带式输送机传动装置

兰州交通大学毕业设计（论文）任务书课题620N.m带式输送机传动装置的设计计算姓名专业机械设计及其自动化班级设计任务本题目要求完成620N.m带式输送机传动装置全部零部件的结构设计，利用AutoCAD绘出施工图，利用Solidworks完成全部零部件的造型设计，对主要受力零件进行受力分析，并完成相关内容的论文。620N.m带式输送机传动装置的设技术参数为：带式输送机工作转矩：620N.m运输带工作速度：0.85m/s卷筒直径：370mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%设计要求指导教师签字系主任签字主管院长签章二、电动机的选择1、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、计算功率=Fv/1000===3.1Kw系统的传动效率机构V带传动齿轮传动滚动轴承（一对）联轴器卷筒传动效率0.900.980.980.990.96符号所以：＝0.920.980.980.980.980.980.980.99＝0.82其中齿轮为8级精度等级油润滑所以Pd=Pw/η＝3.8kw确定转速圏筒工作转速＝==47.77转二级减速器的传动比为7.150（调质）所以电动机的转速范围339.42390通过比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：电动机额定功率P电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度5.5kw1440(r.min-1)38m80mm三、传动比的分配及转动校核总的转动比:i===30.1选择带轮传动比i1=3，一级齿轮传动比i2=3.7,二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。0轴（电动机）输入功率：=5.5kw1轴（高速轴）输入功率：=5.50.92=5.06kw2轴（中间轴）的输入功率：=5.50.920.980.98×=4.86kw3轴（低速轴）的输入功率：=5.50.92=4.62kw4轴（滚筒轴）的输入功率:=5.50.920.99×0.96=4.484kw8、各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：==36.47Nmm1轴（高速轴）的输入转矩：==100.67Nmm2轴（中间轴）的输入转矩：==357.66Nmm3轴（低速轴）的输入转矩：==986.38Nmm4轴（滚筒轴）的输入转矩:==957.35Nmm轴编号名称转速/(r/min)转矩/(N.mm)功率/KW=1\*ROMANI电动机转轴14403.647×5.5=2\*ROMANII高速轴4801.0067×5.06=3\*ROMANIII中间轴129.733.5766×4.86=4\*ROMANIV低速轴44.739.8638×4.62=5\*ROMANV卷筒轴44.739.5735×4.484四、三角带的传动设计确定计算功功率由[课]表8-6查得工作情况系数=1.2，故=1.25.5=6.6kw2.选取窄V带类型根据由[课]图8-9确定选用SPZ型。3．确定带轮基准直径由[2]表8-3和表8-7取主动轮基准直径=80mm根据[2]式（8-15），从动轮基准直径。=380=240mm根据[2]表8-7取=250mm按[2]式（8-13）验算带的速度==6.29m/s<25m/s带的速度合适4．确定窄V带的基准长度和传动中心距根据0.7（+）<<2（+），初步确定中心距=500mm根据[2]式（8-20）计算带的基准长度2+（+）+=2500+（250+80）+=1532.55mm由[2]表8-2选带的基准长度=1600mm按[2]式（8-12）计算实际中心距+=400+=533.73mm5.演算主动轮上的包角由[2]式（8-6）得+=+=>主动轮上的包角合适6．计算窄V带的根数由=1440r/min=80mm=3查[课]表8-5c和[课]表8-5d得=1.60kw=0.22kw查[课]表8-8得=0.95=0.99，则==3.856取=4根。7．计算预紧力查[课]表8-4得=0.065Kg/m,故=550.3N8．计算作用在轴上的压轴力==4346.38N9.带轮结构设计略。五、齿轮传动的设计㈠高速级齿轮传动的设计选择齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°初选小齿轮齿数为2。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式：≥确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,,=0.765,,=0.945.=0.765+0.945=1.710由表查得齿宽系数＝1.0。查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限＝590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：＝560MPa.由计算公式：N=算出循环次数：＝60×480×1×（2×8×8×300）＝2.76×==4.38×再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数=0.94,=1.05.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1％。=0.94×590=554.6Mpa=1.05×560=588Mpa=571.3MPa4、计算小齿轮分度圆直径,由计算公式得：≥53.87mm=199.32mm计算小齿轮圆周速度：v＝=1.35m/s计算齿宽b及模数m.b=齿高:h==2.25×2.376=5.346mm=10.08计算纵向重合度：＝0.318×1×22×tan14°＝1.744计算载荷系数K已知使用系数=1已知V＝1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数=1.05由表查得：的计算公式：＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23×53.87＝1.42再由表查的：=1.33,=1.2公式：=1×1.2×1.05×1.42=1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：=55.91mm计算模数：==2.466mm5、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：确定计算参数：计算载荷系数：=1×1.05×1.2×1.33=1.676根据纵向重合度：＝1.744，从表查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数：=24.82=86.87由[课]表10－5查取齿形系数=2.63,=2.206查取应力校正系数=1.588，=1.777再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：＝500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限＝380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：=0.85,=0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35 ==314.8Mpa ==253.3MPa计算大，小齿轮的，并加以比较：=0.01327=0.0155大齿轮的数值大，选用大齿轮=0.0155设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=53.87mm来计算齿数：==26.1取＝26则=976、几何尺寸计算：计算中心距：将中心距圆整为：127mm按圆整后中心距修正螺旋角：因的值改变不大，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：=53.69mm=200.3mm计算齿轮宽度：=1×53.69=53.69mm取=54mm,=60mm8、高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角αn20o螺旋角β14.4o分度圆直径d153.69d2200.3齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×57.69da2=d2+2ha*mn=200.3+2×204.3齿根圆直径df1=d1－2hf*mn=53.69－2×1.25×248.69df2=d2－2hf*mn=200.3－2×2×1.25195.3中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cosβ）127=2×(22+81)/（2cos14.4o）齿宽b2=b54b1=b2+(5～10)mm603、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1D1=1.6d=1.6×4572轮毂轴向长LL=(1.2～1.5)d≥B54倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚度σ0σ0=(2.5～4)mn8腹板最大直径D0D0=df2－2σ0216板孔分布圆直径D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直径d1d1=0.25(D0－D1)35腹板厚CC=0.3b218（二）、低速齿轮机构设计1、已知＝129.73r/min2、选择齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式：≥确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768,,==0.945=0.789+0.945=1.713选齿宽系数＝1.0。查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限＝590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：＝560MPa.由计算公式：N=算出循环次数：＝60×129.73×1×（2×8×8×300）＝2.99×=1×再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数=0.90,=0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1％。=0.90×590=531Mpa=0.95×560=532Mpa=531.5MPa4、计算小齿轮分度圆直径,由计算公式得：≥87.86mm计算小齿轮圆周速度：v＝=0.596m/s计算齿宽b及模数m.b=mm齿高:h==2.25×3.04=6.85mm =12.83计算纵向重合度：＝0.318×1×28×tan14°＝2.22计算载荷系数K已知使用系数=1已知V＝0.596m/s，7级齿轮精度，由表查得动载荷系数=1.03由表查得：的计算公式：＝1.15＋0.18（1＋0.6）＋0.23×87.86＝1.428再由[课]表10－3查的：=1.33,=1.2公式：=1×1.03×1.428×1.2=1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径：=90.78mm计算模数：==3.146mm5、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：确定计算参数：计算载荷系数：=1×1.03×1.2×1.33=1.644根据纵向重合度：＝2.22，从[课]图10－28查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数：=31.59=91.38再由[课]表10－5查取齿形系数=2.505,=2.20查取应力校正系数=1.63，=1.781计算大，小齿轮的，并加以比较：=0.00769=0.00737小齿轮的数值大，选用小齿轮=0.00737设计计算：mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=90.78mm来计算齿数：==44.04取＝44得＝1276、几何尺寸计算：计算中心距：将中心距圆整为：177mm按圆整后中心距修正螺旋角：因的值改变不大，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：=90.56mm=263.44mm计算齿轮宽度：=1×90.56=90.56mm取=90mm,=95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm面基数mn2面压力角αn20o螺旋角β13.7o分度圆直径d390.56d4263.44齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×294.56da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2267.44齿根圆直径df1=d1－2hf*mn=90.56－2×1.25×285.56df2=d2－2hf*mn=263.44－2×1.25×2258.44中心距a=mn(Z1+Z2)/2cosβ177齿宽b2=b90b1=b2+(5～10)mm95六、轴的设计（一）、高速轴的设计1、轴的材料与齿轮1的材料相同为40Cr调质。2、按切应力估算轴径由表15—3查得，取A0=106轴伸出段直径d1≥A0(p1/n1)1/3=106×(5.06/480)1/3=23.2mm取d1=32mm3、轴的结构设计1)、划分轴段轴伸段d1；过密封圆处轴段d2；轴颈d3,d7；轴承安装定位轴段d4,d6;齿轮轴段。2)、确定各轴段的直径由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取d2=34mm，选择滚动轴承30207，轴颈直径d3=d7=35齿轮段尺寸。分度圆直径d=53.69da=57.69 df=48.693)、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知轴长L＝253.5+伸出端的长度由带轮厚度确定＝（1.5－2）d,取＝64mm选取轴向长度为20＝（2030）其余长度根据中间轴各段长度确定4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mmCD=170mmAB=227mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：Ft1=2T1/d1=2×100.67×103/54=3728.5N Fr1=Ft1×tanαn/cosβ1=3728.5×tan20o/cos14.4=1401N Fα1=Ft1×tanβ1=3728.5×tan14.4o=957N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和ΣMBZ=0，得RAZ=[Fr1×170+Fa1×d1/2]227=(1401×70+957×27)227=1163N同理：ΣMAZ=0,得RBZ=[Fr1×57-Fa1×d3/2]227=(1401×57-975×27)227=238N校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ=238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和ΣMBy=0，得RAY=3728.5×170/227=2792由ΣMAy=0，得RBY=3728.5×5/227=936N校核：ΣZ=RAY+RBY－Ft1=936+2792--3728=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。C处弯矩：MCZ左=RAZ×57=66291Nmm MCZ右=RBZ×170=40460Nmm MCY=RAY×57=2792×57=159144Nmm(6)、合成弯矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC右=(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=100670Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58αT2=0.58×100670=58389NmmC处：M′C左=MC左=159144 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279(9)、校核轴径。C剖面：dC=(M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(174279/0.1×55)1/3=31mm＜43mm强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表6—1查出键槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)；由表6—2查出键长：L=45；（二）、中间轴的设计1、选择轴的材料。因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为45钢调质。由表15—1查得：硬度217～255HBS [δ0b]=95MPa [δ-1b]=55MPa抗拉强度极限：δβ=640MPa屈服强度极限：δs=355MPa弯曲疲劳极限：b-1=275MPa剪切疲劳极限：τ-1=155MPa许用弯曲应力：[b-1]=60MPa2、轴的初步估算根据表15—3，取A0=112d≥=112=37.46mm考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D1=dmin=403、轴的结构设计（1）、各轴段直径的确定。初选滚动轴承，代号为30208.轴颈直径d1=d5=dmin=40mm.齿轮2处轴头直径d2=45mm齿轮2定位轴角厚度。hmin=(0.07～0.1)d，取hmin=5mm该处直径d2=54齿轮3的直径：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm由轴承表5—11查出轴承的安装尺寸d4=49(2)、各轴段轴向长度的确定。轴承宽度B=19.75mm,两齿轮端面间的距离△4=10mm其余的如图4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mmCD=88mmCB=72mmAD=217mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：齿轮2：Ft2=2T2/d2=2×357.66×103/200.3=3571.2N Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2=3571.2×tan20o/cos14.4=1342N Fα2=Ft2×tanβ2=3571×tan14.4o=917N齿轮3：Ft3=2T3/d3=2×357.66×103/90.56=7899N Fr3=Ft3×tann/cosβ3=7899×tan20o/cos13.7=2959N Fα3=Ft3×tanβ3=7899×tan13.7o=1926N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和ΣMBZ=0，得RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2×d2/2+Fa3×d3/2－Fr3×72]217=(1342×160+917×100.15+1926×45.26-72×2959)217=833N同理：ΣMAZ=0,得RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3×d3/2+Fa2×d2/2－Fr2×57]217=(2959×165+917×100.15+1926×45.26-1342×57)217=2450N校核：ΣZ=RAZ+Fr3－Fr2－RBZ=833+2959-1342-2450=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和ΣMBy=0，得RAY=(3571×160+7899×72)/217=5449N由ΣMAy=0，得RBY=（3571×57+7899×145）/217=6021校核：ΣZ=RAY+RBY－Ft3－Ft2=5449+6021-3571-7899=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。C处弯矩：MCZ左=RAZ×57=833×57=43316Nmm MCZ右=RAZ×57－Fa2d2/2=833×57－917×100.15=-48522NmmD处弯矩：MDZ左=RBZ×72+Fa3×d3/2 =2450×72+1926×45.26=263609Nmm MDZ右=RBZ×72=176400水平面弯矩图。MCY=RAY×57=5449×57=283348NmmMDY=RBy×72=6021×72433512Nmm(6)、合成弯矩处：MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC右=(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473NmmD处：MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD右=(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=533660Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58αT2=0.58×533660=309523NmmC处：M′C左=MC左=286640 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(2874732+3095232)1/2=422428D处：M′D左=[M2D左+(αT2)2]1/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm M′D右=M2D右=468027Nmm(9)、校核轴径。C剖面：dC=(M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(422428/0.1×55)1/3=42.5mm＜4强度足够。D剖面：dD=(M′D右/0.1[δ-1b])1/3=(588346/0.1×55)1/3 =46.7mm＜85.56mm(齿根圆直径)强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表6—1查出键槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)；由表6—2查出键长：L=45；(11)中间轴的精确校核：对照轴的晚矩图和结构图，从强度和应力集中分析Ⅰ，Ⅱ，G都是危险段面，但是由于Ⅰ，Ⅱ还受到扭矩作用，再由II断面的弯矩要大于I处，所以现在就对II处进行校核。轴的材料为45钢，调质处理，由手册查得：。由手册查得：Ⅰ剖面的安全系数：抗弯断面系数：抗扭断面系数：弯曲应力幅：弯曲平均应力扭转切应力幅：平均切应力：键槽所引起的有效应力集中系数再由手册查得，表面状态系数β=0.92，尺寸系数剪切配合零件的综合影响系数，取进行计算：剪切配合零件的综合影响系数，取进行计算，由齿轮计算循环次数，所以取寿命系数综合安全系数：所以具有足够的强度。（三）、低速轴的设计1、轴的材料与齿轮4的材料相同为45钢调质。2、按切应力计算轴径。由表15—3查得，取A0=112轴伸出段直径d1≥A0(p3/n3)1/3=112×(4.62/44.73)1/3=52.5mm考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径标准尺寸的选用，取d1=50mm,则轴孔长度L1=84mm3、轴的结构设计1)、划分轴段d1;过密封圆处轴段d2;轴颈d3,d8;轴承安装定位轴段d4；轴身d5,d7；轴头d6。2)、确定各轴段直径。取d2=52mm选择滚动轴承30211，轴颈直径d3=d8=55mm.，轴承宽22.754、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=67mmCB=141mmAB=208mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：Ft4=2T4/d4=2×986380/263.44=7488N Fr4=Ft4×tanαn/cosβ4=7488.5×tan20o/cos13.7=2805N Fα4=Ft4×tanβ4=7488×tan13.7o=684N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和ΣMBZ=0，得RAZ=[Fr4×141+Fa4×d4/2]208=2335N同理：ΣMAZ=0,得RBZ=[Fr4×67-Fa4×d4/2]208=470N校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ=4708+2335-2805=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和ΣMBy=0，得RAY=7488×141/2208=5076由ΣMAy=0，得RBY=7488×67/208=2412N校核：ΣZ=RAY+RBY－Ft1=2412+5076--7488=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。C处弯矩：MCZ左=RAZ×67=156445Nmm MCZ右=RBZ×141=340374Nmm MCY=RAY×67=340092Nmm(6)、合成弯矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC右=(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=986380Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58αT2=0.58×986380=572100NmmC处：M′C左=MC左=374614 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(5721002+3764142)1/2=684826(9)、校核轴径。C剖面：dC=(M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(684826/0.1×55)1/3=50mm＜62mm强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表6—1查出键槽尺寸：b×h=18×11由表6—2查出键长：L=70；七、滚动轴承的校核计算（一）中间滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为30208由表9－16查得Cr=59.8kN,=42.8kNe=0.371、作用在轴承上的负荷。1)、径向负荷A处轴承FRⅠ=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512NB处轴承FRⅡ=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N2)、轴向负荷3)、轴承受力简图。外部轴向力FA=Fa3－Fa2=1926—917=1009N从最不利受力情况考虑FA指向B处轴承，如上图所示。轴承内作轴向力SⅠ=еFrⅠ=0.37×5512=2039N SⅡ=0.4×FrⅡ=0.37×6500=2405N因FA+SⅠ=1009+2039=3048＞2405=SⅡ轴承Ⅱ被压紧，为紧端，故FaⅠ=SⅠ=2039N FaⅡ=FA+SⅠ=3048N2、计算当量功负荷。Ⅰ轴承，FaⅠ/Cor=2039/42800=0.04764 查[课]表13-5，е=0.42FaⅠ/FrⅠ=2039/5512=0.37＜е,X1=1 Y1=0动载荷系数fp=1.1当量动载荷prⅠ=fp(X1FrⅠ+Y1FaⅠ)=1.1×5512=6063NⅡ轴承：FaⅡ/Cor=3048/42800=0.071 е=0.44FaⅡ/FrⅡ=3048/6500=0.47＞е=0.44，X2=0.44，Y2=1.26当量功载荷PrⅡ=fa(X2FrⅡ+Y2FaⅡ)=1.1×(0.44×6500+1.26×3048) =7371N3、验算轴承寿命因PrⅠ＜PrⅡ,故只需验算Ⅱ轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：8×300×16=38400h轴承实际寿命Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ)ε=16670/129.73(59800/7371)3=128554h＞38400具有足够使用寿命。4、轴承静负荷计算经计算，满足要求；计算过程略。经校核，高、低轴的轴承均满足要求八、平键联接的选用和计算1、中间轴与齿轮Ⅰ的键联接运用及计算。由前面轴的设计已知本处轴径为：d2=45由表6—1选择键14×9×50键的接触长度L=d2－b=50－14=36,接触度h′=h/2=9/2=4.5mm由《机械设计》表6—2查出键静联接的挤压作用应力[δp]=120MPaδp=2T2/d2lh′=(2×357.66×103)/(45×36×4.5)=98MPa＜[δP]键联接强度足够2、低速轴与齿轮4的键联接选用及计算。由前面轴的设计已知本处轴径为：d4=62由表6—1选择键18×11×70键的接触长度L=d2－b=70－18=52,接触度h′=h/2=11/2=5.5mm由《机械设计》表6—2查出键静联接的挤压作用应力[δp]=120MPaδp=2T2/d2lh′=(2×986.38×103)/(62×52×5.5)=111MPa＜[δP]键联接强度足够九．联轴器的选择计算由于低速级的转矩较大，故选用弹性柱销联轴器，型号为HL5计算转矩：＝K=1.5986380=1479.6Nm转速n=44.73d=50所以由表可知：强度和转速均满足要求十、箱体及其附件的设计选择1、零部件名称符号件速器的尺寸关系箱座壁厚δ18箱盖壁厚δ18箱盖凸缘厚度b130箱座凸缘厚度b13地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数量n6轴承旁联结螺栓直径d1M6盖与座联接螺栓直径d2M14联接螺栓d2的间距L125~200轴承端盖螺钉直径d3M8检查孔盖螺钉直径d4M8定位销直径d83、油标尺的尺寸设计如图由表7—21，选取为M12d的。D=20b=6h=28d2=12a=10D1=16d1=4参考文献：1、没有注明的为《机械设计课程设计》书。2、《机械设计》教材。3、《机械原理》教材。总效率η=0.82Y132S—4电动机P=5.5KWN=1440(r.min-1)主动轮基准直径=80mm从动轮基准直径＝250mm实际中心距533.73mm包角＝V带的根数＝4＝53.87mm=199.32mm模数M＝2.376齿宽B＝53.87齿数＝26＝97中心距a=127mm螺旋角=分度圆直径=53.69mm=200.3mm齿宽b=53.69mm=60mm=54mm,=87.86mmb=87.86mmm=3.04h=6.85＝44=127中心距a=177.3mm螺旋角=分度圆直径=90.56mm=263.44mm=90mm,=95mm40Cr调质轴承选3020745钢调质选滚动轴承3020845钢调质选择滚动轴承30211

毕业论文（设计）原创性声明本人所呈交的毕业论文（设计）是我在导师的指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不包含其他个人已经发表或撰写过的研究成果。对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明并表示谢意。作者签名：日期：毕业论文（设计）授权使用说明本论文（设计）作者完全了解**学院有关保留、使用毕业论文（设计）的规定，学校有权保留论文（设计）并向相关部门送交论文（设计）的电子版和纸质版。有权将论文（设计）用于非赢利目的的少量复制并允许论文（设计）进入学校图书馆被查阅。学校可以公布论文（设计）的全部或部分内容。保密的论文（设计）在解密后适用本规定。

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