机械设计课程设计.docx

重庆交通大学机械设计课程设计说明书计算及说明课题任务(一) 课程设计的目的机械设计综合课程设计是机械原理及设计课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。本课程设计的教学目的是：1.综合运用机械原理及设计课程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识进行实践，使理论知识和生产知识密切地有机结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。2.在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤，培养学生分析和解决机械设计问题的能力，为以后进行的设计工作打下初步基础。3.通过设计，使学生在计算、绘图、运用并熟悉设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的基本训练进行一次训练。(二) 具体任务：1、传动方案的分析和拟定；2、电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算；3、传动件的设计（带传动、齿轮传动（双级）；4、轴的设计（所有轴的结构设计，低速轴的弯、扭组合强度校核及安全系数校核）；5、轴承的设计（所有轴承的组合设计，低速轴上轴承的寿命计算）；6、键的选择及强度校核（高速轴上键的校核）；7、联轴器的选择；8、减速器的润滑与密封；9、减速器装配图设计（箱体、箱盖、附件设计等）；10、零件工作图设计；11、编写设计计算说明书；12、总结及答辩。(三) 已知条件：1.鼓轮上的圆周力： F=3000牛顿；2.输送带速度： V=1.4米/秒；3.卷筒直径： D=220毫米。4.工作情况：连续单向运行，工作平稳无过载。5.使用期：10年，两班制工作，。6.产量：成批生产。(四) 工作要求1.设计说明书2.减速器装配图3.减速器零件图第一部分 传动装置总体设计一、传动方案的拟定和及说明（一）传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。（二）分析传动方案：（三）技术条件与说明：1.传动装置的使用寿命预定为15年每年按300天计算，2 班制工作每班按8小时计算；2.工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；3.电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4.传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5.输送带允许的相对速度误差35%。（四）设计要求1.设计说明书2.减速器装配图3.减速器零件图二、此传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。另外，该方案的电机不会与箱体发生干涉。同轴式减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。两级齿轮直径接近，有利于浸油润滑。轴线可以水平、上下、或垂直布置。三、电动机的选择计算（一）电动机类型的选择 按计算要求及工作条件选用Y系列三相交流异步电动机，电压为380/220V。Y系列电动机为一般用途的的全闭自扇冷式电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床，鼓风机，运输机以及农业机械和食品机械。（二） 计算电动机的容量电动机所需工作功率。其中， 工作机所需功率，根据任务书所给数据带工作拉力F=3000N ，带工作速度V=1.4/s，则工作机功率为：传动系统总效率，根据参考文献【3】P87表9.1知，联轴器的传动效率10.99；滚动轴承的效率20.98；闭式斜齿圆柱齿轮的传动效率30.98；传动滚筒的效率为4=0.96；计算总的传动效率为：电动机的功率因为系统工作负载平稳，电动机选定功率Pd只需略大于功率Pd即可。由参考文献【5】P169表124选定电动机的额定功率为5.5kW。（三）电动机转速的选定通常二级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比合理范围为，而工作机滚筒的转速为电动机的转速可选定范围：符合这一范围的电动机同步转速的有1000 r/min、 1500 r/min、 3000r/min三种，综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机，查参考文献【5】P169表124选定电动机型号为Y132S-4其主要性能如表所示表3-1 Y132S-4电动机主要参数电动机型号额定功率/KW满载转速/(r.min-1)起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S-25.514402.22.3四、装置运动及动力参数计算（一） 传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比 2.分配到各级传动比为：对于同轴式耳机圆柱齿轮减速器，考虑到润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，故取。（二）传动装置的运动和动力参考数计算1.各轴的转速轴 轴 轴 卷筒轴 2.各轴的输入功率轴 轴 轴 卷筒轴 3.各轴的输入转矩电动机的输出转矩为故轴 轴 轴 卷筒轴 由以上数据得各轴运动及动力参数见表31。表31 各轴运动及动力参数轴 名功率/kW转矩/（N.mm）转速/(r/min)传动比i效率电机轴5.043.34104144010.99轴4.993.3110414403.440.95轴4.791.1105418.63.440.95轴4.603.6105121.710.97卷筒轴4.463.49105121.7第二部分 各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（一）选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数及螺旋角任务书要求选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。1.材料选择设计的是闭式齿轮传动，为使结构紧凑由参考文献【2】P191表101选择小齿轮材料为40Cr(调质)HBS=241-286，大齿轮材料为45钢(调质)HBS=217-255。2.选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取，齿数比为，由参考文献【2】P205表107选取齿宽系数，初选螺旋角为。（二）设计计算1.设计准则按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。2.按齿面接触疲劳强度设计按参考文献【2】计算公式（10-9a）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值。1）试选2）由参考文献【2】图10-30选取区域系数3）由参考文献【2】图10-26查得，则4）计算小齿轮传递的转矩5）由参考文献【2】表10-7选取齿宽系数6）由参考文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数7）由参考文献【2】图10-21d按齿面硬度查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。8）计算应力循环次数（假设两班制，一班8小时，一年按300天计算，工作寿命10年）9）由参考文献【2】图10-19取接触疲劳寿命系数,10）计算接触疲劳许用应力11）许用接触应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆的直径，由计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽及模数4）计算纵向重合度3.按齿根弯曲强度校核由参考文献【2】式10-17得（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，由参考文献【2】图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查取齿形系数由参考文献【2】表10-5查得，5）查取应力校正系数由参考文献【2】表10-5查得，6）由参考文献【2】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7）由参考文献【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数,8）计算弯曲疲劳许用应力9）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大10）校核计算取取，则（2）计算几何尺寸1）计算中心距将中心距圆整为93mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角，故螺旋角值改变不大，故参数不必修正。3）计算大小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度圆整后B2=45mm，B1=50mm高速级大小齿轮的其余各参数见表2-1表21 高速级齿轮各参数名称符号计算公式及说明法面模数端面模数法面压力角端面压力角螺旋角齿顶高，齿根高，齿顶隙系数全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径中心距二、低速级减速齿轮设计（一）选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数及螺旋角任务书要求选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。1.材料选择设计的是闭式齿轮传动，为使结构紧凑由参考文献【2】P191表101选择小齿轮材料为40Cr(调质)HBS=241-286，大齿轮材料为45钢(调质)HBS=217-255。2.选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取，齿数比为，由参考文献【2】P205表107选取齿宽系数，初选螺旋角为。（二）设计计算1.设计准则按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。2.按齿面接触疲劳强度设计按参考文献【2】计算公式（10-9a）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值。1）试选2）由参考文献【2】图10-30选取区域系数3）由参考文献【2】图10-26查得，则4）计算小齿轮传递的转矩5）由参考文献【2】表10-7选取齿宽系数6）由参考文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数7）由参考文献【2】图10-21d按齿面硬度查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。8）计算应力循环次数（假设两班制，一班8小时，一年按300天计算，工作寿命10年）9）由参考文献【2】图10-19取接触疲劳寿命系数,10）计算接触疲劳许用应力11）许用接触应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆的直径，由计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数mnt4）计算纵向重合度3.按齿根弯曲强度校核由参考文献【2】式10-17得（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，由参考文献【2】图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查取齿形系数由参考文献【2】表10-5查得，5）查取应力校正系数由参考文献【2】表10-5查得，6）由参考文献【2】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7）由参考文献【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数,8）计算弯曲疲劳许用应力9）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大（1）校核计算取取，则（2）计算几何尺寸1）计算中心距将中心距圆整为133mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角，故螺旋角值改变不大，故参数不必修正。3）计算大小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度圆整后B2=60mm，B1=65mm由于该减速器为同轴式，故高速级中心距和低速级中心距应该相等，由因为低速级所受载荷较大所以以低速级中心距为准，故，因为高速级齿轮面为软齿面，故要保持高速级模数不变，计算低速级几何尺寸（1） 计算小齿轮齿数（2）修正螺旋角，故螺旋角值改变不大，故参数不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后，低速级大小齿轮的其余各参数见表22表22 低速级各齿轮参数名称符号计算公式及说明法面模数端面模数法面压力角端面压力角螺旋角齿顶高，齿根高，全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径中心距第三部分 轴的设计一、轴的计算的准备工作1.选择材料，确定许用应力 该轴无特殊要求，因而选用45号钢，正火处理，由参考文献【2】表10-1，知材料的强度极限,查参考文献【2】表15-1知对称循环状态下许用应力。2.计算各轴的基本直径，查参考文献【2】表15-3，电机轴 轴 轴 轴 卷筒轴 3.按以选出的电机型号，查出其安装尺寸，查参考文献【5】表12-4，电机轴的直径为38mm，轴身长度为80mm，中心高为132mm。所以电机轴的直径为38mm。4.轴1)因为轴和电机轴用联轴器连接，所以轴直径也为38mm。2)选联轴器根据传动装置的工作条件，拟选用LT型弹性柱销联轴器（GB/T5004-2003）.先计算名义转矩转矩为根据，查参考文献【3】表13-2LT型联轴器LT6就能满足传递转矩的要求其轴孔直径为，可满足电动机轴的要求。3）确定减速器轴的轴伸处的直径。标记联轴器：LT6联轴器5.轴由于该段轴上有两个键槽所以6.轴1）由于该段轴上有一个键槽所以2)选联轴器根据传动装置的工作条件，拟选用凸缘联轴器（GB/T5004-2003）.先计算名义转矩转矩为根据，查参考文献【3】表13-4凸缘联轴器GY6就能满足传递转矩的要求其轴孔直径为。3）确定减速器轴的轴伸处的直径。标记联轴器：GY6联轴器二、各轴的结构设计计算（一）轴的设计1.绘制结构简图 2.确定各轴段尺寸总体选取步骤：以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从周段逐渐向中间增大，然后又减小。1） 确定各轴段的直径（1）半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，因为满足半联轴器的轴向定位要求，轴的右端需要制出一轴肩。左端用轴端挡圈定位，D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度是60mm，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故该轴段的长度应比毂孔长度短一些故该轴段的长度为58mm。（2）初步选择滚动轴承选用角接触球轴承，根据参考文献【3】表12-2，选择7208C（3）取安装齿轮处轴段直径为45mm，齿轮的左端与右端轴承之间采用套筒定位，一直齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取68mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故轴肩处的直径为54mm，轴环宽度为，取8mm，故轴肩的长度为8mm.（4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器的右端面件的距离为30mm，故装有轴承段长度取50mm。（5）取齿轮距箱体内壁的距离为16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置是，应距箱体内壁一段距离取8mm，已知滚动轴承宽度为18mm。所以第三段轴长42mm。至此，已初步确定了第六段的长度30mm。（6）轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按第三段轴直径为45mm，根据参考文献【3】表11-28选用平键为。同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样半联轴器与轴的连接选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上圆周角和倒角尺寸参照参考文献【2】表15-2，轴端倒角，各轴肩处的圆角半径为。综上所述：轴各段的直径第一段：根据前面的设计，取 第二段：根据前面的设计，取第三段：根据前面的设计，取第四段：根据前面的设计，取第五段：根据前面的设计，取第六段：根据前面的设计，取轴各段的长度第一段：根据前面的设计，取 第二段：根据前面的设计，取第三段：根据前面的设计，取第四段：根据前面的设计，取第五段：根据前面的设计，取第六段：根据前面的设计，取3.对轴的强度进行校核1）求轴上齿轮的3个分力，绘出轴的空间受力图（1）轴上转矩T,由前面的结论可知（2）作用在齿轮上的力圆周力径向力轴向力（3）求支座反力求水平面的支座反力 由此可得： 由此可得：校核 水平面支座反力计算无误求竖直面的支座反力 由此可得： 由此可得：校核 竖直面支座反力计算无误3）作弯矩图竖直面弯矩C截面水平面弯矩C截面左侧：C截面右侧：作合成弯矩图C截面左侧：C截面右侧：表3-1轴的受力情况弯矩及扭矩情况载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩（4）作扭矩图（5）按弯扭合成应力校核轴的强度该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面为C截面。根据参考文献【2】式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由参考文献【2】表15-1查得。因此，故该轴安全。（二）轴的设计1.绘制结构简图 2.确定各轴段尺寸总体选取步骤：以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从周段逐渐向中间增大，然后又减小。2） 确定各轴段的直径（1）半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，因为满足半联轴器的轴向定位要求，轴的右端需要制出一轴肩。左端用轴端挡圈定位，D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度是84mm，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故该轴段的长度应比毂孔长度短一些故该轴段的长度为82mm。（2）初步选择滚动轴承选用角接触球轴承，因为第三段直径为50mm，参照工作要求并根据参考文献【3】表12-2，选择7210C，。（3）取安装齿轮处轴段直径为55mm，齿轮的左端与右端轴承之间采用套筒定位，一直齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取57mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故轴肩处的直径为65mm，轴环宽度为，取8mm，故轴肩的长度为8mm.（4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器的右端面件的距离为30mm，故装有轴承段长度取50mm。（5）取齿轮距箱体内壁的距离为16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置是，应距箱体内壁一段距离取8mm，已知滚动轴承宽度为18mm。所以第三段轴长48mm。至此，已初步确定了第六段的长度32mm。（6）轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按第四段轴直径为55mm，根据参考文献【3】表11-28选用平键为。同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样半联轴器与轴的连接选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上圆周角和倒角尺寸参照参考文献【2】表15-2，轴端倒角，第三段到第六段用，其余各轴肩处的圆角半径为。综上所述：轴各段的直径第一段：根据前面的设计，取 第二段：根据前面的设计，取第三段：根据前面的设计，取第四段：根据前面的设计，取第五段：根据前面的设计，取第六段：根据前面的设计，取轴各段的长度第一段：根据前面的设计，取 第二段：根据前面的设计，取第三段：根据前面的设计，取第四段：根据前面的设计，取第五段：根据前面的设计，取第六段：根据前面的设计，取3.对轴的强度进行校核1）求轴上齿轮的3个分力，绘出轴的空间受力图（1）轴上转矩T,由前面的结论可知（2）作用在齿轮上的力圆周力径向力轴向力（3）求支座反力求水平面的支座反力 由此可得： 由此可得：校核 水平面支座反力计算无误求竖直面的支座反力 由此可得：由此可得：校核 竖直面支座反力计算无误3）作弯矩图竖直面弯矩C截面水平面弯矩C截面左侧：C截面右侧：作合成弯矩图C截面左侧：C截面右侧：表3-1轴的受力情况弯矩及扭矩情况载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩（4）作扭矩图（5）按弯扭合成应力校核轴的强度该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面为C截面。根据参考文献【2】式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由参考文献【2】表15-1查得。因此，故该轴安全。（三）轴的设计1.绘制结构简图 2.确定各轴段尺寸总体选取步骤：以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从周段逐渐向中间增大，然后又减小。3） 确定各轴段的直径（1）轴，该轴段上由两件草将计算值增大15%，应为。取第一段直径为35mm。（2）初步选择滚动轴承选用角接触球轴承，参照工作要求，根据参考文献【3】表12-2，选择7307C （3）取安装齿轮处轴段直径为40mm，齿轮的左端与右端轴承之间采用套筒定位，一直齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取63mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故轴肩处的直径为50mm，由于是同轴式故中间段为88mm，第四段的长度也为63mm。（4）同样装小齿轮处的轴的直径为40mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应该略短于轮毂宽度，故取63mm。齿轮的左端采用轴肩定位。（5）因为该减速器为同轴式，所以第一段的长度为48mm，第三段的长度为63mm，第五段的长度为45mm。（6）轴上零件的轴向定位第二段的直径为40mm，第四段的直径也为40mm，根据参考文献【3】表11-28选用平键为。同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上圆周角和倒角尺寸参照参考文献【2】表15-2，轴端倒角，各轴肩处的圆角半径为。综上所述：轴各段的直径第一段：根据前面的设计，取 第二段：根据前面的设计，取第三段：根据前面的设计，取第四段：根据前面的设计，取第五段：根据前面的设计，取轴各段的长度第一段：根据前面的设计，取 第二段：根据前面的设计，取第三段：根据前面的设计，取第四段：根据前面的设计，取第五段：根据前面的设计，取3.对轴的强度进行校核1）求轴上齿轮的3个分力，绘出轴的空间受力图（1）轴上转矩T,由前面的结论可知（2）作用在齿轮上的力高速级大齿轮圆周力径向力轴向力低速级小齿轮圆周力径向力轴向力（3）求支座反力求水平面的支座反力 由此可得： 由此可得：校核 水平面支座反力计算无误求竖直面的支座反力 由此可得：由此可得：校核 竖直面支座反力计算无误。3）作弯矩图竖直面弯矩B截面 C截面水平面弯矩B截面左侧：B截面右侧：C截面左侧： C截面右侧： 作合成弯矩图B截面左侧： B截面右侧： C截面左侧：C截面右侧：表3-1轴的受力情况弯矩及扭矩情况载 荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩（4）作扭矩图（5）按弯扭合成应力校核轴的强度该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面为B、C截面。根据参考文献【2】式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力为B截面的许用应力为C截面的许用应力为前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由参考文献【2】表15-1查得。因此，故该轴安全。第四部分 滚动轴承的选择计算一、轴上滚动轴承的选择计算1.轴上轴承的选择由于受径向载荷和轴向载荷，所以选用角接触球轴承，根据直径和前面的设计初选以及查参考文献【3】表12-2选7208C型轴承。2. 轴上轴承寿命计算预期寿命： 由前面的设计知：3.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于70000C型轴承，按参考文献【2】表13-7，轴承派生轴向力，其中，e为参考文献【2】表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取，因此可估算由参考文献【4】表6-6查得根据参考文献【2】表13-5进行差值计算得再计算两次计算的相差不大，因此确定，。4.求轴承当量动载荷P1和P2因为根据参考文献【2】表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2因轴承轻度冲击载荷，由参考文献【2】表13-6知，取。5.验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，所以该轴承符合设计要求。二、轴上滚动轴承的选择计算1.轴上轴承的选择由于受径向载荷和轴向载荷，所以选用角接触球轴承，根据直径和前面的设计初选以及查参考文献【3】表12-2选7307C型轴承。2.轴上轴承寿命计算预期寿命： 由前面的设计知：3.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于70000C型轴承，按参考文献【2】表13-7，轴承派生轴向力，其中，e为参考文献【2】表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取，因此可估算由参考文献【4】表6-6查得根据参考文献【2】表13-5进行差值计算得再计算两次计算的相差不大，因此确定，。4.求轴承当量动载荷P1和P2因为根据参考文献【2】表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2 因轴承轻度冲击载荷，由参考文献【2】表13-6知，取。 5.验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算，所以该轴承符合设计要求。三、轴上滚动轴承的选择计算1.轴上轴承的选择由于受径向载荷和轴向载荷，所以选用角接触球轴承，根据直径和前面的设计初选以及查参考文献【3】表12-2选7210C型轴承。2. 轴上轴承寿命计算预期寿命： 由前面的设计知：3.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于70000C型轴承，按参考文献【2】表13-7，轴承派生轴向力，其中，e为参考文献【2】表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取，因此可估算由参考文献【4】表6-6查得根据参考文献【2】表13-5进行差值计算得再计算两次计算的相差不大，因此确定，。4.求轴承当量动载荷P1和P2因为根据参考文献【2】表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2 、因轴承轻度冲击载荷，由参考文献【2】表13-6知，取。5.验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，所以该轴承符合设计要求。第五部分 键联接的选择计算一、I轴上键联接的选择计算1.I轴上键的选择选A型键。2.尺寸选择按前面的设计知齿轮与轴的连接选用键半联轴器与轴的连接选用键。3.强度验算查参考文献【2】表6-2得许用挤压应力为，取，只计算小的一个键，键遇键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。二、III轴上键联接的选择计算1.III轴上键的选择III轴齿轮上的键选A型键，联轴器上的键选C型键。2.尺寸选择按前面的设计知齿轮与轴的连接选用键半联轴器与轴的连接选用键。3.强度验算查参考文献【2】表6-2得许用挤压应力为，取，只计算小的一个键，键遇键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。三、II轴上键联接的选择计算1.II轴上键的选择选A型键。2.尺寸选择按前面设计知齿轮与轴的连接选用键。3.强度验算查参考文献【2】表6-2得许用挤压应力为，取，只计算小的一个键，键遇键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。第六部分 润滑和密封类型的选择一、润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。二、密封类型的选择1.轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2.箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3.轴承箱体内，外侧的密封（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。第七部分 联轴器的选择及校核1.类型选择查参考文献【3】表13-1，轴与电机轴连接选用HL6型弹性柱销联轴器，轴与卷筒连接选用GY6心凸缘联轴器。2.载荷计算轴公称转矩3.31104N.mm轴公称转矩3.6105N.mm3.型号选择根据参考文献【3】表13-1查得HL6型弹性柱销联轴器的许用转矩为250N.mm，许用最大转速为3800r/min，轴径为32-42mm,故合用。根据参考文献【3】表13-4查得GY6型凸缘联轴器的许用转矩为900N.mm，许用最大转速为6800r/min，轴径为38-50mm,故合用。第八部分 减速器箱体附件选择设计1.观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。根据参考文献【3】表14-7选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为mm和。2.油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。3.通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。根据参考文献【3】表14-9选型通气帽。4.放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。根据参考文献【3】表14-14选型外六角螺塞。5.起吊环、吊耳的设计为装卸和搬运减速器，