一級圓柱齒輪減速器設計說明書

1、一級圓柱齒輪減速器設計說明書 作者: 日期：機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定3二、電動機的選擇.4三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比 .6四、傳動裝置的運動和動力設計 .7五、普通V帶的設計.10六、齒輪傳動的設計 .15七、傳動軸的設計 .18八、箱體的設計 .27九、鍵連接的設計29十、滾動軸承的設計31十一、潤滑和密封的設計32十二、聯(lián)軸器的設計 33十三、設計小結 .33設計題目：單級圓柱齒輪減速器機械系：設計者：學號：指導教師：一、設計課題：設計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù) 工作，單向運轉載荷變化不大，空載啟動。減速器小批量生產，使 用期限1

2、0年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為 96%,運輸 帶允許速度誤差為5%。原始數據 編號1運輸帶拉力F(N)1500運輸帶速度V(m/s)1.1卷筒直徑D(mm)220設計任務要求：1 .減速器裝配圖紙一張(A1圖紙)2 .軸、傳動零件圖紙各一張(3號圖紙)3 .設計說明書一分32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(1)已知條件：1 .工作環(huán)境：一般條件，通風良好；2 .載荷特性：工作平穩(wěn)、單向運轉；3 .使用期限：8年，大修期3年，單班工作；4 .卷筒效率：4=0.96 ;5 .運輸帶允許速度誤差：土 5%6 .生產規(guī)模：一般規(guī)模廠中小批量生產。(2)、

3、原始數據：滾筒圓周力 F=1500N;帶速 V=1.1m/s;滾筒直徑D=220mm；方案擬定：采用V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，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，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運輸帶二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇 Y系列三相 異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封 閉自扇冷電動機，具結構簡單，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) : Pd=

4、pw/i (kw)由式(2): P w=f V/1000 (KW)因此Pd=FV/1000 甲(KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為： 3毛總.=Ti XX耳X乳X方式中f：刀1、斗、刀3、刀4、刀5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“ 1=0.95，42 =0.96，43 =0.97, T4 = 0,9 7則： 率=0.96 X0.98 X0.97 X0.99X0.96=0.7827所以：電機所需的工作功率：Pd = FV/1000 甲=(3000 X1.1)/(1000X0.83) =2.108 (kw)3、確定電動機轉速卷筒工作轉速為：n卷筒= 60X1000V/

5、 (兀 D) 二(60X1000X1.1)/ (220 -兀)=95.49r/min根據手冊P 7表1推薦的傳動比合埋范圍，取圓 柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I '=36。取V帶傳動比I 1 = 24 o則總傳動比理論范 圍為：I a' = 624。"電動機轉速的可選范為N'd=I 'aXn 卷筒二(6 24)X95.49=572.96 2291.83 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：1000和1500r/min根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：(如下表)方案電動 機型 號額;正功率電動機轉速(r/min)同步轉 速滿載轉 速

6、1Y100L 1-42.2150014202Y112M-62.21000960綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，方案 1計算后帶速小于5m/s,相比之下第2方案比較適合。此選定電動機型號為 Y112M-2 ,中心高H外形尺寸l X(AC/2+AD) >HD底角安裝尺寸A XB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D XE裝鍵部位尺寸FXGD132520X345X315216X1401228X608X7三、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速 nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/n=nm/n 卷筒=940/95.49=9

7、.84總傳動比等于各傳動比的乘積，配傳動裝置傳動比ia=i0Xi（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：根據指導書P7表1,取i0=2.8 （普通V帶i=24）因為：ia=ioXi所以：i=ia/i。=9.84/2.8= 3.5k傳動裝置的運動和動力設計：各傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸，n軸，以及10.11, 為相鄰兩軸間的傳動比邛1,邛2,為相鄰兩軸的傳動效率Pi, Pn,為各軸的輸入功率（KW）T I , Tn,為各軸的輸入轉矩（N m）n I ,nn ,為各軸的輸入轉矩（r/min）,按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各卜的運動和動力參數1、

8、運動參數及動力參數的計算(1)計算各軸的轉數：I 軸:n I =nm/ io由指導書的表1 得到：41=0.9672=0.982=0.97件0.99=940/2.8=335.7 (r/min)n 軸：n n = n i / i1=335.7/3.5=95.92r/min卷筒軸：nm= nn(2)計算各軸的功率：I 軸:PI =PdX 印=PdX ” =2.2X0.96=2.112 (KW) n 軸：Pu = P I x 砰=PI x 2nx a =2.112X0.96X0.96=1.95 (KW)上算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為：Td=9550 Pd/nm=9550X2.2/940 =2

9、2.35 N mI 軸 Ti = 9550 P1/n1 =75.1 N mII 軸 Tn = 9550 P2/n2 =194.15 N mi0為市傳動傳動比i1為減速器傳動 比滾動軸承的效率班 0.980.995在本設計中取0.98綜合以上數據，得表如下:日率(KW)轉速(r/min)傳動比效率扭矩(N.M )電動機 軸2.29602.80.9622.35I軸2.112335.53.50.9660.1n軸1.9595.921.000.96194.2五.V帶的設計(1)選擇普通V帶型號由 Pc=KaP=1.2X2.1=2.52 ( KW)根據課本P134表9-7得知具交點在A、B型交界線處，故A

10、、B型兩方案待定：方案1:取A型V帶確定帶輪的基準直徑，弁驗算帶速：則取小帶輪d1=100mmd2=n1 d1 (1- /n2=i d1 (1-)=2.8X100 X(1-0.02)=274.4mm由表9-2取d2=280mm(雖使n2略有減少，但其誤差小于5%,故允許)帶速驗算： V=n 1 d1 /兀(1000X60)由課本P134表9-5 查得 KA=1.2由課本P132表9-2得，推薦的A 型小帶輪基準直 徑為75mm125mm=940X100 /兀（1000X60）=4.9m/s不介于525m/s范圍內，故不合適取 di=106mmd2=ni di （1- /n2=i di （1-）

11、=2.8 X106 x（1-0.02）=290.9mm由表9-2取d2=300mm（雖使n2略有減少，但其誤差小于5%,故允許）帶速驗算：V=n1 d1/兀（1000X60）=940X106 /兀（1000X60）=5.22/s介于525m/s范圍內，故合適確定帶長和中心距a：a0=1.5 (d1+d2) =1.5 (106+300) =649.6取 a0=650滿足：0.7 11+d2)< a0< 2 - d1+d2)0.7X (106+300) < sp<2X (106+300)284.2 <a0<812初定中心距a0=650 ,則帶長為L0=2 ac+

12、 兀, d什d2)+ (d2-d1)2/(4 a。)=2X650+兀- 106+300) /2+ (300-106) 2/(4 X650)=1952.2 mm由表9-3選用Ld=2050mm的實際中心距a=a0+(L d-L 0)/2=650+(2050-1952.2)/2=698.9 mm驗算小帶輪上的包角a 1a1=180-(d2d) x57.3/a=180-(300-106) x57.3/698.9=164.1>120 合適確定帶的根數Z=PC/ (P0+AP0) KL Ka)=2.52/ ( (0.95+0.11) X0.97X1.01)=2.43故要取3根A型V帶計算軸上的壓力

13、由書9-18的初拉力公式有F0=500 Pc 2.5/K a-1) /z c+q v2=500X2.52X Q.5/0.97-1) / (3X5.22) +0.17X5.022= 1126.9 N由課本9-19得作用在軸上的壓力FQ=2zF0 sin( o/2)=2X3 x126.9Xsin(164.1/2)=754.1 N。適由機械設計書表9-4查得P0=0.95由表9-6查得 P0=0.11由表9-7查得K a=0.95由表9-3查得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 Po=2.08由表9-6查得 P0=0.30由表9

14、-7查得K a=0.95由表9-3查得齒輪傳動的設計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，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Z1=20 , u=4.5Z2=Z1 u=20X4.5=90取小a=Q3,貝U6d=05 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3 2" u 1、3duZeZhZ,叫確定各參數值載荷系數 查課本表6-6取K=1.2小齒輪名義轉矩T1=9.55 x106 xP/m=9.55 x1

15、06x4.23/342.86=1.18x105 N mm材料彈性影響系數由課本表 6-7 ZE=189.8 MPa區(qū)域系數Zh=2.5®重合度系數g=1.88-3.2 1/Z1+1/Z2)=1.88-3.2x (1/20+1/90) =1.69'4 £t- 34 1.6930.77許用應力 查課本圖6-21 (a)bHlimJ 610MPa bHlim2 560MPa查表6-8按一般可靠要求取Sh=1 貝U 人入也m1 610MPaSh叫上"Hlm2 560MPa Sh取兩式計算中的較小值，即。h =560Mpa于是 di A 3回11 u 1 ZEZHS

16、 *丫 Vd u h52c 2 1.2 1.18 10 4.5 1 189.8 2.5 0.77=314.5560=52.82 mm(4)確定模數m=d1/Z1 >52.82/20=2.641取標準模數值m=3(5)按齒根彎曲疲勞強度校核計算bF 2KYFsY校核bd1m式中。小輪分度圓直徑 d1=m Z=3 X20=60mm 齒輪嚙合寬度 b= Wd d1 =1.0 X60=60mm 復合齒輪系數 YFS1=4.38 YfS2=3.95 重合度系數 Y £=0.25+0.75/ d=0.25+0.75/1.69=0.6938許用應力 查圖6-22 (a)oFiim1 =245

17、MPa oFiim2=220Mpa查表6-8 ,取Sf=1.25則八1lim 1245Sf196MPaOF lim 2SF1.25IIS 176Mp，計算大小齒輪的 法弁進行比較Yfs14.38bF11960.02234«F YfS2 b f123.950.02244176YFS1 <°>1YfS2b f12取較大值代入公式進行計算則有2KT1x, -2 1.2 1.18 105°"f 21 Yfs2> 3.95 0.6938bdm60 60 3=71.86< OF 2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求(6)幾何尺寸計算di=m Z=3

18、X20=60 mmd2=m Z1=3X90=270 mma=m Z1+Z2) =3X (20+90) /2=165 mm b=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm(7)驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v= %d1 n1/ (60X1000) =3.14X60X342.86/ (60X1000) =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2一軸 3齒輪軸的輪齒段 4一套筒6密封蓋7一軸端擋圈8一軸承端蓋9一帶輪10一鍵(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217255

19、HBs軸的輸入功率為 Pi =4.32 KW轉速為 n I =342.86 r/min根據課本P205 (13-2)式,弁查表13-2,取c=115Pl的值為前 面第10頁中 給出d > C 3F- 115 3，4.3226.76mm n342.86(3)確定軸各段直徑和長度O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D仁30mm,又帶輪 的寬度 B= (Z-1) e+2 f在前面帶輪的 計算中已經得 到Z=3 其余的數據手 冊得到 Dl=O30mm Ll=60mmD2= 38mmL2=70mmD3= 40mmL3=20mmD4= <M8mmL4=10m

20、mD5= 66mmL5=65mmD6= 48mmL6= 10mmD7= 40mm=(3-1) X18+2X8=52 mm 4L7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20Nm則第一段長度L1=60mmG)右起第二段直徑取D2=38mm根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求 卜箱體的厚度，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 型軸承，其尺寸為 dXDXB=40 X80X18,那么該段的 直徑為D3=d>40mm,長度為L3=20mm右起第

21、四段，為滾動軸承的定位軸肩，具直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=g8mm,長度取 L4= 10mmRA=RB =983.33NmRa'=Rb' =314.1 N(5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=O66mm,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圈外徑，取 D6=O48mmMC=60.97Nm MC1'= MC2' =19.47 NmMC1=MC2 =64.0NmT=59.0 Nm長度取L6= 10mm右起第七段，

22、該段為滾動軸承安裝出處，取軸 徑為 D7=O40mm,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：di=60mm(2作用在齒輪上的轉矩為：T1 =1.18x105 N mm求圓周力：FtFt=2T/d2=2 X1.18x105/60=1966.67Na=0.6MeC2=73.14Nm0-1 =60Mpa求徑向力FrFr=Ft - tana =1966.67xtan200=628.20NFt, Fr的方向如下圖所示(5)軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上 上勺安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N垂直面的支反力

23、：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 Ra'=Rb' =FrX62/124=314.1 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 X62=60.97 Nm垂直面的彎矩： MC1'= MC2'=RA'X62=19.47 Nm合成彎矩：MD=35.4NmM C1 MC2 , Mc2 MC1260.972 19.47264.0Nm(7)畫轉矩圖：T= FtXd1/2=59.0 Nm(8)畫當量彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，5=0.6可得右起第四段剖面 C處的當量彎矩： 22MeC2 , Mc2 (a T) 73.14Nm(9

24、)判斷危險截面弁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=73.14Nm，由課本表13-1有：0i =60Mpa 則：oe= M eC2/W= M eC2/(0.1 D43)=73.14X1000/(0.1 X443)=8.59 Nm< 口右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故 卜面也為危險截面：MD J( a T)2 0.6 59 35.4Nmue= MD/W= M D/(0.1 D13)=35.4X1000/(0.1 X303)=13.11 Nm< g所以確定的尺寸是安全的。受力圖如下：二: 猛 1鼻J10J1*6

25、家門i 川口 m.i1 1111! i1 1 1 1 Jrr i141 1i 1 1 1 11 1_9.-1Nn |1Wri iA1111/iViJ ! h .Jl1 i ii i1111314 Nri11.4.1/il l1111 一 1 _JIk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)D1 = E5mmL1=82mmD2=O52mmL2=54mmD3= O55mmL3=36mmD4= 060mmL4=58mmD5= 066mm1, 5滾動軸承2一軸3齒輪4一套筒6一密封蓋 7一鍵8一軸承端蓋9一軸端擋圈10半聯(lián)軸器 按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217255H

26、Bs軸的輸入功率為 Pn =4.11 KW 轉速為 n n =77.22 r/min根據課本P205 (13-2)式，弁查表13-2,取 c=115一 一 P .1 4.11 一一d) C 31 115 31 43.28mm, n77.22(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045mm,根據 計算轉矩 TC=KAXTn=1.3X518.34=673.84Nm,查 標準GB/T 5014 2003,選用LXZ2型彈性柱銷 聯(lián)軸器,半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長 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

27、52mm,根據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L5=10mmD6= O55mmL6=21mmFt=3762.96NmFr=1369.61Nm6211型軸承，其尺寸為 dXDXB=55X100X21,那 么該段的直徑為55mm,長度為L3=36右起第四段，該段裝有齒輪，弁且齒輪與軸 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

28、 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=(D66mm，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=O55mm,長度 L6=21mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向O大齒輪分度圓直徑：di=270mm作用在齒輪上的轉矩為：T1 =5.08 x105N mmRA=RB =1881.48NmRa'=Rb' =684.81 N®求圓周力：FtFt=2T2/d2=2 X5.08 x105/270=3762.96N求徑向力FrFr=Ft tana =3762.96xtan200=1369

29、.61N Ft, Fr的方向如下圖所示MC=116.65Nm MC1'= MC2' =41.09 NmMC1=MC2 =123.68NmT=508.0 Nm(5)軸長支反力根據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' =FrX62/124= 684.81 N(6)畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：a=0.6MeC2=307.56Nm水平面的彎矩： MC=RAX62= 116.65 Nm垂直面的彎矩： MC1 =

30、MC2'=RA'X62=41.09 Nm 合成彎矩：MC1 MC2 M C2 M C1260.972 19.472123.68NmC1C 2CC I(7)畫轉矩圖： T= FtXd2/2=508.0 Nm(8)畫當量彎矩圖>1 =60MpaMD=33.45Nm因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，5=0.6可得右起第四段剖面 C處的當量彎矩：Mec2 Mc22(a T)2307.56Nm(9)判斷危險截面弁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=307.56Nm ,由課本表13-1有:口 =60Mpa 則：(e

31、= M eC2/W= M eC2/(0.1 D43)=307.56X1000/(0.1 X603)=14.24 Nm< g右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較 小，故該面也為危險截面：MD J( a T)20.6 508.0 304.8Nmoe= MD/W= M D/(0.1 D13)=304.8X1000/(0.1 X453)=33.45 Nm< g 所以確定的尺寸是安全的。以上計算所需的圖如下：繪制軸的工藝圖(見圖紙)八.箱體結構設計(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 間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。 窺視

32、孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油 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，曲前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油卸身度，以保證有正常的油 量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫 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 熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體 有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封 膠，聯(lián)結后結合較緊，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

33、軸承端蓋上也可以安裝啟蓋 螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如 裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。(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)結后，鏈孔之前裝上兩個定位銷，孔位 置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對 稱布置。(7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一 調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位 置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蠱上裝后環(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。密封件多為 標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選

34、 用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸(mm)機座壁厚8機蓋壁厚討8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地腳螺釘數目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑di16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距l(xiāng)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, di, d2至外機壁距離C126, 22, 18df, d2至凸緣邊緣距離C224, 16軸承旁凸臺半徑R124, 16凸臺高度h根據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l160, 44大齒輪頂圓與內機壁跑離 112齒輪端面與內機壁跑離 210機蓋

35、、機座肋厚m1 ,m27, 7軸承端蓋外徑D290, 105軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互/、干涉 為準，,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 di=30mm,Li=50mm查手冊得，選用C型平鍵，得：A 鍵 8x7 GB1096-79 L=L i-b=50-8=42mmT=44.77N m h=7mm根據課本P243 (10-5)式得op=4 T/(d h L)=4x44.77x1000/ (30x7x42)=20.30Mpa < 網(110Mpa)2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d2=44mm L2=62

36、mm T i =120.34N m 查手冊 選A型平鍵GB1096-79B 鍵 12x8 GB1096-79l=L 2-b=62-12=50mm h=8mme=4 Ti/ (dh 卜)=4x120.34x1000/ (44x8x50)=27.34Mpa < 初(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 n =513.63Nm查手冊P51選用A型平鍵鍵 12x8鍵 18x11 GB1096-79 l=L 3-b=60-18=42mm h=11mm op=4Tn/ (dh 卜)=4x513.63x1000/ (60x11 M2)=74.11Mpa < (110Mpa)十.滾動軸承設計根據條件，軸承預計壽命Lh10>00x16=48000 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114600)，1c fdP/60nl、之 1.2 628.20 z 60 342.86C' (6-Lh)£ (6ft10611065048.38N(3)選擇軸承型號查課本表11-5,選擇6208軸承 Cr=29.5KN 由課本式11-3有Lh106ftC60n (fdP)'1061 2950