机械产品设计

1、课 程 设 计 说 明 书 设计题目：胶带输送式卷筒传动装置 学生姓名：张亚琳 学生学号：110202403 专业班级：11级机制4班 指导教师：姚贵英一、设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由输送带完成运送机器零、部件的工作。2、机器工作条件（1）载荷性质 单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境 室内工作，有粉尘，环境温度不超过35；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V；（6）检

2、修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件 中型机械厂，小批量生产。3、工作装置技术数据（1）输送带工作拉力: F= 6.8 kN；（2）输送带工作速度: V= 2 m/s；（3）滚筒直径： D= 450 mm.二、设计任务1、设计工作内容（1）胶带输送机传动系统方案设计（包括方案构思、比选、决策）；（2）选择电动机型号及规格；（3）传动装置的运动和动力参数计算；（4）减速器设计(包括传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计)；（5）V带传动选型设计；（6）联轴器选型设计；（7）绘制减速器装配图和零件工作图；（8）编写设计说明书；（9）设计答辩

3、。2、提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件名）各1份。内容包括：（1）减速器装配图一张；（2）零件图2张 (完成的传动零件、轴和箱体的名称)；（3）设计计算说明书一份。三、设计中应注意事项1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。2.设计中要贯彻标准。（标准件和标准尺寸）3.全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。5.设计过程中注意培养独立工作能力。6.提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。四、设计阶段1.计划阶段；2.方案设计；3.技术设计；4.设计文件汇总。五、完成时间要求在2013年12月1

4、0日之前完成全部设计任务。指导教师：姚贵英2013年9月2日目录设计题目.8设计任务.8第1章、设计工作内容.8 1.1胶带输送机传动系统方案设计.8第2章选择电动机型号及规格.9 2.1卷筒的输出功率.9 2.2电机输出功率.9 2.3电动机的转速.10第3章、传动装置的运动和动力参数计算.10 3.1传动装置总的传动比.103.2分配传动比.10 3.3运动参数和动力学参数的计算.10 3.3.1各轴转速.10 3.3.2各轴的输入功率.11 3.3.3各轴的输入转矩.11第4章、设计V带和带轮.124.1设计V带.12 4.1.1参数.12 4.1.2验算带速.12 4.1.3取V带基准

5、长度和中心距.13 4.1.4验证小带轮包角.13 4.1.5确定V带的根数Z.13 4.1.6求作用在带轮上的压力.13 4.1.7设计结果 .13 4.2V带轮的设计 .14 第5章、齿轮的设计.14 5.1高速级大小齿轮设计.14 5.1.1材料 .14 5.1.2各级参数.14 5.1.3按齿面接触强度设计.16 5.1.4按齿根弯曲强度设计.18 5.1.5几何尺寸.18 5.1.6主要参数选取，及几何尺寸计算.18 5.2低速级大小齿轮的设计.19 5.2.1材料.19 5.2.2各级参数.19 5.2.3按齿面接触强度设计.19 5.2.4按齿根弯曲强度设计.21 5.2.5几何

6、尺寸.22第6章 轴的设计和校核.23 6.1输入轴的结构强度计算.236.1.1.计算作用在齿轮上的力.236.1.2初步估算轴的直径.236.1.3高速轴的设计.236.2中间轴的设计.276.2.1选择轴的材料，确定许用应力.276.2.2按扭矩强度确定各轴段直径.276.2.3中间轴校核.276.3低速轴的设计.306.3.1选择轴的材料，确定许用应力.306.3.2按扭矩强度确定各轴段直径.306.3.3低速轴校核.31第7章键的设计.34 7.1带轮键的选择.34 7.2中间轴大齿轮键的选择.34 7.3中间轴小齿轮键的选择.34 7.4低速轴齿轮键的选择 .34 7.5联轴器键的

7、选择.34第8章轴承的设计.358.1高速轴轴承的选择与校核.35 8.1.1求当量动载荷P.35 8.1.2计算所需的径向额定动载荷值.35 8.1.3选择轴承的型号.358.2中速轴轴承的选择与校核.358.2.1求当量动载荷P.358.2.2计算所需的径向额定动载荷值.358.2.3选择轴承的型号.358.3低速轴轴承的选择与校核.358.3.1求当量动载荷P.358.3.2计算所需的径向额定动载荷值.368.3.3选择轴承的型号.36第9章联轴器的选择.369.1工作系数.369.2确定联轴器的型号：.36第10章减速器机体结构尺寸.37第11章减速器的各部位附属零件的设计:.3811

8、.1窥视孔盖与窥视孔.3811.2放油螺塞.3811.3油标.3811.4通气器.3811.5启盖螺钉.3811.6定位销.3811.7环首螺钉、吊环和吊钩.3811.8调整垫片.3811.9密封装置.38第12章 润滑方式的确定.38设计小结.39参考文献.39 41机械产品设计任务书班级：机制20114班 学号：110202403 学生姓名：张亚琳 设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由输送带完成运送机器零、部件的工作。2、机器工作条件（1）载荷性质 单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境 室内工作，有粉尘，环境温

9、度不超过35；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V；（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件 中型机械厂，小批量生产。3、工作装置技术数据（1）输送带工作拉力: F= 6.8 kN；（2）输送带工作速度: V= 2 m/s；（3）滚筒直径： D= 450 mm.设计任务第1章、设计工作内容1.1胶带输送机传动系统方案设计考虑诸多因素，确定传送装置由电动机，二级减速器，V带，工作机等多部分组成。 考虑到电机转速高，传动功率大，所以将V带设

10、置在高速级，方案图如下 第2章选择电动机型号及规格按照工作要求和已知条件，选用一般用途的Y系列的全封闭式鼠笼三相异步电动机。2.1卷筒的输出功率 （2-1）2.2电机输出功率 （2-2）传动装置的总效率 （2-3）由相关资料可确定 V带传动 滚动轴承的效率 8级精度的圆柱齿轮传动 弹性联轴器 卷筒效率解得上式中 则 2.3电动机的转速 卷筒转速为 （2-4）根据电机转速且由表查得常选用同步转速为的Y系列电机为Y180L4，其满载转速为，其额定功率为22kw。由表知机座中心高180mm堵转转矩/额定转矩为2最大转矩/额定转矩为2.2总质量为190Kg第3章、传动装置的运动和动力参数计算3.1传动

11、装置总的传动比 （3-1）3.2分配传动比取V带的传动比为 第轴到第轴的传动比为 第轴到第轴的传动比为 （3-2） 经计算可得 3.3运动参数和动力学参数的计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴分别为电动机到1轴、1轴到2轴、2轴到3轴、3轴到4轴之间的传动效率 3.3.1各轴转速电动机输出转速 轴的转速 （3-3）轴的转速 轴的转速 速度误差在允许范围内 3.3.2各轴的输入功率轴的输入功率 （3-4）轴的输入功率轴的输入功率工作轴的输入功率 3.3.3各轴的输入转矩电动机的输出转矩 （3-5）轴的输入转矩轴的输入转矩轴的输入转矩工作轴的输入转矩表3-1.运动和动力学参

12、数如下表： 轴 功率P/KW 转矩T/N.m转速r/min 输入 输出 输入 输出电动机轴 17.04 110.7 1470 1轴 16.36 16.2 212.55 210.42 735 2轴 15.71 15.55 683.77 676.93 219.4 3轴 15.09 14.94 1694.1 1677.16 85.04 4轴 14.79 14.62 1660.39 1593.97 85.04第4章、设计V带和带轮4.1设计V带4.1.1参数查课本表8-7得出 （4-1）取V带数位5 ，则单根普通V带输入功率 （4-2）转速 查表8-4a可选择B型V带，根据 （4-3）可以取，则可求得

13、查表8-8得 4.1.2验算带速（4-4）带速不宜过高或者过低，一般在525m/s范围之内所以，设计值合适4.1.3取V带基准长度和中心距初步选取中心矩： 取初步计算V带的基准长度（4-5）查表8-2得mm，则可得实际中心矩 （4-6）4.1.4验证小带轮包角（4-6）4.1.5确定V带的根数Z （4-7）查表可得 将上面参数带入上式Z=4.97 取Z=5根4.1.6求作用在带轮上的压力查表8-3得B型普通V带每米质量（4-8） 则作用在轴上的压力 （4-9）4.1.7设计结果选用5根B型V带，中心矩，带轮直径，轴上压力4.2V带轮的设计查书可知小带轮采用腹板式，大带轮采用轮辐式结构。带轮的凹

14、槽表4-1 带轮各级参数槽型 与相对应B14.03.5010.811.5第5章、齿轮的设计5.1高速级大小齿轮设计5.1.1材料：根据已知材料，小齿轮材料选用40Cr调制，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料选用45钢调制，齿面硬度与芯部硬度均为240HBS,选择8级精度（GB10095-88)。5.1.2各级参数选择小齿轮齿数，则大齿轮齿数，选取整数值则。已知 （5-1）5.1.3按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 （5-2）确定公式中的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩 （5-3）查表10-7选取尺宽系数查表10-6得材料的弹性系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触

15、疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 计算应力循环次数（5-3） 由图10-19选取接触疲劳寿命系数；计算接触疲劳许用应力取失败概率为安全系数则有 （5-4） 计算试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值 （5-5） 计算圆周速度 （5-6）计算齿宽 （5-7）计算齿宽与齿高之比模数 （5-8）齿高 （5-9）计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得6直齿轮由表10-2查得使用系数查表10-4用插值法8级精度，小齿轮相对支撑非对称分布继而查图10-13得故载荷系数 （5-10）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 （5-11）计算模数 5.1.4按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式 （5-1

16、2）确定公式内各计算值查图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限查图10-18取弯曲疲劳寿命系数,计算弯曲疲劳许用应力取弯曲安全系数则 计算载荷系数 查取齿形系数查表10-5可得，查取应力校正系数查表10-5可得，计算大小齿轮的并加以比较 （5-13） 由上可知大齿轮的数值大设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小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，仅与齿轮直径有关，所以取模数，近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 取这样设计的齿轮传动，既

17、满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.5几何尺寸计算分度圆直径计算中心矩计算齿轮宽度取， 5.1.6主要参数选取，及几何尺寸计算 中间轴大齿 齿数 模数 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 轴孔直径 5.2低速级大小齿轮的设计5.2.1材料：根据已知材料，小齿轮材料选用40Cr调制，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料选用45钢调制，齿面硬度与芯部硬度均为240HBS,选择8级精度（GB10095-88)。5.2.2各级参数选择小齿轮齿数，则大齿轮齿数，选取整数值则。已知5.2.3按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即确

18、定公式中的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩查表10-7选取尺宽系数查表10-6得材料的弹性系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 计算应力循环次数 由图10-19选取接触疲劳寿命系数；计算接触疲劳许用应力取失败概率为安全系数则有 计算试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值 计算圆周速度计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数 齿高 计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得直齿轮由表10-2查得使用系数查表10-4用插值法8级精度，小齿轮相对支撑非对称分布继而查图10-13得故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 计算模数 5.2.4按齿根

19、弯曲强度设计弯曲强度的设计公式确定公式内各计算值查图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限查图10-18取弯曲疲劳寿命系数,计算弯曲疲劳许用应力取弯曲安全系数则 计算载荷系数 查取齿形系数查表10-5可得，查取应力校正系数查表10-5可得，计算大小齿轮的并加以比较 由上可知大齿轮的数值大设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小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，仅与齿轮直径有关，所以取模数，近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 取这样设计的

20、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劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 5.2.5几何尺寸计算分度圆直径计算中心矩计算齿轮宽度取，第6章轴的设计和校核6.1输入轴的结构强度计算6.1.1.计算作用在齿轮上的力 已知 圆周力 （6-1）径向力 （6-2）6.1.2初步估算轴的直径选取45钢作为轴的材料，调制处理查表15-1得屈服强度极限，抗拉强度极限，许用弯曲应力，剪切疲劳强度极限，弯曲疲劳极限。根据公式 （6-3）计算轴的最小直径，并加大以考虑键槽的影响。查表选取则有 （6-4）6.1.3轴的设计：按扭矩强度确定各轴段直径：.因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且d1 =(0.8

21、1.2)d，查手册，取d1 =35mm、L1 =100mm,选择键。因为大带轮靠轴肩定位，所以取d2=38mm, L2=78mm，d3=43mm，L3=45mm, d4段装配齿轮，取d4=50mm,，取L4=134mmd5段装配轴承，取d5=54mm,L5=75mm取，。高速轴校核 按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1) 绘制轴的受力及简化模型图，2) 水平面内的受力及弯矩图，圆周力：Ft = = =1500.9N径向力：Fr = Fttana =1500.90.36N =540.3N分别求支承反力FHA、 FHB,以C点作为参考点：FHA = = N =338.6N （6-5）FHB = =

22、N =1161.6NH面内C截面处的弯矩为 MHC =FHAL2=338.6 N178.510-3 m =267.9Nm （6-6）3)竖直面内的受力弯矩图，如图6-d、6-e所示：FVA = = N =121.9N （6-7）FVB= = N =418.4NC截面处的左侧弯矩为：MVC左=FVAL2=121.9N178.510-3m=21.8NmC截面处的右侧弯矩为：MVC右= FVBL1=418.4N5210-3m=21.8Nm4)根据公式M =,计算C截面的合成弯矩并作图。如图6-f 所示：C截面处的左侧：MC左=Nm=268.8NmC截面处的右侧：MC右=Nm=268.8Nm5）作扭矩

23、图，如图6-g 所示：6）求当量弯矩： 因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。Mec左 =Nm=270.6 NmMec右 =Nm=270.6 Nm7）确危险截面及校核强度 e = =Mpa =29.7 Mpa 查表14.2得-1b =60 Mpa,满足e-1b 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕量。 图6-1高速轴的受力、弯矩、扭矩图6.2中间轴的设计：6.2.1选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，由表14.7查得强度极限B =650Mpa,再由表14.2得许用弯曲应力-1b =60Mpa。6.2.2按扭矩强度确定各轴段直径：.根据表14.1

24、得C=107118，由dC=(107118) =26.7529.50mm取d1 =35mm、L1 =35mm,因为d2段装配齿轮，取d2=40mm, L2=68mm，齿轮轮毂宽度为70mm ，取L2=68mm。因为齿轮靠轴肩定位，取d3=50mm，L3=10mm，因d4段同样装配齿轮，取d4=40mm，L4=108mm, 而d5段装配轴承，选用6207型轴承，取d5=35mm， L5=35mm，6.2.3中间轴校核 1、 按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1）绘制轴的受力及简化模型图，如图7-a所示2）水平面内的受力及弯矩图，如图7-b、7-c所示圆周力：Ft1 = = =1577.8N径向力：

25、Fr1 = Ft1tana =1577.80.36N =568N同理 圆周力：Ft2 = = =3005.3N径向力：Fr2 = Ft2tana =3005.30.36N =1081.9N分别求支承反力FHA、 FHD,以B、C点作为参考点：FHA=N =2182.4NFHD=N =2400.7NH面内B截面处的弯矩为MHB =FHAL1=2182.4 N51.510-3 m =112.4NmH面内C截面处的弯矩为MHC =FHDL3=2400.7 N71.510-3 m =171.7Nm3)竖直面内的受力弯矩图，如图7-d、7-e所示：FVA = = N =-85.6NFVD = = N =

26、-600.87 N V面内B截面处的左侧弯矩为：MVB左=FVAL1=-85.6N51.510-3m=-4.4NmV面内B截面处的右侧弯矩为：MVB右=FVD(L2+L3)=-600.87N169.510-3m=-101.85NmV面内C截面处的左侧弯矩为MVC左=FVDL3=-600.87N71.510-3m=-42.96NmV面内C截面处的右侧弯矩为：MVC右=FVA(L1+L2)=-85.6N149.510-3m=-12.8Nm4)根据公式M =,计算B、C截面的合成弯矩并作图。如图7-f 所示：B截面处的左侧：MB左=Nm=112.5NmB截面处的右侧：MB右=Nm=151.7NmC截

27、面处的左侧：MC左=Nm=177.0NmC截面处的右侧：MC右=Nm=172.2Nm5）作扭矩图，如图7-g 所示：6）求当量弯矩： 因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。对于B截面：MeB左 =Nm=147.04 NmMeB右 =Nm=147.04 Nm对于C截面：MeC左 =Nm=196.07 NmMeC右 =Nm=196.51 Nm7）确危险截面及校核强度： 对于B截面： eB = =Mpa =22.975 Mpa对于C截面：eC = =Mpa =30.636 Mpa 查表14.2得-1b =60 Mpa,满足e-1b 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一

28、定的裕量。表6-2中间轴的受力、弯矩、扭矩图6.3低速轴的设计：6.3.1选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，由表14.7查得强度极限B =650Mpa,再由表14.2得许用弯曲应力-1b =60Mpa。6.3.2按扭矩强度确定各轴段直径：.根据表14.1得C=107118，由dC=(107118) =35.3138.94mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的直径加大3%5%，取为36.3740.89mm。由设计手册取标准直径d1=60mm，L1 =105mm，取d2=70mm, L2=50mm，取d3=75mm，L3=40mm, 取d4=79mm ，L4=

29、97mm。因齿轮靠轴肩定位， 取d5=87mm,，段装配齿轮，齿轮轮毂宽度为79mm，取=123mm，段装配轴承，取,L6=68mm。6.3.3低速轴校核1、按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1）绘制轴的受力及简化模型图，如图8-a所示2）水平面内的受力及弯矩图，如图8-b、8-c所示圆周力：Ft = = =6439.43 N径向力：Fr = Fttana =6439.430.36N =2318.20N分别求支承反力FHA、 FHB,以C点作为参考点：FHA = = N =2220.95NFHB = = N =4218.48NH面内C截面处的弯矩为：MHC =FHAL1=2220.95N160.

30、510-3m =356.46Nm3)竖直面内的受力弯矩图，如图8-d、8-e所示：FVA = = N =799.54NFVB = = N =1518.66NV面内C截面处的左侧弯矩为：MVC左=FVAL1=799.54N160.510-3m=128.33NmV面内C截面处的右侧弯矩为：MVC右= FVBL2=1518.66N84.510-3m=128.33Nm4)根据公式M =,计算C截面的合成弯矩并作图。如图8-f 所示：C截面处的左侧：MC左=Nm=378.89NmC截面处的右侧：MC右=Nm=378.89Nm5）作扭矩图，如图8-g 所示：6）求当量弯矩： 因减速器单向运转，故可以认为转

31、矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。Mec左 =Nm=429.78 NmMec右 =Nm=429.78 Nm7）确危险截面及校核强度 e = =Mpa =25.83 Mpa 查表14.2得-1b =60 Mpa,满足e-1b 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕量。 图6-3低速轴的受力、弯矩、扭矩图第7章键的设计7.1带轮键的选择选择A型键，由轴径d1=25mm，查得键宽b=8mm,键高h=9mm,键长选择L=40mm,l=L-b=40-8=32mm。jy1= =Mpa =29.18 Mpajy （7-1）故选择型号为A840GB/T1096-2003的键合适。7.2中间轴大齿轮键

32、的选择选择A型键，由轴径d2=40mm，查得键宽b=12mm,键高h=8mm,键长选择L=50mm,l=L-b=50-12=38mm。jy2= =Mpa =51.9 Mpajy故选择型号为A1250GB/T1096-2003的键合适。7.3中间轴小齿轮键的选择选择A型键，由轴径d3=40mm，查得键宽b=12mm,键高h=8mm,键长选择L=90mm,l=L-b=90-12=78mm。jy3= =Mpa =25.29 Mpajy故选择型号为A1290GB/T1096-2003的键合适。7.4低速轴齿轮键的选择选择A型键，由轴径d4=55mm，查得键宽b=16mm,键高h=10mm,键长选择L=

33、90mm,l=L-b=90-16=74mm。jy4= =Mpa =33 Mpajy故选择型号为A1690GB/T1096-2003的键合适。7.5联轴器键的选择选择C型键，由轴径d5=40mm，查得键宽b=12mm,键高h=8mm,键长选择L=60mm,l=L-0.5b=60-0.512=54mm。jy5= =Mpa =72.95Mpajy故选择型号为C1260GB/T1096-2003的键合适。第8章轴承的设计8.1高速轴轴承的选择与校核 8.1.1求当量动载荷P 查表15.12得：载荷系数fp=1.2,查表15.14得：温度系数 fT=1。因为fa=0,故P=fpFr=1.2540.3=6

34、48.36N （8-1）8.1.2计算所需的径向额定动载荷值由式15.6可得C=() =() =6256.68N（8-2） 8.1.3选择轴承的型号 查有关的轴承手册，根据d =30mm,选用6206型轴承，其Cr=19500N6256.68N，所以选择深沟球轴承6206合适。 8.2中速轴轴承的选择与校核 8.2.1求当量动载荷P 查表15.12得：载荷系数fp=1.2,查表15.14得：温度系数 fT=1。因为fa=0,故P=fpFr=1.21081.9=1298.28N8.2.2计算所需的径向额定动载荷值由式15.6可得C=() =() =8568.65N 8.2.3选择轴承的型号 查有

35、关的轴承手册，根据d =35mm,选用6207型轴承，其Cr=25500N8568.65N，所以选择深沟球轴承6207合适。8.3低速轴轴承的选择与校核 8.3.1求当量动载荷P 查表15.12得：载荷系数fp=1.2,查表15.14得：温度系数 fT=1。因为fa=0,故P=fpFr=1.22381.2=2857.44N8.3.2计算所需的径向额定动载荷值由式15.6可得C=() =() =14287.2N8.3.3选择轴承的型号 查有关的轴承手册，根据d =45mm,选用6209型轴承，其Cr=31500N14287.2N，所以选择深沟球轴承6209合适。第9章联轴器的选择9.1工作系数由

36、表16.1查得工作情况系数K=1.39.2确定联轴器的型号：主动端：TC1=KT3 =1.3338.07Nm =439.49 Nm （9-1）从动端：TC2=KTw =1.3315.15Nm =409.69 NmTm=1250Nm由前面可知：d=40mm, n=100r/minn=4000r/min由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 HL4GB/T5014-2003。第10章减速器机体结构尺寸如下： 表10-1机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度0.025a+3mm8mm10箱盖厚度10.02a+3mm8mm8箱盖凸缘厚度b11.5112箱座凸缘厚度 b1.5111箱座底凸缘厚度 b22.5120地脚螺钉直径 df0.036a+1220地脚螺钉数目 n4轴承旁连接螺栓直径 d10.75df16轴承端盖螺钉直径 d3(0.40.5)df8检查孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df16定位销直径d(0.70.8)df16df、d1、d2至箱外壁距离C138、26、22df、d2至凸缘边缘距离C236、24、18外箱壁至轴承端面距离l2C1+C2+(510)mm65大齿轮顶圆与内箱壁距离D1D1 1.2d12齿轮端面与内箱壁距离D2D2 d15箱盖，箱座肋厚m1 、mm10.851；m0