攀枝花学院机械设计说明书xp

1、一级圆柱齿轮减速器的设计第一章 绪 论第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目2.2 主要技术参数说明2.3 传动系统工作条件2.4 传动系统方案的选择第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构3.2 电动机的选择3.3 传动比分配3.4 动力运动参数计算第四章 传动带的设计计算4.1 选择普通 V 带截型4.2 V 带的参数设计第五章 齿轮传动的设计5.1 齿轮材料和热处理的选择5.2 齿轮几何尺寸的设计计算5.3 齿轮弯曲强度校核5.4 齿轮的结构设计第四章 轴的设计6.1 轴的材料和热处理的选择6.2 轴几何尺寸的设计计算6.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小

2、直径6.2.2 轴的结构设计6.2.3 轴的强度校核6.3 输出轴的设计计算6.3.1 轴的材料和热处理的选择6.3.2 轴几何尺寸的设计计算第七章 箱体结构设计第八章 键联接设计8.1 键的选择第九章 滚动轴承设计9.1 寿命的计算9.2 轴承的有关参数计算第十章 密封和润滑的设计第十一章 联轴器的设计第十二章 参考资料 第十三章 设计小结第一章 绪 论本论文主要容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算， 在设计计算中运用到了 机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知 识，并运用 AUTOCAD 软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环 节, 也是一次全面的、 规的实践训练。通

3、过这次训练，使我们在众多方面得到 了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和 其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能 力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了 一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科 学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规、手册、图册及相关技术资料的能 力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。4）加强了我们对 Office 软件中 Word 功能

4、的认识和运用第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及 V 带传动。2.2 主要技术参数说明原始数据：传动带锟子转速 100r/min; 减速机输入功率3.5kw.2.3 传动系统工作条件 工作条件：设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计 使用期限 8 年（每年工作日 300 天），两班制工作，单向运转，空载 起动，运输机工作平稳，大修期为 3年。转速误差为 +5% ，减速器由 一般规模厂中小批量生产2.4 传动系统方案的选择图 1 带式输送机传动系统简图计算及说明结果第三章 减速器结构选择及相关性能参数计 算3

5、.1 减速器结构 本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。 传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴， 轴，. 以及i0,i1 ， 为相邻两轴间的传动比01 ，12 ， 为相邻两轴的传动效率P，P，. 为各轴的输入功率（KW）T，T，. 为各轴的输入转矩（Nm）n,n ,为各轴的转速 （ r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运 动和动力参数3.2 电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求 和 条件，选用 Y 系列三相异步电动机。1- 带传动的 传动效率， 取 0.962、确定电动机的功率： 电机所需的工作功率： Pd=P 入 / 1

6、=3.5/0.96=3.65kw3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： nw=100r/min取V带传动比 Iv=24 ，单级圆柱齿轮传动比围 Ic=35 ， 则合理总传动比 i 的围为 i=620 ，故电动机转速的可选 围 nd=i n2=(620) 100=6002000r/min 符合这一围的同步转速有 750r/min 、1000r/min 和1500r/min 。方案 电动机型号额定功率电动机转速 (r/min)传动装置的传动比KW同转满转总传动比带传动1 Y112M-44653.52 Y132M1-64 100096083.772.83 Y160M1-8

7、4 75072062.832.5综合考虑电动机和传动装置尺寸、 重量、价格和带传动、 减速器的传动比，可见方案二比较适合。因此电动机型 号为 Y132M1-6 。4 、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转 速，选定电动机型号为 Y132M1-6 。其主要性能：额定功率： 4KW ，满载转速 960r/min 额定转矩 2 。3.3 传动比分配1 、总传动比： i 总 =nd/n2=960/100=9.62、分配各级传动比 (1) 取 i0=2.8(2) i 总=i1i0i1=i 总/i 0=9.6/2.8=3.43.4 动力运动参数计算 1 、计算各轴转速( r/m

8、in ) n=n m/i 0=960/2.8=342.86(r/min) n =n /i 1=342.86/3.4=100.84(r/min) 滚筒 nw=n =100.84(r/min)2、 计算各轴的功率( KW )P=P入23=3.5 0.99 0.97=3.36(KW) 3 、 计算各轴转矩Td=9550 Pd/nm=9550 3.65/960=36.31N m T=9550P 入 /n =9550x3.5/342.86=97.49NmT=9550P 入 /n =9550x3.36/100.84=318.21Nm第四章 传动带的设计计算4.1 选择普通 V 带截型 根据 KA=1.2

9、Pd=3.65KWi0 为带传动传 动比i1 为减速器传 动比2- 轴承的传 动效率，取 0.993- 齿轮的传 动效率，取 0.97由课本 P156 表 8-7 查得 KA=1.2Pca=K APd=1.2 3.65=4.38KW据 Pca=4.38KW 和 n =342.86r/min选用 A型 V带4.2 V 带的参数设计1 )确定带轮基准直径 dd1 ，并验算带速 v 由课本1P155 和P157 表8-6 和表 8-8， 取 dd1 =100mmdmin=75mmdd2 =i 0dd1 (1- )2=.8 100 (1-0.02)=274.4mm带速 V ：V=dd1 nd /60

10、1000= 100 960 /60 100 0=5.03m/s在 525m/s 围，带速合适。2 ) 确定带长和中心距初定中心距 a0 =500mmLd0 =2a 0+ (d1 +d d2 )/2+(d d2 -d d1 )2/4a 0=2 500+3.14( 100+274.4)/2+(274.4-100)2/4 500=1603.3mm由机械设计书 表 8-4a 查得确定中心距 a a0 +(L d -L d0 )/2=500+(1600-1603.3)/2=498mm中心距地变化围为 474546mm1 =180o - 57.30 (d2 -d d1 )/a=180 o-57.3 (27

11、4.4-100)/498=160 o120 o(适用)3 ) 确定带的根数单根 V 带传递的额定功率 .Z=Pca/( P0+P0) KLK)=4.38/(0.95+0.11) 0.99 0.95=4.39取5根A型V带4 ) 计算轴上压力由书 8-27 的初拉力公式有F0=500 Pca (2.5-K )/K z v+qv 2=500 4.38 (2.5-0.95)/0.95 5 5.03+0.1 5.03 2=145N应使带的实际初拉力 F0(F0)min由课本 8-28 得作用在轴上的压力FQ=2 zF0sin( 1/2)P0=0.95 由表 8-4b 查 得 P0=0.11 由表 8-

12、5 查得K=0.95 由表 8-2 查得KL=0.99=2 5 145 sin60 o=1256N第五章 齿轮传动的设计5.1 齿轮材料和热处理的选择 选定齿轮传动类型、 材料、热处理方式、 精度等级。小齿轮选硬齿面， 大齿轮选软齿面， 小齿轮的材料为45 号钢调质，齿面硬度为 250HBS ，大齿轮选用 45号钢正火，齿面硬度为 200HBS 。齿轮精度初选 8 级5.2 齿轮几何尺寸的设计计算1) 初选主要参数Z1=20 ，u=4.5Z2=Z1 u=20 4.5=90由表 10-7 选取齿宽系数 d =12)按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径3)12d1 2.323 KtT1 u

13、1du确定各参数值载荷系数 查课本小齿轮名义转矩2ZEH取 Kt=1.2T1=9.55 10 6 P入/n =9.55 10 63.5/342.86=9.749 104 N mm3 材料弹性影响系数由课本表 10-6 ZE=189.8 MPa 4 许用应力 查课本图 10-21dH lim 1 610 MPa H lim 2 560MPa5 由式 10-13 计算应力循环次数N1=60 n1j Lh=60 342.86 1(28300 8)= 7.899 108N2= 7.899 108 /4.5= 1.755 1085.3 齿轮弯曲强度校核 1）确定齿轮分度圆直径 查表 10-19 按一般可

14、靠要求取 S=S H =1接触疲劳寿命系数 KHN1=0.97 KHN2 =0.99则 H 1 KHN1 H lim1 =0.97SKHN1 H lim 2 =0.99 H 2 S610MPa=591.7MPa560MPa=554.4MPa取两式计算中的较小值，即H =554.4Mpa于是 d1 2.3232KtT1 u 1 ZEFE1 、 FE 2 分别为小齿轮、 大齿轮弯曲疲 劳强度极限KFN 1 、 KFN 2= 2.323 1.2 9.749 104 5.5 189.8 2mm别为小齿轮、4.5 554.4大齿轮弯曲疲劳寿命系数=59.37mm2）确定模数m=d1/Z1 59.37/2

15、0=2.9685取标准模数值 m=3mm3）按齿根弯曲疲劳强度校核计算m3dZ12KT1 YFaYFa2F确定各参数值取YFa 1YSa1 =4.38YFa 2YSa2 =3.951 由图 10-20c 查得 FE1 245MPaFE2 220MPa2 由图 10-18 查得KFN1 0.90 KFN 2 0.923 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，由式 10-12 得F1F2KFN1 FE1 0.9 245 MPa =157.5MPaS 1.4KFN2 FE2 0.92 220 MPa =144.6MPaS 1.44 计算大小齿轮的YFaYSa 并进行比较FYFa1YS

16、a2 =4.38/157.5=0.02781F1YFa2YSa2 =3.95/144.6=0.02732H2小齿轮的数值大，带入公式b2dKTm1YFS2Ybd1m2 1.2 9.749 10460 60 33.95 0.6938d1 、d2 分别为 小齿轮、大齿 轮分度圆直径 a 为中心距b1 、b2 分别为 小齿轮、大齿 轮宽度 m=3mm z1=20 z2=90 u=4.5 b1=65mm d1=60mm b2=60mm d2=270mm da1=69mm da2=279mm p=9.42mm hf=3.75mm ha=3mmdf1=52.5mm df2=262.5m m h=6.75=

17、59.37 F 2故满足齿根弯曲疲劳强度要求4 )几何尺寸计算 d1=m Z=3 20=60 mm d2=m Z1 =3 90=270 mm a=m ( Z 1 +Z 2 )=3 ( 20+90 )/2=165 mm b=60 mmb2=60mm取小齿轮宽度 b1=65 mm 由机械零件设计手册得 h*a =1 c* = 0.25 齿顶圆直径 d a da1 d1 2ha1 Z1 2ha m (20 2 1) 3 69(mm) da2 d2 2ha2 Z2 2ha m (90 2 1) 3 279( mm) 齿距 P = 3 3.14=9.42(mm) 齿根高hf h a c m 3.75(m

18、m) 取 4mm齿顶高hah am13 3(mm)齿根圆直径 dfd f1d12hf6023.75 52.5(mm)d f 2d22hf27023.75 262.5(mm)5）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度d1n1v60 100059.37 342.86 =1.07m/s60 1000因为 V 6m/s ，故取 8 级精度合适5.4 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：轴孔直径d=60 (mm)轮毂直径D1=1.6d=1.6 60=96 (mm)轮毂长度LB2 58( mm)轮缘厚度0 =6 8(mm)取 0 =8mm轮缘径D2=

19、da2 -2h-2 0 =279-2 4.5-2 8=254mm取 D2=250mm腹板厚度 c=0.3 B2 =0.3 58=17.4取 c=18(mm)腹板中心孔直径D 0 =0.5( D1+ D2 )=0.5(96+272)=184(mm)腹板孔直径 d 0 =0.25 ( D2- D1)=0.25 (272-96 )=44(mm)取 d0 =40 (mm) 齿 轮 倒 角n=2第六章 轴的设计6.1 轴的材料和热处理的选择由机械零件设计手册中的图表查得选用 45# 调质，硬度 217255HB6.2 轴几何尺寸的设计计算6.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径P的值为前面第三页给出

20、在前面带轮的 计算中已经得 到 Z=5 其余的数据手 册得到D1= 30mm确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）L1=86mmS 轴的输入功率为 P =3.5 KW 转速为 n = 342.86 r/minD2= 38mm根据课本 P370（15-2 ）式，并查表 15-3 ，取 A0 =115L2=70mmd A03 P 115 3 3.5 24.95mm0 n342.866.2.2 轴的结构设计根据轴上零件的定位、 装拆方便的需要， 同时考虑到强度的原则，D3= 40mm主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。L3=20mm1 从大带轮开始右起第一段， 由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加 5%

21、，取 D1=30mm ，D4= 48mm又带轮的宽度B= （Z-1 ） e+2 f=（5-1 ） 18+2 8=88 mmL4= 10mm则第一段长度应为 L1=86mm2 右起第二段直径取 D 2 =38mmD5= 66mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要L5=65mm求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm ，则取第二段的长度 L 2 =70mm3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承， 则轴承有径向力， 而轴向力为零， 选用 6208D6= 48mm型轴承，其尺寸为 d D B=40 80 18 ，那么该L6= 10mm段的直径为 D 3 =40

22、mm ，长度为 L 3 =20mm4 右起第四段， 为滚动轴承的定位轴肩 , 其直径D7= 40mmL7=18mm应小于滚动轴承的圈外径，取 D 4 =48mm ，长度 取 L4= 10mmFt=3249.7NFr=1182.8N5 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿 顶圆直径为 66mm ，分度圆直径为 60mm ，齿 轮的宽度为 65mm ，则，此段的直径为D5= 66mm ，长度为 L 5 =65mm6 右起第六段， 为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径 应小于滚动轴承的圈外径，取 D 6 =48mm 长度取 L6= 10mm7 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取 轴径为 D 7 =

23、40mm ，长度 L 7 =18mmRA=RB=1624.85NRA =RB=591.4N6.2.3 轴的强度校核(1) 1 小齿轮分度圆直径： d1=60mm2 作用在齿轮上的转矩为： T1=9.749 104N mm3 求圆周力： FtFt=2T1/d1=2 9.749 104 /60=3249.7N4 求径向力 FrFr=Ft tan =3249.7 tan20 0=1182.8NMc1=Mc2=107.21NmFt，Fr 的方向如下图所示T=97.49Nm(2) 轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。=0.6MeC2=122.13Nm水平面的支

24、反力： RA=RB=Ft/2 =1624.85N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA=RB =Fr 62/124= 591.4N(3) 画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩：1 =60Mpa水平面的弯矩： M C =R A 62=100.74N ?m 垂 直 面 的 弯 矩 ： MC1= MC2=RA 62=36.67 N ?m合成弯矩：M C1 M C2 M C2 M C12 100.742 36.672 107.21N m(4) 画转矩图： T= F td1/2=97.49N ?m( 5 )画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面

25、 C 处的当量弯矩：M eC2 M C22 (T)2 122.13Nm(6)判断危险截面并验算强度1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直 径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 M eC2 =122.13Nm , 由课本表 15-1 有:1 =60Mpa 则：e = M eC2 /W= M eC2 /(0.1 D43)=122.13 1000/(0.1 48 3)=11.04Nm2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小， 故该面也为危险截面：MD (T)2 0.6 97.49 2 58.494Nme= M D/W= M D/(0.1 D13)=58.494 1000/(

26、0.1 30 3)=21.66N ?-1所以确定的尺寸是安全的 。受力图如下：6.3 输出轴的设计计算6.3.1 轴的材料和热处理的选择 由机械零件设计手册中的图表查得 选用 45# 调质，硬度 217255HBS 确定轴上零件的定位和固定方式 (如图)1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6 密封盖7键 8 轴承端盖 9轴端挡圈 10 半联轴器6.3.2 轴几何尺寸的设计计算(1) 轴的输入功率为 P =3.36 KW转速为 n =100 r/min根据课本 P370(15-3 )式，并查表 15-3 ，取 A0=115d A03 P 115 3 3.36 36.89mm0 n100(2)

27、确定轴各段直径和长度D1= 45mmL1=80mm1 从联轴器开始右起第一段， 由于联轴器与轴通过 键联接，则轴应该增加 5% ，取45 mm ，根据计算转矩 TC=KAT=1.3 318.21 =413.67 Nm ，查标 准 GB/T 5014 1985 ，选用 HL3 型弹性柱销联轴 器， Y 型轴孔，半联轴器长度为 l1=82mm, 轴段长 L 1 =80mmD2= 52mmL2=74mmD3= 55mmL3=36mm2 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段 的直径取 52 mm, 根据轴承端盖的装拆及便于对轴 承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器 左端面的距离为 30m

28、m ，故取该段长为 L 2 =74mm 3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴 承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6211 型轴承，其尺寸为 d D B=55 100 21 ，那么 该段的直径为 55mm ，长度为 L3 =36mmD4= 60mmL4=58mm4 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用 键联接，直径要增加 5% ，大齿轮的分度圆直径为 270mm ，则第四段的直径取 60mm, 齿轮宽为 b=60mm ，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为 L 4 =58mmD5= 66mmL5=10mmD6= 55mmL6=21mm5 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位 ,定位轴

29、 肩，取轴肩的直径为 D 5 =66mm , 长度取 L 5 =10mm6 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D 6=55mm ，长度 L 6 =21mm（3）求齿轮上作用力的大小、方向Ft=2355.56N mFr=857.35N m1 大齿轮分度圆直径： d1=270mm2 作用在齿轮上的转矩为： T1 =3.18 10 5Nmm3 求圆周力： FtFt=2T 2/d 2=23.18 10 5/270=2355.56N4 求径向力 FrFr=Ft tan =2355.56 tan20 0=857.35NFt，Fr 的方向如下图所示RA=RB=1177.78NmRA =RB =4

30、28.68 N（4）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴 上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力： RA=RB=Ft/2= 1177.78 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 RA =RB =Fr 62/124=428.68N（5）画弯矩图MC=73.02N m MC1 = MC2 =26.58NmMC1=MC2=77.71Nm右起第四段剖面 C 处的弯矩：水平面的弯矩： MC=RA62= 73.02N ?m垂直面的弯矩： MC1= M C2=RA 62T=318.0 Nm=26.58N ?m=0.6MeC2=206.02Nm合成弯矩：MC1 MC2 MC

31、2 M C12 73.022 26.582 77.71Nm(6) 画转矩图： T= F t d2/2=318.0Nm(7 )画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：M eC2 M C22 (T)2 206 .02 Nm (8)判断危险截面并验算强度1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直 径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 M eC2 =206.02Nm , 由课本表 15-1 有:1 =60Mpa 则：e = M eC2 /W= M eC2 /(0.1 D43)=206.02 1000/(0.1 60 3)=9.5

32、4Nm 11 =60Mpa2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小， 故该面也为危险截面：M D ( T)2 0.6 318.0 190.8Nme = M D/W= M D /(0.1 D13)=190.8 1000/(0.1 45 3) = 20.94Nm所以确定的尺寸是安全的 。以上计算所需的受力图如下：M D=190.8Nm绘制轴的工艺图（见图纸）第七章 箱体结构设计(1)视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙， 了解啮合情况。 润滑油也由此注入机体。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，

33、用于排出污油，(2)油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油 量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体温 度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。 所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机 体热涨气自由逸出，达到集体外气压相等，提高机 体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密 封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖， 在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时， 可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安 装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的 套环，如装上二个启盖螺

34、钉，将便于调整。(6) 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销， 孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不 应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用注一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴 向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或 铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9) 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体。密封件 多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情 况选用。箱体结构尺寸选择如下表第八章 键联接设计8.1 键的选择1.输入轴与大带轮联接采用平键联

35、接 此段轴径 d 1 =30mm,L 1=86mm 查手册得，选用 A 型（圆头 ）平键，得：键 8 7 GB1096-79L=L 1-b=86-8=78mmT=36.31N m h=7mm 根据课本 P106 （ 6-1 ）式得 p=4 T/（d h L）=4 36.31 1000/ （30 778）=8.87Mpa P （110Mpa）2 、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接键 1 8 7轴径 d 3 =60mmL 3 =58mmT=318.21Nm查课本 P106 表 6-1 选用 A 型（圆头 ）平键 键 18 11GB1096-79L=L 3-b=60-18=42mmh=11mmp=4

36、 T/ （dhl）=4 318.21 1000/ （60 11 42 ）=45.92Mpa P （110Mpa ）3、输出轴与半联轴器联接用平键联接键 2 18 11轴 径 d1 =45mmL1 =80mm T =318.21Nm查课本 P106 表 6-1 选用 C 型（单圆头 ）平键键 14 9 GB1096-79 L= L1 -b=80-14=64mmh=9mmp=4 T/ (dh l)=4 318.21 1000/(80 964)=27.62MPa P （110Mpa） 第九章 滚动轴承设计 9.1 寿命的计算 根据条件，轴承预计寿命 Lh= 300 816=38400 小时 9.2

37、轴承的有关参数计算 1、输入轴的轴承设计计算 （1 ）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用， 所以 P=Fr=1182.8N2 ）求轴承应有的径向基本额定载荷值1 t 106 Lh) 311.87NC fd P 60n11.2 1182.8 60 342.861( 638400)106键31493）选择轴承型号查课本 2 ，选择 6208轴承Cr=29.5KN由课本式 13-5 有10Lh 60n fdPftC)106) 60 342.86 1.2 1182.829500 )3 436435 38400预期寿命足够此轴承合格输入轴用两个 6208 型 号 轴

38、承2. 输出轴的轴承设计计算（1 ）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用， 所 以 P=Fr=857.35N2 ）求轴承应有的径向基本额定载荷值C fd P 60n1.2 857.3516 Lh) t 10 6370.16N160 100638400) 1063）选择轴承型号查课本 2 ，选择 6211轴承Cr=43.2KN由课本式 13-5 有10Lh 60n fdP1 43200ftC 10 1 43200 3ftC) 6010100 (1.12 4835270.035)3 123390 38400预期寿命足够此轴承合格输出轴用两个 6211 型 号 轴 承第十章 密封和润滑的设计1. 密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天 然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。 轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行 润滑。2润滑（1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度 v 12m/s, 采用浸油润滑， 因此机体需要有足够的润 滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时 泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm 。对于单级减速器，浸油深度为一个 齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动 ,每