带式输送机的机械传动装置.doc

1、目 录用于带式运输机的机械传动装置设计1一、确定传动方案2二、选择电动机31. 电动机类型的选择32. 电动机功率的选择33. 电动机转速的选择34. 电动机型号的确定4三、传动装置的运动学和动力学计算41. 总传动比及其分配42. 传动装置中各轴的转速计算53. 传动装置中各轴的功率计算54. 传动装置中各轴的输入转矩计算5四、带传动设计61. 确定带传动的额定功率62. 选取带传动的带型63. 确定带轮基准直径64. 确定V带的基准长度和带传动的中心距75. 验算主动轮上的包角76. 计算V带的根数z77. 计算带传动的预紧力88. 计算作用在带轮上的压轴力89. 带轮结构设计8五、高速级

2、齿轮传动的设计81. 选定高速级齿轮的类型、精度等级、材料及齿数82. 按齿根弯曲疲劳强度设计92.1确定公式内各参数值92.2 设计计算103.计算齿轮传动的几何尺寸114. 校核齿面接触疲劳强度114.1 确定公式内各项参数值124.2 校核计算125. 齿轮结构设计13六、低速级齿轮传动的设计15七、轴的初步设计计算151. 轴材料的选择152. 轴的最小直径估算152.1 高速轴162.2 中间轴162.3 低速轴163. 高速轴的设计173.1 各轴段直径的确定173.2 各轴段长度的确定184. 中间轴的结构设计184.1各段轴径的确定184.2 各轴段长度的确定194.3 细部结

3、构设计195. 低速轴的结构设计195.1 各轴段直径的确定195.2 各轴段长度的确定20八、轴的校核201. 轴的力学模型的建立201.1 力的作用点和支撑点位置的确定201.2 做轴的受力简图202. 计算齿轮对轴的作用力223. 计算轴承对轴的支反力223.1 垂直面内的支反力223.2 水平面支反力223.3 计算支承点的总支反力234. 绘制轴的弯矩图和转矩图234.1 垂直面内的弯矩图234.2 水平面内的弯矩图234.3 合成弯矩图234.4 轴的转矩图244.5 轴的当量弯矩图245. 按照弯矩合成强度校核24九、键的选择与强度校核25十、滚动轴承的选择与校核251. 滚动轴

4、承的选择252. 滚动轴承的校核252.1 径向载荷262.2 轴向载荷262.3 当量动载荷P262.4 验算轴承寿命26十一、联轴器的选择27十二、箱体及其附件的设计27十三、润滑的设计271. 齿轮282. 轴承28十三、设计小结28致 谢29参考文献30用于带式运输机的机械传动装置设计用于带式运输机的机械传动装置设计设计任务：设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有V带传动及两级圆柱齿轮减速器。原始数据：传送带拉力F=7500N，输送带的线速度v=0.48m/s（允许误差5%），驱动滚筒直径d=375mm，减速器设计寿命为5年。工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷有轻

5、微震动；电压为380/220V的三相交流电源。传动系统参考方案：图11 带式输送机传动系统简图1电动机；2V带传动；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带带式输送机有电动机驱动。电动机1通过V带传动2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。计算与说明主要结果一、确定传动方案根据工作要求，可拟定几种传动方案，如图12所示。(a)齿轮传动（b）带传动及齿轮传动（c）齿轮传动及链传动图1-2 三种传动方案传动系统运动简图对以上三种传动方案分析、比较如下： （a）图所示为电动机直接与两级圆柱齿轮减速器相连接，圆柱齿轮易于加工，但减速器的传动比

6、和结构尺寸较大。（b）图所示为第一级用带传动，后接两级圆柱齿轮减速器。带传动能缓冲、吸震，过载时起安全保护作用，但结构上宽度和长度尺寸较大，且带传动不宜在恶劣环境下工作。（c）图所示为两级圆柱齿轮减速器后接一级链传动，链传动结构较紧凑，可在恶劣环境下工作，但震动噪声较大。通过以上对三种方案的分析、比较，并结合考虑本课题要求，工作环境一般但有轻微冲击，可选择（b）图的传动方案。二、选择电动机1. 电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。2. 电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为其中，为工作机的传动效率（在此设为1）。传动装置总效率为其中，各传动机构的效率，根据表2-4

7、可查出：=0.95为带传动的效率；=0.97为一级圆柱齿轮传动的效率；=0.98为一对滚动轴承传动的效率；=0.99为刚性联轴器的效率。电动机所需功率为kw由表16-3可选取电动机的额定功率为4kW。3. 电动机转速的选择电动机通常采用的同步转速有1000r/min和1500r/min两种，现在两种转速作对比。由表16-3可知，同步转速是1000r/min的电动机，其满载转速是960r/min；同步转速是1500r/min的电动机，其满载转速是1440r/min。工作机的转速为总传动比，其中为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据列于表1-1作比较表1-1 两种电动机的数据比较方案电动机型

8、号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比iY132M2-64100096039.25Y132S-441500144058.874由表1-1可知，方案总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用传动方案较合理。4. 电动机型号的确定根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y132M2-6。查表16-3和表16-4，知电动机的有关参数如下：电动机额定功率P=5.5Kw电动机的满载转速=960r/min电动机的外伸直径D=38mm电动机的外伸轴长度E=80mm三、传动装置的运动学和动力学计算1. 总传动比及其分配总传动比；根据表2-2，选V带传动的传动比3.170减

9、速器的传动比=12.382考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度。根据式2-8，两级齿轮减速器高速级传动比与低速级传动比的比值取1.3，即，则4.0123.0862. 传动装置中各轴的转速计算根据传动装置中各轴的安装顺序，对轴依次编号为：0轴、轴、轴、轴、轴。302.83975.48324.4624.463. 传动装置中各轴的功率计算3.573 4. 传动装置中各轴的输入转矩计算35.544107.029 408.189 1197.4591161.93将传动装置中各轴的功率、转速、转矩列表，如表12所示。表1-2 各轴的运动和动力参数参 数轴 名0轴轴轴轴轴转 速960302.83

10、975.48324.4624.46功 率3.5733.3943.2263.0672.976转 矩 35.544107.029408.1891197.4591161.93传动比 3.1704.0123.0861四、带传动设计1. 确定带传动的额定功率已知P=3.573kW；960；3.170。由所引用的机械设计教材中的图8-9可知，查出带传动的工作情况系数=1.1,则1.13.573=3.93032. 选取带传动的带型根据、，由机械设计教材中的图8-9可知，选用SPZ型窄V带。3. 确定带轮基准直径由机械设计教材中的表8-3及表8-7取主动轮（小带轮）的基准直径112mm；从动轮（大带轮）的基准

11、直径=3.170112mm=355.04mm，由表8-7取355mm。带传动的实际传动比=3.170，与总传动比分配的带传动的传动比一致。按机械设计教材中的式（8-13），验算V带的线速度为=5.62725所以V带的线速度合适。4. 确定V带的基准长度和带传动的中心距根据，初步确定带传动的中心距，取=850mm。 =mm=2450.56mm由机械设计教材中的表8-2选带的基准长度=2500mm。计算带传动的实际中心距=850+mm=874.72mm5. 验算主动轮上的包角 = =164.03所以，主动轮上的包角是合适的。6. 计算V带的根数z由，=112mm，=3.170，查机械设计教材中的表

12、8-5(c)，由线性关系得：=2.078；查机械设计教材中的表8-5(d)得：0.15；查机械设计教材中的表8-8得：=0.96；查机械设计教材中的表8-2得：=1.07。则 z=1.72取z=2根。7. 计算带传动的预紧力查机械设计教材中表8-4得：单位长度质量q=0.07，则 =500 =N =282.335N8. 计算作用在带轮上的压轴力=2z=N=V带的主要参数列于表1-3中。表1-3 带传动的主要参数名称结果名称结果名称结果带型SPZ传动比3.170根数z=2带轮基准直径=112mm=355mm基准长度=2500mm预紧力=282.335N中心距=874.72mm压轴力=1118.0

13、45N9. 带轮结构设计由表12-2得：e=（120.3）mm；f=(81)mm。则带轮轮缘的宽度：B=(z-1)e+2f=(2-1)1228mm=28mm。大带轮的轮毂直径由后续高速轴设计来定，d=35mm。带轮的轮毂宽度L：当B1.5d时，取L=B=40mm。五、高速级齿轮传动的设计1. 选定高速级齿轮的类型、精度等级、材料及齿数（1）齿轮传动的类型：按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）精度等级：由于输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度齿轮传动。（3）齿轮材料：由机械设计教材中的表10-1选择小齿轮材料为45钢，并进行调制处理，平均硬度为234HBS；大齿轮材料为45钢，并进行

14、调制处理，平均硬度为190HBS。大、小齿轮的硬度差为45HBS。（4）选择小齿轮齿数：=31，则大齿轮齿数=4.01231=124.372，取=125。齿数比u=4.032（5）初选螺旋角：13。2. 按齿根弯曲疲劳强度设计2.1确定公式内各参数值（1）试选载荷系数=1.7。（2）小齿轮传递的扭矩 107029Nm=1.0702910Nm（3）由机械设计教材中的图10-30，选取区域系数=2.433。（4）由机械设计教材中的图10-26，查得：=0.788；=0.865；=+=0.788+0.865=1.653（5）由机械设计教材中表10-7，选取齿宽系数=1。（6）大、小齿轮均采用45钢锻

15、造，由机械设计教材中的表10-6，查得材料系数=189.8。（7）从机械设计教材中的图10-20（c），按齿面硬度查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；从机械设计教材中的图10-20（b），按齿面硬度查得：大齿轮的弯曲疲劳强度极限=325MPa。（8）计算应力循环次数。按机械设计教材中的式（10-13）。=，式中：j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数。在本例中j=1；为齿轮的工作寿命，单位为小时。本例中， =2班制8小时300天5年所以，应力循环次数为 =60302.8391（283005）=4.361 =（9）由机械设计教材中的图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数=，=。（10）计算

16、当量齿数。 =33.51=135.13（11）查取齿数系数及应力校正系数。由机械设计教材中的表10-5，查得：=2.471，=2.152；=1.643，=1.818。（12）选取螺旋角系数=0.88。（13）计算许用弯曲疲劳应力。取弯曲疲劳安全系数S=。则 MPa=249.7MPa MPa=215.89MPa（14）计算大、小齿轮的，并加以比较。小齿轮：=0.01626大齿轮：=0.01812所以，大齿轮的数值大。2.2 设计计算（1）试计算齿轮模数。 = =1.514mm（2）计算圆周速度v。 =（3）计算载荷系数。由机械设计教材中的表10-2，查得：使用系数=1；根据v=0.744、8级精

17、度，由机械设计教材中的图10-8查得：动载荷系数=1.09；由机械设计教材中的表10-3查得：=1.4，由机械设计教材中的图10-13查得=1.4。 K=11.091.41.4=2.136（4）校正并确定齿轮模数。 =1.514 mm =1.587mm取齿轮模数= 2.5mm。3.计算齿轮传动的几何尺寸 (1)计算中心距。 = 200.129mm,将中心距圆整为200mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。 =12.893（3）计算大、小齿轮的分度圆直径。 =79.487mm =320.513mm（4）计算大、小齿轮宽度。，其中为齿宽系数，此处齿轮对称布置，查看机械设计教材中的表10-7，选=

18、1，所以=179.487mm=79.487mm，圆整后取b=80mm。所以，大齿轮宽度80mm，小齿轮宽度=85mm。4. 校核齿面接触疲劳强度 4.1 确定公式内各项参数值（1）由机械设计教材中的图10-30，选取区域系数=1111.（2）由大、小齿轮均采用45钢锻造，由机械设计教材中的表10-6，查得材料系数=189.8。（3）重合度系数由机械设计教材要求知，=0.750.88，齿数多时取小值，本例齿数中等，取=1。（4）螺旋角系数=0.987（5）小齿轮传递的扭矩 =98.168=0.98168（6）计算载荷系数K。由机械设计教材中的表10-2查得：使用系数=1；由机械设计教材中的图10

19、-8查得：动载荷系数=1.09；由机械设计教材中的表10-3查得：按齿面接触偏劳强度计算时用的齿间载荷分配系数=1.4；由机械设计教材中的表10-4查得当8级精度、调制小齿轮相对支撑非对称布置时接触疲劳强度计算时用的齿相载荷分布系数=； =1.15+0.18(1+0.61) +0.3179.487=1.463所以 K=11.091.41.463=2.232 （7）根据齿面硬度，由机械设计教材中的图10-21（d）查得：小齿轮的接触疲劳强度极限=560MPa；由机械设计教材中的图10-21（c）查得：大齿轮的接触疲劳强度极限=400MPa。（8）由机械设计教材中的图10-19，查得接触疲劳寿命系

20、数=1.01，=1.09。（9）计算许用接触疲劳应力。取安全系数S=1，失效率为1%。则 =1.01560MPa=565.6MPa =1.09400MPa=436MPa =500.8MPa4.2 校核计算=2.433189.80.80.987=490.198MPa所以，齿面接触疲劳强度满足要求。5. 齿轮结构设计由于小齿轮1的直径较小，故采用齿轮轴结构。大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按本书中的表5-11的经验公式来计算。大齿轮2的孔径根据后续设计的中间轴配合部分的直径来确定，设计结果列于表1-4中。表1-4大齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验计算公式结果/mm毂孔直径根据中间轴设计而定 = 60

21、轮毂直径=1.696轮毂宽度=（1.21.5）=727980(取为与齿宽相等)腹板最大直径（1014）270板孔分布圆直径=0.5(+)183板孔直径=1525mm25腹板厚度CC=（0.20.3）20大齿轮2的结构草图如附图1-3所示，高速级齿轮传动的尺寸列于表1-5。图1-3 大齿轮结构草图表1-5高速级齿轮转动的尺寸名称计算公式结果/mm法面模数m2.5法面压力角20螺旋角12.893齿数31125转动比4.032分度圆直径79.487320.513齿顶圆直径=+2m=+2m84.487325.513齿根圆直径=-2(+)=-2(+)73.237314.263中心距a=200齿宽=b+5

22、=b8580注：表中和分别称为齿顶高系数和顶隙系数。GB/T1356-2001规定其标准值如下：正常齿制。当m1mm时，=1，=0.25；当m1mm, =1，=0.35.非标准的短齿制。=0.8，=0.3.六、低速级齿轮传动的设计低速级齿轮转动的设计过程与高速级类似，故省略。低速级齿轮转动的尺寸列于表1-6。表1-6 低速级齿轮转动的尺寸名称计算公式结果/mm法面模数m4法面压力角20螺旋角14.652齿数2990转动比3.103分度圆直径119.899372.101齿顶圆直径=+2m=+2m127.899380.101齿根圆直径=-2(+)=-2(+)109.899362.101中心距a=2

23、46齿宽=b+5=b125120注：表中和分别称为齿顶高系数和顶隙系数。七、轴的初步设计计算根据轴上零件（齿轮、带轮、轴承、联轴器等）的结构尺寸、装配关系、定位、零件间的相对位置等要求，参照书中的图5-7、图5-8、图5-10、图5-14及表5-3，设计出图1-4所示的减速器装配草图。1. 轴材料的选择根据轴的工作条件，初选轴材料为45钢，调质处理。2. 轴的最小直径估算按本书中的式（5-1）进行最小直径估算，即：dC(mm)当该轴段上有一个键槽时，d增大5%7%；当有两个键槽时，d增大10%15%。C值由本书中的表5-5来确定：C=120。2.1 高速轴=C=120mm=26.854mm因为

24、在最小直径处开有一个键槽为了安装大带轮，所以=（1+7%）=26.854（1+0.07）mm=28.734mm，圆整后取=30mm。2.2 中间轴=C=120mm=41.955mm,因为在中间轴最小的直径处安装滚动轴承，取标准值=45mm。2.3 低速轴=C=120mm=60.062mm因在低速轴直径处安装联轴器，参见后面联轴器的选择，取联轴器孔径=65mm。图1-4 减速器装配草图3. 高速轴的设计高速轴系的结构尺寸如图21-4所示。3.1 各轴段直径的确定：轴的最小直径，是安装大带轮的外伸轴端直径，=30mm。：密封处轴段直径，根据带轮轴向定位要求，定位高度h=(0.070.1),以及密封

25、圈的尺寸要求（拟采用毡圈密封），取=40mm。：滚动轴承处轴段直径，=45mm。由本书表13-1初选滚动轴承选30209，查表13-1得尺寸为：dDTB=45mm85mm20.75mm19mm:过度轴段的直径，由于齿轮转动的线速度均小于2m/s,所以滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，=60mm。齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。：滚动轴承段直径，同一个轴上安装的两个滚动轴承是同一个型号，所以=50mm。3.2 各轴段长度的确定：由大带轮的轮毂孔宽度B=40mm确定，=38mm。：由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，=80mm。：由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确

26、定，=40mm。：由两级齿轮装配要求、箱体结构等确定，=135mm。：由高速级小齿轮宽度=85mm确定，=85mm。4. 中间轴的结构设计中间轴系的初步结构如附图所示。图1-5 中间轴系机构图4.1各段轴径的确定：最小直径，是滚动轴承处轴段直径，=45。由本书中的表13-1可见，滚动轴承选取30209，其尺寸为：。：低速级小齿轮轴段直径，根据低速级小齿轮尺寸确定，=60mm。：轴环直径，根据齿轮的轴向定位要求确定，=75mm。：高速级大齿轮轴段直径，根据低速级大齿轮尺寸确定，=60mm。：滚动轴承处轴段直径，同一个轴上安装的两个滚动轴承是同一个型号，所以，=45mm。4.2 各轴段长度的确定：

27、由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，=45mm。：由低速级小齿轮的轮毂孔宽度=125mm确定，=123mm。：轴环宽度，=10mm。: 由高速级大齿轮的轮毂孔宽度=80mm确定，=78mm。: 由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，=45mm。4.3 细部结构设计由书中的表11-26查出高速级大齿轮与轴之间安装键的尺寸为：（t=7mm，r=0.3mm）；低速级小齿轮处键的尺寸为：（t=7mm，r=0.3mm）。齿轮的轮毂与轴的配合采用；滚动轴承与轴采用过盈配合，轴的直径公差选为；查表9-16，各轴肩处的过渡圆角半径见图1-6，查书中的表9-14，得倒角为C2；参考书中的表6-2，各轴段的

28、表面粗糙度见图1-6。图1-6 中间轴结构设计图5. 低速轴的结构设计低速轴的初步结构如图1-4所示。5.1 各轴段直径的确定：最小直径，是安装联轴器的外伸轴段的直径， 65mm。：滚动轴承处的直径，初选滚动轴承型号30218，查书中表13-1得滚动的轴承尺寸为：=9016032.530。所以，=90mm。：低速级大齿轮轴段的直径，=100mm。：轴环的直径，根据齿轮的轴向定位要求确定，=120mm。：过渡轴段的直径，考虑到挡油环的轴向定位要求，取=110mm。：滚动轴承处轴段的直径，同一轴上安装的两个滚动轴承是同一个型号，所以，=90mm。：密封处轴段的直径，根据联轴器轴向定位要求，以及密封

29、圈的尺寸标准（采用粘圈密封）查本书中的表5-13，得=85mm。5.2 各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，=57mm。：由低速级大齿轮的毂孔宽=120mm确定，=118mm。：轴环宽度，=10mm。：由装配要求、箱体结构等确定，=80mm。：由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，=55mm。：由箱体结构、轴承端盖、装配要求等确定，=70mm。：由联轴器毂孔的宽度=107mm，=105mm。八、轴的校核以中间轴为主，对轴的强度进行校核。1. 轴的力学模型的建立1.1 力的作用点和支撑点位置的确定齿轮啮合力的作用点位置应在齿轮宽度的中点。中间轴上安装的是30209轴承，从

30、本书中的表13-1可查得：载荷作用中心到轴承外端面的距离19mm，故可计算出支承点位置和轴上作用点位置。两个支承点之间的总跨距L=264mm；低速级小齿轮的力作用点C到左支点A的距离=87mm；两齿轮的力作用点之间的距离=113mm；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B的距离=64mm。1.2 做轴的受力简图初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力应该尽可能小的要求，可确定低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。并根据齿轮传动的传动方向，绘制轴的受力简图如图1-7（a）所示。图1-7中间轴的力学模型及转矩、弯矩图（a）受力图；（b）垂直面内的受力图；（c）垂直面内的弯

31、矩图；（d）水平面内的受力图；（e）水平面内的弯矩图；（f）合成弯矩图；（g）转矩图；（h）当量弯矩图；2. 计算齿轮对轴的作用力齿轮2： 齿轮3： =N=6808.88N =6808.88N=2561.533N =tan=6808.88tan14.652N=1780.18N3. 计算轴承对轴的支反力3.1 垂直面内的支反力在xOy平面内，根据图21-7（b），由绕支点B的力矩平衡=0,得()+=0(87+113+64)+1005.364+613.76+1780.18-2561.533（113+64）=0解得 =696.507N方向向下。由y轴方向的合力=0，可以求出。=0+696.507+1

32、005.3-2561.533=0解得 =859.726N方向向下。3.2 水平面支反力在xOz平面内，参看图21-7（d），由绕支点B的力矩和=0，得=0(87+113+64)-2692.9964-6808.88（113+64）=0=5217.89N,方向向前。由z轴方向上的合力=0，可以求出2692.99+6808.88-5217.89-=0=4283.98N，方向向前。3.3 计算支承点的总支反力A点的总支反力为N=5264.171NB点的总支反力为N=4369.395N4. 绘制轴的弯矩图和转矩图4.1 垂直面内的弯矩图参看图1-7（c）,在xOy平面内，轴在C点截面处的弯矩为：=-69

33、6.50787-1780.18=-167317.01Nmm轴在D点截面处的弯矩：=-859.72664+613.76=43336.57Nmm=-895.72664=-55022.464Nmm4.2 水平面内的弯矩图参看图1-7（e），在xOyh平面内，轴在C点截面处的弯矩为C截面处弯矩：=-5217.8987=-453956.43NmmD截面处弯矩：=-4283.9864=-27474.72Nmm4.3 合成弯矩图参看图1-7（f）,轴在C截面处的合成弯矩：NmmNmm在D截面处的合成弯矩：=277578.52Nmm=279641.3Nmm4.4 轴的转矩图参看图1-7(g),轴受到的转矩为：

34、=408189Nmm4.5 轴的当量弯矩图参看图1-7(h)，轴在C截面处的当量弯矩为,因为中间是单向旋转轴，扭转切应力可视为脉动循环变应力，取折算系数。所以=542267.46Nmm轴在D截面处的当量弯矩： =519356.2Nmm5. 按照弯矩合成强度校核通过上述分析，可知中间轴承受的最大当量弯矩在截面C处（及危险截面），所以 只校核截面C处的强度。根据中间轴的材料为45钢，经过调质处理，由机械设计教材中的表15-1可查出：=60MPa。因为1751.91N=所以A处轴承1被压紧，B处轴承2被放松。故2622.876N，2.3 当量动载荷P对于轴承1：因为=由表13-1可知;0.45264

35、.717+1.52622.876=6040.2N对于轴承2：因为=由表13-1可知：14369.395+01456.456=4369.395N2.4 验算轴承寿命因为,故只需验算轴承1。设轴承预期寿命与整机寿命相同，轴承预期寿命为轴承的寿命计算公式为其中，温度系数=1（轴承工作温度小于120）。根据工况（无冲击或轻微冲击），由机械设计教材中的表13-6查出载荷系数=1.1，为寿命指数。所以=504958.8h24000h故轴承具有足够的寿命。十一、联轴器的选择带式运输机的工作要求，为了缓和冲击，减速器的输出轴应选用弹性柱销联轴器。考虑到带式运输机工作过程中转矩变化不大，由机械设计教材中的表14

36、根据-1可知，取，所以联轴器的计算转矩按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，可查书中表15-6，确定选用LX6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150Nm，孔径=70mm，L=142mm，=107mm，许用转速为2100r/min，故适用。=1.31161.93=1510.47Nm标记为：LX6联轴器GB/T5014-2003十二、箱体及其附件的设计减速器箱体的结构尺寸可根据本书中的图5-39和表5-1来确定。减速器主要附件（窥视孔盖、通气器、油标、放油螺塞、定位销、启盖螺钉、吊运装置）的结构尺寸可参照书中的表5-19表5-25确定。十三、润滑的设计齿轮和轴承的润滑1. 齿轮根据故可采用浸油

37、润滑，选50号机械润滑油。按每传递1kW的功率需油量为0.350.7LL来计算，所需润滑油的量为:0.53.573=1.7865L。2. 轴承滚动轴承的速度因素：302.8=15140mr/min2(mmr/min),所以滚动轴承可采用脂润滑或油润滑。十三、设计小结机械设计课程设计是学习机械设计不可缺少的一个课题，它能让我们学会如何运用所学的知识去设计东西，从而真正学好这一门课，同时为以后的实践打好了基础。这次的课程设计我完全自己动手设计完成，在设计的过程中，遇到了很多的问题，但是过查阅资料，这些问题都一一得到了解决，我认为这是对所学知识运用于实践的一次检验，同时也是辅助我学好这门课程的动力。

38、在设计过程中，通过我向老师、同学请教自己不懂得问题，我明白了我们不仅要认真自学，同时也需要向他人请教，做到不耻下问。选择(b)传动方案Pw=3.6kw电动机型号:Y132M1-6额定功率:P=34kW满载转速:=960r/min总传动比: 带传动的传动比:3.170高速级齿轮的传动比： 低速级齿轮的传动比：r/minr/min 3.573kW =1.13.9303SPZ型窄V带112mm=355mm=5.627=874.72mm主动轮上的包角：=164.03Z=2预紧力=282.335N压轴力=1118.045N=31=125u=4. 032应力循环次数=4.36110=1.02810齿轮模数= 2.5mm