机械课程设计带式运输机传动装置

1、机械设计课程设计课程设计 计算说明书 设计题目带式运输机传动装置 目录 一、 设计任务书 4 二、减速器总体方案设计 5 2.1传动方案的拟定 5 2.2电动机的选择5 (1) 电动机类型的选择 5 (2) 电动机功率的选择 5 (3) 电动机转速的选择 5 (4) 确定电动机型号 5 2.3传动比的分配6 2.4运动参数及动力参数计算6 三、V带传动的设计8 3.1确定设计计算功率Pd 8 3.2选择带的型号8 3.3确定带轮基准直径ddi、dd2 8 (1) 选择小带轮的基准直径 ddi .8 (2) 验算带速 8 (3) 计算大带轮基准直径dd2 .8 (4) 确定中心矩a及带的基准长度

2、Ldo 9 (5) 验算小带轮包角：-1 9 (6) 确定V带的根数 9 (7) 确定带的初拉力Fo 10 (10)计算带的轴压力Fq .10 四、 齿轮的设计计算及结构说明 10 4.1选择齿轮材料 10 4.2计算齿面接触疲劳强度 .10 4.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸 11 4.4校核齿根弯曲疲劳强度 .12 4.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级 .12 五、轴的设计计算及校 13 5.1输入轴的设计计算与校核 .13 (1) 根据工作要求选择材料 .13 (2) 按扭矩初算轴的最小直径 .13 (3) 轴的结构设计13 (4) 轴的强度校核 .15 5.2输出轴的设计计算与校

3、核 19 (1) 根据工作要求选择材料19 (2) 按扭矩粗算的最小直径 19 (3) 轴的结构设计 .20 (4) 轴的强度校核 .21 六、滚动轴承的校核 26 6.1输入轴滚动轴承寿命校核 26 6.2输出轴滚动轴承寿命校核27 七、键的选择与校核 28 7.1输入轴键的选择与校核28 7.2输出轴键的选择与校核28 7.3联轴器的选择 .29 八、减速器润滑、密封及附件的选择确定29 8.1润滑的选择确定.29 8.2密封形式 .29 8.3减速器附件的选择确定 30 九、箱体主要结构尺寸的计算及装配图 30 9.1箱体主要结构尺寸计算.30 设计小结32 .33 参考文献 、设计任务

4、书 设计用于带式运输机传动装置 7 原始数据: 运输带工作拉力F (N) 1400 运输带工作速度v (m/s) 1.55 卷筒直径D/mm 250 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限8年，小批量生产, 两班制工作，运输带速度允许误差为土 5% 设计计算和说明 计算结果 一、减速器总体方案设计 2.1设计方案分析 本设计中，原动机为电动机，工作机为皮带输送机 。 传动方案采用了 1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转 矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和 冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传动的转矩，减小 带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高

5、，适用的功率与速度范围广，使用寿命较 长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。 所给疋方案结构尺寸大，传动效率较咼，成本低，连续工作性好， 在所要求的工作条件下满足要求。 2.2电动机的选择 (1)电动机类型的选择 根据动力源和工作条件，选用 丫系列三相异步电动机。 (2)电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率为： Pw=Fv/1000=(14003 1.55)/1000=2.17 KW 为了计算电动机所需功率Pd,需确定传动装置总效率n总。 要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。由教材查得：n v带 =0.96, n轴承 =0.98, n齿轮 =0.97, 联轴器=0.99, n滚筒=0

6、.96;则传动装置的总效率为： n总=n v带3 n轴承23 n齿轮3 n联轴器3 n滚筒=0.963 0.93 0.973 0.993 0.96=0.85 电动机所需功率为：Pd= Pw/ n总=2.17/0.85=2.55KW 对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额 定功率Ped等于或稍大于电动机所需的工作功率Pd，电动机就能 正常工作。由机械设计基础课程设计第193页表19-1选取电 动机的额定功率为3KW。 (3) 电动机转速的选择 工作机转速：nw= (603 10003 v) / ( n 3 D) = (603 10003 1.55) / (3.143 250)

7、=118.47r/min (4) 确定电动机型号 由机械设计课程设计第7页知，V带传动的传动比常用范围 为iv带=24,单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为 i齿轮=35, 则总传动比范围为i总=620。故电动机转速的可选范围为： n 电机=i 总3 nw= (620) 3 118.47=710.822369.4r/min Pw=2.17 KW n 总=0.85 Pd=2.55 nw=118.47r/min 符合这一范围的同步转速有 1000 r/mi n、1500 r/min。 现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较 方 案 电机型 号 额定 功率 /KW 同步转 速/ (r/min ) 满

8、载转 速/ (r/min ) 堵转 转矩/ 转矩 额定 最大转矩 / 额定转矩 1 Y132S-6 3 1000 960 2.0 2.0 2 Y100L2- 4 3 1500 1430 2.2 2.2 注：总传动比=满载转速/工作机转速 可以发现以上两种电动机都符合要求 ，都可选取，若工作环境对 传动装置的外廓尺寸要求不大，则可选取方案2若工作环境希望传动装置越小越好，则选方案1；这里,我们选取方案1,即选定电动 机型号为Y132S-6。 根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为丫132S-6。 其主要性能：额定功率 3KW，满载转速960 r/min。 2.3传动比的分配 i 总二n 满/

9、nw=960/118.47=8.10 V带传动的传动比常用范围为iv带=24，这里取iv带=2 贝U i 齿轮=i 总/iV 带=8.10/2=4.05 电动机选用 Y132S-6 iv 带=2 i齿轮=4.05 （单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35） 电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴， 滚筒轴为3轴。相邻两轴间的传动比表示为 也、債、i23;相临两 轴间的传动效率为n 01、n 12、n 23；;各轴的输入功率为P。、巴、 P2、P3；各轴的转速为 n。、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为 T。、 、T2、T 30 在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工

10、作功率 Pd进行计 算，而不用电动机的额定功率Ped。只有当有些通用设备为留有 储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具 有较大的通用性和适应性时，才按额定功率Ped来设计传动装置。 传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速，即满载转速 nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。 0轴（电机轴） Po=Fd=2.55KW no=nm=96O r/mi n To=955O3 ( PO/ n。)=95503 ( 2.55/ 960 ) =25.36N2 m 1轴(高速轴) Pi=F03 n oi=2.553 n v带=2.553 0.96=2.45KW ni=n/i 0i

11、带=960/2=480 r/min Ti=95503 ( Fi/ n 1) =95503 ( 2.45/ 480 ) =48.70N2 m 2轴(低速轴) P2=R3 n 12=2.453 ( n 轴承3 n 齿轮)=2.45 3 (0.98 3 0.97)=2.33KW n2= n 1/i 12 齿轮=480/4.05=118.52 r/mi n T2=95503 ( P n 2) =95503 ( 2.33/ 118.52 ) =187.18N2 m 3轴(滚筒轴) P3=P3 n 23=2.333 ( n 轴承3 n 联轴器)=2.33 3 (0.98 3 0.99)=2.26KV n3

12、= n 2=118.52r/min Ta=95503 ( P n 3) =95503 ( 2.26/ 118.52 ) =182.10N2 m 运动与动力参数的计算结果汇总如下表： P0=2.55KW n0=960 r/mi n T0=25.36N2 m R=2.45KW n1=480 r/mi n T1=48.70N2 m R=2.33KW n2=118.52 r/mi n T2=187.18N2 m R=2.26KW na=118.52 r/mi n Ta=182.10N2 m Pd=3.06KW 轴名 功率P/KW 转矩tn2 m 转速n/ (r/mi n) 传动 比i 效率 n 输入

13、输出 输入 输出 电机轴 1轴 2轴 滚筒轴 2.45 2.33 2.26 2.55 48.70 187.18 182.10 25.36 960 480 118.52 118.52 2 4.0 5 1 0.96 0.95 0.97 三、V带传动的设计 3.1确定设计计算功率Pd 由工作条件，载荷平稳，2班制工作，米用交流电动机，参考机 械设计基础第93页，表7-5得：Ka=1.2 设计计算功率 Pd=KAP=1.23 2.55=3.06KW (其中载荷系数：软齿面，工作平稳，取k=1.2 ; 节点区域系数：准值直齿圆柱齿轮，Zff2.5 ;弹性系数：由械设 计基础第131页表8-5查得Ze=1

14、89.8 MPa ;齿数比u=i=4.05 计算齿轮小轮直径： ,“(Ze Th 丫2口 L+u 1 1 l却丿普d I u丿 卩89.8乂2.5 j 2F.2X487004.05 + 4.05 I 536.6 丿 1V_405丿 =48.26 取小齿轮 Z1=25,则大齿轮 Z2=z1i=25 3 4.05=101.25，取 Z2=101； 传动比误差： i= | i-i | /i=| 4.05-101/25| /4.05= | 4.05-4.04| /4.05=2.5%5%,合格。i为理论传动比，i 为实际传动比。 确定齿轮模数 m= d 1/z 1=48.26 / 25=1.93 由机械

15、设计基础第118页表8-1，取m=2 确定中心距 Z1=25 Z2 =101 a=m(Z1 +Z2)/2=2(25+101)/2=126mm 计算齿轮的几何参数: m=2 a=126mm d1=50mm d2=202mm da1=54mm da2=206mm df 1=45mm df2=197mm b1=55mm b2=50mm h=4.5mm S=3.14mm P=6.28mm 分度圆直径 di=mz=23 25=50mm d2=mz=23 101=202mm 齿顶圆直径 dai=m(zi+2ha*) =23 ( 25+23 1) =54mm da2= m (Z2+2ha*) =23 ( 1

16、01+23 1) =206mm 齿根圆直径 df1=m( Z1-2ha*-2c*) =23 ( 25- (23 1) -2 3 0.25) =45mm df2= m (Z2-2ha*-2c*) =23 ( 101- (23 1) -2 3 0.25) =197mm 齿宽 b=W d3 d1=13 50=50mm取 b1=55mm b2=50mm 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大 齿轮的关尺寸计算如下： 齿距 P = 23 3.14=6.28(mm) 轴孔直径 d=42mm 轮毂直径D1=1.6d=1.6 3 42=67mm 轮毂长度L=b 2=50mm 轮

17、缘厚度S 0 = (34)m = 68(mm) 取S =8 轮缘内径D 2 =da2-2h-2 S 0=206-23 4.5-2 3 8=181mm 取 D2=180mm 腹板厚度 c=0.3 B2 =0.33 50=15 取 c=18(mm) 腹板中心孔直径 D 0 =0.5( D1 + D2)=0.5(67+180)=118(mm) 腹板孔直径 d 0 =0.25 ( D2-DJ =0.25 (181-67) =28.5(mm)取 do=28(mm) 齿轮倒角 n=0.5m=0.53 2=1 4.4校核齿根弯曲疲劳强度 由机械设计基础第127页图8-3取 (T Fiim1 =0.8 3 2

18、50+380=580Mp c Fiim2=0.7 3 180+275=401Mp Sf=1.4 按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力： c F1= c Fiim1/Sf =580/1.4=414.29 MPa (T F2= CT Flim2/SF =401/1.4=286.43 MP a 由机械基设计础第129页8-4取标准齿轮的复合齿形系数： Yfsi=4.21 Yfs2=3.96 c fi= (23 K3 Ti3 Yfsi) / (b3 rr3 di) = (23 1.4 3 487003 4.21 ) C F1=414.29 / (503 23 50) =98.42 MPa c f| MPa

19、C F2=C F13 ( Yfs2/ Y FS1)=3 ( 3.96/ 4.21 ) =92.58 MPa芒2( P/n) =11(fV(2.45/480 ) =19.55mm 由机械设计基础第179页表11-2取C=110 其中：P= P1=2.45KW 输入轴材料为 n=“=480 r/min 45调质钢 考虑有键槽，将直径增大4%则 d=19.553 (1+4%)=20.33mm 输入轴最小直径处安装大带轮，将20.33化为整数，所以选： d=22mm (3)轴的结构设计 a)轴的结构分析 d=22mm 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。 由于小齿轮尺寸很小，所以和

20、轴一起做成齿轮轴。由于是直齿轮 传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由机械设 计基础第187页表12-1续 选用深沟球轴承。 根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为： 安装大带轮；轴段为轴段提供轴肩对带轮定位和安装密封 圈。轴段用于安装轴承；轴段是轴环，对轴承进行轴向定位; 轴段是小齿轮；轴段是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段 用于安装轴承。如下图所示： 、 IJ 、 / / /c 3/ / / / 亠 a)确定轴各段直径和长度 段：轴段的直径为最小，已确定为di=22mm若将di=22mmE 为带轮轮毂孔径，则带轮的大致宽度为： L=( 1.52)di=( 1.52)3

21、 22=3344mm 那么轴段的长度Li=40mm. 段：根据h=( 0.070.1)di的计算方法，(h为轴肩单侧高度) h=( 0.070.1 ) 3 22=1.542.2mm 考虑到装带轮放大一点， 取轴段的直径为d2=27mm 考虑到轴承端盖的厚度与拆卸紧固螺钉的空间，取L2=45mm 、段：根据机械设计基础第187页表12-1续 选用深沟 球轴承。 d1=22mm L1=40mm d2=27mm l_2=45mm 由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择 型号 6206,其内径为 d3=30mm( d7=30mm 轴承的宽度为16mm考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，

22、所以 可以采用脂润滑，挡油环的厚度为 69,贝U取轴段、的长 度为 l_3=L7=16+8=24mm 、段：是轴环，考虑到轴承的定位与装拆，取d4=36m (d6=36mr) 长度为 L4= L6 0。7 (d4-d 3)=0.7 3 ( 36-30) =4.2mm，考虑到要 保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，取L4= L6=10mm 段：用于齿轮轴部分，根据小齿轮定尺寸， Z1=25，m=2 d1=50mm da1=54mrn df1 =45mm 小齿轮的齿宽为：bi=55mm，则轴段的长度为：L5=55mm。 则输入轴的基本尺寸如图： b）确定两轴承之间的支承跨距 由机械设计课程设计第

23、的深沟球轴承的外形尺寸， l i （两支反力作用点距离） 131页表15-3查出代号为6206 D=62mm B=16mm将轴承装到轴 da= d 7=30mm La= L7=24mm d4=ck=36mm L4= L6=10mm d5=da1=54mm l_5=55mm 上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求 I 1。 11=107mm l1=107mm （4）轴的强度校核 a）绘制并计算轴上的作用力 由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直 的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，皮带轮传递进来扭矩 T 与轴压力Fc。 Ft=2T/d= (23 48700) /50=194

24、8N Fr= Fttan a =19483 tan20 =701.28N 其中:T为高速轴的输入转矩 d为小齿轮的分度圆直径 a为分度圆压力角 Ft=1948N Fr=701.28N 以下求解 Fay、Faz、Fby、 Fbzo 由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分 别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平 衡方程，即可解出Fay、Faz、 FbY、FbZo XY面受力图： 列方程求解： 刀 MB ( F) =0 Fay3 107+F3 53.5-F Q3 180=0 FaY3 107+701.283 53.5-766.42 3 180=0 Fay=938

25、.66N 刀 Fy=0 Fq- F AY- F BY-F r = 0 Fay=938.66N Fby= For F AFr=766.42-938.66-701.28= -873.52N XZ面受力图： Faz Ft Fez -73 53.5 53.5 Fby=-873.52N Faz = -974N Fbz=-974N 列方程求解： 刀 MB ( F) =0 -FaZ3 107-Ft3 53.5=0 -Faz3 107-19483 53.5=0 Faz = -974N 刀 Fz=0 Faz + F t + F bz = 0 -974+1948+ Fbz = 0 Fbz=974-1948= -9

26、74N b)作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图 XY面弯矩图MXy： 766* 42N938. 66N873. 52N- 一73 A 5EL5= 53.5 丄 4 5! )9 48. 6( )N.t 41 572 、 !3L_8N.mm h 4B XZ面弯矩图Mxz : 97JNI|9?4N A 1948X J 73 53 5 52 5= c ）作出合成弯矩图M= VMxy2+M xz2 d）作出扭矩图 2 2 e )作出当量弯矩图M =VM+ ( a T)，并判断危险截面 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正 系数a =0.6 M1e 3 46169.71 r e =3=9.

27、16mm b J V 0 1 汉 60 4W d1=23.3054 由当量弯矩图可看到，小齿轮的中间位置承受弯矩最大，设定为 I号危险截面，号轴段与号轴段的连接处也承受了较大的扭 矩，而且此处也是轴的最细段，设定为U号危险截面.U号危险 截面处的弯矩保守取(29220+63119.42)/2=46169.71N.mm. f)对危险截面强度校核 由机械设计基础第173页表11-1选(T -iw=60Mpa I号危险截面： M1eJ 75849.90_ d1=31e ,=3=23.30mm I 0.1!轴 1.0.160 U号危险截面： d2 _ 3 0.1 故该轴强度满足要求，合格。 5.2输出

28、轴的设计计算与校核 (1) 根据工作要求选择材料 d2=9.16C 3V( P/n) =1103V( 2.33/118.52) =29.69mm 输出轴材料为 45钢 由机械设计基础第179页表11-2取C=110 其中：P= P2=2.33KW n=n2=118.52 r/min 考虑有键槽，将直径增大4%,则 d=29.693 (1+4%)=30.88mm 输出轴最小直径处安装联轴器，故轴径应取标准值，即安装联 轴器的轴头直径d=32mm。 (3) 轴的结构设计 a)轴的结构分析 d=32mm 考虑轴的装拆顺序，是轴从齿轮的左侧安装，轴向可以用轴环和 套筒固定齿轮。因此，初定轴的结构应是阶

29、梯轴。由于是直齿轮 传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由机械设 计基础第187表12-1续 选用深沟球轴承。 根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为： 安装联轴器；轴段为轴段提供轴肩对联轴器定位和安装密封 圈。轴段用于安装轴承与套筒；轴段用于安装齿轮；轴段 是轴环，对齿轮定位；轴段用于安装轴承。如下图所示： b)确定各段直径和长度 段：轴段的直径为最小，已确定为 d1=32mm查244页 附 录表 联轴器轴孔直径为 32mm LT6 J1型联轴器的长度为 60mm 那么轴段的长度缩短2mn,取Li=58mm d1=32mm L1=58mm 段：根据h=( 0.070.

30、1 ) di的计算方法，(h为轴肩单侧高度) h=( 0.070.1 ) 3 32=2.243.2mm 考虑到装联轴器放大一点， 取轴段的直径为d2=37mm联轴器端面至轴承端盖端面的距离 为20mm考虑到轴承端盖的厚度，取 L2=20+33=53mm 段：由机械设计基础第187页表12-1续 选用深沟球轴 承。由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步 d2=37mm L2=53mm 选择型号6008，由机械设计课程设计第 131页表15-3查出 代号为6008的深沟球轴承内径为d3=40mm轴承的宽度为15mm 考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s,所以可以采用脂润滑，挡油环 的厚度

31、为69,则取轴段的长度为La=15+8+12=35mrn其中8为 挡油环厚度，12为套筒厚度。套筒厚度按照将要将大小轴承与齿 轮水平对正来取。 d3=40mm L3=35mm 段：是安装齿轮的轴段，一般将段的轴径放大1-2mm这 里取d4=42mm长度为齿轮宽度减去 2mm L4= 50-2=48mm 段：是轴环，考虑到对齿轮与轴承的定位与装拆，取ds=46mm 长度为 匕0。7 (d5-d4) =0.7 3 ( 46-42 ) =2.8mm，考虑到要保 证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，并保证轴承与小齿轮轴的 轴承安装得平行，取 L5=10mm d4=42mm L4=48mm ds=46mm

32、 l_5=10mm 则输出轴的基本尺寸如图 d6=40m L6=23mm 段：为安装轴承的轴径，de=40m采用脂润滑，挡油环的厚度 为69,则取轴段的长度为Le=15+8=23mm其中8为挡油环厚度 c )确定两轴承之间的支承跨距I 1 (两支反力作用点距离) 由机械设计课程设计第131页表15-3查出代号为6008 的深沟球轴承的外形尺寸，D=68mm B=15mm将轴承装到轴 上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求 l 1。 l i=102mm (4) 轴的强度校核 a )绘制并计算轴上的作用力 11=102mm 由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直 的分力，即圆周力

33、Ft和径向力Fr。此外，还有滚筒的负载扭矩 Ft=2T/d= (23 187180) /200=1871.8N Fr= Fttan a =1871.8N3 tan20 =673.85N 其中:T为低速轴的输入转矩 d为大齿轮的分度圆直径 a为分度圆压力角 以下求解 Fay、Faz、Fby、 Fbzo Ft=1871.8N Fr=673.85N 由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分 别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平 衡方程，即可解出Fay、 Faz、Fby、Fbzo XY面受力图: F AY 1 F r F BY 一5L -51 由于Fay与Fby对

34、称布置，所以Fa=Fby 列方程求解： 刀 Fy=0 F+ Fay+Fby = 0 Fay =Fby= - F r/2 = - 336.92N XZ面受力图： 4 -W=-= B SI F az F t F bz Fay = - 336.92N Fby = - 336.92N Faz =-935.9N Fbz = -935.9N 由于Faz与 Fbz对称布置，所以Faz=Fbz 列方程求解： 刀 Fz=0 Ft +Faz+Fbz = 0 Faz =Fbz= - F t /2 = -935.9N b ）作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图 XY面弯矩图MXy： I 3J6.92N 18)1.8N |磁

35、 92N E 7 51. 51 41亠_ XZ面弯矩图MXz： 51 -51- A B -1 r l On( 1 (、 *J 丿 935. 9N 1871. 8N 935. 9N A B 2 2 c )作出合成弯矩图 M= V Mxy +Mxz d）作出扭矩图 TlS7180N.nm e )作出当量弯矩图M =V M+ (a T) 2,并判断危险截面 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正 系数a =0.6 123233. 84N.m d1=28.1942 d2=27.3330 由当量弯矩图可看到，安装大齿轮的轴段的中间位置承受弯矩最 大，设定为I号危险截面，号轴段为最细轴段

36、，也承受了较大 的扭矩，设定为U号危险截面 ），以下对危险截面进行强度校 核。 f ）对危险截面强度校核 由机械设计基础第173页表11-1选（T -iw=55Mpa I号危险截面： d1 Fb,所以只需校核A处轴承。 Lh=78237.61h 38400 h 由于没有轴向力，所以当量动载荷 P=1352.68N 由于常温下工作，由机械设计基础第 191页表12-6，查得温 度系数ft=1;由于载荷较平稳，由机械设计基础第 192页 表12-7 ,查得载荷系数fp=1.1 o 所用轴承为深沟球轴承，代号6206,由机械设计课程设计第 131页表15-3查出，基本额定动载荷 C=19.5KN=1

37、9500N 轴承的转速就是输入轴的转速，n = 480r/mi n 轴承的预期寿命为8 (年)3 300(天)3 16 (小时)=38400 h 将以上数据带入轴承寿命公式： Lh=1063 (ft3 C) / (fp3 P) 3/ (603 n) = 1063 (13 19500) 3 / (1.1 3 1352.68) / (603 480) =78237.61h 38400 h 轴承具有足够寿命。 6.2输出轴滚动轴承寿命校核 P=994.70N Cr = 17000N Fay = - 336.92NFaz =-935.9N Fa= Fb=V336.922+935.92 =994.70N

38、 Lh= 527411h 48000 h 由于Fa= Fb且没有轴向力，所以当量动载荷 P=FF=994.70N 由于常温下工作，由机械设计基础第 191页表12-6，查得温 度系数ft=1;由于载荷较平稳，由机械设计基础第 192页 表12-7，查得载荷系数fp=1.1 o 所用轴承为深沟球轴承，代号 6008,由机械设计课程设计第 131 页表 15-3 查得，Cr=17.0KN=17000N 轴承的转速就是输出轴的转速，n = 118.52/min 轴承的预期寿命为8 (年)3 300(天)3 16 (小时)=38400 ho 将以上数据带入轴承寿命公式： Lh=1063 (ft3 C)

39、 / (fp3 P) 3/ (603 n) = 1063 (13 17000) / (1.1 3 994.70) 3/ (603 118.52 ) =527411h 38400 h 轴承具有足够寿命。 p=56.76Mpa b p 七.键的选择与校核 联轴器的选择 7.1输入轴键的选择与校核 输入轴上在最细端装皮带轮处使用平键连接，最细端轴的直径为 d=22mm由机械设计基础第 78页表6-11，选择b3 h3 L = 6 3 63 32的键。键的轴向工作长度I = L-b=26mm。 由机械设计基础第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为 (T p=100Mp& 输入轴的输入扭矩为=487

40、002 mm 将以上数据代入键的挤压应力计算公式 (T p=(43 Ti) / (d3 h3 I ) = (43 48700) / (223 63 26) =56.76Mpa c p 所以键的联结强度足够. c p1 =73 12Mpa c p c p2=79.58Mpa c p 7.2输出轴键的选择与校核 输出轴上在最细端装联轴器使用平键连接，最细端轴的直径为 d1=32mm由机械设计基础第78页表6-11，选择b3 E3 L 1=10 3 83 50的键，键的轴向工作长度I 1= L1-b 1=40mm中间装大齿轮 的轴段也使用平键连接，该轴段直径为d2=42mm机械设计基础 第78页表6

41、-1，选择b23 h23 L2 = 12 3 83 40的键。键的轴向工 作长度 12 = L 2-b2=28mm 由机械设计基础第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为 c p=100Mpa= 输出轴的输入扭矩为 T2=1871802 mm 将以上数据代入键的挤压应力计算公式 TL6 cp1=(43 T2)/(d13 h13 l 1)=(43 187180)/(323 83 40)=73.12Mpa c p c p2=(43 T2)/( d23 h23 12)=(43 187180)/(423 83 28)=79.58Mpa c p 所以键的联结强度足够. 7.3联轴器的选择 由于减速器载

42、荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及 经济问题，选用弹性套柱联轴器。 K=1.3 KP21.3x2. 33 Tc =9550=95503 =244.11 ( N2 m) Cn2118. 5 选用TL6型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩 Tn =250, TCTn。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径d=3240,选 d=35,轴孔长度L=60 LT6型弹性套住联轴器有关参数 型号 公称 转矩T (N2m) 许用 转速n r/min 轴孔 直径 d/mm 轴孔 长度 L/mm 外径 D/mm 材料 类型 轴孔 类型 键槽 类型 TL6 250 3300 35 60 160 HT200 J型 A型 八、减速器润滑、密封及附件的选择确定 齿轮浸油润滑 轴承脂润滑 齿轮用150号 机械油 轴承用2L3 型润滑脂 8.1润滑的选择确定 润滑方式 齿轮V=1.26vv 12 m/s应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选 用浸油润滑 轴承采用润滑脂润滑 润滑油牌号及用量 齿轮润滑选用