1、湖南理工學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目： 帶式輸送機傳動裝置 院 部： 機械工程學(xué)院 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué)生姓名: 文世冬 學(xué) 號:起迄日期: 2011年12月14日 2012年 1月1日指導(dǎo)教師: 王清 教研室主任： 1 前言12 設(shè)計任務(wù)書12.1 機械設(shè)計課程設(shè)計的內(nèi)容12.2 原始數(shù)據(jù)及已知條件22.4 課程設(shè)計工作進度計劃：23 課程設(shè)計方案33.1 原始數(shù)據(jù)33.2 設(shè)計要求：33.3 傳動方案：44 電動機的選擇44.1 選擇電動機型號44.1.1 選擇電動機類型和機構(gòu)形式44.1.2 確定電動機的功率和型號45 運動和動力參數(shù)計算5

2、5.1 傳動比分配55.1.2 各軸轉(zhuǎn)速計算55.1.3 各軸輸入功率計算65.1.4 軸扭矩計算66 V帶傳動的設(shè)計計算66.1 根據(jù)電動機所需功率Pd和滿載轉(zhuǎn)速nm選擇帶型：66.2 確定帶輪直徑dd1,dd266.3 確定中心距a和基準(zhǔn)長度Ld76.4 計算帶的根數(shù)Z76.4.1 計算單根V帶的額定功率Pr76.4.2 計算V帶根數(shù)Z086.5 計算單根V帶的初拉力的最小值86.6 計算壓軸力Fp87 齒輪傳動設(shè)計計算97.2 按齒面接觸疲勞強度計算97.2.1 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值97.2.2 計算107.3 按齒根彎曲強度設(shè)計117.4 幾何尺寸計算148 軸系零件的設(shè)計計算168.

3、1 軸的設(shè)計168.1.1 軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1168.1.2 求作用在齒輪上的力168.1.3 初步計算軸的最小直徑178.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計188.1.5 軸上零件的周向定位198.1.6 確定軸上圓角和倒角尺寸198.1.7 求軸上的載荷198.1.6 按彎扭合力校核軸的強度208.2 軸II的設(shè)計208.2.1 輸出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2.208.2.2 求作用在齒輪上的力208.2.3 初估軸的最小直徑228.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計228.2.5 求軸上的載荷238.2.6 按彎扭合力校核軸的強度249 軸承的選擇與校核249.1 主動軸I軸承：249.1.

4、1 軸承要求使用壽命：259.1.2 計算許用軸承壽命259.1.3 從動軸II軸承校核2610 鍵連接選擇及校核2710.1 鍵類型的選擇2710.2 鍵聯(lián)接的強度校核2711 聯(lián)軸器的選擇與校核2711.1 高速軸II聯(lián)軸器2712 潤滑與密封2812.1 潤滑2812.2 密封2813 總結(jié)2814 參考文獻29291 前言本學(xué)期學(xué)了機械設(shè)計，在理論上有了一些基礎(chǔ)，但究竟自己掌握了多少，卻不清楚。并且“紙上學(xué)來終覺淺，要知此事需躬行”。正好學(xué)校又安排了課程設(shè)計，所以決定這次一定要在自己能力范圍內(nèi)把它做到最好。2 設(shè)計任務(wù)書2.1 機械設(shè)計課程設(shè)計的內(nèi)容機械設(shè)計課程設(shè)計是本門課程的一個重要

5、實踐性環(huán)節(jié)，是高等學(xué)校工科有關(guān)專業(yè)學(xué)生的一次全面的設(shè)計設(shè)計訓(xùn)練。本次設(shè)計的對象為普通減速器，具體內(nèi)容是：1、設(shè)計方案論述。2、選擇電動機。3、減速器外部傳動零件設(shè)計（含聯(lián)軸器選擇）。4、減速器設(shè)計。設(shè)計減速器傳動零件，并驗算是否滿足工作要求；對各軸進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，按彎扭合成強度條件驗算各軸的強度；根據(jù)工作載荷情況，選擇各對軸承，計算輸出軸上軸承的壽命；選擇各鍵，驗算輸出軸上鍵連接的強度；選擇各配合尺寸處的公差與配合；決定潤滑方式，選擇潤滑劑；1、繪制減速器的裝配圖和部分零件工作圖。 減速器裝配圖一張（A0或A1）； 軸及軸上齒輪的零件圖各一張（A3或A4）；2、編寫設(shè)計說明書（將1-4項整理成文

6、，數(shù)字6000-8000）。2.2 原始數(shù)據(jù)及已知條件1、 輸送帶工作拉力 F= 2.6 kN；2、 輸送帶工作速度 = 1.5 m/s；3、 滾動直徑 D= 270 mm；滾筒效率 j=0.96；4、 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；5、 使用折舊期8年；6、 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35oC；7、 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；8、 檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；9、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。2.3 對課程設(shè)計成果的要求包括圖表、實物等硬件要求：1、 說明書要認真，準(zhǔn)確，條理清晰；2、 按word排

7、版，公式編輯器編輯公式；3、 參考文獻要注明出去；4、 圖紙按標(biāo)準(zhǔn)作圖，數(shù)據(jù)處理準(zhǔn)確，圖面整潔。2.4 課程設(shè)計工作進度計劃：序號起 迄 日 期工 作 內(nèi) 容11214-1217設(shè)計前準(zhǔn)備工作（明確任務(wù)，查閱查料、手冊，觀察）21218-1220確定傳動方案、選擇電動機、傳動零件設(shè)計計算31221-1222軸的設(shè)計計算41223-1224軸承、鍵、聯(lián)軸器及潤滑劑的選擇51225-1227裝配圖設(shè)計及復(fù)核計算61228-0101零件工作圖設(shè)計70102整理設(shè)計說明書、準(zhǔn)備答辯指導(dǎo)教師王清日期： 2012年 01 月 03日3 課程設(shè)計方案3.1 原始數(shù)據(jù)帶式運輸機傳動裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示帶的

8、圓周力F/KN帶速V/（m/s）滾筒直徑D/mm2.61.5 2703.2 設(shè)計要求：帶式運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn);動力來源：電力，三相交流；使用期限為8年，大修期四年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作。3.3 傳動方案：圖14 電動機的選擇4.1 選擇電動機型號4.1.1 選擇電動機類型和機構(gòu)形式由已知條件可知，工作載荷較平穩(wěn)，動力來源為380/220V三相交流電源，可選擇Y系列電動機。4.1.2 確定電動機的功率和型號工作機所需功率（kw）為：Pw=FV=2.6x1.5kw=3.9 kw電動機所需的總功率為：Pd=Pw/=Pw/其中 =0.98（軸承的效率） =0.98（軸承的效率） =0.9

9、2（V帶的效率） =0.99（連軸器的效率） =0.98（齒輪嚙合的效率） =0.96（ 滾筒效率）其中數(shù)據(jù)查參考書目（1）可得，計算得Pd=4.74 kw查參考書目（1）可選擇電動機的型號為：Y132M2-6或者Y132S-4總傳動比為 式中nm為電動機滿載轉(zhuǎn)速，nw為滾筒轉(zhuǎn)速。表（1）電動機數(shù)據(jù)和總傳動比方案電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動比外伸軸徑(mm)外伸軸徑(mm)中心高（mm）1Y132M2-65.510009609.038801322Y132S-45.51500144013.63880132由表（1）可知方案2轉(zhuǎn)速較高，電動機價格較低

10、，總傳動比雖然大一些，但完全可以通過帶傳動和一級齒輪傳動實現(xiàn)，故選方案2。5 運動和動力參數(shù)計算5.1 傳動比分配總傳動比為：i=1440/106.16=13.6V帶傳動傳動比取3，則減速器的傳動比為 ij=i/3=4.535.1.2 各軸轉(zhuǎn)速計算 n=1440/3=480 r/min n=nw =106.16 r/min5.1.3 各軸輸入功率計算 P=P=4.740.92=4.36 kw P=P=4.19 kw5.1.4 軸扭矩計算 T=9550P/n=(9550×4.36)/480 Nm=86.75 Nm T=9550P/n=(9550×4.19)/106.16 Nm

11、=376.96 Nm表（2）各軸運動和動力參數(shù)軸類功率P(kw)轉(zhuǎn)矩T（Nm)轉(zhuǎn)速n（r/min）軸4.3686.75480軸4.69376.96106.166 V帶傳動的設(shè)計計算6.1 根據(jù)電動機所需功率Pd和滿載轉(zhuǎn)速nm選擇帶型：由參考書目（2）查得工況系數(shù)Ka=1.1，故計算功率Pca為： Pca=KAPd=5.2 kw根據(jù)Pca電機轉(zhuǎn)速查得，選用A型V帶。6.2 確定帶輪直徑dd1,dd2初選小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=90 mm;驗算帶速V: V 6.78 m/s因為5 m/s<V<30 m/s,故帶速合適。所以大帶輪直徑dd2=idd1=3×90mm=270 mm根

12、據(jù)表8-8圓整得：dd2=280 mm6.3 確定中心距a和基準(zhǔn)長度Ld確定初選中心距a0=500 mm計算帶所需的基準(zhǔn)長度 = =1608 mm查表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1600 mm計算實際中心距為： （500+（1600-955）/2) mm =496 mm中心距的變動范圍為：472 mm-544 mm。驗算小帶輪上的包角1 6.4 計算帶的根數(shù)Z6.4.1 計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=900mm和n0=1440 r/min ，查表8-4a得P0=1.064 kw根據(jù)n0=1440r/min ，id=3和A型帶，查表8-4b得P0=0.17 kw查表8-5得=0.95，查表8-2得

13、KL=0.99，于是： =（1.064+0.17）×0.95×0.99 kw =1.16kw6.4.2 計算V帶根數(shù)Z0 =5.214/1.16 =4.49所以取5根。6.5 計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得A型的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以： = N =129.6 N應(yīng)使帶的實際初拉力。6.6 計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為： =1293 N7 齒輪傳動設(shè)計計算7.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)1）因為減速器轉(zhuǎn)速高，為使傳動平穩(wěn)，選擇斜齒輪圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，選用7級精度（GB10095-88）。3）材料選擇，由表10-1選擇小

14、齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)Z1=20，由=4.53×20=91 5）選取螺旋角=。7.2 按齒面接觸疲勞強度計算按式（10-21）計算，即: 7.2.1 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 初選Kt=1.6。 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.43 。 由圖10-26查得=0.77，=0.87，則 1.64 許用接觸應(yīng)力: 由圖10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60×480×1（2×8×300×8）= =由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)

15、0.95 ,1.07計算許用接觸應(yīng)力:取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得： =0.95×600 Mpa=570Mpa =1.07×550 Mpa=588.5Mpa所以，許用接觸應(yīng)力H=579.25 Mpa 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 由表10-7選取齒寬系數(shù)。 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7.2.2 計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得： 計算圓周速度 ×50.78×480/(60×1000) m/s=1.28 m/s 計算齒寬b及模數(shù)mnt 1×50.78mm=50.78mm 全齒高 h=2.25mnt=5.54

16、mm b/h=50.78/4.61=12.1 計算縱向重合度 0.138 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)V=1.28 m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.06，由表10-4查得的值=1.31 。由圖10-13查得=1.28由10-3查得 =1.4故載荷系數(shù)為： =1×1.06×1.4×1.4 =2.08 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得： 55.35 mm 計算模數(shù)mn 2.687.3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-17） 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) =1×1.06×1.4×1.

17、28 =1.90 根據(jù)縱向載荷度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 計算當(dāng)量齒數(shù) =21.9 = =99.7 插曲齒形系數(shù)由表10-5查得， 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得 計算齒輪彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),;取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得： =314.3Mpa 計算小齒輪的 并加以比較 = =0.01345 =0.0208大齒輪的數(shù)值大。（2） 設(shè)計計算 =2.11根據(jù)齒輪的模數(shù)系列對=2.5，為了滿足接觸疲勞強度分度圓直徑=55.35mm，于是由： =21.48取

18、Z1=21，則Z2=uZ1 =4.53×21=95.13，取 =957.4 幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為150 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 = =因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。(3）計算大，小齒輪的分度圓直徑 = =52.92mm =245mm （4）計算齒輪寬度 圓整后取得B1=60mm ，B2= 55mm 。（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計因為齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié) 構(gòu)為宜，其他尺寸按圖10-39薦用得結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計。 D4= 50mm da12mm=250-12×2.5 mm=220 mm 1.6D4=88 mm

19、(D0+D3)/2=(220+80)/2 mm=150mm 0.3×(220-80)mm=42mm 0.25×B2=13.75 mm因為小齒輪因為直徑小，故可以做成齒輪軸，其他尺寸設(shè)計略。8 軸系零件的設(shè)計計算8.1 軸的設(shè)計8.1.1 軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1因為前面均已求得： P1=4.36kw n1=480r/min T1=86.75 N·m8.1.2 求作用在齒輪上的力因已知小齒輪分度圓直徑為 d1=54mm所以 (2×86.75/54)×103 N=3213 N =1206 N =3213×tan14=803 N圓

20、周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖2所示： 圖28.1.3 初步計算軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小值徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得： =23.4 mm軸的最小直徑因為考慮到有鍵槽，將直徑增大5%。所以=24.57mm圓整得：d1=25 mm 。8.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案如圖3設(shè)計裝配方案。 圖32）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足V帶輪安裝要求，-軸段右端制出一軸肩，故取段直徑dII-III=32mm，左端用軸端拉圈定位，V帶輪與軸配合的轂孔長度L1=78，為保證軸端擋圈不壓在軸端面上，取

21、LI-II =75mm。初步選擇滾動軸承 因軸承同時承受軸向和徑向力作用，故選擇角接觸承。參照工作要求并根據(jù)dII-III=32mm，由軸承系列中選擇型號為7208。其尺寸為： d=40mm D=80mm B=18mm故 dIII-IV=dIV-V=40mm，而lIII-IV=lIV-V=18mm兩個軸承都由軸肩定位，由手冊查得定位軸肩高度h=4mm，因此，取dIV-V=dVIII-IX=48mm因為前面應(yīng)經(jīng)算得，齒輪的直徑da=d1+ha·mn=60mm，寬度B1=60mm。故 dVI-VII=da=60mm ,lVI-VII=B1=60mm 軸承端蓋的寬度為20mm（由減速器及軸

22、承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油脂的要求，取端蓋外端面與V帶輪間的距離l=30mm，故取lII-III=50mm。其他尺寸，取 lIV-V=lVIII-IX=32mm ,lV-VI=lVII-VIII=5mm 。 綜上得： lII-VI =87mm lVII-X=55mm 總長 l=278mm8.1.5 軸上零件的周向定位V帶輪與軸連接周向定位采用平鍵連接。按表6-1查得尺寸為b×h=8mm×7mm，長為70mm，選擇齒輪輪轂與軸的配合為。8.1.6 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2×450，各軸肩處的圓角半徑見圖3。8.1.7

23、 求軸上的載荷首先根據(jù)圖3作出軸的計算簡圖2，由手冊中查得對于型號為7208角接軸承a=17mm，因此，作出簡支梁的支承跨距L2+L3=181mm。根據(jù)軸的計算畫出彎矩圖和扭矩圖（圖2）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩可以看出在面C為危險載面。計算載面C處的MH，MV，及M的值如下表。載荷水平面H垂直面B支反力F=2224N =275N=2737N =476N彎矩M=18.9N·m =120N·m=306.5N·m總彎矩=307Mpa=124Mpa扭矩T1=86.75N·m8.1.6 按彎扭合力校核軸的強度校核最大彎矩載面（即危險載面C）的強度。根據(jù)式（15-5）

24、及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =14.56Mpa前已知選定軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60Mpa。因此 故安全。8.2 軸II的設(shè)計8.2.1 輸出軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2.前面已經(jīng)求出P2=4.19kw，n2=106r/min，T2=376.96N·m8.2.2 求作用在齒輪上的力 因已知齒輪的分度圓直徑為: d2=245mm 而 =3077N =1155N =1120N圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖4所示 圖4 8.2.3 初估軸的最小直徑先按式（15-2）初步估計軸的最小直徑。選取軸的材

25、料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得： =38.15mm軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d- .為了使聯(lián)軸器正確安裝，先選擇聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=ka·T2 ，查表14-1得，KA =1.3，則： Tca=4.9×N·mm按照Tca 查手冊，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為12.5×N·mm，半聯(lián)軸器的孔徑d1 =38mm，故取d-=38mm，半聯(lián)軸器配合長度L1=82mm。 8.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 、擬定軸上零件裝配方案選用如圖5所示的裝配方案。2） 、根據(jù)軸向定位要求，確定各段直徑和

26、長度 為使聯(lián)軸器定位，-軸段右端制出一個軸肩，取d-=42mm,右端用軸端擋圈定位，取擋圈直徑D=50mm，-段的長度應(yīng)比L1略短一些，取L-=80mm。 選擇滾動軸承選擇角接軸承，參照工作要求并根據(jù)d-=42mm，選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的角接軸承7209，其尺寸為： d=45mm D=85mm B=19mm 故d-=dVII-VIII=45mm，而lVII-VIII=19mm。 因為前已算得大齒輪內(nèi)徑D4=50mm，故取d-=50mm。齒輪與左軸承之間采用軸套定位。已知大齒輪的寬度B2=55mm，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬，取l-=52mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高h>0.07&

27、#215;D4,取h=6mm。則軸環(huán)處的直徑d-VI=62mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l-VI=10mm。 軸承端蓋總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油脂的要求，取端蓋外端面與V帶輪間的距離l=30mm，故取lII-III=50mm。 取齒輪距箱體總寬度為a=36.5mm，根據(jù)與小齒輪嚙合尺寸，可以確定LVI-VIII=53.5mm。所以總長度: L=333mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）、軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，按d-查表6-1得平鍵截面b×h=14mm×9mm,

28、鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，為保證對中性，選擇配合為h6。半聯(lián)軸器與軸連接，選用b×h×l=10mm×8mm×70mm,選擇配合為K6。4）、確定軸上圓角和倒角尺寸具體尺寸見下圖：圖58.2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)圖5作出軸的計算簡圖4，由手冊中查得對于型號為7208角接軸承a=18.2mm，因此，作出彎矩圖和扭矩圖，見圖4。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩可以看出在面C為危險載面。計算載面C處的MH，MV，及M的值如下表。載荷水平面H垂直面V支反力F=1538.5N =1538.5N=578N =578N彎矩M=105N·m=176.5N

29、3;m =39.2N·m總彎矩=205Mpa=51Mpa扭矩TT2=376.96N·m8.2.6 按彎扭合力校核軸的強度校核最大彎矩載面（即危險載面C）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力: =24.42Mpa前已知選定軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60Mpa。因此 故安全。9 軸承的選擇與校核9.1 主動軸I軸承：因為在設(shè)計主動軸I時已經(jīng)初選出了型號為7208C（GB/T 2921994）的角接軸承兩個，由機械設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查的軸承各部分尺寸如下表：軸承代號尺寸/mmdDB720

30、84080189.1.1 軸承要求使用壽命：因為已知預(yù)計使用壽命八年；兩班制工作；按每年工作300天，每班工作8個小時。 故：9.1.2 計算許用軸承壽命查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊得：接觸角基本額定動載荷，判斷系數(shù)，溫度系數(shù)取，計算軸承上的力：，取較大值,轉(zhuǎn)速,預(yù)期壽命由，則： ; 計算當(dāng)量動載荷P和當(dāng)量靜載荷C，取，載荷系數(shù)，則： 由，故所選軸承適用。9.1.3 從動軸II軸承校核因為在設(shè)計主動軸I時已經(jīng)初選出了型號為7209C（GB/T 2921994）的角接軸承兩個，由機械設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查的軸承各部分尺寸如下表：軸承代號尺寸/mmdDB7208458519、計算許用軸承壽命 查機械

31、設(shè)計課程設(shè)計手冊得： 接觸角 基本額定動載荷， 判斷系數(shù)，溫度系數(shù)取， 計算軸承力： ，取較大值 轉(zhuǎn)速,預(yù)期壽命由，則： ；（2）計算當(dāng)量動載荷P和當(dāng)量靜載荷C，取，載荷系數(shù)，則： 由，故所選軸承適用。10 鍵連接選擇及校核10.1 鍵類型的選擇 I軸:左端連接V帶輪，鍵槽部分的軸徑為25mm，軸段長75mm，所以選擇圓頭普通平鍵(C型)，取鍵長（GB-196079）II軸:與大齒輪連接的鍵槽：軸段長為52mm，軸徑為50mm，所以選擇平頭普通平鍵（B型），取鍵長（GB-196079） 右端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為38mm，軸段長82mm，所以選擇單圓頭普通平鍵(C型) ，取鍵長L=70mm(GB-196079）10.2 鍵聯(lián)接的強度校核I軸： ，（合適）II軸: ，（合適）均在許用范圍內(nèi)。11 聯(lián)軸器的選擇與校核11.1 高速軸II聯(lián)軸器輸送機軸選擇LX3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速，軸孔直徑, 軸孔長度(Y型). 工作系數(shù)KA=1.5計算轉(zhuǎn)距： 所選聯(lián)軸器滿足要求。12 潤滑與密封12.1 潤滑本設(shè)計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。1)、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為50+1020。