帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器課程設計說明書

1、機械課程設計說明書?精密機械設計?課程設計任務書A(3)一、設計題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器、系統(tǒng)簡圖帶傳動、工作條件：運輸機工作平穩(wěn),單向運轉,單班工作,使用期限8年,大修期3年,輸送帶速度允許誤差為5%,減速器中小批量生產四、原始數據條件題號YZ-II11121314151617181920運輸帶拉力F/N2500280030003300400046004800運輸帶速度v/(m/s)1.51.61.41.11.50.81.21.60.851.25卷筒直徑D/mm450320275400250250400400400500五、設計工作量1. 設計說明書1份2. 減速器裝配

2、圖1張3. 減速器零件圖2張指導教師：楊建紅開始日期：2021年1月2日完成日期：2021年1月15日計算及說明結果一、電動機的選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機,此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機,其結構簡單,工作可靠,價格低廉,維護方便,適用于不易燃,不易爆,無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械.2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式(1):Pd=PW/ta(kw)Pw=FV/1000=1700X1.87/1000=3.18(KW)由電動機至輸送機的傳動總效率為：w=刀1X刀23XXmX45根據?機械設計課程設計?P7表1式中：、刀23、刀4、玷分別為帶、滾

3、動軸承(三對)、圓柱直齒輪傳動、聯軸器和滾筒的傳動效率.取不1=0,95,引2=0.98,刀3=0.97,山=0,99、刀5=0,964總=0.82那么：刀總=0.95X0.983X0.97X0.99X0.96=0.82所以：電機所需的工作功率：Pd=PW/刀總=3.18/0.82=3.88(KW)Pd=4.77(kw)計算及說明結果3、確定電動機轉速n筒卷筒軸工作轉速為：=40.6r/n筒=60X1000V/兀1)=60乂1000X1.87/(3.14X500)min=71.5r/min根據?機械設計課程設計?P7表1推薦的傳動比合理范圍,取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i1二36.NdV

4、帶傳動的傳動比io=24.那么總傳動比理論范圍為：=243.6ia=ioXi1=624.974.4故電動機轉速的可選范為r/minNd=iaxn筒=(624)X71.5二4291716r/min那么符合這一范圍的同步轉速只有750r/min根據容量和轉速,由p167查出此種電動機型號：(如下表)電動機型號額定,率電動機轉速(r/min)電動機重量(N)參考價卜傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器Y160M1-8475072011821009.312.53.72此選定電動機型號為Y132M2-6,其主要性能:中央高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底角安裝尺寸AXB地腳螺栓孔

5、直徑K軸伸尺寸DXE裝鍵部位尺寸FXGD160605X433X385254X2101542X11012X41電動機主要外形和安裝尺寸ia=17.73二、計算傳動裝置的運動和動力參數一確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/n筒=720/71.5=10.49計算及說明結果總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0xi式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比2、分配各級傳動裝置傳動比：根據指導書P7表1,取i0=4帶傳動i=24由于：ia=i0xi所以：i=ia/i0=10.49/4=2.62四、傳動裝置

6、的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸,II軸,以及i0,i1,為相鄰兩軸間的傳動比仰,巾2,為相鄰兩軸的傳動效率pi,ph,為各軸的輸入功率KWTI,TH,為各軸的輸入轉矩NmnI,nH,為各軸的輸入轉矩r/min可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算,得到各軸的運動和動力參數i0=4i=4.431、運動參數及動力參數的計算(1)計算各軸的轉速:PI=4.53(KW)pn=4.31(KW)pm=4.18(KW)n電=720(r/min)nI=180(r/min)nm=nn=40.6r/minn電二品=720(r/min)I軸(高速軸)：n1=nm/i0=720/2=360(r/

7、min)II軸(低速軸)：nn=nI/i=360/5.25=68.6r/minIII軸(滾筒):nm=nii/i2=68.6/2.5=27.44r/min(2)計算各軸的輸入功率：I軸(高速軸)：Pl=PdX40i=PdX“i=PdX帶=3.18X0.95=3.35(KW)H軸(低速軸)：Pn=Pix412=Pixr2x3=PIx軸承xq齒輪=3.35X0.99x0.95=3.15(KW)iii軸(滾筒)：Pm=ph423=PH,42.44=PH,軸承聯軸器計算及說明結果(3)計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為：Td=9550Pd/nm=9550x3.18/720=42.18NmI軸(高速

8、軸)：TI=Tdiom1=Tdioii=Tdi.不帶=42.18x2X0.95=80.1NmH軸(低速軸)：TH=TI-i-112=TIiet13=TI-i-Y軸承刀齒輪=80.1X5.25X0.99X0.95=395.7NmIII軸(滾筒)：THI=TIIy12y4=395.7x0.99x0.99=387.8Nm(4)計算各軸的輸出功率：由于Im軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：PI=PIX刀軸承=3.35X0.99=3.32KWPH=PHX刀軸承=3.15X0.99=3.12KWPm=Pmx刀軸承=3.09X0.99=3.06KW(5)計算各軸的輸出轉矩：由于Im軸的輸出功率分別

9、為輸入功率乘以軸承效率：那么：TI=TIX刀軸承=80.1X0.99=79.30NmTH=THX刀軸承=395.7X0.99=391.74N-mTm=Tmx刀軸承=387.8x0.99=383.92NmTd=63.29N-mTI=240.5N-mTII=1012.78N-mTm=982.6N-mPI=4.44KWPII=4.22KWPIII=4.10KwTI=235.69N-mTII=992.52N-mTIII=962.95N-mT綜合以上數據,得表如下:軸名成效率P(KW)轉矩T(Nm)轉速nr/min傳動比i效率刀輸入輸出輸入輸出電動機軸4.7763.2972040.95I軸4.534.4

10、4240.5235.699600.954.43II軸4.314.22184.681012.78992.520.97田軸4.184.10982.6962.952001計算及說明結果三、V帶的設計算(一)、V帶的選擇(1)選擇普通V帶截型,由于單班工作,工作平穩(wěn),那么由?精密機械設計?P122表7-5得,KA=1.1,那么Pca=6.05Pca=KAXP=5.5X1.1=6.05(KW)由Pca=6.05KW和n1=720r/min查圖7-17選取A型V帶由圖7-17可知A型V帶推薦小帶輪直徑D1=112140,選擇KWD1=140,那么大帶輪直徑：D2=(n1/n2)xD1(1-)=(720/1

11、80)x140x(1-0.02)D1=140=548.8(mm),(=0.02)由表7-7,取D2=560(2)驗算帶速VD2=560V=Q1n1/60x1000=兀X140x720+60乂1000m/s=5.28m/sV=5.28m/介于525m/s范圍內,故合格.(3)確定帶長和中央距a：0.7(D1+D2)a02(D1+D2)那么有：490a01200m(5)計算V帶根數Z:由表7-8得P0=1.29KW,由表7-9得K%=0.92,由表7-3得KL=1.11,由表7-10得APO=0.09Kw,那么V帶根數為：Z=PC+(P0+AP0)-KLK=6.05+(1.29+0.09)X0.9

12、2X1.11)=3.63那么Z=4(6)計算軸上的載荷Fz:由表7-11查得A型V帶單位長度質量為q=0.10kg/m單根V帶張緊力：F0=500(2.5+K%-1)Pd+zv+qv2=248.77N軸上載荷：Fz=2zF0Sin(/2)=2X4X248.77Xsin(150.80/2)=1925.9N四、減速器傳動件的設計計算(一)、減速器內傳動零件設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級.選擇小齒輪材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBs.齒輪精度初選8級,齒面粗糙度R確定各參數值1試選載荷系數K

13、=1.32計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55Xl06xp/n1=9.55乂106x4.44/180=2.36X105Nmm3材料彈性影響系數由?機械設計?表10-6取ZE=189.8Ma由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限可而1600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限.4由式1013計算應力循環(huán)次數N1=60n1jLh=60x180x1x8X300X8=2.07乂108N2=N1+4.43=4.67X1075由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95;KHN2=0.986計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,平安系數S=1,由式1012得KHN1*,Hlim1oH1=S

14、=0.95x600MPa=570MPaT1=2.36X105N-mmN1=2.07X108N2=4.67X107(TH1=570MPa(TH2=KHN2*.2oH2=S=0.98X580MPa=568.4MPa7)、計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入oH中較小值d1t=68.9mm(2)計算圓周速度v=7tditn2=0.649m/s601000V68.9mmv=0.649m/sb=68.9mmmt=3.83mmh=8.62mmb/h=7.99直齒輪KHa=KFa=1；由表10-2查得KA=1,計算及說明結果由表104用插值法查得8級精度,小齒輪相對軸承對稱布置時,Kh6=1.355由

15、圖10-13查得Kf3=1.45故載荷系數K=KAxKVxKH%XKHB=1x1x1x1.355=1.355(5)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑,由式(10-10a)得3pd1=d怵jK/Kt=mm=69.8mm(6)計算模數mmd1=69.8/18mm=3.87mm乙8)按齒根彎曲強度設計由式(105)得彎曲強度的設計公式為m篝鵬1)確定計算參數由圖10-20C查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取彎曲疲勞壽命系數Kfni=0.90,Kfn2=0.97計算等曲疲勞也力,取彎曲疲勞平安系數S=1.4,那么oFi=Kfnix/S=500X0.90/1.4=32

16、1.43MPaoF2=Kfn2S=380X0.97/1.4=263.29MPa計算載荷系數k：K=1.355d1=69.89mmm=3.87mmF1=321.43MpaF2=263.29MPaK=KAxKVxKF%XKF3=1x1x1x1.45=1.45K=1.45查取齒型系數由表105查得YFa1=2.91;YFa2=2.22查取應力#正系數由表105查得Ysa1=1.53;Ysa2=1.77計算大、小齒輪的并加以比擬FYFa1YSa1_YFa=0.0139昨1昨10.0139YFa2YSa2=0.0149(Tf2YFa2YSa2_02大齒輪的數值大.0.01499、設計計算mm=3.26m

17、m3.26mm比照計算結果,可取由彎曲強度算得的模數3.26并就近圓整為m=3.5mm標準值m=3.5mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑Z1=20d1=69.86mm,算出小齒輪齒數Z1=d1/m=69.86/3.5=19.96Z2=89取Z1=20大齒輪齒數Z2=4.43x20=88.6取Z2=89d1=7010、幾何尺寸計算mma計算分度圓直徑d2=311.5d1=m-Z1=3.5x20=70mmmmd2=mZ1=3.5X89=311.5mmb計算中央距a=190.75a=(d1+d2)/2=190.75mmb=di-|d=70取B2=70mmB1=75mm11、按齒根彎曲疲勞強度校核計算

18、由公式：F吧1YfYsTlYfYs進行校核.bdmbmz1由?機械設計根底?P196圖6-32查得：TFlim1=210MPa;TFlim2=190Mpa查表6-9得：平安系數Sf=1.30,Ynti=Ynt2=1,那么：、Ynti210i62MPaSF1.30心12蟠146MPaSF1.30=136.9MPaF1=120.8MPaTF2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求.齒輪的根本參數如下表所示：名稱符公式齒1齒2齒數ZZ2089分度圓直dd=mz70311.5B1=75mmof1=162MPaf2=146MPaF1=136.9MPaaF2=120.8MPa徑齒頂haha=ha*m3.53.5齒頂d

19、ada=d+2ha77318.圓苴分度i-i=rr1-aA=m(z1+z2)/25190.759、結構設計大齒輪采用腹板式,如圖10-39?機械設計?五、軸的設計計算一、減速器輸入軸I軸1、初步確定軸的最小直徑選用40Cr調質,硬度280HBs,抗拉強度極限應力oB=700MPa,屈服極限rs=500MPa;軸的輸入功率為PI=4.53KW轉速為nI=180r/min根據課本P37015-2式,并查表15-3,取A0=100dn,考慮到有鍵梢,將直徑增加3%5%,那么取d=32mm2、軸的結構設計1軸上零件的定位,固定和裝配：一級減速器中可將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,d1=32m

20、md2=36mmd3=40mmd4=45mmd5=55mmd6=45mmd7=40mmL1=80mmL2=72mmL3=40mmL4=73mmL5=7mm齒輪左面由軸肩定位,右面用套筒軸向固定,用平鍵作周向過渡配合固定.軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現的.軸外伸段半聯軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的,用平鍵作周向過渡配合定位.2確定軸的各段直徑和長度 由上述可知軸的右起第一段直徑最小d1=32mm.長度為：L1=80mm. 軸的右起第二段考慮到要對安裝在軸段1上的帶輪進行定位,軸段2上應有軸肩,由于該段穿過軸承蓋且安裝墊圈,取d2=36mm,長度為：L2=72mm. 軸的右起第三段

21、要安裝滾動軸承和套筒,選用深溝球軸承,那么軸承有徑向力,而軸向力為零,選用6208型軸承,其尺寸為dXDxB=40x80x18,那么該段的直徑d3=40mm,長度為：L3=40mm. 軸的右起第四段安裝齒輪,一般要比軸段3的直徑大15mm,由于齒輪的齒頂圓直徑為77mm,分度圓直徑為70mm,輪轂的寬度為75mm,那么,此段的直徑為d4=45mm,長度為：L4=73mm、軸的右起第五段位軸環(huán),對齒輪定位作用,取d5=55mm,長度為：L5=7mm.、軸的右起第七段與軸的右起第三段安裝相同型號的軸承,所以該軸徑為：d6=d3=40mm,長度為L6=41mm.3求作用在齒輪上的受力軸承支點的距離為

22、：L=(18/2+2+18+75x2=133mmL6=41mm因道小齒輪的分度圓直徑為d1=70mm,小齒輪轉矩：T1=9.55Xl06xp/n1=9.55x106X4.44/180=236NmL=133mm一一一.2T匚c而圓周力：Ft1=2T=2X2.36X105+(70X10-3)=6743NTi=236N徑向力：Fr1=Fttanan=6743xtan200=2454Nm水平支點反力：Fha=Fhb=Ft+2=6743+2=3372NFt1=6743垂直支點反力：Fva=Fvb=F+2=2454+2=1227NN水平彎矩：Mhc=FhaXL+2=3372X133X10-3+2=224.

23、2N-mFr1=2454垂直彎矩：Mvc=FvaXL+2=1227X133x10-3+2=81.6N-mN綜合彎矩.McVMhc2Mvc2J224.4281.62238.8NmFHA=FHB當量彎矩：MecJMc2(T)2x-11238.82(0.6236)2277.6Nm=3372N它們圖形如下所7K：FVA=FVB=1227NMhc=224.2N-mMVC=81.6N-mMc=238.8NmMec=277.6Nmoe1=30.5MPa0-1oe2=47.6MPa0-14)、判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大,而其直徑與相鄰段相差不大,所以剖面C為危險截面.MeC=277.

24、6Nm,由課本表15-1有：0-1=70Mpa貝U:=MeC/W=MeC2/(0.1d43)=30.5MPa-1右起第一段雖僅受轉矩但其直徑較小,故該面也為危險截面：政=Mec/W=MD/(0.1di3)=156+(0.1x0.0323)=47.6MPa1所以確定的尺寸是平安的二、減速器輸出軸II軸1、初步確定軸的最小直徑選用45#調質,硬度240HBs,抗拉強度極限應力oB=640MPa,屈服極限rs=355MPa;軸的輸入功率為PH=4.31KW轉速為n=40.6r/min根據課本P37015-2式,并查表15-3,取A0=100dn,考慮到有鍵梢,將直徑增加3%5%,那么取d=50mm.

25、二3-61jn1軸上零件的定位,固定和裝配：一級減速器中可將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,齒輪左面由軸肩定位,右面用套筒軸向固定,用平鍵作周向過渡配合固定.軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現的.軸外伸段半聯軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的,用平鍵作周向過渡配合定位.2確定軸的各段直徑和長度、從聯軸器開始右起第一段,由于聯軸器與軸通過鍵聯接,那么軸d1=50mm應該增加5%,取d1=50mm,根據計算轉矩：d2=55mmd3=60mmd4=65mmd5=75mmd6=60mmL1=80mmL2=70mmL3=39mmL4=68mmL5=7mmL6=51mmT=1.0XTC=K

26、AXTH=1.2X1012.78=1215.34Nm,查標準GB/T43232002,選用彈性柱銷聯軸器,半聯軸器長度為l1=80mm,軸段長L1=80mm、右起第二段,考慮聯軸器的軸向定位要求,該段的直徑取d2=55mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為30mm,故取該段長為L2=70mm、右起第三段,該段裝有滾動軸承,選用深溝球軸承,那么軸承有徑向力,而軸向力為零,選用6212型深溝球軸承,其尺寸為dXDXB=60X100X22,那么該段的直徑為d3=60mm,長度為L3=39mm、右起第四段,該段裝有齒輪,并且齒輪與軸用鍵聯接,直徑要

27、增加5%,大齒輪的分度圓直徑為311.5mm,那么第四段的直徑取d4=65mm,齒輪寬為b=70mm,為了保證定位的可靠性,取軸段長度為L4=68mm、右起第五段,考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩,取軸肩的直徑為d5=75mm,長度取L5=7mm、右起第六段與右起第三段安裝同類型滾動軸承,那么d6=d3=55mm,長度L6=51mm3、求作用在齒輪上的受力因道大齒輪的分度圓直徑為d2=260mm大齒輪轉矩：T=9.55X106xp/n2=9.55x106x4.31/40.6=1.0x106Nmm=1000Nm大齒輪分度圓直徑：d=311.5mm而圓周力：Ft1=2T=2X1.0X106/311.5

28、=6420.5Nd徑向力：Fr1=Fttan%=6420.5xtan200=2336.9N水平支點反力：Fha=Fhb=Tt/2=6420.5/2=3210.25N垂直支點反力：FvA=FvB=Fr/2=2336.9/2=1168.45N水平彎矩：Mhc=FhaXL/2=3210.25X0.12/2=192.6Nm垂直彎矩：Mvc=FvaXL/2=1168.45X0.12/2=70N-m綜合彎矩：當量彎矩.MecMc2T2,20526002634Nm它們圖形如下所示：106NmmFt1=6420.5NFr1=2336.9NFha=Fhb=3210.25NFVA=FVB=1168.45NMhc=

29、192.6N-mMvc=70NmMc=205NmMec=634Nm窕4=23MPa(T-1虞產2.0MPa1=60Mpa貝U:陽4=MeC/W=MeC2/(0.1D43)=23MPa(r-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小,故該面也為危險截面：陽1=Mc/W=Mc/(0.1d13)=2.0MPa(r-1所以確定的尺寸是平安的.六、箱體的設計1 .窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔,以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內.窺視孔上有蓋板,以預防污物進入機體內和潤滑油飛濺出來.2 .放油螺塞減速器底部設有放油孔,用于排出污油,注油前用螺塞

30、賭注.3 .油標油標用來檢查油面高度,以保證有正常的油量.油標有各種結構類型,有的已定為國家標準件.4 .通氣器減速器運轉時,由于摩擦發(fā)熱,使機體內溫度升高,氣壓增大,導致潤滑油從縫隙向外滲漏.所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器,使機體內熱漲氣自由逸出,到達集體內外氣壓相等,提升機體有縫隙處的密封性能.5 .啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠,聯結后結合較緊,不易分開.為便于取蓋,在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘,在啟蓋時,可先擰動此螺釘頂起機蓋.在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),如裝上二個啟蓋螺釘,將便于調整.6 .定位銷為了保證軸承座孔

31、的安裝精度,在機蓋和機座用螺栓聯結后,錘孔之前裝上兩個定位銷,孔位置盡量遠些.如機體結構是對的,銷孔位置不應該對稱布置.7 .調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成,用一調整軸承間隙.有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用8 .環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤,用以搬運或拆卸機蓋.9 .密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以預防漏油和污物進入機體內.密封件多為標準件,其密封效果相差很大,應根據具體情況選用.箱體結構尺寸選擇如下表:名稱符號尺寸mm機座壁厚8機蓋壁厚*8機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b224地腳螺釘直徑df20地腳螺釘

32、數目n4軸承旁聯結螺栓直徑d116機蓋與機座聯接螺栓直徑d210聯接螺栓d2的間距L150200軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df,d1,d2至外機壁距離Ci26,22,16df,d1,d2至凸緣邊緣距離C224,20,14軸承旁凸臺半徑Ri14凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離1i48大齒輪頂圓與內機壁距離i20齒輪端面與內機壁跑離225.5機蓋、機座肋厚m1,8,8軸承端蓋外徑D2110,122軸承端蓋凸緣厚度t8軸承旁聯接螺栓距離S盡量靠近,以Md1和Md2互/、十涉為準,七、鍵聯接的選擇及校核計算A10x70GB/

33、T11、輸入軸與大帶輪連接用平鍵連接此段軸徑d1=32mm,L1=80mm,TI=240.5Nm查?機械設計根底第二版?P296表11-1GB10951979選用A型平鍵得,公稱尺寸bxh：10X8貝U,L=L1-b=70mm.op=4T/dhL=48.8MPaop110Mpa表11-2應選擇鍵A10X70GB/T1096-19792、輸入軸與齒輪1聯接用平鍵聯接軸徑d3=45mmL3=73mmTH=240.5Nm查?機械設計根底第二版?P296表11-1GB10951979選用A10x63GB/T1096-1979A型平鍵得,公稱尺寸bxh：10X8貝U,L=L3-b=63mm.op=4T/

34、dh.L=39.23MPaop110Mpa表11-2應選擇鍵A10X63GB/T1096-19793、輸出軸與大齒輪聯接采用平鍵聯接軸徑d4=65mmL3=68mmTI=1012.78N-m查?機械設計根底第二版?P296表11-1GB10951979選用A20X48GB/T1096-1979A型平鍵得,公稱尺寸bxh：20X12貝U,L=L3-b=48mm.op=4T/dhL=89.5MPaop110Mpa表11-2應選擇鍵A20X48GB/T1096-19794、輸出軸與聯軸器聯接采用平鍵聯接軸徑d1=50mmL1=82mmTI=1012.78N-mA16X64GB/T1查?機械設計根底第

35、二版?P296表11-1GB10951979選用A型平鍵得,公稱尺寸bxh：16X10貝U,L=L3-b=64mm.op=4T/dhL=109.5MPa1920060n1fdp601801.22501預期壽命足夠此軸承合格2、輸出軸的軸承設計計算(1)初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用,所以P=Fr=2336.9Nfd=1.2ft=1.0選擇6206軸承Cr=19.5KNCfdP/60nrft1061Lh)31.22336.916040.6106119200)3(2)求軸承應有的徑向根本額定載荷值10103.7N(3)選擇軸承型號,106,ftC、e106Lh()6

36、0nfdP6040.6選擇6012軸承Cr=29.9KN,119900、3()146695.8h19200h1.22336.9預期壽命足夠fd=1.2ft=1.0選擇16012軸承Cr=19.9KN此軸承合格一、聯連軸器的選擇(1)類型選擇由于兩軸相對位移很小,運轉平穩(wěn),且結構簡單,對緩沖要求不高,應選用彈性柱銷聯軸器.(2)載荷計算計算轉矩TC2=KAXTH=1.3X1012.78=1316.6Nm,其中KA為工況系數,KA=1.3(3)型號選擇根據TC2,軸徑d4,軸的轉速n2,查標準GB/T50141985,輸出軸選用LZ4型彈性柱銷聯軸器,具額定轉矩T=1800Nm,許用轉速n=4200r/m,故符合要求.Tc2=1316.6NmKa=1.3十、密封和潤滑的設計(一)密封：由于選用的電動機為低速,常溫,常壓的電動機那么可以選用毛選才LZ4型彈性柱銷聯軸器氈密封.毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙,到達密封的目的.毛氈具有天然彈性,呈松孔海綿狀,可儲存潤滑油和遮擋灰塵.軸旋轉時,毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑.二潤滑：1對于齒輪來說,由于傳動件的的圓周速度v12m/s,采用浸油潤滑,因此機體內需要有足夠的潤滑油,用以潤滑和散熱.同時為了預防油攪動時泛起沉渣,齒頂到油池底面的距離H不應小于3050mm.對于一級減速器,浸油深度為一個齒全高,這