk95.04FNk计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得： MPaaSkFENF 86.24.133 FEF 43.71.05941 计算载荷
19、系数 1.2.5.62AvFak 查取齿形系数 由表查得 6.3FaY4.Fa 查取应力校正系数 由表查得 59.13Sa41.7SaY计算大，小齿轮的 并加以比较F0146.8.29563FSaY47.8.aSF设计计算： 32)(FSadYZkTm=4321.498.53610.61.79对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿轮计算的模数，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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由接触强度算得的模数，就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 d2=71.
20、458mm,算出小齿轮齿数 2371.4582dZm6.23FaY41.593Sa47Y601.3Fa4.8aSFYm=2.5Z3=28Z4=87d3=70d4=217.5a=143.7515大齿轮齿数 43.1.286.Z取 Z4=876)几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 328.570dmm4 21.Z(2)计算中心距 34()/(7021.5)/43.7ad(3)计算齿轮宽度 3170dbm取 B4=70 ，B 3=75 六 轴的计算1.初步确定各轴的最小直径估算轴的最小直径，选取轴材料为 45 钢，调质处理，因为所受弯矩较小，载荷平稳，所以查表取【 】=35。有公式T算得 =11130
21、95.2TA0A速轴最小直径：d1min = 1330.2714.0Pmn输出轴的最小径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器型号，查机械设计手册选取 LT4 型弹性柱消联轴器，公称转矩 63NM，轴孔直径 28mm 与轴配合长度为 40mm。2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度第一段轴：因为联轴器轴孔直径为 38mm,与轴配合长度 40mm，所以取 ，128dm175Lb=70B4=70B3=751mind4.7216第二段轴：此处装配轴承，取 ，选用轴承型号为 6207 轴235dm孔直径为 35，宽度为 17。所以设计轴段 22,38Lm第三段轴：
22、此处为定位轴段，取 3340,7第四段轴：此处做成齿轮轴，因为齿轮宽度为 47mm 所以去47Lm第五段轴：定位轴段，用于与套筒配合，去 5540,dmL第六段轴：装配轴承， 6635,dmL中速轴的最小直径1、选取轴材料为 45 钢，调质处理，因为所受弯矩较小，载荷平稳，所以查表取【 】=35Td2min = 2330.2713.04PAmn2、根据定位要求确定轴的各段直径和长度第一段轴：此处装配滚动轴承，选择轴承型号为，为了使轴承轴向固定，使 大于轴承宽度，所以取 ，1L135dm143L第二段轴：此处装配低速级小齿轮，为了方便小齿轮轴向定位，所以轴段的长度要小于齿轮宽度，所以选取 224
23、,7第三段轴：此处为定位轴肩，取 3350,dL第四段轴：此处装配高速级大齿轮，为了方便齿轮的轴向定位，所设计轴段的长度要小于齿轮宽度，所以取 442,0m第五段轴：此处装配轴承， 553,8dL低速轴的最小直径、选取轴材料为 45 钢，调质处理，因为所受弯矩较小，载荷平稳，所以查表取【 】=3T2mind4.873mind7.4617d3min = 330.26175.80PAmn2、根据定位要求确定轴的各段直径和长度第一段轴：此处装配滚动轴承，选取轴承型号为 6211，轴承宽度为21，额定动载荷为 33.5，内孔径为 55，所以设计第一段轴115,46dmL第二段轴：此处装配齿轮，因为低速
24、级大齿轮宽度为 70mm，所以取22,7第三段轴：此处为定位轴段，取 3370,9dmL第四段轴：此处安装滚动轴承，取 4456第五段轴：此处与链轮的轮毂配合，因为有键槽同时是该轴径的最小处，所以取该轴段直径 5538,70dL轴强度校核：按弯曲扭转合成强度 .低速轴（1）轮齿的受力分析及支反力分析深沟球轴承的受力点在其宽度的中心，作为简支梁的轴的支承跨距 3421.6029tTFNd.375crtg水平面支反力 t19.5084HFN2132t垂直面支反力 1r9.584vFr217vN18垂直面上的弯矩分别为 0AVM164.583BvFmC水平面上产生的弯矩分别为 0AHM764.502
25、.BNm合成弯矩 437BVHM（2）做出弯矩图：19（3）校核该轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩强度。已知轴的弯矩和扭矩后，可对危险截面做弯扭合成强度计算，按第三强度理论 24ca为了考虑两者循环特性的不同影响，引入折合系数 ，则计算应力为22()ca因为该轴的扭转切应力为脉动循环应变力，所以取 ，对直径0.6为 d 的圆轴，弯曲应力为 ，扭转切应力 ，将MW2TW20带入上式得：和 2222 1()()4()ca MTTWW式中： 为轴的计算应力cM 为轴所受的弯矩T 为轴所受的扭矩W 为轴的抗弯截面系数为对称循环应变力时轴的许用弯曲应力1因为高速轴的第一段是根据扭转强度设
26、计，所以不用校核，从弯扭矩图中可以看出，危险截面为 B 点，所以由公式得223437(0.610)6.14ca aMP查表得 45 号钢调质的许用弯曲应力 =601a因为 ，所以该轴强度安全。1ca（4）轴上键的选择因为键槽是开在轴端，所以选择 C 型单圆头平键，由轴径为 28mm 查表选取键的长、宽、高分别为 L=40，b=8,h=7, 材料为铸铁键的强度计算：假设载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键的强度条件为 3210PPTKLdT：传递的扭矩 N.mK：键与轮毂键槽的接触高度， K=0.5h，mmL：键的工作长度 mmd：轴的直径：键、轴、轮毂三者中最弱的材料的许用压应力P321.60
27、.857aMP因为三中最弱的材料为键，查表得铸铁的 =55， =13.8PPp所以强度合格21中速轴（1）轮齿的受力分析及各支反力分析大齿轮 1 NdTFt 1075.698321 tgtcr 634011小齿轮 2 NdTFt 24390785.362tgtcr 8.垂直支反力 NFF5184367rr2V1 N32水平支反力 NFF160184367tt2H1 N2垂直面上产生的弯矩为 0AMmFV29581BN3672C0D水平面上产生的弯矩为 AMmNFH816051B2472CM=153104.52T220DM合成弯矩 mNMBHB8602V CC(2)做出弯矩图（3）校核该轴的强度
28、进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩强度。已知轴的弯矩和扭矩后，可对危险截面做弯扭合成强度计算，按第三强度理论 24ca为了考虑两者循环特性的不同影响，引入折合系数 ，则计算应力为22()ca因为该轴的扭转切应力为脉动循环应变力，所以取 ，对直径0.623为 d 的圆轴，弯曲应力为 ，扭转切应力 ，将MW2TW带入上式得：和 2222 1()()4()caT式中： 为轴的计算应力cM 为轴所受的弯矩T 为轴所受的扭矩W 为轴的抗弯截面系数为对称循环应变力时轴的许用弯曲应力1因为高速轴的第一段是根据扭转强度设计，所以不用校核，从弯扭矩图中可以看出，危险截面为 C 点，所以由公式得223406
29、9(.85610)4.64ca aMP查表得 45 号钢调质的许用弯曲应力 =601a因为 ，所以该轴强度安全。1ca（4）传动轴键的选择因为键是用来连接齿轮的，所以选择圆头平键大齿轮键：b=12、h=8 、L=32小齿轮键：b=12、h=8 、L=63因为所传递的扭矩相同，所以只需须校核接触长度较小的大齿轮键 3321085.610.842PTKLd因为三者中最弱的材料为键，查表得铸铁的 5P50.8所以强度合格高速轴（1）轮齿的受力分析及支反力分析 NdTFt 23865.17902124NFtgtcr 8692364.02垂直面支反力 1695.23vtPNFv817V02水平面支反力
30、NFH341695r2垂直面上的弯矩为 0AMmNFB.51743.6PVC2020D水平面上产生的弯矩为 AM0BmNFHC.34761合成弯矩为 MBVB 5.2 CHC16725(2)做出弯矩图（3）校核该轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩强度。已知轴的弯矩和扭矩后，可对危险截面做弯扭合成强度计算，按第三强度理论 24ca为了考虑两者循环特性的不同影响，引入折合系数 ，则计算应力为22()ca因为该轴的扭转切应力为脉动循环应变力，所以取 ，对直径0.6为 d 的圆轴，弯曲应力为 ，扭转切应力 ，将MW2TW带入上式得：和 2222 1()()4()caTa26式中： 为轴的
31、计算应力caM 为轴所受的弯矩T 为轴所受的扭矩W 为轴的抗弯截面系数为对称循环应变力时轴的许用弯曲应力1因为高速轴的第一段是根据扭转强度设计，所以不用校核，从弯扭矩图中可以看出，危险截面为 C 点，所以由公式得2 23743.5(0.69.510)4.5ca aMP查表得 45 号钢调质的许用弯曲应力 =601a因为 ，所以该轴强度安全。1ca（4）传动轴键的选择连接齿轮的键选择圆头平键，连接轮毂的键选择半圆头平键，取轮毂宽度为 40mm，所以查表取键的规格为齿轮键：b=18、h=11 、L=63轮毂键：b=14、h=9 、L=36轮毂键的校核： 332102591094.8P aTMPKL
32、d选取键的材料为钢， ， ，所以强度合格P齿轮键的校核： 3321025910.8.46P aTKLd选取键的材料为铸铁， ， ，所以强度合格PP七 轴承的选择初步确定轴承根据第四步轴的计算可以初步确定轴承为深沟球轴承，这是由于该减速器主要受到径向的载荷，轴向力很较小。深沟球轴承足够承受轴向力。各轴的轴承具体型号初步选定为：低速轴：深沟球轴承 6211 型 GB/T 2761994；中速轴：深沟球轴承 6207 型 GB/T 2761994；高速轴：深沟球轴承 6207 型 GB/T 2761994；27校核轴承传动轴传动轴使用的滚动轴承为 6207，其基本额定动载荷为 19.8KN，径向力最
33、大处的 为：rFNHVr 1354612722 1）求比值轴承所受径向力 r354所受的轴向力 NFa0它们的比值为 r根据3表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为 0.22，故此时 。eFra2）计算当量动载荷 P，根据 )(arPYXFf查表 X=1，Y=0,取 。则1fNP35403541）（3）验算轴承的寿命Cr98N.41按要求轴承的最短寿命为 hLh7203165 （工作时间）,根据下式 hPCnLrh7201403 135498r/min.66 ）（）（ （ 对于球轴承取 3） 所以所选的轴承 6207 满足要求。高速轴选用 6207 深沟球轴承，其基本额定动载荷为 19.8K
34、N。径向力最大处的 为：rFNHVr 753025822 281）求比值轴承所受径向力 NFr753所受的轴向力 a0它们的比值为 rF根据3表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为 0.22，故此时 。eFra2）计算当量动载荷 P，根据 )(arPYXFf查表 X=1，Y=0,按照表 2.10f取 则1Pf N753753）（3）验算轴承的寿命Cr980raFNP753按要求轴承的最短寿命为 hLh7203165 （工作时间）,根据下式 hhPCnLrh720208 53198r/min616 ）（）（ （ 对于球轴承取 3） 所以所选的轴承 6207 满足要求。3低速轴因为低速轴所承受的
35、径向压力较大，所以选用 6211 深沟球轴承，其当量动载荷为 33.5KN1）求比值轴上 B 处轴承所受径向力 NFrB28364281729轴上 D 处轴承所受径向力 NFrD2573250从上面两式可以得出最大径向力为 2836N所受的轴向力 Na0它们的比值为 rF查表深沟球轴承的最小 e 值为 0.22，故此时 。eFra2）计算当量动载荷 P，根据 )(arPYXf按照3表 13-5，X=1 ，Y=0,按照1表 13-6， ，2.10Pf取 则1Pf N283602836）（3）验算轴承的寿命Cr50raFNP2836按要求轴承的最短寿命为 hLh7203156 （工作时间）,根据下式 hhPCnLrh720289 8365r/min616 ）（）（ （ 对于球轴承取 3） 所以所选的轴承 6211 满足要求。3八箱体及其附件的结构设计1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：1.确定箱体的尺寸与形状
