帶式輸送機傳動裝置設計

1、機 械 設 計課 程 設 計課題名稱: 帶式輸送機傳動裝置設計系 別: 物理與電氣工程學院 專 業(yè): 機械設計制造及其自動化 班 級: 12級機械一班 姓 名: 楊 帆 學 號: 080812025 指導老師: 袁 圓 完成日期: 2014.6.18 目 錄第一章 緒論1第二章 減速器的結構選擇及相關計算3第三章 V帶傳動的設計7第四章 齒輪的設計9第五章 軸的設計與校核15第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的確定20第七章 減速器的潤滑與密封22第八章 減速器附件的確定23第九章 裝配圖和零件圖的繪制24總結24參考文獻25- 29 -第一章 緒 論1.1設計目的： 1）此次機械課程設計主要培養(yǎng)我們理

2、論聯(lián)系實際的設計理念，訓練綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產(chǎn)實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。2）另外促使我們培養(yǎng)查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖、數(shù)據(jù)處理等設計方面的能力。3）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一定的機械設計的程序和方法，同時樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。1.2設計題目：原始數(shù)據(jù)及工作條件表1 帶式輸送機的設計參數(shù)數(shù) 據(jù) 編 號12345輸送帶的牽引力F/KN21.251.51.61.8輸送帶速度V/(m/s)

3、1.31.81.71.61.5 輸送帶滾筒直徑D/mm180250260240220工作條件：帶式輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速的允許誤差為5%。帶式輸送機的傳動效率為0.96。FV123456圖1 帶式輸送機傳動簡圖1電動機；2帶傳動；3單級圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5輸送帶；6滾筒1.3傳動方案的分析與擬定1、傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響

4、機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單（一）級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造

5、而成。2、方案擬定： 根據(jù)題目要求及上述分析，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，結構簡單，成本低，使用維護方便。第二章 減速器結構選擇及相關計算一、電機的選擇1、類型和結構的選擇三相交流異步電動機的結構簡單、價格低廉、維護方便，常應用于工業(yè)。Y系列電動機是一般用途的全封閉式自扇冷式三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪聲低、振動小等優(yōu)點，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機器上，如風機、輸送機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。因此，選用Y系列三相異步電動機作為帶式輸送機的電機。2、功率的確定 電機的容量（

6、功率）選擇是否合適，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載而過早損壞；若容量過大，則電動機價格高，能力不能充分利用，而且因為經(jīng)常不在滿載下運行，其效率和功率因數(shù)較低，造成浪費。 動機-工作機的總效率總=1234561為V帶的傳動效率，2為齒輪傳動效率，3為滾動軸承的效率，4為聯(lián)軸器的效率，5為運輸機平型帶傳動效率, 6為滾筒的效率.總=123456=0.960.950.97.970.990.970.990.816 作機所需功率Pw(kW)Pw=FwVw/w=2kN1.3m/s=2.6kW式中，F(xiàn)w為工作機的阻力，kN；Vw為工

7、作機的線速度，m/s；為工作機的效率，帶式輸送機可取w=0.96。 需電動機的功率Pd(kW)Pd=Pw/總=2.6/0.816kW3.19 kW電動機額定功率Pm按PmPd來選取電動機型號。電動機功率的大小應視工作機構的負載變化狀況而定。3、轉(zhuǎn)速的確定滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為nw=601000Vw/D=(6010001.3)/(3.14180)138 r/min其中， Vw為皮帶輸送機的帶速，D為滾筒的直徑。額定功率相同的同類型電動機，有幾種不同的同步轉(zhuǎn)速。例如三相異步電動機有四種常用的同步轉(zhuǎn)速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min。一般最常用、市場上供應

8、最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機，綜合考慮各種情況，決定選用1000r/min的電動機。由查表可知：V帶傳動比:2-4;齒輪傳動比：3-5 總傳動比：6-20電動機轉(zhuǎn)速： 選用Y系列電動機，參考機械設計課程設計得：電動機的型號為Y122M-4，額定功率(Pm)為4kW，滿載轉(zhuǎn)速（nm)為1440 r/min。二、傳動比的分配1、傳動系統(tǒng)的總傳動比i總電動機選定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機的轉(zhuǎn)速nw即可確定傳動系統(tǒng)的總傳動比I，即i總=nm/nw=1440/13810.432、總傳動比等于各傳動比的乘積 i總=i帶i齒 取i帶=3（普通V帶 i=24）因為

9、：i總=i帶i齒,所以：i齒10.43/33.48所以，V帶傳動比：i帶=3 齒輪傳動比： i齒3.48三、傳動參數(shù)的計算各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)輸入軸的轉(zhuǎn)速：n1=nm=1440/3=480r/min輸出軸的轉(zhuǎn)速：n2=480/3.48=137.93 r/min滾筒軸3的轉(zhuǎn)速：n3= n2=137.93r/min各軸的輸入功率P（kW）輸入軸的功率：P1=3.180.95=3.03 kW輸出軸的功率：P2=3.180.950.990.97=2.91 kW滾筒軸3的轉(zhuǎn)速：P3=2.79 kW各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)電動機的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550P1/ =95503.18/144=21.09

10、Nm輸入軸的轉(zhuǎn)矩：Td=9550P1/n1=95503.03/480=60.28 Nm輸出軸的轉(zhuǎn)矩：T2=9550P2/n2=95502.91/137.93=201.48 Nm滾筒軸的轉(zhuǎn)矩：T3=9550P3/n3=95503.40/130=193.17 Nm第三章 V帶的設計1、確定計算功率計算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的.Pca=KAP.3.18kW3.816kW其中，Pca為計算功率， KA1.2；2、選擇V帶的帶型根據(jù)計算的功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，確定普通V帶為A型，參考教材第九版機械設計表8-11。確定帶輪的基準直徑dd1，并驗算帶速v（1） 由第九版機械設

11、計表8-7和表8-9，可取小帶輪的基準直徑dd1=85mm，根據(jù)公式dd2=idd1 dd2=3dd1=255mm。由第九版機械設計表8-9得大帶輪dd2=255mm。（2） 驗算帶速v V=dd1n1/(601000)6.41 m/s此值在530m/s范圍內(nèi)，符合要求。確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld。根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，通過計算，0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）得： 210 mma0600 mm初定中心距為a0=500mm。計算相應的帶長Ld0Ld02a0+/2(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0=2500+/2(85+250)+(

12、85+250)2/(4500)=1540 mm帶的基準長度Ld根據(jù)Ld0，由第九版機械設計表8-2得Ld=1550 mm。計算中心距a及其變動范圍傳動的實際中心距近似為aa0(LdLd0)/2=500(15501540)/2=505 mm考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊需要，常給出中心距的變動范圍為amin=a0.015Ld=5050.0151550481 mmamax=a+0.03Ld=5050.031550552 mm驗算小帶輪上的包角1由設計經(jīng)驗可得，小帶輪上的包角1小于大帶輪上的包角2；小帶輪上的總摩擦力相應地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可

13、能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應使1120011800(dd2dd1)57.30a=1800(25085)57.305051610900確定帶的根數(shù)z由式Pca=KAP得出，其中，KA為工作情況系數(shù)，P為傳遞的功率；Pr為額定功率，由式Pr=（P0P0）KaKL得出，其中，P0為單根普通V帶所能傳遞的最大功率，由dd1=85mm和n1=1440r/min,由第九版機械設計表8-4得P0=0.94kw。根據(jù)n1=1440r/min,i=3和A型帶，由第九版機械設計表8-5得P0 =0.17kw。由第九版機械設計表8-6和8-2分別得Ka =0.95、KL=0.98所以Pr=（P0P

14、0）KaKL=（0.94+0.17）0.950.98=1.03kw。 Z=Pca/Pr=KAP/（P0P0）KaKL=3.816/1.033.710為了使各根V=4根帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般少于10根，經(jīng)鑒定，符合要求。確定帶的初拉力F0下式中，q為傳動帶單位長度的質(zhì)量，kg/m,參考第九版機械設計表8-3得：p=0.105kg/m。F0min=500(2.5Ka)Pca/Kazvqv2=500(2.50.95)4.4/(0.9546.41)0.1056.412144 N計算帶傳動的壓軸力FpFp=2zF0sin(1/2)=24144sin(163.70/2)=1066N其中，1為小

15、帶輪的包角。第四章 齒輪的設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)及壓力角的選擇.按所給圖示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。輸送機為一般工作機器，速度不高，由第九版機械設計表10-6，初選7級精度。材料的選擇，參考教材常用齒輪材料及其力學特性，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。初選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=3.9620=79.2，取z2=80。 根據(jù)實際情況,壓力角應選=200。2、按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值根據(jù)機械設計手冊 試選載荷系數(shù)KHt=1.3。計算小齒輪傳遞的

16、轉(zhuǎn)矩。PT1=9.55106 P /n2=95.51063.03480=6.03104Nmm 考教材第九版機械設計表10-5得圓柱齒輪的齒寬系數(shù)d，選取齒寬系數(shù)d=1。 考教材第九版機械設計表10-5得彈性影響系數(shù)ZE， ZE=189.8MPa0.5。參考第九版機械設計圖10-25得齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù),其中，j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒輪面嚙合的次數(shù)；Lh為齒輪的工作壽命（單位為h）。N1=60n2jLh=604801(2830010)1.38109N2

17、=N1/i2=(1.38109)/3.963.48108參考教材得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN（當NNC時，可根據(jù)經(jīng)驗在網(wǎng)紋內(nèi)取KHN值），取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.94。算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。1=（KHN1Hlim1）/S=0.90600MPa=540 MPa2=（KHN2Hlim2）/S=0.94550MPa=517 Mpa取1和2中較小者為該齒輪的接觸疲勞強度許用應力，即為=2=517MPa。(2)計算試算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度vV=(d1tn2)/(601000)=(50.10480)/(601000)m/s=1.23 m/s計算

18、齒寬bb=dd1t=150.10mm=50.10mm算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)：mt=d1t/z1=50.10/20mm=2.505 mm齒高：h=2.25mt=2.252.505mm=5.636mm b/h=50.10/5.636=8.889計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.23m/s，7級精度，參考教材動載系數(shù)Kv=1.0；直齒輪，KHa=KFa=1;由第九版機械設計表10-2查得系數(shù)KA=1；由第九版機械設計表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得KH=1.418。由b/h=8.889，KH=1.418，參考教材得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)KF=1.33，故載荷系數(shù)K=K

19、AKvKHaKH=1111.418=1.418實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑mm計算模數(shù)mm=d1/z1=52.7/20mm=2.603mm3、按齒根彎度強度設計彎曲強度的設計公式為 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選。由第九版機械設計式10-5,計算彎曲疲勞強度許用重合度系數(shù)由第九版機械設計圖10-24c，查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限FE2=380MPa；由第九版機械設計圖10-22查表彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN，取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.90；計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則F1=（KFN1FE1）/S

20、=0.85500/1.4MPa=303.57 MPaF2=（KFN2FE2）/S=0.90380/1.4MPa=244.29MPa計算載荷系數(shù)KK=KAKvKFaKH=11.0611.33=1.41查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由第九版機械設計圖10-17和10-18得齒形系數(shù)YFa和YSa， YFa1=2.85，YFa2=2.24；YSa1=1.54，YSa2=1.77。計算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較YFa1YSa1/F1=2.851.54/303.57=0.0145YFa2YSa2/F2=2.241.77/244.29=0.0162 可以看出，大齒輪的數(shù)值大。故選m 對此計算結果，由

21、齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.63并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=52.7mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=52.7/226大齒輪齒數(shù)：z2=3.9626=102.96，取z2=103。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊。4、幾何尺寸計算計算分度圓直徑d1=z1m=262=52 mmd2=z2m=1032=206 mm

22、計算中心距a=(d1d2)/2=(52206)/2=129 mm計算齒輪寬度b=dd1=152=52mm取B2=52mm，B1=60mm。（一般將小齒輪的齒寬略微加寬5-10mm）5 、齒輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算如下：軸孔直徑 d=53輪轂直徑 =1.2d=1.253=63.6 圓整為64mm輪轂長度 輪緣厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取 =8 輪緣內(nèi)徑 =-2h-2=179mm ；取D2 = 180(mm) ；腹板厚度 c=0.3b=0.345=13.5 取c=15(mm)；腹板中心孔直徑=0.5(+)=0.5(180

23、+70)=125(mm)；腹板孔直徑=0.25（-）=0.25（180-70）=27.5(mm) 取=27.5 (mm)；齒輪倒角n=0.5m=0.52=1；第五章 軸的設計與校核5.1主動軸的設計與校核（1）主動軸的選材及軸徑計算，軸的長度L因小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS。按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑，選用45號鋼(調(diào)質(zhì))，硬度217255HBS主動軸的輸入功率為P1=3.03kW,轉(zhuǎn)速為n1=480 r/min由第九版機械設計表15-10選=110軸的直徑dA(P/n)1/3=120(3.03/480)1/3=20.33mm鑒于有一個鍵槽，將直徑增大5%，則d=20.33(1

24、+5%)mm=21.35 mm，圓整為25mm.主動軸長，取L1=250mm.（2）軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配 一級減速器中將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。(3)齒輪上作用力的大小、方向 1小齒輪分度圓直徑：d1=52mm2作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為： 3求圓周力：FtFt=2T1/d1=260284/52=2318.61N 4求徑向力FrFr=Fttan=2318.61tan200=843.74NRVA=RVB=Fr/2=421.87N , MVC=RVA*L/2=14.5

25、8 NRHA=RHB=Ft/2=1159.3 N , MHC=RHB*L/2=40.07 NMC=（MHC2+MVC2）0.5=42.58 NmME=(ME2+(at)2)0.5=48.13 Nm5.2從動軸的設計 按扭矩初算軸徑大齒輪材料用45鋼，正火，b=600Mpa，硬度217255HBS大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉(zhuǎn)速較低，受轉(zhuǎn)矩較大，故?。河傻诰虐鏅C械設計表15-3得C=120d 考慮有兩個鍵槽，將直徑增大10%，則d=33.16(1+10%)mm=36.47mm 圓整為40mm以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑。L=125mm(2) 軸的結構設計，軸的零件定位、固定和裝配聯(lián)軸

26、器的選擇輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算扭矩。,根據(jù)第九版機械設計表14-1，考慮到彎矩的變化很小，故，則。按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查標準GB/T5014-2003或手冊，選用GL6型滾子鏈聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為400000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑=40mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故-段的直徑=45mm，左端用軸端擋圈定位。按軸端直徑取擋圈直徑D=47mm，半

27、聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm，為了保證軸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-軸段的長度應比略短一些，現(xiàn)取=82mm。、初步選擇滾子軸承，因為軸承只受到徑向力的作用。故選用單列的深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=45mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取0基本游隙組，標準精度級的單列深溝球軸承6010，其尺寸為：故，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得6009型軸承定位軸肩高度h=4mm，因此，取。取安裝齒輪處的軸承-段直徑，已知齒輪輪轂的寬度為56mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取 ，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=（2-3）R，由軸徑d=46mm

28、。查表機械設計15-2，得R=2mm，故h=5mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b1.4h，取 。軸承端蓋的總長度為10mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承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)軸器右端面的距離l=20mm，故取。取齒輪箱體內(nèi)壁之間的距離，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位子時，應距箱體內(nèi)部一段距離s，取S=5mm，已知滾動軸承寬度T=16mm，大齒輪輪轂長L=56mm。則 參考從動軸圖如下5.3從動軸的強度校核 按扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸強度，由軸結構簡圖及彎矩圖知處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。強度校核公式：e=/W-1從動軸

29、：(1)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=180 mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T2 =201.48Nm 求圓周力：Ft=2T2/d2=2201.481000/180=2238.67 N 求徑向力：Fr=Fttan=2238.67tan200=814.8 NRVA=RVB=Fr/2=407.4N, RHA=RHB=Ft/2=1119.33,MHC=RHA*L/2=190.3 N , MVC=RVA*L/2=69.258 N。e= M/W（2）軸是直徑為40mm的是實心圓軸，W=0.1d3=6.4Nm（3）軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應力為=65MPa則e= M2/W=-1=

30、65MPa故軸的強度滿足要求第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇根據(jù)已知條件，軸承預計壽命10年30010=30000h1.主動軸的軸承使用壽命計算滾動軸承選用6206， Cr=19.5 kN Fr=468.16N 查得fp=1.2徑向當量動載荷：Pr=fpFr=1.2468.16=516.792 N根據(jù)條件，軸承預計壽命：10年36524=87600小時所以由式Cj=，查表知ft=1故滿足壽命要求。 2.從動軸的軸承使用壽命計算滾動軸承選用6208， Cr=29.5kN Fr=281.63N 徑向當量動載荷：Pr=r=1.2281.3=337.96 N所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1 故滿

31、足壽命要求。6.2 鍵的選擇及校核1.主動軸上的鍵： Ft=1335.71N查手冊得，選用B型平鍵，得：B鍵 840 GB1096-79 L=8mm,b=8mm,h=7mm,k=0.5h根據(jù)式p=2T/(dkL)=2Ft/(kL)=95.4 MPa150MPa故鍵強度符合要求2.從動軸上的鍵： Ft=773.78 N查手冊選：B鍵，1234 GB1096-79 L=14mm,b=14mm,h=9mm,k=0.5hB鍵，1252 ，GB1096-79 L=16mm,b=16mm,h=10mm,k=0.5h根據(jù)式pa=2 T/（dhl）=2Ft/(kL)=24.56Mpa 100Mpapc=2 T

32、/（dhl）=2Ft/(kL)=19.34Mpa 100Mpa故鍵強度符合要求 6.3 聯(lián)軸器的選擇在減速器輸出軸與工作機之間聯(lián)接用的聯(lián)軸器因軸的轉(zhuǎn)速較低、傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因減速器與工作機常不在同一機座上，要求由較大的軸線偏移補償，應選用承載能力較高的剛性可移式聯(lián)軸器。經(jīng)查表得選用GL5型號的軸孔直徑為35的凸緣聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=250 Nm K=1.3=9550=9550=90.53Nm選用GL5型彈性套住聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=250，。采用J型軸孔，鍵軸孔直徑d=3240，選d=35，軸孔長度L=82第七章 減速器的潤滑與密封7.1 潤滑的選擇確定 7.1.1潤滑方式 1.因齒輪V12

33、 m/s，選用浸油潤滑,因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1kW需油量V0=0.350.7m3。2. 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，選用飛濺潤滑。這樣結構簡單，不宜流失，但為使?jié)櫥煽?要加設輸油溝。7.1.2潤滑油牌號及用量1.齒輪潤滑選用AN150全系統(tǒng)損耗油，最低最高油面距1020mm，需油量為1.2L左右。2.軸承潤滑選用AN150全系統(tǒng)損耗油。7.2密封的選擇與確定1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，由于選用的電動機為低速、常溫、常壓的電動機，則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈