624020204机械设计课程设计带式输送机的传动装置设计.doc

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1、计算及说明结果1课程设计任务书：课程名称：机械设计1.1 设计题目：带式输送机的传动装置设计；1.2 设计的原始数据：第二组数据皮带有效拉力F（N）3000输送带工作速度V（m/s）0.20卷筒直径d（mm）4001.3 设计要求：1）.机械厂装配车间：两班制，每班工作四小时；空载启动、连续、单项运转，载荷平稳；2）.使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作250日；检修期为三年；3）.生产批量及生产条件：生产数千台，有铸造设备；4）.设备要求：固定；5）.生产厂：减速机厂。1.4 工作量1）.减速器装配图零号图1张；2）.零件图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）；3

2、）.设计说明书一份月60008000字2传动方案的分析和拟定：2.1 方案拟定： 减速器：二级展开式圆柱齿轮减速器 传动方式：V带传动2.2 方案分析：由于所需的传动装置在有轻微粉尘的工作环境中长期单向运转，两班制，每班工作四小时；空载启动、连续、单项运转，而且要求载荷平稳，所以选择二级展开式圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴又较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。用于载荷比较平稳的场合。两级齿轮应使用斜齿轮。使用V带传动，能

3、缓冲工作时的轻微震动，符合该传动装置传动平稳的要求，而且V带结构简单，价格便宜，能提高工作和生产效率。V带应布置在减速器的输入端。2.3 传动方案简图3电动机的选择：3.1 电动机类型选择：根据1)传动装置要求工作电压为三相交流电为220V/380V； 2）机械厂装配车间工作环境； 3）要长期运转，容易发热；结果：选择Y系列的三相笼型异步交流电动机，采用全封闭自扇冷式结构，电压为380V。 该系列的电动机特点：结构简单、价格低廉、维护方便，广泛适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体无特殊要求的机械。F=3000NV=0.20m/sd400m/s计算及说明结果3.2 电动机容量的选择：3.2.1 工

4、作机的有效效率（即其输出功率） 3.2.2 电动机所需效率：从电动机到工作机的输送总效率：式中分别为带传动的效率、滚动轴承传动效率（一对）、闭式齿轮传动效率、联轴器效率、传动滚筒效率按表2-3（机械设计课程设计），查得，所以由于电动机额定功率略大于，由表16-1中的Y系列电动机技术数据，查得电动机的额定功率计算及说明结果3.2.3 确定电动机转速和型号 滚筒轴工作转速： 由于V带传动的传动比常用范围为，二级圆柱齿轮减速器的常用传动比为，所以，总传动比的范围为： 电动机转速可选范围为 ：计算及说明结果符合这一范围的同步转速有1000、1500、3000r/min.通过查表16-1，查出4种适用的

5、电动机型号，其各参数如下表 方案电动机型号额定功率（kw）同步转速(r/min)满载转速（r/min）传动装置的总传动比1Y132M2-65.5100096016.842Y112M-45.51500144025.263Y112M-25.53000290050.88综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及传动装置的总传动比来比较4个方案：方案1：电动机转速低，外廓尺寸以及质量较大，价格较高，虽传动不大，但由于电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。方案3：电动机转速较大，但总传动比也较大，传动装置尺寸大方案2和3较方案1适中，比较合适。但方案2比方案3更能使传动装置结构紧凑。因此，选定电动机型号为Y

6、132M2-6.4传动装置运动和动力参数的计算： 4.1 传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：由于，初选V带传动比，所以减速器的传动比： 电动机型号：Y132M2-6计算及说明结果分配传动比：高速级齿轮 低速级齿轮 4.2 传动装置各轴的运动和动力参数：4.2.1各轴的转速： 轴1（电机轴）：轴2（输入级）： 轴3（中间轴）： 轴4（输出轴）： 轴5（滚筒轴）：4.2.2 各轴的输入功率：轴1（电机轴）：轴2（输入级）： 轴3（中间轴）： 轴4（输出轴）：轴5（滚筒轴）：4.2.3各轴的输入转矩轴1（电机轴）： 轴2（输入级）： 轴3（中间轴）： 轴4（输出轴）：轴5（滚筒轴）： 运动和

7、动力参数的计算结果如下表轴名输入功率P（kw）输入转矩T（Nm）转速n（r/min）14.2828.3144024.1181.7748033.99196.52139.943.87647.2657.153.68615.4857.15带传动的设计：5.1 带传动类型的选择由于V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，大多数V带已标准化，且普通V带用于载荷不大和带轮直径较小的场合，符合所要求的工作和生产的条件，所以选择普通V带为外传动零件。5.2 V带带型的选择： 由于传动装置工作实行两班制，即每天工作16小时，且空载启动，根据表8-7（机械设计），查得工作情况系数已知所需传递的额定功率，即电动机的额定功

8、率P=4kw所求的计算功率 已知小带轮转速,即电机轴的转速 根据图8-11，选取普通V带A带型5.3 确定带轮的基准直径和验算带速v5.3.1初选小带轮的基准直径 根据表8-6，V带轮的最小基准直径为 根据表8-8，初选小带轮的基准直径5.3.2验算带速v 符合525m/s带速5.3.3计算大带轮的基准直径 由于带传动的常用传动比,取中间值由式，并根据表8-8圆整，得5.4 确定中心距a,并选择V带的基准长度5.4.1 初定中心距 根据式，得 普通V带A带型计算及说明结果所以，初定为400mm5.4.2 计算相应的带长 根据表8-2，选定5.4.3 计算中心距a及其变动范围 中心距变化范围37

9、9442mm5.5 验算小带轮上的包角小带轮上包角，符合要求5.6 确定带的根数z （1）根据和，查表8-4a,得根据，和A带型，查表8-4b,得根据，查表8-5，得（包角修正系数） 根据和A带型，查表8-2，得 将所查参数代如式（1）中，求得z=4.23 圆整后，取z=55.7 确定带的初拉力 根据A带型，查表8-3，得q=0.1kg/m 5.8 计算压轴力5.9 带轮设计 材料选用HT200 结构形式：根据，小带轮采用实心式结构 ，大带轮采用轮辐式结构z=5计算及说明结果根据A带型，查表8-10，f=9mm,e=15mm, 根据带的根数，可求得带轮宽度：B=78mm6齿轮传动的设计：6.1

10、高速级齿轮设计：6.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角（1）根据所选的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。（3）材料选择，根据表10-1（机械设计） 小齿轮的材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS 大齿轮的材料为45号钢，调质处理，硬度为240HBS 两齿轮硬度差控制为40HBS 两齿轮均使用软齿面，因为是闭式传动，失效形式为点蚀（4）齿数的初选考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些 取，则 圆整后，取（5）初选螺旋角为6.1.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值

11、B=78mm计算及说明结果1）试选载荷系数Kt=1.62）小齿轮传递的转矩 3）根据齿轮的装置情况，由表10-7选取齿宽系数4)根据螺旋角，由图10-30选取区域系数5)根据齿数和螺旋角，由图10-26查得端面重合度 ，则6)根据齿轮材料，由表10-6查得材料的弹性影响系数7)根据齿轮的材料，由图10-21d，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 8)计算应力循环系数9)根据应力循环习俗，由图10-19查得接触疲劳寿命系数 ，计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 Kt=1.6计算及说明结果（2）设计计算 1)试算小齿轮分度圆直径，代入上述系数，得

12、2)计算圆周速度v 3)计算齿宽b及模数 4)计算纵向重合度 5)计算载荷系数 根据圆周速度和齿轮精度，由图10-8查得动载荷系数 根据齿轮精度和经表面硬化，由表10-3查得齿间载荷分配系 根据工作情况，由表10-2查得使用系数 根据齿轮的布置方式，用插值法查表10-4，得 计算及说明结果根据b/h值，由图10-13查得故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所的的分度圆直径 7)计算模数 6.1.3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式：(1)确定公式内的各计算数值1)根据齿轮材料和热处理，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限2)根据齿轮工作应力循环次数，由图10-

13、18查得弯曲疲劳寿命系数，3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.44)计算载荷系数K 5)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数6)计算当量齿数S=1.4计算及说明结果 7)查取齿形系数，由表10-5查得 8)查取应力校正系数，由表10-5查得 9)计算大小齿轮的，并加以比较 由此，可知大齿轮的数值较大(2)设计计算 对此计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的模数，所以应取由弯曲疲劳强度计算出的模数。取由弯曲疲劳强度计算出的模数1.68mm,并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度计算出的分度圆直径，取小齿轮分度圆直径为mm 可算出小齿轮的齿数为 圆

14、整后，取小齿轮齿数为 取大齿轮的齿数为 圆整后，取大齿轮齿数为计算及说明结果6.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距 将中心距圆整为121mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因螺旋角值改变不大，故参数等不必修改(3)计算大小齿轮的分度圆直径 (4)计算齿轮宽度圆整后，取大齿轮宽度，小齿轮宽度(5)齿轮结构设计根据齿轮的分度圆直径，小齿轮，为实心结构；大齿轮，为腹板式结构。6.2 低速级齿轮设计：6.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角（1）根据所选的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。（3）材料选择，根据表1

15、0-1（机械设计）计算及说明结果小齿轮的材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS 大齿轮的材料为45号钢，调指出了，硬度为240HBS 两齿轮硬度差控制为40HBS 两齿轮均使用软齿面，因为是闭式传动，失效形式为点蚀（4）齿数的初选 考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些 取，则 圆整后，取（5）初选螺旋角为6.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数Kt=1.62)小齿轮传递的转矩 3)根据齿轮的装置情况，由表10-7选取齿宽系数4)根据螺旋角，由图10-30选取区域系数5)根据齿数和螺旋角，由图10-26查得端面重合度 ，则6)根据

16、齿轮材料，由表10-6查得材料的弹性影响系数Kt=1.6计算及说明结果7)根据齿轮的材料，由图10-21d，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8)计算应力循环系数9)根据应力循环习俗，由图10-19查得接触疲劳寿命系数 ，计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1 (2)设计计算 1)试算小齿轮分度圆直径，代入上述系数，得 2)计算圆周速度v计算及说明结果3)计算齿宽b及模数 4)计算纵向重合度 5)计算载荷系数 根据圆周速度和齿轮精度，由图10-8查得动载荷系数 根据齿轮精度和经表面硬化，由表10-3查得齿间载荷分配系数 根据工作情况，由表10-2查得

17、使用系数 根据齿轮的布置方式，用插值法查表10-4，得 根据b/h值，由图10-13查得 故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所的的分度圆直径 7)计算模数 6.2.3按齿根弯曲强度设计计算及说明结果弯曲强度的设计公式：(1)确定公式内的各计算数值1)根据齿轮材料和热处理，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限2)根据齿轮工作应力循环次数，由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.44)计算载荷系数K 5)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数6)计算当量齿数 7)查取齿形系数，由表10-5查得 8)查取应力校正系数

18、，由表10-5查得 9)计算大小齿轮的，并加以比较 计算及说明结果 由此，可知大齿轮的数值较大(2)设计计算 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的模数，所以应取由弯曲疲劳强度计算出的模数。取由弯曲疲劳强度计算出的模数2.46mm,并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度计算出的分度圆直径，取小齿轮分度圆直径为mm可算出小齿轮的齿数为圆整后，取小齿轮齿数为 取大齿轮的齿数为 圆整后，取大齿轮齿数为6.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为137mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角计算及说明结果因螺旋角值改变不大，故参数等不必修改（3）计算大小齿轮的分度圆直

19、径 （4）计算齿轮宽度 圆整后，取大齿轮宽度，小齿轮宽度（5）齿轮结构设计根据齿轮的分度圆直径，小齿轮，为实心结构；大齿轮，为腹板式结构。7传动轴的设计与校核7.1 输出轴的设计7.1.1输出轴的功率、转速和转矩 7.1.2计算出作用在齿轮上的力已知：低速级大齿轮的分度圆直径压力角 低速级齿轮螺旋角 圆周力：径向力：计算及说明结果轴向力：7.1.3初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-3（机械设计），查得，取 输出轴最小直径与联轴器应相适应，故需先选取联轴器的型号 根据轴的工作情况，查表14-1，选取工作情况系数 联轴器的计算转矩 按照计算转矩应小于联轴器公转转矩条

20、件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公转转矩为1250000Nm,半联轴器的孔径为，故取；半联轴器长度 L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度7.1.4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案：齿轮、套筒、甩油环、左端轴承、轴承端盖依次从轴的左端向右安装，套筒、甩油环、右端轴承、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）满足联轴器轴向定位要求，1-2段左端需制一轴肩，故取2-3段直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。由于，故取1-2段长度略小于，取 。2）初步选择滚动轴承。由于轴受径向力和轴向力，故选用

21、单列圆锥滚子轴承。根据，选取标准精度级的单列圆锥滚计算及说明结果子轴承32912，得其尺寸 故。右端轴承左端采用套筒与轴肩定位，取轴肩的高度为3mm，故3-4段直径。考虑箱体的铸造误差，取轴承距箱体内壁s=10mm。取箱体内壁距齿轮左侧或轴5-6段右端a=16mm,故3-4段的长度为3）根据，取安装齿轮的轴段6-7的直径，齿轮左端与左端轴承间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂宽度B=85mm，为使套筒端面可压紧齿轮，取，故7-8段的长度为。齿轮的右端才用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,可取h=5mm,则5-6段直径为，宽度应大于1.4h,故取。 4）初取轴承端盖的宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆与

22、其他要求， 取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离，故 。 5）取齿轮间的距离为c=20mm，已知滚动轴承宽度，高速级大齿轮宽度B=60mm,则 （3）轴上零件的周定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按安装齿轮段 轴径和长度，由表6-1查得平键截面为键槽用键槽铣刀加工，长为70mm,同时为保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的公差配合为H7/n6.圆锥滚子轴承32912s=10mma=16mm计算及说明结果半联轴器与轴的连接选用平键14mmx9mmx70mm,其配合为H7/k6滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，直径公差为m6（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2

23、，取轴端到角为C1，各轴肩处的圆角半径为R2.（5）该轴的概略图如下：7.1.5轴上的载荷计算根据轴的结构和轴所受的力，作出下图计算及说明结果由上图可知，截面C是轴的危险截面，现将计算C截面的应力载荷水平面H垂直面V支反力F（N）弯矩M（Nmm）总弯矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)7.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度对危险截面C进行强度校核，根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为 前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得 ，因，故安全。7.2 中间轴的设计7.2.1中间轴的功率、转速和转矩 7.2.2计算出作用在齿轮上的力已知：低速级小齿轮的分度

24、圆直径 高速级大齿轮的分度圆直径 压力角 高速级齿轮螺旋角 圆周力： 计算及说明结果径向力： 轴向力： 7.2.3初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-3（机械设计），查得，取7.2.4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案：低速级小齿轮、套筒、甩油环、左端轴承、轴承端盖依次从轴的左端向右安装，高速级大齿轮、套筒、甩油环、右端轴承、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。由于轴受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。根据计算出的轴的最小直径,选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承33008，得其

25、尺寸 故。2）根据，取轴肩高度h=4mm,故安装齿轮的轴段2-3和4-5的直径为，低速级小齿轮左端与左端轴承间、高速级大齿轮右端与右端轴承间都采用套筒定位。已知低速级小齿轮的轮毂宽度，为使套筒端面可压紧齿轮，取；已知高速级大齿轮的轮毂宽度圆锥滚子轴承33008计算及说明结果为使轴肩高度h0.07d,可取h=5mm,则3-4段直径为。3）考虑箱体的铸造误差，取轴承距箱体内壁s=10mm。取箱体内壁与低速级小齿轮左侧或高速级大齿轮右侧轴的距离为a=16mm,故1-2段的长度为5-6段的长度为4）由输出轴的设计中，可得安装在轴上的轴承两内端面的距离为 为使中间轴与输出轴能在箱体中长度一致，故（3）轴

26、上零件的轴向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按2-3和4-5段轴径和长度，由表6-1查得两轴段分别采用的平键尺寸为 键槽用键槽铣刀加工,为保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的公差配合为H7/n6. 滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，直径公差为m6（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端到角为C1，各轴肩处的圆角半径为R2.（5）该轴的概略图如下：计算及说明结果7.2.5轴上的载荷计算根据轴的结构和轴所受的力，作出下图由上图可知，截面C是轴的危险截面，现将计算C截面的应力载荷水平面H垂直面V支反力F（N）弯矩M（Nmm）总弯矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)7.2.

27、6按弯扭合成应力校核轴的强度对危险截面C进行强度校核，根据上表数据以及轴单向旋转，计算及说明结果扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得 ，因，故安全。7.3 输入轴的设计7.3.1输入轴的功率、转速和转矩 7.3.2 计算出作用在齿轮上的力已知：高速级小齿轮的分度圆直径 压力角 高速级齿轮螺旋角 圆周力： 径向力： 轴向力： 7.3.3初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-3（机械设计），查得，取7.3.4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案：套筒、甩油环、左端轴承、轴承端盖、带轮依次从轴

28、的左端向右安装，套筒、甩油环、右端轴承、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度计算及说明结果1）根据轴的最小直径，选定带轮的孔径d,故。已知带轮的轮毂宽度60mm,带轮的轮辐宽度为78mm,为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制一轴肩，取轴肩高h=2mm,故，带轮的左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈的直径为36mm,由于L=60mm，取轴段1-2长度应略小于L，故取。 2）初步选择滚动轴承。由于轴受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。根据轴段2-3的直径,选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承33008，得其尺寸 故。 左端轴承都用轴肩与套筒定位，

29、取轴肩高h=5,故3）由于与齿轮分度圆直径很相近，为了避免齿轮加工困难等问题和能保证齿轮承受较大的载荷，把该轴做成齿轮轴，轴的材料应跟齿轮一致选用40Cr。因有轴承用套筒定位，为了避免因套筒直径过大而影响齿轮的传动，在齿轮轴段左端制一小于齿轮轴齿轮分度圆直径的轴肩，取轴肩高度为h=3mm,长度为l=3,故,。4）初取轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆与其他要求和考虑到带轮安装后会否与端盖干涉，故取端盖的外端面与带轮轮毂右端面肩的距离l=40mm，故。5）考虑箱体的铸造误差，取轴承距箱体内壁s=10mm。取箱体内壁与齿轮右侧或轴肩的距离为a=16mm,故3-4段的长度为，8-9段的长

30、度为 圆锥滚子轴承3300计算及说明结果6）为使输入轴与后两根轴能在箱体轴承间距离保持一致，并且各轴段长度不会过长，故取，两轴端间取一轴肩，并且不影响齿轮的传动，取轴肩高为3mm，故（3）轴上零件的周向定位 带轮与轴的连接采用平键，根据表6-1，按安装带轮轴段直径，选取的平键尺寸为（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端到角为C1，各轴肩处的圆角半径为R2.（5）该轴的概略图如下：7.3.5轴上的载荷计算根据轴的结构和轴所受的力，作出下图计算及说明结果由上图可知，截面C是轴的危险截面，现将计算C截面的应力载荷水平面H垂直面V支反力F（N）弯矩M（Nmm）总弯矩(Nmm) 扭矩T(N

31、mm)由此可知危险截面在C处7.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度对危险截面C进行强度校核，根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为 前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得计算及说明结果，因，故安全。8滚动轴承的设计与校核 前面在轴的设计中已初选了各轴的轴承，现对各轴的轴承进行校核，不符合要求的再从机械设计手册中查找同一孔径的轴承，更 换后再进行校核。 以下为各轴轴承校核计算8.1 输出轴轴承 输出轴所选轴承为单列圆锥滚子轴承32912，从机械设计手册中查得相关的计算参数：Y=1.8，e=0.33,C=46kN 已知输出轴的转速n=40.55r/

32、min, 则， 因 又 则X1=1，Y1=0 则X2=0.4，Y2=1.8查表13-6，得,取根据式13-8a,得 根据式13-5，得则该轴承寿命为约29.7年，符合设计要求X1=1，Y1=0X2=0.4，Y2=1.8寿命为约29.7年计算及说明结果8.2 中间轴轴承 中间轴所选轴承为单列圆锥滚子轴承33008，从机械设计手册中查得相关的计算参数：Y=2.1，e=0.28,C=60.2kN 已知输出轴的转速n=96.1r/min, 则， 因 又 则X1=0.4，Y1=2.1 则X2=1， Y2=0查表13-6，得,取根据式13-8a,得 根据式13-5，得则该轴承寿命为约23.4年，符合设计要

33、求8.3 输入轴轴承 输入轴所选轴承为单列圆锥滚子轴承33008，从机械设计手册中查得相关的计算参数：Y=2.1，e=0.28,C=60.2kN 已知输出轴的转速n=320r/min, X1=0.4，Y1=2.1X2=1， Y2=0寿命为约23.4年计算及说明结果则， 因 又 则X1=0.4，Y1=2.1 则X2=1， Y2=0查表13-6，得,取根据式13-8a,得 根据式13-5，得则该轴承寿命为约50.3年，符合设计要求9键联接的设计与校核 一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用回头普通平键（A型），而联轴器与轴端选用单回头平键（C型），键、轴和轮

34、毂材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取 以下为各轴键联接校核计算9.1输出轴键联接9.1.1轴与联轴器联接，键尺寸为 键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度X1=0.4，Y1=2.1X2=1， Y2=0寿命为约50.3年计算及说明结果由式6-1可得 因，满足强度要求 故选用键标记为：键C2070 GB/T1096-20039.1.2轴与低速级大齿轮联接，键尺寸为 键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度 由式6-1可得 因，满足强度要求 故选用键标记为：键C1470 GB/T1096-20039.2 中间轴键联接9.2.1轴与低速级小齿轮联接，键尺寸为 键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度 由

35、式6-1可得 因，满足强度要求故选用键标记为：键C1470 GB/T1096-20039.2.2 轴与高速级大齿轮联接，键尺寸为 键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度 由式6-1可得计算及说明结果因，满足强度要求 故选用键标记为：键C1450 GB/T1096-20039.3 输入轴键联接9.3.1 轴与带轮的联接，键尺寸为 键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度 由式6-1可得 因，满足强度要求故选用键标记为：键C1056 GB/T1096-200310箱体结构设计尺寸如下表（低速级中心距名称符号计算关系尺寸（mm）箱座壁厚10箱盖壁厚8箱座凸缘厚度15箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度25地脚螺

36、栓直径20地脚螺栓数目na2504(个)轴承旁联接螺栓直径16箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）10联接螺栓的间距l100150120计算及说明结果轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8检查孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径d=（0.70.8）8至外箱壁距离查机械设计课程设计262216至凸缘边缘距离查机械设计课程设计242014对应沉头座直径D查机械设计课程设计443624轴承旁凸台半径20外箱壁至轴承座端面距离50大齿轮齿顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离16箱盖、箱座肋板厚78.511润滑与密封设计11.1齿轮润滑由于两级大齿轮的直径相差不大，且传动速度不大，所以齿轮转动采用浸泡有的润滑方式。根