带运输机双级斜齿圆柱齿轮传动机械课程设计说明书

1、机械课程设计说明书设计题目：设计带式运输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器（外传动为链传 动）设计数据及工作条件：F=8700N、V=0.62m/s、D=415mm生产规模：小批量、传动比误差 i <2 % 4 %工作环境：有灰尘：载荷特性：稍有冲击；工作年限： 5 年，两班制院 系：能源与动力工程学院班 级：热动 0907 班学 生：丘永琪学 号： u200911547指导老师：姜柳林完成日期： 2011 年 12 月 13主要结果计算与说明1、传动方案：双级圆柱齿轮减速器（外传动为链传动）滚筒转速 nw=60X 1000v/ n D=60X 1000X 0.62/（415 n ）=28

2、.5r/minrS°*2、电动机选择：1）类型：丫系列三相异步电机2）电机的功率选择：效率类型效率值弹性联轴器n 10.99闭式齿轮（8级）n 20.97滚动轴承n 30.98开式滚子链n 40.91滚筒n 50.96工作机所需的有效功率为Pw=Fv/1000=8700X 0.62/1000Kw=5.397kW计算电动机的功率Pd,先确定总效率n,结合下表:225n = n 1 n 2 n 3 n 4 n 5225=0.99 0.97 0.98 0.91 0.96=0.7282Pd=Pw/n =5.394/0.7282kW=7.407kW查表机械设计 课程设计表16-1选择功率为7.

3、5W的电机。3）电动机的转速选择：有 1500r/min 和 1000r/min 两种，确定型号为 Y132M-4 Y160M-6.型号同步转速满载转速总传动比外伸轴径mm长度mmY132M-41500r/mi n1400 r/mi n50.533880Y160M-61000 r/mi n970 r/mi n34.0442110由电机的满载转速nw,可以求出总传动比。以下为电机参数:由表知方案电机丫132M-4虽然转速高但总传动比大，为了合理地分配 传动比使传动装置更紧凑，选电机 丫160M-6中心高H=160,轴外伸直径 为42mm外伸轴长110mm3、传动比分配根据机械设计课程设计表取链传

4、动的传动比i3=3.则减速器的总传 动比i=34.04/3=11.35双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为ii=V|.3i=3.841低速级的传动比i2=i/ i 1=11.35/3.84 仁 2.9554、传动装置的运动和动力参数的计算：1)各轴的转速计算：ni nm=970r/mi nnii n i / i1 =(970/3.841)r/mi n=252.54r/mi nniii nii /i 2 =(252.54/2.955)r/min=85.46r/minniV niii =85.46r/mi n2 )各轴的输入功率计算：Pd=7.407KWPi Pd 1= ( 7.407 X 0.99

5、 ) kW=7.333kWPii Pi 2 3=(7.333 X 0. 97 X 0. 98)kW=6.971kWPmPii 2 3 =(6.971 X 0. 97 X 0. 98)kW=6.627kWPiv Pm 3 1 =(6.627 X 0. 98 X 0. 99)kW=6.430kW3)各轴的输入转矩计算：PiTi9550 =ni(9550X 7.333/970)N m=72.196N mTii9550Pii nii=(9550 X 6.971/252.54)N m=263.634 N mTin9550Piii=(9550 X 6.627/85.46)N m=740.555 N mn川

6、Tiv9550Piv=(9550 X 6.430/85.46)N m=718.54 N mniv轴号转速 n(r/mi n)功率P(kW)转矩T(N m)传动比i9707.33372.1963.841ii252.546.971263.6342.955iii85.46：6.627740.5551iv85.466.430718.5415、链传动设计转速 n (r/min )传递功率kW传动比85.466.43031)传动比i3=3.根据链轮齿数为奇数的原则，查表机械设计基础篇 表 2-11 取 Z仁29.Z2=Z1i3=87<120 合适。2) 初定中心距，确定连节数：由 a=( 30-50

7、)p,初定 a=30p.Lp=2a/p+(Z1+Z2)/2+ (Z2 - Z1)2P/( (2 n )2a)=2 X 30p/p + (29 + 87)/2+ (87 - 29)2p/( (2 n )230p) =120.13 节圆整为偶数Lp=122节。3) 计算所需额定功率，确定链的型号和节距：电机驱动、稍有冲击，由表机械设计基础篇表 2-9选KA=1.0,初选单排链Kt=1.0,假设选型点在功率曲线的左侧，齿数系数 KZ=(Z1 - 19)n=(Z1 - 19)1.08 =1.579链长系数 Kl=(Lp/100) n=(Lp/100) 0.26 =1.053因而单排链所需的额定功率P0

8、三 KAp/( KtKZKL)=1.0 X 6.430/(1.0 X 1.579 X 1.503)=3.87kW根据n,P0查图机械设计基础篇图2-14选滚子链的型号为16A 由表机械设计基础篇表2-8知节距p=25.40mm选型点落在功率曲 线的左侧，与假设相符。4) 计算链长和中心距aL=p Lp/1000=122X 25.40/1000 m=3.0988ma=p(Lp-(Z1+Z2)/2)+ v(Lp - (Z1 + Z2)/2) 2 - 8( (Z2 - Z1)2/(2 n )2)=777.4mm由于中心距是可以调整的其调整量一般为 a = 2p=2X 25.40mm=50.8mm实际

9、安装中心距a' =a- a=777.4-50.8mm=726.6mmr 727mm5) 计算平均链速和压轴力Fq平均链速 v=nZ1p/60 000=85.46 X 29 X 25.40/60 000m/s=1.049m/s压轴力 Fq=1.3F=1.3 X 1000P/v=1300X 6.430/1.049=7969N6) 选择润滑方式v=1.049m/s,p=25.40mm, 根据机械设计基础篇图2-15选滴油润滑 7)链轮的几何尺寸公称直径 d1=p/sin(180 o/Z1)=25.40/sin( 180o/29)=234.9mm公称直径 d2=p/sin(180 o/Z2)=

10、25.40/sin( 180o/87)=703.6mm6齿轮传动设计XXX1) 根据转向为使轴II上的力相互抵消一部分可得齿轮1,234,的旋向1右旋 2 左旋 3 左旋4右旋2) 高速级设计P=7.333KwN|=970r/minT|=72.196N m(1) 齿轮材料、热处理方。按使用条件，属中速、中载，重要性、可靠性一般的齿轮传动。可选 用软齿面齿轮，也可选用硬齿面齿轮。由于是闭式传动，最终选用软齿面, 且小齿轮硬度大于大齿轮3050HBS具体选用方案如下。小齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS大齿轮：45钢，正火处理, 硬度为169217HBS取小齿轮齿面硬度为 230HBS

11、大齿轮200HBS(2) 确定许用应力 确定极限应力H lim和F lim。按齿面硬度查图 h iim1=580MPa, h lim 2=550MPa;Fiim1 220MPa， Flim2 210MPa。 计算应力循环次数N,确定寿命系数ZN、Yn。N1=60ant=60X 1 x 970x (5X 300x 16)=13.96X 108N2= N1/ i1=3.36 x 108查机械设计基础篇图3-7得ZN仁ZN2=1，查机械设计基础篇图3-9得Yn1=YN2=10 计算许用应力。查表得 SH min=1， S3 min=1.3。得：HP1HP2H lim 1ZN1Sh minH lim

12、2ZN2Sh min580 1MPa 580MPa 1550 1MPa 550MPa1FP1F lim 1YSTYN 1SF min22021 MPa 338.5MPa1.3FP2F lim 2YSTYN 2Sf min210 2 1 MPa 323.1MPa1.3(3) 分析失效形式，确定设计准则闭式软齿面齿轮传动，主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也有 可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面疲劳点蚀强度进行设计，确定主要参数，然后再校核该齿轮的弯曲疲劳强度。(4)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 计算小齿轮的名义转矩。Ti=72.196N m 选择齿轮类型。初估齿轮圆周速度v

13、三4m/s。工作条件为中速、轻载可选直圆柱齿轮或 斜齿圆柱齿轮传动，此处选用斜齿圆柱齿轮传动，较为平稳、可靠。 选择齿轮传动的精度等级按估计的圆周速度，初步选用8级精度。 初选参数初选：沪12°,乙=25,则 Z2 = zi i 1= 25X 3.84仁96.025,取 Z2=97, Xi=X2=0,取书d = 1 o故，齿数比u 竺 97 3.88。z1 25(5)初步计算齿轮的主要尺寸因电动机驱动，稍有冲击，齿轮速度不高，非对称布置，轴的刚性较小，取K=1.3。查机械设计基础篇图3-5得ZH 2.45 ; Ze 189.8JMPa ；取 Z0.8 ； z JcosJcos120.

14、989; HP hp2 550MPa 初步计算齿轮的分度圆直径d1、模数mn、中心距a：,3 ZhZeZ Z、2 2Ku 1d1、( )HPdu|(2.45 189.8 0.8 0.989)2 2 1.3 72196 3.88 1V550)13.8847.27 mmd1 cos47.27 cos12.mn 1.849mmz125取标准模数mn = 2mm,贝忡心距m2a (Z1 Z2) (25 97) 124.726mm2cos2 cos12圆整后取：a = 125 mm。 调整螺旋角：mn(z1 Z2)2 (25 97)arccosarccos12 34'412a2 125 计算分度

15、圆直径：mnZ|2 25d151.230 mmcoscos 12 34'41"d2mnZ2 cos2 97cos12 34'41"198.770mm 计算圆周速度ni di97051.230v 60000 60000与估计值相符。2.60 m/s v 4m/s 计算齿宽：大齿轮 b2= b= d di=1 x 51.23mm=51.23mm 弋2mm; 小齿轮 b1=b2+( 510) = (52 + 5) mm=57mm。(6)校核轮齿的弯曲疲劳强度 计算当量齿数Zv23 cos3cos 12 34'41"Z29725Z13 cos3co

16、s 12 34'41"26.9104.3F1F2查机械设计基础篇图 查机械设计基础篇图取 Y=0.7, 丫尸0.9。 计算弯曲应力:2KTibd1mnYFa1Ysa1Y Y3-18 得，YFa1=2.62, YFa2=2.22;3-19 得 Ysa1 =1.61, YSa2 =1.76;2 1.3 72196 2.62 1.61 0.7 0.9MPa 93.63 MPa52 51.230 2FP1 338.5MPa93.63 HHMPa 86.73MPaFp2323.1MPa故上面计算所得到的一组基本参数和尺寸，能满足功能要求和强度要求,是一个可行方案。(7)齿轮结构设计(h

17、?n=1,cn=0.25) 齿顶圆直径da1 =mnZ1 /cos p +2han mn=2x 25/cos12o34'1'+2x 1 x 2=55.230mm da2 =mnz2/cos p +2h?n mn =2x 97/cos12o34 '1'+2x 1 x 2=202.770mm 齿根圆直径a?df1 =mnZcos p -2(han +cn)mn =46.230mmdf2 =mnZ2/cos p -2(han +cn)m n=193.770mm1)低速级设计Pi =6.971KwNn=252.54r/minTII =263.634N m(1) 齿轮材料

18、、热处理方。按使用条件，属中速、中载，重要性、可靠性一般的齿轮传动。可选 用软齿面齿轮，也可选用硬齿面齿轮。由于是闭式传动，取终选用软齿面， 且小齿轮硬度大于大齿轮3050HBS具体选用方案如下。小齿轮：45钢，调质处理，硬度217255HBS大齿轮：45钢，正火处理， 硬度为169217HBS取小齿轮齿面硬度为 230HBS大齿轮200HBS(2) 确定许用应力 确定极限应力H lim和F lim。按齿面硬度查图 H lim 3=580MPa， H lim 4 =550MPa;f lim 3 220MPa， f lim 4 210MPa。 计算应力循环次数N,确定寿命系数ZN、Yn。N3=6

19、0ant=60X 1 X 970X (5X 300X 16)=3.64X 108N4= N3/ i1=1.23 X 108查机械设计基础篇图3-7得ZN3=ZN4=1，查机械设计基础篇图3-9得YN3=Yn4=1o 计算许用应力。查表得 0 min=1， S min=1.3。得：H lim 3ZN3 5801hp3 MPa 580MPaSh min1H lim 4ZN4 550 1hp4 MPa 550MPaSh min1F lim 3YSTYN 322021fp3 MPa 338.5MPaSF min1.3F lim 4YstYn4 2102 1Fp4 MPa 323.1MPaSF min1

20、.3(3) 分析失效形式，确定设计准则闭式软齿面齿轮传动，主要失效形式是齿面疲劳点蚀，右模数过小，也有 可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面疲劳点蚀强度进行设 计，确定主要参数，然后再校核该齿轮的弯曲疲劳强度。(4) 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 计算小齿轮的名义转矩。Tii =263.634N m 选择齿轮类型。初估齿轮圆周速度v三4m/s。工作条件为中速、轻载可选直圆柱齿轮或 斜齿圆柱齿轮传动，此处选用斜齿圆柱齿轮传动，较为平稳、可靠。 选择齿轮传动的精度等级按估计的圆周速度，初步选用8级精度。 初选参数初选：3=12°, Z3=25,则 Z4 = z3 i 2=

21、25X 2.955=73.875,取 Z4=74, X1=X2=0,取书d= 1 oz474故，齿数比u 施2.96。Z325(5) 初步计算齿轮的主要尺寸因电动机驱动，稍有冲击，齿轮速度不高，非对称布置，轴的刚性较小，取K=1.3。查机械设计基础篇图3-5得Zh 2.45 ； zE 189.8/范；取 Z 0.8 ； ZJcosJcos120.989 ； hp hp2 550MPa 初步计算齿轮的分度圆直径d3、模数mn、中心距a：门3 LZhZeZ Z2KTi u 1d3J()YHPdu(2.45 189.8 0.8 0.989)2 2 1.3 263634 2.96 1V550)12.9

22、674.310mmd3 cos74.310 cos12mn 2.907mmZ325取标准模数mn = 3mm，贝忡心距a (z3 z4)2(25 74)151.818mm2 cos2 cos12圆整后取：a = 155 mm。 调整螺旋角：arccosmn(Z3 Z4)arccos2 (2574)16 39®2a2 155 计算分度圆直径：d3一乙578.283 mmcoscos16 39'6''mnZ42 74d4231.717mmcoscos16 39'6'' 计算圆周速度n“ d3252.5478.283 彳 一/ /v1.03

23、m/s v 4m/s60000 60000与估计值相符。 计算齿宽：大齿轮 b4= b= d d3=1 x 78.283mm=78.283mm POmm；小齿轮 b3=b4+( 510) = (80 + 5) mm=85mm。(6) 校核轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数Z3zv33cosZ4zv4 3cos25cos316 39'6''74cos3 16 39'6''查机械设计基础篇图 查机械设计基础篇图取 Y=0.7, Yb=0.9o计算弯曲应力：2KThF3 YFasYsasY Ybdamn2 1.3 263634“2.5880 78.283

24、2F4 F1 丫刊4丫496.66v v<Fa3< Sa31.632.2428.484.13-18 得，YFa3=2.58, YFa4=2.24;3-19 得 Ysas =1.63, YSa4 =1.77;0.7 0.9MPa96.66 MPa FP1 338.5MPa2.58 1.63四MPa91.30MPa fp2 323.1MPa故上面计算所得到的一组基本参数和尺寸， -个可行方案。(7)齿轮结构设计(h?n=1,cn=0.25) 齿顶圆直径da3 =mnz3/cos B +2h?n mn=2x 25/cos16o39'6'+2x 1 x 2=84.283mm

25、 da4 =mnz4/cos B +2h?n mn=2x 74/cos16o39'6'+2x 1 x 2=237.717mm 齿根圆直径能满足功能要求和强度序号da/mmdf/mmd/mmb/mm；旋向模数ZI和B155.23046.23051.230157右A253.8802202.770193.770198.77052左29712o34'41''384.28370.78378.283 :85左I252.964237.717224.217231.717 180右7416o39'6''|07、传动比校核链传动的传动比：i 3=R2

26、cosy /(R1cos B )其中丫 £( -180 o/Z2,180 o/Z2 )-180 o/Z1,180 o/Z1 )R仁p/2sin(180 o/Z1)R2= p/2sin(180 o/Z2)? ?df3= mnZ3/COS B -2(han+Cn)mn =70.783mmdf4=mnZ4/cos B -2(han+Cn)m n=224.217mm 齿轮孔径和轮毂宽待轴计算完了之后确定p/2sin(180o/Z2)sin(180 o/29)i 3maX= p/2sin(180o/Z1)cos(180o/z1) =sin(180 o/87)cos(180 o/29)=3.01

27、2i 3min =p/2s in (180o/Z2)cos(180 o/z2)sin(180 o/29) cos(180o/87)p/2si n(180o/Z1)=2.993sin(180 o/87) i=34.04-3.880 x 2.96(i 3min ,i 3ma»/34.04 x 100% =34.04-3.880 x 2.96(2.993 ,3.012)/34.04 (-0.97%,-0.33%)满足 i 三 2% 4%勺条件。x 100%要求,8计算各段轴的最小直径公式 d=CvPn C= 117106轴号IIIIIIIVV转速n/min970252.54:85.4685

28、.4628.5功率kW7.3336.9716.6276.4305.734多级齿轮减速器中高速级转矩小 C取大值，低速级转矩大 C取小值，中间轴取中值。故取 C=115 C II=112 C III =108 C iv=108 C v=110di =11517.333/970 =22.570mm设有一个键槽 d|=1.05X22.570=23.669mmdii=112 V6.971/252.54 =33.849mmdm =1086.627/85.46 =46.005mm设有一个键槽 dm =1.05X 46.005=48.358mmdiv=108V6.430/85.46 =45.594mm设有一

29、个键槽 div =1.05X 45.594=47.874mmdv=110/5.734/28.5 =64.456mm设有一个键槽 dv =1.05X 64.456=67.679mm查机械设计 课程设计表 9-8的轴I和轴川轴W的外伸轴直径分别为25mm,50mm,50mm.9连轴器确定电机轴直径为42mn轴I外伸轴直径25mm由于电机轴的转速很高，为减小起动载荷，缓和冲击，选用弹性联轴器。根 据减速器高速轴轴端直径d1=25mm采用丫型轴孔；丫160L 6型电机转轴直 径do=42mm采用丫型轴孔。直径相差较大，查机械设计 课程设计表13-8 选用梅花型联轴器：ML5型联轴器 YA42 112

30、MT 3aGB/T 5272YA25 62轴川外伸轴直径50mnttW的外伸轴直径50mm轴的直径相同查机械设计 课程设计表13-7选用弹性柱销联轴器YC50X 112LT9YC50X 11210轴承确定为便宜安装和装配轴的各段之间要有直径差，定位轴肩取差值5-10m m非定位轴肩取1-3mm.由前面轴的最小直径计算可知，分别取轴承内径为 35mm,40mm,60 m由于轴I，U的转速较高反之力较小，所以轴向力也小，加 之载荷不大，故取深沟球轴承 6207,6208，而轴川转速小力大轴向力也大， 所以取角接触球轴承7212AC.轴号轴承代号内径外径宽定位圆直径daI620735721742n6

31、20840801847：7212AC601102269轴承参数表11轴的设计由于用到箱体的部分数据和轴承的部分数据， 故将箱体参数表，轴承参数表 提前（具体计算在后续写出）。箱体参数表名称符号结构尺寸 mm箱盖壁厚S 110箱盖壁厚S 28箱座、箱盖、箱底座凸缘厚 度b, b1,b2b=15b1=12b2=25箱座肋厚mm=10轴承旁凸台高和半径h,R1h=45R1= 18轴承盖外径（高、中、低） 厚D1、D2、D3 eD1=96 D2=104、D3=160e=10地 脚 螺 钉公称直径df16通孔直径d'f20沉头座直径Dq45c125c223轴接承螺 旁栓 连公称直径d114通孔直

32、径d'f15.5沉头座直径D30c122c218箱体箱盖连 接螺栓公称直径d28通孔直径d'f9沉头座直径Dq18c118c215定位销直径d6轴承盖螺钉d3M8X 16,M10X 12视孔盖螺钉直径d4M8箱体外壁到轴承座端面距离1145大齿轮齿顶到内壁距离 119.23齿轮端面到内壁距离 212箱体附件见装配图示意图取齿轮到外壁距离 2=12mm并取轴U 3 (表示第二根轴编号为3的轴段， 下同)的长度为12m m由装配草图可以求出箱体的内部宽度 Lb=175mm由 后面的计算过程可有内壁到箱体凸台的距离为 53mm端盖厚都取成10mm) 然后取轴承到内壁距离s为4mm定位

33、轴肩取5-10mm可以计算出各段轴长 及直径：轴I,由前面轴最小直径的计算中知道轴I 1的长度为60mm直径为25mm. 由于轴I 2与轴I 1之间有定位关系故取轴I 2直径为30mm长度为(53-4-17+10+10) mm=52mm,轴I3直径与轴承内径相关，由于轴I 2与轴I 3之间为非定位轴肩故 可以取一个最接近的轴承内径与之配合，取轴承 6207内径为35mm 故轴I 3直径为35mn长度为轴承宽17mm.轴I 7同轴I 3直径35,长度17mm.轴 I 6 直径为轴承的 da=42mm轴长 s+A 2= (4+12) mm=16mm.轴I 5为齿轮为齿轮长度为57mm轴 I 4 直

34、径为 da=42mm长度为 175-57-16+8mm=110mm.12 n34567直径/mm253035424235长度/mm604217110571617轴U轴U 1和轴U 5由轴承内径决定，为40mm.轴U 2轴U 4比齿轮小2mm长度分别为83mn和50mm直径比轴U 1和轴II 5大取为45mm取轴U 3为12mm与轴I 2轴I 4有定位关系取直径为53mm.轴U 1轴U 5长度有内壁宽计算，结果为 36mnffi 38mm. 轴川轴川7由前面的计算可知直径为50mm长度为110mm轴川6与轴川7之间有定位关系取直径为55mm长度为 53-4-22+10+10=47mm轴川5由轴承

35、决定直径 60mm长度22mm.轴川3直径73mm长度为6mm轴川2由齿轮决定直径为65mm长度为78mm.轴川1和轴川4由内壁的宽度及其他轴长决定分别为 42mm,79mm轴川4 的直径为轴承da=69mm,轴川1由轴承决定直径60mm12轴的强度校核（以轴川为例）轴承参数型号内径d/mm外径D/mm宽B/mm基本额疋动载荷 Cr/kN基本额定静载荷 Cor/kN7212AC601102261.048.5齿宽b4=80mm轴承到内壁距离为s=4mm跨距 L=175+2s+B=175+8+22=205T m =740.555N m分度圆直径 d4=231.717mmB =16o39'

36、6示意图齿轮的圆周力:Ft2Tmd42-74°.555 n 6392 N231.717齿轮的径向力:Frcos6392cos16 346'齿轮的轴向力:THFaFttg6392 tg16 34'6''N1912NccBAFrRva 24282715N287 N右截面: 左截面: 水平面：Mvc'=R/bX (205-67)=181905N mmMvc'='aX 67=39606N - mmFt676392674303N205竖直面：RVA& 67 Fa d4/22052428 67 1912231-717/22715NR

37、hbFt Rha 63924303 N 2089 NM hc=RhaX 67=288301N - mm总和（取大的数值计算）Me22 丿22.M 'vcM hc 1819052 2883012N ?mm 340891N? mm校核因为稍有冲击，故取折合系数a=0.4,22Mca(C)Me ( TIII)34089122(0.4 740555) N?mmca(C)M CA(C) M CA(C)0.1d43=451613N mm4516月 MPa 20 MPa 心 60 MPa0.1 453再校核外伸轴：30.4 X 740555d CA 外=27.64MPa<60MPa0.1 X

38、50(1-0.05)3显然，该轴段满足强度要求。13、轴承的寿命校核轴承径向力Fri - Rva2 Rha2.27152 43032 5088NFr2Rvb2 Rhb22872 20892 2109NFA=Fa=1912N查机械设计基础篇表7-9知道派生 S=0.5FrS1= 0.5Fr1=0.5 X 5088N=2544NS2=0.5Fr2=0.5 X 2109=1055N由于Fa+S2=1912+1055=2967N>S1=2544所以1为压紧端2为放松端Fa 仁 S2+F=2967NFa2=S2=1055N 轴承1Fa1/Cor=2967/(48.5 X 1000)=0.0612查

39、机械设计基础篇表7-7插值得e=0.433Fa1/Fr1=2967/5088=0.58>e查机械设计基础篇表7-7插值得X=0.44 Y=1.29由于是电机驱动且稍有冲击故查机械设计基础篇表 7-8取载荷系数fp仁1.2修正后的当量动载荷为P1= fp1(XFr1+YFa1)=1.2(0.44 X 5088+1.29 X 2967)N=7279N 轴承2Fa2/Cor=1055/(48.5 X 1000)=0.0218查机械设计基础篇表7-7插值得e=0.39Fa2/Fr2=1055/2109=0.5>e查机械设计基础篇表7-7插值得X=0.44 Y=1.48由于是电机驱动且稍有冲

40、击故查机械设计基础篇表7-8取载荷系数fp2=1.2修正后的当量动载荷为P2= fp2(XFr2+YFa2)=1.2(0.44X 2109+1.48 X 1055)N=2987N由于P1>P2故以下以1为例计算寿命查机械设计基础篇表7-6取温度系数ft=1.0球轴承g=3106 ftCr1061 61000 3L hh60n Pb60 85.467279114778.4 hLh' 16 300 5h 24000h满足条件。14、键的选择由轴直径查机械设计 课程设计表11-28得GB/T 1096-2003位置电机轴1齿轮2齿轮3齿轮4轴川外伸键b X hX l12 X 8X 10

41、08 X 7 X5614 X 9 X4514 X 9 X8018 X 11X 7016 X 10 X110键校核以齿轮4上的键为例为普通平键主要失效形式为压溃(T p=4TIii /(dhl)=4 X 740.555/(18 X 11 X 70)MPa=53.4MPa<60MPa满足条件。15、箱体设计由机械设计 课程设计表5-1得箱座壁厚 3 =10mm箱盖壁厚 3 1=8mm箱底座凸缘的厚度 b2=2.5 3 =25mm箱盖凸缘的厚度 b1=1.5 3仁12mm箱座凸缘厚度b=1.5 3 =15mm箱座上的肋厚 m=10mm箱盖上不加肋轴承旁凸台的高度和半径h=45mm (由作图得出) R仁C2=18mm由中心距 a1+a