1、帶式運輸機的傳動裝置二級展開式斜齒輪減速器初始數據F=2800 V=1.5 D=340CAD圖在后面 雙擊可以打開 網上售價100元 這里只要20金幣 原版設計 盜版必究 楚客生提供目 錄第一部分 設計任務-3第二部分 傳動方案分析-3第三部分 電動機的選擇計算-4第四部分 傳動裝置的運動和動力參數的選擇和計算（包括分配各級傳動比，計算各軸的轉速、功率和轉矩）-7第五部分 傳動零件的設計計算-8第六部分 軸的設計計算-17第七部分 鍵連接的選擇及計算-20第八部分 滾動軸承的選擇及計算-22第九部分 聯軸器的選擇-24第十部分 潤滑與密封-第十一部分 箱體及附件的結構設計和選擇-設計小結-25

2、參考文獻-25第二部分 傳動方案分析1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到總傳動比不大，確定其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h13h22h3h4=0.983×0.972×0.99×0.96=0.84h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯軸器的效率,h4為滾筒的效率（包括滾筒和對應軸承的效率）。第三部分電動機的選擇

3、計算皮帶速度v:v=1.5m/s工作機的功率pw:pw= 4.2 KW電動機所需工作功率為:pd= 5 KW執行機構的曲柄轉速為:n = 84.3 r/min 經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比ia=840，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×84.3 = 674.43372r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉速nm=960r/min，同步轉速1000r/min。第四部分 傳動裝置的運動和動力參數的選擇和計算1總

4、傳動比： 由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=960/84.3=11.42分配傳動裝置傳動比:取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 2.863各軸轉速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/3.99 = 240.6 r/minnIII = nII/i23 = 240.6/2.86 = 84.1 r/minnIV = nIII = 84.1 r/min4各軸輸入功率:PI = Pd×h3 = 5×0.99 = 4.95 KWPII

5、= PI×h1×h2 = 4.95×0.98×0.97 = 4.71 KWPIII = PII×h1×h2 = 4.71×0.98×0.97 = 4.48 KWPIV = PIII×h1×h3 = 4.48×0.98×0.99 = 4.71 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.98 = 4.85 KWPII' = PII×0.98 = 4.62 KWPIII' = PIII×0.98 = 4.39 KWPIV&#

6、39; = PIV×0.98 = 4.62 KW5各軸輸入轉矩:TI = Td×h3 電動機軸的輸出轉矩:Td = = 49.7 Nm 所以各軸輸入轉矩TI = Td×h3 = 49.7×0.99 = 49.2 NmTII = TI×i12×h1×h2 = 49.2×3.99×0.98×0.97 = 186.6 NmTIII = TII×i23×h1×h2 = 186.6×2.86×0.98×0.97 = 507.3 NmTIV = T

7、III×h1×h3 = 507.3×0.98×0.99 = 492.2 Nm 所以各軸輸出轉矩為：TI' = TI×0.98 = 48.2 NmTII' = TII×0.98 = 182.9 NmTIII' = TIII×0.98 = 497.2 NmTIV' = TIV×0.98 = 482.4 Nm第五部分傳動零件的設計計算（一） 高速級齒輪傳動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒

8、輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數：Z1 = 24，則：Z2 = i12×Z1 = 3.99×24 = 95.76 取：Z2 = 96 2） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：確定各參數的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T1 = 49.2 Nm 3) 選取齒寬系數yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節點區域系數ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea

9、5;(1/Z1+1/Z2)×cosb×(1/24+1/96)×cos150 = 1.655 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×24×tan150 = 2.04 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.777 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數：N1 = 60nkth = 60×960

10、×1×10×300×2×8 = 2.76×109大齒輪應力循環次數：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76×109/3.99 = 6.93×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.89 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數S=1,得:sH1 = = 0.87×650 = 565.5 MPasH2 = = 0.89×530 = 471.7 MPa許用接觸應力:sH = (sH1+sH2)/2 = (565.5+47

11、1.7)/2 = 518.6 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 52.6 mm4 修正計算結果： 1) 確定模數：mn = = = 2.12 mm取為標準值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 155.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 計算齒輪參數：d1 = = = 62 mmd2 = = = 248 mmb = d×d1 = 62 mmb圓整為整數為：b = 62 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 3.11 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-

12、15查得節點區域系數為:ZH = 2.42。 7) 由式8-3得：ea×(1/Z1+1/Z2)×cosb×(1/24+1/96)×cos150 = 1.655 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×24×tan150 = 2.04 9) eg = ea+eb = 3.695 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.777 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系數：KA = 1，由圖8-6查得系數：KV = 1.1。 13) Ft =

13、 = = 1587.1 N = = 25.6 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos150) = 20.70 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.655/0.972 = 1.76 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.37 18) K = KAKV

14、KHaKHb = 1×1.1×1.76×1.37 = 2.65 19) 計算d1：d1 = = 52.9 mm實際d1 = 62 > 52.9所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內各計算數值： 1) 當量齒數：ZV1 = Z1/cos3b = 24/cos3150 = 26.6ZV2 = Z2/cos3b = 96/cos3150 = 106.5 2) eaV×(1/ZV1+1/ZV2)cosb×(1/26.6+1/106.5)×cos150 = 1.671 3) 由式8-25得重合度系數：Ye

15、= 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67 4) 由圖8-26和eb = 2.04查得螺旋角系數Yb = 0.87 5) = = 3.33前已求得:KHa = 1.76<3.33，故取：KFa = 1.76 6) = = = 11.02且前已求得:KHb = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.76×1.34 = 2.59 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數和應力修正系數：齒形系數:YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17應力校正系數:YSa1 = 1.62 YS

16、a2 = 1.83 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應力循環次數:N1 = 2.76×109大齒輪應力循環次數:N2 = 6.93×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數為：KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 319.2sF2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01598大齒輪數值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞

17、強度：mn = = 1.51 mm1.512.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 62 mmd2 = 248 mmb = yd×d1 = 62 mmb圓整為整數為：b = 62 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 67 mm b2 = 62 mm中心距：a = 155 mm，模數：m = 2.5 mm（二） 低速級齒輪傳動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度

18、為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數：Z3 = 28，則：Z4 = i23×Z3 = 2.86×28 = 80.08 取：Z4 = 80 2） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：確定各參數的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T2 = 186.6 Nm 3) 選取齒寬系數yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節點區域系數ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea×(1/Z3+1/Z4)×cosb×(1/28+1/80)×c

19、os130 = 1.655 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×28×tan130 = 2.05 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.777 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數：N3 = 60nkth = 60×240.6×1×10×300×2×8 = 6.93

20、×108大齒輪應力循環次數：N4 = 60nkth = N3/u = 6.93×108/2.86 = 2.42×108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數:KHN3 = 0.89,KHN4 = 0.91 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數S=1,得:sH3 = = 0.89×650 = 578.5 MPasH4 = = 0.91×530 = 482.3 MPa許用接觸應力:sH = (sH3+sH4)/2 = (578.5+482.3)/2 = 530.4 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:= = 83

21、.6 mm4 修正計算結果： 1) 確定模數：mn = = = 2.91 mm取為標準值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 166.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 13.10 4) 計算齒輪參數：d3 = = = 86 mmd4 = = = 246 mmb = d×d3 = 86 mmb圓整為整數為：b = 86 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 1.08 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節點區域系數為:ZH = 2.44。 7) 由式8-3得：ea×(1/Z

22、3+1/Z4)×cosb×(1/28+1/80)×cos13.10 = 1.681 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×28×tan13.10 = 2.07 9) eg = ea+eb = 3.751 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.771 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系數：KA = 1，由圖8-6查得系數：KV = 1.1。 13) Ft = = = 4339.5 N = = 50.5 < 100 Nmm 14) 由

23、tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos13.10) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13.1cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.681/0.982 = 1.75 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.38 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.75×1.

24、38 = 2.66 19) 計算d3：d3 = = 84.3 mm實際d3 = 86 > 84.3所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內各計算數值： 1) 當量齒數：ZV3 = Z3/cos3b = 28/cos313.10 = 30.3ZV4 = Z4/cos3b = 80/cos313.10 = 86.6 2) eaV×(1/ZV3+1/ZV4)cosb×(1/30.3+1/86.6)×cos13.10 = 1.692 3) 由式8-25得重合度系數：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由

25、圖8-26和eb = 2.07查得螺旋角系數Yb = 0.88 5) = = 3.28前已求得:KHa = 1.75<3.28，故取：KFa = 1.75 6) = = = 12.74且前已求得:KHb = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.75×1.35 = 2.6 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數和應力修正系數：齒形系數:YFa3 = 2.53 YFa4 = 2.23應力校正系數:YSa3 = 1.64 YSa4 = 1.79 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲

26、疲勞強度極限為：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應力循環次數:N3 = 6.93×108大齒輪應力循環次數:N4 = 2.42×108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數為：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.87 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 326.9sF4 = = = 254.3 = = 0.01269 = = 0.0157大齒輪數值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.12 mm2.123所以強度足夠。(3) 各齒

27、輪參數如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 86 mmd4 = 246 mmb = yd×d3 = 86 mmb圓整為整數為：b = 86 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 166 mm，模數：m = 3 mm第六部分 軸的設計計算軸的設計1 輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1:P1 = 4.95 KW n1 = 960 r/min T1 = 49.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 62 mm 則:Ft = = = 1587.1 NFr = Ft× = 1587.1× =

28、 598 NFa = Fttanb = 1587.1×tan150 = 425 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據機械設計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 19.3 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩:Tca = KAT1，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT1 = 1.2×49.2 = 59 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯軸

29、器型號為:LT4型，其尺寸為：內孔直徑20 mm，軸孔長度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯軸器定位可靠取：l12 = 36 mm。半聯軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 23 mm。右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取:d34 = d78 = 25 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30205型單列圓

30、錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 25×52×16.25 mm，軸承右端采用擋油環定位，取:l34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環定位，由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 67 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 mmII軸的設計1 求中

31、間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2：P2 = 4.71 KW n2 = 240.6 r/min T2 = 186.6 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 248 mm 則:Ft = = = 1504.8 NFr = Ft× = 1504.8× = 567 NFa = Fttanb = 1504.8×tan150 = 403 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 86 mm 則:Ft = = = 4339.5 NFr = Ft× = 4339.5× = 1621.6 NFa = Fttanb = 43

32、39.5×tan13.10 = 1009.3 N3 確定軸的各段直徑和長度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據機械設計（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 28.8 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：30206型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 30×62×17.25 mm，則：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂

33、長度，則：l23 = 60 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×35 = 2.45 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×2.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 86 mm，l45 = 91 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 17.25+8+10-7 = 28.25 mmIII軸的設計1 求輸出軸上的功

34、率P3、轉速n3和轉矩T3：P3 = 4.48 KW n3 = 84.1 r/min T3 = 507.3 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 246 mm 則:Ft = = = 4124.4 NFr = Ft× = 4124.4× = 1541.2 NFa = Fttanb = 4124.4×tan13.10 = 959.3 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據機械設計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× =

35、42.1 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩:Tca = KAT3，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×507.3 = 608.8 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯軸器型號為:LT8型，其尺寸為：內孔直徑45 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 45 mm，為保證聯軸器定位可靠取：l12 = 82 mm。半聯軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 55 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 48

36、mm。4 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取：d34 = d78 = 50 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30210型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 50mm×90mm×21.75mm。由軸承樣本查得30210型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故取：d45 = 57 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪

37、的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內徑為：d4 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，為使齒輪定位可靠取：l67 = 84 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×57 = 3.99 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×3.99 = 5.59 mm，所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 21.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 62+10+8+5+12+2.5-10 = 89.5 mml78 = T3+s+a+2.5

38、+2 = 21.75+8+10+2.5+2 = 44.25 mm第七部分 鍵連接的選擇及計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l =

39、10mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-10 = 40 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×40×35×120/1000 = 336 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×80mm，接觸長度:l' = 80-16 = 64 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25

40、15;10×64×57×120/1000 = 1094.4 NmTT3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×56×45×120/1000 = 680.4 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第八部分滾動軸承的選擇及計算根據條件，軸承預計壽命：Lh = 10×2

41、15;8×300 = 48000 h1 輸入軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×598+0×425 = 598 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 598× = 6460 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30205軸承，Cr = 32.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.01×107Lh所以軸承預期壽命足夠。2 中間軸的軸承設

42、計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1621.6+0×1009.3 = 1621.6 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 1621.6× = 11561 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30206軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.87×106Lh所以軸承預期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P:

43、 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1541.2+0×959.3 = 1541.2 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 1541.2× = 8014 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30210軸承，Cr = 73.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 7.59×107Lh所以軸承預期壽命足夠。第九部分 聯軸器的選擇第六部分已經有論述 聯軸器選擇型號為:LT8型，其尺寸為：內孔直徑45 mm，軸孔長度84 mm第十部分 潤滑與密封對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于150-200 m/min，所以采用脂潤滑，箱體內選用CKC150潤滑油，裝至規定高度。油的深度為：H+h1