带式输送机传动系统设计

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⑴班学号：姓名：指导老师：带式输送机传动系统设计

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。传动装置参考方案1,1,电柚1馬皑;AM去徒胃临畠5.議情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4/34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^=Pp/n.KW由式玖Fv/1000KW因此PdFv/1000^KW由电动机至运输带的传动总效率为n』=n・n4-n2-n・n2 3 4 5式中：ni、n2、n、n、n分别为带传动、轴承、齿轮传5动、联轴器和卷筒的传动效率。取n=0・96、n产0・98（滚子轴承）、环=0・97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率）、小=0・99（齿轮联轴器）、n=0・96,贝I」n』=0・96・0・984・0・97?・0・99・0・96=0.795所以PFv/1000n^=（7000・0・5）/（1000・0・79）d==4・4KW（3） 确定电动机转速卷筒轴工作转速为n=60・1000v/nD=60・1000・0・5/（n・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；=2〜4,二级圆柱齿轮减速器传动比i；=8〜40,则总传动比合理范围为i口=16〜160,电动机转速的可选范围为n；,=i^Xn=（16〜160）X21.23=339〜3397r/min符合这一范围的同步转速有750,1000,1500,3000r/min5/343Y132S-43Y132S-45.515001440680方案电动机型号额定功率电动机转速r/min电动机重量N同步转速满载转速1Y132S1-25.5300028806702Y132S2-27.5300028807203 Y132S-45.5 1500 1440 680其主要性能如下：型号额定功率KW满载时起动电流起动转矩最大转矩转速r/min电流（380v时）A效率%功率因数%额定电流额定转矩额定转矩Y132S-45.5144014.485.58411.62.22.3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n1440r/min。m=总传动比由式i=n/n=1440/21.23=67.83am由式i=i・ia0式中i、i分别为带传动和减速器的传动比。a为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i。二彳(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=i/i=67.83/3=22.61a0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*=5.88,则i=i/i=22.61/5.88=3.85。21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)~(11n=n/i=1440/3=480r/minm0n=n/i=480/5.88=81.63r/min11n=n/i=81.63/3.85=21.20r/min2 2卷筒轴n=n=21.20r/min43（2）各轴输入功率由课程设计指导书上公式（12）~（15I轴P=P・n=P・n=4.4•0.96=4.22KW1d01d1轴mp=p・n=p・n・n=4.22・0.980.97=4.01kw2 1 12 1 2 3m轴p=p・n=p・n・n=4・Oi・O・98・o.97=3・8ikw2 23 2 2 3卷筒轴p=p・n=p・n・n=3・8i・o.98・o.99=3・7okw3 34 3 2 4I轴~山轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0・98,例女口1轴输出功率为Pj=P]・0・98=4.22・0.98=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T=9550P/n=9550・4.40/1440=29.18N・md dmI~m轴输入转矩I轴T=T・in=T・i•n1d001d01=29.18・3・0.96=84.04N・mm轴t=t•i•n=t•i•n・n1 1 12 1 1 2 3=84.04•5.88•0.98•0.97

=469・74N•mm轴t=t・i・n=t・i・n•n22232223=469.74・3.85・0.98・0.97=1719.17N・m卷筒轴输入转矩n2nn2n44=1667.94N・m=1719.17・=1667.94N・mI~m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I轴的输出转矩为T1,=T・0.98=84.04・0.98=82.36N・m,其余类推。运动和动力参数计算结果整理于下表：功率PKW转矩TN・m转速V传动比轴名输入输出输入输出r/mini效率n电动机轴4.4029.181440in0101I轴4.224.1484.0482.364803.000.964・013・93469・74460・3581・63i125・88i233・813・731719・171684・7921・203・85i343・703・631667・941634・5821・201・00H轴m轴卷筒轴ni20.95n230.95n340.97三、传动零件的设计计算V带传动设计确定计算功率P=K・P=1.2・5.5=6・6KW式中KcaAA为工作情况系数，P为电机输出功率。选择带型号根据计算功率P为6.6KW和小带轮转速ca1440r/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。确定带轮的基准直径d并验算带速vd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d，应使d》(d)o(d) =75mm,所以选取d1 d1dmindmind=90mmod1验算带速v根据式v=ndn/ ( 60 ・ 1000 )d1m=n・90・1440/60000=6・78m/s・计算大带轮的基准直径由d=id=3・0・90=270mm,并根据机械设计课本表8-8加d2d1以适当圆整。取d=280mmd2确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld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07(%十％)血/2〔佥十切范围内，初定中心距a=500mm0计算相应的带长Ld0d0Lq2a+n(d+d)/2+(d-d)2/4a=2・500+nd0 0 d1d2 d2d1 0(90+280)/2+(280-90)2/(4・500)=1438・35m带的基准长度L根据L表8-2选取，得L=1400mmd d0 d计算中心距a及其变动范围。传动的实际中心距近似为aqa+(L-L)/2q0dd0500+(1400-1438.35)/2=480.83mm取a=481mm。TOC\o"1-5"\h\z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a=a-0・015L=481-0.015 ・ 1400=460 〜min da=a+0.03L=481+0.03・1400=523・max d(5)验算小带轮上的包角a1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aa18Oo-(d-d)・57.3o/a>12001 d2d1a q118Oo-(d-d)・57.3o/a=18Oo-(28O-9O)・57.3o/481=159・d2d175o>120o⑹确定带的根数z查机械设计课本表8-4a,8-4b得出Po=1.07,△P°=0.17,查表8-5得K=0.95,查表8-2得K=0.96aLz=P/P=KP/(P+ △carAoP)KK=1.2・5.5/(1・07+0・17)0・95・0.96=5.84取5跟。oaL7)确定带的初拉力Fo(F) =500 ( 2.5-K )0 min aP/Kzv+qv2=500・(2・5-0・95)・6.6/0.95・5・6.78+0.caa10・6.782=163.42N新安装的V带，初拉力为1.5(F);对于运转后的V带，0min初拉力应为1・3(F).0min(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FpF=2zFsina/2=2・5・163.42・sin159・75o/2=16O8・75Np01二、齿轮传动设计带式输送机传动系统设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1•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58〜62HRC,有效硬化层深0・5〜0.9mm。（2） 齿轮精度按GB/T10095—1998，选择6级，齿根喷丸强化。（3） 确定齿数因为是硬齿面，故取z=20,z=z•i=20•5.88=1181211传动比误差i=u=z/z=118/20=5.921△i=|（5.9-5.88）/5.88I=0・3%v5%，符合2•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d>2.321t【KT/①・（U+1）/u・（Z/[O]）2】1/3t1d EH（1）确定公式内的各计算值（2） 试选载荷系数Kt=L3（3） 计算小齿轮传递的转矩T=95.5・105P/n=95.5・105・5.5/480=109427N・mm由表10-7选取齿宽系数①=1.0d4•由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189・8MPa1/2E经查图10-20，取O=O=1500MPa，O=O=Hlim1Hlim2 FE1FE2920Mpa。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。N=60njL=60・480・1・（2・8・5・300）=6.912・108N=6.912・108/5.88=1.176・10827•由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.91,K=0.95HN1HN28.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[o]=Ko/2=0.91・1500/2=682・5MPaH1HN1lim1[o]=Ko/2=0.95・1500/2=712・5MPaH2HN2lim2(2)计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[oH]中较小的值d$2.32【KT/①・(u+1)/u・(Z/[o])2】1/3=2.321t t1d EH【1.3・109427/1・(6.88/5.88)・(189.8/682・5)2】1/3=54.38mm计算圆周速度vV=ndn/60・1000=n・54.38・480/60000=1.37m/s1t1计算齿宽bb=◎・d=1・54.38=54.38mmd1t计算齿宽及齿高之比b/h模数 m=d/z=54.38/20=2.72mmt1t1齿高h=2・25m=2.25・2.72=6.12mmtb/h=54.38/6.12=8.89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K=1.01v直齿轮，K=K=1.1HaFa由表10-2查得使用系数K=1A由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.504由b/h=8.89,K=1.504查图10-13得K=1.4HB HB -FBK=K・K・K・K=1・00・1・01・1・1・1・504=1.671AvHaHB按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由下式计算d=d・(K/K)1/3=54.38・(1・671/1・3)1/3=59・13mm11t t7•计算模数mm=d/z=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/①Z2•Y/[o])i/31d1FaSaF确定公式内的各计算数值1•经查图10-20,取o=o=1500MPa,o=o=Hlim1Hlim2 FE1FE2920Mpa。2•查图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.89,K=0.91FN1FN2计算弯曲疲劳需用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[o]=Ko/S=0.89・920/1.4=584.86MPaF1FN1FE1[o]=Ko/S=0.91・920/1.4=598MPaF2FN2FE24•载荷系数K=K・K・K・K=1・00・1・01・1・1・1・4=1.555AvFaFB5.齿形系数Y及应力校正系数丫。Fa Sa当量齿数z=z/cos3B=20/cos315°=22・19v11Z=z/cos3B=118/cos3150=130.933v22查课本表10-5得Y=2.72,Y=2.14,Y =1・57,Y =1.83Fa1 Fa2 Sa1 Sa26•计算大小齿轮的YY/[o]并加以比较FaSaFY/[o]=2.72・1.57/584.86=0.00730Fa1Sa1F1Y/[o]=2.14・1・83/598=0.00655 小Fa2Sa2F2齿轮的数值大设计计算m> (2KT/①Z2 YY/[o])1/3=1d1 FaSaF(2・1.555・109427/1.0・202・0.00730)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,仅及齿轮直径有关,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=d/m=68.14/2=34大齿轮齿数 z=3.83・z=3.83・34=12821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、几何尺寸计算计算分度圆直径 d=Z]m=34・2=68mmd=zm=128・2=256mm22计算中心距 a=(d+d)/2=(68+256)/2=162mm123•计算齿轮宽度 b=@d=1・68=68mmd1取B=70,B=75213.2、低速级齿轮传动的设计计算1•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。齿轮精度按GB/T10095—1998，选择6级，齿根喷丸强化。确定齿数因为是硬齿面，所以取z=35,z=z•i=35•3.85=1351211传动比误差i=u=z/z=135/35=3.8621△i=|(3・86-3.85)/3.851=0.26%v5%，符合2•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d>2.321t【KT/①・(U+1)/u・(Z/[O])2】1/3t1d EH确定公式内的各计算值试选载荷系数Kt=1-3计算小齿轮传递的转矩T=95.5・105P/n=95.5・105・5.5/81.63=643.45N・m22由表10-7选取齿宽系数①=1・0d4•由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189・8MPai/2E5•经查图10-20，取o=o=610MPa,o=o=Hlim1Hlim2FE1FE2500Mpa。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。N=60njL=60・81.63・1・2・8・5・300=1.175・1081hN=1.175・108/3.85=3.052・10727•由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.93,K=0.95HN1 HN28.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[o]=Ko=0.93・610=567・3MPaH1HN1lim1[o]=Ko=0.95・500=475MPaH2HN2lim2(2)计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[oH冲较小的值1t Hd$2.32【KT/①・(u+1)/u・(Z/[o])2】1/3=2.321t t1d EH【1.3・643450/1・(4.85/3.85)・(189・8/475)2】1/3=55.21mm计算圆周速度vV=ndn/60・1000=n・55.21•81.63/60000=0・24m/s1t1计算齿宽bb=◎・d=1・55.21=55・21mmd1t计算齿宽及齿高之比b/h模数 m=d/z=55.21/35=1.58mmt1t1齿高h=2・25m=2.25・1.58=3・55mmtb/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K=1・01v直齿轮，K=K=1.1HaFa由表10-2查得使用系数K=1A

由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.148由b/h=15.55,K=1.148查图10-13得K=1.44HB HB -FBK=KKKK=1・00・1・01・1・1・1・148=1.275AvHaHB按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d=d・(K/K)1/3=55.21・(1.275/1・3)1/3=54.85mm11tt7•计算模数mm=d/z=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/①Z2・YY/[o])1/31d1FaSaF确定公式内的各计算数值1•经查图10-20，取o=o=550MPa,o=o=Hlim1Hlim2 FE1FE2400=Mpa。2•查图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.90,K=0.95FN1 FN2计算弯曲疲劳需用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[o]=Ko/S=0.90・550/1.4=353・57MPaF1FN1FE1[o]=Ko/S=0.95・400/1.4=271.43MPaF2FN2FE2载 荷 系 数K=K・K・K・K=1.00・1.01・1.1・1.416=1.573AvFaFB齿形系数Y及应力校正系数YFa Sa当量齿数z=z/cos3B=35/cos315°=38.89v11Z=z/cos3B=135/cos3150=139.76v22查课本表10-5得Y=2.40Fa1Y=2.14,Y =1.67,Y =1.83Fa2 Sa1 Sa26•计算大小齿轮的YY/[o]并加以比较FaSaFY/[o]=2.40・1.67/353.57=0.0113Fa1Sa1F1Y/[o]=2.14・ 1.83/271.43=0.0144Fa2Sa2F2小齿轮的数值大2)设计计算m>m>(2KT/①z21d1YY/[o])1/3=FaSaF(2・1.573・643450/1.0・352・0.0144)1/3=2.38带式输送机传动系统设计对比计算结果，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，仅及齿轮直径有关，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di=71.21,算出小齿轮齿数z=d/m=88.93/2=45大齿轮齿数 z=3.85・z=3.85・45=17021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、几何尺寸计算计算分度圆直径 d=zm=45・2=90mmd=zm=173・2=340mm22计算中心距 a=(d+d)/2=(90+340)/2=215mm123•计算齿轮宽度 b=@d=1・90=90mmd1取B=90,B=9521各轴的最小直径计算高速轴I材料为38CrMnMo,经调质处理，硬度为217〜269HBS，按扭转强度计算，初步计算轴径，取A=110d>A(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d=24mmmin轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217〜255HBS。按扭转强度计算,初步计算轴径,取120d>A(P/n)1/3=120・(4.01/81.63)1/3=43・95mm取安装小齿轮处轴径d=46mmmin轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241〜286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取110d>A(P/n)i/3=110・(3.81/21.20)1/3=62.07mm0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d=66mmmin卷筒轴材料为40Cr,经调质处理，硬度为241〜286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取110d>A(P/n)1/3=110・(3.70/21.201/3=61.47mm0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d=65mmmin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。轴I垂直面内受力轴1爪平面內受力轴I垂直面内受力轴1爪平面內受力轴I轴承受力情况装配方案：轴的左端及大带轮相连，从左到右依次连接滚动轴承，高速级小齿轮，滚动轴承。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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d=30mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径3D=30mm。大带轮及轴配合的孔长度L]=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L略短一些，现取L=58mm。11-2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d=30mm，2-3由轴承产品目录中初步选取单列滚子轴承32907，其尺寸为d・D・T=35mm・55mm・14mm,故d=d=35mm;而4 7-8L=14mm•右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查7-8得32907型轴承的定位轴肩高度h=5mm,故取d=45mm.6-73•取安装齿轮处的轴段4-5的直径d=38mm；齿轮的左端及左5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L=52mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度>0・07d,故5取h=4mm,则轴环处的直径d=46mm•轴环宽度b>61.4h=5・6mm,取L=6mm。64•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，取端盖的外端面及大带轮右端面的距离L=20mm,故取L=30mm。2-35•取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,齿轮及齿轮间的距离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,贝I」L=T+s+a+（55-52）=14+8+16+3=41mm3-4L=L+c+a+s-L=30+20+16+8-6=68mm75-6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及轴的轴向定位均采用平键连接。联轴器及轴的连接选用平键b•h=20mm•12mm,长度取60mm,配合选取H7/k6•滚动轴承及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2・45。，各轴肩处的圆角半径取2.0综上，1轴：L=58mm，L=30mm，L=41mm，L=52mm1轴：TOC\o"1-5"\h\z1-2 2-3 3-4 4-5L=6mm，L=68mm，L=14mm5-6 6-7 7-8d=25mm,d=30mm,d=35mm,d=38mm,d=46m1-2 2-3 3-4 4-5 5-6m,d=45mm,d=35mm7 7-8单列圆锥滚子轴承型号：329072轴：L=48mm，L=46mm，L=6mm，L=50mm2轴：1-2 2-3 3-4 4-5L=6mm，L=70mm，L=49mm5-6 6-7 7-8d=50mm,d=56mm,d=64mm,d=60mm,d=64m1-2 2-3 3-4 4-5 5-6m,d=56mm,d=50mm6-7 7-8

3轴：单列圆锥滚子轴承型号：3轴：L=20mm，L=67mm，L=7mm，L=66mm，1-22-33-44-5L=48mm，L=30mm，L=80mm5-66-77-8d=75mm,d=81mm,d=78mm,d=68mm,d=75m1-22-33-44-55-6m,d=72mm,d=68mm6-77-8单列圆锥滚子轴承型号：32915套筒轴：L=80mm,L=30mm,L=49mm,L=90mm,TOC\o"1-5"\h\z1-2 2-3 3-4 4-5L=49mm5-6d=68mm,d =72mm,d =75mm,d =81mm,d =75m1-2 2-3 3-4 4-5 5-6m单列圆锥滚子轴承型号：32915五键的校核设定输入轴及联轴器之间的键为1，齿轮2及中间轴之间的键为键2，齿轮3及中间轴之间的键为键3，齿轮4及输出轴之间的键为键4，输出轴及链轮之间的键为键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=8mmh=7mmL=28mm键2:圆头普通平键（A型）b=14mmh=9mmL=45mm键3:圆头普通平键（A型）b=14mmh=9mmL=63mm键4：圆头普通平键（A型）b=20mmh=12mmL=56mm键5:圆头普通平键（A型）b=16mmh=10mmL=40mm2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距T=34・12N・m键2受到的转距T=97・78N・m2键3受到的转距T=97・78N・m2

键4受到的转距T=357・58N・m4键5受到的转距T=357・58N・m5键的材料为钢，轻微冲击，[a]为100〜120Mp,取p[a]=110Mpp键的校核公式：&=2Tx103（k=0.5hl=L-bd为轴的直径）pkld校核第五个键：2x357.58x10316x10校核第五个键：2x357.58x10316x10x40=101.74Mpp校核第一个键：2Tx103 2x34.12x10^ ]b-—1 - -43.52Mp7b]p kid 8x7x28 p校核第二个键：2Tx1032x97.78x103“初“<[]b- 2 - -34.49Mp b]p kid 14x9x45 p校核第三个键：2Tx103 2x97.78x103 “一*,<[]b- 3 - -24.64Mp b]p kid 14x9x63 p校核第四个键：2Tx1032x357.58x103 ]b-4 - -53.21Mp7[b]p kid 20x12x56 p2Tx103b=―5—pkld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s6二0.025a+3二0.025x150+3二6.75mm考虑到铸造工艺，所有的壁厚都不能小于8mm故取6=8mm2、 机盖壁厚6同样取6同样取6=8mm16=0.020a+3=6mm13、 机座凸缘厚度bb二1.56二1.5x8二12mm4、 机盖凸缘厚度b1b=1.56=1.5x8=12mm115、 机座底凸缘厚度b

b=2・5&=2.5x8=20mm26、地脚螺钉直径dfd=0.036a+12=17.4mm ^取d=18mm°ff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、地脚螺钉数目因为a因为a二125mm,a<250mm〜500mm所以n=4&轴承旁连接螺栓直径d1d=0.75d=0.75x18二13.5mm；取d=16mm°1f1查的标准件六角头螺栓一c级其螺纹规格d为M（16）9、机盖及机座连接螺栓直径d2d=（0.5〜0.6）d=（0.5〜0.6）x18mm=（9〜10.8）mm2f查的标准件六角头螺栓一c级其螺纹规格d为M（10）10、连接螺栓d的间距i2/二/二150mm〜200mm,取/二175mm11、轴承端盖螺钉直径d3d=（0.4〜0.5）d=（0.4〜0.5）xl8=（7.2〜9.0）mm3f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d4d4=（0.3〜0.4）df=（0.3〜0.4）x19=（5.7〜7.6）mm查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d为M（6）

13、定位销直径dd=（0.7〜0.8）d2=（0.7〜0.8）x10=（7~8）mm查的标准件内六角圆柱头螺钉其螺纹