机械设计方案课程设计方案带式运输机传动装置

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机传动装置 信息与工程学院090826 班设计者 林意指导教师2018 年 12 月 4 日湖州师范学院目录一 课程设计任务书-1 -二. 设计要求-3 -三. 设计步骤-3 -1.传动装置总体设计方案-3 -2.电动机的选择-4 -3. 计算传动装置的总传动比iv并分配传动比-5 -4.计算传动装置的运动和动力参数-6 -5.设计V带和带轮-7 -6.齿轮的设计-9 -7.滚动轴承和传动轴的设计 -15 -8.键联接设计-28 -9.箱体结构的设计-29 -10.润滑密封设计-31 -11.联轴器设计-31 -四 设计小结-32 -一课程设计任务书

2、课程设计题目：设计带式运输机传动装置 简图如下）F 二 2800Nv = 1.4 m sD = 350mm装置传体动4联轴器设计方案5电动机6卷筒原始数据:题号12345678运送带工作拉力F/N150022002300250028003300400045000运输带工作速度v/(m/s1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm220240300400220350350400工作条件：连续单向运转，载荷平稳，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%1V带传动2 -运输带3-一级圆柱齿轮减速器2、电动机的 选择1）选择 电动机 的类型2）选择 电动

3、机 的容量三.设计步骤Pw = 4.76kw1.1.传动装置总体设计方案二 0.84本组设计数据：第一组数据：运送带工作拉力F/N 2800。运输带工作速度v/（m/s 1.4卷筒直径D/mm 350。1）减速器为二级同轴式斜齿轮减速器。3）确定电动机转速Pd = 4.76kwn w = 76 r mi二.设计要求1.减速器装配图1张。2.零件工作图各13张。3.编写设计设计说明书1份选定电动机型 号 Y132M2-63方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结

4、构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级 圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为丫系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2 2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 丫系列异步电动机，电压380V。2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为3、计算传动 装置的 总传动 比和分 配传动从电动机到工作机传送带间的总效率为分 配传动4.计算传动装 置的运 动和动 力参数1）各 轴的转 速由机械设计课程设计指导书表9.1可知:V带传动效率0.96

5、:齿轮传动效率0.98 7:联轴器传动效率0.99启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M2-65.59602.02.0电动机轴高H为132mm3.3.计算传动装置的总传动比 z并分配传动比(1.总传动比H为(2.分配传动比2 二 i i考虑润滑条件等因素，初定n =960 r minn “=320r minn -76r minnw w =76r minP =4.76kwP- = 4.48kwP = 4.17kw卩卷=4.17kwV带和 带轮 1.确定计算4.4.计算传动装置的运动和动力参数功率1.各轴的转速PeaI 轴n = 960/min2.选择V带类型II 轴= 320 r/min

6、i i3.确n #定带轮III 轴nIi广.g 76r/minIIIPea =5.71kw的基准直径卷筒轴nw - nil- 76r/min选用A型带并2.各轴的输入功率验算带I 轴P = Pd = 4.76kw速II 轴Pji= PfV 2 = 4.48kwIII 轴Pm= P* 3 2 二 4.3kw卷筒轴卩卷=PiK 2 = 4.17kw3).各轴的输入转矩dd = 140mmd1电动机轴的输出转矩Td为Td = 9.55 沃 10 6 汉巴=4.73 沃 10 4 N mm nm4.确I 轴 T i = Td = 4.73 汉 10 4 N mmv = 7.03 m s定V带的中心II

7、 轴 T广 Tr2ii=1.33汉 105N mm距a和ill 轴 Tm=3*/广 5.39% 105 N mm基准长dd = 450 mm度Ld卷筒轴 T卷- Tux 2 一 5.39 10 N mmd 2选取dd2 = 450 mm将上述计算结果汇总与下表，以备查用a0 = 925mm5.验算小带 轮上的 包角:16.计算带的根数Z7.计算单根 V带的 初拉力 的最小 值(Fo ) min8.计算压轴轴名功率P/kw转矩 T/(N mm-转速 n/(r/mi n传动比i效率耳I轴4.764.73x10496030.95II轴4.4851.3303204.20.97III轴4.305.39S

8、0576卷筒轴4.135.39S057610.955.5.设计V V带和带轮电动机输出功率Pd = 4.76kw，转速i=3，每天工作16小时。1.确定计算功率Pea由机械设计表8-8查得工作情况系数2.选择V带类型根据Pea，门1，由机械设计图8-113.确定带轮的基准直径dd1并验算带速(1.初选小带轮基准直径由机械设计表吒 .验算带速VLd = 2800mma = 925mmamax =1009amin=883mmn1KAnm二960 r min，带传动传动比= 1.2，故 Pea 二 KAPJ 二 5.71 kw可知，选用A型带P = 1.69dd18-6和8-8，选取小带轮基准直径d

9、d1，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。二 140mm，而(Fo)min =171.3力Fp9.带轮的结 构设计6. 齿轮的设 计1选疋齿轮类型、精度等 级、材 料及齿 数2初步设计 齿轮主 要尺寸ddrnv =1= 7.03 ms6 1000因为5m/scvc30m/s，故带速合适。(3.计算大带轮的基准直径dd2 = ijdd 450mmdd2C c #根据机械设计表8-8，选取dd2 = 450mm，则传动比|广d d = 3.R， ddi从动轮转速 n2 = = 298.7 r/minil4.确定V带的中心距a和基准长度Ld(1.由式 0.7(dd1 + dd2)兰 a。兰 2(d

10、a 十 dd2)得413 兰 a 兰 1180，取 a0 = 1000mm(2.计算带所需的基准长度Ld2兀(dd2 2 一 dd1 1)Ld。- 2a。+ (da + dd2)+- 2950mm24a0由机械设计表8-2选取V带基准长度Ld 2800mm(3.计算实际中心距aLdL da = a0 十=925mm2amax = a + 0.03Ld = 1009mmamin =a-0.015Ld =883mm5.验算小带轮上的包角以1v5 7.3*vS =180 -42 -ddj60 90a6.计算带的根数Z(Fp)min =1349N选用斜齿圆 柱齿轮传动7级精度小齿轮材料45钢调质)大齿

11、轮材料45钢(正火乙=24z2 = 1008-4bd1t 二 57.5mmid2;:严宀71.3Nv = 0.96 m sb 二 57.5mm加1.0(1计算单根V带的额定功率Pr由dd1 1 = 140mm和=960r/min，查机械设计表8-4a得P。=1.62kw根据n厂960r min ， L = 3和A型带，查机械设计表P0 二 0.11kw查机械设计表8-5得K广0.95，查表8-2得K L =03，于是R = (RP0) K： KL = 1.69kw(2计算V带的根数ZZ聲螢3.37取3根。7.计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q

12、= 0.1kg. m，所以应使带的实际初拉力F0 - (F0)min 。8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min = 2z(Fo)min sin 才=1349N9.带轮的结构设计小带轮采用腹板式，大带轮为轮辐式，由单根带宽为13mm取带轮宽为70mm6.6.齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2按齿面接触疲劳强度设计，即*t - 3：-d .计算模数齿高bKHNQ Iim1-1.00 600MPa =600MPaS二 H 2二 H=令/.快 550MPa=632.5MPa:一H 1 亠，H 2-616.21；.-.2I .试算

13、小齿轮分度圆直径d1t，代入r H 中的值02幼（严；）2Y U H n .计算圆周速度voV = 696m/Sm.计算齿宽b ob -:d d1t = 57.5mmbIV .计算齿宽与齿高之比一hd1t cos :mn厂二 2.32mm乙h = 2.25mnt 二 5.23mm严十0h 5.23V .计算纵向重合度亠 0.318 Zitanw.计算载荷系数根据 v = 0.96 m s，KV =0.96 ；=57.5 mmz2 - 116= 1.90a = 150mm7级精度，由斜齿轮，K H 二 K F =2 ；机械设计图10-8查得动载系数= 60mm-11 - / 34由机械设计表10

14、-2查得使用系数KA = 1 ;由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时,K/ -1.315 ；b由一=11.0，KHB = 1.315查机械设计图10-13得KFB = 1.25 h故载荷系数B1 = 65mmB2 = 60mm7.滚动轴承 和传动 轴的设 计（一 .轴的设计K 二 KAKVKH： KH ： =1.51W .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径1 K dt = d1t3一 = 60.4mm 习心VD.计算模数dt cosPm =2.44mm（3.按齿根弯曲强度设计2KY cosT ： /YFaYsa弯曲强度的设计公式m 一312（ r 、）dZ1雜

15、戸F1.确定公式内的各计算数值I .由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c FE 500MPa ；大 齿轮的弯曲强度极限二FE2 =380MPa ；n .由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.87, KFN2 =0.90;川.根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数 Y二0.87IV .计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1，有KFN1- FE1S= 435MPaKFN2；- FE2s二 342MPaFt =4492NFr 二 1691NV.计算载荷系数K ；K 二 KAKVKF： KF ： =1.44W.查取齿形系数；由机械设计表10

16、-5查得YFai二2.65 ； YFa2二2.18VD .查取应力校正系数；由机械设计表10-5查得Ysa1 =1.58 ； YSa2 =1.79Y Yw.计算大、小齿轮的 Sa并加以比较；竹YFa1Ysa1 =9.6 10J1=0.011二 F 2大齿轮的数值较大。IX.设计计算3：25 丫宁2严迤）十3 FdZ1盹升2d z1 匚对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数 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.几个尺寸计算1.计算中心距Fa =1186d min = 43.5mmd

17、_ = 45mmd”二 52mm丨1=82mm选取角接触 球轴承7011ACd m q = 55mm d = 55mm l = 35mm d 心=60 mml珂=62mm d v v二 64mml v_w 二 10mm（W + z2）mn “ca = -= 150mm2cosB2.按修整后的中心距修正螺旋角B-arccos（Zl+Z2）mn=14 82a2.计算分度圆直径zimn - = 60mm cosP,Z2mn ccd2 =-= 240mmcos P3.计算齿轮宽度b = dd = 60mm取 B2 = 60mm， B = 65mm。（5.结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿

18、顶圆直径大于 160mm而又小于500mm故以选用腹 板式结构为且。其他有关尺寸按机械设计图 10-39存用的结构尺寸设计，并绘制 大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，右米用齿轮结构，不且与轴进仃 安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。ln 皿=50mm l皿=45mm7.7.滚动轴承和传动轴的设计（一 .轴的设计I .输出轴上的功率P.i、转速门|和转矩Tin由上可知 P| 4.30kw , n =76r min , T 门5.39 105 N mmn.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2 = mZ； = 240mm cos P而

19、R = 2T =4492Nd2an :斤=F1691Ncos PFa = Ft tan ： M186N川.初步确定轴的最小直径3.取安装齿轮处的轴端V材料为45钢，调质处理。根据机械设计表 15-3，取Ao = 110，于是Pdmin 二 Ao3- 42.2mm，由于键槽的影响，故 dmin =03dmin = 43.5mmn in输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-。为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea =KA-，查机械设计表14-1，取KA =1.3，贝y：Tea =KAT= 700700 N mm按照计算转矩Tea应小于联轴器

20、公称转矩的条件，查课程设计手册表 8-5，选用LT8型 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 710000N mm。半联轴器的孔径 d - = 45mm，故 取d-= 45mm，半联轴器长度L= 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 二 84 mm8282 44亠6262亠LQLQ 应略短于轮毂宽度，故取l叩二62mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取h= 4mm，则轴环处的直径d v二64mm。轴环宽度b 一 1.4h，取 lv=10mm。4.轴承端盖的总宽度为30mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定 。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

21、半联轴器右端面间的 距离I =20mm，故1口工50mm。5.取齿轮距箱体内壁的距离 a=11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取s =10mm，已知滚动轴承宽度T = 21mm， 大齿轮轮毂长度L =65mm，则I皿=T s a (65 - 62) = (21 10 11 3)mm = 45mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2.轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d即由机械设计表 6-1 查得平键截面b h=18mm 11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为了保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮

22、轮毂与轴的配额为H7 ；同样，半联轴n6H 7器与轴的连接，选用平键为14mm汉9mm汉70mm，半联轴器与轴的配合为 -。滚动k6轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角2 45 0V .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30211圆锥滚子轴承，由手册中查得 a = 21mm。因此。作为简支梁的 轴的支撑跨距L2 L3 =55mm，55mm =110mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图 和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C

23、是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M H、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH i = 2246 N ,FNH 2 =2246 NFNV 1 = 845 N , FNV 2 = 845 N弯矩MM H =123530 N mmMV1=46475N mm, MV2 =46475N mm,总弯矩M 48088N mm ， M2 =48088N mm扭矩TT =539000N mmIlH度。根据上表数据,-ca . Mi2 C T)2= 19.5MPa（二 .齿轮轴的设计二訂=60MPaW.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面.判断危险

24、截面截面A，n ,川,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中M 22295-= - -= 1.34MPaW 16637.5T轴的材料为 45钢，调质处理，由机械设计表15-1 得二 B B 二 640MPa，均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截 面A, n ,川,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W和V处过盈配合引起的应力集中 最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大 .截面W左侧抗弯

25、截面系数W=0.1d= 0.1 553 = 16637.5mm3抗扭截面系数叫 =0.2d3 =0.2 55 33275 mm3截面W左侧的弯矩M为5529.5 M = M i22295 N mm55截面W上的扭矩T为T = 539000 N mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力T 539000 =16.2MPaWT33275-4 =275MPa，4 =155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：上及.按机械设计附表 3-2查取。因r = 2.0 =0.033，D = 60 =1.09，经差值后可查得d 60d 55- : - - 1.47，:.二 1.26又由机械设计附图3-1可

26、得轴的材料的敏性系数为的扭转尺寸系数q；-二 0.82 , q =0.85故有效应力集中系数为L=1 q,-1) =1.385k =1 q C -1) =1.221由机械设计附图 3-2的尺寸系数 =二0.73 ；由附图3-3-0.85轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为九厂0.93轴未经表面强化处理，即q =1，则综合系数为C J97春CF尸CTK 二叫；1-1=1.51查手册得碳钢的特性系数厂 0.1 0.2，取二=0.1:=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，则= 104Sca 一 S=S二 12.21 S =1.5ca:S2S2故可知其安全。(3.截面W右侧抗

27、弯截面系数W =0.1d3 =0.1 603 =21600mm3抗扭截面系数州=0.2d3 =0.1 603 =43200 mm3-1VETT12.3截面W右侧的弯矩M为滚动轴承的校M 二 Mi 55 一29.5 =22295N mm55截面W上的扭矩T为T = 539000 N mm截面上的弯曲应力；b=M =i.03MPaW截面上的扭转切应力TT - 12.5MPaWT过盈配合处的*二，由附表3-8用插值法求出，并取 匕.0.8，于是得%h 备* =2.20,心=1.76轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为Pa = P,=0.93故得综合系数为住 1K， 一 1 83 戸尺K厂匚丄-

28、2*27所以轴在截面W右侧的安全系数为S-= 145.9K曲 aNmSea.10.66 S =1.5故该轴在截面W右侧的强度也是足够的Vffl .绘制轴的工作图，如下:lajithiBi（二 .齿轮轴的设计I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T-5由上可知 P =4.48kw , n = 300r min , T =1.33 10 N mmn.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径= mz = 60mm cos :而Ft 二 2T =4433Nditan aFr = Ft. = 1669Ncos PFa = Fttan ： =1171川.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据

29、机械设计表 15-3，取人=115，于是8.键联接设计d D B = 50mm 80mm 16mm故 d皿二d在| = 50mm ； 而9.箱体结构的设计卩dmin =AO3；U 28.3mm，由于键槽的影响，故 dmin =1.03dmin = 29mm n HI输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 di，取d】=40mm，根据带轮结构和尺寸，取I】=70mmIV .齿轮轴的结构设计(1.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了满足带轮的轴向定位要求，1- U段右端需制出一轴肩，故取U -川段的直径二 45mm ;2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥

30、滚子轴承。按照工作要求并根据du=45mm，查手册选取角接触球轴承 7011AC其尺I刑审=IIV -V = 10mm o3.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V - V的直径dv = 60mm， lv $ =60mm o轴肩高度h 0.07d ，故取h二3mm，则轴环处的直径 d V V = d 刑=56 mm。轴环宽度 b 1.4h ， l V=l 刑 _町=56 mm。4.轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定 。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右端面间的 距离 l =15mm，故 ln=50mm。5.取齿轮距箱体内壁的距离

31、a = 10.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ,取s = 13.5mm ,已知滚动轴承宽度 T = 21.75mm 斗E1150VI160 55I,，贝UI皿=T s a -1 即=(2113.5 10.5 - 10)mm = 35mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2.轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 di_n由机械设计表6-1查得平键截面 b h = 12mm 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm。滚动轴承与轴的周向定位 是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表

32、15-2，取轴端圆角2 45 0V .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中 查取a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a = 20mm。因此。作为简支梁 的轴的支撑跨距L2 L 54mm 54mm=：108mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩 图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M H、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =2216.5N,FNH2 =2216.5NFNV1 =834.5N,FNV2 =834.5N弯矩MM H = 119664 N mmMV

33、1=45063N，mm, Mv2 =45063N mm,总弯矩M j =127867 N mm ，M2 =127867N mm扭矩TT = 133000 N mm度。根据上表数据,ShK KifTXIKW.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面.滚动轴承的校核轴承的预计寿命LH =8x8x2x300 = 38400hI计算输入轴承(1.已知n=320r/min，两轴承的径向反力F“ = 2216.5N由选定的角接触球轴承7010AC轴承内部的轴向力Fd=0.68FrFdi = Fd2 = 0.68Fr =1507 N(2.因为 Fdi+Fae=Fd2，所以

34、 Fa=0故 Fd 1 = Fr1 = 1507 N ， Fd2=Fr2=1507 N(3. FajFr1=0.68，Fa2/Fr2=0.68，查手册可得 e = 0.68由于 FA1 /FR1 e，故 X1 = 1,丫1 = 0 oFA2/FR2 .计算当量载荷P、P2由机械设计表13-6，取fp =1.5，贝uR = fp(X1Fr +丫店人)=2260.5NP2 = fp(X2Fr +Y2FA)=2260.5N(5.轴承寿命计算由于R = P2，取R =2260N，角接触球轴承，取$ = 3，人=1查手册得7011AC型角接触球轴承的Cr =25.2kN，贝U106 ftC wLH -

35、“ ) J72090hLH60n P故满足预期寿命。n.计算输出轴承(1.已知nm=76r/min，两轴承的径向反力Fr1 = Fr2 = 2246N由选定的圆锥滚子轴承7011AC轴承内部的轴向力Fd=0.68FrFd1 = Fd2 = 0.68Fr =1527 N(2.因为 Fd1+Fae=Fd2，所以 Fa=0故 Fa1 = Fd1 =1527N , Fa2 = Fd2 =1527N FAI/FRI=0.68 , FA2/FR2=0.68，查手册可得 e = 0.68由于 FA1/FR1 e，故 Xi =,丫1 = 0。 FA2,，FR2 ce,故 X2=，丫2=0(4.计算当量载荷R、

36、P2由机械设计表13-6，取fp =1.5，贝UR = fp(XF + 七FA) =2290NP2 = fp(X2Fr +%FA) =2290N(5.轴承寿命计算由于P=P2，取P=2290N，角接触球轴承，取名=3， ft=1 查手册得7011AC型角接触球轴承的Cr =35.2，则106 ftC *LH =矿796272 LH60n P故满足预期寿命。8.8.键联接设计I.带轮与输入轴间键的选择及校核轴径d-40 mm，轮毂长度L - 70mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b =12mm， h =8mm， L =56mm(GB/T 1095-2003现校核其强度：1 =L -b = 44m

37、m, T =133N m，2p =2T 汉 103/kld =37.78MPa查手册得bp=110MPa，因为pp，故键符合强度要求。n .输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d=60mm，轮毂长度L=65mm ,查手册，选A型平键，其尺寸为b =18mm， h =11mm， L =50mm(GB/T 1095-2003现校核其强度：1 = L-b = 32mm , T = 539 N m， =2 P =2Tx103/kld =102MPa查手册得gp=110MPa，因为pBp，故键符合强度要求。川.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d =45mm，轮毂长度L =70mm，查手册，选A型平键，其尺

38、寸为b=14mm， h=9mm， L=70mm（GB/T 1095-2003现校核其强度：l =L -b=56mm, T =539N m，k = h2bp =2T xl03/kld =95MPa查手册得CTp=110MPa，因为CT pCTp，故键符合强度要求。9.9.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造VHT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用H7配合.is61.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶 到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面 粗糙度为6.3