1、1全套图纸，加 153893706机械课程设计带式输送机二级齿轮传动设计班级：机化 2 班学号：姓名： 指导老师： 2目录1. 设计任务与方案32. 选择电动机43. 电动机参数表44. 分配传动比55. 计算传动装置各轴的运动和参数66. 减速箱外部传动零件（带传动）67. 设计高速级齿轮108. 设计低速级齿轮159. 减速器轴及轴承装置、键的设计19轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计20轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计24轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2810. 箱体结构尺寸3011. 润滑与密封 3112. 设计总结3213. 参考文献323一、设计任务与方案1、题目：带式输送机
2、传动装置2、已知输送机工作条件：输送机用于谷物、型沙碎矿石的担升，运输方向不变，工作载荷稳定，工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 个小时。已知设计参数：输送带的牵引力9，带速 0.4 ，提升机鼓轮直径m/s300mm工作效率为 0.972、确定传动方案（如下图） 、 、 、 1、输送带鼓轮 2、带传动 3、减速器 4、联轴器 5、电动机2、辅助件有:观察孔盖,油标和油尺 ,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。3、方案分析：这是一个带式输送机传动简图，结构简单，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器，此方案中齿轮相对于轴承的位置不对称，
3、因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。4、设计的主要任务：1）选择电动机，2）带传动装置的设计，3）齿轮的设计，4）轴承、4联轴器的选择 4）轴的设计 5）绘制装配图和零件图二.选择电动机目的 过程分析 结论类型 根据输送机的工条件选择选用全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机Y 系列，380功率工作机所需有效功率为 Pw FV9000N0.4m/s带传动效率 10.96球滚动轴承传动效率(四对)为 20.99 4圆柱齿轮传动(7
4、 级精度)效率(两对) 为 30.97 2弹性联轴器传动效率(一个)取 40.99 输送机滚筒效率为 50.96电动机所需要的工作效率Pd FV/1000 1 2 3 4 5 =4.32kw因为载荷稳定，电动机的额定功率 Ped 略大于 Pd 即可查表选用 Ped 5.5kw的电动机Y132s1-2Y132s-4Y132M2-6Y160M2-8转速鼓轮轴的工作转速 n w601000V/ D=25.48 r/min通常带传动比的合理范围为 24，二级齿轮传动比的合理范围为840，所以总传动比的合理范围为 16160，所以电动机的转速范围为ntd =ite nw =(16160) 25.48 r
5、/min = 4084080 r/min查表符合的同步转速有四种750 r/min1000 r/min1500 r/min 3000 r/min型号比较四种方案方案 型号 Ped/kw同步 nr/min满载 nmr/min重量/N总传动比1 Y132s1-2 5.5 3000 2900 640 113.82 Y132s-4 5.5 1500 1440 680 56.53 Y132M2-6 5.5 1000 960 840 37.74 Y160M2-8 5.5 750 720 1190 28.3综合考虑机重，价格，结构紧凑性等，选用电动机 Y132s-4三、Y132s-4 的安装尺寸中心高 外形
6、尺寸L1*(AC/2+AD)*HD底脚安装尺寸底脚螺栓轴伸尺寸键联接部分尺寸GD132 475*(270/2+210)*315 216*140 12 38*80 10*8注：以上数据由机械手册所得5四.分配传动比目的 过程分析 结论分配传动比1、传动系统的总传动比 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串wmni联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；n m 是电动机的满载转速，r/min；n w 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 n w601000V/ D=25.48 r/mini/140rm1440/25.4856.5wni2、分配各级传动比。带传动比设为 io3，则减速器的传动
7、比igi/i o =18.8，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i1 = 13.584.1.gi6/2 36.152oii6五、计算传动装置各轴的运动和参数六、减速箱外传动零件设计（带传动）目的 过程分析 结论目的 过程分析 结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0 轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。电
8、动机 两级圆柱减速器 工作机轴号O 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n(r/min) n0=1440 n1=480 n2=93.57 n3=25.57 n4=25.57功率P(kw) P0=4.32 P1=4.15 P2=3.99 P3=3.83 P4=3.75转矩T(Nm) T0=28.65 T1=82.57 T2=407.23 T3=1430.45 T4=1400.57相邻两轴 带传动 齿轮 齿轮 联轴器传动比 i i01=3 i12=5.13 i23=3.66 i34=1传动效率 01=0.96 23=0.96 23=0.96 34=0.98注：0/95npTnoomd110/95
9、npTio22/11322950/npTii3322/ii4433/i8普通带传动1、 确定计算功率 cap查表（87）得工作情况系数 ，故2.1AkwkpedAca 6.52.12、 选择带带型根据 ， 查图（811）得使用型带caon3、 确定带轮的基准直径 d）确定小带轮的基准直径 ，验算带速1由于电动机的伸出轴38，所以由表（86）选择小带轮基准直径 md901再由公式算得 smndo/78.610/1，所以适合ss25/5）由公式算得大带轮 mm2093102ddi再查表 88 选用 mm8所以实际传动比 ./12di4、 确定带的中心距 a 和基准长度 doL1）根据式 得)()(
10、7.02121od mao74059初定 mao32）由 addLood 06.184/)()(2121 查表 82 得 d503）实际中心距 mLadoo5.3/)(则中心距的变化范围mm72,.10.,15.0,maxin dd 1、 选择型带2、 小带轮采用实心式3、 大带轮采用腹板式（带轮的具体结构尺寸如下）9普通带传动5、 验算小带轮包角 9045.17/)(3.571802ad6、 计算带的根数 ） 计算单根带的额定功率 rp由 查表（84a）得 kwmin/140,901ndo05.1op由 和带，查表（84b）得 kw.3i/r 6查表（85）得 ，表（82）得带长修正系数 ，
11、95k 93.Lk故 kw0.1)(Lorp） 计算带的根数 z,故取 z74.6/rcaz7、 计算单根带的初拉力的最小值 由表（83）得型带的单位长度质量 mkgq/1.0NpkFcao 2)5.2(0)(min8、 计算最小压轴力 zop 36.1502sin)()(min9、 带轮结构设计） 选择材料根据已知的工作条件和带速，选取材料为150） 设计带轮结构由 dd1 =90mm118注：y 为谷角） 带轮的技术要求轮缘、腹板上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；允许对轮缘、腹板进行表面缺陷修补1、选择型带2、小带轮采用实心式3、大带轮采用孔板式（带轮的具体结构尺寸如下）101、 带轮材料
12、1502、 小带轮基本尺寸 45.1082)(7.13829601CmfezBdLmdfa大带轮结构1、材料一样2、大带轮尺寸 45108246801CBmLddfa11七.设计高速级齿轮目的 过程分析 结论高速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度、材料、齿数及螺旋角） 选用斜齿圆柱齿轮传运输机速度不高，故选用级精度）材料选择。由表（101）小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。12）选小齿轮齿数 10，大齿轮齿数 2 1 15.1320=102.6,取Z2=103。）选取螺旋角。初选螺旋角 42、按齿面接触强度计算按公式（1021）试算，
13、即 3211 )(2HEdtt ZuTK）确定公式内的各计算数值（）试选 6.1tK（）由图，选取区域系数 43.2HZ（）由图查得 76.019055.21（）计算小齿轮传递的转矩 412.8TmN（）由表选取齿宽系数 d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH601lim H502lim（）由式计算应力循环次数91 1.)83016(48hjLnN892 579.2./052./u（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 ，.1HNK98.02HN（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=
14、1，由式得MPaSKHNH57069.01lim1 398.2li2PaHH 5.42/)570(/)(21 1、齿轮参数 mBdmdazmafn59642906.58247.13.642821112、齿轮材料1）小齿轮材料为（调质） ，硬度为2）大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS3、齿轮结构1）初设小齿轮 1采用齿轮轴式2）大齿轮 2 采用腹板式（附有零件图）13）计算（）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1mdt 54.5481932.65.0278613 241 （）计算圆周速度smnvt /36.1064.106（）计算齿宽及模数 ntdbt541mZmtnt 62.01co
15、scs116.985./4/,895.62.52. hbhnt（）计算纵向重合度 .tan2013.ta318.0Zd（）计算载荷系数 K查表（102）知使用系数 ，根据 ，级精度，由Asmv/36.图查得动载荷系数 05.1V由 ，由表查得NbdTFKtAtA /63.511，由表查得 ，4.H40.1HK根据 ， 在图（1013）查得016.9/h285.1F所以 05HVAK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 mdtt 73.86.1/.24/331 （）计算模数 nmZn 85.20cos73.58cos11、齿轮参数 mBdmdazafn59642906.58247.
16、13.642821112、齿轮材料1）小齿轮材料为（调质） ，硬度为2）大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS3、齿轮结构1）初设小齿轮 1采用齿轮轴式2）大齿轮 2 采用腹板式（附有零件图）143、按齿根弯曲强度计算由式 321cosFSdnYZYKTm） 确定计算参数（）计算载荷系数89.125.40.FVAK（）根据纵向重合度 ，从图查得螺旋角影响系数58618.0Y（）计算当量齿数75.124cos0389.321ZV（）查取齿形系数由表查得 .1FaY8.2Fa（）查取应力校正系数由表查得 56.1Sa795.12Sa（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPFE501大齿轮的弯曲
17、疲劳强度极限 MPaFE3802（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数8.01FNK9.02FN（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaFENF 29.314.511 SKFEF 78092221、齿轮参数 mBdmdazmafn59642906.58247.13.6428211115（）计算大小齿轮的 FSaY015689.7.249183321FSaFY大齿轮的数据大） 设计计算 mmn 81.0569.65.12014cos8.8.13 24 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数，取 2mm，已可满足弯曲强度。但为了同
18、时满足接nm触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的md73.581齿数。于是由 49.2cos73.58cos1ndZ取 ，则 ，取2816.12.12i 132Z4、几何尺寸计算） 计算中心距 mmZan .764cos)8(cos)(21将中心距圆整为 176mm）按圆整后的中心距修正螺旋角 1.43.1762)8(arcos2)(arcos1 Zn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ） 计算大、小齿轮的分度圆直径 mmZdn8.2941.cos37.5.82211、齿轮参数 mBdmdazafn59642906.58247.13.6428211116高速
19、级齿轮设计） 计算大、小齿轮的齿根圆、齿顶圆直径 md mchzfn2906.521.4os/)2(11an./)(211） 计算齿轮宽度 db7.5.1圆整后取 ；mB926415、验算 NdTFt 287.501mbKtA /10/6.49.故齿间载荷分配系数适合6、齿轮结构1）小齿轮直径很小，故采用齿轮轴式2）大齿轮齿顶圆直径大于 160，又小于 500 故采用腹板式1、齿轮参数 mBdmdazmafn59642906.58247.13.64282111八.设计低速级圆柱直齿传动目的 设计过程 结论选定齿轮精度等级、材料及齿数）选用直齿传动，级精度）由表选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为
20、，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS。）选小齿轮齿数 ，263Z大齿轮齿数 16.95.14i取 95417按齿面接触强度计算1）由设计计算公式计算3223 )(1.HEdt ZuKTd2）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数 .t（2）计算小齿轮传递的转矩mNT521073.4（3）由表选取齿宽系数 1d（4）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（5） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 a52li（）由式计算应力循环次数823 10.)30816(57.9360hjLnN784/15.（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 98.
21、3HNK.4HNK（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSHNH 586098.1lim33 PaK25.2li443）计算（） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td3Hmdt 7.95)8.1(6.41072.43.2251、齿轮参数 mBdmdzmaf91045.236.591360233442、齿轮结构） 小齿轮 3 用实心结构） 大齿轮 4 用腹板式18按齿面接触强度计算（） 计算圆周速度 vsmndvt /47.01605.9374.316023 （） 计算齿宽btd1（） 计算齿宽与齿高之比模数 mZmtt 68.327953齿高 5.1
22、./795/ 2.hbt（） 计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图查得动载荷系数smv/4.01V因为是直齿，所以 1FH由表查得使用系数 AK由表查得 49.H由图2查得 251F故载荷系数 4190.HVAK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 mdtt 5.983.1/4.795/33计算模数 Zm.26/.8/11、齿轮参数 mBadmdzmf91045.236.591360233442、齿轮结构） 小齿轮 3 用实心结构大齿轮 4 用腹板式19按齿根弯曲强度计算由式得弯曲强度的设计公式为 32FSdYZKTm）确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
23、MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 382（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数925.03FNK95.04FN（） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式得MPaaSFENF 36.04.1133 KFEF 8.257.38950244（） 计算载荷系数 9.11FVA（）查取齿形系数由表查得 60.23FaY.24Fa（）查取应力校正系数由表查得 59.13Sa785.14Sa（） 计算大小齿轮的 ，并比较FY大齿轮的数据大0156.86.257192.3.043FSaFY）计算 mm87.2.3432对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计
24、算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 2.87，并就近圆整为标准值3。 1、齿轮参数 mBadmdzmf91045.236.591360233442、齿轮结构） 小齿轮 3 用实心结构大齿轮 4 用腹板式20按齿根弯曲强度计算按接触强度算得的分度圆直径 md5.983算出小齿轮齿数 取 2/3Z3Z大齿轮齿数 取7.106.24i 1204几何尺寸计算）计算分度圆直径 mZd36012943）计算齿根圆和齿顶圆直径 mf 5.32).()5.( 914433 mzda6)2(1043）计算中心距 5.29/)39(/)(43 ）计算齿宽 db13取 mB94043 1、齿轮参数 mBadmdzm
25、f91045.236.59136023344齿轮结构 ） 小齿轮 3 用实心结构） 大齿轮 4 用腹板式九.减速器轴及轴承装置、键的设计布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）211轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的 过程分析 结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率 min/480n,15.41rkwP转 速转矩 mNT1027.8求作用在齿轮上的力NFdtantrt 8.71.4ta2860costncos286.5141 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 12A（以下轴均取此值） ，于是由式初步估算轴的最小直径选轴的材料为
26、钢，调质处理22输入轴的设计及其轴承装置、键的设计mnPAd 9.2480/15.2/331min 该段为伸出段，有键槽，为了满足强度要求，所以计算值应该增大 3，即，取m6.0.92ind1in轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足带轮的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，故取段的直径 ， 比 L 略短，取 ，md26321l ml4521l203（2）因为轴承受到轴向力比较小，主要受径向力，所以初选型号 6206 的深沟球轴承，参数如下：外形尺寸 ，安装尺寸 ，基630BDd 56,21D本额定动载荷 ，基本额定静载荷 ，故KNCr
27、91.4KNCr0.， ， md30743 m5765 ml743（3）这是一根齿轮轴，所以 ，根据安装情况取d6,.5，因为轴环 ，l154 hb,.1l1073）轴上零件的周向定位（以下轴均一样）滚动轴承与的周向定位是采用过渡配合的方式4）确定轴上圆角和倒角的尺寸（以下轴均相似）从表 152，取轴端倒角 1.5450，圆角半径根据各段的直径来选定求轴上的载荷并校核跨度为 mL5,1021）计算齿轮上的作用力 NFdTtantrt 8.71.4ta2860cosncos7.8241 轴参数如下 mlllmldmd160416204537.530264753764123输入轴的设计及其轴承装置
28、、键的设计2）计算支反力及弯矩扭矩图（）水平面支反力mNLFMNHBt 107325.4621（）垂直面支反力mNLFMdNVBarNV583048.7/)2( 21221121左右（3）合成弯矩 mNMVBHB 5.13026922 右右 左左24输入轴的设计及其轴承装置、键的设计（4）计算扭矩并作扭矩图 mNT410257.8）轴计算截面的当量弯矩由合成弯矩图和转矩图知，截面处弯矩和扭矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，轴的扭转切应力为脉动循环应力，故取 ，6.0该段轴为齿轮故0.1d 3=0.1d13，所以轴的计算应力 MPaWTMBca 83.192/0257.860.2
29、97/)( 42212 ）（左 由表查得 ， ，故安全Pa601c校核轴承和计算寿命（） 校核轴承 A 和计算寿命径向载荷 ，轴向载荷 ，相NFNVHr 5.821 NFaA8.71对的轴向载荷 ，查表 135 得 e=0.275,再由 e，07./orAaC 90/r故查表取 X0.56， ，再由表取 则，A 轴承6.Y.pf的当量动载荷，校核安全。rAarpA CNFfP72.10)(计算轴承 6206 的寿命 hPnLArh 8.1042)(631（2）校核轴承 B 和计算寿命径向载荷 NFNVHr 5.22当量动载荷 ，校核安全rBrpCfP.486该轴承寿命该轴承寿命 hPnLBrh
30、98.745)(013选用校核键根据使用要求，我们先择单圆头平键，再由轴径和轮毂查表，选用单圆头平键的尺寸 78bm4Ll362/由式， MPakldTp 6.542375.0/1.2)/(103查表，得 MPap，键校核安全p轴承参数采用 6206 型162BDd键的参数 78hbmL40252轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计目 过程分析 结论中间轴及其轴承装置、键的设计 ，转矩min/57.93n,9.322 rkwP转 速 mNT23.4072输出轴上的输入功率 in/5,83rkwP转 速转矩 NT4.103求作用在低速级小齿轮上的力 NaFdnltlrlt 4.2890tan9.7
31、46763/1523 求作用在高速级大齿轮上的力Nht28hr1Fha.71初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 12A于是由式初步估算轴的最小直径 mnPAd1.39/32min这是安装轴承处轴的最小直径 2d轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）因为轴承受到轴向力比较小，主要受径向力，所以初选型号 6208 的深沟球轴承，参数如下：外形尺寸 ，基本额定动载荷 ，1804BDd KNCr8.2基本额定静载荷 ，故 KNCr76.1 md521（2）安装齿轮段。取 ， ， 。两齿轮间5432 23l ml564以轴环定位，因
32、为上 h0.07d,b=1.4h,所以取 0483（3）为满足左端轴承和小齿轮（右端轴承和大齿轮）的轴向定位要求，轴承右端采用套筒定位，套筒的参数如下45，d40，15，所以 l2521选轴的材料为钢，调质处理轴的参数 mlllmldmd184561024857065477364321265、求轴上的载荷并校核（受力图、弯矩图及扭矩图见下一页图 1）跨度为 ， ，mL751872mL53）计算支反力和弯矩（） 水平面支反力和弯矩（） NLFLhtltNHt 6.4928/)(021123321 在 C 处， mM40在处， NHD3.5632（）垂直面支反力和弯矩 mNLFMmNLFdLNVD
33、lrClrahrNVlr2.163098.45)(.89.1/27)(2 12212331右左（）合成弯矩图C 处 VCH6.32D 处右侧 mNMDD15809右处左侧 VH.272左左）计算转矩并作转矩图mNT3.4072）校核轴由合成弯矩图和转矩图知，C 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取 同，6.03328.7401.mdWMPaPaTMCca 68.3/)(22 所以不安全，应适当增大 d2-3,从而相应改变轴、轴承的尺寸，具体如下。改选轴承6209，其尺寸 ， ， ，轴做成1954BDdKCr1.25KWCor7.1七段， mLmdLmL d8,56,1
34、02,14,1875 5443632721 65 套筒的尺寸如下 。Bd轴的校核省略。271、低速轴弯矩图2、中间轴弯矩图28校核轴承和计算寿命）校核轴承 A 和计算寿命径向载荷 NFNVHr 58.6212由表取 .pf由式9当量动载荷 ，校核安全rArpCfP3.该轴承寿命该轴承寿命 hCnLArAh768.50)(6012）校核轴承 B 和计算寿命径向载荷 NFNVHr 4.9382轴向载荷 haB.71所以由 ，查表 135 得 ，又 e,查得04/oraCF2.0e146.0/BraFX=1,Y=0 ,所以轴承的当量动载荷为 NYXFfPBrB 5.3)(该轴承寿命该轴承寿命 hCn
35、LBrh948.17)60132选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键 L=100, bmk5.0mbLl8120由式， MPakldTp 3.46)/(03查表，得 12，键校核安全p）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键 812hbmL50mhk45.0Ll3由式， MPakldTp .7)/(02查表，得 1，键校核安全p轴承参数 19854BDd键的参数1） 82hbL=1002）mL50293.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的 过程分析 结论输出轴及其轴承装置、键的设计由第二轴的计算可知第三轴上齿轮 ,输入功率NFt9.746Fr4.289,转矩min/5n,83.3kwP转
36、 速 mNT5.130初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径 Ad 48.97.2/8.1/33min 这是安装联轴器处轴的最小直径，查表，取 ，两轴5.1AK器的计算转矩 查简明机械设mNTKAca .15.4305.3计手册 ，选用 GL10 型滚子链联轴器，其公称转矩为 2500N。半联轴器的孔径 ，又因有键槽，故取 ，半联轴器与轴配md601d67合的孔长度 。L7轴的结构设计）轴的形状见前面的结构图）确定各段直径和长度（）在第段左端制一轴肩，取 ，右端用轴端挡圈定md67位，取直径为 D68。为保证压紧联轴器，取 l1057（）初选型号为 6214 的深沟球轴承， ，2
37、4BD安装尺寸 基本额定动载荷 基本额定静载m791KNCr.4荷 。可取 KNCor38.l265 md706521左端应用轴肩定位 d4（）由于装有键槽,取安装齿轮处直径 ， 应略小43232l于齿轮宽度，取 ，右端用轴肩定位 ，ml9632 321.08dhd其 中左端用套筒定位，套筒的尺寸 dDB707914，所以取， l621 ll20,5764 5.74.143l取 043轴的材料同上选用 GL10 型滚子链联轴器与轴配合的孔长度 mL107轴的结构参数 mlllmldmd105261936709847076543275432130输出轴及其轴承装置、键的设计4、校核轴受力图，弯矩
38、图，扭矩图见上 26 页图 2。跨度 mL136,7421）计算支反力（）水平面支反力和弯矩NLFtNH56.1421 NLFtH34.28012mMC.380（）垂直面支反力和弯矩NLFNLFrVrNV 23.109/,17./221 C583641（）合成弯矩图C 处 mMVCH02.622 ）计算转矩，并作转矩图mNT45.1303 ）校核轴由合成弯矩图和转矩图知，C 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取 ,W=0.1d32-36.0校核安全MPaPaWTMCca 69.3/)( 1232 5校核轴承和计算寿命）校核轴承 A 和计算寿命径向载荷 NFNVHr 8
39、5.4721由式当量动载 ，安全。rArpCfP3.602该轴承寿命该轴承寿命 hCnLArAh 4.97)(603）校核轴承 B 和计算寿命径向载荷 NFNVHr 06.282当量动载荷 ，校核安全rBrpCfP7.15该轴承寿命该轴承寿命 hPnLBrh 39.4826)(603 轴承参数 241570BDd31输出轴及其轴承装置、键的设计6、选用校核键（）齿轮处的键由表选用圆头平键 120hbmL90mhk65.0Ll7由式， MPakldTp 4.)/(123查表，得 0，键校核安全p（）联轴器的键由表选用单圆头平键 18hbmL0mhk50Ll92/由式， MPakldTp 75.)
40、(1034查表，得 ，键校核安全p 键的参数1） 20hbmL92） 81十.箱体结构尺寸目的 分析过程 结论机座壁厚 =0.025a+3 9mm机盖壁厚 1 1=0.02a+3 8mm机座凸缘壁厚 b=1.5 13.5mm机盖凸缘壁厚 b1=1.5 1 12mm机座底凸缘壁厚 b2=2.5 22.5mm地脚螺钉直径 df =0.036a+12 20mm地脚螺钉数目 a250,n=6 取 4 颗轴承旁联接螺栓直径 d1=0.75 df 16mm机盖与机座联接螺栓直径 d2 d2=(0.50.6) d f 10mm联接螺栓 d2 间距 L=150200 160mm窥视孔螺钉直径 d4=(0.30.4) d f 6mm定位销直径 d=(0.70.8) d 2 7mm与外机壁的距离21,f Df=26mm,D1=16mmD2=19mm至凸缘距离,df f=40mm2=16mm轴承旁凸台半径 R 20 mm轴承端盖凸缘外径 +（15）mm D1=72mmD2=95mmD3=135mm轴承端盖外径 162mm
