机械设计课程设计——带式运输机

1、目录目录1第一章 课程设计题目51.1 设计带式运输机51.2 运动简图51.3 原始设计数据51.4 工作条件5第二章 总体设计72.1 电动机的选择。72.1.1 电动机型号选择：72.1.2 工作所需功率：72.1.3 电动机所需功率：72.1.4 电动机转速的选择：72.2 传动比分配82.3 传动装置的运动和动力参数82.3.1 各轴的转速计算82.3.2 各轴输出功率计算82.3.3 各轴输入转矩计算9第三章 传动零件设计103.1 V带的设计与计算103.1.1 确定计算功率Pca103.1.2 选择V带的带型103.1.3 确定带轮的基准直径dd1103.1.4 验算带速v10

2、3.1.5 计算大带轮的直径103.1.6 确定V带的中心距a和基准长度Ld103.1.7 计算V带根数Z113.1.8 计算单根V带的初拉力的最小值。113.1.9 计算轴压力Fp113.1.10 带轮设计113.1.11 V带传动的主要参数113.2 高速级齿轮传动设计123.2.1 选定高速齿轮类型，精度等级，材料及齿数123.2.2 按齿面接触强度设计123.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计143.2.4 几何尺寸的计算153.2.5 修正计算结果163.2.6 高速级齿轮的参数173.2.7 高速大齿轮结构参数173.3 低速级齿轮传动设计183.3.1 选定低速级齿轮类型，精度等级，

3、材料及齿数183.3.2 按齿面接触疲劳强度设计183.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计203.3.4 几何尺寸的计算213.3.5 修正计算结果223.3.6 低速级齿轮的参数233.3.7 低速大齿轮结构参数23第四章 轴的设计254.1 轴的材料选择和最小直径估算。254.1.1 高速轴：254.1.2 中间轴：254.1.3 低速轴：254.2轴的结构设计254.2.1 高速轴254.2.2 中间轴264.2.3 低速轴264.2.4 细部机构设计27第五章 轴的校核285.1 中间轴上作用力的计算285.2 支反力的计算285.2.1 垂直面受力295.2.2 水平支反力295.2.3

4、 垂直平面内转矩295.2.4 计算、绘制水平面弯矩图：29第六章 键的选择和校核316.1 高速轴大带轮处键的校核316.2 中间轴键的校核316.2.1 高速级大齿轮处键316.2.2 低速级小齿轮处键316.3 低速轴键校核326.3.1 低速级大齿轮处键326.3.2 低速轴联轴器处键32第七章 滚动轴承的选择和校核337.1 高速轴的轴承校核337.1.1 轴承受力图如图337.2.2 计算当量动载荷337.2.3 验算轴承的寿命337.2 中间轴的轴承校核347.2.1 轴承受力图347.2.2 计算当量动载荷347.2.3 验算轴承的寿命347.3 低速轴的轴承校核357.3.1

5、 轴承受力图如图357.3.2 计算当量动载荷357.3.3 验算轴承的寿命35第八章 联轴器的选择与校核368.1 联轴器的选择368.2 校核联轴器36第九 章箱体设计37第十章 润滑、密封的设计3810.1 润滑3810.2 密封38第十一章 总结39参考文献40第一章 课程设计题目1.1 设计带式运输机 采用二级直齿减速器。1.2 运动简图 图1-11.3 原始设计数据表1-1题 号参 数12345678910运输带工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56运输带工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滚筒直径D（mm）4

6、00450400400400450450450450450每日工作时数T（h）16161616161616161616使用折旧期（y）8888888888 根据学号选取第组数据。1.4 工作条件 （1）、工作情况：传动不逆转，载荷平稳允许运输带速度误差为±5%； （2）、滚筒效率：j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； （3）、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C； （4）、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； （5）、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； （6）、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。第二章 总体设计2

7、.1 电动机的选择。2.1.1 电动机型号选择： 根据动力源和工作条件，选用Y型三相异步电动机。2.1.2 工作所需功率：2.1.3 电动机所需功率： 通过查机械设计课程设计手册表1-7确定各级传动的机械效率，V带，8级精度齿轮，联轴器，轴承。 总效率 故电动机所需 由表课程设计手册12-1选取电动机额定功率为11kw。2.1.4 电动机转速的选择： 电动机常用转速1000r/min，1500r/min和3000r/min 滚筒的工作转速 D为滚筒直径。 总传动比，其中为电动机满载转速。由表课程设计手册12-1查得相关数据得出下表2-1表2-1方案电动机型号额定功率 /kw同步转速r/min满

8、载转速r/min传动比AY160L-611100097010.687BY160M-4111500146016.085CY160M1-2113000293032.285 由课程设计手册表1推荐传动比合理范围。 取V带转动比i'1=24，二级圆柱直齿减速器传动比i'2=840。则总传动比合理范围I'd=16160。为了合理分配传动比及传动装置结构紧凑故选用方案C。2.1.5 电动机的型号确定 根据电动机的功率和转速选用电动机型号Y160M1-2，由表课程设计手册12-9电动机中心高H=160mm外伸轴直径D=48mm，外伸轴长度E=110mm。2.2 传动比分配 根据选择的

9、电动机型号可知总传动比I'a=32.285 选择V带传动比i1=2.5 减速器的传动比 高速齿轮传动比 低速齿轮传动比2.3 传动装置的运动和动力参数2.3.1 各轴的转速计算nm=2930r/min2.3.2 各轴输出功率计算2.2.3 各轴输入转矩计算 各轴运动及动力参数如下表2-2表2-2轴号转速r/min功率kw转矩传动比029308.6828.291111728.33367.9012.52286.0638.002267.1404.097390.7647.684808.4943.152490.7647.531792.3961第三章 传动零件设计3.1 V带的设计与计算3.1.1

10、 确定计算功率Pca 查表机械设计8-7，取工作情况系数KA=1.2 则Pca=KAPd=1.2×8.68kw=10.416kw3.1.2 选择V带的带型 由Pca=10.416kw nm=2930r/min选用B型V带。3.1.3 确定带轮的基准直径dd1 由表8-6，8-8取小带轮的基准直径dd1=1253.1.4 验算带速v 按公式验算速度 因为5m/s<v<30m/s 故带速合适。3.1.5 计算大带轮的直径 dd2=i1dd1=2.5×125=312.5mm 取dd2=3153.1.6 确定V带的中心距a和基准长度Ld （1）由公式0.7（dd1+dd

11、2） a 2（dd1+dd2）初步确定中心距a0=450mm （2）计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度Ld=1600mm （3） 计算实际中心距a3.1.7 计算V带根数Z （1）由dd1=125mm和nm=2930r/min查表8-4a得 根据nm=2930r/min，i1=2.5 和B型V带查表8-4b得 查表8-5得K=0.93 查表8-2得KL=0.92 （2）计算V带根数Z3.1.8 计算单根V带的初拉力的最小值。 由表8-3得B型V带的单位长度质量3.1.9 计算轴压力Fp3.1.10 带轮设计 由表8-10查得 可计算出带轮缘宽：3.1.11 V带传动的主要参数 如下

12、表3-1表3-1名称参数名称参数名称参数带型B传动比2.5根数4带轮基准直径dd1=125mm基准长度1600mm预紧力134.205Ndd1=315mm中心距443mm压轴力1048.190N3.2 高速级齿轮传动设计3.2.1 选定高速齿轮类型，精度等级，材料及齿数。 （1）按设计题目，采用直齿圆柱齿轮。 （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故采用8级精度。 （3）材料选择。 由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS 大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，二者硬度差40HBS （4）选择小齿轮齿数Z1=24 则大齿轮的齿数Z2=i2 Z1=24&

13、#215;4.097=98.328 取Z2=99 齿数比3.2.2 按齿面接触强度设计设计公式： （1）确定公式内的各计数值。 试选用载荷系数Kt=1.3 小齿轮传递的转速Ti=T1=67.901Nm=67901Nm 查表10-7选取齿宽系数 查表10-6得材料的弹性影响系数 由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限。 计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95 计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%安全系数S=1 (2) 计算 计算小齿轮分度圆直径d1t 带入中较小值。 计算圆周速度v。 计算齿宽b。 计算齿

14、宽与齿高之比。模数： 齿高：h=2.25m=2.25×2.356=5.301mm 计算载荷系数。 根据v=3.468m/s;8级精度、由图10-8中查得动载系数KV=1.18 直齿轮KH=KF=1 由表10-2查得使用系数KA=1 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置 时KH=1.455 由 =10.665，KH=1.455，查表10-13得KF=1.35 故动载系数 按实际的动载系数校正所算得的分度圆值。 计算模数mm3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计。 设计公式： （1）确定公式内各计算数值。 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强

15、度极限 由图10-18取得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.90 计算弯曲疲劳许用应力。 去弯曲疲劳安全系数S=1.4则： 计算动载荷系数K K=KA KV KF KF=1×1.18×1×1.35=1.593 查取齿形系数 由表10-5查得：YFa1=2.65;YFa2=2.18 查取应力校正系数 由表10-5查得：YSa1=1.58;YSa2=1.79 计算大小齿轮的，并加以比较。 小齿轮 大齿轮 故大齿轮的数值较大 （2）设计计算 比较计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳

16、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）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.814并就近圆整为标准值m=2.5，按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.030mm，算出小齿轮的齿数 则大齿轮齿数：Z2=4.097×25=102.4 取Z2=103 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.2.4 几何尺寸的计算。 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮B1=70mm 取大齿轮B2=62.5mm3.2.5 修正计算结果。 （1）Z1=25

17、,Z2=103 查表10-5修正：YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.18 YSa2=1.79 (2) (3)齿高h=2.25m=2.25×2.5=5.625mm, 查表10-14修正KH=1.458 由=11.11，KF=1.458查图10-13修正KF=1.35 (4)齿面接触疲劳强度计算载荷系数。 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数。 (5)显现还是大齿轮数值较大 （6） （7） 实际d1=62.5mm,m=2.5均大于计算要求，故该齿轮强度足够3.2.6 高速级齿轮的参数 如下表：3-2表3-2名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角齿数Z1Z225103传动比i

18、24.097分度圆直径d1d262.5257.5齿顶圆直径da1=d1+2h*amda2=d2+2h*am67.5251.25齿根圆直径df1=d1-2(h*a+C*)mdf2=d2-2(h*a+C*)m56.25251.25中心距160齿宽B1=b+7.5B2=b7062.53.2.7 高速大齿轮结构参数 如下表3-3表3-3计算公式计算过程计算结果/mmd1=1.6d1.6×45=72722.5×2.5=6.25取9D1=df-251.25-9=242.25242.25D0=0.55(D1+d1)0.55×(242.25+72)=172.837173d0=0.

19、25(D1-d1)0.25×(242.25-72)=42.562542.6r=0.6+0.14m0.6+0.14×2.5=0.950.95C=1.5m+0.1b1.5×2.5+0.1×62.5=10取20图3-13.3 低速级齿轮传动设计3.3.1 选定低速级齿轮类型，精度等级，材料及齿数。 （1）任然选择直齿圆柱齿轮。 （2）运输机为一般机器速度不高，故选用8级精度 （3）材料选择，由表10-1选择小齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，大齿轮为45钢，正火处理，硬度为195HBS，二者材料硬度差为45HBS。 （4）选择小齿轮齿数为Z3=

20、22,则大齿轮齿数为 Z4=i3×Z3=22×3.152=69.344取Z4=70。 齿数比3.3.2 按齿面接触疲劳强度设计。 设计公式： （1）确定公式内的各计数值。 试选用载荷系数Kt=1.3 小齿轮传递的转速Ti=T2=267.140Nm=267140Nm 查表10-7选取齿宽系数 查表10-6得材料的弹性影响系数 由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限。 计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90,KHN4=0.95 计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%安全系数S=1 (2)计算 计算小齿轮分度圆

21、直径d3t 取=446.5MPa。 计算圆周速度v。 计算齿宽b。 计算齿宽与齿高之比。 模数： 齿高：h=2.25mt=2.25×4.59=10.328mm 计算载荷系数。 根据v=1.512m/s;8级精度、由图10-8中查得动载系数KV=1.05 直齿轮KH=KF=1 由表10-2查得使用系数KA=1 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置 时KH=1.470 由 =9.78，KH=1.470，查表10-13得KF=1.35 故动载系数 按实际的动载系数校正所算得的分度圆值。 计算模数mm3.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计。 设计公式： （1）确定公式内各计

22、算数值。 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由图10-18取得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.90 计算弯曲疲劳许用应力。 去弯曲疲劳安全系数S=1.4则： 计算动载荷系数K K=KA KV KF KF=1×1.05×1×1.35=1.418 查取齿形系数 由表10-5查得：YFa3=2.72;YFa4=2.24 查取应力校正系数 由表10-5查得：YSa3=1.57;YSa4=1.75 计算大小齿轮的，并加以比较。· 小齿轮 大齿轮 故大齿轮的数值较大 （2）、设计计算 比较计算结果，由齿面接触疲

23、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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数3.085并就近圆整为标准值m=3，按解除疲劳强度算得的分度圆直径d3=101mm，算出小齿轮的齿数 则大齿轮齿数：Z4=3.152×36=113.472 取Z4=114 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.3.4 几何尺寸的计算。 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮B1

24、=115mm 取大齿轮B2=110mm3.3.5 修正计算结果。 （1）Z3=36,Z4=114 查表10-5修正：YFa3=2.44 YSa3=1.654 YFa4=2.2.1688 YSa4=1.8012 (2) (3)齿高h=2.25m=2.25×3=6.75mm, 查表10-14修正KH=1.472 由=16.30，KF=1.472查图10-13修正KF=1.475 (4)齿面接触疲劳强度计算载荷系数。 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数。 (5)显现还是大齿轮数值较大 （6） （7） 实际d3=108mm,m=3均大于计算要求，故该齿轮强度足够3.3.6 低速级齿轮的参数 如下表

25、：3-4表3-4名称计算公式结果/mm模数m3压力角齿数Z3Z436114传动比i33.152分度圆直径d3d4108342齿顶圆直径da3=d3+2h*amda4=d4+2h*am114348齿根圆直径df3=d3-2(h*a+C*)mdf4=d4-2(h*a+C*)m100.5334.5中心距225齿宽B1=b+7B2=b+21151103.3.7 低速大齿轮结构参数 如下表3-5表3-5计算公式计算过程计算结果/mmd1=1.6d1.6×80=1281282.5×3=7.5取10D1=df-334.5-10=324.5324.5D0=0.55(D1+d1)0.55&#

26、215;(324.5+128)=248.875取250d0=0.25(D1-d1)0.25×(324.5-128)=49.125取49r=0.6+0.14m0.6+0.14×3=1.02取1C=1.5m+0.1b1.5×3+0.1×108=15.3取20图3-2第四章 轴的设计4.1 轴的材料选择和最小直径估算。 根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径 公式, A0的值由表15-3确定为：高速轴A01=126 中间轴A02=120,低速轴A03=1124.1.1 高速轴： 因为高速轴最小直径处装大带轮，设一个键槽。 因此：4.1.2

27、中间轴：4.1.3 低速轴： 因为安装联轴器设置一个键槽， 因此：4.2 轴的结构设计4.2.1 高速轴 高速轴的直径确定。 d11最小直径处安装大带轮的外伸轴段，因此d11=dmin1=26mm。 d12密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度， h=(0.0701)d11以及密封圈的标注，去d12=30mm。 d13滚动轴承段，d13=35mm； 滚动轴承选取6306：d×D×B=30×72×19。 d14过渡段，由于各级齿轮传动的线速度均为超过脂润滑极限速度 故考虑采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位取d14=40mm。 齿轮轴段，由于齿轮较小，

28、所以采用齿轮轴结构 d15滚动轴承段，d15=d13=35mm。 高速轴各段长度的确定。 l11由于大带轮的毂孔宽度B=80mm，确定l11=80mm。 l12由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定l12=50mm。 l13由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定l13=35mm。 l14由装配关系，箱体结构确定l14=130mm。 l15由高速齿轮宽度B=70确定l15=70mm。 l16滚动轴承段，由装配关系和箱体结构确定l16=35mm。4.2.2 中间轴 中间轴各轴段的直径确定 d21最小直径处滚动轴承段因此d21=dmin2=55mm。滚动轴承选取 6307： d×D×B=3

29、5×80×21 d22低速齿轮轴段取d22=45mm。 d23轴环，根据吃了的轴向定位要求取d23=55mm。 d24高速齿轮段d24=d22=45mm。 d25滚动轴承段d25=d21=37mm。 中间轴各轴段的长度确定 l21由滚动轴承，挡油盘及装配关系，取l21=40mm。 l22由低速级小齿轮宽度B=115取l22=120.75mm。 l23轴环l23=10mm。 l24由于高速齿轮大齿轮齿宽B=62.5取l24=64.25mm。 l25=l21=40mm。4.2.3 低速轴 低速轴各轴段的直径确定 d31滚动轴承段，d31=70mm。 d32低速大齿轮轴段，取d3

30、2=80mm。 d33轴环，根据齿轮的轴向定位要求，取d33=95mm。 d34过渡段，考虑挡油盘的轴向定位取d34=90mm。 d35滚动轴承段，d35=d31=70mm。 d36密封轴段，根据联轴器的定位要求以及封面圈的标准，取d36=60mm。 d37最小直径安装联轴器的外伸轴段d37=55mm。 低速轴各轴段的长度确定 l31由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等，取l31=56.5mm。 l32由低速级大齿轮轮宽B=110mm取l32=115.75mm。 l33轴环，l33=10mm。 l34由装配关系和箱体结构取l34=60mm。 l35滚动轴承，挡油盘以及装配关系，l35=60.75m

31、m。 l36由箱体结构，轴承盖装配关系取l36=45mm。 l37根据联轴器的选择取l37=84mm。4.2.4 细部机构设计 查机械设计课程设计手册表4-1(GB 1095-79)得： 高速级大带轮处键 b×h×L=8×7×50 (t=4.0,r=0.2) 高速级大齿轮处键 b×h×L=14×9×40 (t=5.5,r=0.3) 低速级小齿轮处键 b×h×L=14×9×100 (t=5.5,r=0.3) 低速级大齿轮处键 b×h×L=22×14

32、×90 (t=9.0,r=0.5) 均采用A型键。 根据各轴的实际安装情况选取滚动轴承如下： 高速轴：滚动轴承选取6306：d×D×B=30×72×19 中间轴：滚动轴承选取6307：d×D×B=35×80×21 低速轴：滚动轴承选取6313：d×D×B=65×140×33 均采用过度配合。 低速轴外伸轴段的联轴器选择： 选择GICL3联轴器课程设计手册表8-3 A型键 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3

33、)第五章 轴的校核 （根据老师的具体要求，在此仅需校核中间轴。） 中间轴的校核。5.1 中间轴上作用力的计算 因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力Fa=0 中间轴的力学模型如下图：5-1图5-1 高速级大齿轮： 低速级小齿轮：5.2 支反力的计算 由上面力学模型图5-1知 L1=89.875 L2=102.5 L3=61.625 总长L=254mm5.2.1 垂直面受力方向向下5.2.2 水平支反力5.2.3 垂直平面内转矩5.2.4 计算、绘制水平面弯矩图： 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： 求危险截面当量弯矩： 最危险截面当量弯矩为：（取折合系数） 计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择调

34、质，查机械设计课本表6-4，得， 许用弯曲应力，则： 因为d21=37mm>d，所以该轴是安全的。 弯矩及轴的受力分析图如下：图5-2第六章 键的选择和校核根据上面细部机构设计 查机械设计课程设计手册表4-1 (GB 1096-79)得： 高速级大带轮处键 b×h×L=8×7×50 (t=4.0,r=0.2) 高速级大齿轮处键 b×h×L=14×9×40 (t=5.5,r=0.3) 低速级小齿轮处键 b×h×L=14×9×100 (t=5.5,r=0.3) 低速级大齿轮

35、处键 b×h×L=22×14×90 (t=9.0,r=0.5) 低速轴外伸轴段 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3) 均采用A型键。6.1 高速轴大带轮处键的校核。 键的工作长度l=L-b=50-8=42mm 键的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm 传递的转矩T=T1=67.901 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故高速轴上的键强度足够。6.2 中间轴键的校核。 6.2.1 高速级大齿轮处键 键的工作长度l=L-b=40-14=26mm 键的接触高度k=0

36、.5h=0.5×9=4.5mm 传递的转矩T=T2=267.140 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故高速级大齿轮处键强度足够。6.2.2 低速级小齿轮处键 键的工作长度l=L-b=100-14=86mm 键的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm 传递的转矩T=T2=267.140 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级小齿轮处键强度足够。6.3 低速轴键校核6.3.1 低速级大齿轮处键 键的工作长度l=L-b=90-22=68mm 键的接触高度k=0.5h=0.5×14=7mm 传递的转矩T=T3=808.494 按

37、查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级大齿轮处键强度足够。6.3.2 低速轴联轴器处键 b×h×L=16×10×125 (t=6.0,r=0.3) 键的工作长度l=L-b=125-16=109mm 键的接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm 传递的转矩T=T3=808.494 按查表6-2查得键的静连接时需要的许用应力 则： 故低速级联轴器处键强度足够。第七章 滚动轴承的选择和校核根据上面细部结构设计 根据各轴的实际安装情况选取滚动轴承（GB/T 276-94）如下： 高速轴：滚动轴承选取 6306：d×D

38、15;B=30×72×19 Cr=27.0kN C0r=15.2kN 中间轴：滚动轴承选取 6307：d×D×B=35×80×21 Cr=33.2kN C0r=19.2kN 低速轴：滚动轴承选取 6313：d×D×B=65×140×33 Cr=93.8kN C0r=60.5kN 均采用过度配合。7.1 高速轴的轴承校核 7.1.1 轴承受力图如图7-1 经过计算得： F1=557.34N F2=1754.94N图7-17.1.2 计算当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由表13-6查得载

39、荷 系数7.1.3 验算轴承的寿命 因为P2>P1 所以，只需验算轴承2，根据四年一大修的要求，故决定 轴承预期寿命为4年。 查表13-4 取温度系数，由机械设计319页查得 故此轴承寿命复合设计要求。7.2 中间轴的轴承校核 7.2.1 轴承受力图 如图：7-2 经过计算得： F3=1572.46NF4=4141.35N 图7-27.2.2 计算当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由表13-6查得载荷 系数7.2.3 验算轴承的寿命 因为P4>P3 所以，只需验算轴承4，根据四年一大修的要求，故决定轴承预期寿命为4年。 查表13-4 取温度系数，由机械设计319页查得 故此轴承寿命复合设计要求。7.3 低速轴的轴承校核 7.3.1 轴承受力图如图7-3图7-3经过计算得： F5=3356.14NF6=1908.39N7.3.2 计算当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由表13-6查得载荷 系数7.3.3 验算轴承的寿命 因为P5>P6 所以，只需验算轴承5，由于此轴承为低速级轴承，故可将寿命设计为整体寿命8年。 查表13-4 取温度系数，由机械设计319页查得 故此轴承寿命复合设计要求。第八章 联轴器的选择与校核8.1 联轴器的选择 减速器低速轴与工作机轴联接用的联