带式输送机传动系统设计 (2)

机械课程设计说明书课题：带式输送机传动系统设计班级：A07 机械（1）班学号：姓名：指导老师：目 录第一节设计任务-(3)第二节电动机的选择和计算- - - - (4)第三节 传动零件的设计计算- (7)第四节 具体二级齿轮减速器轴的方案设计- - - - (12)第五节 键的校核- (15)第六节 轴承的润滑及密封- - - - - - (16)第七节 箱体结构设计和计算 - - - - - - (17)第八节 设计结果 - (22)第九节 设计小结 - (24)参考文献- - - - - - - - - -（25）带式输送机传动系统设计一 设计任务传动装置中广泛采用减速器，它具有固定传动比、结构紧凑、机体封闭并有较大刚度、传动可靠等特点。设计带式输送机传动系统。采用 V 带传动及两级圆柱齿轮减速器。1. 原始数据运输带的有效拉力 F=7000N，运输带速度 v=0. 5m/s（允许误差 5%）,卷筒直径 D=450mm。减速器设计寿命为 5 年。2. 传动装置参考方案带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过 V 带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器 3，再通过联轴器 4 将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。3. 工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为 380/220 伏。二、传动装置的总体设计1. 电动机的选择初步确定传动系统总体方案如图 1-1 所示。选择 V 带传动和二级圆柱齿轮减速器。（1） 选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y 型。（2） 选择电动机的容量电动机所需工作功率按式 P P / KW由式 P =Fv/1000KW因此 P =Fv/1000 KW由电动机至运输带的传动总效率为 =1243245式中： 、 、 、 、 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取 =0.96、 =0.98（滚子轴承）、 =0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率）、 =0.99（齿轮联轴器）、 5=0.96，则 =0.960.9840.97 0.990.96=0.79所以 Pd=Fv/1000 =（70000. 5）/（10000.79）=4.4KW（3） 确定电动机转速卷筒轴工作转速为 n=601000v/D=6010000. 5/（450）=21.23r/min按课程设计指导书的表 1 推荐的传动比合理范围，取 V 带传动的传动比i 24，二级圆柱齿轮减速器传动比 i 840，则总传动比合理范围为i 16160，电动机转速的可选范围为 n i n（16160）21.233393397r/min符合这一范围的同步转速有 750，1000，1500 ，3000r/min根据容量和转速，由有关手册查出有二种传动比方案：方案 电动机型号 额定 电动机转速 r/min 电动机重功率 同步转 速 满载转速 量 N1 Y132S1-2 5.5 3000 2880 6702 Y132S2-2 7.5 3000 2880 7203 Y132S-4 5.5 1500 1440 680其主要性能如下：满载时型号额定功率KW转速r/min电流（380v 时 ） A效率%功率因数%起 动 电 流额 定 电 流 起 动 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩Y132S-4 5.5 1440 14.4 85.5 84 11.6 2.2 2.3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， 选定型号为的型号 Y132S-4：额定功率 5.5KW，同步转速1500r/min，满载转速 1440r/min。电动机的外形如图2. 确定传动装置的总传动比和分配传动电动机型号为 Y132S-4，满载转速 nm=1440r/min。（1）总传动比由式 ia=nm/n=1440/21.23=67.83（2）由式 ia=i0i式中 ia、i 分别为带传动和减速器的传动比。为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i0=3（实际的传动比要在设计 V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算） ，则减速器传动比为：i=ia/i0=67.83/3=22.61（3）分配减速器的各级传动比按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由课程设计指导书图 12 展开式曲线查得 i1=5.88,则 i2=i/i1=22.61/5.88=3.85。3. 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速由课程设计指导书上公式（9）（11） 轴 n1=nm/i0=1440/3=480r/min 轴 n2=n1/i1=480/5.88=81.63r/min 轴 n3=n2/i2=81.63/3.85=21.20r/min卷筒轴 n4=n3=21.20r/min(2) 各轴输入功率由课程设计指导书上公式（12）（15） 轴 P1=Pd01=Pd1=4.40.96=4.22KW 轴 P2=P112=P123=4.220.980.97=4.01KW 轴 P3=P223=P223=4.010.980.97=3.81KW卷筒轴 P4=P334=P324=3.810.980.99=3.70KW 轴 轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98，例如 1 轴输出功率为 P1=P10.98=4.220.98=4.14KW，其余类推。（3）各轴输入转矩由课程设计指导书公式（16）（21）电动机轴输出转矩 Td=9550Pd/nm=95504.40/1440=29.18Nm 轴输入转矩 轴 T1=Tdi001= Tdi0 1=29.1830.96=84.04Nm 轴 T2= T1i112= T1i123=84.045.880.980.97=469.74Nm 轴 T3= T2i223= T2i223=469.743.850.980.97=1719.17Nm卷筒轴输入转矩T4= T3 24 =1719.170.980.99 = 1667.94Nm 轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.98，例如 轴的输出转矩为 T1， = T1 0.98=84.040.98=82.36Nm，其余类推。运动和动力参数计算结果整理于下表： 功率 P KW 转矩 T Nm轴名 输入 输出 输入 输出转速 v r/min 传动比 i 效率 电动机轴 4.40 29.18 1440 轴 4.22 4.14 84.04 82.36 480 i01 3.00 01 0.96 轴 4.01 3.93 469.74 460.35 81.63 i12 5.88 12 0.95 轴 3.81 3.73 1719.17 1684.79 21.20 i23 3.85 23 0.95卷筒轴 3.70 3.63 1667.94 1634.58 21.20 i34 1.00 34 0.97三、传动零件的设计计算1. V 带传动设计（1）确定计算功率 Pca=KAP=1.25.5=6.6KW 式中 KA 为工作情况系数，P 为电机输出功率。（2）选择带型号 根据计算功率 Pca 为 6.6KW 和小带轮转速 1440r/min,从机械设计课本图 8-11 选取普通 V 带的带型号。查图初步选用 A 型带。（3）确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v1. 初选小带轮的基准直径 dd1根据 V 带的带型，参考机械设计课本表 8-6 和表 8-8 确定小带轮的基准直径 dd1,应使 dd1(d d)min。(d d)min=75mm,所以选取 dd1 =90mm。2. 验算带速 v根据式 v=dd1nm/（601000 ）= 901440/60000=6.78m/s.3.计算大带轮的基准直径由 dd2=idd1 =3.090=270mm，并根据机械设计课本表 8-8 加以适当圆整。取dd2=280mm4. 确定中心距 a，并选择 V 带的基准长度 Ld（1）根据带传动总体的尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式（8-20）初定中心距初在 范围内，初定中心距 a0=500mm（2）计算相应的带长 Ld0Ld02a 0+（d d1+dd2） /2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+（90+280）/2+(280-90)2/(4500)=1438.35m带的基准长度 Ld根据 Ld0表 8-2 选取，得 Ld=1400mm（3）计算中心距 a 及其变动范围。传动的实际中心距近似为 aa 0+(Ld- Ld0)/2 500+(1400-1438.35)/2=480.83mm 取 a=481mm。考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围 amin=a-0.015Ld=481-0.0151400=460a max=a+0.03Ld=481+0.031400=523.（5）验算小带轮上的包角 1由机械设计课本（8-7）可知，小带轮上的包角小于大带轮上的包角。又由机械设计课本（8-6）可知，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能发生才小带轮上。为了提高带传动的工作能力，应使 a1180 0-(dd2-dd1)57.30/a120 0a1180 0-(dd2-dd1)57.30/a=1800-(280-90)57.30/481=159.750120 0(6)确定带的根数 z查机械设计课本表 8-4a,8-4b 得出 P0=1.07，P 0=0.17，查表 8-5 得 Ka=0.95,查表 8-2 得 KL=0.96z=Pca/Pr=KAP/(P0+P 0)KaKL=1.25.5/(1.07+0.17)0.950.96=5.84 取 5 跟。7）确定带的初拉力 F0（F 0） min=500（2.5-K a）P ca/Kazv+qv2=500（2.5-0.95）6.6/0.9556.78+0.106.78 2=163.42N新安装的 V 带，初拉力为 1.5（F 0） min；对于运转后的 V 带，初拉力应为1.3（F 0） min(8)计算带传动的压轴力 Fp为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力 FpFp=2zF0sin a1/2 =25163.42sin 159.750/2=1608.75N二、齿轮传动设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用标准直齿圆柱齿轮。（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为 20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为 5862HRC ，有效硬化层深 0.50.9mm。（2） 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 6 级，齿根喷丸强化。(3) 确定齿数因为是硬齿面，故取 z1=20, z2=z1i1=205.88=118传动比误差 iuz 2/ z1118/20=5.9i (5.9-5.88)/5.88=0.3%5%，符合初步设计齿轮传动的主要尺寸一按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 d1t2.32【K tT1/d(u+1)/u（Z E/H） 2】1/3（1） 确定公式内的各计算值（2） 试选载荷系数 Kt=1.3（3） 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5105P/ n1=95.51055.5/480=109427Nmm3. 由表 10-7 选取齿宽系数 d=1.04.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/25.经查图 10-20，取 Hlim1 Hlim21500MPa， FE1 FE2920Mpa。6. 由式 10-13 计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为 5 年每年工作 300 天。N1=60njLh=604801（285300）=6.91210 8N2=6.912108/5.88=1.1761087.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.91，K HN2=0.958.计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得H1=KHN1lim1/2=0.911500/2=682.5MPaH2=KHN2lim2/2=0.951500/2=712.5MPa（2）计算1. 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的值d1t2.32【K tT1/d(u+1)/u（Z E/H） 2】1/3=2.32【1.3109427/1（6.88/5.88）(189.8/682.5) 2】 1/3=54.38mm2. 计算圆周速度 vV=d1tn1/601000=54.38480/60000=1.37m/s3. 计算齿宽 bb =dd1t=154.38=54.38mm4. 计算齿宽与齿高之比 b/h模数 m t=d1t/z1=54.38/20=2.72mm齿高 h=2.25m t=2.252.72=6.12mmb/h=54.38/6.12=8.895.计算载荷系数根据 v=1.37m/s,6 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.01直齿轮，K Ha=KFa=1.1由表 10-2 查得使用系数 KA=1由表 10-4 查得 6 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K H=1.504 由b/h=8.89，K H=1.504 查图 10-13 得 KF=1.4K= KAKvKHaKH=1.001.011.11.504=1.6716.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d1=d1t(K/Kt)1/3=54.38(1.671/1.3)1/3=59.13mm7.计算模数 mm =d1/z1=59.13/20=2.96mm二按照齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 m(2KT 1/dz12YFaYSa/F)1/3(1) 确定公式内的各计算数值1.经查图 10-20，取 Hlim1 Hlim21500MPa， FE1 FE2920Mpa。2.查图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.89，K FN2=0.913.计算弯曲疲劳需用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1=KFN1FE1/S=0.89920/1.4=584.86MPa F2=KFN2FE2/S=0.91920/1.4=598MPa4. 载荷系数 K=KAKvKFaKF=1.001.011.11.4=1.5555. 齿形系数 YFa及应力校正系数 YSa当量齿数 zv1=z1/cos3=20/cos3150=22.19Zv2=z2/cos3=118/cos3150=130.933查课本表 10-5 得 YFa1=2.72，Y Fa2=2.14,YSa1=1.57,YSa2=1.836.计算大小齿轮的 YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F1=2.721.57/584.86=0.00730 YFa2YSa2/F2=2.141.83/598=0.00655 小齿轮的数值大（2）设计计算 m(2KT 1/dz12YFaYSa/F)1/3=（21.555109427/1.020 20.00730） 1/3=1.82对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 小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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的 1.82 并就近圆整为标准值 m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=70.12，算出小齿轮齿数z 1=d1/m=68.14/2=34大齿轮齿数 z2=3.83z1=3.8334=128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，并做到结构紧凑避免浪费。3、几何尺寸计算1. 计算分度圆直径 d1=z1m=342=68mmd2=z2m=1282=256mm2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(68+256)/2=162mm3计算齿轮宽度 b=dd1=168=68mm取 B2=70，B 1=753.2 、低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为 45 钢。调质后表面淬火，齿面硬度为 215HBS。 （2） 齿轮精度按 GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。(3) 确定齿数因为是硬齿面，所以取 z1=35, z2=z1i1=353.85=135传动比误差 iuz 2/ z1135/35=3.86i (3. 86-3.85)/3.85=0.26%5%，符合初步设计齿轮传动的主要尺寸一按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 d1t2.32【K tT1/d(u+1)/u（Z E/H） 2】1/3（4） 确定公式内的各计算值1. 试选载荷系数 Kt=1.32. 计算小齿轮传递的转矩T2=95.5105P/ n2=95.51055.5/81.63=643.45Nm3. 由表 10-7 选取齿宽系数 d=1.04.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/25.经查图 10-20，取 Hlim1 Hlim2610MPa， FE1 FE2500Mpa。6. 由式 10-13 计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为 5 年每年工作 300 天。N1=60njLh=6081.631285300=1.175108N2=1.175108/3.85=3.0521077.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.93，K HN2=0.958.计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得H1=KHN1lim1=0.93610=567.3MPaH2=KHN2lim2=0.95500=475MPa（2）计算4. 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的值d1t2.32【K tT1/d(u+1)/u（Z E/H） 2】1/3=2.32【1.3643450/1（4.85/3.85）(189.8/475) 2】 1/3=55.21mm5. 计算圆周速度 vV=d1tn1/601000=55.2181.63/60000=0.24m/s6. 计算齿宽 bb =dd1t=155.21=55.21mm计算齿宽与齿高之比 b/h模数 m t=d1t/z1=55.21/35=1.58mm齿高 h=2.25m t=2.251.58=3.55mmb/h=55.21/3.55=15.55计算载荷系数根据 v=0.24m/s,6 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.01直齿轮，K Ha=KFa=1.1由表 10-2 查得使用系数 KA=1由表 10-4 查得 6 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K H=1.148 由b/h=15.55, KH=1.148 查图 10-13 得 KF=1.44K= KAKvKHaKH=1.001.011.11.148=1.2756.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d1=d1t(K/Kt)1/3=55.21(1.275/1.3)1/3=54.85mm7.计算模数 mm =d1/z1=54.859/35=1.57二按照齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 m(2KT 1/dz12YFaYSa/F)1/3(2) 确定公式内的各计算数值1.经查图 10-20，取 Hlim1 Hlim2550MPa， FE1 FE2400=Mpa。2.查图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90，K FN2=0.953.计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1=KFN1FE1/S=0.90550/1.4=353.57MPaF2=KFN2FE2/S=0.95400/1.4=271.43MPa4. 载荷系数 K=KAKvKFaKF=1.001.011.11.416=1.5735. 齿形系数 YFa及应力校正系数 YSa当量齿数 zv1=z1/cos3=35/cos3150=38.89Zv2=z2/cos3=135/cos3150=139.76查课本表 10-5 得 YFa1=2.40，Y Fa2=2.14,YSa1=1.67,YSa2=1.836.计算大小齿轮的 YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F1=2.401.67/353.57=0.0113 YFa2YSa2/F2=2.141.83/271.43=0.0144 小齿轮的数值大（2）设计计算 m(2KT 1/dz12YFaYSa/F)1/3=（21.573643450/1.035 20.0144） 1/3=2.38对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 小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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的 2.38 并就近圆整为标准值 m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=71.21，算出小齿轮齿数z 1=d1/m=88.93/2=45大齿轮齿数 z2=3.85z1=3.8545=170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，并做到结构紧凑避免浪费。3、几何尺寸计算1. 计算分度圆直径 d1=z1m=452=90mmd2=z2m=1732=340mm2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(90+340)/2=215mm3计算齿轮宽度 b=dd1=190=90mm取 B2=90，B 1=95四、具体二级齿轮减速器轴的方案设计1.各轴的最小直径计算（1）高速轴 I 材料为 38CrMnMo,经调质处理，硬度为 217269HBS，按扭转强度计算，初步计算轴径，取 A=110dA 0(P/n)1/3=110(4.22/480)1/3=22.70mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5%7%，取最小轴径dmin=24mm （2）轴 II 材料为 45 钢，经调质处理，硬度为 217255HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 120dA 0(P/n)1/3=120(4.01/81.63)1/3=43.95mm取安装小齿轮处轴径 dmin=46mm（5） 轴 III 材料为 40Cr，经调质处理，硬度为 241286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 110dA 0(P/n)1/3=110(3.81/21.20)1/3=62.07mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5%7%，取最小轴径dmin=66mm（4）卷筒轴材料为 40Cr，经调质处理，硬度为 241286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 110dA 0(P/n)1/3=110(3.70/21.201/3=61.47mm由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5%7%，取最小轴径dmin=65mm2.轴的结构设计I 轴：轴的最小直径显然是安装大带轮的直径。（1）装配方案：轴的左端与大带轮相连，从左到右依次连接滚动轴承，高速级小齿轮，滚动轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了满足大带轮的轴向定位要求，最左端需制出一轴肩，故取 d2-3=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=30mm。大带轮与轴配合的孔长度 L1=60mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=58mm。2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d2-3=30mm，由轴承产品目录中 初步选取单列滚子轴承 32907，其尺寸为 dDT=35mm55mm14mm,故 d3-4=d7-8=35mm;而 L7-8=14mm.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得32907 型轴承的定位轴肩高度 h=5mm,故取 d6-7=45mm.3.取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=38mm;齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度 55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 L4-5=52mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，故取 h=4mm，则轴环处的直径 d5-6=46mm.轴环宽度b1.4h=5.6mm，取 L5-6=6mm。4.轴承端盖的总宽度 10mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面的距离 L=20mm，故取 L2-3=30mm。5.取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,齿轮与齿轮间的距离 c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm，已知滚动轴承宽度 T=14mm，低速级小齿轮的轮毂长 L=75mm，则L3-4=T+s+a+(55-52)=14+8+16+3=41mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=30+20+16+8-6=68mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。联轴器与轴的连接，选用平键bh=20mm12mm,长度取 60mm，配合选取 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，此处选用轴的直径尺寸公差 m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角 2450，各轴肩处的圆角半径取 2.0综上，1 轴：L 1-2=58mm，L 2-3=30mm，L 3-4=41mm，L 4-5=52mm，L 5-6=6mm，L 6-7=68mm，L 7-8=14mmd1-2=25mm,d2-3=30mm,d3-4=35mm,d4-5=38mm,d5-6=46mm,d6-7=45mm,d7-8=35mm单列圆锥滚子轴承型号：329072 轴：L 1-2=48mm，L 2-3=46mm，L 3-4=6mm，L 4-5=50mm，L 5-6=6mm，L 6-7=70mm，L 7-8=49mmd1-2=50mm,d2-3=56mm,d3-4=64mm,d4-5=60mm,d5-6=64mm,d6-7=56mm,d7-8=50mm单列圆锥滚子轴承型号：320103 轴：L 1-2=20mm，L 2-3=67mm，L 3-4=7mm，L 4-5=66mm，L 5-6=48mm，L 6-7=30mm，L 7-8=80mmd1-2=75mm,d2-3=81mm,d3-4=78mm,d4-5=68mm,d5-6=75mm,d6-7=72mm,d7-8=68mm单列圆锥滚子轴承型号：32915套筒轴：L 1-2=80mm，L 2-3=30mm，L 3-4=49mm，L 4-5=90mm，L 5-6=49mmd1-2=68mm,d2-3=72mm,d3-4=75mm,d4-5=81mm,d5-6=75mm单列圆锥滚子轴承型号：32915五 键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为 1 ，齿轮 2 与中间轴之间的键为键 2，齿轮 3 与中间轴之间的键为键 3，齿轮 4 与输出轴之间的键为键 4，输出轴与链轮之间的键为键 5。键的类型图如下： 1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表 2）：键 1：圆头普通平键（A 型） b= 8 mm h=7mm L=28mm 键 2：圆头普通平键（A 型） b=14mm h=9mm L=45mm键 3：圆头普通平键（A 型） b=14mm h=9mm L=63mm 键 4：圆头普通平键（A 型） b=20mm h=12mm L=56mm 键 5：圆头普通平键（A 型） b=16mm h=10mm L=40mm 2、校核键的承载能力因为：键 1 受到的转距 T1=34.12Nm键 2 受到的转距 T2=97.78Nm键 3 受到的转距 T2=97.78Nm键 4 受到的转距 T4=357.58Nm键 5 受到的转距 T5=357.58Nm键的材料为钢，轻微冲击， 为 100120Mp，取 =110 Mppp键的校核公式： （k=0.5h l=L-b d 为轴的直径）kldp3102所以：校核第一个键： 331204.120.5287pTMpkld校核第二个键： 3329.4.914plp校核第三个键： 3307.802.69pTMkldp校核第四个键： 334215.15.20plp校核第五个键： 3357.80.7416pTMkldp六 轴承的润滑及密封根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于 2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油流到轴承进行润滑，这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。并且在输入轴和输出轴的外伸处，都必须密封。以防止润滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内。密封形式很多，密封效果和密封形式有关，通常用橡胶密封效果较好，一般圆周速度在 5m/s 以下选用半粗羊毛毡封油圈。七. 箱体结构的设计计算已知：中心距 a=150mm1、机座壁厚 0.253.01536.7am考虑到铸造工艺，所有的壁厚都不能小于 8mm 故取 =8mm2、机盖壁厚 1同样取 =8mm10.36am 13、机座凸缘厚度 b.5.812b4、机盖凸缘厚度1.m5、机座底凸缘厚度 2b2.580b6、地脚螺钉直径 fd取 =18mm。0.3127.4fdamfd由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（18）7、地脚螺钉数目 n因为 ， 505所以 n=48、轴承旁连接螺栓直径 1d；取 mm。10.75.83.5fdm16查的标准件六角头螺栓C 级 其螺纹规格 d 为 M（16）9、机盖与机座连接螺栓直径 2d2(0.56)(0.56)18(90.8)fddm查的标准件六角头螺栓C 级 其螺纹规格 d 为 M（10）10、连接螺栓 的间距2l，取150lm17511、轴承端盖螺钉直径 3d30.450.4518(7.290)fd m查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（812、窥视孔盖螺钉直径 4dmfd )6.75(19).03().03(4查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（6）1