帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計

1、機械課程設計說明書 課題：帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計班級：A07機械（1）班學號：姓名：指導老師：目        錄 第一節(jié) 設計任務-(3)第二節(jié) 電動機的選擇和計算- - - - (4)第三節(jié) 傳動零件的設計計算- (7)第四節(jié) 具體二級齒輪減速器軸的方案設計- - - - (12)第五節(jié) 鍵的校核- (15)第六節(jié) 軸承的潤滑及密封- - - - - - (16)第七節(jié) 箱體結構設計和計算 - - - - - - (17)第八節(jié) 設計結果 - (22)第九節(jié) 設計小結 - (24)

2、參考文獻- - - - - - - - - -（25）帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計一 設計任務傳動裝置中廣泛采用減速器，它具有固定傳動比、結構緊湊、機體封閉并有較大剛度、傳動可靠等特點。設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)。采用V帶傳動及兩級圓柱齒輪減速器。1. 原始數據運輸帶的有效拉力F=7000N，運輸帶速度v=0. 5m/s（允許誤差5%）,卷筒直徑D=450mm。減速器設計壽命為5年。2. 傳動裝置參考方案帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過V帶傳動將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。3. 工作條件兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流

3、電源，電壓為380/220伏。二、傳動裝置的總體設計1. 電動機的選擇初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖1-1所示。選擇V帶傳動和二級圓柱齒輪減速器。（1） 選擇電動機類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。（2） 選擇電動機的容量電動機所需工作功率按式PP/KW 由式P=Fv/1000KW 因此 P=Fv/1000KW 由電動機至運輸帶的傳動總效率為=1·24·32·4·5 式中：、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取=0.96、=0.98（滾子軸承）、=0.97（齒輪精度為8級，不包括軸承效率

4、）、=0.99（齒輪聯(lián)軸器）、5=0.96，則 =0.96·0.984·0.97·0.99·0.96=0.79 所以 Pd=Fv/1000=（7000·0. 5）/（1000·0.79）=4.4KW（3） 確定電動機轉速卷筒軸工作轉速為 n=60·1000v/D=60·1000·0. 5/（·450）=21.23r/min 按課程設計指導書的表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉速的可選范圍為ni×

5、;n（16160）×21.233393397r/min符合這一范圍的同步轉速有750，1000，1500 ，3000r/min根據容量和轉速，由有關手冊查出有二種傳動比方案：方案電動機型號額定功率電動機轉速 r/min電動機重量 N同步轉速滿載轉速1Y132S1-25.5300028806702Y132S2-27.5300028807203Y132S-45.515001440680其主要性能如下：型號額定功率KW滿載時轉速r/min電流（380v 時 ） A效率%功率因數%Y132S-45.5144014.485.58411.62.22.3綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和

6、帶傳動、減速器的傳動比， 選定型號為的型號 Y132S-4：額定功率5.5KW，同步轉速1500r/min，滿載轉速1440r/min。電動機的外形如圖2. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動電動機型號為Y132S-4，滿載轉速nm=1440r/min。（1）總傳動比由式ia=nm/n=1440/21.23=67.83（2）由式 ia=i0·i式中ia、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為：i=ia/i0=67.83/3=22.61（3）分配減速器的各級傳動比

7、 按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由課程設計指導書圖12展開式曲線查得i1=5.88,則i2=i/i1=22.61/5.88=3.85。3. 計算傳動裝置的運動和動力參數（1） 各軸轉速 由課程設計指導書上公式（9）（11） 軸 n1=nm/i0=1440/3=480r/min 軸 n2=n1/i1=480/5.88=81.63r/min 軸 n3=n2/i2=81.63/3.85=21.20r/min 卷筒軸 n4=n3=21.20r/min(2) 各軸輸入功率 由課程設計指導書上公式（12）（15） 軸 P1=Pd·01=Pd·1=4.4·

8、;0.96=4.22KW 軸 P2=P1·12=P1·2·3=4.22·0.98·0.97=4.01KW 軸 P3=P2·23=P2·2·3=4.01·0.98·0.97=3.81KW卷筒軸 P4=P3·34=P3·2·4=3.81·0.98·0.99=3.70KW 軸軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98，例如1軸輸出功率為P1·=P1·0.98=4.22·0.98=4.14KW，其余類推。（3）各軸輸入轉

9、矩 由課程設計指導書公式（16）（21） 電動機軸輸出轉矩 Td=9550Pd/nm=9550·4.40/1440=29.18N·m 軸輸入轉矩 軸 T1=Td·i001= Td·i0 ·1 =29.18·3·0.96=84.04N·m 軸 T2= T1·i1·12= T1·i1·2·3 =84.04·5.88·0.98·0.97 =469.74N·m 軸 T3= T2·i2·23= T2·i2&

10、#183;2·3 =469.74·3.85·0.98·0.97 =1719.17N·m卷筒軸輸入轉矩 T4= T3 ·2·4 =1719.17·0.98·0.99 = 1667.94N·m 軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98，例如軸的輸出轉矩為T1，= T1 ·0.98=84.04·0.98=82.36N·m，其余類推。運動和動力參數計算結果整理于下表： 軸名功率P KW轉矩T N·m轉速v r/min傳動比 i效率 輸入輸出輸入輸出電動

11、機軸4.4029.181440 軸4.224.1484.0482.36480i01 3.0001 0.96 軸4.013.93469.74460.3581.63i12 5.8812 0.95 軸3.813.731719.171684.7921.20i23 3.8523 0.95卷筒軸3.703.631667.941634.5821.20i34 1.0034 0.97三、傳動零件的設計計算1. V帶傳動設計（1）確定計算功率 Pca=KA·P=1.2·5.5=6.6KW 式中KA為工作情況系數，P為電機輸出功率。（2）選擇帶型號 根據計算功率Pca 為6.6KW和小帶輪轉速1

12、440r/min,從機械設計課本圖8-11選取普通V帶的帶型號。查圖初步選用A型帶。（3）確定帶輪的基準直徑dd 并驗算帶速v1. 初選小帶輪的基準直徑dd1根據V帶的帶型，參考機械設計課本表8-6和表8-8確定小帶輪的基準直徑dd1,應使dd1(dd)min。(dd)min=75mm,所以選取dd1 =90mm。2. 驗算帶速v根據式v=dd1nm/（60·1000）=·90·1440/60000=6.78m/s.3.計算大帶輪的基準直徑由dd2=idd1 =3.0·90=270mm，并根據機械設計課本表8-8加以適當圓整。取dd2=280mm4. 確

13、定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld（1）根據帶傳動總體的尺寸的限制條件或要求的中心距，結合式（8-20）初定中心距初在范圍內，初定中心距a0=500mm（2）計算相應的帶長Ld0 Ld02a0+（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0=2·500+（90+280）/2+(280-90)2/(4·500)=1438.35m帶的基準長度Ld根據Ld0表8-2選取，得Ld=1400mm（3）計算中心距a及其變動范圍。傳動的實際中心距近似為 aa0+(Ld- Ld0)/2 500+(1400-1438.35)/2=480.83mm取a=481mm?？紤]到帶輪的制造誤差

14、、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍 amin=a-0.015Ld=481-0.015·1400=460amax=a+0.03Ld=481+0.03·1400=523.（5）驗算小帶輪上的包角1由機械設計課本（8-7）可知，小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角。又由機械設計課本（8-6）可知，小帶輪上的總摩擦力小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能發(fā)生才小帶輪上。為了提高帶傳動的工作能力，應使 a11800-(dd2-dd1)·57.30/a1200 a11800-(dd2-dd1)·57.30/a=1800-(

15、280-90)·57.30/481=159.7501200(6)確定帶的根數z查機械設計課本表8-4a,8-4b得出P0=1.07，P0=0.17，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=0.96z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KaKL=1.2·5.5/(1.07+0.17)0.95·0.96=5.84取5跟。7）確定帶的初拉力F0（F0）min=500·（2.5-Ka）Pca/Kazv+qv2=500·（2.5-0.95）·6.6/0.95·5·6.78+0.10·6.782=163.42

16、N新安裝的V帶，初拉力為1.5（F0）min；對于運轉后的V帶，初拉力應為1.3（F0）min(8)計算帶傳動的壓軸力Fp為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力FpFp=2zF0sin a1/2 =2·5·163.42·sin 159.750/2=1608.75N二、齒輪傳動設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用標準直齒圓柱齒輪。（1）       齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料為20CrMnTi。齒面滲碳淬火

17、，齒面硬度為5862HRC，有效硬化層深0.50.9mm。（2）       齒輪精度按GB/T100951998，選擇6級，齒根噴丸強化。(3) 確定齒數因為是硬齒面，故取z1=20, z2=z1·i1=20·5.88=118傳動比誤差  iuz2/ z1118/20=5.9i(5.9-5.88)/5.88=0.3%5%，符合初步設計齒輪傳動的主要尺寸一按照齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即d1t2.32【KtT1/d·(u+1)/u·（ZE/H）2】1/3（1） 確定公式內

18、的各計算值（2） 試選載荷系數Kt=1.3（3） 計算小齒輪傳遞的轉矩T1=95.5·105P/ n1=95.5·105·5.5/480=109427N·mm3. 由表10-7選取齒寬系數d=1.04.由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/25.經查圖10-20，取Hlim1Hlim21500MPa，F(xiàn)E1FE2920Mpa。6. 由式10-13計算應力循環(huán)次數 假設齒輪工作壽命為5年每年工作300天。N1=60njLh=60·480·1·（2·8·5·300）=6.912

19、·108N2=6.912·108/5.88=1.176·1087.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.91，KHN2=0.958.計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，由式10-12得 H1=KHN1lim1/2=0.91·1500/2=682.5MPa H2=KHN2lim2/2=0.95·1500/2=712.5MPa（2）計算1. 試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值 d1t2.32【KtT1/d·(u+1)/u·（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3·109427/1&#

20、183;（6.88/5.88）·(189.8/682.5)2】1/3=54.38mm2. 計算圓周速度vV=d1tn1/60·1000=·54.38·480/60000=1.37m/s3. 計算齒寬b b =d·d1t=1·54.38=54.38mm4. 計算齒寬與齒高之比b/h 模數 mt=d1t/z1=54.38/20=2.72mm 齒高 h=2.25mt=2.25·2.72=6.12mm b/h=54.38/6.12=8.895.計算載荷系數根據v=1.37m/s,6級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.01直齒輪

21、，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系數KA=1由表10-4查得6級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.504由b/h=8.89，KH=1.504查圖10-13得KF=1.4 K= KA·Kv·KHa·KH=1.00·1.01·1.1·1.504=1.6716.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由下式計算d1=d1t·(K/Kt)1/3=54.38·(1.671/1.3)1/3=59.13mm7.計算模數mm =d1/z1=59.13/20=2.96mm二按照齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式

22、為m(2KT1/dz12·YFaYSa/F)1/3(1) 確定公式內的各計算數值1.經查圖10-20，取Hlim1Hlim21500MPa，F(xiàn)E1FE2920Mpa。2.查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.89，KFN2=0.913.計算彎曲疲勞需用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.89·920/1.4=584.86MPa F2=KFN2FE2/S=0.91·920/1.4=598MPa4. 載荷系數K=KA·Kv·KFa·KF=1.00·1.01·1.1·1.4

23、=1.5555. 齒形系數YFa及應力校正系數YSa當量齒數zv1=z1/cos3=20/cos3150=22.19 Zv2=z2/cos3=118/cos3150=130.933查課本表10-5得YFa1=2.72，YFa2=2.14,YSa1=1.57,YSa2=1.836.計算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較 YFa1YSa1/F1=2.72·1.57/584.86=0.00730 YFa2YSa2/F2=2.14·1.83/598=0.00655 小齒輪的數值大（2）設計計算 m(2KT1/dz12·YFaYSa/F)1/3=（2·1.555

24、·109427/1.0·202·0.00730）1/3=1.82對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的1.82并就近圓整為標準值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=70.12，算出小齒輪齒數 z 1=d1/m=68.14/2=34大齒輪齒數 z2=3.83·z1=3.83·34=128這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結

25、構緊湊避免浪費。3、幾何尺寸計算1. 計算分度圓直徑 d1=z1m=34·2=68mm d2=z2m=128·2=256mm2. 計算中心距 a=(d1+d2)/2=(68+256)/2=162mm3計算齒輪寬度 b=dd1=1·68=68mm取B2=70，B1=753.2 、低速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料為45鋼。調質后表面淬火，齒面硬度為215HBS。 （2） 齒輪精度按GB/T100951998，選擇級，齒根噴丸強化。(3)

26、確定齒數 因為是硬齒面，所以取z1=35, z2=z1·i1=35·3.85=135傳動比誤差  iuz2/ z1135/35=3.86i(3. 86-3.85)/3.85=0.26%5%，符合初步設計齒輪傳動的主要尺寸一按照齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即d1t2.32【KtT1/d·(u+1)/u·（ZE/H）2】1/3（4） 確定公式內的各計算值1. 試選載荷系數Kt=1.32. 計算小齒輪傳遞的轉矩T2=95.5·105P/ n2=95.5·105·5.5/81.63=643.45N·m

27、3. 由表10-7選取齒寬系數d=1.04.由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/25.經查圖10-20，取Hlim1Hlim2610MPa，F(xiàn)E1FE2500Mpa。6. 由式10-13計算應力循環(huán)次數 假設齒輪工作壽命為5年每年工作300天。N1=60njLh=60·81.63·1·2·8·5·300=1.175·108N2=1.175·108/3.85=3.052·1077.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.93，KHN2=0.958.計算接觸疲勞許用應力取失效概率

28、為1%，安全系數S=1，由式10-12得 H1=KHN1lim1=0.93·610=567.3MPa H2=KHN2lim2=0.95·500=475MPa（2）計算4. 試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值 d1t2.32【KtT1/d·(u+1)/u·（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3·643450/1·（4.85/3.85）·(189.8/475)2】1/3=55.21mm5. 計算圓周速度vV=d1tn1/60·1000=·55.21·81.63/60000=0.24m/s

29、6. 計算齒寬b b =d·d1t=1·55.21=55.21mm計算齒寬與齒高之比b/h 模數 mt=d1t/z1=55.21/35=1.58mm 齒高 h=2.25mt=2.25·1.58=3.55mm b/h=55.21/3.55=15.55計算載荷系數根據v=0.24m/s,6級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.01直齒輪，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系數KA=1由表10-4查得6級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.148由b/h=15.55, KH=1.148查圖10-13得KF=1.44 K= KA·Kv

30、3;KHa·KH=1.00·1.01·1.1·1.148=1.2756.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由下式計算d1=d1t·(K/Kt)1/3=55.21·(1.275/1.3)1/3=54.85mm7.計算模數mm =d1/z1=54.859/35=1.57二按照齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為m(2KT1/dz12·YFaYSa/F)1/3(2) 確定公式內的各計算數值1.經查圖10-20，取Hlim1Hlim2550MPa，F(xiàn)E1FE2400=Mpa。2.查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.9

31、0，KFN2=0.953.計算彎曲疲勞需用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.90·550/1.4=353.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.95·400/1.4=271.43MPa4. 載荷系數K=KA·Kv·KFa·KF=1.00·1.01·1.1·1.416=1.5735. 齒形系數YFa及應力校正系數YSa當量齒數zv1=z1/cos3=35/cos3150=38.89 Zv2=z2/cos3=135/cos3150=139.76查課本表10-5得YFa1=2.40，Y

32、Fa2=2.14,YSa1=1.67,YSa2=1.836.計算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較 YFa1YSa1/F1=2.40·1.67/353.57=0.0113 YFa2YSa2/F2=2.14·1.83/271.43=0.0144 小齒輪的數值大（2）設計計算 m(2KT1/dz12·YFaYSa/F)1/3=（2·1.573·643450/1.0·352·0.0144）1/3=2.38對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承

33、載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的2.38并就近圓整為標準值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=71.21，算出小齒輪齒數 z 1=d1/m=88.93/2=45大齒輪齒數 z2=3.85·z1=3.85·45=170這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊避免浪費。3、幾何尺寸計算1. 計算分度圓直徑 d1=z1m=45·2=90mm d2=z2m=173·2=340mm2. 計算中心距 a=(d1+d2)/2=(90+340)/2=215mm3

34、計算齒輪寬度 b=dd1=1·90=90mm取B2=90，B1=95四、具體二級齒輪減速器軸的方案設計1.各軸的最小直徑計算（1）高速軸I材料為38CrMnMo,經調質處理，硬度為217269HBS，按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取A=110dA0(P/n)1/3=110·(4.22/480)1/3=22.70mm由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑dmin=24mm （2）軸II材料為45鋼，經調質處理，硬度為217255HBS。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取120dA0(P/n)1/3=120·(4.01/81.63)1/3=43

35、.95mm取安裝小齒輪處軸徑dmin=46mm（5） 軸III材料為40Cr，經調質處理，硬度為241286HBS。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取110dA0(P/n)1/3=110·(3.81/21.20)1/3=62.07mm由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑dmin=66mm（4）卷筒軸材料為40Cr，經調質處理，硬度為241286HBS。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取110dA0(P/n)1/3=110·(3.70/21.201/3=61.47mm由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑dmin=65mm2.

36、軸的結構設計I 軸：軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪的直徑。（1）裝配方案：軸的左端與大帶輪相連，從左到右依次連接滾動軸承，高速級小齒輪，滾動軸承。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.為了滿足大帶輪的軸向定位要求，最左端需制出一軸肩，故取d2-3=30mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=30mm。大帶輪與軸配合的孔長度L1=60mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=58mm。2.初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d2-3=30mm，由軸承產品目錄

37、中 初步選取單列滾子軸承32907，其尺寸為d·D·T=35mm·55mm·14mm,故d3-4=d7-8=35mm;而L7-8=14mm.右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得32907型軸承的定位軸肩高度h=5mm,故取d6-7=45mm.3.取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=38mm;齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取L4-5=52mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07d，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d5-6=46mm.軸環(huán)寬度b1.4

38、h=5.6mm，取L5-6=6mm。4.軸承端蓋的總寬度10mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面的距離L=20mm，故取L2-3=30mm。5.取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,齒輪與齒輪間的距離c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=14mm，低速級小齒輪的輪轂長L=75mm，則 L3-4=T+s+a+(55-52)=14+8+16+3=41mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=30+20+16+8-6=68mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件

39、的軸向定位聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵b·h=20mm·12mm,長度取60mm，配合選取H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，此處選用軸的直徑尺寸公差m6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角2·450，各軸肩處的圓角半徑取2.0綜上，1軸：L1-2=58mm，L2-3=30mm，L3-4=41mm，L4-5=52mm，L5-6=6mm，L6-7=68mm，L7-8=14mm d1-2=25mm,d2-3=30mm,d3-4=35mm,d4-5=38mm,d5-6=46mm,d6-7=45mm,d7-8=35mm

40、 單列圓錐滾子軸承型號：329072軸：L1-2=48mm，L2-3=46mm，L3-4=6mm，L4-5=50mm，L5-6=6mm，L6-7=70mm，L7-8=49mm d1-2=50mm,d2-3=56mm,d3-4=64mm,d4-5=60mm,d5-6=64mm,d6-7=56mm,d7-8=50mm 單列圓錐滾子軸承型號：320103軸：L1-2=20mm，L2-3=67mm，L3-4=7mm，L4-5=66mm，L5-6=48mm，L6-7=30mm，L7-8=80mmd1-2=75mm,d2-3=81mm,d3-4=78mm,d4-5=68mm,d5-6=75mm,d6-7=

41、72mm,d7-8=68mm 單列圓錐滾子軸承型號：32915套筒軸：L1-2=80mm，L2-3=30mm，L3-4=49mm，L4-5=90mm，L5-6=49mm d1-2=68mm,d2-3=72mm,d3-4=75mm,d4-5=81mm,d5-6=75mm 單列圓錐滾子軸承型號：32915五 鍵的校核設定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與鏈輪之間的鍵為鍵5。 鍵的類型圖如下： 1、根據軸的直徑選擇鍵根據條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b= 8 mm h=7

42、mm L=28mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=14mm h=9mm L=45mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=14mm h=9mm L=63mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=56mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=40mm 2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉距T1=34.12N·m鍵2受到的轉距T2=97.78N·m鍵3受到的轉距T2=97.78N·m鍵4受到的轉距T4=357.58N·m鍵5受到的轉距T5=357.58N·m鍵的材料為鋼，輕微沖擊，為100120Mp，取

43、=110 Mp鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑）所以：校核第一個鍵：校核第二個鍵：校核第三個鍵：校核第四個鍵：校核第五個鍵：六 軸承的潤滑及密封 根據軸頸的圓周速度,軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑,由于齒輪的轉速根據以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接潤滑軸承?；蛞龑эw濺在機體內壁上的油經機體泊分面上的油流到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸承時，應在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇?。并且在輸入軸和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質進入機體內。密封形式很多，密封效果和密封形式有關，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。七. 箱體結構的設計計算已知：中心距 a=150mm1、機座壁厚 考慮到鑄造工藝，所有的壁厚都不能小于8mm 故取=8mm2、機蓋壁厚 同樣取=8mm3、機座凸緣厚度4、機蓋凸緣厚度5、機座底凸緣厚度6、地腳螺釘直徑 取=18mm。由機械設計手冊上查的標準件內六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為M（18）7、地腳螺釘數目因為， 所以n=48、軸承旁連接螺栓直徑；取mm。查的標準件六角頭螺栓C級 其螺紋規(guī)格 d為M（16）9、機蓋與機座連接螺栓直徑查的標準件六角頭螺栓C級 其螺紋規(guī)格 d為M（10）10、連接螺栓的間