《生产车间零件传送设置的传动装置设计》课程设计的报告报告书

...wd......wd......wd...xx学院课程设计报告书题目：某车间零件传送设备的传动装置设计系部：机械与电子工程系专业：机械设计制造及自动化班级：N机自11—1F姓名：学号：序号：2013年12月16日xx学院课程设计任务书设计题目：某车间零件传送设备的传动装置设计系部：机电系专业：机械设计制造及自动化学生姓名：学号：起迄日期：2013年11月24日至2013年12月16日指导教师：机械设计课程设计任务书1．课程设计的内容和要求〔包括原始数据、技术要求、工作要求等〕：一.设计题目某车间零件传送设备的传动装置的设计1.传动布置方案图1传动布置方案1－减速器2－联轴器3―滚筒4－运输带5－电动机6－带传动2.条件：〔1〕输送带主动输出转矩T＝700N·m〔2〕输送带工作速度V=1.12m/s〔允许输送速度误差±5％〕〔3〕滚筒直径D=380mm〔4〕滚筒效率η＝0.96〔包括滚筒轴承的效率损失〕3.设备工作条件，室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作8年，车间有三相交流电源。二.技术要求1.电动机的选择与运动参数计算；2.齿轮传动的设计计算；3.轴的设计；4.滚动轴承的选择；5.键和联轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制；7.设计计算说明书的编写；三.工作要求1.学生应当在指导教师指导下完成设计,必须独立完成设计任务,严禁抄袭,一经发现成绩以不及格计,并给予批评教育各严肃处理.2.课程设计期间要严格遵守学习纪律,在此期间缺勤1/3以上,成绩以不及格计.3.课程设计报告书一律打印在A4纸上,同时配上封面装订成册.机械设计课程设计任务书2．对课程设计成果的要求〔包括图表、实物等硬件要求〕：1、要求〔1〕说明书要认真、准确、条理清晰，参考文献要注明出处〔2〕按word排版，公式编辑器编辑公式〔3〕图纸用CAD作图，数据准确2、任务减速器总装配图一张齿轮、轴零件图各一张设计说明书一份3．主要参考文献：要求按国标GB7714—87《文后参考文献著录规则》书写，例如：[1]濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版.北京:高等教育出版社,2010[2]杨光，席伟光等.机械设计课程设计手册.第二版.北京:高等教育出版社,2010[3]刘鸿文.材料力学.第四版.北京:高等教育出版社,2009[4]甘永立.几何量公差与检测.第八版.上海:上海科学技术出版社,20094．课程设计工作进度方案：序号起迄日期工作内容111.24设计前准备工作(承受设计任务、收集资料、准备工具)2确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算3轴的设计计算4轴承、键、联轴器及润滑剂的选择5装配图设计及复核计算6零件工作图设计7整理设计说明书及课程设计体会和收获812.16上交机械课程设计成果指导教师谭湘夫日期：2013年11月22日目录TOC\o"1-2"\h\z\u1前言12设计任务12.1设计题目：某车间零件传送设备的传动装置设计12.2技术要求23电动机的选择与运动参数计算23.1传动方案设计23.2电机的选择33.3传动参数的计算44.设计V带和带轮设计计算54.1传送带计算55直齿圆柱轮计算75.1高速级齿轮设计75.2低速级齿轮设计116轴的设计计算156.1主动轴的设计156.2中间轴的设计196.3从动轴的设计237滚动轴承的选择及计算267.1主动轴的轴承设计工作能力计算267.2中间轴的轴承设计工作能力计算277.3从动轴的轴承设计工作能力计算288连接件的选择及计算298.1键的设计及计算298.2联轴器设计309箱体的设计319.1箱体构造设计3110润滑、密封装置的选择及设计3310.1润滑密封设计3311设计总结34参考文献351前言本次课程设计的内容是某车间传送设备的传动装置设计，主要内容是综合运用机械课程和其他所学课程的知识，通过对减速器的设计来熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力，从而进一步稳固，加深和开阔所学知识。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，标准，设计手册等有关资料，熟练掌握公式编辑器，AutoCAD绘图的能力，掌握全面的机械设计技能。本次课程设计除了满足机械的功能要求外，合理的选择传动形式是拟定方案是关键环节。选择传动构造类型时应综合考虑各有关要求和工作条件，包括传动功率、使用寿命、经济要求、外部条件环境等；同时，电机的型号传动比的分配传动装置的运动和参数确实定等，都是设计过程中非常重要的环节。同时AUTOCAD、WORD文档编辑等工具的熟练运用也是完本钱次设计的重要保证。2设计任务2.1设计题目：某车间零件传送设备的传动装置设计2.1.1传动布置方案图1传动布置方案1－减速器2－联轴器3―滚筒4－运输带5－电动机6－带传动2.1.2条件：〔1〕输送带主动输出转矩T＝700N·m〔2〕输送带工作速度V=1.12m/s〔允许输送速度误差±5％〕〔3〕滚筒直径D=380mm〔4〕滚筒效率η＝0.96〔包括滚筒轴承的效率损失〕2.1.3设备工作条件：室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作8年，车间有三相交流电源。2.2技术要求〔1〕电动机的选择与运动参数计算；〔2〕齿轮传动的设计计算；〔3〕轴的设计；〔4〕滚动轴承的选择；〔5〕键和联轴器的选择与校核；〔6〕装配图、零件图的绘制；〔7〕设计计算说明书的编写；图2传动装置总体设计图3电动机的选择与运动参数计算3.1传动方案设计3.1.1〔1〕输送带主动输出转矩T＝700nm〔2〕输送带工作速度V=1.12m/s〔3〕滚筒直径D=380mm〔4〕滚筒效率η＝0.963.1.2确定传动方案考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如图2所示：传动系数总效率为(1-1)式中为V带传动效率，取0.95；为滚动轴承效率，取0.98；为闭式齿轮〔8级精度〕传动效率，取0.97；为弹性联轴器效率，取0.99；为滚筒效率，为0.96。3.2电机的选择滚筒的转速(3-2)运输带功率w：(3-3)电动机的输出功率0：(3-4)额定功率w:～＝～～(3-5)经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比＝2～4，二级圆柱直齿轮减器传动比＝8～40，则总传动比合理范围为＝16～160，电动机转速的可选范围为:0＝＝〔16～160〕56.32r/min＝901.12～9011.2r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比。根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min，以便比拟。根据电动机所需功率和同步转速，查[1]表8-53确定电动机型号为Y132S-4或Y132M2-6。传动系统的总传动比为(3-6)式中为电动机满载转速；为滚动传送带机构输入转速。根据电动机型号查[1]表8-54确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。将计算数据和查表数据填入表1，便于比拟。表1电动机的数据及总传动比方案电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速(r/min)总传动比外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mm1Y132S-45.51500144025.5638801322Y132M2-65.51000960173880132由表1可知，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级出论传动实现，所以选用方案1。3.3传动参数的计算3.3.1传动比分配总传动比为(3-7)带传动的传动比取为=2.5，则减速器的总传动比为(3-8)则齿轮减速器高速级的传动比为(3-9)低速级传动比为(3-10)3.3.2各轴的转速计算n1=1440/2.5r/min=576r/minn2=480/3.65r/min=131.51r/minn3=n4=56.32r/min3.3.3各轴的输入功率计算3.3.4各轴输入扭矩计算/将上述结果列入表2中，以供差用。表2各轴运动与动力参数轴号转速/(r/min)功率/扭矩/()Ⅰ5765.2386.71Ⅱ131.514.97360.91Ⅲ56.324.72800.36Ⅳ56.324.58776.624.设计V带和带轮设计计算4.1传送带计算4.1.1确定计算功率查[2]表8-7〔P156〕得：,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.4.1.2选择带型号根据,查[2]图8-11〔P157〕选用带型为A型带．4.1.3选取带轮基准直径查[2]表8-8〔P157〕得：小带轮基准直径，则大带轮基准直径，根据[2]表8-8加以适当调整后取。实际传动比i1：(4-1)从动轮的实际转速n1：(4-2)从动轮的转速误差率为(4-3)在±5%内，为允许值。4.1.4验算带速v(4-4)在5～25m/s范围内，V带充分发挥。4.1.5确定中心距和带的基准长度初步选取中心距：(4-5)(4-6)(4-7)初定中心距，所以带长：=(4-8)查[2]表8-2〔P146〕选取基准长度得实际中心距:(4-9)中心距的变化范围为561～642mm。4.1.6验算小带轮包角(4-10),包角适宜。4.1.7确定V带根数Z由公式得(4-11)根据，查[2]表8-4a〔P152〕，用线性插值法得。查[2]表8-4b〔P153〕查得功率增量为。查[2]表8-5〔P155〕得带长度修正系数。查[2]表8-5〔P155〕并由内插值法得。由公式[2]8-26得(4-12)应选Z=4根带。4.1.8计算预紧力查[2]表8-3(P149)可得单位长度质量,故单根普通V带所需最小初拉力为:(4-13)应使带的实际初拉力F0>(F0)min。4.1.9计算作用在轴上的压轴力:压轴力的最小值为(4-14)4.1.10带轮构造设计〔略〕5直齿圆柱轮计算5.1高速级齿轮设计5.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数〔1〕考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面标准直齿圆柱齿轮。〔2〕齿轮材料及热处理。由[2]表10-1〔P191〕可知，高速级小齿轮材料选用45号钢调质，小齿轮齿面硬度为250HBS，取小齿轮齿数Z1=24。高速级大齿轮材料选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮210HBS,，取.〔3〕初选齿轮精度。传输机为一般工作机，速度不高，应选用8级精度〔GB10095-88〕。5.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式[2]〔10-9〕进展计算，即()〔1〕确定各参数的值:转矩T1:()查[2]表10-3〔P195〕得载荷系数K=1.1；查[2]表10-6〔P201〕选取齿轮材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa；查[2]表10-7〔P205〕选取齿宽系数。()许用接触应力[]：由[2]图10-21d〔P209〕按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由式[2]10-13〔P206〕计算应力循环次数：()()由[2]图10-19〔P207〕取接触疲劳寿命系数；。取失效概率为1%，安全系数SH=1，由式[2]10-12〔P205〕得()()〔2〕计算将小齿轮的分度圆直径，带入[]中较小的值。()计算圆周速度v：()计算齿宽b：()计算齿宽与齿高之比：模数：()齿高：()()计算载荷系数：根据v=1.65m/s，8级精度，由[2]图10-8〔P194〕查得动载系数Kv=1.12；直齿轮，；由[2]表10-2〔P193〕查得使用系数；由[2]表10-4〔P196〕用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查[2]图10-13得；故载荷系数()按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式[2]〔10-10a〕得：()计算模数m：()5.1.3按齿根弯曲强度设计由式[2]〔10-5〕得弯曲强度的设计公式为、()〔1〕确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；大齿轮的弯曲强度极限MPa；由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由[2]〔10-12〕得()()计算载荷系数K：()查取齿形系数：由[2]表10-5查得；。查取应力校正系数：由[2]表10-5查得；。计算大、小齿轮的并加以比拟：()()大齿轮的数值大。〔2〕设计计算()比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大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〔即模数与齿数的乘积〕有关，可取由弯曲强度计算得的模数2.08并就近圆整为标准值m=2.5，按齿面接触强度算得的分度圆直径d1=59.17mm，算出小齿轮齿数()大齿轮齿数，取()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，并做到构造紧凑，防止浪费。5.1.4高速级齿轮几何尺寸计算〔1〕计算分度圆直径()()〔2〕计算中心距()〔3〕计算齿轮宽度()取，。表3高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮模数中心距齿数分度圆直径齿宽小齿轮2.5141.25246065大齿轮89222.560构造设计及绘制齿轮零件图〔从略〕5.2低速级齿轮设计5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数〔1〕考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面标准直齿圆柱齿轮。〔2〕齿轮材料及热处理。由[2]表10-1〔P191〕可知，高速级小齿轮材料选用45号钢调质，小齿轮齿面硬度为250HBS，取小齿轮齿数Z3=30。高速级大齿轮材料选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮210HBS,，取。〔3〕初选齿轮精度。传输机为一般工作机，速度不高，应选用8级精度〔GB10095-88〕。5.2.2按齿面接触强度设计由设计计算公式[2]〔10-9〕进展计算，即()〔1〕确定各参数的值:转矩T2:()查[2]表10-3〔P195〕得载荷系数K=1.1；查[2]表10-6〔P201〕选取齿轮材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa；查[2]表10-7〔P205〕选取齿宽系数。()许用接触应力[]：由[2]图10-21d〔P209〕按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由[2]式10-13〔P206〕计算应力循环次数：()()由[2]图10-19〔P207〕取接触疲劳寿命系数；。取失效概率为1%，安全系数SH=1，由[2]式10-12〔P205〕得()()〔2〕计算将小齿轮的分度圆直径，带入[]中较小的值。()计算圆周速度v：()计算齿宽b：()计算齿宽与齿高之比：模数()齿高()()计算载荷系数：根据v=0.62m/s，8级精度，由[2]图10-8〔P194〕查得动载系数Kv=1.12；直齿轮，；由[2]表10-2〔P193〕查得使用系数；由[2]表10-4〔P196〕用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查[2]图10-13得；故载荷系数()按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]式〔10-10a〕得：()计算模数m：()5.2.3按齿根弯曲强度设计由[2]式〔10-5〕得弯曲强度的设计公式为、()〔1〕确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；大齿轮的弯曲强度极限MPa；由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由[2]式10-12得()()计算载荷系数K：()查取齿形系数：由[2]表10-5查得；。查取应力校正系数：由[2]表10-5查得；。计算大、小齿轮的并加以比拟：()()大齿轮的数值大。〔2〕设计计算()比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大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〔即模数与齿数的乘积〕有关，可取由弯曲强度计算得的模数2.92并就近圆整为标准值m=3.0，按弯曲强度算得的分度圆直径d1=96.84mm，算出小齿轮齿数()大齿轮齿数，取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，并做到构造紧凑，防止浪费。5.2.4低速级齿轮几何尺寸计算〔1〕计算分度圆直径〔2〕计算中心距〔3〕计算齿轮宽度取，。表4高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮模数中心距齿数分度圆直径齿宽小齿轮3187.53296101大齿轮9327996构造设计及绘制齿轮零件图〔从略〕6轴的设计计算6.1主动轴的设计6.1.1V带齿轮参数附表1、各传动比表5各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮43.652.82、各轴转速n表6各轴转速n576131.5156.3256.323、各轴的输入功率P表7各轴的输入功率P5.234.974.724.584、各轴的输入转矩T表8各轴的输入转矩T86.71360.91800.36776.625、带轮的主要参数表9带轮的主要参数小轮直径大轮直径中心距基准长度带的根数112280588180046.1.2求作用在齿轮上的力根据输入轴的传动参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力：由表2知：高速级小齿轮的分度圆直径，所以圆周力：径向力：6.1.3初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据[2]表15-3〔P370〕，取，。因最小直径要与高速级小齿轮配合，需开键槽，所以选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为，故取，大带轮的基准直径，采用4根V带传动，计算大带轮宽度6.1.4轴的构造设计主动轴设计构造图:图3主动轴构造设计图〔1〕各轴段直径确实定与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；选6206型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度取，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。〔2〕轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,大带轮宽度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮间距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，，大带轮与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为，，，，，，。确定顶轴承的支点位置,由[2]表13-1可知，6206型为角接触球轴承,因此,做为外伸梁的轴的支承跨距。6.1.5求轴上的载荷主动轴的载荷分析图:图4主动轴的载荷分析图〔1〕画输出轴的受力简图，如图〔a〕所示。〔2〕画水平平面的弯矩图，如图〔b〕所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：则〔3〕画竖直平面的弯矩图，如图〔c〕所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：则〔4〕画合力弯矩图，如图〔d〕所示。〔5〕画转矩图，如图〔e〕所示。〔6〕画出当量弯矩图，如图〔f〕所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知C截面为危险截面。〔7〕验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。6.2中间轴的设计6.2.1求作用在齿轮上的力由表2知：高速级大齿轮、低速级小齿轮的分度圆直径分别为，，所以圆周力：径向力：6.2.2初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15-3〔P370〕，取，。因最小直径要与高速级小齿轮配合，需开键槽，所以因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。6.2.3轴的构造设计中间轴设计构造图:图5中间轴构造设计图〔1〕各轴段直径确实定与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选6208型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则，右边齿轮配合的轴段直径。〔2〕轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离为。与之对应的轴各段长度分别为，，，，。确定顶轴承的支点位置,由[2]表13-1可知，6208型为角接触球轴承,因此,做为外伸梁的轴的支承跨距。6.2.4求轴上的载荷图6中间轴上的载荷分析图〔1〕画输出轴的受力简图，如图〔a〕所示。〔2〕画水平平面的弯矩图，如图〔b〕所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：则〔3〕画竖直平面的弯矩图，如图〔c〕所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：则〔4〕画合力弯矩图，如图〔d〕所示。〔5〕画转矩图，如图〔e〕所示。〔6〕画出当量弯矩图，如图〔f〕所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知B截面为危险截面。〔7〕验算轴的直径因为B截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而B截面的设计直径为,所以强度足够。6.3从动轴的设计6.3.1求作用在齿轮上的力根据输入轴的传动参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力：由表2知：低速级大齿轮的分度圆直径为，所以圆周力：径向力：6.3.2初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据[2]表15-3〔P370〕，取，。因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即：选用联轴器，取其标准内孔直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查[2]表14-1〔P351〕，选取，故由[2]式〔14-1〕得计算转矩为根据[1]表8-35〔P195〕，选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度为。6.3.3轴的构造设计从动轴总体设计构造图:图7从动轴构造设计图〔1〕各轴段直径确实定与联轴器相连的轴段是最小直径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选6211型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度取，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。〔2〕轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度30mm。箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，，联轴器与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为，，，，，，。确定顶轴承的支点位置,由[2]表13-1可知，6211型为角接触球轴承,因此,做为外伸梁的轴的支承跨距。6.3.4求轴上的载荷从动轴的载荷分析图:图8从动轴的载荷分析图〔1〕画输出轴的受力简图，如图〔a〕所示。〔2〕画水平平面的弯矩图，如图〔b〕所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：则〔3〕画竖直平面的弯矩图，如图〔c〕所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：则〔4〕画合成弯矩图，如图〔d〕所示。〔5〕画转矩图，如图〔e〕所示。〔6〕画出当量弯矩图，如图〔f〕所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知C截面为危险截面。〔7〕验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。7滚动轴承的选择及计算7.1主动轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图：图9主动轴承的受力分析图〔1〕计算轴承所承受的径向力径向载荷，由静力学平衡公式得：由[2]表13-6查得载荷系数，则轴承的当量载荷为〔2〕计算轴承寿命因为，且两轴承型号一样，所以只要计算轴承2的寿命，取，由[1]表8-32〔P189〕查得，又对于球轴承，，则由条件知，要求轴承工作八年，每天两班〔约工作46720小时〕，。由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承适宜。7.2中间轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图：图10中间轴承的受力分析图〔1〕计算轴承所承受的径向力由力的平衡条件可得：由[2]表13-6查得载荷系数，则轴承的当量载荷为〔2〕计算轴承寿命因为，且两轴承型号一样，所以只要计算轴承1的寿命，取，由[1]表8-32〔P189〕查得，又对于球轴承，，则由条件知，要求轴承工作八年，每天两班〔约工作46720小时〕，。由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承适宜。7.3从动轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图：图11从动轴承的受力分析图〔1〕计算轴承所承受的径向力径向载荷，由静力学平衡公式得：由[2]表13-6查得载荷系数，则轴承的当量载荷为〔2〕计算轴承寿命因为，且两轴承型号一样，所以只要计算轴承2的寿命，取，由[1]表8-32〔P189〕查得，又对于球轴承，，则由条件知，要求轴承工作八年，每天两班〔约工作46720小时〕。由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承适宜。8连接件的选择及计算8.1键的设计及计算8.1.1主动轴段键装带轮处，选A型键，根据轴直径，查[2]表6-1〔P106〕查得键截面尺寸，。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查[2]表6-1查得，取。装齿轮处，选A型键，根据轴直径，查[2]表6-1〔P106〕查得键截面尺寸，。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查[2]表6-1查得，取。键标记为：键8×7×28GB/T1096—2003键标记为：键10×8×22GB/T1096—20038.1.2中间轴段键由于低速级小齿轮段轴直径与高速级大齿轮段直径相等，所以选用键的规格也应当一样：选A型键，根据轴直径，查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查[2]表6-1查得，取。键标记为：键12×8×40GB/T1096—20038.1.3从动轴段键装带轮处，选A型键，根据轴直径，查[2]表6-1〔P106〕查得键截面尺寸，。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查[2]表6-1查得，取。装齿轮处，选A型键，根据轴直径，查[2]表6-1〔P106〕查得键截面尺寸，。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查[2]表6-1查得，取。键标记为：键14×9×46GB/T1096—2003键标记为：键14×11×63GB/T1096—20038.2联轴器设计〔1〕类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。〔2〕载荷计算公称转矩：查[2]表14-1〔P351〕，选取，故由[2]式〔14-1〕得计算转矩为〔3〕型号选择根据[1]表8-35〔P195〕选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度为。9箱体的设计9.1箱体构造设计减速器的箱体采用铸造〔HT200〕制成，采用剖分式构造为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.〔1〕机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。〔2〕考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了防止油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接外表应精创，其外表粗糙度为6.3。〔3〕机体构造有良好的工艺性铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。〔4〕对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进展操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的外表并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便到达体内为压力平衡。E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。减速器机体构造尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=〔0.5~0.6〕M10轴承端盖螺钉直径=〔0.4~0.5〕10视孔盖螺钉直径=〔0.3~0.4〕8定位销直径=〔0.7~0.8〕8外机壁至轴承座端面距离