課程設(shè)計：用于帶式運輸機上單級圓柱齒輪減速器

1、第一章 緒論11 減速器的發(fā)展狀況減速器是用于原動機與工作機之間的獨立的傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩，以滿足工作需要。在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛，具有品種多、批量小、更新?lián)Q代快的特點。漸開線二級圓柱齒輪減速器具有體積小、重量輕、承載能力大、傳動平穩(wěn)、效率高、所配電機范圍廣等特點，可廣泛應用于各行業(yè)需要減速的設(shè)備上。二級圓柱齒輪減速器的計算機輔助設(shè)計及制造（CAD/CAM）技術(shù)是當今設(shè)計以及制造領(lǐng)域廣泛采用的先進技術(shù)。通過本課題的研究，將進一步對這一技術(shù)進行深入地了解和學習。12 減速器的發(fā)展趨勢當今的減速器正向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。我國減速器及齒輪技

2、術(shù)發(fā)展總趨勢是向六高、二低、二化方面發(fā)展。六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標準化、多樣化，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。減速機行業(yè)涉及的產(chǎn)品類別包括了各類齒輪減速機、行星齒輪減速機及蝸桿減速機，也包括了各種專用傳動裝置，如增速裝置、條素裝置、以及包括柔性傳動裝置在內(nèi)的各類復合傳動裝置等，產(chǎn)品服務(wù)領(lǐng)域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、電力、工程機械及石化等行業(yè)。其作為傳動機械行業(yè)里的一個重要的分支，在機械制造領(lǐng)域中扮演著越來越重要的角色。近幾年，隨著中國產(chǎn)業(yè)經(jīng)濟的迅猛發(fā)展，減速機行業(yè)在國內(nèi)也取得了日新月異的進步。1.3 研究內(nèi)容1

3、）減速器的設(shè)計計算 (1)傳動方案的分析和擬訂 選擇正確合理的傳動方案。(2)電動機的選擇 選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式，確定電動機的容量，確定電動機的轉(zhuǎn)速。(3)傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 計算各軸的轉(zhuǎn)速，功率，轉(zhuǎn)矩。(4)傳動零件的設(shè)計計算 外部傳動零件和內(nèi)部傳動零件的設(shè)計計算(5)軸的設(shè)計計算(6)軸承，聯(lián)接件，潤滑密封及聯(lián)軸器的選擇和驗算(7)箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算第二章：傳動方案的擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如圖1所示圖1 F5型帶式運輸機及其二級圓柱齒輪減速器設(shè)計數(shù)據(jù)編號運輸帶工作拉力F/N運輸帶工作速度v/m.s-1卷筒直徑D/mmF52250150290工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時

4、有輕微振動，使用期限為8年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5。設(shè)計要求：1、完成設(shè)計說明書一份，約8000字。 2、完成帶式傳輸裝置總體設(shè)計及減速器部裝圖、零件圖。 3、完成減速器所有零件圖及裝配。帶式輸送機由電動機驅(qū)動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，在經(jīng)聯(lián)軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。2.1電動機的選擇。按設(shè)計要求及工作條件選用Y系列三相異步電動機臥式封閉結(jié)構(gòu)380V。（1） 電動機容量

5、的選擇。根據(jù)已知條件由計算得知工作所需有效功率。工作機所需功率;傳動裝置總體效率算得傳動系統(tǒng)總效率 = =0.833工作機所需電動機功率=Fv1000=2250×1.50/1000×0.833=4.051kw因為工作時有輕微振動，故電動機功率略大于 = 5.266.076 (kw)由文獻1表20-5所列Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)可以確定，滿足條件的電動機額定功率應取5.5 kw。（2） 電動機轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速：nw=6000×1.5/3.14×290=98.8 r/min 通常二級圓柱齒輪減速器傳動比取=840n= i

6、nw=（840）×98.8=790.683953.4 r/min由文獻1表20-5初步選同步轉(zhuǎn)速為 1500和3000的電機，對應于額定功率為5.5kw的電動機號分別取Y112m-2型、 Y112m-4型和Y132M1-6型三種。將三種電動機有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應算得的總傳動比列于下表：方案號電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（）滿載轉(zhuǎn)速（）總傳動比電動機質(zhì)量/kg 一Y112m-25.53000289094.5445二Y112m-45.51500144047.1149三Y132M1-65.5100096031.4075通過對這三種方案比較：一 電機重量輕，但傳動比大，傳動裝置外輪廓尺寸

7、大，結(jié)構(gòu)不緊湊；二與三比較，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸，質(zhì)量，價格及傳動比，可以看出，如果傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用三方案最好即：Y132M1-6系列2.2 傳動比的分配。帶式輸送機傳動系統(tǒng)總傳動比i=nm/nw=960/98.8=9.72所以兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比9.72為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用侵油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度HBS350,齒寬系數(shù)相等時?？紤]面接觸強度接近相等的條件，取兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比：i1=3.689 低速級傳動比為9.72/3.689=2.635傳動系統(tǒng)各傳動比分別為：i1=3.689i2=2.6352.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計

8、算：傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算。1軸（減速器高速軸）：4.051×0.99=4.01kwT1=9550=9550×=39.89 N·m 2軸（減速器中間軸）=4.01×0.96×0.99=3.811kwT2=9550=9550×=139.86 N·m3軸（減速器低速軸）P3= P223 =3.811×0.96×0.99=3.622kwT3=9550=9550×=350.24 N·m4軸（輸送機滾筒軸）P4= P334 =3.622×0.96×0.99

9、5;0.99=3.41kwT4=9550=9550×=329.54 N·m 軸輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩 P1=p1×1=4.01×0.99=3.97kwP2=p2×2=3.811×0.99=3.77kwP3=p3×3=3.622×0.99=3.59kwT1=T1×1=39.89×0.99=39.49kwT2=T2×2=139.86×0.99=138.46kwT3=T3×3=350.24×0.99=346.74kw將上述計算結(jié)果和傳動比及傳動效率匯總?cè)缦卤?軸名功

10、率（kw） 轉(zhuǎn)矩（）轉(zhuǎn)速（） 傳動比 i效率輸入 輸出 輸入 輸出 14.013.9739.8939.4996010.96 23.8113.77139.86138.46260.233.6890.96 33.6223.59350.24346.4698.762.6350.96 43.413.37329.54226.24198.7610.98對于所設(shè)計的減速器中兩級齒輪傳動，高速級和低速級均采用直齒圓柱齒輪傳動。第三章 齒輪的設(shè)計按軟齒面閉式齒輪傳動設(shè)計計算路線，分別進行高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算和低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算。3.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算，(1) 選擇材料及熱

11、處理，精度等級，齒數(shù)與齒寬系數(shù)，并初選螺旋角考慮減速器要求結(jié)果緊湊故大小齒輪均用40Cr調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，因載荷較平穩(wěn)，齒輪速度不是很高，故初選7級精度，齒數(shù)面宜多取，選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=3.689×24=90，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻2表6.5，取齒寬系數(shù)=1.0 。實際傳動比i12=90/24=3.75，誤差(i12- i12)/ i12=(3.75-3.689)/3.75=0.0162，在設(shè)計給定的±5%范圍內(nèi)可用。3.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由文獻2式(6.11)(1) 確定公式中各式參數(shù)；1） 載荷系數(shù)試選=1.52） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

12、T1=9.55×=9.55×=4.0299× N·m3） 材料系數(shù) 查文獻2表6.3得4） 大，小齒輪的接觸疲勞極限 按齒面硬度查文獻2圖6.8得5） 應力循環(huán)次數(shù)=60×960×1×300×16=2.7648×N2=N1/=2.7648×/3.75=7.3728×6)接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻2圖6.6得 6） 確定許用接觸應力 取安全系數(shù)取(2) 設(shè)計計算1） 試計算小齒輪分度圓直徑取=51.11mm2） 計算圓周速度vv=2.568m/s3） 計算載荷系數(shù) k查文獻2表6.2得使用

13、系數(shù)=1根據(jù)v=2.568 m/s 按7級精度查文獻2圖6.10得動載系數(shù)=1.0 查圖6.13 得=1.08則 k=ka=1×1.0×1.08×1=1.084） 校正分度圓直徑由文獻2式（6.14） =mm=43.97mmd1t(3) 計算齒輪傳動的幾何尺寸；1） 計算模數(shù)m m=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按標準取模數(shù)m=2.5mm2） 兩輪分度圓直徑 =mz1=2.5×24=60mmd2=mz2=2.5×90=225mm3） 中心距 a=m(z1+z2)/2=2.5×(24+90)/2=142.5mm4）

14、齒寬bb=d1=1.0×60=60mmb1=b2+(5-10)mmb2=65mm b1=70mm5） 齒全高 h3.3 校核齒根彎曲疲勞強度由文獻2式（6.12）(1) 確定公式中各參數(shù)值;1) 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限查文獻2圖6.9取2) 彎曲疲勞壽命系數(shù)查文獻2圖6.7 取3) 許用彎曲應力 取定彎曲疲勞安全系數(shù),應力修正系數(shù)4) 齒輪系數(shù)和應力修正系數(shù) 查文獻2表6.4得5) 計算大小齒輪的與并加以比較取其中最大值代入公式計算小齒輪的數(shù)值大，應按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度(2) 校核計算(3) =(2×1.08×40299×2.20×

15、1.58)/1.0× =33.62MPa所以 彎曲疲勞強度足夠。（注：高速齒輪結(jié)構(gòu)圖見二維設(shè)計圖）第四章 低速級直齒圓柱齒輪傳動。4.1選擇齒輪材料及熱處理方法，精度等級，齒數(shù)及齒寬系數(shù)。選擇45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度分別為220HBS，280HBS，屬軟齒閉式傳動，載荷平穩(wěn)齒輪速度不高，初選7級精度，小齒輪齒數(shù)=30，大齒輪齒數(shù)z2=2.635×30=80，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻2表6.5，取齒寬系數(shù)=1.0 ，實際傳動比i12=80/30=2.67，誤差i12-i12)/ i12=(2.67-2.635)/2.67=0.0131，在設(shè)計給定的±5%范圍內(nèi)可

16、用。4.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由文獻2式(6.11)(4) 確定公式中各式參數(shù)；7） 載荷系數(shù)試選=1.58） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55×=9.55×=139900 N·m9） 材料系數(shù) 查文獻2表6.3得10） 大，小齒輪的接觸疲勞極限 按齒面硬度查文獻2圖6.8得11） 應力循環(huán)次數(shù)=60×260.23×1×300×16=74940000N2=N1/=74940000/2.67=2806000012） 接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻2圖6.6得 13） 確定許用接觸應力 取安全系數(shù)取(5) 設(shè)計計算5） 試計算小齒輪

17、分度圓直徑取=77.43mm6） 計算圓周速度vv=1.0544m/s7） 計算載荷系數(shù) k查文獻2表6.2得使用系數(shù)=1根據(jù)v=1.0544m/s 7級精度查文獻2圖6.10得動載系數(shù)=0.7 查圖6.13 得=1.08則 k=ka=1×0.7×1.08×1=0.7568） 校正分度圓直徑由文獻2式（6.14） =mm=49.04mmd1t(6) 計算齒輪傳動的幾何尺寸；6） 計算模數(shù)mm=d1/z1=49.04/30=1.635mm 按標準取模數(shù)m=2.5mm7） 兩輪分度圓直徑 =mz1=2.5×30=75mmd2=mz2=2.5×80=

18、200mm8） 中心距 a=m(z1+z2)/2=2.5×(30+80)/2=137.5mm9） 齒寬bb=d1=1.0×75=75mmb1=b2+(5-10)mmb2=80mm b1=75mm10） 齒全高 h4.3 校核齒根彎曲疲勞強度由文獻2式（6.12）(4) 確定公式中各參數(shù)值;6) 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限查文獻2圖6.9取7) 彎曲疲勞壽命系數(shù)查文獻2圖6.7 取8) 許用彎曲應力 取定彎曲疲勞安全系數(shù),應力修正系數(shù)9) 齒輪系數(shù)和應力修正系數(shù) 查文獻2表6.4得10) 計算大小齒輪的與并加以比較取其中最大值代入公式計算小齒輪的數(shù)值大，應按小齒輪校核齒根彎曲

19、疲勞強度(5) 校核計算 =(2×0.756×13900×2.52×1.625)/1.0×=15.30MPa所以 彎曲疲勞強度足夠。（注：低速齒輪結(jié)構(gòu)圖參見二維設(shè)計圖）第五章 軸的設(shè)計與計算在完成了帶式傳輸機傳動系統(tǒng)運動及動力參數(shù)的計算和減速器兩級齒輪傳動的設(shè)計計算之后，接下來可進行減速器軸的設(shè)計，滾動軸承的選擇，鍵的選擇和聯(lián)軸器的選擇。5.1 高速軸（1軸）的設(shè)計；（1） 繪制軸的布置簡圖和初定跨距，軸的布置入圖4 圖（3）軸分部圖a1=117mm a2=137.5mm bh1=50mm bh2=45mm bl1=80mm bl2=75 考慮

20、相鄰齒輪設(shè)軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 s=10mm，齒輪與箱體內(nèi)壁設(shè)軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 k=10mm為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸 c=6mm初取軸承寬度分別為 3根軸的支架跨度分別為L1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=192mmL2=2(c+k)+bh1+s+bl2+n2=189mmL3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=194mm（2） 高速軸（1軸）的設(shè)計 擇軸的材料及熱處理；軸上齒輪的直徑較小，（）采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，軸的材料及熱處理和齒輪的材料及熱處理一致，選用40調(diào)質(zhì)。軸的受力分析軸的受力簡圖如圖示； （a）軸的受力簡圖圖中 Lab=192mm=L1La

21、c=n1/2+c+k+bh1/2=51mmLbc=Lab-Lbc=141mm（a） 計算齒輪的嚙合力，F(xiàn)t1=2T1/d1=2*40299=1611.96NFr1=Ft1*tanan/cosb=602.145NFa1=Ft1*tanb=372.23N（b） 求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖；軸在水平面內(nèi)的受力簡圖，如圖示： (b) 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如上圖示（c） 求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖，如圖示 (c) 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如上圖示。（d） 求截面C處彎矩C處垂直彎矩考慮啟動，停機的影響，扭矩為脈動循

22、環(huán)強度校核45號鋼調(diào)質(zhì)處理，由文獻2表11.2查得 故，彎扭合成強度滿足要求軸的初步計算；由文獻2中式（11.4）和式（11.6）得按文獻2中表11.2，軸材料為40Cr調(diào)質(zhì) 按文獻2中表11.2，許用彎曲應力值得取折算系數(shù) 將以上數(shù)值代入軸計算截面（c截面）直徑計算公式軸的最小直徑d1mm=18.098mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，按經(jīng)驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑，（電動機軸端直徑)參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑，取減速器高速軸的軸端直徑d減=25mm根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度其中軸頸，軸頭結(jié)構(gòu)尺寸與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑：35

23、 30 35 40 47 mm安裝半聯(lián)軸器處軸段直徑：第一組: 25 28 30 30 35 mm第二組：30 32 35 38 40 mm第三組：32 35 38 40 42 mm（注：因此軸段安裝的半聯(lián)軸器與電動機軸安裝的半聯(lián)軸器為同一型號聯(lián)軸器，故此軸段直徑應在電動機軸直徑所在同一組數(shù)據(jù)中選定。）安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸可參考文獻1表5-2確定。（注：在安裝聯(lián)軸器處，當直徑受到軸頸直徑和聯(lián)軸器軸徑限制時，允許按取值；或此處不計算軸肩，可借助于套筒實現(xiàn)聯(lián)軸器的軸向定位。）（注：減速器高速軸的結(jié)構(gòu)參見二維設(shè)計圖）5.2中間軸（2軸）的設(shè)計；選擇軸的材料及熱處理，選用45號鋼調(diào)質(zhì)，軸的受

24、力分析軸的受力簡圖（略）圖中Lab=189mm=L1Lac=n2/2+c+k+bh2/2=49.5mmLbc=Lab-Lbc=139.5mmLbd= n2/2+c+k+bh1/2=67mm（a） 計算齒輪的嚙合力；Ft1=2T1/d1=1512NFr1=Ft1*tanan/cosb=564.81NFa1=Ft1*tanb=349.2NFt3=2T2/d3=3729.6NFr3= Ft3*tana=1357.46N（b） 求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖軸在水平面內(nèi)的受力簡圖(軸在水平面內(nèi)的彎矩圖略)（c） 求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖，軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖（略）；Fay=

25、Fax=2438.13N（軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖略）（d） 求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖；(軸向力190.49N，用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采用兩端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承B上）（軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖略）軸的初步計算；由文獻2中式（11.4）和式（11.6）得，按文獻2中表11.2 軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì) 按文獻2表11.2許用彎曲應力值 得取折算系數(shù) 軸的最小直接為d2mm=27.4mm在此軸段開有一個鍵槽時，直徑增大4%計算截面直徑軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計；按經(jīng)驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑按文獻1表5-1，取減速器中間軸的危險截面直徑，根據(jù)軸上零件的布置，安

26、裝和定位的需要，初定各軸的直徑及長度其中軸頸、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應與軸上相關(guān)零件的結(jié)果尺寸。聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑：35 40 45 40 35 mm安裝齒輪處軸段長度：軸段長度=輪轂長度2mm（注：減速器中間軸的結(jié)構(gòu)見下圖） 5.3 低速軸（3軸）的設(shè)計；選擇軸的材料及熱處理，選用45號鋼調(diào)質(zhì)軸的受力分析軸的受力簡圖所示 （a）軸的受力簡圖圖中Lab=194mm=L3Lbc=n3/2+c+k+bl2/2=64.5mmLac=Lab-Lbc=129.5mm（a） 計算齒輪的嚙合力；Ft4=2T3/d4=2*13900/200=1399NFr4=Ft4/tan20 =3843

27、.72N（b） 求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖，軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如圖所示 (b) 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖 (軸在水平面內(nèi)的彎矩圖略)（c） 求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖；軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖所示 (c) 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖略)（d） 求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖；Fa=1359.95N Fb=2730.26NMc=176000T=Ft4*d4/2=1399*200/2=139900(軸的合力彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖略)軸的初步計算；由文獻2式（11.4）和式（11.6）得按文獻2中表11.2軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì) =640MPa按文獻2表

28、11.2許用彎曲應力值得 取折算系數(shù) 將以上數(shù)值代入軸計算截面（c截面）直徑計算公式：在此軸段開有一個鍵槽時，直徑增大4%，計算截面直徑軸的最小直徑d3mm=37.23mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計；按經(jīng)驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑，按文獻1表5-1，取減速器低速軸的危險截面直徑根據(jù)軸上零件的位置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度，其中軸頸、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑：40 45 50 55 50 45 安裝半聯(lián)軸器處軸段直徑：30 32 35 38 40 42 45mm注:此軸段直徑可根據(jù)結(jié)構(gòu)需要按所列聯(lián)軸器標準軸孔直徑選定。

29、安裝齒輪處軸段長度：軸段長度=輪轂長度2mm（注：減速器低速軸的結(jié)構(gòu)參見二維設(shè)計圖）第六章 滾動軸承的選擇；（1） 高速軸（1軸）上滾動軸承的選擇；按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承預期壽命取為。由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力Fr=602.145，軸向力Fa=272.23，軸承工作轉(zhuǎn)速n=960初選滾動軸承6207 GB/T276-1994，按文獻3中表18-2基本額定負荷基本額定靜負荷Fa/=372.23/15200=0.0245e=0.22Fa/Fr=372.23/602.23=0.618>eX=0.56 y=1

30、.99按文獻2中表8.7 沖擊負荷系數(shù)Pr=（xFr+yFa）fp=(0.56×1357.4+349.2×1.99) ×1.5=2182.578N =16593.2N因，故6003軸承滿足要求6207軸承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9（2） 中間軸（2軸）上滾動軸承的選擇；按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合式，軸承類型選為深溝球軸承，軸承預期壽命取為。由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力Fr=1357.4N，軸向力Fa=349.2N軸承工作轉(zhuǎn)速n=260.23初選滾動軸承6207 GB/T276-1994，按文獻3表

31、18-2，基本額定動負荷，基本額定靜負荷。Fa/=349.2/15200=0.02297e=0.22Fa/Fr=349.2/1357.4=0.2573>eX=0.56 y=1.99按文獻2中表8.7 沖擊負荷系數(shù)Pr=（xFr+yFa）fp=(0.56×1357.4+349.2×1.99) ×1.5=2182.578N =15469.1N因，故6007軸承滿足要求6207軸承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9（3） 低速軸（3軸）上滾動軸承的選擇；按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承

32、，軸承預期壽命取為=43800h。由前計算結(jié)果知，軸承所受徑向力Fr=軸承工作轉(zhuǎn)速n=98.76初選滾動軸承6209 GB/T276-1994，按文獻3表18-2，基本額定動負荷,按文獻2中表8.7 沖擊負荷系數(shù)Pr=Fr*fp=3843.72*1.5=5765.58N=30556.59N因，故6008軸承滿足要求， 6009軸承 D=85mm B=19mm d=45mm z=10滾動軸承的選擇應注意：高速軸（1軸）上滾動軸承的D值中間軸（2軸）上滾動軸承的D值，中間軸（2軸）上滾動軸承的D值低速軸（3軸）上滾動軸承的D值。第七章 鍵聯(lián)結(jié)和聯(lián)軸器的選擇；（1） 高速軸（1軸）上鍵和聯(lián)軸器的選擇

33、；由前計算結(jié)果知：高速軸(1軸）的工作轉(zhuǎn)矩 T=39.89N工作轉(zhuǎn)速按文獻2中表10.1工作情況系數(shù)取計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KaT=1.5*39.89=59.835選LT型彈性套柱銷聯(lián)軸器，按文獻1中表17-9選LT4聯(lián)軸器.許用轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速。因，故該聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵b=8mm h=7mm L=52mm 按文獻3中表15-26初選鍵: 8×7 b=8mm h=7mm L =52mm 按文獻2表12.1鍵的許用擠壓應力和許用剪應力分別取為按文獻4中式7-1和式7-3分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度p=4000T/dhl=4000×39.89/25×7

34、15;25=36.47< =2000T/dbl=2000×39.89/25×8×25=15.956< 鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。（2） 中間軸（2軸）上鍵的選擇；由前計算結(jié)果知：中間軸（2軸）由T2=139.86 n=260.23 r/min 普通A型平鍵（軸右邊一個）由d=40,=68選bh=128,b=12,=8按文獻3中表15-26初選鍵b=12mm h=8mm L=70mm l=16mm。按文獻2中表12.1鍵的許用擠壓應力和許用剪切應力分別取為按文獻4中式7-1和式7-3分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度p=4000T/dhl=4000&#

35、215;139.86/40×8×70=23.625< =2000T/dbl=2000×139.86/40×12×70=7.875< 故鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。選A型普通平鍵（軸左邊一個）按文獻3中表15-26初選鍵： b=12mm h=8mm L=36mm 。且鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求（略）。（3） 低速軸（3軸）上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇；由前計算結(jié)果知：低速軸（3軸）的工作轉(zhuǎn)矩T3=350.24，工作轉(zhuǎn)速n=98.76 r/min。選A型普通平鍵按文獻3中表15-26初選鍵：b=12mm h=8mm L=68mm 。按

36、文獻2中表12.1，鍵的許用擠壓應力和剪切應力分別取為。按文獻4中式7-1和7-3，分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度，p=4000T/dhl=4000×350.24/40×8×68=64.38< =2000T/dbl=2000×350.24/40×12×68=21.46< 故鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。按文獻2表10.1工作情況系數(shù)計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KaT=1.5*350.24=524.36選HL型彈性套柱銷聯(lián)軸器，按文獻3中表17-11，選HL3聯(lián)軸器。許用轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速因，故該聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵；按文獻3

37、中表15-26，初選鍵: b=12mm h=8mm L=80mm 按文獻2表12.1鍵的許用擠壓應力和許用剪切應力分別取為 。按文獻4中式7-1和式7-3，分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度p=4000T/dhl=4000×524.36/40×8×80=81.39< =2000T/dbl=2000×524.36/40×12×80=27.31< 故鍵的擠壓強度和剪切強度滿足要求。第八章 箱體上個部分尺寸計算；按文獻3表6.5計算箱體的各部分尺寸，箱座壁厚：×（117+137.5）+3=9.3625mm 取8mm箱蓋壁厚

38、：×（117+137.5）+1=6.09mm 取9mm箱座凸緣厚：箱蓋凸緣厚：平凸緣底座厚： 地腳螺栓直徑： 地腳螺栓數(shù)目： n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑： 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑： 聯(lián)接螺栓的間距： =150200mm軸承端蓋螺栓螺釘直徑： 窺視孔蓋螺釘直徑： 定位銷直徑： d=（0.7-0.8）d1=(11.11005-12.6972)mm沉頭座锪平深度： 凸緣底座螺栓至外機壁距：mm26mm到凸緣邊距離mm24mm沉頭座直徑40mm軸承旁凸臺半徑：軸承旁聯(lián)接螺栓距： 外箱壁至軸承座端面距： L1=C1+C2+(5-8)=30mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離： 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離： 箱蓋

39、座肋厚： 6.8mm箱座肋厚： m=8.5mm軸承端蓋外徑： 1軸2軸3軸87mm118mm118mm箱體深度：箱體分箱面凸緣圓角半徑： 端蓋1軸2軸3軸外徑122mm122mm135mm內(nèi)孔徑D727285外厚e121212螺經(jīng)81010螺孔111111螺孔直徑253545內(nèi)深厚徑626275密封圈軸徑軸徑軸徑氈圈40JB/ZQ4606-1986通氣器選用（2型）取M16×1.5 GB/T5782-2000D=22mm，D1=19.6mm，S-17mm,L=23mm,l=12mm，a=2mm,d1=5mm,d=20.8mm桿式油標取M16 ,d=20.8mmd1=4mm,d2=16mm,d3=6mm,h=35mm,a=12mm,b=8mm,c=5mm,D=26mm,D1=22mm視孔蓋取M8,d4=10.83mm ,GB/T5782-2000R=(510)mm,A=1