帶式輸送機(jī)傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計

1、目錄一、設(shè)計任務(wù).3二、傳動方案擬定.4 三、電動機(jī)的選擇.5 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比.6 五、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)計算.7六、傳動零件的設(shè)計計算.8 七、軸的設(shè)計計算16 八、滾動軸承的選擇及校核計算26 九、鍵聯(lián)接的選擇及計算28 十、聯(lián)軸器的選擇.29十一、潤滑與密封.29十二、參考文獻(xiàn)30十三、附錄（零件及裝配圖）30一、設(shè)計任務(wù)1、帶式輸送機(jī)的原始數(shù)據(jù)輸送帶拉力F/kN4輸送帶速度v/(m/s)2.0滾筒直徑D/mm4502、工作條件與技術(shù)要求1）輸送帶速度允許誤差為：5%；2）輸送效率：0.96；3）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；4）工作年限：8年；5）工作

2、環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；6）動力來源：電力，三相交流，電壓380V，7）檢修年限：四年一大修，兩年一中修，半年一小修；8）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。3、設(shè)計任務(wù)量：1) 減速器裝配圖一張（A0）；2) 零件工作圖（包括齒輪、軸的A3圖紙）；3）設(shè)計說明書一份。計 算 及 說 明結(jié) 果二、傳動方案擬定方案一：1、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：1）外傳動機(jī)構(gòu)為帶傳動；2）減速器為一級齒輪傳動。2、該方案優(yōu)缺點(diǎn)：優(yōu)點(diǎn)： 適用于兩軸中心距較大的傳動；、帶具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收振動；過載時打滑防止損壞其他零部件；結(jié)構(gòu)簡單、成本低廉。缺點(diǎn)： 傳動的外廓尺寸較大；、需張緊裝置；

3、由于打滑，不能保證固定不變的傳動比 ；帶的壽命較短；傳動效率較低。方案二：1、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：1）外傳動為聯(lián)軸器傳動；2）減速器為二級斜齒圓柱齒輪傳動。2、該方案的優(yōu)缺點(diǎn)：優(yōu)點(diǎn)：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準(zhǔn)確可靠，徑向尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。缺點(diǎn)：減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機(jī)部分為Y系列三相交流異步電動機(jī)。總體來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)

4、構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。故選擇方案二較合理。三、電動機(jī)的選擇1.選擇電動機(jī)的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機(jī)，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V。2.確定電動機(jī)效率Pw 按下試計算 式中Fw=4000N V=2m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取 =0.96 代入上式得=8.33Kw電動機(jī)的輸出功率功率 按下式 式中為電動機(jī)軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由式 由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表2-2滾動軸承效率=0.99：聯(lián)軸器傳動效率= 0.99：齒輪傳動效率=0.98（7級精度一般齒輪傳動）則=0.91所以電動機(jī)所需工作功率為 Kw 因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)核定功率P

5、w只需要稍大于即可。按機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表16-1中Y系列電動機(jī)數(shù)據(jù)，選電動機(jī)的核定功率為11kw。3.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速按機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表2-3推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為則根據(jù)電機(jī)的轉(zhuǎn)速以及電機(jī)的額定功率有機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表16-1查得：電機(jī)型號額定功率同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速/總傳動比Y160L-611100097011.42Y160M-4111500146017.19綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000的Y系列電動機(jī)Y160L-6,其滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,

6、電動機(jī)的安裝結(jié)構(gòu)形式以及其中心高,外形尺寸,軸的尺寸等都在機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計16-2,表16-37中查的。四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比由上一步得總傳動比=11.422、傳動比的分配 初選=3.9 =2.9=11.31 又 所以五、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、各軸的轉(zhuǎn)速軸 軸=248.72軸=85.77 滾筒軸=85.772、各軸轉(zhuǎn)速輸入功率=9.13kw軸=9.04 kw軸 =8.77 kw軸=8.51 kw 滾筒軸 =8.34 kw3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 軸 =89.00軸 =336.74軸 =947.54 工作軸 =928.61 電機(jī)軸 =89.89六、傳動零件的設(shè)計計算（一

7、）高速級齒輪傳動的設(shè)計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)3）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為235HBS，大齒輪為45鋼，正火，硬度為190HBS，二者材料硬度差為45HBS。4）選小齒輪齒數(shù)=24，則：=93.6 取=94齒數(shù)比u=3.91675）初選螺旋角=2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）確定公式內(nèi)的各項數(shù)值1）試選載荷系數(shù)=1.62）由機(jī)械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.4333）由機(jī)械設(shè)計圖10-26查得=0.788 =0.86

8、3；則：=+=1.6514）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=89.00=8.95）由機(jī)械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)=1。6）由機(jī)械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8（大小齒輪均采用鍛造）7）由機(jī)械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550Mpa；由圖10-21c按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限=390Mpa。8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60=2.7936；2.7936/3.9167=7.1325 9）由機(jī)械設(shè)計圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94=1.02。10）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1% ，安全系數(shù)S=1，=0.94550Mpa=517Mpa=1.023

9、90Mpa=397.8Mpa =457.4Mpa（2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑=60.433mm2）計算圓周速度v=3.0683）計算齒寬b及模數(shù)b=60.433mm=2.443mm4）齒高h(yuǎn)=2.25=2.252.433mm=5.474mmb/h=11.045）計算縱向重合度=1.9036）計算載荷系數(shù)K由機(jī)械設(shè)計表10-2查得：使用系數(shù)=1；根據(jù)v=3.068m/s,8級精度、由機(jī)械設(shè)計圖10-8查得：=1.12；由表10-3查得：=1.4（假設(shè)/b100N/mm）由表10-4查得：8級精度、調(diào)質(zhì)處理小齒輪相對支承非對稱布置時：=1.46根據(jù)b/h=11.04 =1.46 由圖10-1

10、3查得：=1.4。故載荷系數(shù)=2.297)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=60.433=68.105mm8）計算模數(shù)=2.753mm3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)=2.1172）根據(jù)縱向重合度=1.903 由機(jī)械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88。3）計算當(dāng)量齒數(shù)=26.27=102.904)查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。由機(jī)械設(shè)計表10-5查得：=2.590 =2.173 =1.598 =1.7945）由機(jī)械設(shè)計圖10-20C按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa, 由圖10-20B按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =325M

11、pa。6）由機(jī)械設(shè)計圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.92 =0.947)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，=249.714Mpa=218.214Mpa8)計算大小齒輪的并加以比較=0.0166=0.0179大齒輪的數(shù)值大。（2）計算（按大齒輪）=1.72mm對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.72mm并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2mm 接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=68.105mm 重

12、新修正齒輪齒數(shù)，=33.04 取=34 則：=34X3.9=132.6 取=133 因此與原分配傳動比3.9接近。4、幾何尺寸計算（1）中心距計算=172.11mm 圓整后取a=172mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=（3）計算大小齒輪的分度圓直徑=70.036mm=273.964mm（4）計算齒輪寬度b=mm 圓整后取b=70mm 則： =75mm（小齒輪） =70mm（大齒輪）因有的系數(shù)發(fā)生了變化，故相應(yīng)的有關(guān)參數(shù)需要修正，然后再修正計算的結(jié)果，看齒輪的強(qiáng)度是否足夠。（5）修正計算結(jié)果1)= =37.15；=145.3；由機(jī)械設(shè)計表10-5查得：=2.43 =2.156 =1.66 =

13、1.8112)由機(jī)械設(shè)計圖10-26查得=0.80 =0.91 則：=+=1.713)=0.318=2.665根據(jù)縱向重合度=2.665 從機(jī)械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.854）=3.555根據(jù)V=3.555、8級精度。由機(jī)械設(shè)計10-8查得5）齒高由機(jī)械設(shè)計表10-4查得：8級精度、調(diào)質(zhì)處理的小齒輪相對支承非對稱布置時：=1.460根據(jù) 由圖10-13查得6）=2541.55N 故查取、時，假設(shè)是合適的。仍用；7）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算用載荷系數(shù)=2.412 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算用載荷系數(shù)=2.39548）由機(jī)械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.449）=68.62510)= =

14、0.01615=0.01789, 大齒輪的數(shù)值大11）=1.54mm而實(shí)際的=70.036mm =2mm 均大于計算要求值，故齒輪的強(qiáng)度足夠。5、其他齒輪的設(shè)計過程同上6、齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計 齒輪結(jié)構(gòu)尺寸名稱高速級大齒輪低速級小齒輪低速級大齒輪轂孔直徑d656590輪轂直徑104/144輪轂寬度L70/105腹板最大直徑253/269孔板分布圓直徑178.5/206.5孔板直徑45/62.5腹板厚度C18/27小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu);大齒輪2采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設(shè)計的中間軸配合段直徑計算高速級大齒輪的結(jié)構(gòu)草圖如上圖。（其他齒輪結(jié)構(gòu)類似，參數(shù)如上，結(jié)構(gòu)草略）高速級齒

15、輪的傳動尺寸低速級齒輪的傳動尺寸名稱計算公式結(jié)果法面模數(shù)23法面壓力角螺旋角齒數(shù)341333499傳動比3.9122.912分度圓直徑70.036273.964104.812305.188齒頂圓直徑74.036277.964110.812311.188齒根圓直徑65.036268.96497.312297.688中心距172205齒寬7570110105七、軸的設(shè)計計算（一）軸的材料選擇和最小直徑估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即：。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強(qiáng)度的影響。當(dāng)該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%7%，兩個鍵

16、槽時，d增大10%15%。值由所機(jī)械設(shè)計表15-3確定：高速軸=126，中間軸=120，低速軸=115。高速軸：=mm=26.51mm 因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一個鍵槽，則：=mm。再考慮選用Y160L-6的電機(jī)軸的直徑取42mm。中間軸：=39.40mm 圓整后取55mm低速軸：=53.24mm 因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一個鍵槽，則：=56.97mm 參見機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計聯(lián)軸器選擇，取連軸器的孔徑，=60mm（二）減速器裝配草圖的設(shè)計（三）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）各軸段直徑的確定：最小直徑安裝聯(lián)軸器的外伸段，所以：=42mm：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要

17、求，定位高度，定位高度h=（0.070.1）。以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封），=50mm（這時密封圈的=49mm）。：滾動軸承處軸段，=55mm。滾動軸承選取30211，其尺寸為=：過渡軸段，由于各段齒輪傳動的線速度均小于2m/s,滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取=60mm齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。所以軸與齒輪的材料和熱處理方式一樣。均為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。：滾動軸承處的軸段，=55mm。2）各軸段的長度確定：由聯(lián)軸器的轂孔寬=84mm確定，=82mm。：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定=80mm。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=50mm。：由裝

18、配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定，=120mm。：由高速級小齒輪寬度=75mm，確定=75mm。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=50mm3）細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表10-1查的高速級段聯(lián)軸器處鍵=（t=5mm，r=0.3mm），聯(lián)軸器與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為；查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表7-19，各軸肩處的過渡圓角半徑見下圖，各軸的表面粗糙度見下圖。高速軸結(jié)構(gòu)2，中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）各軸段直徑的確定：最小直徑，滾動軸承處軸段，=55mm。滾動軸承選取30211，其尺寸為=. ：低速小齒輪段，考慮低速小齒輪的分度圓直徑. =65mm.：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸

19、向定位要求。=80mm。：高速大齒輪軸段，=65mm。：滾動軸承段，=55mm。滾動軸承選取30211，其尺寸為=.2）各軸段的長度確定：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=52mm。：低速級小齒輪的轂孔寬度=110mm確定，=108mm。：軸環(huán)寬度，=12.5mm。：由高速級大齒輪的轂孔寬度=70mm確定，=68mm。:由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=52mm。3）細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表10-1查出高速級大齒輪處鍵=（t=7.0mm，r=0.3mm）;低速級小齒輪處鍵=（t=7.0mm，r=0.3mm）；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公

20、差選為；查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表7-19，各軸肩處的過渡圓角半徑見下圖，各軸的表面粗糙度見下圖。中間軸結(jié)構(gòu)3、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）各軸段的直徑確定：根據(jù)滾動軸承軸段，=80mm。滾動軸承選取30216，其尺寸為=。：低速大齒輪軸段，=90mm。：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=110mm。：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，=100mm。：根據(jù)滾動軸承軸段，=80mm。滾動軸承選取30216，其尺寸為=。：密封處的軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封），=75mm（氈圈的內(nèi)徑=73mm）：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，=60mm。2）各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油盤

21、及裝配關(guān)系等確定，=52mm。：由低速級大齒輪的轂孔寬=105mm。 =103mm。：軸環(huán)寬度，=15mm。：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定，=70.5mm。；由滾動軸承、擋油盤、及裝配關(guān)系等確定，=50mm。：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，=70mm。：由聯(lián)軸器的轂孔寬=107mm確定，=105mm.3)細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表10-1查出低速聯(lián)軸器處鍵=（t=7.0mm，r=0.3mm）;低速大齒輪處鍵=（t=9.0mm，r=0.5mm）齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為；查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表7-19，各軸肩處的過渡圓角半徑見下圖，各軸

22、的表面粗糙度見下圖。（四）軸的校核這里以中間軸為例1）軸的力學(xué)模型的建立1、軸上力的作用點(diǎn)位置和支點(diǎn)跨距的確定齒輪對軸的力作用點(diǎn)按簡化原則應(yīng)在齒輪寬度的中點(diǎn)，因此可確定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。軸上安裝的30208軸承由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表12-6查得它的負(fù)載中心至軸承軸段a=20mm，故可以作出支點(diǎn)跨度=240.48mm，取=240mm；低速小齒輪至左端支點(diǎn)A的距離=79.99mm，取=80mm兩齒輪的作用點(diǎn)=100.5mm。取mm。高速大齒輪至右端支點(diǎn)B的距離=59.99mm，取=60mm.2、繪制力學(xué)模型圖初定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋；根據(jù)中間軸所受軸向力最小的要求，低速

23、級小齒輪也為左旋，低速級大齒輪為右旋。根據(jù)要求的傳動速度方向，繪制的軸力學(xué)模型圖見圖。二）計算軸上的作用力齒輪2：=2541.55N；=2541.55=949.29N；=585.64N。齒輪3：=6425.60N；=6425.60=2363.20N；=1519.18N。三）計算支反力1，垂直面支反力（XZ平面）參見下圖b)由繞支點(diǎn)B的力矩和=0，得：=-.2284N；=-.2284/240N=-543.0093N,方向向下。同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和=0，得：=-.00N。=-.00/240N=-762.404N，方向向下。由軸上的合力=0.校核：+-=762.404+543.0093+949.

24、29-2363.20=0N。計算無誤2，水平面支反力（XY平面）參見下圖d)由繞支點(diǎn)B的力矩和=0，得：=2541.5560+6425.60160=N=4919.N，方向向下。同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和=0。=6425.6080+2541.55180=N=4048.29167N，方向向下。由軸上的合力=0，校核：+-=0.260，計算無誤。3，A點(diǎn)總支反力=4949.N。B點(diǎn)總支反力=4119.N。四）繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖1，垂直面內(nèi)的彎矩圖參見下圖c)。 C處彎矩：=-=-543.Nmm=-43440.744Nmm。=-=-43440.744-1519.1852.406=-.8911NmmD處彎矩

25、：=-+=-762.40460+585.64136.982=34477.89848Nmm；=-=-45744.24Nmm；2.水平面內(nèi)的彎矩圖參見下圖e)，C點(diǎn)彎矩：=-=-4919.Nmm=-.6666Nmm；D點(diǎn)彎矩：=-=-4048.=-.5002Nmm。3，合成彎矩圖，參見下圖f)C處：=.0636Nmm；=.3908Nmm。D處：=.2667Nmm=.4151Nmm;4,轉(zhuǎn)矩圖，參見下圖g)=5，當(dāng)量彎矩圖，參見下圖h)因為單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭矩切應(yīng)力視為脈動循環(huán)應(yīng)力，折算系數(shù)=0.6.=C處：=.0636Nmm； = =.1528Nmm；D處：=.2307Nmm；=.4151Nmm。

26、五）彎扭合成強(qiáng)度校核進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。=8.7326Mpa;根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機(jī)械設(shè)計表15-1查得=60Mpa.因=933.54N.所以A處1軸承被壓緊，B處2軸承放松。故：=+=1244.72N，=311.18N。3，當(dāng)量動載荷P根據(jù)工況（無沖擊或輕微沖擊），由機(jī)械設(shè)計表13-6查得載荷系數(shù)=1.1。軸承：因=0.25150.4=e。由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表12-4查得：當(dāng)時，=4949.N；軸承：因=，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表12-4查得：當(dāng)時，=949.29N。4，驗算軸承壽命因，故只需驗算軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同

27、，為=其中，溫度系數(shù)（軸承的工作溫度小于，軸承具有足夠的壽命。九、鍵聯(lián)接的選擇及計算這里只以中間軸上的鍵為例，由中間軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：高速級大齒輪處鍵1為=（t=7.0mm，r=0.3mm），標(biāo)記：鍵；低速級小齒輪處鍵2為：=（t=7.0mm，r=0.3mm）；標(biāo)記：鍵；由于是同一根軸上的鍵，傳動的轉(zhuǎn)矩相同，所以只需校核短的鍵1即可。鍵的工作長度；鍵的接觸高度；傳遞的轉(zhuǎn)矩.由機(jī)械設(shè)計表6-2查得鍵靜聯(lián)接時的擠壓許用應(yīng)力=100Mpa（鍵、齒輪輪轂、軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)）。Mpa=52.33Mpa，鍵的聯(lián)接強(qiáng)度足夠。十、聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選

28、用彈性柱銷聯(lián)軸器?？紤]到轉(zhuǎn)矩變化很小，取，則1，高速級聯(lián)軸器：=115.7N.m。按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或機(jī)械設(shè)計手冊，選取HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，孔徑，許用轉(zhuǎn)速5000，都滿足要求。故設(shè)計合理。標(biāo)記：HL3聯(lián)軸器.2，低速級聯(lián)軸器：=1231.802N.m。按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或機(jī)械設(shè)計手冊，選取HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，孔徑，許用轉(zhuǎn)速2500，都滿足要求。故設(shè)計合理。標(biāo)記：HL5聯(lián)軸器。十一、潤滑與密封1.潤滑本設(shè)計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。1）.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于

29、低速級周向速度為85.77，所以浸油高度約為3050。取為60。2）.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。3）.潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。2.密封形式用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。十二、參考文獻(xiàn)1，機(jī)械設(shè)計（第八版） 高等教育出版社2，機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 機(jī)械工業(yè)出版社3，理論力學(xué) 清華大學(xué)出版社4，金屬工藝學(xué)（第五版） 高等教育出版社5，機(jī)械設(shè)計手冊(2008電子版) 化學(xué)工業(yè)出版社按方案二設(shè)計=8.33Kw Kw電機(jī)的額定功率電機(jī)型號為：Y160L-6=11.42初選=3.9 =2.9=248.72=85.