带式输送机传动系统设计

1、机械课程设计说明书 课题：带式输送机传动系统设计班级：A07机械（1）班学号：姓名：指导老师：目        录 第一节 设计任务-(3)第二节 电动机的选择和计算- - - - (4)第三节 传动零件的设计计算- (7)第四节 具体二级齿轮减速器轴的方案设计- - - - (12)第五节 键的校核- (15)第六节 轴承的润滑及密封- - - - - - (16)第七节 箱体结构设计和计算 - - - - - - (17)第八节 设计结果 - (22)第九节 设计小结 - (24)

2、参考文献- - - - - - - - - -（25）带式输送机传动系统设计一 设计任务传动装置中广泛采用减速器，它具有固定传动比、结构紧凑、机体封闭并有较大刚度、传动可靠等特点。设计带式输送机传动系统。采用V带传动及两级圆柱齿轮减速器。1. 原始数据运输带的有效拉力F=7000N，运输带速度v=0. 5m/s（允许误差5%）,卷筒直径D=450mm。减速器设计寿命为5年。2. 传动装置参考方案带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。3. 工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流

3、电源，电压为380/220伏。二、传动装置的总体设计1. 电动机的选择初步确定传动系统总体方案如图1-1所示。选择V带传动和二级圆柱齿轮减速器。（1） 选择电动机类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2） 选择电动机的容量电动机所需工作功率按式PP/KW 由式P=Fv/1000KW 因此 P=Fv/1000KW 由电动机至运输带的传动总效率为=1·24·32·4·5 式中：、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。 取=0.96、=0.98（滚子轴承）、=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率

4、）、=0.99（齿轮联轴器）、5=0.96，则 =0.96·0.984·0.97·0.99·0.96=0.79 所以 Pd=Fv/1000=（7000·0. 5）/（1000·0.79）=4.4KW（3） 确定电动机转速卷筒轴工作转速为 n=60·1000v/D=60·1000·0. 5/（·450）=21.23r/min 按课程设计指导书的表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i24，二级圆柱齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为ni×

5、;n（16160）×21.233393397r/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 ，3000r/min根据容量和转速，由有关手册查出有二种传动比方案：方案电动机型号额定功率电动机转速 r/min电动机重量 N同步转速满载转速1Y132S1-25.5300028806702Y132S2-27.5300028807203Y132S-45.515001440680其主要性能如下：型号额定功率KW满载时转速r/min电流（380v 时 ） A效率%功率因数%Y132S-45.5144014.485.58411.62.22.3综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和

6、带传动、减速器的传动比， 选定型号为的型号 Y132S-4：额定功率5.5KW，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min。电动机的外形如图2. 确定传动装置的总传动比和分配传动电动机型号为Y132S-4，满载转速nm=1440r/min。（1）总传动比由式ia=nm/n=1440/21.23=67.83（2）由式 ia=i0·i式中ia、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：i=ia/i0=67.83/3=22.61（3）分配减速器的各级传动比

7、 按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由课程设计指导书图12展开式曲线查得i1=5.88,则i2=i/i1=22.61/5.88=3.85。3. 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速 由课程设计指导书上公式（9）（11） 轴 n1=nm/i0=1440/3=480r/min 轴 n2=n1/i1=480/5.88=81.63r/min 轴 n3=n2/i2=81.63/3.85=21.20r/min 卷筒轴 n4=n3=21.20r/min(2) 各轴输入功率 由课程设计指导书上公式（12）（15） 轴 P1=Pd·01=Pd·1=4.4·

8、;0.96=4.22KW 轴 P2=P1·12=P1·2·3=4.22·0.98·0.97=4.01KW 轴 P3=P2·23=P2·2·3=4.01·0.98·0.97=3.81KW卷筒轴 P4=P3·34=P3·2·4=3.81·0.98·0.99=3.70KW 轴轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，例如1轴输出功率为P1·=P1·0.98=4.22·0.98=4.14KW，其余类推。（3）各轴输入转

9、矩 由课程设计指导书公式（16）（21） 电动机轴输出转矩 Td=9550Pd/nm=9550·4.40/1440=29.18N·m 轴输入转矩 轴 T1=Td·i001= Td·i0 ·1 =29.18·3·0.96=84.04N·m 轴 T2= T1·i1·12= T1·i1·2·3 =84.04·5.88·0.98·0.97 =469.74N·m 轴 T3= T2·i2·23= T2·i2&

10、#183;2·3 =469.74·3.85·0.98·0.97 =1719.17N·m卷筒轴输入转矩 T4= T3 ·2·4 =1719.17·0.98·0.99 = 1667.94N·m 轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，例如轴的输出转矩为T1，= T1 ·0.98=84.04·0.98=82.36N·m，其余类推。运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名功率P KW转矩T N·m转速v r/min传动比 i效率 输入输出输入输出电动

11、机轴4.4029.181440 轴4.224.1484.0482.36480i01 3.0001 0.96 轴4.013.93469.74460.3581.63i12 5.8812 0.95 轴3.813.731719.171684.7921.20i23 3.8523 0.95卷筒轴3.703.631667.941634.5821.20i34 1.0034 0.97三、传动零件的设计计算1. V带传动设计（1）确定计算功率 Pca=KA·P=1.2·5.5=6.6KW 式中KA为工作情况系数，P为电机输出功率。（2）选择带型号 根据计算功率Pca 为6.6KW和小带轮转速1

12、440r/min,从机械设计课本图8-11选取普通V带的带型号。查图初步选用A型带。（3）确定带轮的基准直径dd 并验算带速v1. 初选小带轮的基准直径dd1根据V带的带型，参考机械设计课本表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dd1,应使dd1(dd)min。(dd)min=75mm,所以选取dd1 =90mm。2. 验算带速v根据式v=dd1nm/（60·1000）=·90·1440/60000=6.78m/s.3.计算大带轮的基准直径由dd2=idd1 =3.0·90=270mm，并根据机械设计课本表8-8加以适当圆整。取dd2=280mm4. 确

13、定中心距a，并选择V带的基准长度Ld（1）根据带传动总体的尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式（8-20）初定中心距初在范围内，初定中心距a0=500mm（2）计算相应的带长Ld0 Ld02a0+（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0=2·500+（90+280）/2+(280-90)2/(4·500)=1438.35m带的基准长度Ld根据Ld0表8-2选取，得Ld=1400mm（3）计算中心距a及其变动范围。传动的实际中心距近似为 aa0+(Ld- Ld0)/2 500+(1400-1438.35)/2=480.83mm取a=481mm。考虑到带轮的制造误差

14、、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围 amin=a-0.015Ld=481-0.015·1400=460amax=a+0.03Ld=481+0.03·1400=523.（5）验算小带轮上的包角1由机械设计课本（8-7）可知，小带轮上的包角小于大带轮上的包角。又由机械设计课本（8-6）可知，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能发生才小带轮上。为了提高带传动的工作能力，应使 a11800-(dd2-dd1)·57.30/a1200 a11800-(dd2-dd1)·57.30/a=1800-(

15、280-90)·57.30/481=159.7501200(6)确定带的根数z查机械设计课本表8-4a,8-4b得出P0=1.07，P0=0.17，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=0.96z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KaKL=1.2·5.5/(1.07+0.17)0.95·0.96=5.84取5跟。7）确定带的初拉力F0（F0）min=500·（2.5-Ka）Pca/Kazv+qv2=500·（2.5-0.95）·6.6/0.95·5·6.78+0.10·6.782=163.42

16、N新安装的V带，初拉力为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）min(8)计算带传动的压轴力Fp为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力FpFp=2zF0sin a1/2 =2·5·163.42·sin 159.750/2=1608.75N二、齿轮传动设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用标准直齿圆柱齿轮。（1）       齿轮材料及热处理 大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火

17、，齿面硬度为5862HRC，有效硬化层深0.50.9mm。（2）       齿轮精度按GB/T100951998，选择6级，齿根喷丸强化。(3) 确定齿数因为是硬齿面，故取z1=20, z2=z1·i1=20·5.88=118传动比误差  iuz2/ z1118/20=5.9i(5.9-5.88)/5.88=0.3%5%，符合初步设计齿轮传动的主要尺寸一按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.32【KtT1/d·(u+1)/u·（ZE/H）2】1/3（1） 确定公式内

18、的各计算值（2） 试选载荷系数Kt=1.3（3） 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5·105P/ n1=95.5·105·5.5/480=109427N·mm3. 由表10-7选取齿宽系数d=1.04.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25.经查图10-20，取Hlim1Hlim21500MPa，FE1FE2920Mpa。6. 由式10-13计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。N1=60njLh=60·480·1·（2·8·5·300）=6.912

19、·108N2=6.912·108/5.88=1.176·1087.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.958.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10-12得 H1=KHN1lim1/2=0.91·1500/2=682.5MPa H2=KHN2lim2/2=0.95·1500/2=712.5MPa（2）计算1. 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值 d1t2.32【KtT1/d·(u+1)/u·（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3·109427/1&#

20、183;（6.88/5.88）·(189.8/682.5)2】1/3=54.38mm2. 计算圆周速度vV=d1tn1/60·1000=·54.38·480/60000=1.37m/s3. 计算齿宽b b =d·d1t=1·54.38=54.38mm4. 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/z1=54.38/20=2.72mm 齿高 h=2.25mt=2.25·2.72=6.12mm b/h=54.38/6.12=8.895.计算载荷系数根据v=1.37m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01直齿轮

21、，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.504由b/h=8.89，KH=1.504查图10-13得KF=1.4 K= KA·Kv·KHa·KH=1.00·1.01·1.1·1.504=1.6716.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d1=d1t·(K/Kt)1/3=54.38·(1.671/1.3)1/3=59.13mm7.计算模数mm =d1/z1=59.13/20=2.96mm二按照齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式

22、为m(2KT1/dz12·YFaYSa/F)1/3(1) 确定公式内的各计算数值1.经查图10-20，取Hlim1Hlim21500MPa，FE1FE2920Mpa。2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89，KFN2=0.913.计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.89·920/1.4=584.86MPa F2=KFN2FE2/S=0.91·920/1.4=598MPa4. 载荷系数K=KA·Kv·KFa·KF=1.00·1.01·1.1·1.4

23、=1.5555. 齿形系数YFa及应力校正系数YSa当量齿数zv1=z1/cos3=20/cos3150=22.19 Zv2=z2/cos3=118/cos3150=130.933查课本表10-5得YFa1=2.72，YFa2=2.14,YSa1=1.57,YSa2=1.836.计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F1=2.72·1.57/584.86=0.00730 YFa2YSa2/F2=2.14·1.83/598=0.00655 小齿轮的数值大（2）设计计算 m(2KT1/dz12·YFaYSa/F)1/3=（2·1.555

24、·109427/1.0·202·0.00730）1/3=1.82对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要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，可取由弯曲强度算得的1.82并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=70.12，算出小齿轮齿数 z 1=d1/m=68.14/2=34大齿轮齿数 z2=3.83·z1=3.83·34=128这样设计出的齿轮传动，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

25、构紧凑避免浪费。3、几何尺寸计算1. 计算分度圆直径 d1=z1m=34·2=68mm d2=z2m=128·2=256mm2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(68+256)/2=162mm3计算齿轮宽度 b=dd1=1·68=68mm取B2=70，B1=753.2 、低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为215HBS。 （2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。(3)

26、确定齿数 因为是硬齿面，所以取z1=35, z2=z1·i1=35·3.85=135传动比误差  iuz2/ z1135/35=3.86i(3. 86-3.85)/3.85=0.26%5%，符合初步设计齿轮传动的主要尺寸一按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.32【KtT1/d·(u+1)/u·（ZE/H）2】1/3（4） 确定公式内的各计算值1. 试选载荷系数Kt=1.32. 计算小齿轮传递的转矩T2=95.5·105P/ n2=95.5·105·5.5/81.63=643.45N·m

27、3. 由表10-7选取齿宽系数d=1.04.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25.经查图10-20，取Hlim1Hlim2610MPa，FE1FE2500Mpa。6. 由式10-13计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。N1=60njLh=60·81.63·1·2·8·5·300=1.175·108N2=1.175·108/3.85=3.052·1077.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93，KHN2=0.958.计算接触疲劳许用应力取失效概率

28、为1%，安全系数S=1，由式10-12得 H1=KHN1lim1=0.93·610=567.3MPa H2=KHN2lim2=0.95·500=475MPa（2）计算4. 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值 d1t2.32【KtT1/d·(u+1)/u·（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3·643450/1·（4.85/3.85）·(189.8/475)2】1/3=55.21mm5. 计算圆周速度vV=d1tn1/60·1000=·55.21·81.63/60000=0.24m/s

29、6. 计算齿宽b b =d·d1t=1·55.21=55.21mm计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/z1=55.21/35=1.58mm 齿高 h=2.25mt=2.25·1.58=3.55mm b/h=55.21/3.55=15.55计算载荷系数根据v=0.24m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01直齿轮，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.148由b/h=15.55, KH=1.148查图10-13得KF=1.44 K= KA·Kv

30、3;KHa·KH=1.00·1.01·1.1·1.148=1.2756.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d1=d1t·(K/Kt)1/3=55.21·(1.275/1.3)1/3=54.85mm7.计算模数mm =d1/z1=54.859/35=1.57二按照齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m(2KT1/dz12·YFaYSa/F)1/3(2) 确定公式内的各计算数值1.经查图10-20，取Hlim1Hlim2550MPa，FE1FE2400=Mpa。2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9

31、0，KFN2=0.953.计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.90·550/1.4=353.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.95·400/1.4=271.43MPa4. 载荷系数K=KA·Kv·KFa·KF=1.00·1.01·1.1·1.416=1.5735. 齿形系数YFa及应力校正系数YSa当量齿数zv1=z1/cos3=35/cos3150=38.89 Zv2=z2/cos3=135/cos3150=139.76查课本表10-5得YFa1=2.40，Y

32、Fa2=2.14,YSa1=1.67,YSa2=1.836.计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F1=2.40·1.67/353.57=0.0113 YFa2YSa2/F2=2.14·1.83/271.43=0.0144 小齿轮的数值大（2）设计计算 m(2KT1/dz12·YFaYSa/F)1/3=（2·1.573·643450/1.0·352·0.0144）1/3=2.38对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承

33、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，可取由弯曲强度算得的2.38并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=71.21，算出小齿轮齿数 z 1=d1/m=88.93/2=45大齿轮齿数 z2=3.85·z1=3.85·45=170这样设计出的齿轮传动，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。3、几何尺寸计算1. 计算分度圆直径 d1=z1m=45·2=90mm d2=z2m=173·2=340mm2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(90+340)/2=215mm3

34、计算齿轮宽度 b=dd1=1·90=90mm取B2=90，B1=95四、具体二级齿轮减速器轴的方案设计1.各轴的最小直径计算（1）高速轴I材料为38CrMnMo,经调质处理，硬度为217269HBS，按扭转强度计算，初步计算轴径，取A=110dA0(P/n)1/3=110·(4.22/480)1/3=22.70mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径dmin=24mm （2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217255HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取120dA0(P/n)1/3=120·(4.01/81.63)1/3=43

35、.95mm取安装小齿轮处轴径dmin=46mm（5） 轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取110dA0(P/n)1/3=110·(3.81/21.20)1/3=62.07mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径dmin=66mm（4）卷筒轴材料为40Cr，经调质处理，硬度为241286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取110dA0(P/n)1/3=110·(3.70/21.201/3=61.47mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径dmin=65mm2.

36、轴的结构设计I 轴：轴的最小直径显然是安装大带轮的直径。（1）装配方案：轴的左端与大带轮相连，从左到右依次连接滚动轴承，高速级小齿轮，滚动轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了满足大带轮的轴向定位要求，最左端需制出一轴肩，故取d2-3=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。大带轮与轴配合的孔长度L1=60mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1略短一些，现取L1-2=58mm。2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2-3=30mm，由轴承产品目录

37、中 初步选取单列滚子轴承32907，其尺寸为d·D·T=35mm·55mm·14mm,故d3-4=d7-8=35mm;而L7-8=14mm.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得32907型轴承的定位轴肩高度h=5mm,故取d6-7=45mm.3.取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=38mm;齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4-5=52mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径d5-6=46mm.轴环宽度b1.4

38、h=5.6mm，取L5-6=6mm。4.轴承端盖的总宽度10mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面的距离L=20mm，故取L2-3=30mm。5.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,齿轮与齿轮间的距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=14mm，低速级小齿轮的轮毂长L=75mm，则 L3-4=T+s+a+(55-52)=14+8+16+3=41mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=30+20+16+8-6=68mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件

39、的轴向定位联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。联轴器与轴的连接，选用平键b·h=20mm·12mm,长度取60mm，配合选取H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，此处选用轴的直径尺寸公差m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角2·450，各轴肩处的圆角半径取2.0综上，1轴：L1-2=58mm，L2-3=30mm，L3-4=41mm，L4-5=52mm，L5-6=6mm，L6-7=68mm，L7-8=14mm d1-2=25mm,d2-3=30mm,d3-4=35mm,d4-5=38mm,d5-6=46mm,d6-7=45mm,d7-8=35mm

40、 单列圆锥滚子轴承型号：329072轴：L1-2=48mm，L2-3=46mm，L3-4=6mm，L4-5=50mm，L5-6=6mm，L6-7=70mm，L7-8=49mm d1-2=50mm,d2-3=56mm,d3-4=64mm,d4-5=60mm,d5-6=64mm,d6-7=56mm,d7-8=50mm 单列圆锥滚子轴承型号：320103轴：L1-2=20mm，L2-3=67mm，L3-4=7mm，L4-5=66mm，L5-6=48mm，L6-7=30mm，L7-8=80mmd1-2=75mm,d2-3=81mm,d3-4=78mm,d4-5=68mm,d5-6=75mm,d6-7=

41、72mm,d7-8=68mm 单列圆锥滚子轴承型号：32915套筒轴：L1-2=80mm，L2-3=30mm，L3-4=49mm，L4-5=90mm，L5-6=49mm d1-2=68mm,d2-3=72mm,d3-4=75mm,d4-5=81mm,d5-6=75mm 单列圆锥滚子轴承型号：32915五 键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为1 ，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与链轮之间的键为键5。 键的类型图如下： 1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（A型） b= 8 mm h=7

42、mm L=28mm 键2：圆头普通平键（A型） b=14mm h=9mm L=45mm键3：圆头普通平键（A型） b=14mm h=9mm L=63mm 键4：圆头普通平键（A型） b=20mm h=12mm L=56mm 键5：圆头普通平键（A型） b=16mm h=10mm L=40mm 2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距T1=34.12N·m键2受到的转距T2=97.78N·m键3受到的转距T2=97.78N·m键4受到的转距T4=357.58N·m键5受到的转距T5=357.58N·m键的材料为钢，轻微冲击，为100120Mp，取

43、=110 Mp键的校核公式：（k=0.5h l=L-b d为轴的直径）所以：校核第一个键：校核第二个键：校核第三个键：校核第四个键：校核第五个键：六 轴承的润滑及密封 根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油流到轴承进行润滑，这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。并且在输入轴和输出轴的外伸处，都必须密封。以防止润滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内。密封形式很多，密封效果和密封形式有关，通常用橡胶密封效果较好，一般圆周速度在5m/s以下选用半粗羊毛毡封油圈。七. 箱体结构的设计计算已知：中心距 a=150mm1、机座壁厚 考虑到铸造工艺，所有的壁厚都不能小于8mm 故取=8mm2、机盖壁厚 同样取=8mm3、机座凸缘厚度4、机盖凸缘厚度5、机座底凸缘厚度6、地脚螺钉直径 取=18mm。由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（18）7、地脚螺钉数目因为， 所以n=48、轴承旁连接螺栓直径；取mm。查的标准件六角头螺栓C级 其螺纹规格 d为M（16）9、机盖与机座连接螺栓直径查的标准件六角头螺栓C级 其螺纹规格 d为M（10）10、连接螺栓的间