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1、1 华南农业大学 设计名称：螺旋输送机传动装置设计 姓名：吴镇宇 田敬 学号：201131150122 201131150223 班级：11 车辆一班 指导老师：王慰祖 2 一、设计任务书 二、电动机的选择 三、计算传动装置的运动和动力参数 四、传动件的设计计算 五、轴的设计计算 六、箱体的设计 七、键联接的选择及校核计算 八、滚动轴承的选择及计算 九、联连轴器的选择 十、减速器附件的选择 十一、润滑与密封 一、机械设计课程设计任务书 题目：设计一个螺旋输送机传动装置，用普通 V 带传动和圆柱齿轮传动组成减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，二班制，使用期限 10 年（每年工作日 3003 天），
2、大修期四年，小批量生产。(一)、总体布置简图 (二)、工作情况：工作时载荷基本稳定，运送方向不变。(三)、原始数据 输送机工作轴上的功率 Pw(kW)：2.6 输送机工作轴上的转速 n(r/min)：80(四)、设计内容 1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计 4.滚动轴承的选择 5.键和连轴器的选择与校核；4 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写(五)、设计任务 1.减速器总装配图 1 张 2.零件图 3 到 4 张 3.不少于 30 页的设计计算说明书 1 份(六)、设计进度 1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、第二阶段：轴与轴系零件的设
3、计 3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 5 电动机的选择 1、电动机类型和结构的选择：选择 Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw)由电动机至输送机的传动总效率为：总=45 根据机械设计课程设计10 表 2-2式中：1、2、3、4、5分别为联轴器 1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器 2 和圆锥齿轮传动的传动效率。取=0.99，0
4、.99，0.97，.9、5 0.93 则：总=0.990.9940.970.990.93 =0.85 所以：电机所需的工作功率：Pd=/总 =2.6/0.85 =3.1(kw)因载荷平稳,电动机额定功率 Ped略大于 Pd即可。6 3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为：n80 r/min 根据 机械设计课程设计 10 表 2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。取开式圆锥齿轮传动的传动比=3。则总传动比理论范围为：a =18。故电动机转速的可选范为 Nd=a n =(618)80 =4801440 r/min 则符合这一范围的同步转速有：750、1000和 150
5、0r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案 电 动 机 型号 额 定功率 电动机转速(r/min)电 动 机重量(N)参 考 价格 传动装置传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V 带传动 减速器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见
6、第 2 方案比较适合。此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能：中心高 H 外形尺寸 L(AC/2+AD)HD 底角安装尺寸 AB 地脚螺栓孔直径 K 轴 伸 尺 寸 D E 装键部位尺寸 FGD 7 132 520 345315 216178 12 2880 1041 电动机主要外形和安装尺寸 计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速 n 1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=960/80=12 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia=i0i （式中 i0、i 分别为开式圆锥齿轮传动 和减
7、速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：8 根据指导书 P10表 2-3，取 i0=3（圆锥齿轮传动 i=23）因为：iai0i 所以：i iai0 12/3 4 四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，以及 i0,i1为相邻两轴间的传动比 01，12，为相邻两轴的传动效率 P，P，为各轴的输入功率 （KW）T，T，为各轴的输入转矩 （N m）n,n,为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。9 1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速：轴：n=nm=960（r/min）轴：n=n/i=960/4=2
8、40r/min III轴：n=n 螺旋输送机：nIV=n/i0=240/3=80 r/min（2）计算各轴的输入功率：轴：P=Pd01=Pd1=3.10.99=3.069（KW）轴：P=P12=P23 =3.0690.990.97=2.95（KW）III轴：P=P23=P24 =2.950.990.99=2.89（KW）螺旋输送机轴：PIV=P25=2.890.990.93=2.66（KW）10 （3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=95503.1/960=30.84 Nm 轴：T=Td01=Td1=30.840.99=30.53 Nm 轴：T=Ti 12=T
9、i 23 =30.534 0.990.97=117.3Nm III轴：T=T24=117.30.990.99=114.97 Nm 螺旋输送机轴：TIV=T i025=317.5Nm（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=3.0690.99=3.04KW P=P轴承=2.950.99=2.95KW P =P轴承=2.890.99=2.86KW P =P轴承=2.660.99=2.64 KW（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T=T轴承=30.530.99=30.22 Nm T =T轴承=117.30.99=116
10、.1Nm T =T轴承=114.970.99=113.8Nm T =T轴承=317.50.99=314.5Nm 11 综合以上数据，得表如下：轴名 功效率 P（KW）转矩 T（N m）转速 n r/min 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 3.1 30.84 960 1 0.99 轴 3.07 3.04 30.53 30.22 960 0.96 4 轴 2.95 2.95 117.3 116.1 240 0.98 轴 2.89 2.86 115 113.8 240 3 0.92 输送机轴 2.66 2.64 317.5 314.5 80 传动零件的设计计算(一)、减速器内传动
11、零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。螺旋输送机为一般工作机械，齿轮精度初选 8 级。(2)、初选主要参数 Z1=21 ，u=4 Z2=Z1u=214=84 由表 10-7选取齿宽系数d1 12 （3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t32112HHEZZuudkT 确定各参数值 1)试选载荷系数 K=1.3 2)计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55106P/n1=9.551063.04/960 =3.02104
12、N mm 3)材料弹性影响系数 由机械设计表 10-5取 ZE=189.8MPa 4)区域系数 ZH=2.5 5)由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。6)由式 1015 计算应力循环次数 N160n1jLh609601（2 8 30010）2.764109 N2N1/46.912108 7）由图 10-23取接触疲劳寿命系数KHN10.93；KHN20.97 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（1014）得 H1S*KHN11limH0.93600MPa558MPa H2S
13、*KHN22limH0.97550MPa533.5MPa 13 取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，即 H H2533.5MPa（4）、计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 H中较小值 d1t 32112HEHdtZZuuTK=42.66mm 2)计算圆周速度 v=2.1m/s 3)计算齿宽 b 及模数 mt b=d*d1t=142.66mm=42.66mm mt=11zdt=2.03 mm h=2.25mt=2.252.03mm=4.568mm b/h=42.66/4.568=9.339 4)计算载荷系数 K 已知工作载荷平稳，所以取 KA=1，根据 v=2.1m/s,8级
14、精度，由图 108 查得动载系数 KV=1.11；由表 104 用插值法查得 8 级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，KH=1.343 由图 1013 查得 KF=1.28 14 直齿轮 KH=KF=1。故载荷系数 K=KA*KV*KH*KH=11.111 1.343=1.491 5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1012）得：d1=31/ttKKd=mm=44.65mm 6)计算模数 m m 11zd=mm=2.13 mm（5）按齿根弯曲强度设计 由式(107)得弯曲强度的设计公式为 m 3212FSaFadYYzKT 1）确定计算参数 A.计算载荷系数 2 K=KA*KV*KH
15、*KH=11.111 1.343=1.491 A.查取齿型系数 由图 1017 查得 YFa1=2.76；YFa2=2.228 B.查取应力校正系数 由表 1018 查得 Ysa1=1.56；Ysa2=1.762 C.计算弯曲疲劳许用应力 由图 10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380Mpa；15 由图 10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856，KFN2=0.892 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-14）F=SKFNF得：F1=428Mpa F2=242.11MPa D.计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 11
16、1FSaFaYY=42856.176.2=0.01005 222FSaFaYY=11.242762.1228.2=0.01621 大齿轮的数值大。（6）、设计计算 m=1.42mm 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 1.42并就近圆整为标准值 m=1mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=44.65mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=44.65/1=44.65取 Z1=45 大齿轮齿数 Z2=4x45=180（7）、几何尺寸计算 a)计算分度圆直径 d1=mZ1=245=90mm d2=mZ2=2180=360mm b)计算中心距 a=m （Z1+Z2）/2=2（45+180）/2
17、=225 mm 16 c)计算齿轮宽度 b=d1d=90 取 B2=95mm B1=90mm （8）、结构设计 大齿轮采用腹板式，如图 10-37（机械设计）减速器外传动件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45 钢。调质处理，齿面硬度为 230HBS；大齿轮：45 钢。正火处理，齿面硬度为 190HBS。齿轮精度初选 8 级(2)、初选主要参数 Z1=26，u=3 Z2=Z1u=263=78 取120,0.3Rxx（3）确定许用应力 A:确定极限应力limH和limF 齿面硬度：小齿轮按 230HBS，大齿轮按 1
18、90HBS 查图 10-25d得lim1H=580Mpa,lim2H=550 Mpa 查图 10-24c得lim1F=450Mpa,lim2F=380Mpa B:计算应力循环次数 N，确定寿命系数 kHN,kFN N1=60n3jLh=602401（2 8 30010）=6.912108 N2=N1/u=6.912108/3=2.304108 查图 1023 得 kHN1=0.96,kHN2=0.98 17 C：计算接触许用应力 取min1HS min1.4FS 由许用应力接触疲劳应力公式 MPaSHHH8.556k1limHN11 MPaSHHH539k2limHN22 查图 10-18得
19、kFE1=0.89 kFE2=0.91 aFFFMPS07.2864.189.0450kFE11lim1 aFFFMPS2474.191.0380kFE22lim2（4）初步计算齿轮的主要尺寸 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（1029）试算，即 dt 322RRu5.0192.2HEtZTK）（确定各参数值 1)试选载荷系数 K=1.3 2)计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55106P/n3=9.551062.64/240 =1.05105N mm 3)材料弹性影响系数 18 由机械设计表 10-5取 ZE=189.8MPa 4）试算小齿轮分度圆直径d1t
20、 d1t 322RRu）5.01（92.2HEtZTK =32255398.1893）3.05.01（3.01005.13.192.2=86.54mm 5）计算圆周速度 v=10006021ndt=10006024054.86=1.087m/s 因为有载荷平稳，查表 10-2得 KA=1。根据 v=1.09m/s,8级精度，由图 108 查得动载系数 KV=1.03；取 KH=1.2,KH=1。故载荷系数 K=KA*KV*KH*KH=11.031 1.2=1.236 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1013）得 d1=31/ttKKd=33.1/236.154.86mm=85.
21、1mm 85.1=72.335mm 7）计算大端模数 m m 11zd=261.85mm=3.27 mm（5）、齿根弯曲疲劳强度设计 由式(1027)19 mn 32212RR1u5.014FSaFaYYzKT）（确定计算参数 1）计算载荷系数 由表 10-4查得KH be=1.25 则KF=1.5 KH be=1.875 K=KAKVKF KF=11.031 1.875=1.93 2）齿形系数和应力修正系数 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数cosvzz算。其中 zv1=26/0.95=27.37 Zv2=78/0.32=243.75 查图 10-17 齿形系数 YFa1=2.57；YFa
22、2=2.06 查图 10-18应力修正系数 Ysa1=1.60；Ysa2=1.97 3）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111FSaFaYY=07.28660.157.2=0.01437 222FSaFaYY=24797.106.2=0.01643 大齿轮的数值大。4）设计计算 mn 32212RR1u5.014FSaFaYYzKT）（20 =322250.016431326）3.05.01（3.01005.193.14=3.06 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 3.06并就近圆整为标准值 m=3mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=85.1mm，算出小齿轮齿数 Z1
23、=d1/m=85.1/3=28.4取 Z1=29 大齿轮齿数 Z2=3x29=87（7）、几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 d1=mZ1=229=58 mm d2=mZ2=287=174mm 2)计算锥距 R=21ud）2d（）2d（212221=91.7 3)计算齿轮宽度 b=RR=91.7x0.3=27.51 取 B2=35mm B1=28mm 轴的设计计算（一）、减速器输入轴（I 轴）1、初步确定轴的最小直径 选用 45#调质，硬度 217-255HBS 轴的输入功率为 PI=3.07 KW 转速为 nI=960r/min 21 根据课本（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115
24、 2、求作用在齿轮上的受力 因已知道小齿轮的分度圆直径为 d1=58mm 而 Ft1=dT2=1042N Fr1=Ftntan=379.3N 圆周力 Ft1，径向力 Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 1，5 滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 6密封盖 7 轴承端盖 8轴端挡圈 9半联轴器 2）确定轴各段直径和长度 1 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取=22mm，根据计算转矩 TC=KATI=122 30.53=30.53Nm，查标准 GB/T 50141986，选用 YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为 l1=52mm,
25、轴段长 L1=50mm 2 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径 取30mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm，故取该段长为 L2=74mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6207型轴承，其尺寸为 d DB=357217，那么该段的直径为35mm，长度为 L3=20mm 4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4=45mm，长度取 L4=22.5mm 5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为62mm，分度圆直径为58mm
26、，齿轮的宽度为 65mm，则，此段的直径为 D5=62mm，长度为 L5=65mm 6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=45mm 长度取 L6=22.5mm 7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=35mm，长度 L7=20mm 4、求轴上的的载荷 1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=521N 23 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA=RB=Fr/2=189.7N 1）作出轴上各段受力情况及弯矩图 2）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面
27、 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=70.36Nm,由课本表 15-1有:-1=60Mpa 则：e=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)24 =70.361000/(0.1453)=7.72-1 2右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：e=MD/W=MD/(0.1D13)=35.41000/(0.1243)=25.61 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的。（二）、减速器输出轴（II 轴）1、初步确定轴的最小直径 选用 45#调质，硬度 217-255HBS 轴的输入功率为 PI=2.95KW 转速为 nI=240r
28、/min 根据课本（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115 2、求作用在齿轮上的受力 因已知道大齿轮的分度圆直径为 d2=360mm 而 Ft1=dT2=645N Fr1=Ftntan=235N 圆周力 Ft1，径向力 Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 25 1，5 滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7 键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 2）确定轴各段直径和长度 1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取32mm，根据计算转矩 TC=KAT=1117.3=117.3N.m，查标准 GB/T 50141
29、985，选用 HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=82mm,轴段长 L1=80mm 2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm，故取该段长为 L2=74mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则 轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6209型轴承，其尺寸为 d D B=458519，那么该段的直径为45mm，长度为L3=41mm 4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径26 要增加 5%，大齿轮的分度圆直径为 180mm，则第四段的直径取50m
30、m,齿轮宽为 b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=48mm 5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 D5=56mm,长度取 L5=6mm 6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=60mm 长度取 L6=20mm 7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=45mm，长度 L7=19mm 4、求轴上的的载荷 1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=322.5N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA=RB=Fr/2=117
31、.5N 1）作出轴上各段受力情况及弯矩图 27 1）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=121.83Nm,由课本表 15-1有:-1=60Mpa 则：e=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=124.831000/(0.1503)=9.75-1 2右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截28 面：e=MD/W=MD/(0.1D13)=1061000/(0.1323)=32.35Nm-1 所以确定的尺寸是安全的。二、箱体的设计 1.窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处
32、要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。2.放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3.油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。1.启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常
33、装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖29 螺钉，将便于调整。2.定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。3.调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用 4.环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。5.密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其
34、密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称 符号 尺寸（mm）机座壁厚 10 机盖壁厚 1 10 机座凸缘厚度 b 15 机盖凸缘厚度 B1 15 机座底凸缘厚度 B2 25 地脚螺钉直径 df 20 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 16 30 机盖与机座联接螺栓直径 d2 12 轴承端盖螺钉直径 d3 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 8 定位销直径 d 8 df，d1,d2至外机壁距离 C1 28,24,20 df，d1,d2至凸缘边缘距离 C2 24,20，16 轴承旁凸台半径 R1 12,8 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
35、 外机壁至轴承座端面距离 l1 35 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12 齿轮端面与内机壁距离 2 20 机盖、机座肋厚 m1,m2 8，8 轴承端盖外径 D2 90，105 轴承端盖凸缘厚度 t 10 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近，以 Md1和 Md2互不干涉为准，一般s=D2 一、键联接的选择及校核计算 1.输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d3=50mm L3=48mm T=117.3Nm 查手册 选用 A 型平键 A 键 1610 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm 根据课本（6-1）式得 p=4 T/(dh L)=4116.11000/（161032）
36、=90.7Mpa R(150Mpa)1.输入轴与联轴器 1 联接采用平键联接 31 轴径 d2=24mm L2=50mm T=30.22Nm 查手册 选 C 型平键 GB1096-2003 B 键 87 GB1096-79 l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mm p=4 T/（d h l）=430.221000/（8740）=53.96Mpa p(150Mpa)3.输出轴与联轴器 2 联接采用平键联接 轴径 d2=32mm L2=80mm T=116.1Nm 查手册 选 C 型平键 GB1096-2003 C 键 108 GB1096-79 l=L2-b=80-10=70mm h=8
37、mm p=4 T/（d h l）=4116.11000/（10870）=83Mpa p(150Mpa)八、滚动轴承的选择及计算 根据条件，轴承预计寿命 Lh=28 30010=48000小时 1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以P=Fr=379.3N 32 （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 N3.3886）480001096060（13.3792.1）1060（1616htdLnfPfC （3）选择轴承型号 选择 6207轴承 Cr=19.8KN 480001429159.9）3.3792.1198001（9606010
38、)(6010366PfCfnLdth 预期寿命足够 此轴承合格 2.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr径向力作用，所以 P=Fr=235N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 2493.4N）480001024060（12352.1）1060（1616htdLnfPfC （3）选择轴承型号 选择 6209轴承 Cr=24.5KN 8000445539518）2352.1245001（2406010)(6010366PfCfnLdth 预期寿命足够 此轴承合格 一、联连轴器的选择 （1）类型选择 33 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，
39、对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。（2）载荷计算 计算转矩 TC2=KAT=1116.1=116.1Nm，TC1=KAT=130.22=30.22Nm，其中 KA为工况系数，KA=1（3）型号选择 根据 TC2，轴径 d2，轴的转速 n2，查标准 GB/T 50141985，输出轴选用 HL2型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=315Nm,许用转速n=5600r/m,故符合要求。根据 TC1，轴径 d1，轴的转速n1，查标准 GB/T 58431985，输入轴选用YL6型凸缘联器，其额定转矩 T=100Nm,许用转速n=5200r/m,故符合要求。十、减速器附件的选择 通气器 由于
40、在室内使用，选通气器（一次过滤），采用 M181.5 油面指示器 选用游标尺 M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M161.5 十一、润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为 35mm。二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密34 封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。