機械設計課程設計說明書(2).doc

38機械設計課程設計設計題目：帶式輸送機傳送裝置減速器姓名：吳燦陽學號：200610824125專業(yè)：機械設計及自動化院系：機電工程學院指導老師：張日紅目錄一、設計題目21、設計帶式輸送機傳動裝置22、設計數(shù)據(jù)23、工作條件24、機器結構如圖25、原始數(shù)據(jù)2二、總體設計3（一）、電動機的選擇3（二）、傳動比分配4（三）、傳動裝置的運動和動力參數(shù)4三、傳動零件的計算5（一）v帶的設計與計算5（二）、高速級齒輪傳動設計6（三）、低速級齒輪傳動的設計12四、軸的設計17（一）、軸的材料選擇和最小直徑估計17（二）、減速器的裝配草圖設計18（三）、軸的結構設計19五、軸的校核21（一）、高速軸的校核21（二）、中間軸的校核25（三）、低速軸的校核29六、鍵的選擇和校核32（一）、高速軸上鍵的選擇和校核32（二）、中間軸上的鍵選擇和校核33（三）、低速軸的鍵選擇和校核33七、滾動軸承的選擇和校核33（一）、高速軸軸承的選擇和校核33（二）、中間軸軸承的選擇和校核34（一）、低速軸軸承的選擇和校核35八、聯(lián)軸器的選擇35九、箱體的設計36十、潤滑、密封的設計37十一、參考文獻37十二、總結。37一、設計題目 1、設計帶式輸送機傳動裝置（展開式二級直齒、斜齒圓柱齒輪減速器；單號設計直齒，雙號設計斜齒） 2、設計數(shù)據(jù)：如下表f-1 3、工作條件 輸送帶速度允許誤差為上5；輸送機效率w096；工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)；工作年限：10年；工作環(huán)境：室內，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓380v；檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造條件及生產批量：一般機械廠制造，中批量生產。設計任務量：減速器裝配圖1張(a0或a1)；零件工作圖13張；設計說明書1份。4、機器結構如圖5、原始數(shù)據(jù) 根據(jù)以上要求，本人的原始數(shù)據(jù)如下： 1) 輸送帶拉力：f=7000n 2）輸送帶速度：v=0.8m/s 3）傳動滾筒直徑：d=400 4）機械效率：=0.96 5)工作年限：10年（每年按300天計算）；2班制。二、總體設計 （一）、電動機的選擇 （1）、根據(jù)動力源和工作條件，選用y型三相異步電動機。 （2）、工作所需的功率： （3）、通過查（機械設計課程設計）表2-2確定各級傳動的機械效率：v帶 =0.95；齒輪 =0.97；軸承 =0.99；聯(lián)軸器 =0.99?？傂孰妱訖C所需的功率為：由表（機械設計課程設計）16-1選取電動機的額度功功率為7.5kw。（4）、電動機的轉速選1000r/min 和1500r/min兩種作比較。 工作機的轉速 d為傳動滾筒直徑。 總傳動比 其中為電動機的滿載轉速?，F(xiàn)將兩種電動機的有關數(shù)據(jù)進行比較如下表f-2 表f-2 兩種電動機的數(shù)據(jù)比較方案電動機型號額定功率/kw同步轉速/（）滿載轉速/傳動比y160m-67.5100097025.382y132-27.51500140037.680 由上表可知方案的總傳動比過小，為了能合理分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案。（5）、電動機型號的確定 根據(jù)電動機功率同轉速，選定電動機型號為y132-2。查表（機械設計課程設計）16-2得電動機中心高h=132 外伸軸直徑d=38 外伸軸長度e=80。如圖：（二）、傳動比分配根據(jù)上面選擇的電動機型號可知道現(xiàn)在的總傳動比i總=37.68 選擇v帶的傳動比；減速器的傳動比。高速級齒輪轉動比， 低速級齒輪傳動比。（三）、傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸的轉速計算2、各軸輸出功率計算3、各軸輸入轉矩計算各軸的運動和動力參數(shù)如下表f-3：表f-3軸號轉速功率轉矩傳動比014007.00246.442.525766.652109.844.4263130.46.388468.773.405438.226.1341532.691538.226.0121502.21三、傳動零件的計算（一）v帶的設計與計算1、確定計算功率pca 查表（沒有說明查那本書表格的，所有要查表均代表教材的表）8-7 取工作情況系數(shù)ka=1.1 則：2、選擇v帶的帶型 由pca=7.702 nd=1400r/min選用a型v帶。3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v1）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2）驗算帶速v，按式驗算速度因為，故帶速適合。3）計算大帶輪的直徑 取4、確定v帶的中心距a和基準長度ld1）由公式 初定中心距a0=4502）計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度ld-1600mm3）計算實際中心距a5、計算小帶輪的包角6、計算帶根數(shù)z1）由=125mm和，查表8-4a得根據(jù)，和a型帶，查表8-4b得查表8-5得，查表8-2得2）計算v帶的根數(shù)z 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=0.1/m 8、計算壓軸力fp壓軸力的最小值：9、帶輪設計由表8-10查得 f=9 可算出帶輪輪緣寬度：v帶傳動的主要參數(shù)如下表f-4表f-4名稱結果名稱結果名稱結果帶型a傳動比2.5根數(shù)4帶輪基準直徑基準長度1600mm預緊力181.41n中心距443mm壓軸力1440n（二）、高速級齒輪傳動設計1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）按設計任務要求，學號為單的選直齒圓柱齒輪。2）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度足夠。3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪的材料為40cr，調質處理，硬度為280hbs，大齒輪為45鋼，調質處理，硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4）選小齒輪齒數(shù)為z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=244.426=106.224，取z2=107.齒數(shù)比2、按齒面接觸強度設計設計公式（1）、確定公式內的各計數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kt=1.32）小齒輪傳遞的轉矩t=t1=109.84nm=109840nmm3）查表10-7選取齒寬系數(shù)4)查表10-6得材料的彈性影響系數(shù)5）由教材圖10-21按齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限6）計算應力循環(huán)齒數(shù) 7）由圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù)8）計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數(shù)s=1，（2）、計算1）試計算小齒輪分度圓直徑，?。ㄈ∽钚≈担?）計算圓周速度3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.97m/s ，8級精度，由教材圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.06因為是直齒齒輪，所以，由表10-2查得使用系數(shù)ka=1；由表10-4用插入法查得8級精度小齒輪支承非對稱時；由，查圖10-13得，故動載系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計設計公式(1)、確定公式內的計算值1）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）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù).3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞強度安全系數(shù)s=1.4 則： 4)計算載荷系數(shù)k5)查取齒型系數(shù)由表10-5查得6）查去應力校正系數(shù)7）計算大、小齒輪的并作比較（2）、設計計算按齒根彎曲疲勞強度計算出的模數(shù)為(取最小):比較計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.05并就接近圓整為標準值m=2.5，按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)： 取大齒輪齒數(shù) 取4、幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪 大齒輪5、修正計算結果1） 查表8-5修正：2）3）齒高h-=2.25m=2.252.5=5.625 ；查表10-4 修正 由，查圖10-13修正4）齒面接觸疲勞強度計算載荷系數(shù)齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數(shù)5）6） 然而是大齒輪的大7）實際 均大與計算的要求值，故齒輪強度足夠。高速級齒輪的參數(shù)如下表f-5表f-5名稱計算公式結果/mm模數(shù)m2.5壓力角齒數(shù)28124傳動比i4.426分度圓直徑70310齒頂圓直徑75315齒根圓直徑63.75303.75中心距190齒寬75706、齒輪結構設計高速大齒輪結構參數(shù)如下表f-6：表f-6名稱結構尺寸經驗計算公式結果/mm轂孔直徑d55輪轂直徑d388輪轂寬度l取76腹板最大直徑d0取270板孔分布圓直徑d1179板孔直徑d2取40腹板厚度c20根據(jù)參數(shù)設計的結構圖f-1：圖f-1（三）、低速級齒輪傳動的設計1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）仍然是選直齒圓柱齒輪。2）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度足夠。3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪的材料為45鋼，調質處理，硬度為235hbs，大齒輪為45鋼，正火處理，硬度為190hbs，二者材料硬度差為45hbs。4）選小齒輪齒數(shù)為z3=22，則大齒輪齒數(shù)z4=i3z3=223.82=84.04，取z4=84.齒數(shù)比2、按齒面接觸強度設計設計公式（1）、確定公式內的各計數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kt=1.32）小齒輪傳遞的轉矩t=t2=468nm=46877nmm3）查表10-7選取齒寬系數(shù)4)查表10-6得材料的彈性影響系數(shù)5）由教材圖10-21按齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限6）計算應力循環(huán)齒數(shù) 7）由圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù)8）計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數(shù)s=1，（2）、計算1）試計算小齒輪分度圓直徑，取。2）計算圓周速度3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.826m/s ，8級精度，由教材圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.05因為是直齒齒輪，所以，由表10-2查得使用系數(shù)ka=1；由表10-4用插入法查得7級精度小齒輪支承非對稱時；由，查圖10-13得，故動載系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7）計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計設計公式(1)、確定公式內的計算值1）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）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù).3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞強度安全系數(shù)s=1.4 則： 4)計算載荷系數(shù)k5)查取齒型系數(shù)由表10-5查得6）查去應力校正系數(shù)7）計算大、小齒輪的并作比較（2）、設計計算按齒根彎曲疲勞強度計算出的模數(shù)為(取最大):比較計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.58并就接近圓整為標準值m=4，按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)： 取大齒輪齒數(shù) 取4、幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪 大齒輪5、修正計算結果1） 查表8-5修正：2）3）齒高h-=2.25m=2.254=9 ；查表10-4 修正 由，查圖10-13修正4）齒面接觸疲勞強度計算載荷系數(shù)齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數(shù)5）6） 然而是大齒輪的大7）實際 均大與計算的要求值，故齒輪強度足夠。低速級齒輪的參數(shù)表如下表f-7表f-7名稱計算公式結果/mm模數(shù)m4壓力角齒數(shù)32109傳動比i3.405分度圓直徑128436齒頂圓直徑136444齒根圓直徑118426中心距282齒寬135130四、軸的設計（一）、軸的材料選擇和最小直徑估計 根據(jù)工作條件，初定軸的材料為45鋼，調質處理。軸的最小直徑計算公式 ao的值由表15-3確定為：高速軸， 中間軸 ，低速軸。1、 高速軸 因為高速軸最小直徑處裝大帶輪，設一個鍵槽，因此 取2、 中間軸 根據(jù)后面軸承的選擇，取3、 低速軸 安裝聯(lián)軸器設一個鍵槽， 再根據(jù)后面密封圈的尺寸，?。ǘ?、減速器的裝配草圖設計圖f-2減速器草圖設計如上圖f-2（三）、軸的結構設計1、高速軸1）高速軸的直徑的確定：最小直徑處 安裝大帶輪的外伸軸段，因此（26）：密封處軸段 根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，定位高度 以及密封圈的標注，?。?0）：滾動軸承軸段 （35） 滾動軸承選取6307 ：ddb=35mm72mm17mm:過渡段 由于各級齒輪傳動的線速度為2m/s左右，滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取(45)齒輪軸段：由于齒輪直徑較小，所以采用齒輪軸結構。：滾動軸承段，(35)2）高速軸各段長度的確定：由于大帶輪的轂孔寬度b=63mm，確定：由箱體結構，軸承端蓋、裝配關系等確定：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定 (35)：由裝配關系、箱體結構確定(100)：由高速齒輪寬度b=55 確定(55)：滾動軸承軸段，由裝配關系，和箱體結構確定(33)2、中間軸1）中間軸各軸段的直徑確定：最小直徑處 滾動軸承軸段，因此(40).滾動軸承選取6308 ddb=40mm90mm23mm。：低速齒輪軸段 取(42)： 軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 取(50) :高速帶齒輪軸段 (42)：滾動軸承段，(40)2）中間軸各軸段長度的確定：由滾動軸承，擋油盤及裝配關系 取(35)：由低速小齒輪輪寬b=95 取(93)：軸環(huán)，(20)：由高速齒輪大齒輪輪寬b=52取(50)： (35)3）細部機構設計查（機械設計課程設計）表10-1得高速級大齒輪處鍵bhl=12845（t=6.0，r=0.3）；低速級小齒輪鍵bhl=12888（t=6.0，r=0.3）；齒輪輪轂與軸的配合公差選；(42)滾動軸承與軸的配合采用過度配合，此軸段的直徑公差選為，(40)各倒角為c2.中間軸的設計如下圖f-3：圖f-34、 低速軸1) 低速軸各軸段的直徑確定： 滾動軸承軸段，因此.(70)滾動軸承選取6214 ddb=70mm125mm24mm。：低速大齒輪軸段 取(80)：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 取(95) : 過度段取，考慮擋油盤的軸向定位： (90)：滾動軸承段，(70)：封密軸段處，根據(jù)聯(lián)軸器的定位要求以及封面圈的的標注，取(60)：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段(58) 2）低速軸各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系等確定取(37)：由低速大齒輪輪寬b=130mm 取(89)：軸環(huán)，(10)：由由裝配關系和箱體結構取(47)：滾動軸承、擋油盤以及裝配關系 ,l36=40：由聯(lián)軸器的孔轂l=142 取五、軸的校核c121469（一）、高速軸的校核1、高速軸上作用力的計算因為采用的是直齒圓柱齒輪，所以軸向力如下圖f-4，高速軸的力學模型：齒輪1 圖f-4f-52、支反力的計算由上面數(shù)學模型圖知 總長l=283mm1)垂直面受力如右圖f-5：對于點得： 方向向下。對于點得： 方向向下。由上軸的合力 ，校核 計算無誤圖f-62）水平支反力水平面受力如右圖f-6對于點 對于點得：由上軸的合力 ，校核： 計算無誤。圖f-7m60176.83）a1 點總支反力 b1 點總支反力 3、繪轉矩、彎矩圖1）垂直平面內的轉矩圖如右圖f-7：c1點 m165315圖f-82）水平面彎矩圖如右圖f-8：c1點 175926.96圖f-9m3)合成彎矩圖如右圖f-9：c1點 4、轉矩圖圖f-10m109840高速軸的轉矩圖如右圖f-10t=5、彎矩強度校核由上面可知c1處截面的轉矩最大，是危險截面，但由于軸和齒輪是采用軸結構，d 和d14=50根相差太大，危險截面可能會出現(xiàn)在d1處，如圖f-11：據(jù)選定的軸材料45鋼，調質處理，由表15-1查得當危險截面是c1處時：齒根圓圖f-12 可見是安全的。當危險截面是d1處時：垂直平面的彎矩 水平面的彎矩 合成力矩 于是： 也安全。6、安全系數(shù)法疲勞強度校核1）由上面可知，所以d1處是危險截面2）根據(jù)選定軸45鋼，調質處理，查表15-1確定材料性能：3）抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 彎曲應力: 扭轉應力: 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.12 =1.70 由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù) 故有效應力集中系數(shù)：由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-4得的扭轉系數(shù)軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質量系數(shù)軸未經表面強化處理，即 則可得綜合系數(shù)：取鋼的特性系數(shù)：則安全系數(shù)如下：s =1.4故 設計的軸安全。（二）、中間軸的校核102.5112.567c2d2圖f-131、中間軸上作用力的計算因為采用的是直齒圓柱齒輪，所以軸向力如下圖，中間軸的力學模型如圖f-13齒輪2 齒輪3 2、支反力的計算由上面數(shù)學模型圖知 總長l=285mm1)垂直面受力如圖f-14：對于點得： 圖f-14 方向向下對于點得： 方向向下。由上軸的合力 ，校核圖f-15 計算無誤2）水平支反力如圖f-15對于點 =5491.39n對于點得：由上軸的合力 ，校核： 計算無誤。3）a2 點總支反力 b2 點總支反力 3、繪轉矩、彎矩圖m6538-146796.4圖f-161）垂直平面內的轉矩圖如右圖f-16：c2點 m562867.48352627.8圖f-17d2點 2）水平面彎矩圖如右圖f-17：c2點 d2點 3)合成彎矩圖如右圖f-18：m581694.9352688.40圖f-18c2點 d2點 m468770圖f-194、轉矩圖中間軸的轉矩圖如右圖f-195、彎矩強度校核由上面可知c2處截面的轉矩最大，是危險截面。根據(jù)選定的軸材料45鋼，調質處理，由表15-1查得 故安全。6、安全系數(shù)法疲勞強度校核1）由上面可知c2處是危險截面2）根據(jù)選定軸45鋼，調質處理，查表15-1確定材料性能：3）抗彎截面系數(shù)：c截面有一個鍵槽 bh=1610 t=6 抗扭截面系數(shù)：彎曲應力扭轉應力 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.10 =1.68 由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù) 故有效應力集中系數(shù)：由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-4得的扭轉系數(shù)軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質量系數(shù)軸未經表面強化處理，即 則可得綜合系數(shù)：取鋼的特性系數(shù)：則安全系數(shù)如下：s=1.4 故 設計的軸安全。c321469f-20（三）、低速軸的校核1、低速軸上作用力的計算因為采用的是直齒圓柱齒輪，所以軸向力如圖f-20，低速軸的力學模型：齒輪1 f-212、支反力的計算由上面數(shù)學模型圖知 總長l=283mm1)垂直面受力如右圖f-21：對于點得： 方向向下。對于點得： 方向向下。由上軸的合力 ，校核 計算無誤。2）水平支反力如圖f-22對于點f-22 對于點得：由上軸的合力 ，校核： 計算無誤。3）a3 點總支反力 圖f-23m-177997.04 b3 點總支反力 3、繪轉矩、彎矩圖1）垂直平面內的轉矩圖如右圖f-23：c3點 圖f-24m489043.362）水平面彎矩圖如右圖f-24：c3點 圖f-25520429m3)合成彎矩圖如右圖f-25：m1532690圖f-26c1點 +4、轉矩圖高速軸的轉矩圖如右圖f-26t=5、彎矩強度校核由上面可知c1處截面的轉矩最大，是危險截面。據(jù)選定的軸材料45鋼，調質處理，由表15-1查得 故是安全的。6、安全系數(shù)法疲勞強度校核1）由上面可知，所以c3處是危險截面2）根據(jù)選定軸45鋼，調質處理，查表15-1確定材料性能：3）c3處設一鍵槽 bh=2514 t=9抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)： 彎曲應力: 扭轉應力: 4)影響系數(shù) 截面上由于軸肩引起的理論應力集中系數(shù)和按表3-2查取。由 取=2.01 =1.45由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)故有效應力集中系數(shù)：由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-4得的扭轉系數(shù)軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質量系數(shù)軸未經表面強化處理，即 則可得綜合系數(shù)：取鋼的特性系數(shù)：則安全系數(shù)如下：s =1.4故 設計的軸安全。六、鍵的選擇和校核（一）、高速軸上鍵的選擇和校核 高速軸上只有安裝大帶輪的鍵。根據(jù)安裝大帶輪處直徑d=31，查（機械設計課程設計）表10-1選擇普通平鍵。因為帶輪的輪轂寬b=63mm，所以選擇的鍵尺寸：bhl=10856 （t=5.0r=0.25）。標記：鍵10856 gb/t1096-2003。鍵的工作長度l=l-b=56-10=46mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm，傳遞的轉矩。按表6-2差得鍵的靜連接時需用應力 則故高速軸上的鍵強度足夠。（二）、中間軸上的鍵選擇和校核 中間軸上的鍵是用來安裝齒輪的，因此選用圓頭普通平鍵。因為高速軸上大齒輪的輪寬b=70mm ，軸段直徑d=55mm，所以選用bhl=161063（t=6.0，r=0.3），標記：鍵161063gb/t1096-2003 。高速軸上大齒輪的輪寬b=135 ，軸段直徑d=55，所以選用bhl=1610125（t=6.0，r=0.3），標記：鍵1610125 gb/t1096-2003 。由于兩個鍵傳遞的轉矩都相同，所以只要校核短的鍵。短鍵的工作長度l=l-b=63-16=47mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm，傳遞的轉矩 則故軸上的鍵強度足夠。（三）、低速軸的鍵選擇和校核低速上有兩個鍵，一個是用來安裝低速級大齒輪，另一個是用來安裝聯(lián)軸器。齒輪選用圓頭普通平鍵，齒輪的軸段的直徑d=95mm，輪寬b=130mm 查表（機械設計課程設計）選鍵的參數(shù)：bhl=2514110（t=9.0，r=0.5）標記鍵2514110gb/t1096-2003 。鍵的工作長度 l=l-b=110-25=85mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.514=7mm，傳遞的轉矩 則故安裝齒輪的鍵強度足夠。安裝聯(lián)軸器的鍵用單圓頭普通平鍵。由后面的聯(lián)軸器選擇所選的聯(lián)軸器tl10聯(lián)軸器可知 軸孔長度l1=107 又因為軸直徑d=65mm，所以選鍵bhl=1811125。標記：鍵c1811125 gb/t1096-2003。鍵的工作長度 l=l-b=125-18=107mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.511=5.5mm，傳遞的轉矩 則故選的鍵強度足夠。七、滾動軸承的選擇和校核（一）、高速軸軸承的選擇和校核1、滾動軸承的選擇 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由高速軸的設計，根據(jù)，選軸承型號為6209，其基本參數(shù)：軸承1軸承22、滾動軸承的校核1）軸承受力圖如右圖2）當量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù)3）驗算軸承的壽命 因為，所以，只需驗算軸承3，軸承預期壽命與整機相同，l=1030010=48000h 所以，軸承壽命足夠。（二）、中間軸軸承的選擇和校核 1、滾動軸承的選擇軸承3軸承4 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由中間軸的設計，根據(jù)，選軸承型號為6309，其基本參數(shù)：2、滾動軸承的校核1）軸承受力圖如右圖2）當量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù)3）驗算軸承的壽命 因為，所以，只需驗算軸承3，軸承預期壽命與整機相同，l=1030010=48000h 所以，軸承壽命足夠。（一）、低速軸軸承的選擇和校核1、滾動軸承的選擇 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由低速軸的設計，根據(jù)，選軸承型號為6217，其基本參數(shù)：軸承5軸承62、滾動軸承的校核1）軸承受力圖如右圖2）當量動載荷 根據(jù)工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數(shù)3）驗算軸承的壽命 因為，所以，只需驗算軸承3，軸承預期壽命與整機相同，l=1030010=48000h 所以，軸承壽命足夠。八、聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸（低速軸）選用彈性主銷聯(lián)軸器，考慮到轉矩變化小，取，則按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查（機械設計課程設計）表13-4，選用htl10，公稱轉矩為2000n.mm，孔徑d=65，l=143，需用轉速為1700r/min，故適用。標記 聯(lián)軸器。九、箱體的設計箱體各部分尺寸關系如下表f-8：表f-8名稱符號尺寸關系