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 信息與工程學院090826 班設計者 林意指導教師2018 年 12 月 4 日湖州師范學院目錄一 課程設計任務書-1 -二. 設計要求-3 -三. 設計步驟-3 -1.傳動裝置總體設計方案-3 -2.電動機的選擇-4 -3. 計算傳動裝置的總傳動比iv并分配傳動比-5 -4.計算傳動裝置的運動和動力參數-6 -5.設計V帶和帶輪-7 -6.齒輪的設計-9 -7.滾動軸承和傳動軸的設計 -15 -8.鍵聯接設計-28 -9.箱體結構的設計-29 -10.潤滑密封設計-31 -11.聯軸器設計-31 -四 設計小結-32 -一課程設計任務書

2、課程設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置 簡圖如下）F 二 2800Nv = 1.4 m sD = 350mm裝置傳體動4聯軸器設計方案5電動機6卷筒原始數據:題號12345678運送帶工作拉力F/N150022002300250028003300400045000運輸帶工作速度v/(m/s1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直徑D/mm220240300400220350350400工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，使用期限8年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為土 5%1V帶傳動2 -運輸帶3-一級圓柱齒輪減速器2、電動機的 選擇1）選擇 電動機 的類型2）選擇 電動

3、機 的容量三.設計步驟Pw = 4.76kw1.1.傳動裝置總體設計方案二 0.84本組設計數據：第一組數據：運送帶工作拉力F/N 2800。運輸帶工作速度v/（m/s 1.4卷筒直徑D/mm 350。1）減速器為二級同軸式斜齒輪減速器。3）確定電動機轉速Pd = 4.76kwn w = 76 r mi二.設計要求1.減速器裝配圖1張。2.零件工作圖各13張。3.編寫設計設計說明書1份選定電動機型 號 Y132M2-63方案簡圖如上圖4）該方案的優缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結

4、構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級 圓柱齒輪減速，這是一級減速器中應用最廣泛的一種。原動機部分為丫系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2 2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用 丫系列異步電動機，電壓380V。2）選擇電動機的容量 工作機的有效功率為3、計算傳動 裝置的 總傳動 比和分 配傳動從電動機到工作機傳送帶間的總效率為分 配傳動4.計算傳動裝 置的運 動和動 力參數1）各 軸的轉 速由機械設計課程設計指導書表9.1可知:V帶傳動效率0.96

5、:齒輪傳動效率0.98 7:聯軸器傳動效率0.99啟動轉矩 額定轉矩最大轉矩 額定轉矩Y132M2-65.59602.02.0電動機軸高H為132mm3.3.計算傳動裝置的總傳動比 z并分配傳動比(1.總傳動比H為(2.分配傳動比2 二 i i考慮潤滑條件等因素，初定n =960 r minn “=320r minn -76r minnw w =76r minP =4.76kwP- = 4.48kwP = 4.17kw卩卷=4.17kwV帶和 帶輪 1.確定計算4.4.計算傳動裝置的運動和動力參數功率1.各軸的轉速PeaI 軸n = 960/min2.選擇V帶類型II 軸= 320 r/min

6、i i3.確n #定帶輪III 軸nIi廣.g 76r/minIIIPea =5.71kw的基準直徑卷筒軸nw - nil- 76r/min選用A型帶并2.各軸的輸入功率驗算帶I 軸P = Pd = 4.76kw速II 軸Pji= PfV 2 = 4.48kwIII 軸Pm= P* 3 2 二 4.3kw卷筒軸卩卷=PiK 2 = 4.17kw3).各軸的輸入轉矩dd = 140mmd1電動機軸的輸出轉矩Td為Td = 9.55 沃 10 6 漢巴=4.73 沃 10 4 N mm nm4.確I 軸 T i = Td = 4.73 漢 10 4 N mmv = 7.03 m s定V帶的中心II

7、 軸 T廣 Tr2ii=1.33漢 105N mm距a和ill 軸 Tm=3*/廣 5.39% 105 N mm基準長dd = 450 mm度Ld卷筒軸 T卷- Tux 2 一 5.39 10 N mmd 2選取dd2 = 450 mm將上述計算結果匯總與下表，以備查用a0 = 925mm5.驗算小帶 輪上的 包角:16.計算帶的根數Z7.計算單根 V帶的 初拉力 的最小 值(Fo ) min8.計算壓軸軸名功率P/kw轉矩 T/(N mm-轉速 n/(r/mi n傳動比i效率耳I軸4.764.73x10496030.95II軸4.4851.3303204.20.97III軸4.305.39S

8、0576卷筒軸4.135.39S057610.955.5.設計V V帶和帶輪電動機輸出功率Pd = 4.76kw，轉速i=3，每天工作16小時。1.確定計算功率Pea由機械設計表8-8查得工作情況系數2.選擇V帶類型根據Pea，門1，由機械設計圖8-113.確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速(1.初選小帶輪基準直徑由機械設計表吒 .驗算帶速VLd = 2800mma = 925mmamax =1009amin=883mmn1KAnm二960 r min，帶傳動傳動比= 1.2，故 Pea 二 KAPJ 二 5.71 kw可知，選用A型帶P = 1.69dd18-6和8-8，選取小帶輪基準直徑d

9、d1，其中H為電動機機軸高度，滿足安裝要求。二 140mm，而(Fo)min =171.3力Fp9.帶輪的結 構設計6. 齒輪的設 計1選疋齒輪類型、精度等 級、材 料及齒 數2初步設計 齒輪主 要尺寸ddrnv =1= 7.03 ms6 1000因為5m/scvc30m/s，故帶速合適。(3.計算大帶輪的基準直徑dd2 = ijdd 450mmdd2C c #根據機械設計表8-8，選取dd2 = 450mm，則傳動比|廣d d = 3.R， ddi從動輪轉速 n2 = = 298.7 r/minil4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld(1.由式 0.7(dd1 + dd2)蘭 a。蘭 2(d

10、a 十 dd2)得413 蘭 a 蘭 1180，取 a0 = 1000mm(2.計算帶所需的基準長度Ld2兀(dd2 2 一 dd1 1)Ld。- 2a。+ (da + dd2)+- 2950mm24a0由機械設計表8-2選取V帶基準長度Ld 2800mm(3.計算實際中心距aLdL da = a0 十=925mm2amax = a + 0.03Ld = 1009mmamin =a-0.015Ld =883mm5.驗算小帶輪上的包角以1v5 7.3*vS =180 -42 -ddj60 90a6.計算帶的根數Z(Fp)min =1349N選用斜齒圓 柱齒輪傳動7級精度小齒輪材料45鋼調質)大齒

11、輪材料45鋼(正火乙=24z2 = 1008-4bd1t 二 57.5mmid2;:嚴宀71.3Nv = 0.96 m sb 二 57.5mm加1.0(1計算單根V帶的額定功率Pr由dd1 1 = 140mm和=960r/min，查機械設計表8-4a得P。=1.62kw根據n廠960r min ， L = 3和A型帶，查機械設計表P0 二 0.11kw查機械設計表8-5得K廣0.95，查表8-2得K L =03，于是R = (RP0) K： KL = 1.69kw(2計算V帶的根數ZZ聲螢3.37取3根。7.計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)min由機械設計表8-3得A型帶的單位長度質量q

12、= 0.1kg. m，所以應使帶的實際初拉力F0 - (F0)min 。8.計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為(Fp)min = 2z(Fo)min sin 才=1349N9.帶輪的結構設計小帶輪采用腹板式，大帶輪為輪輻式，由單根帶寬為13mm取帶輪寬為70mm6.6.齒輪的設計1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2按齒面接觸疲勞強度設計，即*t - 3：-d .計算模數齒高bKHNQ Iim1-1.00 600MPa =600MPaS二 H 2二 H=令/.快 550MPa=632.5MPa:一H 1 亠，H 2-616.21；.-.2I .試算

13、小齒輪分度圓直徑d1t，代入r H 中的值02幼（嚴；）2Y U H n .計算圓周速度voV = 696m/Sm.計算齒寬b ob -:d d1t = 57.5mmbIV .計算齒寬與齒高之比一hd1t cos :mn廠二 2.32mm乙h = 2.25mnt 二 5.23mm嚴十0h 5.23V .計算縱向重合度亠 0.318 Zitanw.計算載荷系數根據 v = 0.96 m s，KV =0.96 ；=57.5 mmz2 - 116= 1.90a = 150mm7級精度，由斜齒輪，K H 二 K F =2 ；機械設計圖10-8查得動載系數= 60mm-11 - / 34由機械設計表10

14、-2查得使用系數KA = 1 ;由機械設計表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱分布時,K/ -1.315 ；b由一=11.0，KHB = 1.315查機械設計圖10-13得KFB = 1.25 h故載荷系數B1 = 65mmB2 = 60mm7.滾動軸承 和傳動 軸的設 計（一 .軸的設計K 二 KAKVKH： KH ： =1.51W .按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑1 K dt = d1t3一 = 60.4mm 習心VD.計算模數dt cosPm =2.44mm（3.按齒根彎曲強度設計2KY cosT ： /YFaYsa彎曲強度的設計公式m 一312（ r 、）dZ1雜

15、戸F1.確定公式內的各計算數值I .由機械設計圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限c FE 500MPa ；大 齒輪的彎曲強度極限二FE2 =380MPa ；n .由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1 =0.87, KFN2 =0.90;川.根據縱向重合度，從機械設計圖10-28查得螺旋角影響系數 Y二0.87IV .計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數S=1，有KFN1- FE1S= 435MPaKFN2；- FE2s二 342MPaFt =4492NFr 二 1691NV.計算載荷系數K ；K 二 KAKVKF： KF ： =1.44W.查取齒形系數；由機械設計表10

16、-5查得YFai二2.65 ； YFa2二2.18VD .查取應力校正系數；由機械設計表10-5查得Ysa1 =1.58 ； YSa2 =1.79Y Yw.計算大、小齒輪的 Sa并加以比較；竹YFa1Ysa1 =9.6 10J1=0.011二 F 2大齒輪的數值較大。IX.設計計算3：25 丫寧2嚴迤）十3 FdZ1盹升2d z1 匚對比計算結果，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，由于齒輪的模數 m的大小主要取決于彎曲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.幾個尺寸計算1.計算中心距Fa =1186d min = 43.5mmd

17、_ = 45mmd”二 52mm丨1=82mm選取角接觸 球軸承7011ACd m q = 55mm d = 55mm l = 35mm d 心=60 mml珂=62mm d v v二 64mml v_w 二 10mm（W + z2）mn “ca = -= 150mm2cosB2.按修整后的中心距修正螺旋角B-arccos（Zl+Z2）mn=14 82a2.計算分度圓直徑zimn - = 60mm cosP,Z2mn ccd2 =-= 240mmcos P3.計算齒輪寬度b = dd = 60mm取 B2 = 60mm， B = 65mm。（5.結構設計及繪制齒輪零件圖首先考慮大齒輪，因齒輪齒

18、頂圓直徑大于 160mm而又小于500mm故以選用腹 板式結構為且。其他有關尺寸按機械設計圖 10-39存用的結構尺寸設計，并繪制 大齒輪零件圖如下。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，右米用齒輪結構，不且與軸進仃 安裝，故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承和傳動軸的設計部分。ln 皿=50mm l皿=45mm7.7.滾動軸承和傳動軸的設計（一 .軸的設計I .輸出軸上的功率P.i、轉速門|和轉矩Tin由上可知 P| 4.30kw , n =76r min , T 門5.39 105 N mmn.求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑d2 = mZ； = 240mm cos P而

19、R = 2T =4492Nd2an :斤=F1691Ncos PFa = Ft tan ： M186N川.初步確定軸的最小直徑3.取安裝齒輪處的軸端V材料為45鋼，調質處理。根據機械設計表 15-3，取Ao = 110，于是Pdmin 二 Ao3- 42.2mm，由于鍵槽的影響，故 dmin =03dmin = 43.5mmn in輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d-。為了使所選的軸直徑d與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tea =KA-，查機械設計表14-1，取KA =1.3，貝y：Tea =KAT= 700700 N mm按照計算轉矩Tea應小于聯軸器

20、公稱轉矩的條件，查課程設計手冊表 8-5，選用LT8型 彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 710000N mm。半聯軸器的孔徑 d - = 45mm，故 取d-= 45mm，半聯軸器長度L= 112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L 二 84 mm8282 44亠6262亠LQLQ 應略短于輪轂寬度，故取l叩二62mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d，故取h= 4mm，則軸環處的直徑d v二64mm。軸環寬度b 一 1.4h，取 lv=10mm。4.軸承端蓋的總寬度為30mm (由減速器及軸承端蓋的結構設計而定 。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

21、半聯軸器右端面間的 距離I =20mm，故1口工50mm。5.取齒輪距箱體內壁的距離 a=11mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離 s，取s =10mm，已知滾動軸承寬度T = 21mm， 大齒輪輪轂長度L =65mm，則I皿=T s a (65 - 62) = (21 10 11 3)mm = 45mm至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2.軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d即由機械設計表 6-1 查得平鍵截面b h=18mm 11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 50mm，同時為了保 證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪

22、輪轂與軸的配額為H7 ；同樣，半聯軸n6H 7器與軸的連接，選用平鍵為14mm漢9mm漢70mm，半聯軸器與軸的配合為 -。滾動k6軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(3.確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸端圓角2 45 0V .求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30211圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a = 21mm。因此。作為簡支梁的 軸的支撐跨距L2 L3 =55mm，55mm =110mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖 和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C

23、是軸的危險截面。現將計算處的截面C處的M H、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH i = 2246 N ,FNH 2 =2246 NFNV 1 = 845 N , FNV 2 = 845 N彎矩MM H =123530 N mmMV1=46475N mm, MV2 =46475N mm,總彎矩M 48088N mm ， M2 =48088N mm扭矩TT =539000N mmIlH度。根據上表數據,-ca . Mi2 C T)2= 19.5MPa（二 .齒輪軸的設計二訂=60MPaW.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面.判斷危險

24、截面截面A，n ,川,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中M 22295-= - -= 1.34MPaW 16637.5T軸的材料為 45鋼，調質處理，由機械設計表15-1 得二 B B 二 640MPa，均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截 面A, n ,川,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面W和V處過盈配合引起的應力集中 最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應力最大，但應力集中不大 .截面W左側抗彎

25、截面系數W=0.1d= 0.1 553 = 16637.5mm3抗扭截面系數叫 =0.2d3 =0.2 55 33275 mm3截面W左側的彎矩M為5529.5 M = M i22295 N mm55截面W上的扭矩T為T = 539000 N mm截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力T 539000 =16.2MPaWT33275-4 =275MPa，4 =155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數：上及.按機械設計附表 3-2查取。因r = 2.0 =0.033，D = 60 =1.09，經差值后可查得d 60d 55- : - - 1.47，:.二 1.26又由機械設計附圖3-1可

26、得軸的材料的敏性系數為的扭轉尺寸系數q；-二 0.82 , q =0.85故有效應力集中系數為L=1 q,-1) =1.385k =1 q C -1) =1.221由機械設計附圖 3-2的尺寸系數 =二0.73 ；由附圖3-3-0.85軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為九廠0.93軸未經表面強化處理，即q =1，則綜合系數為C J97春CF尸CTK 二叫；1-1=1.51查手冊得碳鋼的特性系數廠 0.1 0.2，取二=0.1:=0.050.1，取=0.05于是，計算安全系數Sca值，則= 104Sca 一 S=S二 12.21 S =1.5ca:S2S2故可知其安全。(3.截面W右側抗

27、彎截面系數W =0.1d3 =0.1 603 =21600mm3抗扭截面系數州=0.2d3 =0.1 603 =43200 mm3-1VETT12.3截面W右側的彎矩M為滾動軸承的校M 二 Mi 55 一29.5 =22295N mm55截面W上的扭矩T為T = 539000 N mm截面上的彎曲應力；b=M =i.03MPaW截面上的扭轉切應力TT - 12.5MPaWT過盈配合處的*二，由附表3-8用插值法求出，并取 匕.0.8，于是得%h 備* =2.20,心=1.76軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為Pa = P,=0.93故得綜合系數為住 1K， 一 1 83 戸尺K廠匚丄-

28、2*27所以軸在截面W右側的安全系數為S-= 145.9K曲 aNmSea.10.66 S =1.5故該軸在截面W右側的強度也是足夠的Vffl .繪制軸的工作圖，如下:lajithiBi（二 .齒輪軸的設計I .輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T-5由上可知 P =4.48kw , n = 300r min , T =1.33 10 N mmn.求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑= mz = 60mm cos :而Ft 二 2T =4433Nditan aFr = Ft. = 1669Ncos PFa = Fttan ： =1171川.初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，調質處理。根據

29、機械設計表 15-3，取人=115，于是8.鍵聯接設計d D B = 50mm 80mm 16mm故 d皿二d在| = 50mm ； 而9.箱體結構的設計卩dmin =AO3；U 28.3mm，由于鍵槽的影響，故 dmin =1.03dmin = 29mm n HI輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑 di，取d】=40mm，根據帶輪結構和尺寸，取I】=70mmIV .齒輪軸的結構設計(1.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.為了滿足帶輪的軸向定位要求，1- U段右端需制出一軸肩，故取U -川段的直徑二 45mm ;2.初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐

30、滾子軸承。按照工作要求并根據du=45mm，查手冊選取角接觸球軸承 7011AC其尺I刑審=IIV -V = 10mm o3.由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端V - V的直徑dv = 60mm， lv $ =60mm o軸肩高度h 0.07d ，故取h二3mm，則軸環處的直徑 d V V = d 刑=56 mm。軸環寬度 b 1.4h ， l V=l 刑 _町=56 mm。4.軸承端蓋的總寬度為35mm (由減速器及軸承端蓋的結構設計而定 。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右端面間的 距離 l =15mm，故 ln=50mm。5.取齒輪距箱體內壁的距離

31、a = 10.5mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s ,取s = 13.5mm ,已知滾動軸承寬度 T = 21.75mm 斗E1150VI160 55I,，貝UI皿=T s a -1 即=(2113.5 10.5 - 10)mm = 35mm至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2.軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 di_n由機械設計表6-1查得平鍵截面 b h = 12mm 8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 56mm。滾動軸承與軸的周向定位 是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(3.確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表

32、15-2，取軸端圓角2 45 0V .求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中 查取a值。對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a = 20mm。因此。作為簡支梁 的軸的支撐跨距L2 L 54mm 54mm=：108mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩 圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算處的截面C處的M H、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =2216.5N,FNH2 =2216.5NFNV1 =834.5N,FNV2 =834.5N彎矩MM H = 119664 N mmMV

33、1=45063N，mm, Mv2 =45063N mm,總彎矩M j =127867 N mm ，M2 =127867N mm扭矩TT = 133000 N mm度。根據上表數據,ShK KifTXIKW.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面.滾動軸承的校核軸承的預計壽命LH =8x8x2x300 = 38400hI計算輸入軸承(1.已知n=320r/min，兩軸承的徑向反力F“ = 2216.5N由選定的角接觸球軸承7010AC軸承內部的軸向力Fd=0.68FrFdi = Fd2 = 0.68Fr =1507 N(2.因為 Fdi+Fae=Fd2，所以

34、 Fa=0故 Fd 1 = Fr1 = 1507 N ， Fd2=Fr2=1507 N(3. FajFr1=0.68，Fa2/Fr2=0.68，查手冊可得 e = 0.68由于 FA1 /FR1 e，故 X1 = 1,丫1 = 0 oFA2/FR2 .計算當量載荷P、P2由機械設計表13-6，取fp =1.5，貝uR = fp(X1Fr +丫店人)=2260.5NP2 = fp(X2Fr +Y2FA)=2260.5N(5.軸承壽命計算由于R = P2，取R =2260N，角接觸球軸承，取$ = 3，人=1查手冊得7011AC型角接觸球軸承的Cr =25.2kN，貝U106 ftC wLH -

35、“ ) J72090hLH60n P故滿足預期壽命。n.計算輸出軸承(1.已知nm=76r/min，兩軸承的徑向反力Fr1 = Fr2 = 2246N由選定的圓錐滾子軸承7011AC軸承內部的軸向力Fd=0.68FrFd1 = Fd2 = 0.68Fr =1527 N(2.因為 Fd1+Fae=Fd2，所以 Fa=0故 Fa1 = Fd1 =1527N , Fa2 = Fd2 =1527N FAI/FRI=0.68 , FA2/FR2=0.68，查手冊可得 e = 0.68由于 FA1/FR1 e，故 Xi =,丫1 = 0。 FA2,，FR2 ce,故 X2=，丫2=0(4.計算當量載荷R、

36、P2由機械設計表13-6，取fp =1.5，貝UR = fp(XF + 七FA) =2290NP2 = fp(X2Fr +%FA) =2290N(5.軸承壽命計算由于P=P2，取P=2290N，角接觸球軸承，取名=3， ft=1 查手冊得7011AC型角接觸球軸承的Cr =35.2，則106 ftC *LH =礦796272 LH60n P故滿足預期壽命。8.8.鍵聯接設計I.帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核軸徑d-40 mm，輪轂長度L - 70mm，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b =12mm， h =8mm， L =56mm(GB/T 1095-2003現校核其強度：1 =L -b = 44m

37、m, T =133N m，2p =2T 漢 103/kld =37.78MPa查手冊得bp=110MPa，因為pp，故鍵符合強度要求。n .輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑d=60mm，輪轂長度L=65mm ,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b =18mm， h =11mm， L =50mm(GB/T 1095-2003現校核其強度：1 = L-b = 32mm , T = 539 N m， =2 P =2Tx103/kld =102MPa查手冊得gp=110MPa，因為pBp，故鍵符合強度要求。川.輸出軸與聯軸器間鍵的選擇及校核軸徑d =45mm，輪轂長度L =70mm，查手冊，選A型平鍵，其尺

38、寸為b=14mm， h=9mm， L=70mm（GB/T 1095-2003現校核其強度：l =L -b=56mm, T =539N m，k = h2bp =2T xl03/kld =95MPa查手冊得CTp=110MPa，因為CT pCTp，故鍵符合強度要求。9.9.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造VHT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用H7配合.is61.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂 到油池底面的距離H大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面 粗糙度為6.3