機械設計基礎課程設計說明書

1、成績：?機械設計根底?課程設計說明書設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計專業(yè)班級：裝控2021-02學生姓名：曹夢菲學號：150640214指導教師：姚貴英河北工程大學材料工程學院2021年6月10日?機械設計根底?課程設計任務書班級：裝控2021-02班學號：150640214學生姓名：曹夢菲、設計題目：膠帶輸送機傳動系統(tǒng)設計1、機器的功能要求其主要功能是由輸送帶完成膠帶輸送機是機械廠流水作業(yè)線上運送物料常用設備之一,運送機器零、部件的工作.其傳動示意圖參見圖1-1.圖1-1傳動方案示意圖1輸送帶；2滾筒；3聯(lián)軸器；4減速器；5-V帶傳動；6電動機2、機器工作條件(1)載荷性質(zhì)單向運輸,載荷較平

2、穩(wěn)；(2)工作環(huán)境室內(nèi)工作,有粉塵,環(huán)境溫度不超過35°C;(3)運動要求輸送帶運動速度誤差不超過5%;滾筒傳動效率為0.96;(4)使用壽命8年,每年350天,每天16小時；(5)動力來源電力拖動,三相交流,電壓380/220V;(6)檢修周期半年小修,二年中修,四年大修；(7)生產(chǎn)條件中型機械廠,批量生產(chǎn).3、工作裝置技術數(shù)據(jù)(1)輸送帶工作拉力：F=2200kN;(2)輸送帶工作速度：V=2.4m/s;(3)滾筒直徑：D=350mm.二、設計任務1、設計工作內(nèi)容(1)膠帶輸送機傳動系統(tǒng)方案設計(包括方案構思、比選、決策)；(2)選擇電動機型號及規(guī)格；(3)傳動裝置的運動和動力參

3、數(shù)計算；(4)減速器設計(包括傳動零件、軸的設計計算,軸承、連接件、潤滑和密封方式選擇,機體結(jié)構及其附件的設計)；(5)V帶傳動選型設計；(6)聯(lián)軸器選型設計；(7)繪制減速器裝配圖和零件工作圖；(8)編寫設計說明書；(9)設計辯論.2、提交設計成品需要提交的設計成品：紙質(zhì)版、電子版(以班級學號+中文姓名作為文件名)各1份.內(nèi)容包括：(1)減速器裝配圖一張；(2)零件圖2張(完成的傳動零件、軸和箱體的名稱)；(3)設計計算說明書一份.三、設計中應考前須知1 .計算和繪圖應交替進行,并注意隨時整理結(jié)果,列表保存.2 .設計中要貫徹標準.(標準件和標準尺寸)3 .全面考慮問題：強度、結(jié)構、加工工藝

4、等.4 .設計應有創(chuàng)造性,多方案比擬,擇優(yōu)選用.5 .設計過程中注意培養(yǎng)獨立工作水平.6 .提交的設計成品應符合指導教師給出的格式要求.四、完成時間要求在2021年6月10日之前完成全部設計任務.指導教師：姚貴英2021年4月21日目錄第一章緒論1.第二章總設計方案2.2.1 傳動方案特點2.2.2 計算傳動裝置總效率2第三章電動機的選擇2.3.1 選擇電動機類型：2.3.2 選擇電動機的功率：33.3 確定電動機轉(zhuǎn)速：3第四章總傳動比和分配傳動比44.1 總傳動比4.4.2 分配傳動比：4.第五章運動與動力參數(shù)的計算45.1 各軸轉(zhuǎn)速：4.5.2 各軸功率：4.5.3 各軸轉(zhuǎn)矩：4.第六章帶

5、傳動的設計5.6.1 求計算功率5.6.2 選V帶型號：5.6.3 求大小帶輪基準直徑：.5.6.4 驗算帶速：6.6.5 求V帶基長與中央距a:.6.6.6 驗算小輪包角：6.6.7 求V帶根數(shù)z:.7.6.8 求作用在帶輪軸上的壓力Fq:7.6.9 V帶輪寬度確實定：7.第七章齒輪傳動的設計計算.8.7.1 選擇材料及確定許用應力：87.2 按齒面接觸強度設計：.8.7.3 驗算齒輪彎曲強度：107.4 齒輪的圓周速度：10第八章軸的設計118.1 選擇高速軸的材料、熱處理方式：118.2 初步估算高速軸最小直徑：118.3 高速軸的結(jié)構設計：11(1)徑向尺寸：11(2)軸向尺寸：128

6、.4 對高速軸進行彎扭強度校核：1.38.5 選擇低速軸的材料、熱處理方式：168.6 初步估算低速軸最小直徑：1.68.7 低速軸的結(jié)構設計：16(1)徑向尺寸：16(2)軸向尺寸：17第九章聯(lián)軸器及箱體的選擇1.8第十章對軸承的校核2010.1 對軸承6208的壽命計算：2010.2 對軸承6212的壽命計算：2110.3 普通平鍵的選擇及校核2111.1 帶輪處鍵連接：2.111.2 小齒輪處鍵連接：2211.3 大齒輪處鍵連接：2211.4 聯(lián)軸器處鍵連接：22第十二章潤滑方式與密封形式的選擇2312.1 潤滑方式：2312.2 密封方式：23參考資料24第一章緒論機械設計課程是培養(yǎng)學

7、生具有機械設計水平的技術根底課.課程設計那么是機械設計課程的實踐性教學環(huán)節(jié),同時也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學生第一次全面的設計水平練習,其目的是：(1)通過課程設計實踐,樹立正確的設計思想,增強創(chuàng)新意識,培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和其他先修課程的的理論與實際知識去分析和解決機械設計問題的水平.(2)學習機械設計的一般方法,掌握機械設計的一般規(guī)律.(3)通過制定設計方案,合理選擇傳動機構和零件類型,正確計算零件的工作水平,確定尺寸及掌握機械零件,以較全面的考慮制造工藝,使用和維護要求,之后進行結(jié)構設計,到達了解和掌握機械零件,機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法.(4)學習進行機械設計根底技能的

8、練習,例如：計算、繪圖、查閱設計資料和手冊、運用標準和標準等.第二章總設計方案2.1傳動方案特點1 .組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成.2 .特點：齒輪相對于軸承對稱分布.3 .確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高,V帶具有緩沖吸振水平,將V帶設置在高速級.選擇V帶傳動和一級直齒圓柱齒輪減速器.2.2計算傳動裝置總效率工作機所需電動機輸出功率：2=凈1.為傳動總機械效率由任務書中的運動簡圖分析可知：n5滾筒軸承的效率;niV帶傳動效率；2齒輪傳動的軸承效率;滾筒效率.4聯(lián)軸器的效率;查2表1-7得:初選齒輪為八級精度i=0.9&2=0.993=0.97、4=0.97、5=0.9

9、8、6=0.9&那么有：=1223456=0.960.9920.970.970.980.96：0.83減速器內(nèi)部有2對軸承,其機械效率相同,均為“2第三章電動機的選擇3.1 選擇電動機類型:根據(jù)任務書要求可知：本次設計的機械屬于恒功率負載特性機械,且其負載較小,故采用Y型三相異步電動機全封閉結(jié)構即可到達所需要求.另外,根據(jù)此處工況,采用臥式安裝.3.2 選擇電動機的功率：工作機功率：P=旦=5.28kW,1000工作機所需電動機輸出功率：P=Pn為傳動總機械效率5nP5.28P-6.36kW0.833.3確定電動機轉(zhuǎn)速：滾筒轉(zhuǎn)速為：n=601000V：.131.03r/min二D取V帶

10、傳動的傳動比范圍為：i；=214取單級齒輪傳動的傳動比范圍為：i2=3|_5工程經(jīng)驗那么可得合理總傳動比的范圍為：i'=i；i2=6120故電動機轉(zhuǎn)速可選的范圍為：nd=i'n=786.18|_2620.3r/min查【2】表12-1,得滿足要求的可選用電動機轉(zhuǎn)速為：970r/min、1440r/min.為了使得電動機與傳動裝置的性能均要求不是過高,故擇中選用1440r/min的轉(zhuǎn)速.其初定總傳動比為：i=nd=衛(wèi)010.99n,131.03綜上,可選定電動機型號為：Y132M-4.其相應參數(shù)列于表3-1:表3-1.電動機的相關參數(shù).電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比Y

11、132M-47.5KW1500r/min4級1440r/min10.99第四章總傳動比和分配傳動比4.1 總傳動比：由上一步算得知i：10.994.2 分配傳動比：由工程經(jīng)驗知頂分配傳動比除了滿足i；=214、i2=315外,還應滿足ii±2.故?。篤帶傳動比為i1=2.79,齒輪傳動比為i2='=3.914.ii第五章運動與動力參數(shù)的計算5.1各軸轉(zhuǎn)速：I軸：nz=nd=1440=516.13r/min;II軸：nn=曳=51613=131.87r/min.i12.79i23.9145.2 各軸功率：I軸：r=P.1=6.360.96=6.11kW;U軸：pn=r23=6.

12、110.990.97=5.87kW.5.3 各軸轉(zhuǎn)矩：R6.11I軸：=9550黑=113.05Nm;ni516.13Pn5.87II軸：Tn=-=9550父=425.10Nm.nn131.87表5-1.初步計算傳動參數(shù)功率kW初舁轉(zhuǎn)速r/min初舁轉(zhuǎn)矩N*mI軸6.11516.13P113.05II軸5.87131.87425.10帶輪傳動比齒輪傳動比2.793.914第六章帶傳動的設計6.1 求計算功率帶輪I小輸入功率：p=6.36kW,根據(jù)任務書所述要求及所選電動機三相一步電動機,工作于16小時內(nèi),載荷變動小帶式輸送機查【1】表13-8,得工況系數(shù)：Ka=1.2.故有PC=P,KA=7.

13、632kW.6.2 選V帶型號:由于此處傳動功率適中,考慮到本錢,應選用普通V帶.根據(jù)巳=7.632kW、憶=1440/min查【1】圖13-15,可得該交點位于A型區(qū)域,應選用A型V帶6.3 求大小帶輪基準直徑：查【1】表13-9可知&>75mm帶輪直徑不可過小,否那么會使帶的彎曲應力過大,降低其壽命.查【2】表12-4得&<265mm小輪下端不可超過電動機底座,否那么于地面相干預,設計不合理.查【1】表13-9下方d/隹薦值,稍比其最小值大即可,故取d=80mm.n1440.由【1】式13-9得d2=1(1町=父80M(10.02)之218.7mm,其中n251

14、6.13w=0.011_0.02為滑動率(見【1】的211頁,此取0.02).查【1】表13-9下方帶輪直徑推薦值,尋其最近值得d2=212mm.雖d2實際取之較原定值小,但實際傳動比i；=曳一=絲之2.704,d1(1-；)80(1-0.02)一''其誤差W1=11-11X100%定3.08%<5%,故滿足誤差范圍.i16.4 驗算帶速:二d1n1v二6010003.14159801440601000之6.03m/s,在v=5|_25m/s內(nèi),適合.(功率2恒定時,速度越大那么受力越小；但根據(jù)公式6c=9匕知,速度越大會使帶的安裝A初拉力及其對軸壓力增大,故應適中；根據(jù)

15、工程實踐,得此范圍5到25間)6.5 求V帶基長與中央距a:初步估算中央距：a0=1.5(d1+d2)=1.5父(80+212)=438mm,為圓整計算,取a0=450mm(滿足0.7(d1+d2)Wa0M2(d1+d2),工程經(jīng)驗).(d-d-)2.由【1】式13-2得帶長：|_0=2a0十一(d+d2)+'(d=1368.12mm,查【1】24a.表13-2,對于A型帶選用帶長Ld=1400mm.I-Ln再由【1】式13-16反求頭際中央距：a定a0+=453.94mm026.6 驗算小輪包角：由【1】式13-1得：%=180Jd2-d1057.3©=163.34摩120

16、,適宜.a6.7 求V帶根數(shù)z:由【1】式13-15得：z=co止匕處n1=1440r/min,d1=80mm查【1】(Pop)k.kl11表13-3得P0=1.07kW;根據(jù)i''=2.704,查【1】表13-5得AP=0.17kW；由豆=163.34口查【1】表13-7得%=0.95,查【1】表13-2得Kl=0.96.故7.632(1.070.17)0.950.96=6.75,取整z=7根.6.8 求作用在帶輪軸上的壓力Fq:查【1】表13-1得q=0.1kg/m.由【1】式13-17得f0=50咀空1+qv2=317.27NzvK:為其安裝初拉力.作用在軸上的壓力為：F

17、q=2zFosin二=4392.92N.26.9 V帶輪寬度確實定：查【1】表13-10得A型帶輪e=1及0月市,瞅有帶輪寬度B=2(e+fmin)=48±0.6,故取B=49表6-1.帶傳動中根本參數(shù)帶型號長度根數(shù)A型1400mm7根中央距帶輪直徑寬度450mmd1=80,d2=21248mm安裝初拉力對軸壓力實際傳動比317.27N4392.92N2.704第七章齒輪傳動的設計計算7.1 選擇材料及確定許用應力：小齒輪：初選45鋼,調(diào)制處理.查【1】表11-1得知其力學性能如下：硬度197|_|286HBs,接觸疲勞極限仃加=5501620MPa取585計算,試其為線性變化取均值

18、,彎曲疲勞極限jFE=410|_480MPa取445計算.大齒輪：初選45鋼,正火處理.查【1】表11-1得知其力學性能如下：硬度1561_|217HBS,接觸疲勞極限bHiim=350|_|400MPa取375計算,彎曲疲勞極限仃fe=280|_340MPa取310計算.由表【1】11-5得：0lim=1.13SFmin=1.3一般可靠度,取值稍偏高用于平安計算.由此得：仃HJ=Hm=518MPa,2H2=Hm=332MPa;ShlimSHlimFE._:-FE,_F=-=342MPa,仃F=-=238MPa.12SFminSFmin7.2 按齒面接觸強度設計：根據(jù)前計算i=10.99,ii

19、=2.79可得齒輪傳動所需傳動比為i；=3.914,I軸實際轉(zhuǎn)速為n'=516.13r/min.設齒輪按8級精度制造,查【1】表11-3得K=1.2|_|1.6電動機,中等沖擊,此取1.3計算.查【1】表11-6得齒寬系數(shù)為%=0.811.4軟齒面,對稱分布,此取1計算.那么小齒輪上轉(zhuǎn)矩為：6R66.115丁=9.55父10,=9.55父10=1.13父10Nmm.nz516.13齒數(shù)取乙=27軟齒面Z1=2440硬齒面zi=172D,那么有_"_._一、.Z2=乙D=27父3.914=105.68,取整得z2=105滿足傳動比的前提下,盡可能使兩齒數(shù)互質(zhì)端面壓力角:*o(a

20、i=arccoszicosa/(zi+2ha)=arccos20xcos20/(20+2x1)=31.331*aa2=arccosz2cosa/(z2+2ha)=arccos93Xcos20/(93+2x1)=23.09端面重合度：鋁=z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2幾=20x(tan31.3310-tan20°)+93X(tan23.09°-tan20°)/2兀=1.702重合度系數(shù):查【1】表11-4取ZE=189.8鍛鋼,令取ZH=2.5,故有：min(ZeZhZ,)2二H/189.82.50.8753323,'21

21、.31.131053.914113.914=83.17mm上公式中所代Oh2是為了平安計算,使得兩齒輪均適用齒數(shù)取乙=27軟齒面乙=2440硬齒面4=172Q,那么有_n_.z2=乙12=27父3.914=105.68,取整得z2=105滿足傳動比的前提下,盡可能使兩齒數(shù)互質(zhì).故實際傳動比i；=互=a=3.89;z127''"ic一ic其誤差為w2=22100%0.87%<5%；i2故滿足誤差范圍.初估模數(shù)為m'=4=3.08mm,查【1】表4-1得標準模數(shù)為m=3mm,故實際Zl分度圓直徑為：d1=z1m=273=81mm,d2=z2m=1053=31

22、5mm.中央距為：d1d22=198mm.初估齒寬為：b=%dmin=83.17mm,圓整取b2=85,h=90保證嚙合,故取小齒輪比大齒輪寬5到10毫米7.3 驗算齒輪彎曲強度:查【1】圖11-8,可得齒形系數(shù)YFa=2.56,丫包=2.12；齒根修正系數(shù)Ysa1=1.62,丫$馬=1.82.2KTYFaYsa_1】式1-5知：ffF=-a-=47.99MPa<<F=342MPaF12F1bm=44.63MPa<aF=238MPa.平安7.4 齒輪的圓周速度:v=7Td1n=2.18m/s,對照【1】表11-2知vM6m/s即可,應選取8級便可達601000到要求.表7-1

23、.齒輪傳動設計的根本參數(shù)材料熱處理齒數(shù)分度圓直徑齒頂高齒根高小齒輪45鋼調(diào)制27819033.75大四中匕45鋼正火1053158533.75模數(shù)齒形角中央距320°198第八章軸的設計8.1 選擇高速軸的材料、熱處理方式：由于無特殊要求,選擇最常用材料45鋼,調(diào)制處理.查【1】表14-1得知：硬度：217|_|255HBS；強度極限：=650MPa;屈服極限：仃s=360MPa；彎曲疲勞極限：仃=300MPa.查【1】表14-3得：彎曲需用應力靜o_1b=60MPa.8.2 初步估算高速軸最小直徑:由【1】式14-2得：dmin=3P55'10=C上,查【1】表14-2得C

24、=107|_118,0.2,nzn取118計算.故dm.=1183一611=26.89mm,由于開了一個鍵槽,故,516.13dmin=dmin1+5%=28.23nm電3mm圓整.8.3 高速軸的結(jié)構設計:根據(jù)高速軸上所需安裝的零件,可將其分為7段,以4、d2、d3、d4、ds、d°d?表示各段的直徑,以xx2、x3、x4、x5、x6、x7表示各段的長度.d1處安裝大帶輪,d2處安裝軸承端蓋,d3處安裝一號軸承與套筒,d4處安裝小齒輪,d7處安裝二號軸承1徑向尺寸：根據(jù)常用結(jié)構,取d1=dmin=30mm;查【2】1-27知倒角倒圓推薦值為：18L30,R=C=1mm430150,

25、R=C=1.6mm,故e30孔大帶輪倒角推薦值為1mm,故取50L80,R=C=2mmd2=&+1+0.5x2=33mm,由于查【2】表7-12得知氈圈系列中要求的軸徑均為0、5圓整數(shù),故此修正為d2=35mm；此先選軸承為6208型號軸承無軸向力,應選深溝球軸承,直徑系列選2號輕系列；為便于安裝及軸上尺寸基準,選08號內(nèi)徑,查表1知所選軸承內(nèi)徑為40mm,且軸承寬度B=18mm,故取d3=40mm；為方便加工測量,取d4=45mm此也為小齒輪內(nèi)孔直徑；查表得安裝直徑47mm<daW52.8mm,故查表選取“套筒40M50M25GB/T2509-1981",故da=50

26、mm;對齒輪內(nèi)孔倒角1.6mm,故取d5=d4十1.6十1.5乂2=51.2mm取52mm;由于對稱分布故d7=d3=40mm,d6=da=50mm.2軸向尺寸:由【1】圖13-17得：根據(jù)大帶輪的內(nèi)孔寬L=1.5|_2ds=1.52&=1.5><20=45mm取1.5計算,為預防由于加工誤差造成的帶輪晃動,取x=42mm;確定軸承潤滑方式：v軸承=d3ni=35*516.13=18064.55mmr/min<1.5|_2父105mmr/min,應選取脂潤滑方式;為預防箱體內(nèi)部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂,將軸承與箱體內(nèi)壁距離取大于8mm由于所選套筒長度25mm,故軸承

27、斷面到箱體內(nèi)壁的距離取15mm,為適宜齒輪傳動時散熱,取齒輪距箱體內(nèi)壁為8|_10mm此取10mm,故有x3=10+15B=mm套筒檔齒輪時,為保證精度取x4=h-21_3mm=105-2=103mm,故同時將x3修正為x3=45mm；軸環(huán)取5|_8mm,故取x5=5mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布,取%=10+15=20mm,x7=B=18mm包括越程槽尺寸；軸承到端蓋內(nèi)壁的距離x=:+6-15-B=25mm,前所選軸承端蓋螺釘d3=M8知：由【2】11-10中公式得軸承端蓋厚度e=1.2d3=9.6mm,查【2】表3-9可取A級M8非全螺線l=40mm的螺栓即GB/T5782M8父4

28、0此時取端蓋到大帶輪的扳手空間為x=l+K+(3|_5mm)=48mm,此時取x2=x'+e+x=9.6+48+25定83mm.圖8-1高速軸結(jié)構示意圖8.4 對高速軸進行彎扭強度校核：據(jù)【1】式11-1可求得：圓周力Ft=q=2431.18N,徑向力Fr=Fttana=884.87Ndi標準安裝,故壓力角口為20.；根據(jù)前軸的結(jié)構設計可得：帶輪中央到一號BL軸承中的距離K=+x2+=9+83十22.5上115mm;一號軸承到齒輪中央的距22離L'2=旦+10+15b=86.5mm；齒輪中央到二號軸承中央的距離22L1=L2=86.5mm;故有兩軸承中央距為L'=L；+

29、L2=173mm.1求垂直面的支承反力：根據(jù)受力分析,可列方程：F+F2v=Fr,F=F2V齒輪在兩軸承中央.故可求得：F1v=F2V=丘=442.44N.2(2)求水平支撐反力：F1H=F2H=且=1215.59N23帶輪對軸的作用力FQ在指點產(chǎn)生的反力:F1,FFQK=43922_=2920.15N173F2,F=F1f+Fq=2920.154392.927313.0N外力F作用方向與帶傳動的布置有關,在具體布置尚未確定前,可按最不利情況考慮4繪制垂直面的彎矩圖如圖b):LMav=F2v=38.27Nm.2(5)MaH繪制水平面的彎矩圖如圖L=F1H=105.15Nm2oc):(6)Fq力

30、產(chǎn)生的彎矩圖如圖d):M2F(7)求合成彎矩圖如圖e：=FqK=4392.92>d15=505.19Nm.di=3Maei0.1*b3370.7461030.160=8.517mmW45mm.由此可知,此軸平安.考慮最不利情況,直接由公式得Ma=MaFQ+JM2v+MaH=364.49Nm其中M2F、MaF=252.595Nm).aQ2(8)折合當量彎矩(如圖f):由前算出工=113.05Nm,查【1】中246面由轉(zhuǎn)矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)"知以電0.6、M；F(二1)2=509.723Nm.故Mae="M：+而)2=370.746Nm,Mbe(9)作轉(zhuǎn)矩圖(如圖g)10

31、計算危險截面處軸的許用直徑：1】式14-6可得:軸上安裝小齒輪的截面為危險截面,故由【8.5 選擇低速軸的材料、熱處理方式：由于無特殊要求,選擇最常用材料45鋼,調(diào)制處理.查【1】表14-1得知：硬度：217|_|255HBS;強度極限：<yB=650MPa;屈服極限：仃s=360MPa；彎曲疲勞極限：仃=300MPa.查【1】表14-3得：彎曲需用應力靜M/b=60MPa.8.6 初步估算低速軸最小直徑：由【1】式14-2得：dmin=3竺豈.三=C;叵,查【1】表14-2得C=107|_1180.2nn.nn''取118計算.由前計算可知：n；=U=131.87r/m

32、in,故12dmin=1183f5.87=41n8n4,由于開了一個鍵槽,故.131.87,dmin=dmin1+5%=43.932mm.8.7低速軸的結(jié)構設計：根據(jù)低速軸上所需安裝的零件,可將其分為6段,以可、d2、d3、d4>ds、d6、表示各段的直徑,以x、x2、x3、x4、x5、x6、表示各段的長度.d1處安裝聯(lián)軸器,d2處安裝軸承端蓋,d3處安裝三號軸承與套筒,d4處安裝大齒輪,d7處安裝四號軸承1徑向尺寸：聯(lián)軸器的初步選擇：根據(jù)低速軸的計算轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速查【2】表8-2可選用凸緣聯(lián)軸器,型號為“GYS6型凸緣聯(lián)軸器丫50父112GB/T5843-2003,可得其軸孔直J15084

33、徑為450,深孔長度為L=112mm.根據(jù)上所選聯(lián)軸器,取d1=50mm；根據(jù)密封氈圈的標準,取d2=55mm；根據(jù)此處尺寸選擇6212型號軸承查表知所選軸承內(nèi)徑為60mm,外徑為110mm,且軸承寬度B=22mm,故取d3=60mm；為方便測量取d4=65mm;查表得安裝直徑6m9a<d7,m故m查表11-3選取“套筒60M70M40GB/T2509-1981",故da=70mm;查【2】1-27知倒角倒圓18L30,R=C=1mm推薦值為：430口50,R=C=1.6mm,故花0孔大齒輪倒角推薦值為2mm,50180,R=C=2mm故取d5=d4+2+1.5x2=72mm；

34、為對稱分布,故取d6=da=70mm.2軸向尺寸：確定軸承潤滑方式：v軸承=d3ni=35父516.13=18064.55mmr/min<1.5L2父105mmr/min應選取脂潤滑方式.根據(jù)上定箱體兩內(nèi)壁間的寬度可算得大齒輪到箱體內(nèi)壁的距離為12.5mm,為防止箱體內(nèi)部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂,將軸承與箱體內(nèi)壁距離取大于8mm為套筒尺寸此取27.5mm,故有x3=12.5+27.5+B=62mm;套筒檔齒輪時,為保證精度取x4=b2-23mm=100-2=98mm,故同時將x3修正為x3=64mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布,取x5=12.5+27.5=40mm;%=B=22m

35、m包括越程槽尺寸；軸承到端蓋內(nèi)壁的距離x=:+6-27.5-B=8.5mm,由于軸承外徑為110mm故,選端蓋螺釘為M10,由【2】11-10中公式得軸承端蓋厚度e=1.2d3=12mm,查【2】表3-9可取A級M8非全螺線l=40mm的螺栓即GB/T5782M10父40此時取端蓋到大帶輪的扳手空間為x''=l+K+(3|_5mm)=50mm,故止匕取x2=x+e+x=8.5+12+50之70mm,由上選聯(lián)軸器可知x1=L=112mm.箱體內(nèi)壁箱體內(nèi)壁圖8-3低速軸結(jié)構設計示意圖安裝聯(lián)軸器處一.一第九章聯(lián)軸器及箱體的選擇根據(jù)前選出的聯(lián)軸器設計的低速軸校核得知,軸滿足要求,故聯(lián)軸

36、器定為:Y50112GYS6型凸緣聯(lián)軸器-GB/T5843-2003oJ15084表9-1箱體及其附件主要尺寸名稱符號公式與計算結(jié)果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025X169.5+3=5.2取8mm箱蓋壁厚610.02a+3=0.02義169.5+3=4.4取8mm箱蓋凸緣厚度b11.561=1.5X8=12取12mm箱座凸緣厚度b1.56=1.5X8=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.56=2.5X8=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036乂169.5+12=18.1取M20地腳螺釘數(shù)目na<250時,取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑di0.75df=0.7

37、5X20=15取M16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)X20=10-12取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺旬直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)X20=8-10取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)X20=6-8取M6定位銷直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)X10=7-8取8mmdf、di、d2至外箱壁距離Ci根據(jù)螺栓直徑查表取26、22、16df、di、d2至凸緣邊緣距離C2根據(jù)螺栓直徑查表取24、20、14軸承旁凸臺半徑R1=20取20凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定,以便于

38、扳手操作為準外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10)取47大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離A1>1.26=1.2X8=9.6取12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離A>6=8取16箱蓋、箱座肋厚m1m=0.856=0.85X8=6.8取7第十章對軸承的校核10.1 對軸承6208的壽命計算：將任務書中的使用期限換算為小時得其使用壽命必須大于44800小時.根據(jù)【1】106C,式16-2知其壽命計算為Lh=UC>查【1】附表1可知其徑向根本額定動載60nP荷為Cr=29.5kN,而球軸承取6=3,由上軸的校核計算得知其當量動載荷為故帶入公式得其壽命為P=1.578kN125h0>9,湎&要脈.76131.57810.2 對軸承6212的壽命計算：將任務書中的使用期限換算為小時得其使用壽命必須大于48000小時