机械设计课程设计——带式运输机.doc

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第一章 课程设计题目 5
1.1 设计带式运输机 5
1.2 运动简图 5
1.3 原始设计数据 5
1.4 工作条件 5
第二章 总体设计 7
2.1 电动机的选择。 7
2.1.1 电动机型号选择： 7
2.1.2 工作所需功率： 7
2.1.3 电动机所需功率： 7
2.1.4 电动机转速的选择： 7
2.2 传动比分配 8
2.3 传动装置的运动和动力参数 8
2.3.1 各轴的转速计算 8
2.3.2 各轴输出功率计算 8
2.3.3 各轴输入转矩计算 9
第三章 传动零件设计 10
3.1 V带的设计与计算 10
3.1.1 确定计算功率Pca 10
3.1.2 选择V带的带型 10
3.1.3 确定带轮的基准直径dd1 10
3.1.4 验算带速v 10
3.1.5 计算大带轮的直径 10
3.1.6 确定V带的中心距a和基准长度Ld 10
3.1.7 计算V带根数Z 11
3.1.8 计算单根V带的初拉力的最小值。 11
3.1.9 计算轴压力Fp 11
3.1.10 带轮设计 11
3.1.11 V带传动的主要参数 11
3.2 高速级齿轮传动设计 12
3.2.1 选定高速齿轮类型，精度等级，材料及齿数 12
3.2.2 按齿面接触强度设计 12
3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 14
3.2.4 几何尺寸的计算 15
3.2.5 修正计算结果 16
3.2.6 高速级齿轮的参数 17
3.2.7 高速大齿轮结构参数 17
3.3 低速级齿轮传动设计 18
3.3.1 选定低速级齿轮类型，精度等级，材料及齿数 18
3.3.2 按齿面接触疲劳强度设计 18
3.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 20
3.3.4 几何尺寸的计算 21
3.3.5 修正计算结果 22
3.3.6 低速级齿轮的参数 23
3.3.7 低速大齿轮结构参数 23
第四章 轴的设计 25
4.1 轴的材料选择和最小直径估算。 25
4.1.1 高速轴： 25
4.1.2 中间轴： 25
4.1.3 低速轴： 25
4.2轴的结构设计 25
4.2.1 高速轴 25
4.2.2 中间轴 26
4.2.3 低速轴 26
4.2.4 细部机构设计 27
第五章 轴的校核 28
5.1 中间轴上作用力的计算 28
5.2 支反力的计算 28
5.2.1 垂直面受力 29
5.2.2 水平支反力 29
5.2.3 垂直平面内转矩 29
5.2.4 计算、绘制水平面弯矩图： 29
第六章 键的选择和校核 31
6.1 高速轴大带轮处键的校核 31
6.2 中间轴键的校核 31
6.2.1 高速级大齿轮处键 31
6.2.2 低速级小齿轮处键 31
6.3 低速轴键校核 32
6.3.1 低速级大齿轮处键 32
6.3.2 低速轴联轴器处键 32
第七章 滚动轴承的选择和校核 33
7.1 高速轴的轴承校核 33
7.1.1 轴承受力图如图 33
7.2.2 计算当量动载荷 33
7.2.3 验算轴承的寿命 33
7.2 中间轴的轴承校核 34
7.2.1 轴承受力图 34
7.2.2 计算当量动载荷 34
7.2.3 验算轴承的寿命 34
7.3 低速轴的轴承校核 35
7.3.1 轴承受力图如图 35
7.3.2 计算当量动载荷 35
7.3.3 验算轴承的寿命 35
第八章 联轴器的选择与校核 36
8.1 联轴器的选择 36
8.2 校核联轴器 36
第九 章箱体设计 37
第十章 润滑、密封的设计 38
10.1 润滑 38
10.2 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1-1
1.3 原始设计数据
表1-1
题 号
参 数
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运输带工作拉力F（KN）
3.0
3.2
3.5
3.8
4
4.2
4.5
5
5.5
6
运输带工作速度v（m/s）
2.0
1.8
1.6
1.9
1.9
1.9
1.8
1.7
1.6
1.5
滚筒直径D（mm）
400
450
400
400
400
450
450
450
450
450
每日工作时数T（h）
16
16
16
16
16
16
16
16
16
16
使用折旧期（y）
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
根据学号选取第⑤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：ηj=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
2.1 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
满载转速r/min
传动比

A
Y160L-6
11
1000
970
10.687

B
Y160M-4
11
1500
1460
16.085

C
Y160M1-2
11
3000
2930
32.285

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=2~4，二级圆柱直齿减速器传动比i'2=8~40。则总传动比合理范围I'd=16~160。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/min

2.3.2 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
0
2930
8.68
28.291

1
1172
8.333
67.901
2.5
2
286.063
8.002
267.140
4.097
3
90.764
7.684
808.494
3.152
4
90.764
7.531
792.396
1

第三章 传动零件设计
3.1 V带的设计与计算
3.1.1 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=KA•Pd=1.2×8.68kw=10.416kw
3.1.2 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=125
3.1.4 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=i1•dd1=2.5×125=312.5mm
取dd2=315
3.1.6 确定V带的中心距a和基准长度Ld
（1）由公式0.7（dd1+dd2）≤ 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a

3.1.7 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Kα=0.93
查表8-2得KL=0.92

（2）计算V带根数Z

3.1.8 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Fp

3.1.10 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
134.205N
dd1=315mm
中心距
443mm
压轴力
1048.190N

3.2 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=24×4.097=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。
①试选用载荷系数Kt=1.3
②小齿轮传递的转速Ti=T1=67.901N•m=67901N•m
③查表10-7选取齿宽系数
④查表10-6得材料的弹性影响系数
⑤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。
⑥计算应力循环次数

⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95
⑧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
①计算小齿轮分度圆直径d1t 带入中较小值。

②计算圆周速度v。

③计算齿宽b。

④计算齿宽与齿高之比。
模数：
齿高：h=2.25m=2.25×2.356=5.301mm

⑤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KHα=KFα=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KHβ=1.455
由 =10.665，KHβ=1.455，查表10-13得KFβ=1.35
故动载系数

⑥按实际的动载系数校正所算得的分度圆值。

⑦计算模数
mm
3.2.3 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。
①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
②由图10-18取得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.90
③计算弯曲疲劳许用应力。
去弯曲疲劳安全系数S=1.4则：

④计算动载荷系数K
K=KA KV KFα KFβ=1×1.18×1×1.35=1.593
⑤查取齿形系数
由表10-5查得：YFa1=2.65;YFa2=2.18
⑥查取应力校正系数
由表10-5查得：YSa1=1.58;YSa2=1.79
⑦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=62.5mm
3.2.5 修正计算结果。
（1）Z1=25,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KHβ=1.458
由=11.11，KFβ=1.458查图10-13修正KFβ=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
m
2.5
压力角

齿数
Z1
Z2
25
103
传动比
i2
4.097
分度圆直径
d1
d2
62.5
257.5
齿顶圆直径
da1=d1+2h*am
da2=d2+2h*am
67.5
251.25
齿根圆直径
df1=d1-2(h*a+C*)m
df2=d2-2(h*a+C*)m
56.25
251.25
中心距

160
齿宽
B1=b+7.5
B2=b
70
62.5

3.2.7 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/mm
d1=1.6d
1.6×45=72
72

2.5×2.5=6.25
取9
D1=df-
251.25-9=242.25
242.25
D0=0.55(D1+d1)
0.55×(242.25+72)=172.837
173
d0=0.25(D1-d1)
0.25×(242.25-72)=42.5625
42.6
r=0.6+0.14m
0.6+0.14×2.5=0.95
0.95
C=1.5m+0.1b
1.5×2.5+0.1×62.5=10
取20

图3-1

3.3 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=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。
①试选用载荷系数Kt=1.3
②小齿轮传递的转速Ti=T2=267.140N•m=267140N•m
③查表10-7选取齿宽系数
④查表10-6得材料的弹性影响系数
⑤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。
⑥计算应力循环次数

⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90,KHN4=0.95
⑧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
①计算小齿轮分度圆直径d3t 取=446.5MPa。

②计算圆周速度v。

③计算齿宽b。

④计算齿宽与齿高之比。
模数：
齿高：h=2.25mt=2.25×4.59=10.328mm

⑤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KHα=KFα=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KHβ=1.470
由 =9.78，KHβ=1.470，查表10-13得KFβ=1.35
故动载系数

⑥按实际的动载系数校正所算得的分度圆值。

⑦计算模数
mm
3.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计。
设计公式：
（1）确定公式内各计算数值。
①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
②由图10-18取得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.90
③计算弯曲疲劳许用应力。
去弯曲疲劳安全系数S=1.4则：

④计算动载荷系数K
K=KA KV KFα KFβ=1×1.05×1×1.35=1.418
⑤查取齿形系数
由表10-5查得：YFa3=2.72;YFa4=2.24
⑥查取应力校正系数
由表10-5查得：YSa3=1.57;YSa4=1.75
⑦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=115mm
取大齿轮B2=110mm
3.3.5 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KHβ=1.472
由=16.30，KFβ=1.472查图10-13修正KFβ=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：3-4
表3-4
名称
计算公式
结果/mm
模数
m
3
压力角

齿数
Z3
Z4
36
114
传动比
i3
3.152
分度圆直径
d3
d4
108
342
齿顶圆直径
da3=d3+2h*am
da4=d4+2h*am
114
348
齿根圆直径
df3=d3-2(h*a+C*)m
df4=d4-2(h*a+C*)m
100.5
334.5
中心距

225
齿宽
B1=b+7
B2=b+2
115
110

3.3.7 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/mm
d1=1.6d
1.6×80=128
128

2.5×3=7.5
取10
D1=df-
334.5-10=324.5
324.5
D0=0.55(D1+d1)
0.55×(324.5+128)=248.875
取250
d0=0.25(D1-d1)
0.25×(324.5-128)=49.125
取49
r=0.6+0.14m
0.6+0.14×3=1.02
取1
C=1.5m+0.1b
1.5×3+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=112
4.1.1 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 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
①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=(0.07~01)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，所以采用齿轮轴结构
d15滚动轴承段，d15=d13=35mm。
②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
①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=35×80×21
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。
②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
①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d32=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。
②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=60.75mm。
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=22×14×90 (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)

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=254mm
5.2.1 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=0.5h=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×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7-1
7.1.2 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=1572.46N
F4=4141.35N
图7-2
7.2.2 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。