1機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定…………………………………………… … .2二、原始數(shù)據(jù)………………………….…………….…………………2三、確定電動機的型號…………….……………….……………… .2四、確定傳動裝置得總傳動比及分配……………………………… .3五、傳動零件設計計算………………………….……………………. .41、V 帶………………………………………………………. .42、齒輪………………………………………………………….63、減速箱箱體………………………………………….… 114、軸及滾動軸承設計計算…………………………… 12六、鍵聯(lián)接得選擇和強度校核…………………………….……. … .16七、滾動軸承設計選擇和計算…………………………….……… . .17八、減速器密封和潤滑的設計……………………………………. . …18九、聯(lián)軸器的設計計算……………………….……………………. 2…18設計題目：V 帶——單級圓柱減速器設計者： 學 號：指導教師： 2016 年 1 月 6 日帶式運輸機一級齒輪減速器設計一、帶式運輸機傳動圖如下：3二、原始數(shù)據(jù)1．輸送帶工作拉力：F=1300N ； 2．輸送帶工作速度：V=1.4m/s ； 3．滾筒直徑：D=250mm ；6．運輸機連續(xù)工作，使用壽命 10 年，每年 365 天，兩班制，傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，輸送帶速度允許誤差為+_5%。三、確定電動機的型號(1) 選擇電動機類型： 選用 Y 系列三相異步電動機(2) 選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率： P=FV/1000=1300×1.4/1000=1.82KW傳動裝置的總效率： 213456???， ， ， ， ， 分別是：V 帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等1?23456級為 7） ，滾動軸承（圓錐滾子軸承一對） ，聯(lián)軸器（彈性聯(lián)軸器） ，滾筒軸承效率，運輸帶的效率。查《課程設計》表 2-3，取： 1234560.98.,0.98,.,0.9,.8?????所以： 2??電動機所需功率：Pd=KPw/η=1 ×1.82/0.905=2.015kW 式中，取載荷系數(shù) ＝1K（3）選擇電動機的轉(zhuǎn)速滾筒的轉(zhuǎn)速： n 筒 =60×1000V/πD=60 ×1000×1.40/π×250r/min=106.9r/min電動機的合理同步轉(zhuǎn)速： 取 V 帶傳動比范圍(表 2-2) ＝2～4；單級齒輪減速1i器傳動比 ＝3～6.則總傳動比合理時范圍為=5~23。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍2i為 n=（ 5~23）×106.9r/min=534.5～2448.7r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000 和 1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方案：如指導書 P15 頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選 n=1500r/min 確定電動機型號：根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為 Y132S-4。查表 16-1 得 電動機得型號和主要數(shù)據(jù)如下（同步轉(zhuǎn)速符合）電動機型號 額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速 nm(r/min)堵載轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L1-4 2.2 1500 1440 2.2 1.54四、確定傳動裝置總傳動比及分配傳動裝置總傳動比 ： i =nm/n=20.61分配各級傳動比初取齒輪 i=3.9帶∵ i?總 齒 帶∴ /2.61/5.總齒 帶（1）計算各軸的輸入功率電動機軸： P=Pd=2kW軸Ⅰ（減速器高速軸 IP=20.96=184KW??A軸Ⅱ（減速器低速軸） I .908=1.73?A（2） 計算各軸得轉(zhuǎn)速電動機軸 nI =nm=1440 r/min軸Ⅰ I=i1403.9=6.2r/min?帶軸Ⅱ In//51齒 輪（3）計算各軸得轉(zhuǎn)矩電動機軸 29506.53140ddmPTNmn????軸Ⅰ 11.89.3軸Ⅱ 22.7 95056.42PTNmn????上述數(shù)據(jù)制表如下：參數(shù)軸名輸入功率（ ）kW轉(zhuǎn)速（ /inr）輸入轉(zhuǎn)矩（ ?）傳動比i效率 ?電動機軸 2 1440 26.53 3.9 0.96軸Ⅰ（減速器高速軸）1.84 369 99.385.9 0.995軸Ⅱ（減速器低速軸）1.73 63 565.42五、傳動零件得設計計算1. 普通 V 帶傳動得設計計算① 確定計算功率 CP則： ，式中工作情況系數(shù)取 ＝1.21.2.4aAdKkW???AK② 根據(jù)計算功率 與小帶輪的轉(zhuǎn)速 ，查《機械設計基礎》圖 10-10，選C1n擇 A 型 V 帶。③ 確定帶輪的基準直徑 12,d取小帶輪直徑 ，大帶輪的直徑10dm?213.90dim???根據(jù)國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑 2 4d④ 驗證帶速 ,在13.407.56/6061dnv s??之間。故帶的速度合適。5/~2/s⑤確定 V 帶的基準直徑和傳動中心距 0a初選傳動中心距范圍為： ，取????1212dd???04am?V 帶的基準長度： ?? ?0 22110 124056.544dddLaa?????????查《機械設計基礎》表 10-2，選取帶的基準直徑長度 0dLm?實際中心距： 0041.2579.32dLa????⑥ 驗算主動輪的最小包角 1814.9da????????故主動輪上的包角合適。 ⑦ 計算 V 帶的根數(shù) z由 ， ，??0CaLPzK????140/minr?10d?查《機械設計基礎》表 10-5，得 ，由 ，查表 10-6，得0.32P.9i，0.17P?查表 10-7，得 ，查表 10-2，得0.8??.LK?6， 取 根。??4.83.71.32070.9z????4z?⑧ 計算 V 帶的合適初拉力 F查《機械設計基礎》表 10-1，取205.1CaPFqvzvK????????? 0.1/qkgm?得 204.850.1754.187N????⑨ 計算作用在軸上的載荷 10 .2sin245.18sin158.2pFz????⑩ 帶輪的結(jié)構(gòu)設計（單位）mm帶輪尺寸小帶輪 大帶輪槽型 A A基準寬度 db11 11基準線上槽深 minah2.75 2.75基準線下槽深 if 8.7 8.7槽間距 e15 0.3?15 0.3?槽邊距 minf 9 9輪緣厚 i?6 6外徑 ad1205.adah??2405.adah??內(nèi)徑 s 30 30帶輪寬度 3B3263Bfe??3263Bfe??帶輪結(jié)構(gòu) 實心式 輪輻式V 帶輪采用鑄鐵 HT150 或 HT200 制造，其允許的最大圓周速度為 25m/s.2.齒輪傳動設計計算（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數(shù)7① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）② 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)， （考慮到1230HBS?齒輪使用壽命較長 (GB699-1988)；大齒輪材料取為： ZG310-570,調(diào)質(zhì)，240HBS?③選取齒輪為 7 級的精度（GB 10095－1998）④ 初選螺旋角 14???⑤ 選小齒輪的齒數(shù) ；大齒輪的齒數(shù)z2175.90z??（2）按齒面接觸疲勞強度設計 2t131t2udkTHEd????????????????1 選初選載荷系數(shù) Kt=1.6 2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 554119.9.3.849.N6010mpn??????3 選取齒寬系數(shù) d=?4 有表 10—6 查得材料的彈性影響系數(shù) ，由圖 10—30 選取區(qū)12E=89.MpaZ域系數(shù) 。H2.43Z5 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ：大齒輪的接觸Hlim160 Pa?疲勞強度極限 Hlim=50 MPa?6 計算應力循環(huán)次數(shù) 91hj639128301)=.627NnL???（82.059?7 接觸疲勞壽命系數(shù) 12.9;0.95HNHNK?8 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1.則 ??11540HNLimMPaSK????225.HNLimMPaS???8??12531.HMPa????????9 計算小齒輪分度圓直徑查表的 120.78,.???65???=55.43mm2t31t2u1dkThedz????????????????10 計算圓周速度 1.45.3691./600dnv ms????11 計算齒寬 b 及模數(shù) nt15.43.td??1coscos3.167tnt mmZ?????2.5.36.nth4807.1b?12 計算重合度 ?10.3tan.317tan41.38bdz???????13 計算載荷系數(shù) k已知使用系數(shù) ，根據(jù) v=1.1m/s，7 級精度，查得動載系數(shù)AK=1.07； =1.42， =1.32， 。VH?F?1.2HFK??1.0421.8AV????14 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 331 .85.45.216tTKmd???15 計算模數(shù) n91cos58.2cos143.7n mdmz?????（3）按齒根彎曲強度設計2132FaSndKCOTYZ??????????1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞150FEMPa?強度極限 ；彎曲疲勞壽命系數(shù)2380FEMPa?12.8,0.8FNFNK?2 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，??110.85289.4FNEaPaSK????22.3.61FEM?????3 計算載荷系數(shù) .072.19AVHFYK?????4 根據(jù)縱向重合度 =1.348，查得螺旋角影響系數(shù)b?0.8Y?5 計算當量齒數(shù) 1 233 33811.6, .56cos4cos4V VZZ?? ????6 查取齒形系數(shù) 12.7,.FaFaY7 查取應力校正系數(shù)12.536,1.9SaSa?8 計算大、小齒輪的 并加以比較FSaY?????12.871.5360.29FaSY???????102.18.7920.1633FaSY????????大齒輪的數(shù)值大9 設計計算： 423221.693810.(cos14)0.6372.1765nm??????對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于齒根nm彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 =2.5，以滿足彎曲強度。但為了同時滿足n接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 =58.28 來計算應有的齒1d數(shù)。于是由 1cos58.2cos142.6ndZm?????取 ，則 ，取1 =2321.935.7iZ齒 2 =136Z（4）幾何尺寸計算1 計算中心距12n()(6).m204.83coscos14Za?????圓整后后中心距為 205mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角??12nz+23+6.5=arcos=arcos=140'8“? ??（ ）因 改變不多，故參數(shù) 、 、 等不必修正。??k?HZ3 計算大、小齒輪的分度圓直徑1nzm23.5d=m=9.3cos410'8“???2n6.0.'4 計算齒輪寬度mmd1b=59.3?圓整后取 21B60m=5，11② 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)結(jié)果名稱 代號計算公式小齒輪 大齒輪中心距 a??12cosnzm???205mm傳動比 i2 5.9法面模數(shù) n設計和校核得出 2.5端面模數(shù) tm cosnt??2.58法面壓力角 n?略 20?螺旋角 ?一般為 8~20? 14'8“?全齒高 h afh??4.5mm齒數(shù) Z 略 23 136分度圓直徑 d 查表 7-6 59.3mm 350.9mm齒頂圓直徑 a略 63.3mm 354.9mm齒根圓直徑 df 查表 7-6 54.3mm 345.9mm齒輪寬 b 查表 7-6 65mm 60mm螺旋角方向 查表 7-6 左旋 右旋3、減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設計：查《機械設計課程設計手冊》表 11-1 及結(jié)果列于下表：名稱 符號 尺寸大小 結(jié)果(mm)機座壁厚 ?一級 0.2518a??二級 38機蓋壁厚 1一級 二級 .8機座凸圓厚度 b ?12機蓋凸圓厚度 1 1512機座底凸圓厚度 2 2. 20地腳螺釘直徑 fd0.036a+12 2012地腳螺釘數(shù)目 n2504~6an???時 ， 時 ，時 ， 84軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d.7fd15機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑2(05)f 10聯(lián)接螺栓 的間距2dl150~200 150軸承端蓋螺釘直徑 3 (.4~)fd10窺視孔蓋螺釘直徑 4d 03f 8定位銷直徑 2(.78)8至外箱壁f12d、 、距離1C略至凸緣邊緣距f、離2略軸承旁凸臺半徑 1R 2C凸臺高度 h 略外箱壁至軸承座端面距離l12(5~0)?鑄造過度尺寸 xy、 略大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間距1?.??10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2 10箱蓋、箱座肋厚 1m、 110.85;.m??6.8,6.8軸承端蓋外徑 2D3(~.d?軸 承 外 徑 ）（ ）軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s2sD?一 般 取4、軸的設計計算1、輸入軸的設計求作用在齒輪上的力： P3.84T=9509509382n6Nm???????因已知小齒輪的分度圓直徑為： 1d=5而 t12382Fd.??13rtantan20F=35158coscos14'“N??????at t'8=7(1)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)，硬度 217~255HBS 軸的輸入功率為 ，轉(zhuǎn)3.84IPKW?速為 r/min369IN?取 A=112，于是得： 330.84d122.5IPAm???(2)確定軸各段直徑和長度1 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=Φ30mm，又帶輪的寬度 。則(1)2(41)52963BZef m????????第一段長度取 165L?2 右起第二段直徑取 D2=Φ38mm 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=70mm3 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 d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為 D3=Φ40mm，長度為 L3=18mm4 右起第四段，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 D4=Φ48mm，長度取 L4= 10mm5 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為 Φ63.3mm，分度圓直徑為 Φ59.3mm，齒輪的寬度為 65mm，則，此段的直徑為D5=Φ 44mm，長度為 L5=63mm6 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= 10mm7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=Φ40mm，長度L7=18mm （3）求齒輪上作用力的大小、方向141 小齒輪分度圓直徑：d1=59.3mm2 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =99382N·mm3 求圓周力：Ftt1T9382F=5d5.N????4 求徑向力 Frrtantan01258coscos14'“N????（4）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： /235/167ABtRF?垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 ''/215869ABrN（5）畫彎矩圖第四段剖面 C 處的彎矩：面的彎矩： 72/103.912cAMmN?????面的彎矩： 12''' 8Rm??彎矩：22121(')3.98.0.CC??（7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=99.39N·m（8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：22222()10.9(.306)1eCMTNm???????α（9）判斷危險截面并驗算強度1 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 由《設計基礎》表 13-1 有:26eNm??［σ-1 ］=60Mpa 則： ??22343//(0.1)10.891eCeCMWDMPa??????2 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： 25.6TNm??（ α ）??31//(0)59.631.2.91e Pa???????所以確定的尺寸是安全的.2、 輸出軸的設計計算15（1）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)，硬度 217~255HBS軸的輸入功率為 =3.73Kw，轉(zhuǎn)速為 =63 r/minIPIN據(jù)《設計基礎》P205 （13-2）式，并查表 13-2，取 01A?d≥ 330.7142.86IAmN??(2)確定軸各段直徑和長度1 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 Φ45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩，查標準 GB/T 5014—2003，2CaA3.7T=K.950N=5.047m6????選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為 L=84mm,軸段長 L1=82mm2 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取 Φ52mm,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)軸器左端面的距離為 30mm，故取該段長為 L2=74mm3 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 d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為 Φ55mm，長度為 L3=364 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 350.9mm，則第四段的直徑取 Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為 L4=58mm5 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=Φ 66mm ,長度為 L5=10mm6 右起第六段，考慮定位軸肩，取軸肩直徑為 D6=61mm，長度為 L6=5mm.7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=Φ55mm，長度L7=21mm(3)求齒輪上作用力的大小、方向 1 大齒輪分度圓直徑： =350.9mm2d2 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為： T2 =5.65×105N·mm3 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×5.65×105/350.9=3220.29N164 求徑向力 FrFr=Ft·tanα=3220.29× N=813.66Ntan140'8“?（4）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： /230.9/160.5ABtRFN??垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 ''/2813.648ABrRFN?（5）畫彎矩圖右起第四段剖面 C 處的彎矩：水平面的彎矩： 2/09.3AMm????垂直面的彎矩： 1'''/125.RN合成彎矩： 22'810.97CC Nm?????（6）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2×1000=565 N·m（7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：22222()10.97(.65)354.29eMTNm????????α（8）判斷危險截面并驗算強度1 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 ,由《設計基礎》表 13-1 有:2354.9eNm??［σ-1 ］=60Mpa 則： ??2234//(0.1).16.1eCeCMWDMPa???????2 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：20.539DTNm??（ α ） ??13//()391.47.21e Pa???????所以確定的尺寸是安全的 。六、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=65mm，查手冊得選用 C 型平鍵，得：A 鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm， =26.53N·m ，h=7mm。根據(jù) σ p dT=4 ·T/(d·h·L)式得17σ p =4 ·T/(d·h·L)=4×26.53×1000/（30×7 ×57）=8.87Mpa [σ 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=63mm =99.38Nm，查手冊 P53 選 A 型平鍵，得 B 鍵 12×8 GB1096-79。L=L 2-b=63-1T12=51mm，h=8mm。 σ p =4 · /（ d·h·l）1T=4×99.38×1000/（44×8 ×51）= 22.143Mpa [σ p] (110Mpa)3．輸出軸與齒輪 2 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，軸徑d3=60mm，L 3=58mm， =565.42N·m。查手冊 P53 選用 A 型平鍵，得 B 鍵IT18×11 GB1096-79 ，L=L 3-b=60-18=42mm， h=11mm 得σ p =4· /（ d·h·l）I=4×565.42×1000/（60× 11×42）=81.59Mpa [σ p] (110Mpa) 4．輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，d 4 =45mm，L 4=82mm， =565.42N·m。查手冊 P53 選用 A 型平鍵，得 B 鍵IT12×8，12×8 GB1096-79 ，L=L 4-b=82-12=70mm，h=8mm.σ p =4 · /（d·h· l）I=4×565.42×1000/（45× 8×70）= 89.749Mpa [σ p] (110Mpa)七、滾動軸承設計根據(jù)條件：軸承預計壽命 10×360×8×2=57600 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=1258N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,由于是球軸承 =3?181 1d 36 6f0.25809C'=(570)961tpn N????????????（3）選擇軸承型號查《設計手冊》表 6-1，選擇 6208 軸承 Cr=29.5KN 由式 11-3 有663101095() 148259633.2thdfLnP????ε （ ）∴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受到 Fr 徑向力作用，所以 P=Fr=813.66N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,球軸承 =3?1 1d 36 6f0.283.0C'=(57)841tpn N????????????（3）選擇軸承型號查設計基礎表 11-5，選擇 6211 軸承 Cr=43.2KN 由設計基礎式 11-3 有66310105874() 6015743.21.thdfLnP????ε （ ）∴預期壽命足夠∴此軸承合格八、密封和潤滑的設計1．密封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，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2．潤滑（1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v 12m/s,采用浸油潤滑，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x H 不應小于 30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞 1KW 需油量V0=0.35~0.7m3。（2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。九、聯(lián)軸器的設計（1）類型選擇由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）載荷計算19計算轉(zhuǎn)矩 TC=KA×TⅡ=1.3×565.42=735.05N·m，其中 KA 為工況系數(shù)，由設計基礎表 14-1 得 KA=1.3（3）型號選擇根據(jù) TC，軸徑 d，軸的轉(zhuǎn)速 n， 查標準 GB/T 5014—2003，選用 LX2 型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=6300r/min ,故符合要求。1機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定…………………………………………… … .2二、原始數(shù)據(jù)………………………….…………….…………………2三、確定電動機的型號…………….……………….……………… .2四、確定傳動裝置得總傳動比及分配……………………………… .3五、傳動零件設計計算………………………….……………………. .41、V 帶………………………………………………………. .42、齒輪………………………………………………………….63、減速箱箱體………………………………………….… 114、軸及滾動軸承設計計算…………………………… 12六、鍵聯(lián)接得選擇和強度校核…………………………….……. … .16七、滾動軸承設計選擇和計算…………………………….……… . .17八、減速器密封和潤滑的設計……………………………………. . …18九、聯(lián)軸器的設計計算……………………….……………………. 2…18設計題目：V 帶——單級圓柱減速器設計者： 學 號：指導教師： 2016 年 1 月 6 日帶式運輸機一級齒輪減速器設計一、帶式運輸機傳動圖如下：3二、原始數(shù)據(jù)1．輸送帶工作拉力：F=1300N ； 2．輸送帶工作速度：V=1.4m/s ； 3．滾筒直徑：D=250mm ；6．運輸機連續(xù)工作，使用壽命 10 年，每年 365 天，兩班制，傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，輸送帶速度允許誤差為+_5%。三、確定電動機的型號(1) 選擇電動機類型： 選用 Y 系列三相異步電動機(2) 選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率： P=FV/1000=1300×1.4/1000=1.82KW傳動裝置的總效率： 213456???， ， ， ， ， 分別是：V 帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等1?23456級為 7） ，滾動軸承（圓錐滾子軸承一對） ，聯(lián)軸器（彈性聯(lián)軸器） ，滾筒軸承效率，運輸帶的效率。查《課程設計》表 2-3，取： 1234560.98.,0.98,.,0.9,.8?????所以： 2??電動機所需功率：Pd=KPw/η=1 ×1.82/0.905=2.015kW 式中，取載荷系數(shù) ＝1K（3）選擇電動機的轉(zhuǎn)速滾筒的轉(zhuǎn)速： n 筒 =60×1000V/πD=60 ×1000×1.40/π×250r/min=106.9r/min電動機的合理同步轉(zhuǎn)速： 取 V 帶傳動比范圍(表 2-2) ＝2～4；單級齒輪減速1i器傳動比 ＝3～6.則總傳動比合理時范圍為=5~23。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍2i為 n=（ 5~23）×106.9r/min=534.5～2448.7r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000 和 1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方案：如指導書 P15 頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選 n=1500r/min 確定電動機型號：根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為 Y132S-4。查表 16-1 得 電動機得型號和主要數(shù)據(jù)如下（同步轉(zhuǎn)速符合）電動機型號 額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速 nm(r/min)堵載轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L1-4 2.2 1500 1440 2.2 1.54四、確定傳動裝置總傳動比及分配傳動裝置總傳動比 ： i =nm/n=20.61分配各級傳動比初取齒輪 i=3.9帶∵ i?總 齒 帶∴ /2.61/5.總齒 帶（1）計算各軸的輸入功率電動機軸： P=Pd=2kW軸Ⅰ（減速器高速軸 IP=20.96=184KW??A軸Ⅱ（減速器低速軸） I .908=1.73?A（2） 計算各軸得轉(zhuǎn)速電動機軸 nI =nm=1440 r/min軸Ⅰ I=i1403.9=6.2r/min?帶軸Ⅱ In//51齒 輪（3）計算各軸得轉(zhuǎn)矩電動機軸 29506.53140ddmPTNmn????軸Ⅰ 11.89.3軸Ⅱ 22.7 95056.42PTNmn????上述數(shù)據(jù)制表如下：參數(shù)軸名輸入功率（ ）kW轉(zhuǎn)速（ /inr）輸入轉(zhuǎn)矩（ ?）傳動比i效率 ?電動機軸 2 1440 26.53 3.9 0.96軸Ⅰ（減速器高速軸）1.84 369 99.385.9 0.995軸Ⅱ（減速器低速軸）1.73 63 565.42五、傳動零件得設計計算1. 普通 V 帶傳動得設計計算① 確定計算功率 CP則： ，式中工作情況系數(shù)取 ＝1.21.2.4aAdKkW???AK② 根據(jù)計算功率 與小帶輪的轉(zhuǎn)速 ，查《機械設計基礎》圖 10-10，選C1n擇 A 型 V 帶。③ 確定帶輪的基準直徑 12,d取小帶輪直徑 ，大帶輪的直徑10dm?213.90dim???根據(jù)國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑 2 4d④ 驗證帶速 ,在13.407.56/6061dnv s??之間。故帶的速度合適。5/~2/s⑤確定 V 帶的基準直徑和傳動中心距 0a初選傳動中心距范圍為： ，取????1212dd???04am?V 帶的基準長度： ?? ?0 22110 124056.544dddLaa?????????查《機械設計基礎》表 10-2，選取帶的基準直徑長度 0dLm?實際中心距： 0041.2579.32dLa????⑥ 驗算主動輪的最小包角 1814.9da????????故主動輪上的包角合適。 ⑦ 計算 V 帶的根數(shù) z由 ， ，??0CaLPzK????140/minr?10d?查《機械設計基礎》表 10-5，得 ，由 ，查表 10-6，得0.32P.9i，0.17P?查表 10-7，得 ，查表 10-2，得0.8??.LK?6， 取 根。??4.83.71.32070.9z????4z?⑧ 計算 V 帶的合適初拉力 F查《機械設計基礎》表 10-1，取205.1CaPFqvzvK????????? 0.1/qkgm?得 204.850.1754.187N????⑨ 計算作用在軸上的載荷 10 .2sin245.18sin158.2pFz????⑩ 帶輪的結(jié)構(gòu)設計（單位）mm帶輪尺寸小帶輪 大帶輪槽型 A A基準寬度 db11 11基準線上槽深 minah2.75 2.75基準線下槽深 if 8.7 8.7槽間距 e15 0.3?15 0.3?槽邊距 minf 9 9輪緣厚 i?6 6外徑 ad1205.adah??2405.adah??內(nèi)徑 s 30 30帶輪寬度 3B3263Bfe??3263Bfe??帶輪結(jié)構(gòu) 實心式 輪輻式V 帶輪采用鑄鐵 HT150 或 HT200 制造，其允許的最大圓周速度為 25m/s.2.齒輪傳動設計計算（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數(shù)7① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）② 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)， （考慮到1230HBS?齒輪使用壽命較長 (GB699-1988)；大齒輪材料取為： ZG310-570,調(diào)質(zhì)，240HBS?③選取齒輪為 7 級的精度（GB 10095－1998）④ 初選螺旋角 14???⑤ 選小齒輪的齒數(shù) ；大齒輪的齒數(shù)z2175.90z??（2）按齒面接觸疲勞強度設計 2t131t2udkTHEd????????????????1 選初選載荷系數(shù) Kt=1.6 2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 554119.9.3.849.N6010mpn??????3 選取齒寬系數(shù) d=?4 有表 10—6 查得材料的彈性影響系數(shù) ，由圖 10—30 選取區(qū)12E=89.MpaZ域系數(shù) 。H2.43Z5 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ：大齒輪的接觸Hlim160 Pa?疲勞強度極限 Hlim=50 MPa?6 計算應力循環(huán)次數(shù) 91hj639128301)=.627NnL???（82.059?7 接觸疲勞壽命系數(shù) 12.9;0.95HNHNK?8 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1.則 ??11540HNLimMPaSK????225.HNLimMPaS???8??12531.HMPa????????9 計算小齒輪分度圓直徑查表的 120.78,.???65???=55.43mm2t31t2u1dkThedz????????????????10 計算圓周速度 1.45.3691./600dnv ms????11 計算齒寬 b 及模數(shù) nt15.43.td??1coscos3.167tnt mmZ?????2.5.36.nth4807.1b?12 計算重合度 ?10.3tan.317tan41.38bdz???????13 計算載荷系數(shù) k已知使用系數(shù) ，根據(jù) v=1.1m/s，7 級精度，查得動載系數(shù)AK=1.07； =1.42， =1.32， 。VH?F?1.2HFK??1.0421.8AV????14 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 331 .85.45.216tTKmd???15 計算模數(shù) n91cos58.2cos143.7n mdmz?????（3）按齒根彎曲強度設計2132FaSndKCOTYZ??????????1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞150FEMPa?強度極限 ；彎曲疲勞壽命系數(shù)2380FEMPa?12.8,0.8FNFNK?2 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，??110.85289.4FNEaPaSK????22.3.61FEM?????3 計算載荷系數(shù) .072.19AVHFYK?????4 根據(jù)縱向重合度 =1.348，查得螺旋角影響系數(shù)b?0.8Y?5 計算當量齒數(shù) 1 233 33811.6, .56cos4cos4V VZZ?? ????6 查取齒形系數(shù) 12.7,.FaFaY7 查取應力校正系數(shù)12.536,1.9SaSa?8 計算大、小齒輪的 并加以比較FSaY?????12.871.5360.29FaSY???????102.18.7920.1633FaSY????????大齒輪的數(shù)值大9 設計計算： 423221.693810.(cos14)0.6372.1765nm??????對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于齒根nm彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 =2.5，以滿足彎曲強度。但為了同時滿足n接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 =58.28 來計算應有的齒1d數(shù)。于是由 1cos58.2cos142.6ndZm?????取 ，則 ，取1 =2321.935.7iZ齒 2 =136Z（4）幾何尺寸計算1 計算中心距12n()(6).m204.83coscos14Za?????圓整后后中心距為 205mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角??12nz+23+6.5=arcos=arcos=140'8“? ??（ ）因 改變不多，故參數(shù) 、 、 等不必修正。??k?HZ3 計算大、小齒輪的分度圓直徑1nzm23.5d=m=9.3cos410'8“???2n6.0.'4 計算齒輪寬度mmd1b=59.3?圓整后取 21B60m=5，11② 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)結(jié)果名稱 代號計算公式小齒輪 大齒輪中心距 a??12cosnzm???205mm傳動比 i2 5.9法面模數(shù) n設計和校核得出 2.5端面模數(shù) tm cosnt??2.58法面壓力角 n?略 20?螺旋角 ?一般為 8~20? 14'8“?全齒高 h afh??4.5mm齒數(shù) Z 略 23 136分度圓直徑 d 查表 7-6 59.3mm 350.9mm齒頂圓直徑 a略 63.3mm 354.9mm齒根圓直徑 df 查表 7-6 54.3mm 345.9mm齒輪寬 b 查表 7-6 65mm 60mm螺旋角方向 查表 7-6 左旋 右旋3、減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設計：查《機械設計課程設計手冊》表 11-1 及結(jié)果列于下表：名稱 符號 尺寸大小 結(jié)果(mm)機座壁厚 ?一級 0.2518a??二級 38機蓋壁厚 1一級 二級 .8機座凸圓厚度 b ?12機蓋凸圓厚度 1 1512機座底凸圓厚度 2 2. 20地腳螺釘直徑 fd0.036a+12 2012地腳螺釘數(shù)目 n2504~6an???時 ， 時 ，時 ， 84軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d.7fd15機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑2(05)f 10聯(lián)接螺栓 的間距2dl150~200 150軸承端蓋螺釘直徑 3 (.4~)fd10窺視孔蓋螺釘直徑 4d 03f 8定位銷直徑 2(.78)8至外箱壁f12d、 、距離1C略至凸緣邊緣距f、離2略軸承旁凸臺半徑 1R 2C凸臺高度 h 略外箱壁至軸承座端面距離l12(5~0)?鑄造過度尺寸 xy、 略大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間距1?.??10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2 10箱蓋、箱座肋厚 1m、 110.85;.m??6.8,6.8軸承端蓋外徑 2D3(~.d?軸 承 外 徑 ）（ ）軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s2sD?一 般 取4、軸的設計計算1、輸入軸的設計求作用在齒輪上的力： P3.84T=9509509382n6Nm???????因已知小齒輪的分度圓直徑為： 1d=5而 t12382Fd.??13rtantan20F=35158coscos14'“N??????at t'8=7(1)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)，硬度 217~255HBS 軸的輸入功率為 ，轉(zhuǎn)3.84IPKW?速為 r/min369IN?取 A=112，于是得： 330.84d122.5IPAm???(2)確定軸各段直徑和長度1 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=Φ30mm，又帶輪的寬度 。則(1)2(41)52963BZef m????????第一段長度取 165L?2 右起第二段直徑取 D2=Φ38mm 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=70mm3 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 d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為 D3=Φ40mm，長度為 L3=18mm4 右起第四段，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 D4=Φ48mm，長度取 L4= 10mm5 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為 Φ63.3mm，分度圓直徑為 Φ59.3mm，齒輪的寬度為 65mm，則，此段的直徑為D5=Φ 44mm，長度為 L5=63mm6 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= 10mm7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=Φ40mm，長度L7=18mm （3）求齒輪上作用力的大小、方向141 小齒輪分度圓直徑：d1=59.3mm2 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =99382N·mm3 求圓周力：Ftt1T9382F=5d5.N????4 求徑向力 Frrtantan01258coscos14'“N????（4）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： /235/167ABtRF?垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 ''/215869ABrN（5）畫彎矩圖第四段剖面 C 處的彎矩：面的彎矩： 72/103.912cAMmN?????面的彎矩： 12''' 8Rm??彎矩：22121(')3.98.0.CC??（7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=99.39N·m（8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：22222()10.9(.306)1eCMTNm???????α（9）判斷危險截面并驗算強度1 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 由《設計基礎》表 13-1 有:26eNm??［σ-1 ］=60Mpa 則： ??22343//(0.1)10.891eCeCMWDMPa??????2 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： 25.6TNm??（ α ）??31//(0)59.631.2.91e Pa???????所以確定的尺寸是安全的.2、 輸出軸的設計計算15（1）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)，硬度 217~255HBS軸的輸入功率為 =3.73Kw，轉(zhuǎn)速為 =63 r/minIPIN據(jù)《設計基礎》P205 （13-2）式，并查表 13-2，取 01A?d≥ 330.7142.86IAmN??(2)確定軸各段直徑和長度1 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 Φ45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩，查標準 GB/T 5014—2003，2CaA3.7T=K.950N=5.047m6????選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為 L=84mm,軸段長 L1=82mm2 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取 Φ52mm,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)軸器左端面的距離為 30mm，故取該段長為 L2=74mm3 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 d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為 Φ55mm，長度為 L3=364 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 350.9mm，則第四段的直徑取 Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為 L4=58mm5 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=Φ 66mm ,長度為 L5=10mm6 右起第六段，考慮定位軸肩，取軸肩直徑為 D6=61mm，長度為 L6=5mm.7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=Φ55mm，長度L7=21mm(3)求齒輪上作用力的大小、方向 1 大齒輪分度圓直徑： =350.9mm2d2 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為： T2 =5.65×105N·mm3 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×5.65×105/350.9=3220.29N164 求徑向力 FrFr=Ft·tanα=3220.29× N=813.66Ntan140'8“?（4）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： /230.9/160.5ABtRFN??垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 ''/2813.648ABrRFN?（5）畫彎矩圖右起第四段剖面 C 處的彎矩：水平面的彎矩： 2/09.3AMm????垂直面的彎矩： 1'''/125.RN合成彎矩： 22'810.97CC Nm?????（6）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2×1000=565 N·m（7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：22222()10.97(.65)354.29eMTNm????????α（8）判斷危險截面并驗算強度1 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 ,由《設計基礎》表 13-1 有:2354.9eNm??［σ-1 ］=60Mpa 則： ??2234//(0.1).16.1eCeCMWDMPa???????2 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：20.539DTNm??（ α ） ??13//()391.47.21e Pa???????所以確定的尺寸是安全的 。六、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=65mm，查手冊得選用 C 型平鍵，得：A 鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm， =26.53N·m ，h=7mm。根據(jù) σ p dT=4 ·T/(d·h·L)式得17σ p =4 ·T/(d·h·L)=4×26.53×1000/（30×7 ×57）=8.87Mpa [σ 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=63mm =99.38Nm，查手冊 P53 選 A 型平鍵，得 B 鍵 12×8 GB1096-79。L=L 2-b=63-1T12=51mm，h=8mm。 σ p =4 · /（ d·h·l）1T=4×99.38×1000/（44×8 ×51）= 22.143Mpa [σ p] (110Mpa)3．輸出軸與齒輪 2 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，軸徑d3=60mm，L 3=58mm， =565.42N·m。查手冊 P53 選用 A 型平鍵，得 B 鍵IT18×11 GB1096-79 ，L=L 3-b=60-18=42mm， h=11mm 得σ p =4· /（ d·h·l）I=4×565.42×1000/（60× 11×42）=81.59Mpa [σ p] (110Mpa) 4．輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，d 4 =45mm，L 4=82mm， =565.42N·m。查手冊 P53 選用 A 型平鍵，得 B 鍵IT12×8，12×8 GB1096-79 ，L=L 4-b=82-12=70mm，h=8mm.σ p =4 · /（d·h· l）I=4×565.42×1000/（45× 8×70）= 89.749Mpa [σ p] (110Mpa)七、滾動軸承設計根據(jù)條件：軸承預計壽命 10×360×8×2=57600 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=1258N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,由于是球軸承 =3?181 1d 36 6f0.25809C'=(570)961tpn N????????????（3）選擇軸承型號查《設計手冊》表 6-1，選擇 6208 軸承 Cr=29.5KN 由式 11-3 有663101095() 148259633.2thdfLnP????ε （ ）∴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受到 Fr 徑向力作用，所以 P=Fr=813.66N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,球軸承 =3?1 1d 36 6f0.283.0C'=(57)841tpn N????????????（3）選擇軸承型號查設計基礎表 11-5，選擇 6211 軸承 Cr=43.2KN 由設計基礎式 11-3 有66310105874() 6015743.21.thdfLnP????ε （ ）∴預期壽命足夠∴此軸承合格八、密封和潤滑的設計1．密封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，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2．潤滑（1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v 12m/s,采用浸油潤滑，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x H 不應小于 30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞 1KW 需油量V0=0.35~0.7m3。（2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。九、聯(lián)軸器的設計（1）類型選擇由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）載荷計算19計算轉(zhuǎn)矩 TC=KA×TⅡ=1.3×565.42=735.05N·m，其中 KA 為工況系數(shù)，由設計基礎表 14-1 得 KA=1.3（3）型號選擇根據(jù) TC，軸徑 d，軸的轉(zhuǎn)速 n， 查標準 GB/T 5014—2003，選用 LX2 型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=6300r/min ,故符合要求。