1、機械設計課程設計說明書 課程名稱： 機械設計課程設計 設計題目： 帶式輸送機傳動裝置設計 學院： 機械工程學院 2010年10月18日11月2日目 錄一 課程設計任務書3二 設計要求3三 設計步驟41.傳動裝置總體設計方案52.電動機的選擇53.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比74.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算75.設計V帶和帶輪96.齒輪的設計127.軸的設計計算228.滾動軸承的選擇及壽命計算289.鍵聯(lián)接的選擇及校核計算3010.連軸器的選擇3111.減速器箱體及附件3212.潤滑密封設計36.四設計小結38.五參考資料39一. 課程設計書設計課題: 帶式輸送機傳動裝置設計。工作條件：

2、（1） 每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年；（2） 連續(xù)單向回轉，工作時有輕微振動，運輸帶允許速度誤差±5%；（3） 室內工作，環(huán)境中有粉塵；（4） 生產廠可加工78級精度的齒輪；（5） 動力來源為三相交流電；（6） 小批量生產。原始數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉矩T（N.m）850運輸帶工作速度V（m/s）1.15卷筒直徑（mm）380二. 設計要求（1）傳動裝置的設計計算；（2）減速器裝配草圖設計；（3）減速器裝配圖設計；（4）減速器零件圖設計；（5）減速器三維造型，遞交光盤一個。三. 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳

3、動比和分配傳動比4. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算5. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 軸的設計計算8.滾動軸承的選擇及壽命計算9.鍵聯(lián)接的選擇及校核計算10.連軸器的選擇11.減速器箱體及附件12.潤滑密封設計1. 傳動裝置總體設計方案1）傳動裝置由三相交流電動機、二級減速器、工作機組成。2）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）電動機轉速較高，傳動功率大，將帶輪設置在高速級。傳動裝置簡圖：2. 電動機的選擇 電動機所需工作功率為：Pw=Tw*nw/9550 =Tw*60*1000V/(d*9550)=850*60*1000*1.15/(3.14*38

4、0*9550)=5.147 kw執(zhí)行機構的曲柄轉速為：nw=60×1000v/d=57.83 r/min效率范圍:1：帶傳動： V帶 0.952：圓柱齒輪 0.97 7級3：滾動軸承 0.994：聯(lián)軸器 浮動聯(lián)軸器 0.970.99,取0.98w 滾筒： 0.99=1*2*2*3*3*3*4*w =0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99 =0.841Pd = Pw / =5.147/0.841=6.1167 Kw又因為額定轉速Ped Pd=6.1167 Kw取Ped=7.5kw常用傳動比：V帶：i1=24圓柱齒輪：i2=35圓錐齒輪：i3=23

5、i=i1×i2×i2=24×35×35=18100 取i=1840N=Nw×i=（1840）×57.83=10412313.2 r/min取N=1500r/min選Y132M-4電動機 Nm=1440r/min型號額定功率Ped滿載轉速 nm 軸徑D軸伸長L中心高H Y132M-4 7.5KW 1440r/min 38mm 600mm132mm3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 總傳動比i=Nm/Nw=iv×i減=i0×i1×i2i0為帶傳動傳動比；

6、i1為高速齒輪傳動比；i2為低速級齒輪傳動比；總傳動比i=Nm/Nw=1440/57.53=24.9取V帶傳動比i0=2.05減速箱的傳動比 i減=i/ i0= i1×i2=12.15按浸油深度要求推薦高速級傳動比：一般i1=（1.31.5）i2，取i1=1.34 *i2。i1*i2=1.34 *i2i2=3.01，i1=1.34*i2=4.034. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）各軸轉速(r/min)n0=nm=1440 r/minn=nm/i0=702.44 r/minn= n/i1=174.3r/minn = n/i2=57.9 r/min2）各軸輸入功率（kW）P0=Pd

7、=6.117 kWP=P0×1=6.117×0.95=5.81 kWP = P×2×3=5.81×0.97×0.99=5.58 kWP = P ×2×3= 5.58×0.97×0.99=5.36 kWP= P ×3×4=5.36×0.99×0.98=5.2 kW1=v=0.95, 2=齒=0.97，3=滾=0.99，4=聯(lián)=0.98；注意：滾筒軸負載功率是指其輸出功率，即： Pw=Pw=5.2*0.99=5.15kW3）各軸輸入扭矩（N.m）T0=9550

8、×Pd/nm=40.57 N.mT=9550×P/n=78.99 N.mT =9550×P/n=305.73 N.mT =9550×P/n=884.08 N.mT=9550×P/n=857.69 N.m運動和動力參數(shù)結果如下表編號理論轉速（r/min）輸入功率（kw）輸入轉矩(N·mm)傳動比效率電機軸14406.11740.572.050.95高速軸702.445.8178.994.030.97中間軸174.35.58305.733.010.97低速軸57.95.36884.08滾筒軸57.835.15857.690.995.設計V

9、帶和帶輪電動機功率P=6.117KW，轉速n=1440r/min 傳動比i0=2.051 確定計算功率Pca由機械設計課本表8-7查工作情況系數(shù)KA=1.1Pca=KA×P=1.1×6.117KW=6.73 KW2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca，Nm查圖8-11，選A帶確定帶輪的基準直徑dd和驗算帶速V1） 初選小帶輪的基準直徑dd1由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=100 mm2） 驗算帶速v，按式（8-13）驗算帶的速度V=×n1Dd1/(60*1000)=3.14*100*1440/(60*1000)=7.536 m/s又5 m/s <V&l

10、t;25 m/s 故帶速合適3計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=i0* dd1=2.05*100=205 mm根據(jù)表8-8圓整為200mm 此時帶傳動實際傳動比i0= dd2/ dd1=24.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1)0.7（dd2+dd1）a0 2（dd2+dd1） 210mma0600mm取a0=500mm2)由式（8-22）計算帶所需的基準長度：Ld0=2a0+/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×（dd2+dd1）/4a0 =2×500+3.14×300/2+100×100/（4*50

11、0） =1476mm查表8-2，選Ld=1400mm，帶的修正系數(shù)KL=0.983）按式（8-23）計算實際中心距aa=a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1476-1440）/2=538mmamin=a-0.015Ld=517mmamax=a+0.03Ld=542mm所以中心距變化范圍 517542 mm5驗算小帶輪上的包角11=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a =180°-(200-100)×57.3°/538 =169°90°滿足要求7計算帶的根數(shù)1)計算單根V帶的額定功率PrN1=1440r/

12、min ，dd1=100mm查表8-4a得，P0=1.32 KW查表8-4b得，P0=0.17 KW查表8-5得，Ka=0.976查表8-2得，KL=0.961于是Pr=（P0+P0）*K*KL=（1.32+0.17）*0.961*0.976=1.4 KW2)計算V帶的根數(shù)zz=Pca/Pr=6.73/1.4=4.8取Z=57計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min由表8-3，得A型帶的單位長度質量q=0.10Kg/m,所以(F0)min=500×(2.5-Ka)×Pca/Ka/Z/V+qv =147.3N應使實際初拉力F0>（F0）min(9)Fp=2×

13、Z×（F0）min×sin(1/2)=1463.2N帶輪結構均采用腹板式6. 齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算輸入功率P=5.81 KW，小齒輪轉速n=702.44r/min 齒數(shù)比u=4.03，工作壽命10年（每年工作300天），一班制1. 選定高速級齒輪的類型，精度等級，材料 (1)選用斜齒圓柱齒輪；(2)由于工作平穩(wěn)，速度不高，選用7級精度；(3)材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為45（調質），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS；(4)選小齒輪齒數(shù)為Z1=24，大齒輪齒數(shù)為Z2=4.03*24=96

14、.72取Z2=97；5）選取螺旋角。初選螺旋角=15°2. 按齒面接觸強度設計由計算公式（10-21）進行計算，即d1t1） 確定公式內的各計算數(shù)值：（1） 試選Kt=1.6（2） 由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.425（3） 由圖10-26，查的a1= 0.765 a2=0.87 a=a1+a2=1.65（4）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=78900 N.mm(5) 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1(6)由表10-6，查的材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8Mpa1/2（7） 由圖10-21d，按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1=570 Mpa ，由圖10-21c

15、，按齒面硬度查的大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=322 Mpa（8）計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=60×702.44×1×（1×10×300×8）=1.011×109N2=N1u=2.5×108(9)由圖10-19，查的接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.92(10)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12），得H1=Hlim1 KHN1S=600×0.95570MpaH2=Hlim2 KHN2S=350×0.92=322MpaH= （H1+

16、 H2）2=（570+322）2=446Mpa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由公式得d1t=58.81mm（2）計算圓周速度V=d1t n160000=×58.81×702.44601000=2.16ms（3）計算齒寬b及模數(shù)mntB=d d1t=1×58.81=58.81 mmmnt=d1t cosZ1=（58.81×cos15°）24=2.367 mmh=2.25mnt=5.326mm bh=11.04（4）計算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan15=2.045（5）計

17、算載荷系數(shù)KKA=1，根據(jù)V=2.16m/s，7級精度，由圖10-8，查的動載荷系數(shù)Kv=1.08；由表10-4，查的KH=1.420；由圖10-13，查得KF=1.35;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.08×1.2×1.42=1.84(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d=d1t =58.81 ×=61.61 mm(7)mn=d1cos/Z1=2.479 mm3.按齒面接觸強度設計由式10-17，得mn 1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K=KKvKFKF1×1.08

18、5;1.2×1.351.7496（2）根據(jù)縱向重合度=2.045，由圖10-28,得螺旋線影響系數(shù)Y=0.875（3）計算當量齒數(shù)Zv1=Z1cos3=24cos3 15°=26.63Zv2=Z2cos3=97cos3 15°=107.63（4）查表10-5取齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)YFa1=2.65 Ysa1=1.58 YFa2=2.188 Ysa2=1.787(5)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa;由圖10-20b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380 Mpa;（6）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88 KFN2

19、=0.90（7）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.88×500/1.4=314.29 MpaF2= KFN2FE2S=0.90×3801.4=244.3Mpa（9）計算YFa Ysa1F并加以比較YFa 2Ysa1/F1=2.65×1.58/314.29=0.013322YFa 2Ysa2/F2=0.01601大齒輪的數(shù)值大2） 設計計算mn =1.56 mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)，mn大于由彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2mm，已可以滿足彎曲疲勞強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸

20、疲勞強度算得的分度圓直徑d1=61.61mm來計算應有的齒數(shù)，于是由Z1=d1cosmn=61.61×cos15°2=29.8取Z1=30Z2=uZ1=30×4.02=120此時u=Z2/Z1=120/30=4 在誤差范圍內4.幾何尺寸計算1） 計算中心距a=(Z1+Z2) mn2cos =(30+120)×22cos15°=155.29mm圓整為155 mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2) mn2a=arccos(120+30)×22155=14.59°3) d1=Z1 mncos=30×

21、;2cos14.59o=61.99 mm d2=Z2 mncos=120×2cos14.59o=247.997 mm4)計算齒輪寬度b=d d1=1×62.002=62.002 mm圓整后取B2=60 mm， B1=65 mm（二） 低速級齒輪傳動的設計計算輸入功率P=5.58KW，小齒輪轉速n=174.3 r/min 齒數(shù)比u=3.01，工作壽命10年（每年工作300天），一班制1選定低速級齒輪的類型，精度等級，材料(1)選用斜齒圓柱齒輪；(2)由于工作平穩(wěn)，速度不高，選用7級精度；(3)材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為45（調質），硬度為240HBS，大齒輪材料為

22、45鋼（正火）硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS；(4)選小齒輪齒數(shù)為Z1=30，大齒輪齒數(shù)為Z2=30*3.01=90.3取Z2=90；5）選取螺旋角。初選螺旋角=15°3. 按齒面接觸強度設計由計算公式（10-21）進行計算，即d1t2） 確定公式內的各計算數(shù)值：（4） 試選Kt=1.6（5） 由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.425（6） 由圖10-26，查的a1= 0.79 a2=0.86 a=a1+a2=1.65（4）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=305730N.mm(5) 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1(6)由表10-6，查的材料的彈性影響系數(shù)Ze=189

23、.8Mpa1/2（7） 由圖10-21d，按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1=600 Mpa ，由圖10-21c，按齒面硬度查的大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=350 Mpa（8）計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=60×174.3×1×（1×10×300×8）=0.25×109N2=N1u=0.83×108(9)由圖10-19，查的接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.98(10)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12），得H1=Hlim1 KHN1

24、S=600×0.95570 MpaH2=Hlim2 KHN2S=350×0.98=343 MpaH= （H1+ H2）2=（570+343）2=456.5 Mpa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由公式得d1t=92.95 mm（2）計算圓周速度V=d1t n160000=×92.95×174.3601000=0.848ms（3）計算齒寬b及模數(shù)mntB=d d1t=1×92.95=92.95 mmmnt=d1t cosZ1=（92.95×cos15°）30=2.993 mmh=2.25mnt=6.734 mm bh

25、=13.804（4）計算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×30×tan15=1.783（5）計算載荷系數(shù)KKA=1，根據(jù)V=0.848 m/s，7級精度，由圖10-8，查的動載荷系數(shù)Kv=1.04；由表10-4，查的KH=1.429；由圖10-13，查得KF=1.425;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.429=1.783(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d=d1t =92.95×=96.37 mm(7)mn=d1cos/Z1

26、=5.76mm3.按齒面接觸強度設計由式10-17，得mn 3） 確定計算參數(shù)（2） 計算載荷系數(shù)K=K*Kv*KF*KF1×1.04×1.2×1.4251.7784（2）根據(jù)縱向重合度=2.556，由圖10-28,得螺旋線影響系數(shù)Y=0.875（3）計算當量齒數(shù)Zv1=Z1cos3=30cos3 15°=33.288Zv2=Z2cos3=90cos3 15°=99.865（4）查表10-5取齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)YFa1=2.52 Ysa1=1.625 YFa2=2.2 Ysa2=1.78(5)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE

27、1=500Mpa;由圖10-20b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380Mpa;（6）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95 KFN2=0.96（7）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.95×5001.4=339.3 MpaF2= KFN2FE2S=0.96×3801.4=260.57 Mpa（9）計算YFa Ysa1F并加以比較YFa 2Ysa1/F1=2.52×1.625339.3=0.012069YFa 2Ysa2/F2=0.015029大齒輪的數(shù)值大4） 設計計算mn =2.079 mm對比計算結

28、果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)，mn大于由彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.5mm，已可以滿足彎曲疲勞強度，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=96.37mm來計算應有的齒數(shù)，于是由Z1=d1cosmn=96.37×cos15°2.5=37.2取Z1=37Z2=uZ1=37×3.01=111.37 取Z2=111此時u=Z2/Z1=111/37=3 在誤差范圍內4.幾何尺寸計算2） 計算中心距a=(Z1+Z2) mn2cos =(37+111)×2.52cos15°=191.5mm圓整為190mm2)按

29、圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2) mn2a=arccos(37+111)×2.52190=14.21°3) d1=Z1 mncos=37×2.5cos14.21o=95.42 mmd2=Z2 mncos=111×2.5cos14.21o=286.26 mm4)計算齒輪寬度b=d d1=1×95.42=95.42mm圓整后取B2=95 mm， B1=100 mm7. 軸的設計計算高速軸：1） 求輸出軸上的功率P=5.81kw，轉速n=702.44r/min，轉矩T=78.99 N.m2) 作用在齒輪上的力已知高速級齒輪的分度圓

30、直徑為d=61.999mm Ft=2548.06 N Fr= Ft Fa= Ft *tan=663.23 N3) 初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)課本表153，取=22.3 mm又軸上有單個鍵槽，軸徑增加百分之5，取d=35 mm，電動機軸的直徑為38mm，整體具有一定的協(xié)調性。4）軸的結構設計（1）端蓋端面距離帶輪端面30 mm；（2）初步選取軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用角接觸球軸承，0組游隙， 7208AC型。（3）取齒輪距箱體內壁之距離a=10mm。考慮到箱體的鑄造誤差,在確定軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=25

31、mm；（4）又齒輪為油潤滑，軸承為脂潤滑，添加擋油環(huán)，擋油環(huán)和軸肩長為24mm；（5）齒輪的寬度為B=65mm，且為齒輪軸；（6）軸承內壁內軸的總長為L=(84+70+24+200+17)=395 mm；（7）為方便軸承的安裝，軸承兩端做成階梯。中間軸：1） 求輸出軸上的功率P=5.58kw，轉速n=174.3 r/min，轉矩T=305.75 N.m2) 作用在齒輪上的力中速級小齒輪：分度圓直徑為95.42 mmFt=6408.5 N Fr= Ft Fa= Ft tan=1622.66 N中速級大齒輪：因為中速級大齒輪和高速級小齒輪嚙合，所以他們之間的力的大小相等，即 Ft=2548.06

32、N Fr= Ft Fa= Ft *tan=663.23 N3) 初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)參考文獻2，表153，取A0=110=36 mm又軸上有1個鍵槽，軸徑增加百分之五，取d=50 mm4）軸的結構設計（1）初步選取軸承軸承用7210AC型；（2）又軸承為油潤滑，添加擋油環(huán)；（3）總長L=262 mm（4）為使套筒能夠壓緊齒輪，軸段應略短于輪轂寬度,取寬度為60 mm；（5）齒輪軸向采用軸肩與軸環(huán)定位,軸肩高度4mm, 取d=58mm。 低速軸1） 求輸出軸上的功率P=5.36kw，轉速n=57.9 r/min，轉矩T=884.08 N.

33、m2) 作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d=286.86mmFt=6181 N Fr= FtFa= Ft tan=6181×tan(14.46°)=1593.9 N3) 初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)課本表153，取=51 mm因為軸上有兩個鍵槽，軸頸增加10-15所以dmin=（10+1）*51.3=56.8 mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號：齒式聯(lián)軸器。4）軸的結構設計（1）為了半聯(lián)軸器的軸向定位,軸段右端需要制出一軸肩,直徑d=65mm.（2

34、）選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用角接觸球軸承，7213AC型。（3）采用軸套進行軸向定位。（4）取安裝齒輪處的軸段d=67mm;齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。為了使軸套端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,取寬度為95mm 。齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高5mm,取d=77mm；5） 求軸上的載荷及校驗 對于7213AC型角接觸球軸承,a=38.9mm,簡支梁的軸的支承跨距如下 L2=83.1mm ，L3=119.1mmFt=FNH1+FNH2FNH1×L2=FNH2×L3得，F(xiàn)NH1= 1889.3N，F(xiàn)NH2=1317.1NMNH=

35、 FNH1×L2=156.74 N·mFr=FNv1+FNv2FNv1×L2=FNv2×L3+MaMa= Fa×D/2得，F(xiàn)NV1= 1835.3N，F(xiàn)NV2=653.6NMv1=127.5N·mMv2=74.15N·mM1=183.07N·mM2=131.36N·m載荷水平垂直支反力FFNH1= 1889.3NFNH2=1317.1NFNV1= 1835.3NFNV2=653.6N彎矩MH=156.74N.mMv1=127.5N.mMv2=74.15N.m總彎矩M1=183.07 N.mM2=131.3

36、6 N.m扭矩TT=884.08 N.m5. 軸的載荷分析圖6.按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度=7.69MPa選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MPa 此軸安全8.滾動軸承設計減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）內徑d外徑D寬度TdaminDamaxramax高速軸7208AC40801847731中間軸7210AC50902057831低速軸7213AC6512023721132輸出軸軸承計算角接觸球軸承7213AC的=25°,其基本額定動載荷C=85kN,基本額定靜載荷C0=74.5kN預期壽命=3×300×8=720

37、0 h1 ) 軸承所受的徑向載荷Fr和軸向載荷Fd內部軸向力:Fd1=0.68Fr1 =2152.58N Fd2=0.68Fr2=787.44NFae=1885N因為Fae+Fd2>Fd1所以被“壓緊”的軸承1 Fa1= Fae+ Fd2=2672.44N被“放松”的軸承2 Fa2=Fd2=787.44N 2) 當量動載荷P1和P2低速軸軸承選用7213AC， 由于有輕微震動，取,Fa1/Fr1=0.84>e,查表13-5 取X=0.41,Y=0.87P1=fp(XFr1+YFa1)=3985.19NFa2/Fr2=e,取X=1,Y=0P2=fp(XFr2+YFa2)= 1158.

38、0N取Pmax=3985.19N3）驗算軸承壽命因為>，所以按軸承1的受力大小驗算L>>Lh所選軸承可滿足壽命要求。9. 鍵聯(lián)接設計 1高速軸帶輪的鍵聯(lián)接根據(jù)d =35 mm，查機械課程設計手冊，選用A型，b×h=10×8，L=32 mm2中間軸齒輪的鍵聯(lián)接根據(jù)d =54 mm，查機械課程設計手冊，選用A型，b×h=16×10，L=50 mm3低速軸齒輪的鍵聯(lián)接（1） 選擇類型及尺寸根據(jù)d =67 mm，查機械課程設計手冊，選用A型，b×h=20×12，L=70 mm（2）鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂

39、鍵槽的接觸高度kl = L -b= 70-20=50 mmk = 0.5h =6 mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2，有輕微震動，取p=110MPaTp = p鍵安全合格4.低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接1 選擇類型及尺寸根據(jù)d =60mm，查機械課程設計手冊，選用C型，b×h=18×11 L=70mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = Lb/2=61 mmk = 0.5*h =6 mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2，有輕微震動，取p=110MPaT=884.08 N.mp = p鍵安全合格1

40、0.聯(lián)軸器設計1.類型選擇.選取聯(lián)軸器的型號：齒式聯(lián)軸器11. 箱體結構的設計1） 箱體主要尺寸采用HT200鑄造箱體，水平剖分式箱體采用外肋式結構。箱內壁形狀簡單，潤滑油流動阻力小，鑄造工藝性好，但外形較復雜。箱體主要結構尺寸名稱符號尺寸關系箱座壁厚=10mm箱蓋壁厚11=10mm箱體凸緣厚度b，b1，b2箱座b=1.5*=15mm箱蓋b1=1.5*=15mm箱底座b2=2.5*=25mm肋厚m，m1箱座m=0.85*=8mm箱蓋m=0.85*=8mm地腳螺釘直徑df0.036*a+12=21.08mm 取M22地腳螺釘數(shù)目nn=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1d1=0.75*df=18 mm 取M

41、20箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6)* df取M10軸承端蓋螺釘直徑d3d3=（0.40.5）*df 取M8窺視孔蓋螺釘直徑d4d4=(0.30.4)*df 取 M10定位銷直徑dd=（0.70.8）*d2=10 mmdf、d1、d2至箱壁外距離C1df: C1=30mmd1: C1=30mmd2: C1=30mmdf、d2至凸緣邊緣的距離C2df: C2=26mmd1：C2=26mmd2: C2=26mm軸承旁凸臺高度半徑R1R1= C2=26mm箱體外壁至軸承座端面的距離l1l1=C1+C2+(510)=66 mm大齒輪頂圓至箱體內壁的距離11.2取18 mm齒輪端面至箱體內壁的

42、距離2>取15mm軸承端蓋外徑+（55.5）*120（1軸）140（2軸）176（3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離120（1軸）140（2軸）176（3軸）2） 主要附件a）窺視孔和視孔蓋窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸進箱體進行檢查操作為宜;窺視孔處應設計凸臺以便于加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并應考慮密封。b)通氣器通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并設置金屬網(wǎng)。考慮到環(huán)境因素選用了防塵性能好的二次過濾通氣器。通氣器選M22油面指示器用油標尺，其結構簡單、在低速軸中常用。油標尺上有表示最高及最低油面的刻線。油標尺的安裝位置不能太低

43、，以避免有溢出油標尺座孔。油標尺選用M22 c)放油孔和油塞放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，箱座上裝螺塞處應設有凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不凈。選M22 d)起吊裝置減速器箱體沉重，采用起吊裝置起吊，在箱蓋上鑄有箱蓋吊耳，為搬運整個減速箱，在箱座兩端凸緣處鑄有箱座吊耳。結構簡單，加工方便。示意圖: e)定位銷常采用圓錐銷做定位銷。兩定位銷間的距離越遠越可靠，因此，通常將其設置在箱體聯(lián)接凸緣的對角處，并做非對稱布置。取位銷直徑d8mmf)起蓋螺釘起蓋螺釘螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可與凸緣聯(lián)接螺釘直徑相同。12.潤滑密封設計1.齒輪傳動的潤滑各級齒輪的圓周速度相對都較小，所以采用油脂潤滑。另外，傳動件齒輪浸入油中的深度要求適當，既要避免攪油，又要充分的潤滑。油池應保持一定的深度和儲油