成績： 《機械設計基礎》課程設計說明書設計題目： 帶式輸送機傳動裝置設計專業(yè)班級： 裝控2015--02學生姓名： 學號： 指導教師： 河北工程大學材料工程學院2017年6月10日《機械設計基礎》課程設計任務書班級：裝控2015—02班 學號：150640214學生姓名：曹夢菲一、設計題目：膠帶輸送機傳動系統(tǒng)設計1、機器的功能要求膠帶輸送機是機械廠流水作業(yè)線上運送物料常用設備之一，其主要功能是由輸送帶完成運送機器零、部件的工作。其傳動示意圖參見圖1-1。圖1-1傳動方案示意圖1—輸送帶；2—滾筒；3—聯(lián)軸器；4—減速器；5-V帶傳動；6—電動機2、機器工作條件(1)載荷性質單向運輸，載荷較平穩(wěn)；(2)工作環(huán)境室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35°C；(3)運動要求輸送帶運動速度誤差不超過5%；滾筒傳動效率為0.96；(4)使用壽命8年，每年350天，每天16小時；(5)動力來源電力拖動，三相交流，電壓380/220V；(6)檢修周期半年小修，二年中修，四年大修；(7)生產(chǎn)條件中型機械廠，批量生產(chǎn)。3、工作裝置技術數(shù)據(jù)(1)輸送帶工作拉力：F=2200kN；(2)輸送帶工作速度：V=2.4m/s；(3)滾筒直徑： D=350mm.二、設計任務1、設計工作內(nèi)容（1）膠帶輸送機傳動系統(tǒng)方案設計（包括方案構思、比選、決策）；（2）選擇電動機型號及規(guī)格；（3）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（4）減速器設計（包括傳動零件、軸的設計計算，軸承、連接件、潤滑和密封方式選擇，機體結構及其附件的設計）；（5）V帶傳動選型設計；（6）聯(lián)軸器選型設計；（7）繪制減速器裝配圖和零件工作圖；（8）編寫設計說明書；（9）設計答辯。2、提交設計成品需要提交的設計成品：紙質版、電子版（以班級學號+中文姓名作為文件名）各1份。內(nèi)容包括：（1）減速器裝配圖一張；（2）零件圖2張（完成的傳動零件、軸和箱體的名稱）；（3）設計計算說明書一份。三、設計中應注意事項.計算和繪圖應交替進行，并注意隨時整理結果，列表保存。.設計中要貫徹標準。（標準件和標準尺寸）.全面考慮問題：強度、結構、加工工藝等。.設計應有創(chuàng)造性，多方案比較，擇優(yōu)選用。.設計過程中注意培養(yǎng)獨立工作能力。.提交的設計成品應符合指導教師給出的格式要求。四、完成時間要求在2017年6月10日之前完成全部設計任務。指導教師：姚貴英2017年4月21日目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章緒論 1\o"CurrentDocument"第二章總設計方案 2\o"CurrentDocument"傳動方案特點 2\o"CurrentDocument"計算傳動裝置總效率 2\o"CurrentDocument"第三章電動機的選擇 2\o"CurrentDocument"選擇電動機類型： 2\o"CurrentDocument"選擇電動機的功率： 3\o"CurrentDocument"確定電動機轉速： 3第四章總傳動比和分配傳動比 4總傳動比 4分配傳動比： 4第五章運動與動力參數(shù)的計算 4各軸轉速： 4各軸功率： 4各軸轉矩： 4\o"CurrentDocument"第六章帶傳動的設計 5\o"CurrentDocument"求計算功率 5\o"CurrentDocument"選V帶型號： 5\o"CurrentDocument"求大小帶輪基準直徑： 5驗算帶速： 6\o"CurrentDocument"求V帶基長與中心距a: 6\o"CurrentDocument"驗算小輪包角： 6\o"CurrentDocument"求V帶根數(shù)z： 7求作用在帶輪軸上的壓力FQ: 7\o"CurrentDocument"V帶輪寬度的確定： 7\o"CurrentDocument"第七章齒輪傳動的設計計算 8\o"CurrentDocument"選擇材料及確定許用應力： 8\o"CurrentDocument"按齒面接觸強度設計： 8\o"CurrentDocument"驗算齒輪彎曲強度： 10\o"CurrentDocument"齒輪的圓周速度： 10\o"CurrentDocument"第八章軸的設計 11\o"CurrentDocument"選擇高速軸的材料、熱處理方式： 11\o"CurrentDocument"初步估算高速軸最小直徑： 11\o"CurrentDocument"高速軸的結構設計： 11（1）徑向尺寸： 11（2）軸向尺寸： 12\o"CurrentDocument"對高速軸進行彎扭強度校核： 13\o"CurrentDocument"選擇低速軸的材料、熱處理方式： 16\o"CurrentDocument"初步估算低速軸最小直徑： 16\o"CurrentDocument"低速軸的結構設計： 16（1）徑向尺寸： 16（2）軸向尺寸： 17\o"CurrentDocument"第九章聯(lián)軸器及箱體的選擇 18\o"CurrentDocument"第十章對軸承的校核 20\o"CurrentDocument"對軸承6208的壽命計算： 20對軸承6212的壽命計算： 21\o"CurrentDocument"第十一章普通平鍵的選擇及校核 21帶輪處鍵連接： 21\o"CurrentDocument"小齒輪處鍵連接： 22\o"CurrentDocument"大齒輪處鍵連接： 22\o"CurrentDocument"聯(lián)軸器處鍵連接： 22\o"CurrentDocument"第十二章潤滑方式與密封形式的選擇 23\o"CurrentDocument"潤滑方式： 23\o"CurrentDocument"密封方式： 23\o"CurrentDocument"參考資料 24第一章緒論機械設計課程是培養(yǎng)學生具有機械設計能力的技術基礎課。課程設計則是機械設計課程的實踐性教學環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是：（1）通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和其他先修課程的的理論與實際知識去分析和解決機械設計問題的能力。（2）學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律。（3）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正確計算零件的工作能力，確定尺寸及掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結構設計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法。（4）學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算、繪圖、查閱設計資料和手冊、運用標準和規(guī)范等。n2n2——齒輪傳動的軸承效率;n6——滾筒效率。第二章總設計方案2.1傳動方案特點.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和一級直齒圓柱齒輪減速器。2.2計算傳動裝置總效率p工作機所需電動機輸出功率：P=:（n為傳動總機械效率）由任務書中的運動簡圖分析可知:n5——滾筒軸承的效率;n5——滾筒軸承的效率;n4——聯(lián)軸器的效率;查【2】表1-7得：（初選齒輪為八級精度）n=0.96、n=0.99、n=0.97、n4=0.97、n5=0.98、n6=0.96。（初選齒輪為八級精度）則有：n=n12-n-n-n-n=0.96x0.992x0.97x0.97x0.98x0.96-0.83（減速器1 2 3 4 5 6內(nèi)部有2對軸承，其機械效率相同，均為n2）第三章電動機的選擇選擇電動機類型：根據(jù)任務書要求可知：本次設計的機械屬于恒功率負載特性機械，且其負載較小，故采用Y型三相異步電動機（全封閉結構）即可達到所需要求。另外,根據(jù)此處工況，采用臥式安裝。選擇電動機的功率：工作機功率：p=FvL=5.28kW31000P工作機所需電動機輸出功率：P=—（n為傳動總機械效率）anp5.28P二—^二 x6.36kWan0.83確定電動機轉速:滾筒轉速為：n=60義1000vx131.03r/min3兀D取V帶傳動的傳動比范圍為：P=2?4取單級齒輪傳動的傳動比范圍為：，'=3?5（工程經(jīng)驗）則可得合理總傳動比的范圍為：。=i'?i'=6?201 2故電動機轉速可選的范圍為：n'=i',n=786.18-2620.3r/mind 3查【2】表12-1，得滿足要求的可選用電動機轉速為：970r/min、1440r/min。為了使得電動機與傳動裝置的性能均要求不是過高，故擇中選用1440r/min的轉速。其初定總傳動比為：i=nd=40-x10.99n3131.03綜上，可選定電動機型號為：Y132M-4。其相應參數(shù)列于表3-1：表3-1.電動機的相關參數(shù)。電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比Y132M-47.5KW1500r/min（4級）1440r/min10.99第四章總傳動比和分配傳動比總傳動比：由上一步算得知ielO.99分配傳動比:TOC\o"1-5"\h\z由工程經(jīng)驗知頂分配傳動比除了滿足。=2?4、P=3?5外，還應滿足i 。故1 2 1 2*?。篤帶傳動比為i=2.79,齒輪傳動比為i=上=3.914。1 2i第五章運動與動力參數(shù)的計算各軸轉速:I軸：n=年=I"。=516.13r/min；II軸：n=&=”丘"=131.87r/min。Ii2.79 ni3.9141 2各軸功率:I軸：P=Pn=6.36x0.96=6.llkW；IaiII軸：P=Pn-T|=6.11x0.99x0.97=5.87kWoIII2 35.3各軸轉矩:I軸：T=.=9550義6n=n3.05N?m；in 516.13ip s27H軸：T=t=9550x——=425.ION-monn 131.87ii表5-1.初步計算傳動參數(shù)功率（kW）初算轉速（r/min）初算轉矩（N*m）I軸6.11516.13113.05II軸5.87131.87425.10帶輪傳動比齒輪傳動比2.793.914第六章帶傳動的設計求計算功率帶輪I（?。┹斎牍β剩篜廠6.36kW，根據(jù)任務書所述要求及所選電動機（三相一步電動機，工作于16小時內(nèi)，載荷變動?。◣捷斔蜋C））查【1】表13-8,得工況系數(shù)：Ka=L2。故有P=PqK卜=7632kW。選V帶型號：由于此處傳動功率適中，考慮到成本，故選用普通V帶。根據(jù)P=7.632kW、C%=1440r/min查【1】圖13-15,可得該交點位于A型區(qū)域，故選用A型V帶。求大小帶輪基準直徑：查【1】表13-9可知d1>75mm（帶輪直徑不可過小，否則會使帶的彎曲應力過大，降低其壽命）。查【2】表12-4得d1<265mm（小輪下端不可超過電動機底座，否則于地面相干涉，設計不合理）。查【1】表13-9下方d］推薦值，稍比其最小值大即可，故取4=80mm。n 1440 ….由【1】式13-9得d=td（1-s）= 義80義（1-0.02）工218.7mm,其中2n1 516.132

￡=0.01?0.02為滑動率（見【1】的211頁，此取0.02）。查【1】表13-9下方帶輪直徑推薦值，尋其最近值得d2=212mm。雖d2實際取之較原定值小，但實際傳動比"=」—=——212——。2.704，1d1（1-￡） 80x（1-0.02）其誤差W=匚4X100%X3.08% <5%，故滿足誤差范圍。1i1驗算帶速：兀d兀dj]_3.14159X80X1440?603m/。60x1000- 60X1000 ".ms在v_5?25m/s內(nèi)，適合。（功率恒定時，速度越大則受力越??；但根據(jù)公式3_絲知，速度越大會使帶的安裝cA初拉力及其對軸壓力增大，故應適中；根據(jù)工程實踐，得此范圍5到25間）求V帶基長與中心距a:初步估算中心距：a0_1.5(d1+d2)_1.5x(80+212)=438mm，為圓整計算，取a0_450mm(滿足0.7(d^+d2)<a0<23+d2)，工程經(jīng)驗)。TOC\o"1-5"\h\z由【1】式13-2得帶長：L_2a+—（d+d）+巴~幺上_1368.12mm，查【1】

0 021 2 4a0表13-2,對于A型帶選用帶長Ld_1400mm。再由【1】式13-16反求實際中心距：axa+4二父_453.94mm。0 2驗算小輪包角:由【1】式13-1得：a_180。-x57.3。=163.34°>120。，合適。1 a

求V帶根數(shù)z：由【1】式13-15得：z= c 。此處n=1440r/min,d=80mm查【1】(P+AP)KK 1 10 al表13-3得P=1.07kW；根據(jù)i”=2.704，查【1】表13-5得AP=0.17kW；由0a=163.34。查【1】表13-7得K「0.95，查【1】表13-2得KL=0.96。故=6.75,=6.75,取整z=7根。z= (1.07+0.17)x0.95x0.96求作用在帶輪軸上的壓力分：Q500P25查【1】表13-1得q=0.1kg/m。由【1】式13-17得F= c(--1)+qv2=317.27N0zvKa為其安裝初拉力。作用在軸上的壓力為：F=2zFsin匕=4392.92N。Q0 2V帶輪寬度的確定：查【1】表13-10得A型帶輪e=15土0.3,fmin=9，故有帶輪寬度B=2(e+f)=48土0.6，故取B=49。min表6-1.帶傳動中基本參數(shù)帶型號長度根數(shù)A型1400mm7根中心距帶輪直徑寬度450mmd1=80,d2=21248mm安裝初拉力對軸壓力實際傳動比317.27N4392.92N2.704

第七章齒輪傳動的設計計算選擇材料及確定許用應力:小齒輪：初選45鋼，調制處理。查【1】表11-1得知其力學性能如下：硬度197?286HBs，接觸疲勞極限o印1m=550?620MPa（取585計算，試其為線性變化取均值），彎曲疲勞極限。莊=410?480MPa（取445計算）。大齒輪：初選45鋼，正火處理。查【1】表11-1得知其力學性能如下：硬度156?217HBs，接觸疲勞極限oh1m=350?400MPa（取375計算），彎曲疲勞極限oFE=280?340MPa（取310計算）。由表【1】11-5得：％；1.131m；1.3（一般可靠度，取值稍偏高用于安全計算）。[o[o]=°H三=332MPa；H2 SHlim由此得：[o]=Him=518MPa，H1SHlim[o[o]=匕*=342MPa，F(xiàn)SFmin[o]=°E^=238MPa。F2 SFmin按齒面接觸強度設計:根據(jù)前計算i=10.99,尸二2.79可得齒輪傳動所需傳動比為"二3.914,I軸1 2實際轉速為n'=516.13r/min。i設齒輪按8級精度制造，查【1】表11-3得K=1.2?1.6（電動機，中等沖擊），此取1.3計算。查【1】表11-6得齒寬系數(shù)為。d=0.8?1.4（軟齒面，對稱分布），此取1計算。則小齒輪上轉矩為：T=9.55x106P=9.55x1066.11=1.13x105N?mm。n、 516.13i齒數(shù)取z=27（軟齒面z=24?40,硬齒面z=17?20）,則有1 1 1z=z?"=27x3.914=105.68,取整得z=105（滿足傳動比的前提下，盡可2 1 2 2能使兩齒數(shù)互質）。

端面壓力角:aa1=arccos[Z]Cosa/(Z]+2ha*)]=arccos[20Xcos20°/(20+2X1)]=31.331°aa2=arccos[z2cosa/(z2+2ha*)]=arccos[93Xcos20°/(93+2X1)]=23.09°端面重合度：%=[Z](tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2n=[20X(tan31.331°-tan20°)+93X(tan23.09°-tan20°)]/2n=1.702重合度系數(shù):,'4-1.702、丁=0.875,'4-1.702、丁=0.875查【1查【1】表11-4取Z=189.8E（鍛鋼），令取ZH=2.5，故有：dmin2dmin2KTi"+1zZZZ1——2 (—E——H——2]2 H2一)22x1.3x1.13x1053.914+1189.8x2.5x0.8751 3.914( 332=83.17mm上公式中所代［。口］是為了安全計算，使得兩齒輪均適用。H2齒數(shù)取q=27（軟齒面q=24?40,硬齒面q=17?20）,則有z=z?i=27x3.914=105.68,取整得z=105（滿足傳動比的前提下，盡可TOC\o"1-5"\h\z1 2 2能使兩齒數(shù)互質）。故實際傳動比i，”=乂="5-=3.89；2z1 27i"—i"'其誤差為w=q―以x100%B0.87%<5%；2 i"2故滿足誤差范圍。

初估模數(shù)為m、=dmn-=3.08mm，查【1】表4-1得標準模數(shù)為m=3mm，故實際z1分度圓直徑為：d=zm=27義3=81mm,d=zm=105義3=315mm。中心距為:_d+_d+da—122=198mm。初估齒寬為：b=。初估齒寬為：b=。d.=83.17mm齒輪比大齒輪寬5到10毫米）。圓整取b2=85,b1—90（保證嚙合，故取小7.3驗算齒輪彎曲強度:查【】】圖11-8，可得齒形系數(shù).二2.56,J2-2-12；齒根修正系數(shù)YSaYSa―1.62,YS―1.82。由【1】式1-5知：o―2呼叫\(zhòng)―47.99MPa<[o]—342MPa，F(xiàn)1 bm2z F11oF2oF2—o口—oa2a2^F1YYFa】Sa]—44.63MPa<[oF]=238MPa。安全。7.4齒輪的圓周速度:V--d1ni—2.18m/s，對照【1】表11-2知V<6m/s即可，故選取8級便可達60X1000到要求。表7-1.齒輪傳動設計的基本參數(shù)材料熱處理齒數(shù)分度圓直徑齒寬齒頂高齒根高小齒輪45鋼調制27819033.75大齒輪45鋼正火1053158533.75模數(shù)齒形角中心距320°19810

第八章軸的設計選擇高速軸的材料、熱處理方式:由于無特殊要求，選擇最常用材料45鋼，調制處理。查【1】表14-1得知：硬度：217?255HBS；強度極限：\=650MPa；屈服極限：a=360MPa；彎曲疲勞極限：a=300MPa。查【1】表14-3得：彎曲需用應力（靜）［a］=60MPa?！?b初步估算高速軸最小直徑:由【1由【1】式14-2得：dmin查【1】表14-2得C=107?118（取118計算）。故d=118飛二6^=26.89mm，由于開了一個鍵槽，故m】n3516.13d'=d(1+5%)=28.23mmx30mm(圓整)。minmin高速軸的結構設計：根據(jù)高速軸上所需安裝的零件，可將其分為7段，以d..%、4、djd5、*、d7表示各段的直徑，以X.X2、X3、X4、±、X6、X7表示各段的長度。（d［處安裝大帶輪，d2處安裝軸承端蓋，d3處安裝一號軸承與套筒，d4處安裝小齒輪，d7處安裝二號軸承）（1）徑向尺寸：根據(jù)常用結構，取d「dmj30mm；查【2】1-27知倒角倒圓推薦值為：。18?30,R=C=1mm。30?50,R=C=1.6mm,故。30孔（大帶輪）倒角推薦值為1mm,故取。50?80,R=C=2mm11d?=d1+（1+0.5）義2二33mm，由于查【2】表7-12得知氈圈系列中要求的軸徑均為0、5圓整數(shù)，故此修正為d2=35mm；此先選軸承為6208型號軸承（無軸向力，故選深溝球軸承，直徑系列選2號輕系列；為便于安裝及軸上尺寸基準，選08號內(nèi)徑），查表1知所選軸承內(nèi)徑為40mm,且軸承寬度B=18mm，故取d「40mm；為方便加工測量，取dr45mm（此也為小齒輪內(nèi)孔直徑）；［查表得安裝直徑47mm<d<52.8mm，故查表選取“套筒40x50x25GB/T2509—1981”，故d=50mm］；對齒輪內(nèi)孔倒角1.6mm，a故取d-d+（1.6+1.5）x2=51.2mm（取52mm）;由于對稱分布故d-d-40mm，d-d—50mm。（2）軸向尺寸：由【1】圖13-17得：根據(jù)大帶輪的內(nèi)孔寬L-（1.5?2）d=（1.5?2）d1-1.5x20-45mm（取1.5計算），為防止由于加工誤差造成的帶輪晃動，取X1-42mm；［確定軸承潤滑方式：v-d?n"-35x516.13-18064.55mm?r/min<（1.5?2）x105mm-r/min，故選取軸承3I脂潤滑方式］;為防止箱體內(nèi)部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內(nèi)壁距離取大于8mm（由于所選套筒長度25mm,故軸承斷面到箱體內(nèi)壁的距離取15mm）,為適宜齒輪傳動時散熱，取齒輪距箱體內(nèi)壁為8?10mm（此取10mm）,故有弋-10+15+B-43mm；套筒檔齒輪時，為保證精度取x-b-（2?3mm）-105-2-103mm，故同時將x修正為x-45mm；軸環(huán)取5?8mm,故取x5-5mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布，取x-10+15-x-20mm,x-B-18mm（包括越程槽尺寸）；軸承到端蓋內(nèi)壁的距離x--11+8-15-B-25mm，前所選軸承端蓋螺釘d3-M8知：由【2】11-10中公式得軸承端蓋厚度e-1.2d3-9.6mm，查【2】表3-9可取A級M8非全螺線l-40mm的螺栓（即GB/T5782M8x40）此時取端蓋到大帶輪的扳手空間為12x"=l+K+(3?5mm)=48mm，此時?。?%,+e+%”=9.6+48+25h83mm。圖8-1高速軸結構示意圖圖8-1高速軸結構示意圖對高速軸進行彎扭強度校核：T據(jù)【1】式11-1可求得：圓周力F=t=2431.18N，徑向力F=Ftana=884.87Ntd rt1TOC\o"1-5"\h\z（標準安裝，故壓力角&為20°）；根據(jù)前軸的結構設計可得：帶輪中心到一號軸承中的距離K=B+x+-=9+83+22.5h115mm；一號軸承到齒輪中心的距2 22、R h離-=—+10+15+—=86.5mm；齒輪中心到二號軸承中心的距離22 2L=L=86.5mm；故有兩軸承中心距為L=L+L=173mm。（1）求垂直面的支承反力：根據(jù)受力分析，可列方程：勺v+Fvv=F,F1V=勺（齒輪在兩軸承中心）。故可求F得：F=F=-=442.44N。v 2v 213

（2）求水平支撐反力：FF=F=f=1215.59N1H 2H2（3）帶輪對軸的作用力FQ在指點產(chǎn)生的反力:F1,FF1,F4392.92x115173=2920.15NF2F=九+FQ=2920.15+4392.92=7313.07V（外力F作用方向與帶傳動的布置有關，在具體布置尚未確定前，可按最不利情況考慮）。（4）繪制垂直面的彎矩圖（如圖b）：L M=F—=38.27N?m。av 2v2（5）繪制水平面的彎矩圖（如圖c）：M=F—=105.15N?maH1H2o（6）Fq力產(chǎn)生的彎矩圖（如圖d）：M2=FK=4392.92x115=505.19N?m。（7）求合成彎矩圖（如圖e）：考慮最不利情況，直接由公式得M=M+、:M2+M2=364.49N-m（其中a aFQ avaHTOC\o"1-5"\h\z―M 、M =——2f=252.595N?m）。\o"CurrentDocument"aFQ 2（8）折合當量彎矩（如圖f）：由前算出「=113.05N.m，查【1】中246面“由轉矩性質而定的折合系數(shù)”知a。0.6故M=、.:M2+（aT）2=370.746N-m,M=.:M2+（aT）2=509.723N-m。ae a I be 2F I（9）作轉矩圖（如圖g）（10）計算危險截面處軸的許用直徑：已知軸上安裝小齒輪的截面為危險截面，故由【1】式14-6可得：d=1—OeLte-=3376746、1°3=8.517mm<45mm。由此可知，此軸安全。min3：0.1[。] 3 0.1X601 -1b14圖8-2高速軸彎扭強度校核圖158.5選擇低速軸的材料、熱處理方式:由于無特殊要求，選擇最常用材料45鋼，調制處理。查【1】表14-1得知：硬度：217?255HBS；強度極限：\=650MPa；屈服極限：a=360MPa；彎曲疲勞極限：a=300MPa。—1查【1】表14-3得：彎曲需用應力（靜）[a]=60MPa?！?b初步估算低速軸最小直徑：由【1】式14-2得：d=3：9.555106?:號二C?七，查【1】表14-2得C=107?118min30.2"] 34 3nH（取118（取118計算）。由前計算可知：n'=—=131.87r/min,故hi2d.=118d.=118?5.87 =41.84mm，131.87由于開了一個鍵槽，故d'=d(1+5%)=43.932mm。minmin低速軸的結構設計:根據(jù)低速軸上所需安裝的零件，可將其分為6段，以d.. %、4、dj d5、*、表示各段的直徑，以％、x2、,xj%、x6、表示各段的長度。（d1處安裝聯(lián)軸器，d2處安裝軸承端蓋，d3處安裝三號軸承與套筒，d4處安裝大齒輪，d7處安裝四號軸承）（1）徑向尺寸：聯(lián)軸器的初步選擇：根據(jù)低速軸的計算轉矩與轉速查【2】表8-2可選用凸緣聯(lián)16軸器，型號為“GYS6型凸緣聯(lián)軸器Y50義112GB/T5843-2003”,可得其軸孔直J150義84徑為050，深孔長度為L=112mm。根據(jù)上所選聯(lián)軸器，取4=50mm；根據(jù)密封氈圈的標準，取d廣55mm；根據(jù)此處尺寸選擇6212型號軸承（查表知所選軸承內(nèi)徑為60mm，外徑為110mm，且軸承寬度B=22mm），故取d=60mm；為方便測量取d=65mm；［查表得安裝直徑69mm<d<76mm，故查表11-3選取“套筒60x70x40GB/T2509—1981"，故d=70mm］；查【211-27知倒角倒圓018?30,R=C=1mm推薦值為：030?50,R=C=1.6mm，故060孔（大齒輪）倒角推薦值為2mm，050?80,R=C=2mm故取d5=d4+（2+1.5）x2=72mm；為對稱分布，故取d6=d=70mm。（2）軸向尺寸：確定軸承潤滑方式：v=d?n"=35x516.13=18064.55mm?r/min<（1.5~2）x105mm?r/min軸承3I故選取脂潤滑方式。根據(jù)上定箱體兩內(nèi)壁間的寬度可算得大齒輪到箱體內(nèi)壁的距離為12.5mm,為防止箱體內(nèi)部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內(nèi)壁距離取大于8mm（為套筒尺寸此取27.5mm）,故有%=12.5+27.5+B=62mm；套筒檔齒輪時，為保證精度取x=b-（2?3mm）=100—2=98mm,故同時將x修正為x=64mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布，取x=12.5+27.5=40mm；x6=B=22mm（包括越程槽尺寸）；軸承到端蓋內(nèi)壁的距離x'=l1+5-27.5-B=8.5mm，由于軸承外徑為110mm故，選端蓋螺釘為M10,由【2】11-10中公式得軸承端蓋厚度e=1.2d3=12mm，查【2】表3-9可取A級M8非全螺線l=40mm的螺栓（即GB/T5782M10x40）此時取端蓋到大帶輪的17

故此取扳手空間為 x"=l+K+(3?5mm)=50mm故此取x=x'+e+x”=8.5+12+50-70mm，由上選聯(lián)軸器可知x=L-112mm。圖8-3低速軸結構設計示意圖箝體內(nèi)壁箱體內(nèi)壁圖8-3低速軸結構設計示意圖箝體內(nèi)壁箱體內(nèi)壁安裝聯(lián)地翳蛇第九章聯(lián)軸器及箱體的選擇根據(jù)前選出的聯(lián)軸器設計的低速軸校核得知，軸滿足要求，故聯(lián)軸器定為:GYS6型凸緣聯(lián)軸器Y50義112GB/T5843-2003。J/0義84表9-1箱體及其附件主要尺寸名稱符號公式與計算結果取值箱座壁厚50.025a+3=0.025X169.5+3=5.2取8mm箱蓋壁厚510.02a+3=0.02X169.5+3=4.4取8mm箱蓋凸緣厚度bl1.551=1.5X8=12取12mm18

箱座凸緣厚度b1.55=1.5X8=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.55=2.5X8=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036X169.5+12=18.1取M20地腳螺釘數(shù)目naW250時，取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.75X20=15取M16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)X20=10-12取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)X20=8-10取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)X20=6-8取M6定位銷直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)X10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1根據(jù)螺栓直徑查表取26、22、1619

df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2根據(jù)螺栓直徑查表取24、20、14軸承旁凸臺半徑R1=20取20凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10)取47大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離A1>1.25=1.2X8=9.6取12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離A>5=8取16箱蓋、箱座肋厚m1、m^0.855=0.85X8=6.8取7第十章對軸承的校核對軸承6208的壽命計算：將任務書中的使用期限換算為小時得其使用壽命必須大于44800小時。根據(jù)【1】2)

式16-2知其壽命計算為%=蔡（|查⑴附表1可知其徑向基本額定動載荷為C=29.5kN，而球軸承取8=3，由上軸的校核計算得知其當量動載荷為P=1.578kN