设计课题带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计

1、带式输送机传动装置设计计算说明书设计课题带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计机械系（院）班 级姓 名学 号学习小组 同组成员 指导教师2020学年第1学期机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定4二、电动机的选择 .5三、确定传动装置总传动比与分配各级的传动比.6四、传动装置的运动和动力设计 .7五、普通 V 带的设计.10六、齿轮传动的设计 .15七、传动轴的设计 .18八、箱体的设计 .27九、键连接的设计 29十、滚动轴承的设计 31十一、润滑和密封的设计 32十二、联轴器的设计 33十三、设计小结 .33机械设计课程设计任务书、设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速

2、器、传动方案图：三、原始数据输送带压力F ( N)1500N输送带速度v(m/s)1.5 ms滚筒直径D ( mm )250mm四、工作条件:输送机连续工作，单向运转，工作中有轻微振动，空载起动，两班制 工作，输送带速度容许误差为土 5%，要求尺寸较为紧凑，电动机与输送带 滚筒轴线平行。使用期限为 10年，减速器中等批量生产。要求齿轮传动 中心距在90130mm之间。五、设计工作量:1、减速器装配图一张（ A1 图纸：手工图或 CAD 图）2、零件图 2 张（一个组应有一套完整的非标准零件的零件图）3、设计说明书一份二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择 Y系列三相异步电动 机，此系列

3、电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机， 其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不 易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式(1): P d = PW/n a(kw)由式：PW=F V/1000(KW)因此Pd二FV/1000 Ya(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：n 总=niXnZ'xnXnxn式中：n1、n2、n3、n4、n5分别为带传动、轴承、齿轮 传动、联轴器和卷筒的传动效率。取 n i =0.96 ， n2=0.99， n 3 = 0.97， n4 = o .99则:n总=0.96 X0.98 3 X0.97

4、X0.99 X0.96=0.83所以：电机所需的工作功率：Pd = FV/1000 n 总=(1500 X1.5)/(1000 X0.83)=4.5 (kw)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n 卷筒=60 X1000 V/ (n D )=(60 X1000 X1.5)/ (250 -n)=77.3 r/min根据手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I'=36。取V带传动比11'二24 。贝y总传动比理论范围为：I a'=6 24。故电动机转速的可选范为N ' d=I ' a Xn 卷筒=(16 24) X77.3=463

5、.8 1855.2 r/min则符合这 范围的冋步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：(如卜表)方案电动机型号额定功率电动机转 速(r/mi n)电动 机重 量N参考 价 格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322-Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M5.57507201242109.312.53.722-800综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。

6、此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：1匸LCE4'EB 1勺AD中心高H外形尺寸底角安装尺地脚螺栓孔轴伸尺装键部位尺LX寸 A XB直径 K寸寸 FXGD(AC/2+AD)D XEXHD132520 X345 X216 X1781228 X8010 X41315三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比:由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia二nm/n二nm/n卷筒=960/77.3=12.42总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0 xi（式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各

7、级传动装置传动比：根据指导书P7表1,取i0=2.8 （普通V带i=24）因为：ia = i0 xi所以：i = ia / i0=12.42/2.8=4.44四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，U轴，以与i0,i1 ,为相邻两轴间的传动比y）01 , n12 ,为相邻两轴的传动效率pi, Pn,为各轴的输入功率（KW）TI, Tn,为各轴的输入转矩（N m ）n I ,n n ,为各轴的输入转矩（r/min ）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动 和动力参数1、运动参数与动力参数的计算(1) 计算各轴的转数：I 轴：n I =nm/ iO=960

8、/2.8=342.86(r/min )n轴：n n = n I / i1=324.86/4.44=77.22 r/mi n卷筒轴：n m = n n(2) 计算各轴的功率：I 轴：P I =Pd xn)1 =Pd Xrjl=4.5 X0.96=4.32(KW)由指导书的表 1得到：n1=0.96叶 2=0.98u轴： Pn = P ixni2= P 1x2Xt3=4.32 X0.98 X0.97=4.11(KW)卷筒轴：Pm = p n 23= p n2) n =4.11 x 0.98 x 0.99=4.07(KW)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550 Pd/nm=9550

9、X4.5/960=44.77 N mi轴：TI = Td i0 n= Td i0 n=44.77 X2.8 X0.96=120.33 N mn轴：Tn = T i i1 n= T i i1 n n= 120.33 X4.44 X0.98 X0.99=518.34 N m卷筒轴输入轴转矩：t m = t n n n=502.90N m计算各轴的输出功率：由于in轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承 效率：故: P'i =P iXn 轴承=4.32 X0.98=4.23 KWn3=0.97y4=0.99i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率n为 0.980.995在本设计中取0.

10、98P'n = P nxn 轴承=4.23 x0.98=4.02KW计算各轴的输出转矩：由于IU轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承 效率：则:T'i = T ixn 轴承=120.33 X0.98=117.92N mT'n = T nxn 轴承=518.34 X0.98=507.97N m综合以上数据，得表如下:轴名效率P (KW )转矩T ( N m )转速nr/mi n传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴4.544.779602.80.96I轴4.324.23120.33117.92342.864.440.95n轴4.114.02518.34507.9777.22

11、1.000.97卷筒轴4.073.99502.90492.8477.22五.V带的设计(1 )选择普通V带型号由 PC=KA P=1.1 X5.5=6.05( KW)根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定：方案1 :取A型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=100mmd2=n1 d1 (1- 0/n2二i d1 (1- 0=2.8 X100 x(1-0.02)=274.4mm由表9-2取d2=274mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)带速验算：V=n1 d1 /( 1000 X60 )由课本P134表9-5查得KA=1.1由课本

12、P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75m m125mm=960 X100 n (1000 X60 ) =5.024 m/s介于525m/s 范围内，故合适 确疋带长和中心距a:0.7 (d1+d2 ) <a0 <2 (d1+d2 )>120由机械设计书表9-4查得P0=0.95由表9-6查得仲0=0.11由表9-7查得Ka=0.95由表9-3查得KL=0.960.7 X(100+274 )<a0 <2 X(100+274 )262.08 <a0 <748.8初定中心距a0=500 ，则带长为L0=2 a0+ n(d1+d2 ) + (d2-

13、d1 ) 2/(4 a0)=2 X500+ n (100+274 ) /2+ (274-100 ) 2/(4 X500)=1602.32 mm由表9-3选用Ld=1400 mm 的实际中心距a二a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm验算小带轮上的包角a 1a1=180-(d2-d1) X57.3/a= 180-(274-100) X57.3 /398.84=155.01合适确定带的根数Z=PC/ (P0+ 仲0) KL Ka)=6.05/(0.95+0.11 ) X0.96 X0.95 )=6.26故要取7根A型V带计算轴上的压力由书9-18的初

14、拉力公式有F0=500 PC < 2.5/K a-1 ) /z -c+q -v2=500 X6.05 X(2.5/0.95-1 ) / (7 X5.02 ) +0.17 X5.02 2=144.74 N由课本9-19得作用在轴上的压力FQ=2 F 0 sin( 2)=2 X7 X242.42 Xsin(155.01/2)=1978.32N方案二：取B型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=140mmd2=n1 d1 (1- 0/n2二i d1 (1- 0由课本表9-2得, 推荐的B型小带 轮基准直径125m m280mm=2.8 X140 X(1-0.02)=384.16m

15、m由表9-2取d2=384mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)带速验算：V=n1 d1 - n 1000 X60 )=960 X140 - /冗(1000 X60 )=7.03 m/s介于525m/s 范围内，故合适确定带长和中心距a:0.7 ( d1+d2 ) <a0 <2 ( d1+d2 )0.7 X(140+384 )<a0 <2 X(140+384 )366.8 <a0 <1048初定中心距a0=700 ，则带长为L0=2 a0+ n (d1+d2 ) + (d2-d1 ) 2/(4 a0)=2 X700+ 冗(140+384 ) /2

16、+ (384-140 ) 2/(4 X700)=2244.2 mm由表9-3选用Ld=2244 mm的实际中心距a二a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm验算小带轮上的包角a 1a1=180-(d2-d1) X57.3/a= 180-(384-140) X57.3/697.9=160.0>120合适确定带的根数Z=PC/ (P0+ 仲0) L Ka)=6.05/(2.08+0.30 ) X1.00 X0.95 )=2.68故取3根B型V带计算轴上的压力由书9-18的初拉力公式有F0=500 PC (2.5/K a-1 ) /z -c+q -v2=

17、500 X6.05 X(2.5/0.95-1 ) / (3 X7.03 ) +0.17 X7.032=242.42 N由课本9-19得作用在轴上的压力FQ=2 z F0 sin( a/2)=2 X3 X242.42 Xsin(160.0/2)=1432.42N综合各项数据比较得出方案二更适合由机械设计书表9-4查得P0=2.08由表9-6查得"0=0.30由表9-7查得Ka=0.95由表9-3查得KL=1.00带轮示意图如下:L©重合度系数直=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2 )=1.88-3.2 X( 1/20+1/90) =1.694 1690.773©许

18、用应力 查课本图6-21( a)6 H lim 1】610MPa6 H lim 256°MPa查表6-8按一般可靠要求取SH=1申 61°MPa6h lim2 560MPaSh取两式计算中的较小值，即6 H =560Mpa2kT1 u 12ZeZh 乙 6h W du1.21.185105 4.5 114.5于是d1 > 3=32189.8 2.5 0.77560=52.82 mm(4)确定模数m=d1/Z1>52.82/20=2.641取标准模数值m=3(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算2KT1(TFYfsY 6 f 校核bdm式中©小、轮分度圆直径

19、d1=m Z=3 X20=60mmg齿轮啮合宽度 b= Wd di =1.0 X60=60mm 猿合齿轮系数 Y FS1=4.38Y FS2=3.95重合度系数Y fO.25+0.75/dt=0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力查图6-22 ( a)aFlim1=245MPaoFlim2=220Mpa查表 6-8 ，取 SF=1.25则F!1 (TFlim1245 196MPaSF1.25nF lim 2220f2 176MPaSF1.25计算大小齿轮的YfS并进行比较%YFS14.38YFS23.950.022340.02244L* 山 196L* L 176<取较大值代

20、入公式进行计算则有2KT 、，2 1.2 1.18 105咋2 Yfs 2Y£ 3.95 0.6938bd1m60 60 3=71.86<旳 2故满足齿根弯曲疲劳强度要求(6)几何尺寸计算d1=m Z=3 X20=60 mmd2=m Z1=3 X90=270 mma=m ( Z1+Z2 ) =3 x(20+90 ) /2=165 mm b=60 mm b2=60取小齿轮宽度 b1=65 mm(7) 验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v= ndl n1/ (60 X1000 )=3.14 X60 X342.86/(60 X1000 )=1.08 m/s对照表6-5可知选择9级

21、精度合适。七轴的设计1, 齿轮轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)l 9 /1 , 5滚动轴承2轴3齿轮轴的轮齿段4套筒6 密封盖 7 轴端挡圈 8 轴承端盖9 带轮 10PI的值为前键面第10页中(2)按扭转强度估算轴的直径给出选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为 PI =4.32 KW在前面带轮转速为 n I =342.86 r/min的计算中已根据课本P205 ( 13-2 )式，并查表13-2，取c=115经得到Z=3dC3；P 115 J 4.3226.76mmIF】 342.86其余的数据手册得到(3)确定轴各段直径和长度D1=C从大带轮幵始右起第一段

22、，由于带轮与轴通过键联30mm接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又带轮的宽度B=L1=60mm(Z-1 ) e+2 f=(3-1 ) X18+2 X8=52 mmD2=则第一段长度L1=60mm38mm2右起第二段直径取D2=38mmL2=70mm根据轴承端盖的装拆以与对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为D3=30mm，则取第二段的长度 L2=70mm40mm色右起第二段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，L3=20mm则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为 d XD XB=40 X80 X18，那么该段的直径为D3=40mm，长

23、度为 L3=20mmD4=包右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于48mm滚动轴承的内圈外径，取 D4=48mm，长度取L4=L4=10mm10mmCD右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆D5=直径为66mm，分度圆直径为 60mm，齿轮的宽度为66mm65mm，则，此段的直径为 D5=66mm，长度为L5=65mmL5=65mm®右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=48mm长度取L6= 10mmD6=右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为48mmD7=40mm，长度 L7=18mmL6= 10mm(4)求齿轮上作用力的大

24、小、方向D小齿轮分度圆直径：d1=60mmD7=2作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18 X105 N mm40mmD求圆周力：FtL7=18mmFt=2T2/d2=2 X1.18 X105/60=1966.67N你径向力FrFr=Ft tan a=1966.67 Xtan20 °=628.20NFt, Fr的方向如下图所示(5)轴长支反力Ft=1966.66根据轴承支反力的作用点以与轴承和齿轮在轴上的安 装位置，建立力学模型。水平面的支反力： RA二RB二Ft/2 =983.33 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA' =RB ' =Fr X62

25、/124=314.1 N(6)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩： MC二PA X62=60.97 Nm垂直面的弯矩： MC1 ' = MC2 ' =RA ' X62=19.47 Nm 合成弯矩：Mei Mc2 ., Mc2 Mei2. 60.972 19.472 64.0Nm(7) 画转矩图：T= Ft Xd1/2=59.0 Nm(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：M ec2 M C2 (a T )73.14Nm(9) 判断危险截面并验算强度O&起第四段剖面e处当量弯矩最大，而其直径

26、与相邻 段相差不大，所以剖面 e为危险截面。已知MeC2=73.14Nm ,由课本表13-1有:升1 =60Mpa贝V:NmFr=628.20NmRA=RB=983.33NmRA' =RB'=314.1 NMC=60.97NmMC1 '=MC2 '= 19.47 NmMC1=MC2=64.0Nm代二 MeC2/W= MeC2/(0.1D4 3)=73.14 X1000/(0.1 X443)=8.59 Nm< 升1 g右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也 为危险截面：M D (a T)20.6 59 35.4Nmoe= MD/W= MD/(0.1

27、D13)=35.4 X1000/(0.1 X30 3)=13.11 Nm< 升1 所以确定的尺寸是安全的。T=59.0 Nm a=0.6MeC2=73.14Nm：a-1 =60MpaMD=35.4Nm受力图如下：4 .1Ar*"亠T1R nI! LWf1111J1/11kLil111li输出轴的设计计算(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)1,5 滚动轴承2 轴 3 齿轮4 套筒 6 密封盖7 键8 轴承端盖9 轴端挡圈10 半联轴器(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为 PD =4.11 KW转速为 n II =77.22 r/m

28、in根据课本P205 (13-2 )式，并查表13-2，取c=115d >C 3 f115 v 4.1143.28mm n】V 77.22(3)确定轴各段直径和长度1从联轴器幵始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩TC=KAD1= 45mmL1=82mm D2= 52mmL2=54mmXTI =1.3 X518.34=673.84Nm，查标准 GB/T 5014 2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长 L1=82mmg右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径 取52mm,根据轴承端盖的装拆与便于对轴

29、承添加润滑 脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm，故取该段长为 L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则 轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺 寸为 d XD XB=55 X100 X21，那么该段的直径为 55mm，长度为 L3=36右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接， 直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为 270mm，贝悌 四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm ，为了保证定 位的可靠性，取轴段长度为 L4=58mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的直径为 D5=66mm ,长度取L5=10mm右起

30、第六段，该段为滚动轴承安装出处， 取轴径为D6=55mm，长度 L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向1大齿轮分度圆直径：d1=270mm乍用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08 X105N mm求圆周力：FtD3= 55mmL3=36mmD4= 60mmL4=58mmD5= 66mmL5=10mmD6= 55mmL6=21mmFt=3762.96N mFt=2T 2/d 2=2 X5.08 X105/270=3762.96N色求径向力FrFr=1369.61NFr=Ft tan a=3762.96 xtan20 °=1369.61NmFt, Fr的方向如下图所示(5)轴长支反

31、力根据轴承支反力的作用点以与轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 = 1881.48 NRA=RB垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0= 1881.48Nm那么 RA' =RB ' =Fr X62/124= 684.81 NRA' =RB'(6 )画弯矩图=684.81 N右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩： MC二RA X62= 116.65 Nm垂直面的弯矩：MC1 ' = MC2 ' =RA' X 62=41.09MC=116.65NNmm合成弯矩：MC1 '=/ 2

32、2 ： 2 2Mc1 Mc2 <M c M C1V60.972 19.472123.68NmMC2 '(7)画转矩图： T= Ft Xd2/2=508.0 Nm=41.09 Nm(8)画当量弯矩图MC1=MC2因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6= 123.68Nm可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：2 2Mec2 VMc2(a T)307.56NmT=508.0 Nma=0.6MeC2=307.5 6Nm升1 1=60Mpa(9)判断危险截面并验算强度1右起第四段剖面 C处当量弯矩最大，而其直径与 相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm

33、, 由课本表13-1有:a-1 =60Mpa 贝oe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=307.56 X1000/(0.1 X603)=14.24 Nm<升1 g右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该 面也为危险截面：Md (a T)20.6 508.0304.8Nmoe= MD/W= MD/(0.1D13)=304.8 X1000/(0.1 X45 3)=33.45 Nm<升1 所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：MD=33.45Nm绘制轴的工艺图(见图纸)八.箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要幵窥视孔，以便检查齿面接

34、触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止 污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有 各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4) 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高， 气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或 窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体 内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5) 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分幵。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一

35、至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴 承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向 调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6) 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如 机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7) 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8) 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或 吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9) 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封 件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件

36、多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm ）机座壁厚8机盖壁厚318机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径di16机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距l160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距Ci26, 22, 18离df，d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距1160 , 44离大齿轮顶圆与内机

37、壁距12离齿轮端面与内机壁距离10机盖、机座肋厚m1 ,m27,7轴承端盖外径D290 ,105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2九.键联接设计1 输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径 di=30mm,L i=50mm查手册得，选用C型平键，得：A 键 8 X7GB1096-79L=L 1-b=50-8=42mmT=44.77N mh=7mm根据课本P243 (10-5 )式得op=4 T/(d h L)=4 X44.77 X1000/(30 X7 X42 )=20.30Mpa < or (110Mpa)2、输入轴与齿轮1联接

38、采用平键联接轴径 d2=44mmL2=63mmTI =120.33N m查手册选A型平键GB1096-79B 键 12 X8GB1096-79l=L 2-b=62-12=50mmh=8mmop=4 TI / (d h 卜)=4 X120.33 X1000/(44 X8X50)=27.34Mpa < op (110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径 d3=60mmL3=58mmT n =518.34Nm查手册P51选用A型平键键 18 X11GB1096-79l=L 3-b=60-18=42mmh=11mmo=4 T n / (d h l)=4 X518.34 X1000/(60

39、 X11 X42 )=74.80Mpa < op (110Mpa)十.滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh5 X365 X8=14600 小时键 12 X81.输入轴的轴承设计计算(1) 初步计算当量动载荷P,所以因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用P二Fr=628.20N(2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值C'60 n106Lh)1.2 628.20T(60 342.86106114600'5048.38N(3)选择轴承型号查课本表11-5，选择6208轴承 Cr=29.5KN由课本式11-3有106 (ftC)60n (fdP)_106_29500_)360

40、 342.86 ( 1.2 62.820)291313314600预期寿命足够 此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P,所以因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用P=Fr=1369.61N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值C'fd P (60 nft ( 1061Lh)1.2 1369.61160 77.221061146006696.63N(3) 选择轴承型号查课本表11-5，选择6211轴承 Cr=43.2KN由课本式11-3有ftC “ 60n ' fdP106y 6722( 44H96/ 391954514600预期寿命足够此轴承合格 十一、密封和润滑的设计1.密封由于选用的电动机为低速， 常温，常压的电动机则可以选用毛 毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙， 达到密封的目的。毛毡具有天然