输送带设计书

1、华南农业大学机械设计课程设计（带式输送机传动装置）班级：11农业机械化及其自动化设计者：古陆倚指导老师：夏红梅日期：2013年12月30设计任务书第一部分传动装置总体设计3第二部分V带设计7第三部分各齿轮的设计计算9第四部分轴的设计及轴上轴承和键的校核13第五部分润滑及密封28第六部分箱体和齿轮的具体尺寸29设计任务书设计题目：带式输送机传动装置设计数据:设计方案编号输送带的牵引力F,(KN)运输带速度V(m/s)滚筒直径D(mm)180.45300设计要求：1)输送机运转方向不变，工作轻载且载荷稳定；2)输送带鼓轮的传动效率取为0.97;3)工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16个

2、小时设计内容：1)装配图一张；2)零件图三张；3)设计说明书一份指导老师:日期:第一部分传动装置总体设计一方案传动分析传动方案（方案一）简图如下图所示：电动机T带传动T两级圆柱齿轮减速器T联轴器T运输机该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均

3、现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1 .电动机选择1）根据工作要求及工作条件选用Y系列三相交流异步电动机，封闭式结构2）工作机所需功率:P.FV1000电动机所需工作效率：Pd=匕传动装置的总效率:按表2-3（课设）确定：V带传动效率n1=0.96,滚动轴承传动效率（一对）"2=0.99,闭式齿轮传动效率%=0.97,联轴器传动比果=0.99,传动滚筒效率n5=0097代入数据得=0.960.9940.9720.990.96=0.8333）确定电动机转速:滚筒轴工作

4、机转速6010006010000.453.14300=2866rmin二在上2）步中PFV100080000.451000=3.6kwPd=*=4.32kw0.83316-1（见课设）可知取因载荷平衡，电动机额定功率%略大于Pd即可，由表Pd=5.5。通常，V带传动的传动比常用范围为i1=24；二级圆柱齿轮减速器为-.、'、»、-i2=840,则总传动比的范围为i=16160,故电动机转速的可选范围为nd'=i'*n=（16160）父28.66=4584580rmin符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000/.。如果没有特殊要求min一般不

5、选用750、3000rzm访这两种转速的电动机，现以同步转速1000、1500卷力两种方案进行比较，由表16-1（见课设）查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1.表1力杀电动机型号额定功率Ped/kW电动机转速n%in电动机质量m/kg总传动比ia价格/元同步wife1Y132S-45.5150014406818.849052Y132M2-65.510009608512.561300比较两方案可见，方案1虽然总传动比大，但是电动机质量价格较低，鉴于此输送机提升的物料种类，决定选用方案1电动机Y132S-4型技术数据：额定功率（kw）5.5满载转速（*小）1440额定转矩（Nm）2.0最大转

6、矩（Nm）2.2Y132电动机的外型尺寸（mm）:A:216B:178C:89D:平8E:80F:10G:3330平02H:132K:12AB:280AC:270AD:210HD:315BB:200L:4752.计算传动装置的总传动比及初步分配各级传动比总传动比：i=nm=1440=50.24anw28.66分配传动装置各级传动比，取V带传动比i01=3,则减速器的传动比i为：=16.74ia50.24ai=i013取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12=1.4i=1.416.74=4.841则低速级的传动比i一,一咏一3458i233.458i124.8413.计算传动装置的运动和动力参数

7、的选择计算0轴（电机轴）：输入功率：P0=W=4.36kw转速：n°=nm=1440r巾访输入转矩：T0=9550a-28.9Nmn。输出功率：P0=P00.99=4.360.99=4.32kw，人,输出转矩：T0=T00.99=28.90.99-28.6Nm1轴（高速轴）：输入功率：P1=P0n1=4.320.97=4.19kw转速：1=曳=480.i3min输入转矩：T=9550Pl=95504.19=83Nni480输出功率：R=Px0.99=4.15kw，人'输出转矩：T1=T10.99=82Nm4.02kw3.86kw2轴（中间轴）输入功率：P2=P同2力3=4.1

8、9x0.99x0.97=2I23转速：n2=S=99.2r.2i.mini12输入转矩：T2=9550艮=387Nmn2输出功率：2=F20.99=3.98kw输出转矩：T2=T20.99=383Nm3轴（低速轴）：输入功率：P3=P223=4.020.990.97二转速：n3n28.7r.3imini2输入转矩：T3=9550色=1284Nm%输出功率：P3-F30.99=3.82kw，人,输出转矩：T3=T30.99=1271Nm4轴（滚筒轴）：输入功率：P，=已24=3.78kw转速：n4n3=287rmin输入转矩：T4=9550包=1257Nmn4输出功率：F4=P40.99=3.7

9、4kw，人'输出转矩：T4=T40.99=1244Nm计算结果汇总下表2所示:表2轴名功率P/kw转矩T/(N-m)转速n/(/min)输入输出输入输出电机轴4.3628.914401轴4.194.1583824802轴4.023.9838738399.23轴3.863.821284127128.7滚筒轴3.783.741257124428.7第二部分带设计外传动带选为普通V带传动1、确定计算功率：Pca由表13-8（见课设）查得工作情况系数KA=1.2所以Pca=KAP=1.25.5=6.6KW2、选择V带型号根据Pc=6.6kw与n°=1440%n由图13-15得此坐标点

10、位于A型区，所以选用A型V带。3.确定大小带轮基准直径da1da2（1）、由表13-9（见机设）da1应不小于75,现取da1=125mm,由式13-9（机取da2-375mm设）得da2=j0da1=367.5mm查表13-9（机设）4、验算带速由式5-7（机设）V"n二dai6010009.42ms'5、传动比ii=d2=3dai（5）、从动轮转速6 .确定中心距a和带长Ld（1）、按式（5-23机设）初选中心距a0=1.5（d1d2）=750mm符合0.7da1da2-a0-2da1da2（2）、按式（13-2机设）求带的计算基础准长度L02(d2-d1)L。飞。、(d

11、1dJd2d1=2306mm24a0查表132（机设）取带的基准长度Ld=2500mm（3）、按式（13-16机设）计算实际中心距:aa:a0Ld-L。=847mm27 .验算小带轮包角：1由式（13-1机设）0fl-180。-dd1-57.3*=163之120符合a8 .确定V带根数Z（1）查表13-3得P0=1.92kw（2）已知传动比，由表（13-5机设）查得P0=0.17Kw（3）由表查得（13-7机设）查得包角系数ka:0.96（4）由表（13-2机设）查得长度系数Kl=1.09（5）计算V带根数Z,由式（13-15机设）ZPca=3.02（P0PPKKl取Z=4根9.计算单根V带初

12、拉力Fo,由式（13-17）机设。q由表13-1机设查得Pca2.52F0-500P（-1）qv=149NF0VZKaV10 .计算对轴的压力Fq,由式（13-17机设）得FQ：2ZF°sin=117N11 .确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径da1=125mm采用实心式结构。大带轮基准直径da2=375mm,采用轮辐式结构。第三部分齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，小齿轮采用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,仃川而1=1500MPa,仃fei=850MPa。大齿轮采用20Cr渗碳淬火

13、，齿面硬度为56-62HRC,0Hlim2=1500MPa,oFE2=850MPa,由表11-5,取Sh=1.0,SF=1.25。Ze=189.8,Zh=2.54HlLH21=Hlim1J,。MPa=1500MpaSh1，FE10.7850二fir=F2LFE1=Mpa=476MPaSf1.25按齿面接触强度设计设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.1,齿宽系数心=0.8,小齿轮上的转矩6P64.194Ti=9.55x10黑=9.55x10黑Nmm=8.34x10Nmmni480初选螺旋角一：=15齿数取Z1=27,则22=4.841父28%131,取Z2=131,实际的传动比为1314.8

14、5127齿形系数27Zd=27=30ZJv13v1cos154=145cos15查图11-8得YFa1=2.6,YFa2=2.17,由图11-9得Ysa1=1.61,Ysa2=1.83由YFa1YSa12.671.61YFa2YSa22.21.83-因Fa1胃=0.0088>Fa2=0.0083tF11476tF21476故应对小齿轮进行弯曲强度计算法向模由表4-1取mn=1.75mm_._一_421.18.34102.671.610.82724762ylcos15mm=1.63mm中心距mn乙Z22cos:1.7527131=mm=143mm2cos15取a=145mmmn乙Z21.7

15、527131确te螺旋角二arccos二arccos=17.52a2145齿轮分度圆直径d1=mnz,/cos=1.7527/cos17.5=50mmd2=mnZ2/cosP=1.75131/cos175'=240mm齿宽b=dd1=0.850mm=40mm取b2=40mm匕=45mm验算齿面接触强度将各参数代入式（11-8）得2tu2KT1u_121.18.34105.841crH=ZeZhZb2-=189.8父2.5父Jcos17.5晨2MPa=689MPa一bd2u405024.841：L-H1l-1500MPa所以安全齿轮的圆周速度二dmv=601000二36480601000

16、m/=1.256m/对照表11-2,选7级精度是合宜的。二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）低速级减速齿轮设计（同高速轴设计）因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，小齿轮采用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,0Hlim1=1500MPa,仃FE1=850MPa。大齿轮采用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,0Hlim2=1500MPa,oFE2=850MPa,由表11-5,取Sh=1.0,Sf=1.25。Ze=189.8,Zh=2.5LH1I-!.H21=Hlim1=15。MPa=1500MpaSh1，.FE10.7850上F1F2，=FE1=Mpa=

17、476MPaSf1.25按齿面接触强度设计设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.1,齿宽系数%=0.8,小齿轮上的转矩6P.63.866T3=9.55父106M第=9.55父106MNmm=1.284父10尔mmn128.7初选螺旋角1=150齿数取Z1=25,则Z2=3.458父25=86.45,取Z2=86,实际的传动比为i=竺=3.4425齿形系数25八Zv1=25=27.74cos315Zvi863=95.43cos315查图11-8得丫尸的=2.67,YFa2=2.25,由图11-9得YSai=1.6,Ysa2=1.77丫Fa1YSa12.671.6=0.009>476YFa

18、2YSa22.21.83FSf=0.0084tF21476故应对小齿轮进行弯曲强度计算、法mn2KT3YFa1Ysa12:_32cos-.dZ12媒11.21.11.2841062.671.630.82524762,cos15mm=3.62mm由表4-1取mn=3.75mm中心距mn乙Z22cos:3.752586mm=215.5mm2cos15取a=216mm确定螺旋角一：=arccosmnZ1Z2=arccos'752586=15.52a2216齿轮分度圆直径d1=mnz,/cosP=3.7525/cos15.5'=97mmd2=mnz2/cos：=3.7586/cos15

19、.5=335mm齿宽b=dd1=0.897mm=77.6mm取b2=80mmb=85mm验算齿面接触强度将各参数代入式（11-8）得二h=ZeZhZ2K31_1=189.8父2.5父、：cos15.5bd；u21.11.2841061K809724.458MPa=1025MPa3.458<tH1)-1500MPa所以安全齿轮的圆周速度d1n1v二601000二9728.7601000=0.15对照表11-2,选7级精度是合宜的。第四部分轴的设计一.高速轴的设计1 .选择轴的材料及热处理因为做成齿轮轴，所以材料与小齿轮一样，为20CrMnTi渗碳淬火2 .初估轴径按扭矩初估轴的直径，查表1

20、0-2彳马c=107至118，取c=110输入功率P=4.19Kwd1min=CyPmm=110寸419=23mm,所以该轴上最小直径为23mm.考虑到有键,n.480槽，取d=25mm3 .轴承：角接触球轴承7307C:dmDmB=35m80m21,Cr=34.2KNCor=26.8KN,1-151.1. 各段的长度及直径初估轴径后，可按轴上零件的安装顺序，该高速轴为齿轮轴，从右端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承和挡油环，挡油环厚度b=9mm,故该段直径为d=35mm,Li=30mm。2段为轴肩，计算得轴肩的高度为h=(0.070.1)d1=2.1mm,取3mmd2=45mm,L2=3mm,

21、3段齿轮，d3=50mm,L3=43mm。4段5段均不装任何零件，d4=45mm,L4=70mm,d5=41mm,L5=30mm,6段安装另一个轴承和挡油环，直径和1段一样为d6=35mm,L6=30mm。7段装大带轮，7 .轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴径选用k6,大带轮采用A型普通平键联接，选键b=8mm,h=7mm,L=50mmGB1096。8 .轴上倒角与圆角为保证7306c轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均

22、为1459 .轴的各项受力F.'F+eFC12TFdl®B-*-E输入转矩T1=8.34M104Nmm轴上小齿轮直径为d1=50mm螺旋角=15压力角取an=2042Ti28.3410.圆周力Ft=N=333Nd150Fttanan3336tan20.径向力Fr='n=N=125惘cos:cos15轴向力Fa-Fttan-3336tan15N-894Not作用在轴上的外力FQ2ZF0sin=1179N带轮到左轴承的的中心距为L1=60mm,左轴承到齿轮的中心距为L2=137mm,齿轮到右轴承的中心距L3=40mm7.1在垂直面的支承反力Fr-L3Fad13aQFiv=

23、2=410NL2L3F2V=Fr-Fiv=847N7.2在水平面上的支承反力出rFnuiFt<3Fiht3=754NL2'L3F2H=Ft-F1H=2582N7.3Fq力在支点产生的反力F1F=Fq*Ll=400NL2L3F2F=FifFq=1579N.各项弯矩绘制垂直面的弯矩图Mav=FiV<2=56Nm'MaV=F2V*L3=34Nm绘制平面的弯矩图MaH=F1H,L2=103NmMaH=F2H*L3=103NmF力产生的弯矩M2F=Fq*L1=106Nma-a截面F力产生的弯矩为：MaF=F2F*L3=63Nm求合成弯矩图考虑到最不利的情况，把MaF和JM；v

24、+M2H直接相加Ma=v,M京+M02H+MaF=<562+1032+63Nm=180Nm同理M=171Nma求轴传递的转矩d10.05T=Ft=3336Nm=83.4Nm22求危险截面的当量弯矩从图中可看出a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T,该截面左侧可能是危险截面。此轴转矩不变，所以取a=0.6,故其当量弯矩为.计算危险截面处轴的直径轴的材料是选用45钢，调质处理，由表14-1查得仃B=650MPa,由表14-3查得卜1b=60MPa,则d一M-=俨0*10mm=31mm,d=50mm,所以安全:0.10.160.该轴上轴承和键的校核连接带轮和轴的键：be=4T1=4X83.4=2

25、2.6MPad1hl50750-8查表10-10,得2P=100120MPaap<ap,键校核安全仃ca=%；MA+(o(T2/W=57MPa,查表14-3得卜一1b】=60MPa,仃山式。,故安全校核左轴承和计算寿命径向载荷Fr=.Fv2FH2=858N轴向载荷：Fa=894N,F/F=1.04>e,/or=0.033,所以查表得，X=0.44,Y=1.50由表16-9取fp=1.2,则高速轴的当量动载荷为pPA=fp(XFrYFa)-2062N:二Cr所以寿命为：旦1cl=158424h,符合工作寿命要求60nPa校核右轴承和计算寿命Fr=#v2+FH2=2717N,Pb=fp

26、(XFrYFa)=3044N二Cr所以寿命为：1061C3一一人Lh=L=49243h,符合工作寿命要求60nPaJ.中间轴的设计.中间轴的设计步骤与高速轴的设计步骤一样现将此轴的重要参数和尺寸列于如下所示：1）材料：45钢，调质P4.02一一2）初算轴径：d1min=C31一mm=110；=37.8mm,取d=44mm.n.99.23）根据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承7309C,其尺寸：d45MD100MB25,Cor=39.8KN,Cr=49.2KN,a=154）轴各段直径分另1J为：d1=d5=44mm,d2=d4=50mm、d3=55mm5）轴各段的长度：L1=30mm,L2=38m

27、m,L3=27mmL4=83mm,L5=30mm6）输入转矩T2=387Nm高速级的齿轮直径为d2=240mm,低速轴的小齿轮的直径为d1=97mm螺旋角一：=15压力角取an=20作用在高速轴的大齿轮的力圆周力2T223.87105d2240N=3225N径向力Fr1=Ft1tanan3225tan20cos15N=1215N轴向力Fa1=Ft1tan:=3225tan15N=864N作用在低速轴的小齿轮的力圆周力_52T223.8710,2=N=7979Ndi97径向力Fr2Ft1tanan7979tan20cos15N=3006N轴向力Fa2=Ft1tanB=7979tan15N=213

28、Na2tI中间轴受力分析图如下：从左到右轴承与齿轮，齿轮与齿轮，齿轮与轴承的中心距分别L1=57mm,L2=88mm,L3=34mm高速级中间轴轴承圆周力Ft3L1-Ft2(L1L2)1Fh1=-3-=1=-5153NL1L2L3低速级中间轴轴承圆周力Fh2-iFt2Ft3Fh1L-6051N高速级中间轴轴承径向力Fr2(L1L2)-Fr3LMFv1:一r-_r2-1-27NL1L2L3低速级中间轴轴承径向力Fv2=Fr2-Fr3-Fv1=-1818N高速级中间轴水平弯矩Mh1=Ft2(L1L2)=467625Nmm低速级中间轴水平弯矩Mh2Ft3L1=454803Nmm高速级中间轴垂直弯矩M

29、v1Fr2(L1L2)=176175Nmm低速级中间轴垂直弯矩Mv2=Fr3L二171342Nmm高速级中间轴弯矩M1二JM：M：=499711Nmm低速级中间轴弯矩M2=M22M：2=486008Nmm高速级中间轴当量弯矩Mca1=M2+(D2=551024Nmm=538628Nmm低速级中间轴当量弯矩Mca2=V'M；十（叫2扭矩图从图中可以看出，高速轴的大齿轮的所在截面的当量弯矩最大计算危险截面处轴的直径Med3._e,=3一,10.1!”:轴的材料是选用45钢，调质处理，由表14-1查得仃B=650MPa,由表14-3查得551024mm=45.12mm,考虑到键槽对轴的削弱，

30、将d值加大0.1605%,故d=1.0545.147mm上述自选尺寸符合要求，所以安全.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6o与轴承内圈配合轴径选用k6,齿轮与中间轴均采用A型普通平键联接，高速轴对应的大齿轮配合的键为b=14mm,h=9mm,L=36mmGB1096-79低速轴对应的小齿轮配合的键b=14mm,h=9mm,L=36mmGB1096-79.轴上倒角与圆角为保证7009C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为145.轴承和键的校

31、核3连接高速级大齿轮和轴的键：、=-=114.2MPad1M441436-14查表10-10,得Op=100120MPaarpMWp,键校核安全Ga=，M；十3T2/W=64.7MPa,查表14-3得卜业】=65MPa,oca<01,故安全连接低速级小齿轮和轴的键校核同上，也安全校核右端轴承和计算寿命：径向载荷Fr=，Fv2+Fh2=5153N轴向载荷：Fa=864N=0.17<e,所以查表得，X=1,Y=0由表16-9取fp=1.2,则高速轴的当量动载荷为PA=fp(XFrYFa)-6184N；Cr所以寿命为：型,Cl=84610h,符合工作寿命要求60nPa校核左端轴承和计算寿

32、命：Fr=：Fv2+FH2=6318N,Pb=fp(XFrYFa)=7582N:二CrLh=45907h,符合工作寿命要求60nPb三.低速轴的设计.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调质处理.初估轴径按扭矩初估轴的直径，查表10-2，得c=107至118，取c=110输入功率已=3.86Kwd1minP3.86=C3mm=1103,n.28.7=56mm,所以该轴上最小直径为56mm.考虑到有键槽，取d=60mm.轴各段的长度及直径CD初估轴径后，可按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承和挡油环，挡油环厚度b=

33、6mm,故该段直径为d=63mm,L1=40mm。2段为低速级小齿轮，计算得轴肩的高度为h=(0.070.1)d1二4.5mm,故d2=72mm,L2=78mm,3段轴肩定位，d3=80mm,L3=27mm。4段不装任何零件，d4=72mm,L4=23mm,5段安装另一个轴承和挡油环，d5=63mm,L5=40mm,6段连接联轴器与输送带相连，d6=60mm,L6=100mm.轴承：角接触球轴承7013C,dmD父B=65父140父18,Cr=40KN,C°r=35.5KN,二二15.轴上倒角与圆角为保证7013C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1

34、mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为145输入转矩T3=1284Nm3.轴的各项受力轴上大齿轮直径为d2=335mm螺旋角一：=15压力角取an=20圆周力2T3Ft=d121284103N=7666N335径向力Fttanan7666tan20,N=2889Ncos15轴向力Fa=FttanB=7666tan15N205N输送带施加的力为F=8000N从左到右，左轴承到大齿轮的中心距为Li=59mm，大齿轮到右齿轮的中心距为L2=109mm,右轴承到联轴器连接键的中心距为L3=65mm6.1求垂直面的支承反力Fr<2-FaF1v=2-

35、二-173NF2V=Fr-F1v=3062N6.2在水平面上的支承反力Ft.L2F1H=-=4974NL1L2F2H=F-0=2692N6.3F在支点上产生的反力：FL3Fif=3095NLiL2F2F=Fif-F=11095N外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体不止尚未确定前，按照最不利的情况考虑。.轴的各项弯矩垂直面的弯矩Mav=Ev<1=10.2Nm_Mav=F2V<2=334Nm平面的弯矩MaH=F1H<1=293Nm_MaH=F2H*L2=293NmaH2H2F力产生的弯矩为M2F=F(L2L3)=1392Nm齿轮所在平面由F力产生的弯矩为：MaF=F2F*L2

36、=1209Nm求合成弯矩考虑到最不利的情况，把MaF和jM；v+M2H直接相加Ma=v,M2V+M：h+MaF=m'10.22+2932+1209Nm=1502Nma.avaHar同理Ma=1653Nm求危险截面的当量弯矩轴传递的转矩T3=1284Nm从图中可看出a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T3,该截面左侧可能是危险截面。此轴转矩不变，所以取仪=0.6,故其当量弯矩为Me=.M；=T2=.165320.6128421823Nm弯矩图:垂直面弯矩图水平面弯矩图合成弯矩图扭矩图当里弓.计算危险截面处轴的直径轴的材料是选用45钢，调质处理，由表14-1查得仃B=650MPa,由表14-

37、3查得卜1b】=60MPa,则Me_33182310d.3；0.1jbl00.160mm=67mm,d1=72mm,所以安全.键的校核连接低速级大齿轮和轴的键：b20*h12*L804T341284二p=118.8MPad2hl721270-20查表10-10,得op=100120MPa仃p<<rp,键校核安全ppp二ca二.MAT2安全/W=48.8MPa,查表14-3得b-1b=60MPa,aca<a_1,故连接低速级小齿轮和轴的键：b18*h11*L60,校核同上，也安全.校核轴承和计算寿命校核左端轴承和计算寿命：径向载荷Fr=,Fv2+Fh2=4977N轴向载荷：Fa

38、=2054N,=0.41<e,所以查表得，X=1,Y=0由表16-9取fp=1.2,则高速轴的当量动载荷为Pa=fp(XF.YFa)=3467N二C所以寿命为:LhICl|=8918361h,符合工作时间要求60nPa校核右端轴承和计算寿命：FrFv2+Fh2=4077N,Pb=fp(XFrYFa)-4892N:二CrLh10660nPbC=3174591h,符合工作时间要求该轴传递转矩大，所以要求联轴器刚性好,T=1257Nm,要Tc<Tn所以Tn取为1600Nm,用GYH7型标准GB/T5843-2003.所以选择凸缘联轴器，因为根据以上数据及条件查表得选第五部分润滑及密封减速

39、器的润滑.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度小，所以才用浸油润滑的润滑方式，因为是低速重载，所以选用L-AN68。高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm,低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮。.滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V>1.52m/s所以采用脂润滑，选用ZL-2。减速器的密封.轴伸出端处的密封因为V<5m/s所以选用毡圈密封的方式，毡圈标记JB/ZQ4604-86.轴承室内侧处的密封为了防止油脂等的入侵，应在近箱体内壁的轴承旁边设置档油环。第六部分箱体和齿轮的具体尺寸二.箱体尺寸：箱体壁厚6=0.025a=5.15mm（其中a是低速齿轮的中心距）箱盖壁厚、.1=0.02a3=7.32=8mm箱座凸缘厚度b=1.5、：=15mm箱盖凸缘厚度b1=1.51=14mm箱座底凸缘厚度b2=25mm地脚螺栓直径df=24mm地脚螺栓数目n=6轴承旁联接螺栓直径d尸M16箱盖与箱座连接螺栓直径d2=M