带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、机械课程设计说明书周密机械设计课程设计任务书A(3)一、设计题目：带式愉送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器二、系统简图:带传动三、工作条件：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，利用期限8年,大修期3年，输送带速度许诺误差为±5%,减速器中小批量生产。四、原始数据已知条件题号YZ-II11121314151617181920运输带拉力F/N2500280030003300400046004800运输带速度v/(m/s)卷筒直径D/mm450320275400250250400400400500五、设计工作量：1 .设计说明书1份2 .减速器装配图1张3 .减速器零件图2张指导教师：杨建

2、红开始日期：2021年1月2日完成日期：2021年1月15日计 算 及 说 明结果一、电动机的选择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): Pd= PW/qa (kw)Pw =FV/1000=1700x 1000= ( KW )由电动机至输送机的传动总效率为：Q 总二nixr)23xr|3xr|4xr|5根据机械设计课程设计P7表1式中：中、H2不、 不、下分别为带、滚动轴承(三对).圆柱

3、直齿轮传动、联 轴器和滚筒的传动效率。取 r)i=,r|2= ,r|3=, r)4 = o.99, r)5=q 总二贝！J : n总= x x x x =所以：电机所需的工作功率：Pd =PW/ns= = (KW)Pd= (kw)计算及说明结果3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为：n 筒=60x1000V/ttD=60x1000xx500)=r/min根据机械设计课程设计P 7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ii=3 6。V带传动的传动比i2 4。则总传动比理论范围为：iaf = io xii=624。故电动机转速的可选范为Nd' = i a# xn 筒二(6

4、24)x=429 1716 r/min则符合这一范围的同步转速只有750r/min根据容量和转速，由p167查出此种电动机型号：(如卜表)n 筒=minNd ' = r/min电动机型额定功率电动机转速(r/min)电动机M(N)参考价恪传动装置传动比同步转速蔚懿专递总传动比V带传动磁器Y160M1-847507201182100中心高H外形尺寸L x (AC/2+AD) xHD底角安装尺寸AxB地脚螺拴孔直径K轴伸尺寸DxE装键部位尺寸 FxGD16 0605x433”385254x210154 2x1101 2x41此选定电动机型号为Y132M2-6 ,其主要性能:电动机主要外形和

5、安装尺寸. LEC§计算传动装置的运动和动力参数（一）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= n m/n 筒=720/=计算及说明结果总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia = iOxi （式中iO、i分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P7表1 ,取i0=4 （带传动i=2-4）因为：ia = iOxiio=4所以：i = ia / i0 = 4=i =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，n轴，以及iOjl，为相邻两轴间的传动比q

6、01 , r）12，为相邻两轴的传动效率PI , pn，为各轴的输入功率（KW ）TI , TII，为各轴的输入转矩（N-m ）n I ,nll，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计算及说明结果电啊连轴器n 电=720(r/min )n I =180(r/min )n HI = n n= minPI 二(KW )PH=( KW)pm=( kw)、11J 1111 1 X 1 X1_J111r1/X X'带传动1、运动参数及动力参数的计算(1)计算各轴的转速:n 电= nm=720 (r/min )I 轴(高速轴)：nl= nm/

7、io=72O/2=36O (r/min )II轴(低速轴)：nll= n 1/ i=360/=minin 轴(滚筒)：nm=n ii/i2= = min(2)计算各轴的输入功率：I 轴(高速轴)：PI =Pdxqoi 二Pdxr|i二pdxr)带=x= ( KW)口轴(低速轴)：PH二PI xr)i2= PI 乂铲午二PIxr)轴承Xf)齿轮=x ( KW)III轴(滚筒)：Pin= PII-q23= Pn-q2-r)4= pnr)轴承P畴由器= xx= ( KW)计算及说明结果(3 )计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td= NmTd=9550-Pd/nm=9550x720=-mTI

8、= NmI 轴（高速轴）:TI = Td-io-r）oi= Td-io-r|i=Td-io-r）TH 二 m= x2x= N-mTin 二n轴（低速轴）:Til = TI -i-ri2= TI -i-r|2,r|3= TI i,f|轴承,r齿轮N-m=x x x =*mPI=in轴(滚筒)：TTn-n2-q4= ( 4 )计算各轴的输出功率：PII=由于I m轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：PIII=故：P' I =P I xr|轴承二xp' n=11乂13轴承=* =P' III= PIIIxrEk=x=：(5 )计算各轴的输出转矩：TI=NmTII=由于I

9、in轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：NmT' I 二 T I xrj轴承=x=: N-mT' II 二 TIIxr|轴承=x= -mT' DI n TIDxri轴承二 x 二-mTIII= N-m计 算 及 说 明结果综合以上数据，得表如下:轴名功效率P (KW)转矩T (Nm)转速nr/min传动比* 1效率n输入输出输入输出电动机轴7204I轴960n轴m轴2001计算及说明结果三、V带的设计算(一)、V带的选择(I)选择普通V带截型，由于单班工作，工作平稳，则由精密机械设计P122表7-5得，KA二，则Pca = KAxP=x= ( KW)Pca=由P

10、ea=和nl=720r/min查图7-17选取A型V带由图7-17可知A型V带推荐小带轮直径Dl=112140 ,选择Dl=140 ,则大带轮直径：Dl=140D2= ( nl/n2 ) xDl ()=(720/180) x 140 x= (mm) ,(£ = 由表 7-7 ,取 D2=560D2=560(2)验算带速VV=TrDlnl/60xl000=TTx 140 x 720-60 xl000m/s=5.28m/sV=5.28m/ s介于525m/s范围内，故合格。(3 )确定带长和中心距a :(D1+D2 ) <aO<2 ( D1 + D2 )贝U有:490<

11、a0<1400 , 初选 a0=850mm 则带长：L0 = 2851(L0=2-a0+Ti-( dl+d2 )/2+ ( d2-dl) 2/(4-a0)=2851(mm)mm)由表73选取Ld=2800mma=824.5m实际中心距 a=a0+( LdL0 )/2=850+( 2800-2851 )/2=824.5mmm(4 )验算小带轮包角alal=1800-(d2-dl)x-a=>120°(5)计算V带根数Z :由表7-8得P0=,由表7-9得Ka=，由表7-3得KL=，由表7-10得=，则V带根数为:Z=PC- ( (P0+W0)KL,K= : (+xx= 贝UZ

12、=4(6 )计篇由上的载荷Fz :由表7-11查得A型V带单位长度质量为q=0.10kg/m单根 V带张紧力：F0=500 ( -Ka-l)Pd-zv+qv2=轴上载荷：Fz=2zFosin(a/2)=2x4x xsin2) =al=Z=4F0=Fz=、减速器传动件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS ,大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS ,二者材料硬度差为40HBSo齿轮精度初选8级，齿面粗糙度R<(2)、初选主要参数小齿轮齿数：Zl=18 ,齿轮传动比：u =大齿

13、轮齿数:Z2=Zl-u = 18x=取Z2=80由表10-7选取齿宽系数 cpd = 1(3)按齿面接触疲劳强度计算q)d = 1Zl=18Z2=80计算小齿轮分度圆直径确定各参数值1）试选载荷系数K=2）计算小齿轮传递的转矩Tl=xl06xP/nl=xl06xl80= xlO5N-mm3）材料弹性影响系数Tl= x105N-mm由机械设计表10-6取ZE二厮由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限o/Iinll =60Q ,大齿轮的接触疲劳强度极限。5=58.'。4）由式10 -13计算应力循环次数Nl = 60nljLh = 60xl80xlx （ 8x300x8 ）

14、 =xl08N2 = Nl- = xl075）由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1二;KHN2 =6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ,安全系数S = 1 ,由式（io12 ）得 khni*%oHl= s =x600MPa = 570MPaKHN2-*m2oH2= s =x580MPa =Nl = xiosN2 = x107o H1 =570MPaaH2 =71计算(1)试算小齿轮分度圆直径dlt，代入oH中较小值2.32 dlt>K/ m-1 ZEJ1.3x 2.36x 105 x 3.43x 188.9?'4.43x56&42=68.9mm(2 )计算圆周速度

15、3.14x68.9x180V二二""2 二60x1000 =o.649m/s 60x1000V<5m/s,故选择8级精度合适。(3 )计算齿宽b及模数mtb=(pdxdlt=lx 68.9mm=68.9mm68.9mt二%= 18 =3.83 mmh = = x3.83mm=8.62mmdlt>68.9 mmv=0.649m/sb=68.9mmmt=3.83mmh=8.62mmb/h =b/h二 二(4)计算载荷系数K根据v=0.649m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=1 ;直齿轮KHa=KFa=l ；由表10-2查得KA=1 ,计算及说明结果由表1

16、0 V 用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时,Khp=由图1013查得Kf产故载荷系数K=KAxKVxKHaxKHp=lxlxlx =K 二(5 )按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(1010a )得JL3553, 68.9；dl=diyiK/Kt = V 13 mm=69.8mm(6)计算模数mm = = 18mm=3.87 mmqdl=69.89 mm8)按齿根弯曲强度设计m=3.87由式(105)得弯曲强度的设计公式为mm后可1)确定计算参数由图10-20C查小齿轮的弯曲疲劳强度极限，500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限联-38CMPa由图1018取弯曲疲劳寿命系数K

17、fni= , Kfn2=计算弯曲疲劳应力，取弯曲疲劳安全系数S=，则qFi=Kfnix<tfe>/S = 500x =aF2=KFN2xo，re2/S = 380x =lcr,2=计算载荷系数K:K=KAxKVxKFaxKFp=lxlxlx =查取齿型系数由表10 - 5查得YFal= ; YFa2 =查取应力校正系数由表10 - 5查得Ysal=;Ysa2 =计算大、小齿轮的 沁并加以匕瞰1°f2.91xL53%乙 = 321.43 =2.22x1.77%242 - 263.29 = 瓦2大齿轮的数值大。91设计计算312xL595x2.36xlOQ0149m>1

18、x18=3.26mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m=3.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径dl=69.86mm ,算出小齿轮齿数Zl=dl/m=Zl=20大齿轮齿数Z2=取Z2=89io X几何尺寸计算a）计算分度圆直径dl = m-Zl=x20=70 mmd2=m-Zl= x89 = 311.5mmb）计算中心距K=。"KJ 一m>3.26mmm=3.5mmZ1 = 20Z2=89dl=70mmd2=311.5mma=190.75a= (dl+d2 )/2 =c)计算齿轮见度.b= dl-(pd=70取 B2=70mm Bl=75mm11 X按齿

19、根弯曲疲劳强度校核计算由公式：，二学/匕二卢/工4呐进行校核。 banbnrz由机械设计基础P196图械32查得:aFliml=210MPa；oFlini2=190Mpa查表6-9得：安全系数Sf=, Ynti=Ynt2=L贝！J：坛皿=生=16加匕 Sf1.30"%1皿_ =鳖=14碗匕f 2Sf1.30a%=产7，匕b 亿i，M=2x1.1x2.36x1? *2.91 x 1.5368.9x20x3.52=< oF 1yyS2= % = 1369x2222.91x1.53=< oF 2故满足齿根弯曲疲劳强度要求。齿轮的基本参数如下表所示：mmB2=70mmBl = 7

20、5mmof1 =162 MPaof2 =146MPaOfi=OF2 =名称符 号公式齿1齿2齿数Zz2089分度 圆直 径dd=mz70齿顶 l"jhaha=ha*m顶直 齿圆径dada=d+2ha77度直分圆径一aA=m (z 1 +z2) /2(9 X结构设计大齿轮采用腹板式，如图10-39 (机械设计)五、轴的设计计算(-X减速器输入轴(I轴)1、初步确定轴的最小直径选用40Cr调质，硬度280HBS，抗拉强度极限应力OB=700MPa ,屈月员极限os=500MPa ;轴的输入功率为PI= KW转速为 nI=180r/min根据课本P370 ( 15-2 )式，并查表15-3

21、 ,取A0=100Ao-3* = 00 x；广 5。= 29.3mmd>> 180,考虑到有键槽，将直径增加3%5% ,则取 d=32mm。2、轴的结构设计dl=32mmd2=36mmd3=40mmd4=45mmd5=55mmd6=45mmd7=40mmLl=80mmL2=72mmL3=40mmL4=73mmL5=7mm.-1>寸= T1）轴上零件的定位，固定和装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布, 齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配 合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴 外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴

22、向定位的，用平键作周向过 渡配合定位。2）确定轴的各段直径和长度 由上述可知轴的右起第一段直径最小dl=32mmo长度为： Ll=80mmo轴的右起第二段考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位，轴 段2上应有轴肩，由于该段穿过轴承盖且安装垫圈，取 d2=36mm ,长度为:L2=72mmo轴的右起第三段要安装滚动轴承和套筒，选用深沟球轴承，则轴 承有径向力，而轴向力为零,选用6208型轴承,其尺寸为dxDxB=40x 80x18 ,那么该段的直径d3=40mm ,长度为: L3=40mmo轴的右起第四段安装齿轮，一般要比轴段3的直径大15mm , 由于齿轮的齿顶圆直径为77mm ,分度圆直径为

23、70mm ,轮毂的 宽度为75mm则此段的直径为d4=45mm，长度为:L4=73mm、轴的右起第五段位轴环,对齿轮定位作用,取d5 = 55mm ,长L6=41mm度为:L5=7mmo、轴的右起第七段与轴的右起第三段安装相同型号的轴承，所以该轴径为:d6=d3=40mm ,长L6=41mmoL= 133mm3）求作用在齿轮上的受力Ti=236N-轴承支点的距离为：L= ( 18/2+2+18+75/2)x2 = 133mmm因已知道小齿轮的分度圆直径为dl=70mm ,Ftl=6743小齿轮转矩：Tl=xl06xP/nl=xl06xl80N=236N-mFrl=2454而圆周力:Ftl=2x

24、xlO5- ( 70x10-3 ) =6743N dN径向力：Frl = Fttana/z=6743xtan20°=2454NFHA=FHB水日点反力：FHA=FHB=Ft-2=6743-2=3372N二3372N垂直支点反力：FvA=FvB=Fr-2=2454-2=1227NFVA=FVB水平弯矩：MHC=FHAxL-2 = 3372xl33xl0-3-2 = -m二1227N垂直弯矩：Mvc=FvAxL-2 = 1227xl33xl0-3-2 = -mMHc=-m综合弯矩. Mc =+MVC = V224.42 +81.62 =2388NmMVC=-m当量弯矩：Mec =VMc2

25、+(aT)2 =，238了+(0.6x236)2 =277.6NmMc=它们图形如下所ZNMec=.峰 ST/zm蜉而忌I:1Ra，Rb,16.86 叱Ioel=< 0-1 oe2=S1.6N.m156Nm277.6N.m余 加（U 啊W41判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不< 。-1 大，所以剖面c为危险截面。已知MeC=,由课本表151有:o-l =70Mpa 贝(J :oei= MeC/W= MeC2/-d43) = < o-l右起第一段虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：Qe2= Mec/W= MD/-dl3)=156

26、- ( x )=< a-1 所以确定的尺寸是安全的。（二X减速器输出轴（II轴）1.初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度240HBS，抗拉强度极限应力QB=640MPa ,屈服极限os=355MPa ;轴的输入功率为pn=转速为n = min根据课本P370 （ 15-2 ）式，并查表15-3 ,取A0=100Ao-3I = 100x J = 47.35/阳d>” 40.6,考虑到有键槽，将直径增加3%5% ,则取 d = 50mm。£-)4- »1）轴上零件的定位，固定和装配：dl=50mmd2=55mmd3=60mmd4=65mmd5=75mmd6=60

27、mm一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布, 齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配 合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴 外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过 渡配合定位。2）确定轴的各段直径和长度、从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴 应该增加5% ,取dl=50mm，根据计算转矩：TC=KAxTn = x=，查标准GB/T43232002，选用弹性柱销联 轴器，半联轴器长度为11=80mm,轴段长Ll=80mm、右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 d2 = 55mm,根据轴承

28、端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要 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=70mm、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6212型深沟球轴承，其尺寸为d xDxB=60xl00x22 ,那么该段的直径为d3=60mm ,长度为 L3=39mm、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311.5mm，则第四段的直径取 d4=65mm,齿轮宽为b=70mm ,为了保证定位的可靠性，取轴 段长度为L4=68mm、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 d

29、5=75mm，长度取 L5=7mm、右起第六段与右起第三段安装同类型滚动轴承，则 d6=d3=55mm ,长度 L6=51mm3、）求作用在齿轮上的受力Ll=80mmL2=70mmL3=39mmL4=68mmL5=7mmL6=51mmT二x106N mmFtl=Frl=FhaFhbFva=Fvb=MHc=-m因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=260mm大齿轮转矩：T=xl06xP/n2=xl06x= xl06N-mm = 1000Nm大齿轮分度圆直径：d=311.5mm而圆周力：Ftl=mi=2xxl06/= d径向力：Frl = Fttanu； = xtan20°=水平支点反力：F

30、HA=FHB=Tt/2=2=垂直支点反力：FvA=FvB=Fr/2=2 =水平弯矩：Mhc=FhaxL/2= x2=-m垂直弯矩：Mvc=FvaxL/2= x2=70N-m综合弯矩：Me = V192.62 +702 = 205N - m当量弯矩：Mec =，Mc2+(")2 = V2O52+6Otf = 634N . mMvc=70N-m M.205N mMec=634N它们图形如下所示：Oe4 二23MPa<o-lOel =< a-1 1 )判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与柜邻段相差不 大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=634Nm

31、，由课本表15-1有：o-l =60Mpa 贝:oe4= MeC/W= MeC2/-D43)=23MPa< o-l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：oel= Mc/W= Mc/-dl3) = < o-l 所以确定的尺寸是安全的。六、箱体的设计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开窥视孔，以便检查 齿面接触斑点和赤侧间隙，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。3 .油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标

32、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, 不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺 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， 键孔

33、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坏自螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机 盖。9 .密封耨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。密封件多为标准件，具空封效果相差很大， 应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如卜表：名称尺寸（mm）机座壁厚88机盖壁厚818机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度bl12机座底凸缘厚度b 224地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d

34、l16A10x70GB/T10 96-1979AlOx63GB/T10 96-1979A20x机盖与机座联接螺栓直径d210联接螺栓d2的间距L150200轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df, di, d2至外机壁距离Ci26 , 22, 16df ,dl, d2至凸缘边缘距离C224, 20 , 14轴承旁凸台半径Ri14凸台高度h根据蹄级轴承座夕咯确定，以便于扳手操作外机壁至轴承座端面距离li48大齿轮顶圆与内机壁3巨离120齿轮端面与内机壁距离2机盖、机座肋厚mi,8 , 8轴承端盖外径D2110 z 122轴承端盖凸缘厚度t8轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，

35、以Mdi和Md2互不干涉为准，七、键联接的选择及校核计算1、输入轴与大带轮连接用平键连接此段轴径dl=32mm z Ll=80mm , TI =查机械设计基础(第二版)P296表1L1GB 10951979选用A型平键得，公称尺寸(bxh): 10x8则,L=Ll-b=70mmoop=4T/(d-h-L)=<叩(llOMpa)俵 11-2 )故选择键 A10x70GB/T1096-19792、输入轴与齿轮1联接用平键联接轴径 d3=45mmL3=73mm TII =查机械设计基础(第二版)P296表11-1GB 10951979选用A型平键得，公称尺寸(bxh): 10x8则,L=L3-

36、b=63mmoop=4T/(d-h-L)=<叩(llOMpa)俵 11-2 )故选择键 A10x63GB/T1096-19793、输出轴与大齿轮联接采用平键联接轴径 d4=65mm L3=68mm TI =-m查机械设计基础(第二版)P296表11-1GB 10951979选用A型平键得，公称尺寸(bxh): 20x12则,L=L3-b=48mmoop=4T/(d-h-L)=<op(110Mpa)俵 11-2 )故选择键 A20x48GB/T1096-19794、输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径 dl=50mm Ll=82mm TI =-m查机械设计基础(第二版)P296表11-

37、1GB 10951979选用A型平键得，公称尺寸(bxh): 16x10则,L=L3-b=64mmoop=4T/(d-h-L)=<op(110Mpa)俵 11-2 )48GB/T1096-1979A16x64GB/T1096-1979Lh=19200hfd=ft二选择6206 轴承Cr=故选择键 A16x64GB/T1096-1979九.滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命Lh = 8x300x8=19200 小时1、输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=2501N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值1 -3707?

38、06 6 1 叱； 儿/=C1.2x2501 .:x(60x1807-X1061 -3= 17.76KNfd二选择6208轴承Cr=焉(汐=焉水怎篝)。6442>192。0ft二选择16012 轴承Cr=(3 )选择轴承型号，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因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=(2 )求轴承应有的径向基本额定载荷值=101037NKa 二选择LZ4型弹性柱销联轴器(3)选择轴承型号选择6012轴承Cr=4 =史(")、x( L。> = 466958h > 1920Q160 fdP 60

39、x40.61.2x23369，预期寿命足够.此轴承合格一、联连轴器的选择(1 )类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不 高，故选用弹性柱销联轴器。(2 )载荷计算计算转矢巨TC2 = KAxTII = x=,其中KA为工况系数，KA=(3 )型号选择根据TC2 ,轴径d4 ,轴的转速n2 ,查标准GB/T 50141985 , 输出轴选用LZ4型弹性柱销联轴器，其额定转矩T = 1800Nm,许 用转速n=4200r/m ,故符合要求。十、密封和润滑的设计()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。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和 遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。（-）润滑：1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润 滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和