展開式二級圓柱齒輪減速器—課程設計論文

1、學號: 102903054111內(nèi)蒙古民族大學機械設計課程設計計算說明書題目： 展開式二級圓柱齒輪減速器 學院： 機械工程學院 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 年級： 10機制1班 姓名： 孫傲 指導教師： 王利華 完成日期： 2013.6. 目錄一、 設計任務書 1二、 傳動方案的擬定 1三、 電動機的選擇 1一、電動機類型的選擇二、電動機功率的選擇三、電動機的轉(zhuǎn)速的選擇四、電動機型號的確定四、 主要參數(shù)的計算 2一、確定總傳動比和各級傳動比的分配二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算五、 減速器傳動零件設計計算 4（一）、 高速級（級）齒輪（二）、低速級（級）齒輪六、 軸、鍵及軸承的設計計算 1

2、3一、 高速軸（i軸）及軸上鍵、軸承的設計二、 中間軸（ii軸）及軸上鍵、軸承的設計三、 低速軸（iii軸）及軸上鍵、軸承的設計七、 潤滑與密封的設計 31八、 箱體的設計 32一、 潤滑方式、潤滑油的選擇二、 密封方式的選擇參考文獻 34一、 設計任務書一、設計題目： 展開式二級圓柱齒輪減速器（用于帶式輸送機傳動裝置中）二、 原始數(shù)據(jù)：輸送帶的工作拉力：。輸送帶的速度：v = 0.75m/s。卷筒的直徑：d = 310mm。三、工作條件：兩班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)；允許輸送帶速度誤差為；生產(chǎn)條件是中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級精度齒輪及蝸輪；動力來源是

3、三相交流電（220v380v）。四、設計工作量： 1、繪制減速器裝配圖1張(a0或a1)。 2、繪制減速器零件圖12張。 3、編寫設計說明書1份。五、設計要求： 1、各設計階段完成后方可進行下一階段的設計。 2、在指定的教室內(nèi)進行設計。二、傳動方案的擬定為確定傳動方案，根據(jù)已知條件計算的工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為：三、電動機的選擇一、電動機類型的選擇因其動力源為三相交流電（220v/380v），單向運轉(zhuǎn)，由此選用y系列三相異步電機。二、電動機功率的選擇工作機所需的有效功率為:pw=fv/1000=40000.75/1000kw=3kw為計算電動機所需的功率，先要確定從電動機到工作機之間的總效率，設、分

4、別為：彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、卷筒的效率。查表2-2得：=0.99，=0.97，=0.99，=0.96。則傳動裝置的總效率為:=0.990.970.990.96=0.859電動機所需功率為：pd=pw/=3/0.859 kw= 3.49 kw電動機的額定功率應大于電動機的所需功率， 。查表16-1選用的電動機的額定功率為4kw。三、電動機的轉(zhuǎn)速的選擇選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min兩種。四、電動機型號的確定根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速，由表16-1知電動機的型號為：y132m1與y112-m。由于y132m1的轉(zhuǎn)速較低，價格低，外部尺寸小，

5、并且總傳比也不是很大，故采用該類型的電動機，該電動機的參數(shù)數(shù)據(jù)如下表：表1電動機型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)y132m141000960該電動機中心高h=132mm，軸外伸周徑38mm，軸外伸長度80 mm。四、齒輪主要參數(shù)的計算一、確定總傳動比和各級傳動比的分配： 傳動裝置的總傳動比：=（1.11.5），=,取=（其中、分別為高速級和低速級的傳動比）。高速級齒輪傳動比為=5.923，低速級齒輪傳動比為=3.504。二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：1、各軸轉(zhuǎn)速計算：2、各軸的輸入功率計算：3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算：將上述結(jié)果列于下表（表1），便于查用表1 各軸

6、運動和動力參數(shù)匯總表軸號轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率（kw）轉(zhuǎn)矩（）傳動比電動機軸9603.4934.7111軸9603，4634.4212軸162.083.32195.625.9233軸46.263.19658.553.504工作機軸46.263.03625.521五、減速器傳動零件設計一、減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算（一）、高速級（級）齒輪1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)。（1）由于斜齒傳動平穩(wěn)，沖擊震動噪聲小，故選用斜齒圓柱齒輪。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb10095-88）。（3）材料的選擇：查表10-1選小齒輪材料為45cr（調(diào)質(zhì)），硬度為2

7、40hbs，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為190hbs。（4）初選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)，取。（5）選取螺旋角：初選螺旋角。2、按齒面接觸強度設計 按計算式計算：（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 試選取。 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。 查表2知小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由表10-7選取齒寬系數(shù)。 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 由圖10-26查得，。則 由圖10-21d按齒面硬度查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 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)， 計算接觸疲勞許用應力。取失效率為1，安全系數(shù)。由式10-12得：則許用接觸應力為：（2）

8、 計算 試計算小齒輪分度圓半徑，由計算式得： 計算圓周速度: 計算齒寬及模數(shù)。 計算縱向重合度: 計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)。查表10-2查得使用系數(shù)。由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4的差值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時。由， 查圖10-13得。故載荷系數(shù)： 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。由式10-10a 計算模數(shù)。3、按齒根彎曲強度設計。 由式10-17得彎曲強度設計式：（1） 確定計算參數(shù)。 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取彎曲疲勞壽命系數(shù)；。 計算彎曲疲勞許用應力。

9、取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-12得： 計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。 計算當量齒數(shù)。 查取齒形系數(shù)。查表10-5的；。 查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得；。 計算大小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。（2） 設計計算 對此計算結(jié)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)，由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲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有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)。為同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有：取，則，取。4、幾何尺寸計算。 計算中心距：將

10、中心距圓整為142mm。 按圓整后的中心距修正螺旋角：因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。3 計算大小齒輪的分度圓直徑。4 計算齒輪寬度。 圓整后?。? 結(jié)構(gòu)設計。 小齒輪用實心式，大齒輪因圓齒頂圓直徑大于而又小于，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。（二）、低速級（級）齒輪設計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)。（1）按圖示方案第級傳動仍選用斜齒圓柱齒輪。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb10095-88）。（3）材料的選擇：在同一減速器各級小齒輪（或大齒輪）的材料在沒有特殊情況，應選用相同牌號。以減少材料品種和工藝要求。故查表殼選擇小齒輪材料為45cr（調(diào)質(zhì)），硬度為240

11、hbs，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為190hbs。（4）選小齒輪的齒數(shù)z1=24，大齒輪的齒數(shù)，取。2、按齒面接觸強度設計 按計算式計算：1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。試選取。查表2知小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10-7選取齒寬系數(shù)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查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。由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。計算接觸疲勞許用應力。取失效率為1，安全系數(shù)。由式10-12得：2 計算 試計算小齒輪分度圓半徑，由計算式得： 計算圓周速度 計算齒寬及模數(shù)。計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由

12、圖10-8查得動載荷系數(shù)。查表10-2查得使用系數(shù)。由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4的差值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時。由， 查圖10-13得。故載荷系數(shù) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。由式10-10a 計算模數(shù)。3、按齒根彎曲強度設計。 由式10-17得彎曲強度設計式：（3） 確定計算參數(shù)。 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取彎曲疲勞壽命系數(shù)；。 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-12得： 計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 計算當量齒數(shù)。 查取齒形系數(shù)

13、。查表10-5的；。 查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得；。 計算大小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。（4） 設計計算 對此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)（2.97）大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取可滿足彎曲強度，并為同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有： 取，則，取。4、幾何尺寸計算。（1）計算中心距a ，圓整后為157mm(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。（4）計算齒輪寬度。 圓整后??；（5）結(jié)構(gòu)設計。 小齒輪用實心式，大齒輪因圓齒頂圓直徑大于而又小于，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。把各齒輪的主要參數(shù)列

14、于下表。便于查看：表2 齒輪參數(shù)匯總表級數(shù)齒輪編號分度圓直徑d/mm齒寬b/mm齒根圓直徑齒頂圓直徑齒數(shù)z模數(shù)m螺旋角精度等級i級傳動小齒輪141.25036.245.2202.07級大齒輪2242.845237.8246.8118ii級傳動小齒輪369.497563.3774.62272.57級大齒輪4244.5270238.27249.5295六、軸、鍵及軸承的設計計算一、中間軸（軸）的設計。1.中間軸的尺寸計算1、查表1得：該軸上的輸出功率為，轉(zhuǎn)速為，轉(zhuǎn)矩為。2、求作用于齒輪上的力。 中間軸上小齒輪圓周力：徑向力： 軸向力： 中間軸上大齒輪圓周力：徑向力： 軸向力： 3、選取材料。 可選

15、軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。4、初步確定軸的最小直徑。 根據(jù)表15-3查取，于是： 軸的最小直徑顯然是安裝于軸承處，為了使軸承便于安裝，且對于直徑的軸，有兩個鍵槽時軸徑增加1015，然后將軸徑圓整，故取,然后將軸徑圓整，故取mm。2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a、f段：選定圓錐滾子軸承30207，尺寸為，則該軸段的直徑為35mm，長度待定b段：軸肩高度，取，則該段直徑為41mm，取長度為5mm。c段：由于齒輪的直徑較小，該段設計成齒輪軸，內(nèi)徑與小齒輪的齒頂圓直徑相同，為74.6mm，長度與輪轂寬度相同，為75mm。e段：該段安裝大齒輪，選其直徑為45mm，長度比輪轂略短，為42

16、mm。d段：取軸肩高度為，則該段直徑為52mm，取長度為10mm。取齒輪3左端和高速軸上齒輪右端到箱體內(nèi)壁的距離為，則齒輪2右端到箱體內(nèi)壁的距離為10+（50-45）/2=12.5。取軸承距離箱體內(nèi)壁的距離為，則a段長度為f段長度為列表如下：軸段abcdef直徑354174.6524535長度26.25575104236.755、軸的結(jié)構(gòu)設計擬定軸上零件的裝配草圖方案（見下圖圖1）。圖 1（2）把軸部件受空間力系分配到水平面上和鉛垂面上。水平面受力分析如圖1，有平衡條件得：受力平衡：力矩平衡： 求得：（負號說明方向相反） 做出水平彎矩圖（如圖1），截面處彎矩：齒輪3截面處彎矩：鉛垂面受力分析如

17、圖1，有平衡條件得： 受力平衡：力矩平衡：求得： 做出鉛垂面方向的彎矩圖（圖1）.截面左側(cè)處彎矩：截面右側(cè)處彎矩截面右側(cè)處彎矩：截面左側(cè)處彎矩： 根據(jù)求合成彎矩，并做出合成彎矩圖。截面左側(cè)處：截面右側(cè)處：截面左側(cè)處：截面右側(cè)處： 做出扭矩圖（圖1）c截面為危險截面，則截面的、及值列于下表10、按彎扭合成應力校核軸的強度。 核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，則校核剖面：之前已選定材料為45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15-1得，因為 ，故安全。2.中間軸軸承的選擇計算從減速器的壽命考慮，軸承的使用年限為10年（年工作日為300天，兩班制） 則軸

18、承的預期壽命 （1）軸承的選擇因軸承同時受有徑向力和軸向作用力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207（gb/t 297-1944），其主要尺寸如下.型號基本尺寸基本額定動載荷計算系數(shù)e30207357218.2515.354.20.37100.41.6（2）計算使用壽命1）計算徑向載荷2)計算派生軸向力3）計算軸向力，則軸承1被壓緊，軸承2被放松。因此4）計算當量動載荷根據(jù)工況，選擇，取，則軸承1處的當量載荷，取，則軸承2處的當量載荷5）驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，滾子軸承。則軸承的使用壽命所選軸承

19、滿足壽命要求。3.中間軸的鍵聯(lián)接一般8級精度以上的齒輪有同心精度要求，應選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵a型。普通平鍵的強度校核公式其中，：傳遞的轉(zhuǎn)矩，k：鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，為鍵的高度，：鍵的工作長度，圓頭平鍵，為鍵的長度，為鍵的寬度：軸的直徑， ：許用擠壓應力，鋼在輕微沖擊時的大齒輪與軸段d間選用鍵聯(lián)接，高度h=8mm， k=0.5h=4mm d=42mm 鍵的強度滿足使用要求。二、高速軸（i軸）的設計1. 高速軸的尺寸計算 1、查表1得：該軸上的輸出功率為，轉(zhuǎn)速為，轉(zhuǎn)矩為。2、求作用于齒輪上的力。 高速級齒輪的分度圓直徑，則作用于高速級齒輪上的圓周力：徑向力：軸向力

20、：3、選取材料。 可選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。4、初步確定軸的最小直徑。 根據(jù)表15-3查取，于是： 應設計成齒輪軸，軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處，為了使所選的軸直徑與帶輪相配合，對于直徑的軸，有一個鍵槽時軸徑增加57， d然后將軸徑圓整，故取。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表14-1，取,測。5、軸的結(jié)構(gòu)設計擬定軸上零件的裝配草圖方案（見下圖）。高速軸6、根據(jù)軸向定位要求，確定各軸的各段直徑和長度。a段：安裝半聯(lián)軸器，則該段直徑與半聯(lián)軸器的孔徑相同，為25mm，長度比轂孔長度略短，為62mm。b段：為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，a段右端需制出一軸肩，取b段直徑為27mm，長度為。c段：安裝圓

21、錐滾子軸承30206，其尺寸為則該軸段直徑為30，長度為軸承寬度相同，為17.25mm。d段：為了滿足軸承軸向定位的要求，取其直徑為35mm，長度待定e段：安裝齒輪，因為齒輪的直徑較小，該段設計成齒輪軸。則該軸段直徑為41.2mm，長度為50mm。g段：直徑為30mm，長度待定。f段：取軸肩高度為，則直徑為36mm，取長度為5mm。齒輪右端到箱體內(nèi)壁的距離為，軸承距離箱體內(nèi)壁的距離為，則g段長度為對照中間軸，可得d段長度為95.5mm列表如下：軸段abcdefg直徑2527303541.23630長度625017.2595.550530.75（1）做出軸的計算簡圖（圖2） 圖 2(2)把軸部件

22、受空間力系分配到水平面上和鉛垂面上。水平面受力分析如圖3-a，有平衡條件得：受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出水平彎矩圖（如圖2），截面處彎矩：鉛垂面受力分析如圖2，有平衡條件得： 受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出鉛垂面方向的彎矩圖（圖2）.截面右側(cè)處彎矩：截面左側(cè)處彎矩： 根據(jù)求合成彎矩，并做出合成彎矩圖（圖2）。截面左側(cè)處： 做出扭矩圖（圖2）10、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，之前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。則 ，故滿足強度條件故安全。2. 高速軸軸承的選擇計算（1

23、）軸承的選擇高速軸選用30206型圓錐滾子軸承，其參數(shù)如下表所示.型號基本尺寸基本額定動載荷計算系數(shù)e30206306217.251443.20.37100.41.6（2）計算使用壽命1）計算徑向載荷2)計算派生軸向力3）計算軸向力，則軸承1被壓緊，軸承2被放松。因此4）計算當量動載荷根據(jù)工況，選擇，取，則軸承1處的當量載荷：，取，則軸承2處的當量載荷5）驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，滾子軸承。則軸承的使用壽命所選軸承滿足壽命要求。3. 高速軸的鍵聯(lián)接大齒輪與軸段d間選用鍵聯(lián)接，高度h=6mm， k=0.5h=3mm d=22mm 鍵的強度滿足使用要求。三、低速軸（iii軸）的

24、設計1、查表1得：該軸上的輸出功率為，轉(zhuǎn)速為，轉(zhuǎn)矩為。2、求作用于齒輪上的力。 因低速級軸上的大齒輪4與中間軸上的小齒輪3相嚙合，故兩齒輪所受的力為作用力和反作用力的關(guān)系，則大齒輪4上所受的力： 中間軸上小齒輪圓周力：徑向力： 軸向力： 3、選取材料。 仍選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。4、初步確定軸的最小直徑。 根據(jù)表15-3查取，于是：由于此段軸有鍵連接，則 軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，初選聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準gb/t5014-85，選用lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為1250。半聯(lián)

25、軸器的長度為142mm，孔徑為50mm，與軸配合的轂孔長度為142mm。1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖所示。低速軸2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a段：安裝半聯(lián)軸器，則該段直徑與半聯(lián)軸器的孔徑相同，為50mm，長度比轂孔長度略短，為142mmb段： 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，a段左端需制出一軸肩，取b段直徑為52mm，長度為。c段：安裝圓錐滾子軸承30211，其尺寸為，則該軸段直徑為55mm，長度與軸承寬度相同，為22.75mm。d段：為了滿足軸承軸向定位的要求，取其直徑為60mm，長度待定。g段：直徑為55mm，長度待定。f段：安裝齒輪，考慮g段直徑，取該段直徑7

26、6mm，長度比輪轂略短，為71mm。e段：考慮f段直徑，取軸肩高度為5mm，則e段直徑為70mm，長度取為5mm。齒輪左端到箱體內(nèi)壁的距離為，軸承距離箱體內(nèi)壁的距離為，則g段長度為26.25+15=41.25mm對照中間軸，可得d段長度為68mm列表如下：軸段abcdefg直徑50525560706055長度1425022.756856841.25（5）求軸上載荷如下圖所示：（圖3）圖 3（1）首先根據(jù)圖做出軸的計算簡圖（圖3）。（2）把軸部件受空間力系分配到水平面上和鉛垂面上。水平面受力分析，有平衡條件得：受力平衡：力矩平衡： 求得： 做出水平彎矩圖，f截面處彎矩：鉛垂面受力分析，有平衡條件

27、得： 受力平衡：力矩平衡：求得： f截面左側(cè)處彎矩：f截面右側(cè)處彎矩：f 截面處： 做出扭矩圖（圖9-f）（6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，則之前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。，故滿足強度條件。2.低速軸軸承的選擇計算（1）軸承的選擇高速軸選用30211型圓錐滾子軸承，其參數(shù)如下表所示.型號基本尺寸基本額定動載荷計算系數(shù)e302157513027.2527.41380.44100.41.5（2）計算使用壽命1）計算徑向載荷2)計算派生軸向力3）計算軸向力，則軸承1被壓緊，軸承2被放松。因此4）計算當量動載荷根據(jù)工況，選擇，取x=0.4，y=1.5 。 則軸承1處的當量載荷，取x=1，y=0則軸承2處的當量載荷5）驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，滾子軸承。則軸承的使用壽命所選軸承滿足壽命要求。3.低速軸的鍵聯(lián)接（1）聯(lián)軸器與軸段a間選用鍵聯(lián)接，高度h=9mm， k=0.5h=4.5mm d=48mm 鍵的強度滿足使用要求。(2) 齒輪與軸段e間選用鍵聯(lián)接，高度h=12mm， k=0.5h=6mm d=68mm 鍵的強度滿足使用要求。七、潤滑密封設計查課程設計教材表16-1，齒輪選擇全損耗系統(tǒng)用油l-an22潤滑油潤滑。由于圓周速度，因