河北工程大学机械设计课程设计0

1、 成绩：_机械产品设计项目设计说明书设计题目： 带式输送机传送装置设计 专业班级： 机制 学生姓名： 学 号： 指导教师： 姚 贵 英 河 北 工 程 大 学 机 电 学 院目录第一部分 设计任务书 1第二部分 传动方案分析 3第三部分 电动机的选择计算 3第四部分 传动装置运动和动力参数的选择计算 4第五部分 传动零件的设计及计算 5 1、高速级啮合齿轮设计计算 5 2、低速级啮合齿轮设计计算10 第六部分 轴的设计计算及初步选择键与联轴器 15 一、轴3的设计计算 15 二、轴1的设计计算 20 三、轴2的设计计算 25第七部分 滚动轴承的选择与校核 30第八部分 键联接的选择及校核计算

2、33第九部分 润滑和密封方式的设计 34第十部分 箱体的结构设计 35第十一部分 设计总结 36第十二部分 参考资料 3737 第一部分、设计任务书一、设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由输送带完成运送机器零、部件的工作。其工作装置的传动示意图参见图1-1。图1-1 带式输送机工作装置传动示意图2、机器工作条件（1）载荷性质 单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境 室内工作，有粉尘，环境温度不超过35°C；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；（4）使用寿命 8年，每年350

3、天，每天16小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V；（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件 中型机械厂，小批量生产。二、传动方案： 电机两极圆柱齿轮斜齿减速器工作机三、设计参数：输送带的牵引力F，（KN）输送带的速度v,(m/s)提升机鼓轮的直径D，（mm）2.91.6450四、设计任务1、设计工作内容（1）胶带输送机传动系统方案设计（包括方案构思、比选、决策）；（2）选择电动机型号及规格；（3）传动装置的运动和动力参数计算；（4）减速器设计(包括传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计)（5）联轴器选型设计

4、；（6）绘制减速器装配图和零件工作图；（7）编写设计说明书；（8）设计答辩。2、提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件名）各1份。内容包括：（1）减速器装配图一张；（2）零件图2张 (完成的传动零件、轴和箱体的名称)；（3）设计计算说明书一份。五、设计中应注意事项1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。2.设计中要贯彻标准。（标准件和标准尺寸）3.全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。5.设计过程中注意培养独立工作能力。6.提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。六、完成时间要求在2012年12月

5、20日之前完成全部设计任务。指导教师：姚贵英第二部分、传动方案分析 题目：设计一用于胶带输送机传动装置中的展开式二级圆柱 斜齿轮减速器一 总体布置简图 二.分析结构及工作情况： 传动机构类型为：展开式二级圆柱斜齿轮减速器。故只对传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，两边轴较长、刚度差。而且工作情况较平稳，要进行各部分的设计，电机的选择，轴的设计，联轴器的选择，齿轮的设计，来满足工作要求。 第三部分、电动机的选择计算一、 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、

6、重量、价格和减速器的传动比，所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。二、 电动机容量的选择1. 卷筒所需功率 2.电动机的输出功率 由表1-7查出:1=0.99，为输入联轴器的效率，2=0.99，为第一对轴承的效率，3=0.99，为第二对轴承的效率，4=0.99，为第三对轴承的效率，5=0.98，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，稀油润滑），6=0.99，为输出联轴器的效率，7=0.96, 为卷筒的效率，12345670.99×0.99×0.99×0.99×0.98×0.960.88；所以5.27kw三、 电动机转速的选择，8=<i=

7、<40,所以求的转速的范围，,543.52=<n=<2717.6r/min四、 电动机型号的确定由表机械设计手册121查出，电动机型号为Y132M2-6的三相异步电动机,其额定功率为5.5kw，转速1000r/min,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。第四部分 传动装置的运动和动力参数选择计算一、 计算传动装置的总传动比及其分配1. 计算总传动比卷筒转速=60×1000×V/(D)=67.94由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为：i/14.132. 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，根据机械设计指导书中

8、的图12，考虑到满足浸油润滑要求，及一级闭式斜齿最佳传动比为3到5之间，所以4.5，=3.14速度偏差为0，所以可行。二、 各轴转速、输入功率、输入转矩1. 各轴转速 960r/min/ i1960/4.5213.33r/min / =67.94 r/min2. 各轴输入功率   P×15×0.995.455 kw  =×2×55.455×0.99×0.985.28 kw   ×3×55.28×0.99×0.985.12 kw3. 各轴输入转矩&

9、#160;  1轴  9550 / =9550×5.445/960=54.17N·m  2轴  9550 / =9550×5.28/213.33= 213.33N·m3轴  9550 / =9550×5.12/67.94=719.69N·m列表如下：项目电动机轴高速轴1中间轴2低速轴3转速 （r/min)960960213.3367.94输入功率 （ kw ) 5.55.4455.285.12输入转矩 （N*m)54.7154.17236.37719.69传动比114.53.14第五部

10、分、 传动零件的设计及计算一、高速级齿轮的设计计算1选定齿轮类型精度等级、材料及齿数材料及热处理(1)齿轮材料及热处理小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质）,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS；(2)齿轮精度 选择7级 (3)选择小齿轮齿数为=20（20-40）,大齿轮齿数 =4.520=90,选取螺旋角。初选螺旋角=（）。 2. 按齿面接触强度设计 按公式计算（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选=1.6。2) 计算小齿轮传递的转矩。 3) 查图10-30看区域系数图选取=2.433.4) 查看标准圆柱齿轮传动的端面重合度，查得 =0.75

11、，=0.87，则=1.62。 5）查看表格选取齿宽系数=1. 6）查10-6表得到材料的弹性影响系数=。 7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 Mpa。 8）计算应力循环次数 9）取接触疲劳寿命系数=0.95，=1.06 10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 （2） 计算1) 计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 =43.78mm1） 计算圆周速度。2） 计算齿宽b及模数。b=3） 计算纵向重合度 4） 计算载荷系数K.已知使用系数=1(表10-2),根据v=2.2m/s,7级精度，查表得到动载系数=1.09；(表

12、10-4)。查图得(图10-13)；查表得（表10-3）。故载荷系数5） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 6） 计算模数 3. 按齿根弯曲强度设计由式 (1) 确定计算参数1） 计算载荷系数。 2） 根据纵向重合度=1.59，查图10-28得螺旋角影响系数=0.88.3） 计算当量齿数。 4） 查取齿形系数。查10-5表得=2.724 =2.1835) 查取应力校正系数。查10-5表得 =1.569 =1.789 6）查图的小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa； 7) 查图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.86 =0.89； 8）计算弯曲疲劳

13、许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 9）计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 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。对比计算 结 果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的齿面模数，取=1.389mm,已可满足弯曲强度，圆整为标准值， 取=2.0mm. 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） 有 关。按接触强度算得的分度圆直径=45.95mm， 算出 小齿轮齿数应有的齿数。于是由 取=22，则。取=99. 4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距 （应尽量圆整为0和5）将中心距圆整为1

14、25mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 因改变不大，所以不用修正参数、。计算大、小齿轮的分度圆直径 mm mm（3） 计算齿轮宽度 圆整后取 （4）结构设计 大齿轮齿顶圆直径大于160mm,而小于500mm,顾应选用腹板式为 宜。2、 低速级齿轮设计计算1选定齿轮类型精度等级、材料及齿数材料及热处理(1)齿轮材料及热处理小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质）,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS；(2)齿轮精度 选择7级 (3)选择小齿轮齿数为=20（20-40）,大齿轮齿数 =3.1420=62.8,取 63，选取螺旋角,，初选螺旋角=（

15、）。 2. 按齿面接触强度设计 按公式计算（1） 确定公式内的各计算数值1）试选=1.6。2）计算小齿轮传递的转矩。 3）查图10-30看区域系数图选取=2.433.4）查看标准圆柱齿轮传动的端面重合度，查得 =0.75，=0.86，则=1.61。5）查看表格选取齿宽系数=1.06）查10-6表得到材料的弹性影响系数=。7）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 Mpa。 8）计算应力循环次数 9）由图10-19取接触疲劳寿命系数=1.06，=1.12. 10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 （2） 计

16、算1）计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 =69.59mm 2）计算圆周速度。3）计算齿宽b及模数。b=4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数K.已知使用系数=1(表10-2),根据v=0.78m/s,7级精度，查表得到动载系数=1.05；(表10-4)。查图得(图10-13)；查表得（表10-3）。故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 7） 计算模数 3. 按齿根弯曲强度设计由式 （1） 确定计算参数1）计算载荷系数。 2）根据纵向重合度=1.59，查图10-28得螺旋角影响系数=0.88.3）计算当量齿数。 4）查取齿形系数。查10-5表得由表10-5查得=2.724

17、=2.2445）查取应力校正系数。查10-5表得 =1.569 =1.748 6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；=380 MPa； 7) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.89，=0.9 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 9）计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 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。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.389mm,已可满足弯曲强度，圆整为标准值，取=3mm. 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与

18、齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。按接触强度算得的分度圆直径=72.24mm，算出小齿轮齿数应有的齿数。于是由 取=23，则。取=72 4. 几何尺寸计算（1）计算中心距 （应尽量圆整为0和5）将中心距圆整为147mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因改变不大，所以不用修正参数、。计算大、小齿轮的分度圆直径 mm（3）计算齿轮宽度 圆整后取 （4）结构设计 大齿轮齿顶圆直径大于160mm,而小于500mm,顾应选用腹板式为 宜。3、名 称符号高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮法面模数2mm 2mm3mm3mm螺旋角14°314814°314814°1236

19、 14°1236齿 数22992372分度圆直径45.45 204.54 71.18 222.82 齿顶高系数1111顶隙系数0.250.250.250.25齿顶高=2mm2mm3mm3mm齿根高=(+) 2.5mm2.5mm3.75mm3.75mm齿顶圆直径=49.45208.54 77.18 228.82齿根圆直径= 40.45199.54 63.68 215.32齿 宽51mm46mm77mm72mm法面压力角20°20°20°20°传动中心距125mm147mm齿轮精度等级7级7级材料及热处理小齿轮：40Cr，调质，硬度为280HBS大

20、齿轮：45钢，调质，硬度为240HBS 第六部分、 轴的设计计算及初步选择键及联轴器一、 轴3的设计计算1. 轴3上的功率,转速，转矩. 由前面已经算出，2. 求作用在齿轮上的力 mm 3. 初步确定轴的最小直径 先按课本15-1初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-1取，输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号由表14-1，查得则：，查表得选用4型弹性柱销联轴器,许用转矩为1250N·m许用最大转速为4000r/min,考虑到联轴器与轴之间存在键槽，轴直径须增大5%-7%。半联轴器的孔径故取，半联

21、轴器的长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。4.轴3的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 选用上图的装配方案. （2）根据轴向定位的要确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径，半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取 2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承33012型.其尺寸为对于选取的单列圆锥滚子

22、轴承其尺寸为:故;而 .左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得33012型轴承定位轴肩 高度h=6mm,因此，。 3）取安装齿轮处的轴段; 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为72mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高6,取.轴环宽度,取b=12mm. 4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根 据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联 轴器右端面间的距离 ,故取.这仅是初步确定，等到安装时，还要考虑密封等装置。 5）取齿轮距箱体内壁之距离a=18.5mm

23、,两圆柱齿轮间的距离c=20+2.5=22.5mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=33.5mm,高速大齿轮轮毂长L=46,则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按表61查得平键截面的各项的尺寸，键槽用键槽铣刀加工，长L为70mm，键的材料选用钢。 半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考课本表152，取联轴器轴端倒角为和轴承相配合的轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见3轴零件图。5

24、. 求轴上的载荷 首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30304型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。且可得根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 相关力计算如下： 1）由前面已算得，=6459.83N,2）轴承1对轴的作用力 3) 轴承2对轴的作用力4）T=T=719.695）分析可知过齿轮的截面弯矩最大 总弯矩为6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴 单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。 ，因此安全

25、。二、轴1的设计计算 1.轴1上的功率,转速，转矩. ， 2.求作用在齿轮上的力 mm 3. 初步确定轴1的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表153， 取，得，这是轴的最小直径. 因轴与联轴器通过一个键联接，所以轴径要增大5%7%，取为21mm；电动机轴和联轴器处的轴相配合至此可以选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查表141，取，所以 ，查标准GB/T60692002选用TL6型弹性套柱销联轴器，它的公称转矩，许用转速3800r/min，选孔径32mm，则 半联轴器长度L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L160mm。 4. 轴1的结构设计（1

26、）拟定轴上零件的装配方案 装配图如下 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度 1)为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴 肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈 直径，半联轴器与 , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴 器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取. 2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用圆锥滚 子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产目录中初步选取0基本游 隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308型.其尺寸为 对于选取的单列圆锥滚子轴承其尺寸为:故;而 ,左端轴承进行轴肩定位，查表得，h=4.5mm,轴

27、端轴承采用轴肩定位，查表得，。 3）安装齿轮处的轴段直径应稍大于49mm，若取为52mm，而此处装的齿轮分度45.45mm，知故宜用齿轮轴。因为做成齿轮轴后，轮齿的材料与轴的材料相同，故结合前 面得齿轮设计，重新校核之：齿轮的当量齿数为 查课本表105，得 ， 仍安全，可设计成齿轮轴。4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根 据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联 轴器右端面间的距离 ,故取.5）取齿轮距箱体内壁之距离a=13.5mm,两圆柱齿轮间的距离c=20-2.5=17.5mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱

28、体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=25.25mm,则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3)轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按表61查得平键截面各部分持尺寸 ，键槽用键槽铣刀加工，长L为45mm，键的材料选用钢。 半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考课本表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见高速轴零件图。5. 求轴上的载荷。 首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 值。对于30308型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴

29、的支承跨距。且可得 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 相关力计算如下：1）已算得作用在齿轮上的力，。轴力产生的对轴的弯矩 2）轴承1对轴的作用力。 3）轴承2对轴的作用力。 4)扭矩T=5)从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮段截面是轴的危险截面 总弯矩为 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前面选定轴的材料为40钢，调质处理，由表151查得。 ，因此安全。 3、 轴2的设计计算 1.轴2上的功率,转速，转矩. ， 2. 低速级的小齿轮与大齿轮啮合，其轴向力，径向力

30、，圆周力，都是作用力 和反作用力， 高速级的齿轮也一样，其轴向力，圆周力，径向力，都是作用力和反作用力，大小相等，方向相反。则 3 初步确定轴2的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40，调质处理。根据表153，取 ，得，这是轴的最小直径，因轴与齿轮通过一个键联接，所以与小齿轮联接处的最小轴径要增大5%7%，则取，它应该是与轴承配合处的直径。 4 轴2的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 选用下图的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）初步选择滚动轴承轴承同时 受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选定 最小直径，初步选

31、取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为，则=，左端轴承进行轴肩定位，查表得，,。 2）安装齿轮处的轴径应该大于44mm,若取 47mm, 进行计算便可知道,做成齿轮轴 查课本表105，得 则 ，右端轴承与大齿轮间用套筒定位，套筒压紧大齿轮的右端，取大齿轮处直径,为了使套筒能够更好的压紧齿轮，轮毂长略大于轴段长，大齿轮的左端进行轴肩定位，取，3）取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚 动轴承位 置时，应距箱体内壁一段距离s，取，两齿轮之间的距离c=20mm,轴承T=22.75mm. 则：， 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位

32、滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。齿轮与轴的周向定位由平键保证，根据轴的直径为44mm,但因轴段长度不同，查标准后，选键的类型。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径参考课本表152。 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值 对于30306型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。 可知。 可计算出，所以 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 相关力的计算如下： 1）轴承1对轴的作用力2）轴承2对轴的作用力3) 弯矩总弯矩 过齿轮处的截面为危险截面，过小齿轮处的截面

33、为应该校核的截面。4） 扭矩5） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以 及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前面选定轴的材料为40，调质处理，由表151查得。第七部节 、滚动轴承的选择和校核 1. 轴1上的轴承的选择和校核 该轴上所选的轴承为单列圆锥滚子轴承30308型.其尺寸为 1)径向力 2)轴向力 查表得30308轴承e=0.35,Y=1.7,C=90800N 3） 求轴承当量动载荷,又 因为 根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数 对轴承1 对轴承2 因轴承运转受轻微载荷，取，则 4）轴承寿命的校核

34、，查设计手册得C=90800 N，又，所以有 ,故满足要求。2. 轴2上的轴承的选择和校核标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为 1)径向力 2)轴向力 查表得30307轴承e=0.31,Y=1.9,C=75200 ， 3） 求轴承当量动载荷,又 因为 根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数 对轴承1 对轴承2 因轴承运转受中等载荷，取，则 4）轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=75200N，又，所以有 ,故满足要求。3. 轴3上的轴承的选择及校核 标准精度级的单列圆锥滚子轴承33012型.其尺寸为对于选取的单列圆锥滚子轴承其尺寸为: 1)径向力 2)轴向力 查表得30312轴承e=0.

35、35,Y=1.7,C=170000N 3） 求轴承当量动载荷,又 因为 根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数 对轴承1 对轴承2 因轴承运转受中等载荷，取，则 4）轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=19500 N，又，所以有 ,故满足要求。 第八部分、 键联接的选择及校核计算1.轴1选择的键及其校核 由轴的设计已初步把键的类型选择，联轴器上的键，普通平键B型，普通平键连接，连接键校核：（，为工作长度）因为键的材料为钢，而且有轻微冲击，（100-120Mpa)，所以安全。2.轴2选择的键及其校核 由前面轴的设计已选出键的类型，齿轮上的键 ，为圆头平键，,因为键的材料为钢，而且有轻微冲击,(100-

36、120Mpa),，所以安全。3.轴3选择的键及其校核 由轴的设计已初步把键的类型选择，联轴器上的键，普通平键C型,因为键的材料为钢，而且有轻微冲击，（100-120Mpa)，所以安全。齿轮上的键,普通平键A型，工作长度，因为键的材料为钢，而且有轻微冲击,(100-120Mpa),，所以安全。第九部分、润滑和密封方式的设计 1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。1，2，3I轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2密封方式的选择 由于1，2，3轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封 3润滑油的选择 因为该减速器属于一般减速器，查机械手册