链式运输机

目录

1.传动方案的分析与拟定 ...................................................................... 2

1.1传动装置简图 ............................................................................. 2 1.2原始数据 ..................................................................................... 2 1.3工作条件 ..................................................................................... 2 2.电动机的选择 ...................................................................................... 3

2.1选择电动机类型和结构形式 ...................................................... 3 2.2 电动机容量的选择 ..................................................................... 3 2.3电动机的转速 ............................................................................. 4 3.传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 ................................ 5 4.传动装置运动和动力参数的计算 ....................................................... 6 5.带轮的设计 .......................................................................................... 8 6.齿轮的设计 ........................................................................................ 11 7.轴的设计 ............................................................................................ 17

7.1齿轮轴的设计 ........................................................................... 17 7.2输出轴的设计 ........................................................................... 21 8.键联接设计 ........................................................................................ 28 9.滚动轴承的寿命计算 ......................................................................... 29 10.联轴器的设计 .................................................................................. 31 11.箱体的设计 ...................................................................................... 31 12. 设计总结 ....................................................................................... 34

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链式运输机传动装置的设计计算过程

1.传动方案的分析与拟定 1.1传动装置简图 链式运输机的传动装置如图1-1所示 图1-1 链式运输机的传动装置 1.2原始数据 链式运输机的传动装置原始数据（第一组），运输链牵引力F=2.5KN，输送速度V=0.6m/s,以及链轮节圆直径D=170mm 1.3工作条件 三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为运输链速度的±5%. 传动方案图如下图1-2所示 2

(KW) 1.电动机 2.带传动 3.减速器 4.联轴器 图1-2 参考传动方案：单级圆柱齿轮减速器 2.电动机的选择 2.1选择电动机类型和结构形式 按工作要求选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。 2.2 电动机容量的选择 电动机所需工作功率，按式（2-1）为 𝑃𝑑=Pwηa （KW） 由式（2-2），得 Pw=Fv1000ηw 3

根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率ηw=0.97.查第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为： 带传动效率 η1=0.96 圆柱直齿轮传动效率 η2=0.97

联轴器效率 η3=0.992 滚动轴承传动效率（一对） η4=0.99 传动装置的总效率 ηa=η1×η2×η3×η34 将数据代入上式可得： ηa=0.96×0.97×0.992×0.993=0.896 所需的电动机功率为： Pd=Fv1000ηwηa1000×0.97×0.896 =1.73 KW =2500×0.6 因为载荷平稳，电动机额定功率Pcd略大于Pd即可，选用电动机的额定功率Pcd为2.2 KW 2.3电动机的转速 卷筒轴工作转速为 n=60×1000×v60×1000×0.6πD=π×170=67.4 (r/min) 4

由表2-2可知单级圆柱直齿轮一般传动比范围为i≤4,V带传动传动比范围为2～4，则总传动比合理范围 ia=8～16 故电动机转速的可选范围为： nd=ia×n=(8~16)×67.4=539～1078（r/min） 符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。由于750r/min无特殊要求，不常用，故将1000r/min、1500r/min两种方案进行比较。 综合考虑选用电动机的型号为：Y112M-6(同步转速为1000r/min)

该电动机的各参数如下表所示: 电动机额定功满载转速堵转转最大转型号 率/kw （r/min） 矩/额矩/额定转矩 定转矩 Y112M-6 2.2 电动机的主要外形和安装尺寸: 尺寸如下： 940 2.0 2.2 5

中心外形尺 寸底角地脚轴伸装键高H L×安装螺栓尺寸部位(AC/2+AD)尺寸A孔直D×E 尺寸×HD 112 ×B 径K F×GD 28×8×31 60 400×305190×12 ×265 140 3.传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 电动机满载转速nm及工作机转速n,可得传动装置所要求的总传动比为：

ia=nmn=94067.4=13.94 由传动方案可知，传动装置的总动比等于带传动与齿轮传动的乘积，即 ia=i1×i2 一级传动带传动比为：3.485 二级齿轮传动的传动比为：4 4.传动装置运动和动力参数的计算 将传动装置中各轴由高速至低速依次为轴Ⅰ、轴Ⅱ。 PⅠ、PⅡ分别为各轴的输入功率； TⅠ、TⅡ分别为各轴的输入转矩； nⅠ、nⅡ分别为各轴的转速； 可按照电动机轴至各轴的运动传动路线，计算各轴的参数。 1） 计算各轴的转速 轴Ⅰ：nⅠ=轴Ⅱ:nⅡ=nmi1==9403.485940=269.7 r/min =67.4 r/min 6

nmi1×i23.485×4卷筒轴：nⅢ= nⅡ=67.4 r/min (2)计算各轴的功率 轴Ⅰ：PⅠ=Pd×η1=1.73×0.96=1.66KW 轴Ⅱ:PⅡ=Pd×η1×η2×η4 =1.73×0.96×0.97×0.99=1.59KW 卷筒轴:PⅢ=Pd×η1×η2×η3×η24

=1.73×0.96×0.97×0.992×0.992 =1.566KW (3)计算各轴的转矩 T电动机轴=9550×TⅠ=9550×TⅡ=9550×PⅠnⅠPⅡnⅡPdnm =9550×1.66269.71.5967.41.73940=17.58Nm =9550×=9550×P工作轴n工作轴=58.78Nm =225.29 Nm 1.56667.4 T工作轴=9550×=9550×=221.89Nm 将上述结果列入下表中，供后面设计使用。 轴号 功率转P/KW 电动 机轴 1.73 轴Ⅰ 1.66 矩转速传动效率 η T(Nm) N(r/min) 比i 17.58 940 58.78 269.7 3.485 0.96 4 轴Ⅱ 1.59 225.29 67.4 工作1.566 221.89 67.4 机轴 1 0.960 0.982 7

5.带轮的设计 1.确定计算功率Pca 由表8-7查得工作情况系数KA=1.1,故 Pca=KA×P=1.1×2.2=2.42KW 2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图8-11选用B型 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速V （1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm （2）验算带速V。按式（8-13）验算带的速度V=π×dd1×n160×1000 8

=π×125×94060×1000=6.15m/s 因为5m/s<𝑉<30𝑚/𝑠,故带速合适。 （3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i1×dd1=3.485×125=435.65mm 根据表8-8，圆整为dd2=450mm 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld (1) 根据式（8-20），即 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 420.5≤a0≤1150 初定中心距为a0=500mm

(2)B型带所需的基准长度 Ld0=2a0+π(dd1+dd2)22 +(dd2−dd1)24a0 =2×500+π(125+450)+(450−125)24×500 =1956mm 由表8-2选带的基准长度Ld=2000mm (3)按式（8-23）计算实际中心距a。 a=a0+Ld−Ld02=(500+2000−19562)=522mm 根据amin=a−0.015Ld和amax=a+0.03Ld可得中心距的变化范围为492～582mm 5.验算小带轮上的包角α1 α1=180°−(dd2−dd1)57.3°a =144.32°≥90° 9

=180°−(450−125)×6.计算带的根数z 57.3°522(1)计算单根V带的额定功率Pr 由dd1=125mm和nm=940r/min,查表8-4a得 P0=1.63KW 根据nm=940r/min，i1=3.485和B型带，查表8-4b得∆P0=0.29KW 查表8-5得Kα=0.900，表8-2得KL=0.98,于是单根V带的额定功率 Pr=(P0+∆P0)×Kα×KL = (1.63+0.29)×0.9×0.98

=1.69KW V带的根数Z=故取2根带 7.计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min 由表8-3得B型带单位长度质量q=0.18kg/m 所以 (F0)min=500× =500×(2.5−Kα)×PcaKα×Z×V0.9×2×6.15PcaPr =1.43 =2.421.69 +qV2 +0.18×6.152 (2.5−0.9)×2.42 =175.99N 应使带的实际初拉力F0>(F0)min=175.99N 8.计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 (Fp)min=2Z(F0)minSin1 2144.32°2α =670.11N =2×2×175.99×Sin9.带轮的结构设计 10

6.齿轮的设计 1.选定齿轮类型、精度、材料、及齿数 （1）减速器内为直齿圆柱齿轮传动，运动的速度不高，故采作7级精度（GB 10095-88） (2)材料选择 由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为270HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBS。二者材料硬度差为40HBS。 （3）选小齿轮的齿数Z1=25，大齿轮的齿数Z2=4×25=100 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 d1t≥2.32×√1×∅d3 KTu±1u(ZE[σH])2 11

(1) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数Kt=1.3

2） 计算小齿轮传递的转矩 T1=95.5×105P1n1 =95.5×105×1.66269.7 12

=5.878×105Nmm 3) 由表10-7选取齿宽系数∅d=1 4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 5) 由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 1=580MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 2=530MPa。 6）由式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×269.7×1×(3×10×300×8)=1.165×109 N2=1.165×109412=2.913×108 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.92,KHN2=0.96 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 [σH]1= [σH]2=（2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

KHN1σHlim 1SKHN2σHlim 2S=0.92×580=533.6MPa =0.96×530=508.8MPa

d1t≥2.32×√ =2.32×√33KT1∅d×u±1u([σ]) HZE2 ) 1.3×5.878×1041××(45189.82508.8 = 54.956mm 2) 计算圆周速度V V=πd1tn160×1000=π×54.956×269.760×1000=0.78m/s 13

3)计算齿宽b b=∅d×d1t=1×54.956=54.956mm 4)计算齿宽与齿高之比 hb模数mt=d1tz1=54.95625=2.198mm 齿高h=2.25mt=2.25×2.198=4.95m bh=54.9564.95=11.10 5)计算载荷系数 根据V=0.78m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.03,直齿轮，KHα=KFα=1 由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置，KHβ=1.312,由=11.10，KHβ=1.312hb查图10-13得KFβ=1.26，故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ

=1×1.03×1×1.312 =1.351 6)按实际载荷系数校正算得的分度圆直径 d1=d1t×√=54.956×√Kt3 K31.3511.3 =55.665mm 7)计算模数m m= 2.按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m≥√∅3d1z1=55.66525=2.23mm 2KT12dZ1×(YFaYSa[σF]) 14

(1)确定公式内的各计算数值 1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=490MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE2=370MPa 2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89,KFN2=0.92 3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4, [σF]1=[σF]2=KFN1σFE1SKFN2σFE2S==0.89×4901.40.92×3701.4=311.5MPa =243.1MPa 4) 计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1×1.26 =1.298 5） 查取齿形系数 YFa1=2.62,YFa2=2.18 6) 查取应力校正系数 YSa1=1.59,YSa2=1.79 7) 计算大、小齿轮的YFa1YSa1[σF]1YFaYSa[σF] 并加以比较 ==2.62×1.59311.52.18×1.79243.1=0.01337 =0.01605 YFa2YSa2[σF]2 大齿轮的数值大 （1） 设计计算 m≥√∅ =√332KT1dZ12×(YFaYSa) [σF] 15

2×1.298×5.878×104252×0.01605 =1.58 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）在关，可取由弯曲强度算得的模数1.58并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度算得

的分度圆直径d1=55.665mm,算出小齿轮齿数Z1=d1m =55.6652≈28 （3）几何尺寸的计算 1）分度圆直径 d1=Z1m=28×2=56.00mm d2=Z2m=112×2=224.00mm 2)中心距 a=d1+d22=56.00+224.002=140.00mm 3)计算齿轮的宽度 b=∅dd1=1×56=56mm 取B2=56mm,B1=61mm (4)齿轮的结构设计 16

7.轴的设计 7.1齿轮轴的设计 （1）确定轴上零件的定位和固定方式 1,4 滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿部分 5轴承端盖 6轴端挡圈 7键 8带轮 9箱体 （2）按扭转强度估算轴的直径 选用40Cr调质，硬度为241～286HBS 轴的输入功率为PⅠ=1.66KW,转速nⅠ=269.7r/min，根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=110， d≥A0×√=110×√=20.16mm n269.71)从大带轮开始右起一段，由于带轮与轴通过键联接则轴增加5%，取D1=∅25mm，又带轮的宽度 B=(Z−1)e+2f=(2−1)19+2×11.5=42mm 则第一段长度取L1=55mm

3 p31.66 17

2)右起第二段直径取D2=∅30mm,根据轴承的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体厚度，取端面与带轮的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=50mm。 3）右起第三段该段装有滚动轴承选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为0，选用6008型轴承其尺寸为d×D×B=40×68×15,那么该段的直径为D3=∅40mm，长度为L3=15mm 4）右起第四段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径取D4=∅48mm，长度取 L4=16mm 5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为60mm，分度圆直径为56mm,齿轮的宽度为61mm，那么取该段的直径为D5=∅60mm，长度为L5=61mm。 6）右起第六段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=∅48mm，长度取L6=16mm。 7）右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=∅40mm，长度为L7=18mm （3）求齿轮上作用力的大小和方向 1）小齿轮分度圆直径：d1=56mm

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2）作用在齿轮上的转矩为T1=5.878×104Nmm 3）求圆周力Ft 42T12×5.878×10⁄56=2099.29N Ft=⁄d=1 4)求径向力Fr Fr=Fttanα=2099.29×tan20°=764.08N 5)轴支反力 根据轴承支反力和作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型 水平面的支反力： FRA=FRB=Ft⁄2=1049.65N Fr⁄2=382.04N 垂直面的支反力： FRA′=FRB′=6）画弯矩图 右起第五段剖面C处的弯矩 水平面的弯矩： MC=FRA×54=1049.65×54=56.68Nm 垂直面的弯矩： MC′=FRA′×54=382.04×54=20.63Nm 合成弯矩： MC1=MC2=√MC2+MC′2 =√56.682+20.632=60.32Nm 7)画转矩图

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T=Ftd1⁄56⁄=58.78Nm =2099.29×22 =8)按弯扭合成应力校核轴的强度 （1）因为是单向回转，转矩为脉动循环α=0.6， 右起第五段剖面C处当量弯矩和扭矩最大，其直径相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。 由课表（15-5）有[σ−1]=70MPa,则 2 σca=222()+αT√MC⁄2W 2+(αT)2√MC2⁄ =3 =0.1×D569.87×10⁄ 0.1×603 =3.23MPa<[σ−1]=70MPa (2)右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故也为危险截面 MD=√(αT)2=αT=0.6×58.78=35.27Nm σca=MD⁄MD=⁄πd3bt(d−t)2W−322d23 20

35.27×103⁄1250.76=28.20MPa<[σ−1] =70MPa 所以确定的尺寸是安全的 以下为计算所需的图如下：

7.2输出轴的设计 1.输出轴的设计 （1） 确定轴上零件的定位和固定方式 21

1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6轴承端盖 7半联轴器 8轴端挡圈 9箱体 10键 （2）按扭转强度估算轴的直径 选用40Cr调质，硬度为241～286HBS 轴的输入功率为PⅡ=1.59KW,转速nⅡ=67.4r/min，根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100， d≥A0×√=100×√=28.68mm n67.41)从联轴器开始右起一段，由于联轴器与轴通过键联接则轴应该增加5%，取D1=∅35mm，又联轴器的计算转矩Tca=KA×TⅡ=1.5×225.29=337.935Nm,选用LX2Z型弹性柱梢联轴器，半联轴器的长度为82，则第一段长度取L1=80mm。 2)右起第二段考虑联轴器的轴向定位要求，该段的

3 p31.59 22

直径取D2=∅45mm,根据轴承端盖外端面与半联器的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=46mm。 3）右起第三段该段装有滚动轴承选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为0，选用6212型轴承其尺寸为d×D×B=60×110×22,那么该段的直径为D3=∅60mm，长度为L3=42mm 4）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为224mm，则第四段的直径取D4=∅70mm，齿轮宽为56mm为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=54mm 5）右起第五段，该段考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，那么取该轴段的直径为D5=∅76mm，长度为L5=10mm。 6）右起第六段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=∅70mm，长度取L6=8mm。 7）右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=∅60mm，长度为L7=22mm （3）求齿轮上作用力的大小和方向 1）小齿轮分度圆直径：d2=224mm

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2）作用在齿轮上的转矩为T2=2.25×105Nmm 3）求圆周力Ft 52T22×2.25×10⁄56=2008.93/N Ft=⁄d=2 4)求径向力Fr Fr=Fttanα=2008.93×tan20°=731.19N 5)轴支反力 根据轴承支反力和作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型 水平面的支反力： FRA=FRB=Ft⁄2=1004.46N Fr⁄2=365.60N 垂直面的支反力： FRA′=FRB′=6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩 水平面的弯矩： MC=FRA×57=1004.46×57=57.25Nm 垂直面的弯矩： MC′=FRA′×57=365.60×57=20.84Nm 合成弯矩： MC1=MC2=√MC2+MC′2 =√57.252+20.842=60.93Nm 7)画转矩图

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T=Ftd1⁄224⁄=225.0Nm =2008.93×22 8)按弯扭合成应力校核轴的强度 （1）因为是单向回转，转矩为脉动循环α=0.6， 右起第四段剖面C处当量弯矩和扭矩最大，其直径相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。 由课表（15-5）有[σ−1]=70MPa,则 2σca=22()+αT√MC⁄2W bt(d−t)2 2d22()+αT√MC2⁄3 =πd3232− 25

=148.11×10⁄29488.68 =5.022MPa<[σ−1]=70MPa (2)右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故也为危险截面 MD=√(αT)2=αT=0.6×225.0=135Nm σca=MD⁄MD=⁄πd3bt(d−t)2 W−322d23135×10⁄3566.386=37.9MPa<[σ−1] = =70MPa 所以确定的尺寸是安全的 9）精确校核轴的强度 （1）判断危险截面 截面D处只受扭矩的作用，截面C上既受弯矩，又

受扭矩；但应力集中不大，只需校正截面E的左右两侧即可。 （2）截面E的左侧 抗弯截面系数： 33W=0.1d34=0.1×70=34300mm 26

抗扭截面系数： 33WT=0.2d34=0.2×70=68600mm 弯矩M及弯曲应力为： M=60930×σb=MW57−2557=34206Nmm =3420634300=0.997MPa<σB=735MPa 扭矩T及扭转切应力为： T=225290Nmm τT= (3)截面E的右侧 抗弯截面系数： 33W=0.1d33=0.1×60=21600mm TWT=22529068600=3.28MPa<τ−1=200MPa 抗扭截面系数： 33WT=0.2d33=0.2×60=43200mm 弯矩M及弯曲应力为： M=60930×

57−2557=34206Nmm

σb=MW=3420621600=1.58MPa<σB=735MPa 27 扭矩T及扭转切应力为： T=225290Nmm τT=TWT=22529043200=5.21MPa<τ−1=200MPa 故符合要求。 以下为计算所需的图如下：

8.键联接设计 1.输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径D1=∅25mm，L1=55mm 查手册得选A型平键 键b×h=8×7,L=32mm T=58.78Nm,h=7mm 根据课本P106（6-1）式得 332T×104T×10⁄kld=⁄hld σp=3 =4×58.78×10⁄7×32×25

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=41.99MPa<[σR]=110MPa 2.输出轴与齿轮联接采用平键联接 此轴段直径D4=∅70mm，L4=54mm 查手册选 A型平键 键b×h=20×12，L=40mm T=225.29Nm,h=12mm 根据课本P106（6-1）式得 332T×104T×10⁄⁄hld σp=kld=3 =4×225.29×10⁄12×40×70 29

=26.82MPa<[σR]=110MPa 3.输出轴与联轴器联接采用平键联接 此段轴径为D1=∅35mm，L1=80mm 查手册选 A型平键 键b×h=10×8，L=50mm T=225.29Nm,h=8mm 332T×104T×10⁄kld=⁄hld σp=34×225.29×10⁄8×50×35 = =64.29MPa<[σR]=110MPa 9.滚动轴承的寿命计算 根据条件，轴承预计寿命 LH=3×8×300×10=72000 小时

1.输入轴的轴承设计计算 (1)初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受FR径向力作用所以P=FR=764.08N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 C=PfPft 13(1′ε60nLh106)=764.0860×269.71(106×72000) 30

=8040.1N (3)选择轴承的型号 查表选择6008型号轴承Cr=17.0KN L′h=10660nPfP(ftCε)=60×269.7(764.08) 106170003 =680610小时>72000小时 所以预期寿命足够。 2.输出轴的轴承设计计算 (1)初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受FR径向力作用所以P=FR=731.19N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 C=Pfpft(1′ε60nLh106)=731.1960×67.41(106×72000) 13 =4846.3N (3)选择轴承的型号

查表选择6212型号轴承Cr=47.81KN L′h=()=60×67.4(731.18) 60nPfp 106ftCε106478103 =69084690小时>72000小时 所以预期寿命足够。 10.联轴器的设计 （1）类型的选择 两轴相对位移很小，运转平稳，故选用弹性柱梢联轴器。 （2）载荷计算 Tca=KA×TⅡ=1.5×225.29=337.935Nm （3）型号的选择 根据Tca，轴径d,轴的转速n，选用弹性柱梢联轴器，其额定转矩[T]=560Nm,许用转速[n]=6300r/min,故符合要求。 11.箱体的设计 (1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 (2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。

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(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 (4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 (5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 (6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 (7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 (8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。

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(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。 箱体的结构如下表所示： 名称 箱座壁厚

符号 δ 尺寸 8 33

箱盖壁厚 箱座、箱盖、箱底座凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位梢直径 df、d1、d2 至外箱壁距离 d1、d2 至凸缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 齿轮端面与箱体内壁距离 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 小齿轮齿顶圆与箱体内壁的距离 轴承端盖厚度 δ1 b、b1 、b2 df n d1 d2 d3 d4 d C1 C2 R1 H l1 ∆1 ∆2 m1、m D2、D3 S ∆3 t 8 12，12，20 20 4 16 12 10 8 10 26,22,20 24,18 24,16 根据低速级轴承座外径来确定，以便于扳手操作 56 14 10 6.8,6.8 160，78 尽量靠近，一般取S≈D2 38 12 12. 设计总结

机械设计课程设计是我们机械类专业学生一次较全面的机械设计训练，时间说长不长，但是却是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程的理论知识，结合实际知识，培养分析和解决一般实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设

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计原理和过程。进行机械设计基本技能的训练，如计算、CAD绘图、熟悉和运用设计资料以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

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