機械設計課程設計帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器設計

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目 帶式輸送機傳動裝置 機械制造及自動化 專業(yè) 機制本二 班 設 計 者 指導老師 二0一一 年 十一 月 三十 日井岡山大學目錄第1章 設計任務書1.1 設計任務書 . 1第2章 傳動系統(tǒng)總體設計2.1 傳動系統(tǒng)方案的擬定 . 42.2 電動機的選擇 . 82.3 傳動比的分配 . 102.4 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) . 12第3章 傳動件的設計計算3.1 v帶傳送設計計算3.2 直齒輪設計計算第四章 軸的設計計算4.1 高速軸的設計計算4.2 中速軸的設計計算4.3 低速軸的設計計算4.5 校核軸的疲勞強度第五章 滾動軸承的選擇與計算5.1 高速軸的軸承5

2、.2 中速軸的軸承5.3 低速軸的軸承第6章 鍵連接及其校核6.1 鍵的選擇6.2 鍵的校核第7章 聯(lián)軸器的選擇第8章 減速附件及箱體的設計第9章 潤滑與密封第10章 設計小結第11章 參考資料一、 設計任務書 1.1 設計任務書設計一用于帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器1. 總體布置簡圖2. 工作情況工作平穩(wěn)、單向運轉3. 原始數(shù)據(jù)輸送帶的牽引力（f/kn）輸輸帶速度（m/s）滾筒直徑（mm）轉速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）傳動效率13500.7541051020.964. 設計內容(1) 電動機的選擇與參數(shù)計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承

3、的選擇(5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設計計算說明書的編寫5. 設計任務(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）(2) 齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙）(3) 設計計算說明書一份二、 傳動系統(tǒng)總體設計 2.1 傳動方案的說明與擬定 如任務書上布置簡圖所示，傳動方案采用v帶加同軸式二級圓柱直齒輪減速箱，采用v帶可起到過載保護作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小.電動機選用三相交流異步電動機，其結構簡單、價格低廉、維護方便，可直接接于三相交流電網(wǎng)中 。 2.2 電動機的選擇1. 電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的（ip44）系列三相異步電動

4、機。它為臥式封閉結構。2. 電動機容量(1) 卷筒軸的輸出功率(2) 電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計課程設計（以下未作說明皆為此3書中查得）表3-1查得：v帶傳動；滾動軸承；圓柱齒輪傳動；彈性聯(lián)軸器；卷筒軸滑動軸承，則 故 (3) 電動機額定功率由第十七章表17-7選取電動機額定功率。 3.電動機的轉速由表3-2查得v帶傳動常用傳動比范圍，由表3-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍， 則電動機轉速可選范圍為 可見同步轉速為750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動機均符合。這里初選同

5、步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種 電動機進行比較，如下表：方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉速（r/min）電動機質量（kg）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比v帶傳動兩級減速器1y132m-47.5150014408136.041312.0142y160m-67.5100097011924.27838.093由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1的電動機質量較小，且比價低。因此，可采用方案1，選定電動機型號為y132m-4。3. 電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸由表17-7、表17-9查出y132m-4型電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。型號額定

6、功率(kw)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩y132m-47.5150014402.22.3hdegkl質量（kg）132388033125151081 2.3 傳動比的分配1. 傳動裝置總傳動比2. 分配各級傳動比取v帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限2.4 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)1.各軸轉速電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為2.各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功

7、率，即 3.各軸轉矩電動機軸高速軸中速軸低速軸轉速（r/min）1440480138.4939.956功率（kw）7.57.26.91426.6397轉矩（）49.74143.25476.761586.97三、 傳動件的設計計算3.1 v帶傳送設計計算（1） 確定計算功率由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查機械設計（v帶設計部分未作說明皆查此書）表8-7得， 工作情況系數(shù)（2） 選擇v帶的帶型由、 由圖8-11選用a型（3） 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑驗算帶速v。按式(8-13)驗算帶的速度,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式

8、(8-15a),計算大帶輪基準直徑根據(jù)表8-8，圓整為（4） 確定v帶的中心距a和基準長度根據(jù)式(8-20)， 初定中心距。由式(8-22)計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度按式(8-23)計算實際中心距a。由8-24可得中心距變化范圍為569.35670.15mm。（5） 驗算小帶輪上的包角（6） 確定帶的根數(shù) 計算單根v帶的額定功率由和，查表8-4a得根據(jù)，i=3和a型帶，查表8-4b得 計算v帶的根數(shù)z。取5根。（7） 計算單根v帶的初拉力的最小值由表8-3得a型帶的單位長度質量q=0.10kg/m，所以應使帶的實際初拉力（8） 計算壓軸力 四、 軸的設計計算4.1 高速軸的設

9、計與計算 按低速級齒輪設計：小齒輪轉矩，小齒輪轉速，傳動比。 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用直齒圓柱齒輪 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（gb10095-88） 由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為 280hbs；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。 選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) （2）按齒面接觸強度設計按式(10-9a）試算，即 確定公式內各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)（b）小齒輪傳遞的轉矩b) 由表10-7選取齒寬系數(shù)c) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)d) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞

10、強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限e) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：f) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)g) 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式(10-12)得計算a) 試算小齒輪分度圓直徑,代入h中較小的值 b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)mntd) 計算載荷系數(shù)k由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)； 直齒輪，；由表10-4用插值法查的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 由b/h=10.67，查圖10-13得出 故載荷系數(shù)： a) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得b) 計算模數(shù)（3）按齒根

11、彎曲強度設計由式(10-17)a） 確定公式內各計算數(shù)值 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪 的彎曲疲勞強度極限 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞系數(shù) 計算載荷系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式(10-12)得b)由表10-5yfa1=2.65 yfa2=2.218 由表10-5ysa1=1.58 ysa2=1.783計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大設計計算對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于

12、是由取34，則大齒輪齒數(shù)取z2=84這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎 曲疲勞強度 ，并做到了結構緊湊，避免浪費。 c)幾何尺寸計算計算分度圓直徑 d1=z1mn=343.5mm=119mm d2=z2mn=843.5mm=294mm計算中心距 計算齒寬寬度 b=dd1=1119mm=119mm圓整后取b1=125mm b2=120mm由于是同軸式二級直齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速

13、級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.466模數(shù)(mm)3.5中心距(mm)206.5齒數(shù)34843484齒寬(mm)125120125120直徑(mm)分度圓11929498.75367.24齒根圓110.25285.25110.25285.25齒頂圓126301126301旋向左旋右旋右旋左旋 四、軸的設計計算1. 高速軸的設計(1) 高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）高速軸功率（）轉矩t（）4807.2143.25(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=119 ，根據(jù)機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此

14、書）式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足v帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=34mm。v帶輪與軸配合的長度l1=82mm，為了保證軸端檔圈只壓在v帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比l1略短一些，現(xiàn)取l-=77mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=34mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步

15、選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6008，其尺寸為ddb=40mm68mm15mm，故d-=d-=40mm；而l-=40+12=52mm，l-=12mm。右端深溝球軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6008型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度為4.5mm，d-=44mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=42mm，取l-=105mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為36mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與v帶輪右端面間的距離l=24mm，故取l-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零

16、件的軸向定位v帶輪與軸的周向定位選用平鍵10mm8mm63mm，v帶輪與軸的配合為h7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵12mm8mm70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-5026與v帶輪鍵聯(lián)接配合-6430定位軸肩-3434與深溝球軸承6008配合，套筒定位-7538與小齒輪鍵聯(lián)接配合-1052定位軸環(huán)-3036與深溝球軸承6008配合總長度239mm（1） 求軸上的

17、載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6008型深溝球軸承，由手冊中查得da=46mm。因此，軸的支撐跨距為l1=118mm， l2+l3=74.5+67.5=142mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面c是軸的危險截面。先計算出截面c處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力f，c截面彎矩m總彎矩扭矩（1） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。1.

18、中速軸的設計(1) 中速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩t（）138.496.9142476.79(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 (3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=d-=45mm，由軸承產(chǎn)

19、品目錄中初步選取標準精度級的深溝球軸承6010，其尺寸為ddb=50mm80mm16mm，故l-=l-=27+20=47mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得601型深溝球軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，左邊套筒左側和右邊0套筒右的直側的高度為5mm。取安裝大齒輪出的軸段-徑d-=50mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。為了使大齒輪軸向定位，取d-=55mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取l-=100mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵14mm9mm70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪

20、輪轂與軸的配合為h7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-4046與深溝球軸承6010配合，套筒定位-9250與大齒輪鍵聯(lián)接配合-3456定位軸環(huán)-9250與小齒輪鍵聯(lián)接配合-4246與深溝球軸承6010配合總長度298mm（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6010型深溝球軸承，由手冊中查得da=21mm。因此，軸的支撐跨距為l1=76mm， l2=192.5，l3=74.5m

21、m。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面c是軸的危險截面。先計算出截面c處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力fc截面彎矩m總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 低速軸的設計(1) 低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩t（）40.966.371370.92(2) 作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先

22、按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 (4) 軸的結構設計1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=64mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=108mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比l1略短一些，現(xiàn)取l-=106mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受和軸向力的作用，故選用深溝球滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=64mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承6015，其尺

23、寸為ddb=75mm115mm20mm，故d-=d-=75mm；而l-=40mm，l-=40+20=60mm。左端滾深溝球軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得30314型軸承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6mm。取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=75mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l-=98mm。軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離l=3

24、2mm，故取l-=62mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm11mm80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm12mm80mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6。4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-2675與深溝球軸承6015配合-1082軸環(huán)-8575與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-4375與深溝球軸承6015配合-4868與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-9363與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配

25、合總長度304mm（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30314型圓錐滾子軸承，由手冊中查得da=82mm。因此，軸的支撐跨距為根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面b是軸的危險截面。先計算出截面b處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力fb截面彎矩m總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精確校核軸的疲勞強度1）

26、判斷危險截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起應力集中最嚴重；從受載情況來看，截面b上的應力最大。截面的應力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面b上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面b不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側。2） 截面左側抗彎截面系數(shù)抗

27、扭截面系數(shù)截面左側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ?。? ?。挥谑?，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力

28、軸的材料為45cr，調質處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ?。? ??；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。5、 滾動軸承的選擇與計算 軸承預期壽命 1、高速軸的軸承 選用30307型圓錐滾子軸承，查課程設計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可

29、知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和 由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。1. 中速軸的軸承選用30309型圓錐滾子軸承，查課程設計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和 由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。2. 低速軸的軸承選用30314型圓錐滾子軸承，查課程

30、設計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由低速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和 由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。六、 鍵連接及其校核由機械設計式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2，取（1） v帶輪處的鍵取普通平鍵1063gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（2） 高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵1270gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（3） 中速軸上大齒輪處的鍵取普

31、通平鍵1470gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（4） 中速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵1470gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（5） 低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵2080gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵取普通平鍵1880gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度聯(lián)接擠壓強度不夠，而且相差甚遠，因此考慮采用雙鍵，相隔180布置。則該雙鍵的工作長度為7、 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)輸出軸轉矩，查課程設計表17-4 選用hl5聯(lián)軸器60142gb5014-85，其公稱扭矩為符合要求8、 減速附件及箱體的設計1. 窺

32、視孔和視孔蓋查課程設計（減速器附件的選擇部分未作說明皆查此書）表9-18，選用板結構視孔蓋， 。2. 通氣器查表9-7，選用經(jīng)一次過濾裝置的通氣冒。3. 油面指示器查表9-14，選用油標尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，選用外六角油塞及封油墊。5. 起吊裝置查表9-20，選用箱蓋吊耳， 箱座吊耳，6. 定位銷查表14-3，選用圓錐銷gb 117-86 a12407. 起蓋螺釘查表13-7，選用gb5782-86 m8358. 箱體的設計名稱符號尺寸箱座壁厚9箱蓋壁厚19箱體凸緣厚度b、b1、b2b=14;b1=12;b2=23加強筋厚m、m1m=9;m1=8地腳螺釘直徑df32地腳螺釘數(shù)目n

33、4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d124箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d2169、 潤滑與密封由于中速速軸上的大齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用脂潤滑。為防止?jié)櫥屯庑?，用氈圈密封?0、 設計小結 課程設計是機械設計當中的非常重要的一環(huán)，本次課程設計時間不到兩周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設計，從中得到的收獲還是非常多的。 課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程”千里之行始于足下”，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的

34、基礎 說實話，課程設計真的有點累然而，當我一著手清理自己的設計成果，漫漫回味這3周的心路歷程，一種少有的成功喜悅即刻使倦意頓消雖然這是我剛學會走完的第一步，也是人生的一點小小的勝利，然而它令我感到自己成熟的許多，另我有了一中”春眠不知曉”的感 悟 通過課程設計，使我深深體會到，干任何事都必須耐心，細致課程設計過程中，許多計算有時不免令我感到有些心煩意亂：有2次因為不小心我計算出錯，只能毫不情意地重來但一想起周偉平教授，黃焊偉總檢平時對我們耐心的教導，想到今后自己應當承擔的社會責任，想到世界上因為某些細小失誤而出現(xiàn)的令世人無比震驚的事故，我不禁時刻提示自己，一定呀養(yǎng)成一種高 度負責，認真對待的良好習慣這次課程設計使我在工作作風上得到了一次難得的磨練 短短三周是課程設計，使我發(fā)現(xiàn)了自己所掌握的知識是真正如此的缺乏，自己綜