機械設計課程設計

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計院系：機械工程學院班級：學號：指導老師:日期:2011-5-28一.設計任務書目錄二、傳動方案的說明和比較三、電動機的選擇計算.傳動比的確定和各級傳動比的分配五.運動和動力參數(shù)的運算六,傳動零件（V帶和齒輪）的設計七.軸的設計和計算17八.滾動軸承的選擇和計算22九.鍵的選擇和計算25十.潤滑和密封的說明25拆裝和調整的說明26十二減速箱體的附件的說明26十三.設計小結26十四.參考資料27傳23）工作條件輸送機連續(xù)工作,單向運轉，載荷變化不大,空載起動，二班 制，使用折舊期8年（每年工作日300天），兩班制工作，輸送 帶速度容許誤差

2、為5% ,加工制造能力一般，空間沒限制，通風 性能好。）原始數(shù)據(jù)F=6.5N輸送帶工作拉力F/N6.5輸送帶工作速度V （ m/s ）1.2滾筒直徑D/mm400動方案的二、傳動方案的說明和比較1.此結構為一級展開式斜齒圓柱齒輪減速器。此結構的特點是：結構簡V=1.2m/sD=400mm說單，由于軸承為不對稱分布，因此延遲向軸承分布不均，要求軸有較大剛明和比度。適合繁重惡劣環(huán)境下長期工，使用維護方便，但結構尺寸較大。2.與其他結構的比較：計算3、結論：考慮到長期在繁重環(huán)境下工作且節(jié)約資金的情況，故選擇兩級展 開式斜齒圓柱齒輪減速器三、電動機的選擇和計算一.選擇電動機選擇電動機的容包括：電動機的

3、類型，結構形式,容量和轉速,要確 定電動機具體型號。.選擇電動機的類型和結構形式電動機類型和結構形式要根據(jù)電源，工作條件和載荷特點來選 擇。沒有特殊要求時均選用交流電動機,其中以三相鼠籠式異步電動機用 得很多。Y系列電動機為我國推廣采用的新設計產(chǎn)品，適用于不易燃,不 易爆，無腐蝕性氣體的場合，以及要求具有較好啟動性能的機械。所以選 擇此型號的電動機。.選擇電動機的容量標準電動機的容量有額定功率表示。所選電動機的額定功率應等 于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證，作機 正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則 增加成本,并且由于效率和功率因數(shù)低而造成浪費。電

4、動機的容量主要由運行時發(fā)熱條件限定,在不變或變化很小的載 荷卜長期連續(xù)運行的機械,只要其電動機的負載不超過額定值，電動 機便不會過熱，通常不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。所需電動機功率為Pd = Pw/n式中：Pd-工作機實際需要的電動機輸出功率，Kw ;傳動比Pv/工作機所需輸入功率，KW ;丁電動機至工作機之間傳動裝置的總效率。工作機所需功率總效率n按下式計算：7一卷筒軸承效率仇卷筒效率小一低速級聯(lián)軸器效率小in軸軸承效率小低速級齒輪嚙臺效率rjbII軸軸承效率小局速級齒輪嚙臺效率% I軸軸承效率1)V市傳動效率由手冊表 1-7 查得0 =0.99、/；2=0.96、/73=0.99、7/4=0.

5、99、/；5=0.97、q6=0.99、/77=0.97、例二0.99、/9=0.96o 故1 =0.962x0.972x0.995 = 0.825所以,Pd=PW/n=7.8/0.825 = 9.46kwPw = Fv/1000=6.5x 1.2 x 1000/1000=7.8Kwnw =60 x1000v/Dtt=60 x 1.2 x 1000/400 x 3.14=57.32r/min查表12-1、12-3符合這一圍的同步轉速有750、1000和1500r/minPd=9.46kwPw=7.8kw/?片 57.32r/min五、動力方案電動機型號額定功率/kw電動機同步轉速r/min滿載

6、轉速r/min額定轉矩質量/kg1Y180L-8117507302.0142Y160L-61110009702.01473Y160M-411150014602.3123綜合考慮電動神口傳動裝置的尺寸、質量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第三種方室價位合適。則選擇的電動機為Y系三相同步Y160M-4 ,額定功率llkw ,滿載轉速1500/min ,額定轉矩2.3 ,質量123kg。!1!,傳動比的確定和各級傳動比的分配| =二1460/57.32=25.47n取i低=3 , 7 =4 ,則 i帝=25.47/12=2.12五、運動和動力參數(shù)的運算、各軸的轉速ni=nm =1460 r /

7、minn2=ni/.; =1460/2.12= 688.68 r / minn3=r)2 /. =688.68/ 4=172.17 r / minn4= n3/i 低=172.17/3=57.39r/min2、各軸的輸入功率Pi=Pdx x 油氏=9.46x0.96x0.99=8.99kwP2=Pix J；： x %代=8.99x0.96x0.99=8.54kwY160M-4/=25.47/低= 3/高二4P3=P2X x 侑承=8.54x0.96x0.99=8.12kw六、 傳動零件 的設計P4=P3X 軸承 x 乙冒的器=8.12 x0.99 x 0.99=7.96kw3、各輸入軸轉矩Td

8、=9550 xPd/nm=9550 x9.46/1460=61.8N-m=9550 Pi/ n2=9550 x8.99/688.68=124.67 N-mT2=9550 P2/n3=9550 x8.54 /172.17=473.70 N mT3=9550 P3/ n4=9550 x8.12/57.39=1351.21N mT4=9550 P4/ n4=9550 x7.96/ 57.39=1324.59N m數(shù)據(jù)整理如下：/ 帝二 2.12ni=1460 r / minr)2= 688.68 r / minn3=172.17 r / minn4=57.39r/minPi= 8.99kwp2=8.

9、54kwP3= 8.12kwP4= 7.96kw軸名功率P(kw)轉距T(Nm)轉速n(r/min)傳動比i輸入輸入輸出電動機軸9.4661.81460.002.12一軸8.99124.671460.004二軸8.54473.7688.683三軸8.121351.21172.171四軸7.961324.557.399Td=61.8N-mTi=124.67 N-mT2=473.70 N mT3=1351.21NmT4=1324.59Nm六、傳動零件的設計 (一)V帶設計.選擇普通V帶由工作情況為：運轉方向不變，工作載荷穩(wěn)定。所以選用Ka=l.lPca=6 P=l.lx9.46 = 10.406k

10、w.選擇v帶型：查書本圖8-11選A型V帶.確定帶輪直徑選 4 = 112cL = 56mm 5m/s 合適從動帶輪直徑d2 =& = 2.12x112=237.44/77/77查表8-8圓整則應=224所以帶傳動比為i = d2 /4 = 224/112 = 2故從動輪轉速= nx /ix = 730r/min.確定V帶基準長度Lo和中心矩為比二(0.72)(4+必)=(0.7-2)(112+224)= 235.2-672比二 600mm7rR /,J、(dr - 4l)2乙o 2ao +Qdi + 2)+)一24a。=2 x 600 + x(112 + 224 ) +( 29 二 ？ 1

11、= 1732 .75 nu 24 x 600根據(jù)課本8 - 2取L0 = 1800 Ld - A) s、 1800-1732.75 人一9a -+ - = 600+= 633.63”22取 a = 633mm.驗算小帶輪包角一4 =180 - 4 4 X57.3 =180- 22 x57.3a633= 169.9 120取為 =170.確定帶的根數(shù)N =2=5.87九)+人氣)取Z=6.確定帶的初拉力；r 500P. 2.52)一(上-) + qvZU Ka500 x10.4 ( 2.5 八 八 in aqo26x8.56V0.98；= 161.82N.設計結果：選用6根型號A-1800的帶，

12、中心距為633mm1Pca= 10.406kw4 = 112% = 8.56m/sd 2=224 mm（二）街輪的設計與計算/二2L高速級齒輪傳動設計（1）選精度等級，材料及齒數(shù)運輸機：一般工作機器,速度不變，故選用7級精度n2=730r/m材料選擇：由表10-1選擇 小齒輪材料為40G（調質）,硬度為280HBS, t齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,二者材料硬度之差為40HBS初選小齒輪齒數(shù)q =20 ,大齒輪齒數(shù)Z? =20 x4 = 80選取螺旋角,初選螺旋角尸=14比二 600mm按齒面接觸疲勞強度實際確定公式各個算數(shù)值a.試選勺=1.3b.由課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù)

13、z = 2.433Lo=1732.75mmc.課 本 圖10-26查 得nx =0.715,%, =0.88則 =,=0.715 +0.88 = 1.595d.小齒輪傳遞轉矩刀=9550pjn. =9550 x8.99/688.68=124.67kN.me.由課本表10-7選取齒寬系數(shù)%=1f.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)2二=189 8Mpag.由圖10-21-d查得齒輪的解除疲勞強度極限為昨=頷Mi，?a=633mmh.應力循環(huán)次數(shù)N = 60nljLh = 60 x 16x300 x20 x688.68=3.967 x 109N、=3.967x1073.92=1x109i.由表10

14、-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khnx = 0.9Kn2 = 0.97j.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1% J。yKhn、= &X)/()二9 = 540 Mx1550 x 0.97 er ur.crH2=叫=533 5MpaS h=叵讓3 = 540 + 533.5 = 536 7522計算a.試算小齒輪分度圓直徑九，代入中較小的值小 j2K7i + l( ZZM 分)j1 2 x 1.3 x 12.467 x 104 5189.8 x 2.433x 7= IX-X ()-1x1.5954536.75=57.28b,計算圓周速度磯如3.14x 57.28 x 688.68v =60 x1

15、00060 x1000=2.064加/ sa. =170Z=6F0=161.82Nc.計算齒寬b及模數(shù)叫b = Md” =1x57.28=57.28 mmmntd” cos/7 _ 57.28xcosl4()-20=2.795%h = 2.25?, = 2.25 x 2.795 = 6.29m/?b/h=9Ad.計算縱向重合度)P =0.31 眺乙 tan = 0.318xlx20 xtanl4 =1.59e.計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù)K=l根據(jù)V=2.064m/s , 7級精度，有圖10-8查得動載荷系數(shù)，故K，= 1.06由表10-4查得K珈=1.426由表10-13查得七夕=

16、I*由表10-3查得&言=%=11故載荷系數(shù)K = Ka KvKU0 Klta = 1 x 1.06 x 1.426x 1.1 = 1.67Z1 =2。Z2=80力= 14f.按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d=h恁=57.2型普二 6227mmg.計算模數(shù)外4 cos4 62.27 xcos14p 個(3).按齒根彎曲強度設計(2ATTy.cos2/? y y加“ 3 kt = 1.3Z = 2.433確定計算參數(shù)a.計算載荷系數(shù)K = KAKvKFaKFp =1x1.06x1.1x1.35 = 1.57b.根據(jù)縱向重合度” =1.59 ,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)七=0.8673

17、1.595c.計算當量齒數(shù)4 _20cos3 P cos514= 21.89Z. 80 一 cos5 p cos 14= 87.57d.查取齒形系數(shù)由表10-5查得匕團=2.68 Yra2 = 2.08%=1.574 Y,sh =1.822e.計算大、小齒輪的2用并加以比較，取彎曲安全系數(shù)S = 1.4 %:勺亭山bj= KfnQfei = 6914x500 = 326.43/%S1.4r iK pc。fe?0.98x380 wFag = 一 = 266Mpa故大齒輪的數(shù)值大 且獸2 = 0.0142 瓦L設計計算_ J2 x 1.57 x 12.467 x 104 x cos214 x 0.

18、867 x 0.0142- V202 xlx 1.595= 1.92為滿足齒根彎曲疲勞強度取% =2 ,為滿足齒面接觸疲勞強度取d = 62 s2nmmTi=124.67N.m弧=1Z =189.8的加=600Mpn“2N = 3.967xlQ9N、=1x109% | = SAGMpacr/2 = 533.5Mpab = 536.75dx cos/? 62.27xcosl40N = 30.21mn2取 Z. =31 Z, =4x31 =124 1，(4).幾何尺寸計算，計算中心距(Z,+Z，X (31+124)x2_a = -= = 159 .Imni2 cos/?2 cos 14將中心距圓整

19、為160mm按圓整后的中心距修正螺旋角P = arcco。 t之、= 14.36” 2xa因0值改變不多,故 水0區(qū)等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑4 = = 64 mm cosl4.364 = = 256 mm cosl4.36計算齒輪冕度b =(/dclu = 1 x57.28 = 57.28mm所以囪整后取= 65 mm 約=60 mm=4 -2(/1 + C：)“ =64 - 2* ( 1+0.25 ) *2 =59mmdf2=251mmdit=57.28mmv=2.046m/sB = 57.28% =2.795mmh=6.29mmb/h = 9A” =1.59儲=1K，= 1

20、.06K如=1.426K=L35Ka = 11K = 1.67di=62.27mm齒頂圓直徑為 dai=di+ =64+2*l*2=68mmda2二 260mm2 .低速級齒輪傳動設計 選擇精度等級、材料及齒數(shù) 運輸機：一般工作機器，速度不變，故選用7級精度材料選擇:由表10-1選擇 小齒輪材料為40G（調質）,硬度為280HBS, t齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,二者材料硬度之差為40HBS 初選小齒輪齒數(shù)4 =20 ,大齒輪齒數(shù)q =60選取螺旋角，初選螺旋角P = 14按齒面接觸疲勞強度設計確定公式各計算數(shù)值a.試選 Kt = 1.3b.由課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z

21、= 2.437c. 由 圖 10-26 查 得 4=0.710,%? =0.85 則% = + = -710 +。85 = L56d.小齒輪傳遞轉矩T2=9550 P2/ n3=9550 x8.54 /172.17=473.7KN me.由表10-7選取齒寬系數(shù)內=1f.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Zs = 189,8MRjug.由表10-21-d查得齒輪的解除疲勞強度極限與nm = 600M& h.應力循環(huán)次數(shù)N = 60,= 60 x172.17x1x16 x 300 x 20 = 9.92 x 10829.92 x 108，八9N、= 0.33 x 10i 3i.由表10-19查得

22、接觸疲勞壽命系數(shù)KHNx = 1.0 K,八” =1.05 ri* V 1Xj.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1bJ= %*網(wǎng)】=50()xi=eOOMpa S Ho-/2 = I = 1 05 X 550 = 577 5Mpa S HK=1.57= 588.75人。計算Zvi=21.8Zv2=87.57a.試算小齒輪分度圓直徑小,帶入】中較小的值li2xl.3x47.37xl04 4 189.8x2.437 、=Ix - x(廠1x1.563588.75=86.61/?/?b.計算圓周速度V= 34/86.6727 =。亦必60 x100060 x1000C.計算齒寬b及模數(shù)為b =

23、%(1卜=1x86.61 =86.61/?/?dlt cos J3/1cmnl = -= 4.2mmZ|h = 2.25tnm = 2.25 x 4.2 = 9.45m/?b / h = D . Nd.計算縱向重合度與%=0.318/Z, tan /? = 0.318x 1 x 20 x tan 14 = 1.586e.計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù)Ka =i根據(jù)v-0.789m/s , 7級精度,有圖10-8查得動載荷系數(shù)，故Ku -1.01由表10-4查得水=141由表10-13查得=1.28由表10-3查得K,ia =a =L1故載荷系數(shù)K = Ka KvKhb =1x1.01x

24、1.417x1.1 = 1.574f.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d = dt=86.61 = 92.3 mtng.計算模數(shù)”4 cos 4 92.31COS14=4.48“芍20(3成齒根彎曲強度設計I2KTY.COS2/3 y y用 3V。汨4yFal = 2.68Y,.a2 = 2.08L574丫31.822口=326.47MPa叫=266MPamn=2確定計算參數(shù) a.計算載荷系數(shù)K = KAKvKFaKFp =1x1.01x1.1x1.28 = 1.42b.根據(jù)縱向重合度% = 1.586 ,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yg = 0.867 c.計算當量齒數(shù)Z. 20Z

25、V1 = 一一 = -一- = 21.89 cos p cos 14Z/=-=,=65.68cos p cos 14d.查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 Y/r = 2.68 Yfa2 = 2.26%=L574Y5a2=1.74e.計算大、小齒輪的分并加以比較，學外 = 0.0165取彎曲安全系數(shù)S二1 4卬=卜” =Cx5（）（）= 3351 MPaL FJ, S1= O產(chǎn) Xx3XO =238.86 MpaL -2S1大齒輪的數(shù)值大 設計計算Zi=31Z2=124a=160mm2 x 1.42 x 473700X 0.867 x cos? 14x0.0165 = 3.07夕= 14.361

26、x202 x1.56為滿足齒根彎曲疲石強度,取機“ =3.5Zl = Jl CS/7 25.59取 Z =26 Z. =3x26 = 78(4).幾何尺寸計算，計算中心距(Z1+Z)? (26 + 78)x3.5,a = = = 187 6rlm2gs 02 cos 140將中心距圓整為188mm按圓整后的中心距修正螺旋角/? = , “cos=4.5 2xa因B值改變不多，故，*夕z等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑d = _ =94 mm cosl4.51d, = = 282 mm-cosl4.51o孫=4-2(/%+C)叫=94 _ 2*( 1+0.25 ) *2 =89mmdf2

27、=277mm齒頂圓直徑為 dai=di+2/z- =94+2*l*2=98mmda2=286mmdi=64mmd2=256mmb=57.28mmBi = 65mmB)=60 mm 一dfi=59mmdf2=251mmdai=68mmda2=260mm計算齒輪置度b =(/dclXt = 1 x 86.61 = 86.61a?z?所以囪整后取Bx =95 mm B2 =90mm考慮到要同時滿足同軸的中心距相等的要求，現(xiàn)取第二組齒輪數(shù)據(jù)作為兩組齒輪的參數(shù)，同時滿足模數(shù)和分度圓直徑的要求七、軸的設計和計算(一)輸入軸(I軸)的設計計算1、初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸

28、的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3,取A。=112,于是得d = A J% = 112x21 = 20.53min,叫V 1460軸上有一個鍵,將dm2增大3% ,即dmini=21.15 ,取整為25mm(1)初選用6306型深溝球軸承,其徑為d=30mm,寬度為B=19mm ,外徑 D=72mmo(2)聯(lián)軸器的選擇和計算計算聯(lián)軸器的轉矩由表14-1查得 自=1.3 ,根據(jù)公式 七二心7計算 =1.3 x124.67 = 187 N m選取由于要考慮到電動機輸入軸直徑，而且軸的最小直徑連接聯(lián)軸器，所以選軸的最小直徑為25mm ,同時選得聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為GY4 , L=44

29、mm.2.軸的結構設計 (1)軸的結構圖(2)確定軸各段直徑和長度 1-2 段接電動機，di=25mm,Li=(1.52)di=37.550mm ,取 Li=44mm2-3段:通過空封蓋軸段長應根據(jù)空封蓋的寬度,并考慮電動機和箱體外 壁應有一定間距離 L ,故 L2=L+Ci+c2+ 6 +(510)-B- A 3=L + 13+ll+8+8-19-10=68mm3-4 段 d3=30mm , l_3=35.1mm4-5段d37mm為了定位擋油環(huán)，長度1_4二一齒輪到三齒輪的距離 15mm+三齒輪的寬度95mm=120mm5-6段因為齒輪直徑較小，若齒輪和軸分開的話,齒輪齒根圓到鍵槽底部的尺寸

30、x小于2.5mt,故做為齒輪軸，故1_5=B-2二63mm 6-7d6=30mm,l_6=B+A3+(23)+A2+(l-2)=19+10+3+9+l=42mm（二）中間軸（II軸）的設計1.初步根據(jù)確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3,取A。=112,于是得11225.92 nunXV 688.68 =軸上有兩個鍵，將dmin2增加10% ,即dmin2=28.51 ,取整為35mm初選用深溝球軸承6307 ,其d=35mm , D=80mm , B=21mm。2.軸的結構設計（1）軸的結構圖一） 0 -3 4 56（2）確定軸各

31、段直徑和長度軸段12用于安裝軸承，所以di=35mm,軸段長度匕二軸承寬度21mm+軸承到壁距離5mm+一齒輪到甄巨離10mm+ll.5mm（為了齒輪2定位可靠）+4mm（齒輪一寬于齒輪二） = 51.5mm軸段23用于安裝齒輪三并定位擋油環(huán)，所以選取d2=44mm,軸段長度L2二齒輪二的寬度95mm-4mm（為了定位可靠）=91mm軸段34定位齒輪三右端，因此選擇軸段直徑ch=50mm,軸段長度L3=3 mm（齒輪一寬于齒輪二）+齒輪二到齒輪三的距離8mm = llmm軸段45用于安裝齒輪二并定位擋油環(huán)，所以選取d4=44mm,軸段長dit=86.61mmV=0.78m/s七、軸的設度1_4

32、=齒輪二的品度60mm-3mm（為了定位口罪）二57mm軸段56用于安裝軸承，所以d5=35mm,軸段長度1_5=軸承寬度 21mm+軸承到壁距離5mm+三齒輪到壁距離8mm+4mm（為了齒輪三 定位可靠）=38mm（三）輸出軸（m軸）的設計及校核1、初選軸的最小直徑選取軸的材料為40G,調質處理。根據(jù)表153,取Ao=112 ,于是得d A J且 112 JA1Z_ 40.46 mm mi- = X、17217 =軸上有兩個鍵，故將dmin3增大10% ,即dmin3 = 44.5mm ,取整為45mm（1初選用7211C型角接觸球軸承其B=21mm ,D=100mm ,d=55mm（2）聯(lián)

33、軸器的選擇和計算計算聯(lián)軸器的轉矩由表14-1查得 自=1.5 ,根據(jù)公式 七二心7計算Tca=l.S x 1351.21=2026.8 N m選取由于要考慮到電動機輸出軸直徑，而且軸的最小直徑連接聯(lián)軸器，所 以選軸的最小直徑為45mm ,同時選得聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為 LX4 , L=ll2mm.2、軸的結構設計（1）軸的結構圖b=86.61mmmnt=4.2mmh = 9.45mmb/h=9.2=1.586123 4567（2）確定軸上各段的直徑和長度為了定位半聯(lián)軸器，取Li=110mm,略小于聯(lián)軸器長度di=45mm為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求,1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3

34、 段的直徑七3為50mm，為了安裝聯(lián)軸器方便并安裝軸承端蓋，取 l_2=55mmdit=92.31mm在2-3段的右端為一軸承，徑d3=55mm ,軸承圈用擋油環(huán)定位,長度 “34 =軸承寬度21mm安裝同一組軸承，所以d6=55mm ,長度”7 =軸承寬度21mm+軸承 到壁距離10mm十三齒輪到壁距離15+2.5（齒輪三寬于齒輪四）+3 （保證 齒輪四定位）=51.5mm1_5=90 （齒輪寬）-3 （保證齒輪四定位）=87mm,d5=60mm為了定位齒輪四左端,取d4=64mm ,長度45=2.5mm（齒輪三寬于齒 輪四）+18mm十二齒輪的寬度60mm+3（齒輪一寬于齒輪二）=78.5

35、mm3、軸的強度校合（1）求作用在齒輪上的力已知 P3=8.12Kw , T3=1351.21Nm , n3=172.17r/min=F%2T3_ 2x1351210d.282=9583 .05Nmnt=4.48mm Ft tan a 9583 .05 x tan 20= 3602.86NFr = E；=cos/? cosl4.51扭矢巨TT=1081310N(3)畫受力簡圖與彎矩圖（4）校合。序+ （產(chǎn)ca w=26.6 el4483.7所以 X1=O.44,Y1=1.21pi=/p(O.44 Frl + 1.21Fnl) = 7840.1/VFq2 2511.3=0.42 =e2Fr2 5

36、979.3P2=/pF，2=l.lx59793=6577.23N因為Pl P2 ,所以校合左軸承iorcY = ，60np)1()6 (48200 丫 60 x 77 k 7840.1=58056/z 4 年合格九、鍵的選擇和計算（一）輸入軸（I軸）鍵的選擇I軸外端鍵槽部分的軸徑為25mm ,所以選擇普通圓頭平鍵鍵8x7 b=8mmh=7mmI軸端鍵槽部分的軸徑為40mm ,所以選擇普通圓頭平鍵鍵 12x8 b=12mmh=8mm（二）中間軸（H軸）鍵的選擇II軸鍵槽部分軸的直徑均為44mm ,所以選擇普通圓頭平鍵鍵 12x8 b=12mm h=8mm（=）輸出軸（m軸）鍵的選擇及校核（1）選

37、擇田軸外端鍵槽部分的軸徑為45mm ,所以選擇普通圓頭平鍵鍵 14x9 b=14mm h=9mm端鍵槽部分的軸徑為60mm ,所以選擇普通圓頭平鍵鍵 18x11 b=18mm h=llmm （2 ）強度校核假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強度條件為查表6-2得，鋼材料靜載荷作用下許用擠壓應力為120150MPa ,所以八.%=150MPaa. HI軸外端鍵的強度計算動 軸 承的 選 擇 和 計 算(=135L21N/？K = 0.5/Zj = 4.5h =L -1入=110-14 = 96mm所以巴“ =2 X 135121 X1()? = 139.01 MPa On = 150MPapi4.5 x 96 x 45P滿足強度條件b.端鍵的強度計算T2 = 1351.2 IN/次K. = 0.5k =5.5l2 =L-b2=6Snmi所以= W： - = 120.43MPa涮=150MPa滿足強度條件十、潤滑和密封的說明(1)潤滑：齒輪采用浸油潤滑。參考機械設計P230。當齒輪圓周速 度u12?/s時，常將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。齒輪浸入油 中的深度可視齒輪的圓周速度而定，對圓柱齒輪通常不宜超過一個齒高， 但一般亦不應小于10mm。本設計中，所選的潤滑油為SH0357