一級圓柱齒輪減速器課程設計

1、機械設計基礎課程設計學院：機電學院專業(yè)：測控技術與儀器學號：姓名：朱波目錄一、傳動方案擬定二、電動機的選擇三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比四、傳動裝置的運動和動力設計五、普通V帶的設計六、齒輪傳動的設計七、傳動軸的設計八、箱體的設計九、鍵連接的設計十、滾動軸承的設計十一、潤滑和密封的設計十二、聯(lián)軸器的設計十三、設計小結(jié)十四、參考文獻 設計要求：帶式運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，兩班制（每班工作8小時），室內(nèi)環(huán)境。減速器設計壽命為8年，大修期為3年，小批量生產(chǎn)。生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工78級精度的齒輪；動力來源為三相交流電源的電壓為380/220V；運輸帶速度允許誤

2、差：5%。原始數(shù)據(jù)：已知條件題號運輸帶拉力F（KN）2.3運輸帶速度V（m/s）1.8卷筒直徑D（mm）300 計算過程及計算說明一、傳動方案擬定:設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動、工作條件：使用年限8年，工作為8h工作制，載荷較平穩(wěn)，環(huán)境清潔。、原始數(shù)據(jù)：傳送帶拉力F=2300N帶速V=1.8m/s滾筒直徑D=300mm方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異

3、步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：dwa (kw) 由式(2)：wV/1000 (KW)因此: Pd=FV/1000a (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：=式中：、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取= 0.96， 0.99 ， 0.98 ，0.99 則：=0.913 所以：電機所需的工作功率：Pd= FV/1000=4.53KW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： n卷筒601000V/（D）

4、= 114.6r/min 根據(jù)手冊P7表推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 =36。取帶傳動比I1=24 。則總傳動比理論范圍為：a624。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=Ian卷筒 =687.62750.4r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）可見有三種Y系列三相異步電動機可用，分別為：Y132M-4、Y160M-6、Y160L-8，三者參數(shù)比較如下：型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）尺寸Y132M-47.5150014402.22.2中Y160

5、M-610009702.02.0中Y160L-87507202.02.0長綜合考慮總傳動比及尺寸大小，選取Y160M-6型此選定電動機型號為 Y160M6型 ，其主要性能：具有高效，節(jié)能，啟動轉(zhuǎn)矩大，噪聲低，可靠性高，使用維護方便等性能三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n卷筒=960/114.6=8.38總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0i （式中i0、i分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書P7表1，取i0= 2.8 （普通V帶 i

6、=24）因為：iai0i所以：iiai03.0四、傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （Nm）n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： 軸：n=nm/ i0=960/2.8=342.86軸：n= n/ i1 =342.86/3.0=114.29 卷筒軸：n= n=114.29（2）計算各軸的功率：軸： P=Pd01

7、 =Pd1=4.530.96=4.35軸： P= P12= P23 =4.350.990.98=4.22卷筒軸： P= P23= P24 =4.220.990.99=4.14計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550Pd/nm=45.06Nm軸： T= Tdi001= Tdi01=121.12Nm 軸： T= Ti112= Ti124 =356.13Nm卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T = T24=349.04Nm 計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P軸承=4.350.98=4.26KWP= P軸承=4.220.98=4.14KW計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于

8、軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T軸承=121.120.98=118.70NmT = T軸承 =356.130.98=349.01Nm由指導書的表1得到：1=0.962=0.993=0.984=0.99i0為帶傳動傳動比i1為減速器傳動比滾動軸承的效率為0.980.995在本設計中取綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （Nm）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.5345.069602.80.96軸4.354.26121.12118.70342.863.00.98軸4.224.14356.13349.01114.291.00.99卷筒軸4.

9、144.06349.04336.25114.29五. V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KAP=1.17.5=8.25（ KW） 根據(jù)課本P134表9-7 得知其交點在A、B型交 界線處，故A、B型兩方案待定： 方案1：取 A 型 V 帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) = 2.8100(1-0.02)=274.4mm 由表 9-2 取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1/（100060）由課本P134 表9-5 查得KA=1.1 由課本P132 表9-

10、2 得，推薦的A 型小帶輪基準直徑為75mm125mm = 960100/（100060） =5.024 m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100274）a02（100274） 262.08a0748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) = 2500+（100+274）/2+（274-100）2/(4500) =1602.32 mm 由表 9-3 選用Ld= 1400mm 的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2= 500+(1400-1602.32)

11、/2=398.84 mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a = 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)KLK）=8.53 故要取 9根 A 型 V 帶 計算軸上的壓力 由書 9-18初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 = =195.63N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(/2) = 3437.94N 方案二：取B型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =2.8140(1-0.02)=384.16mm 由表9-2取d2=384mm

12、 (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1/（100060） =960140/（100060） =7.03 m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（140+384）a02（140+384） 366.8a01048 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+（140+384）/2+（384-140）2/(4700) =2244.2 mm 由表9-3選用Ld=2244 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(22

13、44-2244.2)/2=697.9mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(384-140)57.3/697.9=160.0120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)KLK） =3.65 故取4根B型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 = =327.60N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(/2) =2580.98N綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合 由機械設計書表 9-4 查得P0=0.95由表9-6 查得P0=0.11由表 9-7查得K= 0.95由表

14、 9-3得KL=0.96由課本表9-2得，推薦的B型小帶輪基準直徑125mm280mm由機械設計書表9-4查得P0=2.08由表9-6查得P0=0.30 由表9-7查得K=0.95由表9-3查得KL=1.00帶輪示意圖如下S1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2d0dHL六、齒輪傳動的設計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選硬齒面，小齒輪的材料為45號鋼調(diào)制 ，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。齒輪精度初選8級 (2)、初選主要參數(shù) Z1= 20，u= 4.5 Z2=Z1u=90 取a=0.3，則d=0.

15、5（i+1）=0.675（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本 表 6-6取K=1.2 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩T1=9.55106P/n1=Nmm 材料彈性影響系數(shù) 由課本 表6-7 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5重合度系數(shù)t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69 Z= 許用應力 查課本 圖 6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 則 610MPa 560MPa 取兩式計算中的較小值，即H= 560MPa 于是 d1 = =52.82mm (4)確定模數(shù) m=d1/Z152.

16、82/20=2.641 取標準模數(shù)值 m=3(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核式中 小輪分度圓直徑d1=mZ=320=60mm齒輪嚙合寬度b=dd1 =320=60mm復合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95 重合度系數(shù)Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.6938 許用應力 查圖6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25則 計算大小齒輪的并進行比較 則 取較大值代入公式進行計算 則有=53.90MpaF2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求（6） 幾何尺寸計算 d1=mZ= d2=mZ1= a=m （Z

17、1+Z2）=b=60mm b2=60mm取小齒輪寬度 b1=65mm （7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s 對照表6-5 可知選擇8級精度合適。七 軸的設計:1， 齒輪軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=4.35KW 轉(zhuǎn)速為n=342.86 r/min 根據(jù) 課本P205（13-2） 式，并查

18、表13-2 ，取c=115d=26.82mm(3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取D1=30mm ，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f = 則第一段長度L1=60mm右起第二段直徑取D2=38mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208軸承，其尺寸為dDB=408018 ，那么該段的直徑為D3=D3=40mm，長度為L3=20mm右起第四段，為滾動軸

19、承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=D4=48mm ，長度取L4=10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為66mm ，分度圓直徑為60mm ，齒輪的寬度為65mm ，則，此段的直徑為D5=66mm，長度為L5=65mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=48mm 長度取L6=10mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm ，長度L7= 18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =Nmm 求圓周力：FtFt=2T2/d2= =2016.6

20、5N 求徑向力FrFr=Fttan=734NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1008.325N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr62/124=367N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC= =62.52Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA62=22.75Nm 合成彎矩： =66.53Nm （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd1/2=61.02Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右

21、起第四段剖面C處的當量彎矩： 75.94Nm （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C 為危險截面。已知MeC2= 75.94Nm ,由課本 表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=6.87 -1右起第一段D 處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：=36.6Nm e= MD/W= MD/(0.1D13)=13.56Nm -1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：P的值為前面第8頁 中給出在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到Z=4其余的數(shù)據(jù)手冊得到D1=30mmL1=60mmD2=38mm L

22、2=70mmD3=40mm L3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=66mm L5=65mmD6=48mmL6=10mmD7=40mm L7=18mmFt=2016.65NmFr=734NmRA=RB=1008.325NmRA=RB=367Nm MC=60.97Nm MC1= MC2=19.47 NmMC1=MC2=64.0Nm T=59.0 Nm = 0.6MeC2=73.14Nm -1=60Mpa MD= 36.6Nm 輸出軸的設計計算:(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器 (2)

23、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=4.22KW 轉(zhuǎn)速為n=114.29r/min根據(jù)P20513-2）式，并查表13-2取c=115d=38.29mm(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KAT=1.3356.13=462.97查標準GB/T 50142003， 選用LXZ2型 柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為 ,軸段長L1=L1=82mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)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(lián)軸

24、器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211 型軸承，其尺寸為dDB=5510021，那么該段的直徑為55mm ，長度為L3=36mm右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm ，則第四段的直徑取60mm ,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm,長度取L5=10mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm ，長度L6=21

25、mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =5.08105Nmm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=25.08105/270=3762.96N 求徑向力FrFr=Fttan=3762.96tan200=1369.61N （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB = Fr62/124= 684.81 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC= RA

26、62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA62=41.09 Nm 合成彎矩： =123.68Nm （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd2/2=508.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：=328.94Nm （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C 為危險截面。已知MeC2=328.94Nm,由課本 表 13-1-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)= -1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：e= M

27、D/W= MD/(0.1D13)=304.81000/(0.1453)=33.45 Nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：D1=45mm L1=82mm D2=52mmL2= 54mmD3=55mmL3= 36mmD4=60mm L4=58mm D5=66mm L5=10mm D6=55mmL6=21mm Ft=3762.96Nm Fr= 1369.61NmRA=RB=1881.48 N RA=RB=684.81 N MC=116.65 Nm MC1= MC2=41.09 Nm MC1=MC2=123.68Nm T=508.0 Nm =0.6MeC2=328.94Nm -

28、1=60Mpa MD=304.8Nm繪制軸的工藝圖（見圖紙）八箱體結(jié)構(gòu)設計:(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體

29、內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有

30、環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C126, 22, 18df， d2至凸緣邊緣距離C224, 16

31、軸承旁凸臺半徑R124, 16凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 60，44大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離112齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D290， 105軸承端蓋凸緣厚度t 10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2九鍵聯(lián)接設計:1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=30mm ,L1=50mm 查手冊得，選用C 型平鍵，得：A鍵 87 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=44.77Nm h=7mm根據(jù)課本P243（10-5） 式得p=4 T/

32、(dhL)=444.771000/（30742） =20.30Mpa R (110Mpa)2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=44mm,L2=62mm, 查手冊 選 A 型平鍵 GB1096-79 B 鍵128 GB1096-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 T/（dhl）= =27.53Mpap (110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=60mm L3=58mm T=349.04查手冊P51 選用 A 型平鍵鍵1811 GB 1096-79l=L3-b=60-18=42mm h=11mmp=4T/（dhl）= =50.37Mpap (110Mpa)十滾動軸承設計:根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=628.20N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 =6148.26N（3）選擇軸承型號查 表11-5 ，選擇6208 軸承 Cr=29.5KN 由課本式11-3有預期壽命足夠此軸承合格2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只