機械設計課程設計——帶式運輸機

1、目錄目錄1第一章 課程設計題目51.1 設計帶式運輸機51.2 運動簡圖51.3 原始設計數據51.4 工作條件5第二章 總體設計72.1 電動機的選擇。72.1.1 電動機型號選擇：72.1.2 工作所需功率：72.1.3 電動機所需功率：72.1.4 電動機轉速的選擇：72.2 傳動比分配82.3 傳動裝置的運動和動力參數82.3.1 各軸的轉速計算82.3.2 各軸輸出功率計算82.3.3 各軸輸入轉矩計算9第三章 傳動零件設計103.1 V帶的設計與計算103.1.1 確定計算功率Pca103.1.2 選擇V帶的帶型103.1.3 確定帶輪的基準直徑dd1103.1.4 驗算帶速v10

2、3.1.5 計算大帶輪的直徑103.1.6 確定V帶的中心距a和基準長度Ld103.1.7 計算V帶根數Z113.1.8 計算單根V帶的初拉力的最小值。113.1.9 計算軸壓力Fp113.1.10 帶輪設計113.1.11 V帶傳動的主要參數113.2 高速級齒輪傳動設計123.2.1 選定高速齒輪類型，精度等級，材料及齒數123.2.2 按齒面接觸強度設計123.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計143.2.4 幾何尺寸的計算153.2.5 修正計算結果163.2.6 高速級齒輪的參數173.2.7 高速大齒輪結構參數173.3 低速級齒輪傳動設計183.3.1 選定低速級齒輪類型，精度等級，

3、材料及齒數183.3.2 按齒面接觸疲勞強度設計183.3.3 按齒根彎曲疲勞強度設計203.3.4 幾何尺寸的計算213.3.5 修正計算結果223.3.6 低速級齒輪的參數233.3.7 低速大齒輪結構參數23第四章 軸的設計254.1 軸的材料選擇和最小直徑估算。254.1.1 高速軸：254.1.2 中間軸：254.1.3 低速軸：254.2軸的結構設計254.2.1 高速軸254.2.2 中間軸264.2.3 低速軸264.2.4 細部機構設計27第五章 軸的校核285.1 中間軸上作用力的計算285.2 支反力的計算285.2.1 垂直面受力295.2.2 水平支反力295.2.3

4、 垂直平面內轉矩295.2.4 計算、繪制水平面彎矩圖：29第六章 鍵的選擇和校核316.1 高速軸大帶輪處鍵的校核316.2 中間軸鍵的校核316.2.1 高速級大齒輪處鍵316.2.2 低速級小齒輪處鍵316.3 低速軸鍵校核326.3.1 低速級大齒輪處鍵326.3.2 低速軸聯(lián)軸器處鍵32第七章 滾動軸承的選擇和校核337.1 高速軸的軸承校核337.1.1 軸承受力圖如圖337.2.2 計算當量動載荷337.2.3 驗算軸承的壽命337.2 中間軸的軸承校核347.2.1 軸承受力圖347.2.2 計算當量動載荷347.2.3 驗算軸承的壽命347.3 低速軸的軸承校核357.3.1

5、 軸承受力圖如圖357.3.2 計算當量動載荷357.3.3 驗算軸承的壽命35第八章 聯(lián)軸器的選擇與校核368.1 聯(lián)軸器的選擇368.2 校核聯(lián)軸器36第九 章箱體設計37第十章 潤滑、密封的設計3810.1 潤滑3810.2 密封38第十一章 總結39參考文獻40第一章 課程設計題目1.1 設計帶式運輸機 采用二級直齒減速器。1.2 運動簡圖 圖1-11.3 原始設計數據表1-1題 號參 數12345678910運輸帶工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56運輸帶工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滾筒直徑D（mm）4

6、00450400400400450450450450450每日工作時數T（h）16161616161616161616使用折舊期（y）8888888888 根據學號選取第組數據。1.4 工作條件 （1）、工作情況：傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)允許運輸帶速度誤差為±5%； （2）、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）； （3）、工作環(huán)境：室內，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35°C； （4）、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； （5）、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； （6）、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量。第二章 總體設計2

7、.1 電動機的選擇。2.1.1 電動機型號選擇： 根據動力源和工作條件，選用Y型三相異步電動機。2.1.2 工作所需功率：2.1.3 電動機所需功率： 通過查機械設計課程設計手冊表1-7確定各級傳動的機械效率，V帶，8級精度齒輪，聯(lián)軸器，軸承。 總效率 故電動機所需 由表課程設計手冊12-1選取電動機額定功率為11kw。2.1.4 電動機轉速的選擇： 電動機常用轉速1000r/min，1500r/min和3000r/min 滾筒的工作轉速 D為滾筒直徑。 總傳動比，其中為電動機滿載轉速。由表課程設計手冊12-1查得相關數據得出下表2-1表2-1方案電動機型號額定功率 /kw同步轉速r/min滿

8、載轉速r/min傳動比AY160L-611100097010.687BY160M-4111500146016.085CY160M1-2113000293032.285 由課程設計手冊表1推薦傳動比合理范圍。 取V帶轉動比i'1=24，二級圓柱直齒減速器傳動比i'2=840。則總傳動比合理范圍I'd=16160。為了合理分配傳動比及傳動裝置結構緊湊故選用方案C。2.1.5 電動機的型號確定 根據電動機的功率和轉速選用電動機型號Y160M1-2，由表課程設計手冊12-9電動機中心高H=160mm外伸軸直徑D=48mm，外伸軸長度E=110mm。2.2 傳動比分配 根據選擇的

9、電動機型號可知總傳動比I'a=32.285 選擇V帶傳動比i1=2.5 減速器的傳動比 高速齒輪傳動比 低速齒輪傳動比2.3 傳動裝置的運動和動力參數2.3.1 各軸的轉速計算nm=2930r/min2.3.2 各軸輸出功率計算2.2.3 各軸輸入轉矩計算 各軸運動及動力參數如下表2-2表2-2軸號轉速r/min功率kw轉矩傳動比029308.6828.291111728.33367.9012.52286.0638.002267.1404.097390.7647.684808.4943.152490.7647.531792.3961第三章 傳動零件設計3.1 V帶的設計與計算3.1.1

10、 確定計算功率Pca 查表機械設計8-7，取工作情況系數KA=1.2 則Pca=KAPd=1.2×8.68kw=10.416kw3.1.2 選擇V帶的帶型 由Pca=10.416kw nm=2930r/min選用B型V帶。3.1.3 確定帶輪的基準直徑dd1 由表8-6，8-8取小帶輪的基準直徑dd1=1253.1.4 驗算帶速v 按公式驗算速度 因為5m/s<v<30m/s 故帶速合適。3.1.5 計算大帶輪的直徑 dd2=i1dd1=2.5×125=312.5mm 取dd2=3153.1.6 確定V帶的中心距a和基準長度Ld （1）由公式0.7（dd1+dd

11、2） a 2（dd1+dd2）初步確定中心距a0=450mm （2）計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度Ld=1600mm （3） 計算實際中心距a3.1.7 計算V帶根數Z （1）由dd1=125mm和nm=2930r/min查表8-4a得 根據nm=2930r/min，i1=2.5 和B型V帶查表8-4b得 查表8-5得K=0.93 查表8-2得KL=0.92 （2）計算V帶根數Z3.1.8 計算單根V帶的初拉力的最小值。 由表8-3得B型V帶的單位長度質量3.1.9 計算軸壓力Fp3.1.10 帶輪設計 由表8-10查得 可計算出帶輪緣寬：3.1.11 V帶傳動的主要參數 如下

12、表3-1表3-1名稱參數名稱參數名稱參數帶型B傳動比2.5根數4帶輪基準直徑dd1=125mm基準長度1600mm預緊力134.205Ndd1=315mm中心距443mm壓軸力1048.190N3.2 高速級齒輪傳動設計3.2.1 選定高速齒輪類型，精度等級，材料及齒數。 （1）按設計題目，采用直齒圓柱齒輪。 （2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故采用8級精度。 （3）材料選擇。 由表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr，調質處理，硬度為280HBS 大齒輪的材料為45鋼，調質處理，硬度為240HBS，二者硬度差40HBS （4）選擇小齒輪齒數Z1=24 則大齒輪的齒數Z2=i2 Z1=24&

13、#215;4.097=98.328 取Z2=99 齒數比3.2.2 按齒面接觸強度設計設計公式： （1）確定公式內的各計數值。 試選用載荷系數Kt=1.3 小齒輪傳遞的轉速Ti=T1=67.901Nm=67901Nm 查表10-7選取齒寬系數 查表10-6得材料的彈性影響系數 由教材圖10-21按齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限。 計算應力循環(huán)次數 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90,KHN2=0.95 計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%安全系數S=1 (2) 計算 計算小齒輪分度圓直徑d1t 帶入中較小值。 計算圓周速度v。 計算齒寬b。 計算齒

14、寬與齒高之比。模數： 齒高：h=2.25m=2.25×2.356=5.301mm 計算載荷系數。 根據v=3.468m/s;8級精度、由圖10-8中查得動載系數KV=1.18 直齒輪KH=KF=1 由表10-2查得使用系數KA=1 由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置 時KH=1.455 由 =10.665，KH=1.455，查表10-13得KF=1.35 故動載系數 按實際的動載系數校正所算得的分度圓值。 計算模數mm3.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計。 設計公式： （1）確定公式內各計算數值。 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強

15、度極限 由圖10-18取得彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.86,KFN2=0.90 計算彎曲疲勞許用應力。 去彎曲疲勞安全系數S=1.4則： 計算動載荷系數K K=KA KV KF KF=1×1.18×1×1.35=1.593 查取齒形系數 由表10-5查得：YFa1=2.65;YFa2=2.18 查取應力校正系數 由表10-5查得：YSa1=1.58;YSa2=1.79 計算大小齒輪的，并加以比較。 小齒輪 大齒輪 故大齒輪的數值較大 （2）設計計算 比較計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞

16、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（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲疲勞強度算得的模數1.814并就近圓整為標準值m=2.5，按解除疲勞強度算得的分度圓直徑d1=62.030mm，算出小齒輪的齒數 則大齒輪齒數：Z2=4.097×25=102.4 取Z2=103 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。3.2.4 幾何尺寸的計算。 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪B1=70mm 取大齒輪B2=62.5mm3.2.5 修正計算結果。 （1）Z1=25

17、,Z2=103 查表10-5修正：YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.18 YSa2=1.79 (2) (3)齒高h=2.25m=2.25×2.5=5.625mm, 查表10-14修正KH=1.458 由=11.11，KF=1.458查圖10-13修正KF=1.35 (4)齒面接觸疲勞強度計算載荷系數。 齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數。 (5)顯現(xiàn)還是大齒輪數值較大 （6） （7） 實際d1=62.5mm,m=2.5均大于計算要求，故該齒輪強度足夠3.2.6 高速級齒輪的參數 如下表：3-2表3-2名稱計算公式結果/mm模數m2.5壓力角齒數Z1Z225103傳動比i

18、24.097分度圓直徑d1d262.5257.5齒頂圓直徑da1=d1+2h*amda2=d2+2h*am67.5251.25齒根圓直徑df1=d1-2(h*a+C*)mdf2=d2-2(h*a+C*)m56.25251.25中心距160齒寬B1=b+7.5B2=b7062.53.2.7 高速大齒輪結構參數 如下表3-3表3-3計算公式計算過程計算結果/mmd1=1.6d1.6×45=72722.5×2.5=6.25取9D1=df-251.25-9=242.25242.25D0=0.55(D1+d1)0.55×(242.25+72)=172.837173d0=0.

19、25(D1-d1)0.25×(242.25-72)=42.562542.6r=0.6+0.14m0.6+0.14×2.5=0.950.95C=1.5m+0.1b1.5×2.5+0.1×62.5=10取20圖3-13.3 低速級齒輪傳動設計3.3.1 選定低速級齒輪類型，精度等級，材料及齒數。 （1）任然選擇直齒圓柱齒輪。 （2）運輸機為一般機器速度不高，故選用8級精度 （3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪的材料為45鋼，調質處理，硬度為240HBS，大齒輪為45鋼，正火處理，硬度為195HBS，二者材料硬度差為45HBS。 （4）選擇小齒輪齒數為Z3=

20、22,則大齒輪齒數為 Z4=i3×Z3=22×3.152=69.344取Z4=70。 齒數比3.3.2 按齒面接觸疲勞強度設計。 設計公式： （1）確定公式內的各計數值。 試選用載荷系數Kt=1.3 小齒輪傳遞的轉速Ti=T2=267.140Nm=267140Nm 查表10-7選取齒寬系數 查表10-6得材料的彈性影響系數 由教材圖10-21按齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限。 計算應力循環(huán)次數 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN3=0.90,KHN4=0.95 計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%安全系數S=1 (2)計算 計算小齒輪分度圓

21、直徑d3t 取=446.5MPa。 計算圓周速度v。 計算齒寬b。 計算齒寬與齒高之比。 模數： 齒高：h=2.25mt=2.25×4.59=10.328mm 計算載荷系數。 根據v=1.512m/s;8級精度、由圖10-8中查得動載系數KV=1.05 直齒輪KH=KF=1 由表10-2查得使用系數KA=1 由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置 時KH=1.470 由 =9.78，KH=1.470，查表10-13得KF=1.35 故動載系數 按實際的動載系數校正所算得的分度圓值。 計算模數mm3.3.3 按齒根彎曲疲勞強度設計。 設計公式： （1）確定公式內各計

22、算數值。 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖10-18取得彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.86,KFN2=0.90 計算彎曲疲勞許用應力。 去彎曲疲勞安全系數S=1.4則： 計算動載荷系數K K=KA KV KF KF=1×1.05×1×1.35=1.418 查取齒形系數 由表10-5查得：YFa3=2.72;YFa4=2.24 查取應力校正系數 由表10-5查得：YSa3=1.57;YSa4=1.75 計算大小齒輪的，并加以比較。· 小齒輪 大齒輪 故大齒輪的數值較大 （2）、設計計算 比較計算結果，由齒面接觸疲

23、勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞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（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲疲勞強度算得的模數3.085并就近圓整為標準值m=3，按解除疲勞強度算得的分度圓直徑d3=101mm，算出小齒輪的齒數 則大齒輪齒數：Z4=3.152×36=113.472 取Z4=114 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。3.3.4 幾何尺寸的計算。 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪B1

24、=115mm 取大齒輪B2=110mm3.3.5 修正計算結果。 （1）Z3=36,Z4=114 查表10-5修正：YFa3=2.44 YSa3=1.654 YFa4=2.2.1688 YSa4=1.8012 (2) (3)齒高h=2.25m=2.25×3=6.75mm, 查表10-14修正KH=1.472 由=16.30，KF=1.472查圖10-13修正KF=1.475 (4)齒面接觸疲勞強度計算載荷系數。 齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數。 (5)顯現(xiàn)還是大齒輪數值較大 （6） （7） 實際d3=108mm,m=3均大于計算要求，故該齒輪強度足夠3.3.6 低速級齒輪的參數 如下表

25、：3-4表3-4名稱計算公式結果/mm模數m3壓力角齒數Z3Z436114傳動比i33.152分度圓直徑d3d4108342齒頂圓直徑da3=d3+2h*amda4=d4+2h*am114348齒根圓直徑df3=d3-2(h*a+C*)mdf4=d4-2(h*a+C*)m100.5334.5中心距225齒寬B1=b+7B2=b+21151103.3.7 低速大齒輪結構參數 如下表3-5表3-5計算公式計算過程計算結果/mmd1=1.6d1.6×80=1281282.5×3=7.5取10D1=df-334.5-10=324.5324.5D0=0.55(D1+d1)0.55&#

26、215;(324.5+128)=248.875取250d0=0.25(D1-d1)0.25×(324.5-128)=49.125取49r=0.6+0.14m0.6+0.14×3=1.02取1C=1.5m+0.1b1.5×3+0.1×108=15.3取20圖3-2第四章 軸的設計4.1 軸的材料選擇和最小直徑估算。 根據工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理。軸的最小直徑 公式, A0的值由表15-3確定為：高速軸A01=126 中間軸A02=120,低速軸A03=1124.1.1 高速軸： 因為高速軸最小直徑處裝大帶輪，設一個鍵槽。 因此：4.1.2

27、中間軸：4.1.3 低速軸： 因為安裝聯(lián)軸器設置一個鍵槽， 因此：4.2 軸的結構設計4.2.1 高速軸 高速軸的直徑確定。 d11最小直徑處安裝大帶輪的外伸軸段，因此d11=dmin1=26mm。 d12密封處軸段，根據大帶輪的軸向定位要求，定位高度， h=(0.0701)d11以及密封圈的標注，去d12=30mm。 d13滾動軸承段，d13=35mm； 滾動軸承選取6306：d×D×B=30×72×19。 d14過渡段，由于各級齒輪傳動的線速度均為超過脂潤滑極限速度 故考慮采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位取d14=40mm。 齒輪軸段，由于齒輪較小，

28、所以采用齒輪軸結構 d15滾動軸承段，d15=d13=35mm。 高速軸各段長度的確定。 l11由于大帶輪的轂孔寬度B=80mm，確定l11=80mm。 l12由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系確定l12=50mm。 l13由滾動軸承，擋油盤及裝配關系確定l13=35mm。 l14由裝配關系，箱體結構確定l14=130mm。 l15由高速齒輪寬度B=70確定l15=70mm。 l16滾動軸承段，由裝配關系和箱體結構確定l16=35mm。4.2.2 中間軸 中間軸各軸段的直徑確定 d21最小直徑處滾動軸承段因此d21=dmin2=55mm。滾動軸承選取 6307： d×D×B=3

29、5×80×21 d22低速齒輪軸段取d22=45mm。 d23軸環(huán)，根據吃了的軸向定位要求取d23=55mm。 d24高速齒輪段d24=d22=45mm。 d25滾動軸承段d25=d21=37mm。 中間軸各軸段的長度確定 l21由滾動軸承，擋油盤及裝配關系，取l21=40mm。 l22由低速級小齒輪寬度B=115取l22=120.75mm。 l23軸環(huán)l23=10mm。 l24由于高速齒輪大齒輪齒寬B=62.5取l24=64.25mm。 l25=l21=40mm。4.2.3 低速軸 低速軸各軸段的直徑確定 d31滾動軸承段，d31=70mm。 d32低速大齒輪軸段，取d3

30、2=80mm。 d33軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求，取d33=95mm。 d34過渡段，考慮擋油盤的軸向定位取d34=90mm。 d35滾動軸承段，d35=d31=70mm。 d36密封軸段，根據聯(lián)軸器的定位要求以及封面圈的標準，取d36=60mm。 d37最小直徑安裝聯(lián)軸器的外伸軸段d37=55mm。 低速軸各軸段的長度確定 l31由滾動軸承，擋油盤以及裝配關系等，取l31=56.5mm。 l32由低速級大齒輪輪寬B=110mm取l32=115.75mm。 l33軸環(huán)，l33=10mm。 l34由裝配關系和箱體結構取l34=60mm。 l35滾動軸承，擋油盤以及裝配關系，l35=60.75m

31、m。 l36由箱體結構，軸承蓋裝配關系取l36=45mm。 l37根據聯(lián)軸器的選擇取l37=84mm。4.2.4 細部機構設計 查機械設計課程設計手冊表4-1(GB 1095-79)得： 高速級大帶輪處鍵 b×h×L=8×7×50 (t=4.0,r=0.2) 高速級大齒輪處鍵 b×h×L=14×9×40 (t=5.5,r=0.3) 低速級小齒輪處鍵 b×h×L=14×9×100 (t=5.5,r=0.3) 低速級大齒輪處鍵 b×h×L=22×14

32、×90 (t=9.0,r=0.5) 均采用A型鍵。 根據各軸的實際安裝情況選取滾動軸承如下： 高速軸：滾動軸承選取6306：d×D×B=30×72×19 中間軸：滾動軸承選取6307：d×D×B=35×80×21 低速軸：滾動軸承選取6313：d×D×B=65×140×33 均采用過度配合。 低速軸外伸軸段的聯(lián)軸器選擇： 選擇GICL3聯(lián)軸器課程設計手冊表8-3 A型鍵 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3

33、)第五章 軸的校核 （根據老師的具體要求，在此僅需校核中間軸。） 中間軸的校核。5.1 中間軸上作用力的計算 因為采用的是直齒圓柱齒輪，所以軸向力Fa=0 中間軸的力學模型如下圖：5-1圖5-1 高速級大齒輪： 低速級小齒輪：5.2 支反力的計算 由上面力學模型圖5-1知 L1=89.875 L2=102.5 L3=61.625 總長L=254mm5.2.1 垂直面受力方向向下5.2.2 水平支反力5.2.3 垂直平面內轉矩5.2.4 計算、繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： 求危險截面當量彎矩： 最危險截面當量彎矩為：（取折合系數） 計算危險截面處軸的直徑： 因為材料選擇調

34、質，查機械設計課本表6-4，得， 許用彎曲應力，則： 因為d21=37mm>d，所以該軸是安全的。 彎矩及軸的受力分析圖如下：圖5-2第六章 鍵的選擇和校核根據上面細部機構設計 查機械設計課程設計手冊表4-1 (GB 1096-79)得： 高速級大帶輪處鍵 b×h×L=8×7×50 (t=4.0,r=0.2) 高速級大齒輪處鍵 b×h×L=14×9×40 (t=5.5,r=0.3) 低速級小齒輪處鍵 b×h×L=14×9×100 (t=5.5,r=0.3) 低速級大齒輪

35、處鍵 b×h×L=22×14×90 (t=9.0,r=0.5) 低速軸外伸軸段 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3) 均采用A型鍵。6.1 高速軸大帶輪處鍵的校核。 鍵的工作長度l=L-b=50-8=42mm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm 傳遞的轉矩T=T1=67.901 按查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應力 則： 故高速軸上的鍵強度足夠。6.2 中間軸鍵的校核。 6.2.1 高速級大齒輪處鍵 鍵的工作長度l=L-b=40-14=26mm 鍵的接觸高度k=0

36、.5h=0.5×9=4.5mm 傳遞的轉矩T=T2=267.140 按查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應力 則： 故高速級大齒輪處鍵強度足夠。6.2.2 低速級小齒輪處鍵 鍵的工作長度l=L-b=100-14=86mm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm 傳遞的轉矩T=T2=267.140 按查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應力 則： 故低速級小齒輪處鍵強度足夠。6.3 低速軸鍵校核6.3.1 低速級大齒輪處鍵 鍵的工作長度l=L-b=90-22=68mm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×14=7mm 傳遞的轉矩T=T3=808.494 按

37、查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應力 則： 故低速級大齒輪處鍵強度足夠。6.3.2 低速軸聯(lián)軸器處鍵 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3) 鍵的工作長度l=L-b=125-16=109mm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm 傳遞的轉矩T=T3=808.494 按查表6-2查得鍵的靜連接時需要的許用應力 則： 故低速級聯(lián)軸器處鍵強度足夠。第七章 滾動軸承的選擇和校核根據上面細部結構設計 根據各軸的實際安裝情況選取滾動軸承（GB/T 276-94）如下： 高速軸：滾動軸承選取 6306：d×D

38、15;B=30×72×19 Cr=27.0kN C0r=15.2kN 中間軸：滾動軸承選取 6307：d×D×B=35×80×21 Cr=33.2kN C0r=19.2kN 低速軸：滾動軸承選取 6313：d×D×B=65×140×33 Cr=93.8kN C0r=60.5kN 均采用過度配合。7.1 高速軸的軸承校核 7.1.1 軸承受力圖如圖7-1 經過計算得： F1=557.34N F2=1754.94N圖7-17.1.2 計算當量動載荷 根據工作情況（無沖擊或輕微沖擊）由表13-6查得載

39、荷 系數7.1.3 驗算軸承的壽命 因為P2>P1 所以，只需驗算軸承2，根據四年一大修的要求，故決定 軸承預期壽命為4年。 查表13-4 取溫度系數，由機械設計319頁查得 故此軸承壽命復合設計要求。7.2 中間軸的軸承校核 7.2.1 軸承受力圖 如圖：7-2 經過計算得： F3=1572.46NF4=4141.35N 圖7-27.2.2 計算當量動載荷 根據工作情況（無沖擊或輕微沖擊）由表13-6查得載荷 系數7.2.3 驗算軸承的壽命 因為P4>P3 所以，只需驗算軸承4，根據四年一大修的要求，故決定軸承預期壽命為4年。 查表13-4 取溫度系數，由機械設計319頁查得 故此軸承壽命復合設計要求。7.3 低速軸的軸承校核 7.3.1 軸承受力圖如圖7-3圖7-3經過計算得： F5=3356.14NF6=1908.39N7.3.2 計算當量動載荷 根據工作情況（無沖擊或輕微沖擊）由表13-6查得載荷 系數7.3.3 驗算軸承的壽命 因為P5>P6 所以，只需驗算軸承5，由于此軸承為低速級軸承，故可將壽命設計為整體壽命8年。 查表13-4 取溫度系數，由機械設計319頁查得 故此軸承壽命復合設計要求。第八章 聯(lián)軸器的選擇與校核8.1 聯(lián)軸器的選擇 減速器低速軸與工作機軸聯(lián)接用的聯(lián)