机械设计课程设计
计算说明书
设计题目：链板式输送机传动装置
设计者： 指导老师：
目 录
一、设计任务说明2 二、传动简图的拟定2 三、电动机的选择2 四、传动比的分配3 五、传动参数的计算3 六、减速器传动零件设计计算4 1. 高速级直齿锥齿轮传动的设计计算4 2. 中间级斜齿圆柱齿轮传动设计计算8 3. 低速级链传动的设计计算11 七、初算轴径13
八、选择联轴器和轴承13 九、绘制基本结构装配底图14 十、轴系零件设计校核15 十一、轴承寿命校核24 十二、键选择及强度校核28 十三、箱体结构及附件设计30 十四、润滑和密封设计33 十五、设计心得体会33 十六、参考书目34
一、设计任务说明
1.设计任务
设计链板式输送机的传动装置。
2.原始数据
3.工作条件
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差正负5%。
二、传动简图的拟定
三、电动机的选择
1. 类型和结构形式的选择
选择Y系列电动机。具有结构简单，价格低廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中等显著特点。
2. 功率的确定
电动机至工作机的总效率(串联时)。弹性联轴器效率，球轴承效率，8级精度锥齿轮，8级精度圆柱齿轮，滚子链传动效率
所需电动机的功率。
电动机额定功率。按照≥来选取电动机型号。
3. 转速的确定
根据Y系列常用转速，选择同步转速1000r/min的电动机。
Y系列三相异步电动机，型号为Y132M1—6。机座带底脚，端盖无凸缘。
四、传动比的分配
电动机满载转速，工作机的转速
一般圆锥——圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮传动比可按下式分配
12明显过大，根据一般锥齿轮传动比的限制，取， 再取圆柱齿轮传动比 取链传动传动比。
五、传动参数的计算
1. 各轴转速n（r/min） 高速轴Ⅰ转速 ， 中间轴Ⅱ转速 ， 低速轴Ⅲ转速 ， 滚筒轴Ⅳ转速 2. 各轴的输入功率P(kw)
高速轴Ⅰ输入功率 中间轴Ⅱ输入功率 低速轴Ⅲ输入功率 滚筒轴Ⅳ输入功率 3. 各轴的输入转矩T（N·m） 高速轴Ⅰ输入转矩 中间轴Ⅱ输入转矩 低速轴Ⅲ输入转矩 滚筒轴Ⅳ输入转矩
根据以上计算数据列出下表,供以后设计计算使用。
六、减速器传动零件设计计算
1. 高速级锥齿轮的设计计算
(1) 选择材料，精度，齿数：
小齿轮选择40Cr,锻钢,调质处理,硬度250-260HBS， 大齿轮选择45钢，锻钢,硬度200-210HBS。 8级精度。选小齿轮齿数20，大齿轮齿数60。 (2) 按齿面接触疲劳强度计算：
分别确定公式内各个计算数值：
参数确定完毕，将较小的代入公式中，
=61.147mm
锥齿轮平均分度圆直径=50.955mm。
计算圆周速度v，锥齿轮圆周速度需按照平均分度圆直径计算。
计算实际载荷系数：载荷系数K=
根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机)，
根据v=2.561m/s,8级精度，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，查得动载系数1.15；
:；
根据。由表10-9，。。 K=。
校正分度圆直径： 61.147×=72.754 计算模数：
(3) 按齿根弯曲疲劳强度计算：
确定公式中参数：
系数已经确定。 对比大小齿轮。
大齿轮数值较大。
将大齿轮数值代入公式：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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，可取由弯曲强度算得的模数2.702就近圆整为标准值m=3 mm。按接触强度所得的分度圆直径=72.754mm，算出小齿轮齿数：
大齿轮齿数：
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。
(4) 几何尺寸计算： 计算分度圆直径
计算锥角 得
计算锥距 计算齿宽
计算平均分度圆直径
计算平均模数 计算当量齿数
(5) 结构选择：
小齿轮齿顶圆直径＜160mm，选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径＞160mm，选用腹板式结构。 高速级锥齿轮的主要设计参数：
2． 中间级圆柱齿轮的设计
(1) 选精度等级，材料及齿：
材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS。
仍选用8级精度。该级齿轮传动比为4，选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，初选螺旋角
(2) 按齿面接触强度计算设计： 按式（10-11）试算，即
分别确定公式内各个计算数值：
将较小的值代入公式计算：
计算圆周速度： 计算齿宽：
计算齿宽与齿高比：
计算实际载荷系数： 载荷系数K=
根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机)，
根据v=m/s，8级精度，由图10-8，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，查得动载系数1.1；
:由表10-3，；
由表10-4，非对称分布，；由表10-13，。 接触疲劳载荷系数：K=。 弯曲疲劳载荷系数：K=。 校正分度圆直径： 54.38×=62.242 计算当量模数：
(3) 按齿根弯曲强度计算设计：
确定参数：
系数已经确定。 对比大小齿轮。
大齿轮数值大。将较大数值代入公式中计算：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲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，可取由弯曲强度算得的法面模数2.174就近圆整为标准值2.5mm。按接触强度所得的分度圆直径=62.242 mm，算出小齿轮齿数
大齿轮齿数
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。
(4) 尺寸计算： 计算中心距a：
圆整为155mm 修正螺旋角：
改变不多，其他不需要修正。 计算分度圆直径：
计算齿轮宽度：
圆整后取，
(5) 齿轮结构选择：
小齿轮齿顶圆直径＜160mm，选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径＞160mm，选用腹板式结构。
3． 低速级链传动设计计算
需要传递的功率为3.132kW，主动链轮转速。 （1） 选择链轮齿数：
取小链轮齿数，大链轮齿数。 （2） 确定计算功率：
由表9-6，轻微冲击，工况系数=1.0。
由图9-13，齿数18，主动链轮齿数系数。 取单排链。
则计算功率为： =4.5414kW
（3） 选择链条型号和节距：
根据和。查图9-11，可选择20A。查表9-1，链条节距为p=31.75mm。 （4） 计算链节距和中心距： 初选中心距
取，相应的链长节数为
取链长节数为110节。
查表9-7得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为
（5） 计算链速v，确定润滑方式：
查图9-14，选择滴油润滑。 （6） 计算压轴力： 有效圆周力为
链轮水平布置，压轴力系数，。 压轴力为 。
低速级链轮的主要设计参数
七、初算轴径
1. 选择材料
选择45刚，调质处理。许用扭转切应力。
2. 按照扭转强度条件初步估算轴径
轴Ⅰ:
轴Ⅱ:
轴Ⅲ:
考虑到轴上键槽的影响，对于d≤100mm的轴，直径放大5%。
八、选择联轴器和轴承
1. 选择高速输入轴联轴器
(1)类型选择：
选择弹性柱销联轴器，适用于连接两同轴线的传动轴系，并具有补偿两轴相对位移和一般减振性能。工作温度-20~70℃。
(2)载荷计算：
公称转矩由表14-1查得，由计算得到计算转矩：
(3)型号选择：
根据转矩，轴最小直径17.807mm。
选择型号。查弹性柱销联轴器GB/T-5014-2003，LX1联轴器可以满足要求。主要参数如下：
2. 选择轴承类型
考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列02，0级公差，0
组游隙，，脂润滑。
九、绘制基本结构装配底图
如图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计。 查手册表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚。 地脚螺栓直径。取。
箱盖与箱座连接螺栓直径。根据螺栓标准取8mm。对应螺栓的扳手空间，至外箱壁距离，至凸缘边缘直径。
，，取。，初取8mm。
后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。
十、轴系零件设计校核
1. 输入轴Ⅰ设计
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。 设计基本结构并且确定尺寸：
轴最小直径17.807，取d1=18mm。
查联轴器参数L1=52，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L1取略短一些，L1=50。
联轴器右端需一个轴肩，故取d2=25mm。
确定d3为轴承配合，需要5的倍数，取d3=30mm。 查角接触球轴承（GB/T 292-1994），取7206AC，内径30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，安装尺寸，也就是d4≥36mm，取d4=38mm。
d5=d3=30mm。
有一个轴肩，取d6=24mm。
采用轴端挡圈加双螺钉固定锥齿轮的右端，
查手册34页确定L4，L6。两轴承距离为，与锥齿轮靠近的轴承与锥齿轮分度圆处距离为。如下图：
一般取，或，d为安装轴承处的直径。我们取75mm。取。 L4=59mm
查机械设计图10-39，锥齿轮结构，锥齿轮与轴配合部分长度L=（1-1.2）d，此处d=d6=24mm。取L=30mm。
套杯伸出厚度为6mm，则L6约为30+6=36mm。取L6=36mm。
L2长度为套杯凸缘厚度，轴承盖厚度，加上一段距离。查手册图6-29，根据套杯内径62mm，凸缘厚度取S=(0.08~0.1)D，取S=6mm。根据图6-27凸缘式
轴承盖，轴承外径62mm，螺钉直径6mm，凸缘厚度e=1.2×螺钉直径=7.2mm,，圆整为8mm，L2≥8+6=14mm取L2=30mm。
套杯凸缘厚度，伸出后边伸出长度，壁厚均为6mm。固定轴承盖和套杯的螺钉为4个，对称螺钉中心距为D0=D+2S2+2.5D3=62+4.5×6mm=89mm。套杯凸缘处直径D2=D0+3d3=89+3×6=107mm。套杯总长103mm。
L3与轴承配合。取L3=B=16mm。
为了使甩油环与轴肩不接触，直接顶到轴承内圈，L5比B稍小一些。取L5=13mm。
2. 输入轴Ⅰ校核
受力分析画受力分析图。
已知T1=34.141N·m，，小锥齿轮的锥角。
(1) 计算锥齿轮部分受力： 圆周力， 径向力， 轴向力，
计算轴承处作用力。
水平面内Z方向上力平衡： 垂直面内力平衡：
竖直面内对右边轴承处力矩平衡： 水平面内对右边轴承处力矩平衡： 得：， ， ，
(2) 画弯矩图：
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按式并作出M图及扭矩图。
画水平方向和竖直方向弯矩图：
由图可知，最大合成弯矩在右边轴承处。最大弯矩为可以看出最大计算应力处，
转矩图：T=34.141N·
m
(3)校核轴的强度：
已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数，计算应力。
从弯扭图中可以看出，危险截面为右边轴承处，其轴径为24mm，将弯曲应力扭转切应力，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为
W为轴的抗弯截面系数，，查表15-1可得其值为，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入， W=
代入公式：
查表15-1，45钢，调质，。 强度足够。
3. 轴Ⅱ设计
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。
轴最小直径为25.248mm，与轴承配合取d1=d3=30mm。 一个轴肩，取d2=38mm。
此轴各长度与箱体结构有关，根据绘制的减速器装配底图，分析确定轴上各段长度。
如图，取大锥齿轮轮毂45mm，分度圆距离轮毂靠近内侧边缘21mm，取轮毂内侧边缘距离小圆柱齿轮a1=7mm。则距离大齿轮边缘为7+5/2=9.5，可以保证安全距离。
图中a2=37.5-21-a1=9.5。则L=65-9.5+6=61.5mm。另外一侧a3=L-37.5+(45-21)=0。
即轮毂贴在甩油环上。
由此分析确定轴上各长度。L1为轮毂长度加上轴伸入箱壁长度。伸入箱壁长度为壁厚B减去轴承盖腿长m，取m=5mm。L1=45+B-m=45+32-5=72mm。
L2=a1=7mm。
L3为小圆柱齿轮宽加上，加上伸入箱壁长度。L3=65+6+32-5=98mm。
4. 轴Ⅱ强度校核
（1） 计算受力。画受力分析图：
由轴Ⅰ小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。 圆周力 径向力 轴向力
小圆柱齿轮受力情况如下： 圆周力 径向力 轴向力
水平面内Z方向上力平衡： 竖直面内力平衡：
水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：
竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡： 得：， ， ，
776.94N。
（2） 画弯矩图：
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按式并作出M图及扭矩图：
转矩图：
（3） 已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数，计算应力。从弯扭图中可以看出，危险截面为小圆柱齿轮安装处，其轴径为，将弯曲应力，扭转切应力，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为：
W为轴的抗弯截面系数，，查表15-1可得其值为，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入：
代入公式：
查表15-1，45钢，调质，。 强度足够。
5. 轴Ⅲ设计
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。初步设计结构如下：
轴Ⅲ最小直径39.5mm，取d1=40mm。 有一个轴肩定位小链轮，d2=45mm。 与轴承配合，取d3=50mm。
定位轴肩，取d4=58mm，d5=53mm。 同样轴承配合,d6=d3=50mm。
根据已经选择的链节号，计算链轮齿宽，考虑到链板宽度、链轮结构和链轮在轴端的固定，轮毂长度比链轮齿宽大一些，取L1=25mm。L2应该比轴承盖腿长加上轴承盖凸缘厚度长一些。腿长m=5mm，查得凸缘厚度e=9.6mm，取L2=25mm。
L3约为箱体壁厚减去腿长，取L3=27mm。
L5应该比大圆柱齿轮齿宽小一些，取L5=57mm。
大齿轮距离内壁安全距离为6mm，通过结构决定L4=123-6-60=57mm。最终绘制装配图时发现圆柱齿轮啮合不好，修正为L4=53mm，L3=30mm，轴的装配位置整体向联轴器方向移动。改变甩油环的长度。轴上受力不变。
L6=6+(60-57)+L3=36mm。
6. 轴Ⅲ强度校核
（1） 计算受力。画受力分析图：
由轴Ⅱ小圆柱齿轮受力分析，得到大圆柱齿轮上受力情况如下： 圆周力， 径向力， 轴向力。
链轮处受力情况根据前边滚子链传动计算，有效圆周力。压轴力为 。 即，。
水平面内Z方向上力平衡： 竖直面内力平衡：
水平面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡：
竖直面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡： 得：， ， ， 。
（2） 画弯矩图：
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按式并作出M图及扭矩图。
根据以前计算此处T=373.883N·m。 （3） 计算校核：
已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数，计算应力。从弯扭图中可以看出，危险截面为左边轴承安装处，其轴径为，将弯曲应力，扭转切应力，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为：
W为轴的抗弯截面系数，，查表15-1可得其值为，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=14mm，高h=9mm，t=h/2=4.5mm。代入：
代入公式：
查表15-1，45钢，调质，。 强度足够。
十一、轴承寿命校核
预取轴承代号及重要参数如下：
1． 高速轴上轴承的校核
画受力分析图。
由轴的计算可知：
Fr1 =1736.6N，Fr2 =582.3N，Fa=125.71N。 计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。 Fd2=0.68×Fr2=359.96N Fd1=0.68×Fr1=1180.89N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=1180.89+125.71=1306.6N 轴承1被放松，Fa1=Fd1=1180.89N 计算当量动载荷： ，
查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87，轻微冲击，fp=1.1。 P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=1910.26N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=1513.04N
计算寿命：
10年，每年300天，每天16小时为48000h，寿命不足。改选圆锥滚子轴承30206，额定动载荷43200N。计算系数e=0.37，Y=1.6。
计算派生轴向力： Fd2=Fr2/(2Y)=181.97N Fd1=Fr1/(2Y)=542.69N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=542.69+125.71=668.4N 轴承1被放松，Fa1=Fd1=542.69N 计算当量动载荷： ，
查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，径向当量动负荷， 当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N
当Fa/Fr＞e时，Pr=0.4Fr+YFa，即Pr2=0.4Fr2+1.6Fa2=1302.36 将较大数值代入寿命公式：
符合寿命要求。
2． 中间轴上轴承的校核
画受力分析：
由轴的计算可知：
Fr1 =893.89N，Fr2 =1636.23N，Fa1=377.24N。Fa2=872.8N 计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。 Fd1=0.68×Fr1=607.85N Fd2=0.68×Fr2=1112.63N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa22=Fd1+Fa2-Fa1=1103.41N 轴承1被放松，Fa11=Fd1=607.85N 计算当量动载荷： ，
查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，轻微冲击，fp=1.1。 P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa11)=983.28N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa22)=1799.85N 计算寿命：
10年， 每年300天，每天16小时为48000h，寿命满足要求。
3． 低速轴上轴承的校核
画受力分析图：
由轴的计算可知：
Fr1 =3568.79N，Fr2 =8268.8N，Fa=872.8N。 计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。 Fd2=0.68×Fr2=5622.78N Fd1=0.68×Fr1=2426.78N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=2426.78+872.8=3299.58N 轴承1被放松，Fa1=Fd1=2426.78N 计算当量动载荷： ，
查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，轻微冲击，fp=1.1。 P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=3925.67N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=9095.68N 计算寿命：
10年，每年300天，每天16小时为48000h，寿命不足。改选圆锥滚子轴承30210，额定动载荷43200N。代入计算：
不符合寿命要求。
改选圆锥滚子轴承30210，额定动载荷73200N。计算系数e=0.42，Y=1.4。 计算派生轴向力： Fd2=Fr2/(2Y)=2953.14N Fd1=Fr1/(2Y)=1274.57N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=1274.57+872.8=2147.37N 轴承1被放松，Fa1=Fd1=1274.57N 计算当量动载荷： ，
查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，径向当量动负荷，
当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N，Pr2=Fr2=8268.8N 将较大数值代入寿命公式：
大于48000h。符合寿命要求。 最终选择轴承情况如下：
十二、键选择和键强度校核
查表6-2，钢，轻微冲击，许用挤压强度为。
1. 高速轴上键的校核
与联轴器相连的键校核
选择普通A型平键，6×6，L=45mm。 T=34.141N·m，b=6mm，h=6mm，L=45mm，k=0.5h=3mm，键的有效长度l=L-b=39mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
与小锥齿轮相连的键校核
选择普通A型平键，8×7，L=32。
T=34.141N·m，b=8mm，h=7mm，L=32mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=24mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
2. 中间轴上键的校核
与大锥齿轮相连的键校核
选择普通A型平键，8×7，L=40mm。 T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=40mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=32mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
与小圆柱齿轮相连的键校核
选择普通A型平键，8×7，L=56mm。 T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=56mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=48mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
3. 低速轴上键的校核
与链轮相连的键校核
选择普通A型平键，12×8，L=20mm。 T=373.88N·m，b=12mm，h=8mm，L=20mm，k=0.5h=4mm，键的有效长度l=L-b=8mm。
根据键的静强度校核公式：
不符合强度条件。
改用两个普通B型（平头）平键，12×8， L=22mm，有效长度l=L=22mm。 代入公式：
符合强度条件。
考虑两个键对于轴强度的影响，直径应比无键时增加7%，
轴根据扭转强度初算为37.66mm，增大7%为40.3mm，修正轴上尺寸d1=41mm。
大圆柱齿轮相连的键校核
选择普通A型平键，16×10，L=50mm。 T=373.883N·m，b=16mm，h=10mm，L=50mm，k=0.5h=5mm，键的有效长度l=L-b=34mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
十三、箱体结构和附件设计
箱体主要结构尺寸：
附件设计
(1)视孔和视孔盖：
取A=150mm，A1=A+5d4=180mm，A2=(A+A1)/2=165mm， B1=箱体宽-15~20=139-19=120mm。B=B1-5d4=90mm， B2=(B+B1)/2=105mm。h=5mm ，R=5mm。 (2)通气器：
根据手册表7-1，选择简易式通气器，安装在钢板视孔盖上M20×1.5。 (3)油标：
由手册表7-3选用油尺油标M12。 (4)放油孔和螺塞：
在油池最低位置设置放油孔，根据手册表7-4，选择M14×1.5。 (5)启盖螺钉：
在箱盖凸缘上装设1个启盖螺钉，M8。 (6)定位销：
在箱体连接凸缘长度方向的两端安置两个定位销，采用圆锥销，d=6，长度要比凸缘总厚度长。
(7)起吊装置：
在箱体上设计吊环螺钉。中心距155mm，取可以承载180kg的标准吊环螺钉，单螺钉起吊方式螺纹M10。
十四、润滑和密封设计
齿轮油润滑：大圆柱齿轮浸入润滑油的深度hs=40mm，距油池底为H-d/2--(5~8)，为180-248/2=40mm。润滑油总高度80mm。
根据常用润滑油用途，选择全损耗系统用油(GB 443-1989)，代号L-AN15。 轴承脂润滑：查润滑脂主要用途，选择钠基润滑脂(GB 492-1989)，代号L-XACMGA2。
为了保证密封性，箱盖与箱体连接面应该精加工，表面粗糙度Ra=6.3。凸缘上螺栓间距不应过大，选择间距约为70mm。具体位置由绘图确定。
十五、设计心得体会
刚开始看到设计题目和设计内容的时候认为还是比较简单的，但是，深入研究之后，发现机械设计的博大精深完全不是我可以想象到的，以前书本上学的一些概念的东西相比这次的设计内容来说真的是太过简单。
绘制装配图的时候才真的体会到，牵一发动全身，毕竟前期的设计只是以简单的草图为基础，缺少整体的关联尺寸，于是进行了大量的修改。这个修改的过程真的考验了我的脑细胞和体力，几天的时间都一直在画图，但是一直坚持着精益求精从不乱画，每一条线段，每一个尺寸都经过了推敲，每一次下笔都经过三思，遇到小的错误也绝对不姑息，尽量做到最好。因为我知道，即使我自己觉得已经做到了最好，其实还是有很多的错误和不足。如果我自己都做的没那么圆满，那么距离真正的机械设计要求就差距更大了。为了让自己收获更多，我努力了，我也成功了。
这次课程设计的过程，真的获益良多，感慨颇多，值得细细品味。为我以后的设计工作打下了基础。
十六、参考书目
1.《机械设计课程设计》西北工业大学 李育锡 主编 2.《机械设计》第九版 西北工业大学编著 3《材料力学》西北工业大学出版社
4《机械原理》第七版 西北工业大学编著
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目：链板式输送机传动装置
设计者： 指导老师：
目 录
一、设计任务说明2 二、传动简图的拟定2 三、电动机的选择2 四、传动比的分配3 五、传动参数的计算3 六、减速器传动零件设计计算4 1. 高速级直齿锥齿轮传动的设计计算4 2. 中间级斜齿圆柱齿轮传动设计计算8 3. 低速级链传动的设计计算11 七、初算轴径13
八、选择联轴器和轴承13 九、绘制基本结构装配底图14 十、轴系零件设计校核15 十一、轴承寿命校核24 十二、键选择及强度校核28 十三、箱体结构及附件设计30 十四、润滑和密封设计33 十五、设计心得体会33 十六、参考书目34
一、设计任务说明
1.设计任务
设计链板式输送机的传动装置。
2.原始数据
3.工作条件
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差正负5%。
二、传动简图的拟定
三、电动机的选择
1. 类型和结构形式的选择
选择Y系列电动机。具有结构简单，价格低廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中等显著特点。
2. 功率的确定
电动机至工作机的总效率(串联时)。弹性联轴器效率，球轴承效率，8级精度锥齿轮，8级精度圆柱齿轮，滚子链传动效率
所需电动机的功率。
电动机额定功率。按照≥来选取电动机型号。
3. 转速的确定
根据Y系列常用转速，选择同步转速1000r/min的电动机。
Y系列三相异步电动机，型号为Y132M1—6。机座带底脚，端盖无凸缘。
四、传动比的分配
电动机满载转速，工作机的转速
一般圆锥——圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮传动比可按下式分配
12明显过大，根据一般锥齿轮传动比的限制，取， 再取圆柱齿轮传动比 取链传动传动比。
五、传动参数的计算
1. 各轴转速n（r/min） 高速轴Ⅰ转速 ， 中间轴Ⅱ转速 ， 低速轴Ⅲ转速 ， 滚筒轴Ⅳ转速 2. 各轴的输入功率P(kw)
高速轴Ⅰ输入功率 中间轴Ⅱ输入功率 低速轴Ⅲ输入功率 滚筒轴Ⅳ输入功率 3. 各轴的输入转矩T（N·m） 高速轴Ⅰ输入转矩 中间轴Ⅱ输入转矩 低速轴Ⅲ输入转矩 滚筒轴Ⅳ输入转矩
根据以上计算数据列出下表,供以后设计计算使用。
六、减速器传动零件设计计算
1. 高速级锥齿轮的设计计算
(1) 选择材料，精度，齿数：
小齿轮选择40Cr,锻钢,调质处理,硬度250-260HBS， 大齿轮选择45钢，锻钢,硬度200-210HBS。 8级精度。选小齿轮齿数20，大齿轮齿数60。 (2) 按齿面接触疲劳强度计算：
分别确定公式内各个计算数值：
参数确定完毕，将较小的代入公式中，
=61.147mm
锥齿轮平均分度圆直径=50.955mm。
计算圆周速度v，锥齿轮圆周速度需按照平均分度圆直径计算。
计算实际载荷系数：载荷系数K=
根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机)，
根据v=2.561m/s,8级精度，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，查得动载系数1.15；
:；
根据。由表10-9，。。 K=。
校正分度圆直径： 61.147×=72.754 计算模数：
(3) 按齿根弯曲疲劳强度计算：
确定公式中参数：
系数已经确定。 对比大小齿轮。
大齿轮数值较大。
将大齿轮数值代入公式：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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，可取由弯曲强度算得的模数2.702就近圆整为标准值m=3 mm。按接触强度所得的分度圆直径=72.754mm，算出小齿轮齿数：
大齿轮齿数：
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。
(4) 几何尺寸计算： 计算分度圆直径
计算锥角 得
计算锥距 计算齿宽
计算平均分度圆直径
计算平均模数 计算当量齿数
(5) 结构选择：
小齿轮齿顶圆直径＜160mm，选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径＞160mm，选用腹板式结构。 高速级锥齿轮的主要设计参数：
2． 中间级圆柱齿轮的设计
(1) 选精度等级，材料及齿：
材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS。
仍选用8级精度。该级齿轮传动比为4，选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，初选螺旋角
(2) 按齿面接触强度计算设计： 按式（10-11）试算，即
分别确定公式内各个计算数值：
将较小的值代入公式计算：
计算圆周速度： 计算齿宽：
计算齿宽与齿高比：
计算实际载荷系数： 载荷系数K=
根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机)，
根据v=m/s，8级精度，由图10-8，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，查得动载系数1.1；
:由表10-3，；
由表10-4，非对称分布，；由表10-13，。 接触疲劳载荷系数：K=。 弯曲疲劳载荷系数：K=。 校正分度圆直径： 54.38×=62.242 计算当量模数：
(3) 按齿根弯曲强度计算设计：
确定参数：
系数已经确定。 对比大小齿轮。
大齿轮数值大。将较大数值代入公式中计算：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲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，可取由弯曲强度算得的法面模数2.174就近圆整为标准值2.5mm。按接触强度所得的分度圆直径=62.242 mm，算出小齿轮齿数
大齿轮齿数
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。
(4) 尺寸计算： 计算中心距a：
圆整为155mm 修正螺旋角：
改变不多，其他不需要修正。 计算分度圆直径：
计算齿轮宽度：
圆整后取，
(5) 齿轮结构选择：
小齿轮齿顶圆直径＜160mm，选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径＞160mm，选用腹板式结构。
3． 低速级链传动设计计算
需要传递的功率为3.132kW，主动链轮转速。 （1） 选择链轮齿数：
取小链轮齿数，大链轮齿数。 （2） 确定计算功率：
由表9-6，轻微冲击，工况系数=1.0。
由图9-13，齿数18，主动链轮齿数系数。 取单排链。
则计算功率为： =4.5414kW
（3） 选择链条型号和节距：
根据和。查图9-11，可选择20A。查表9-1，链条节距为p=31.75mm。 （4） 计算链节距和中心距： 初选中心距
取，相应的链长节数为
取链长节数为110节。
查表9-7得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为
（5） 计算链速v，确定润滑方式：
查图9-14，选择滴油润滑。 （6） 计算压轴力： 有效圆周力为
链轮水平布置，压轴力系数，。 压轴力为 。
低速级链轮的主要设计参数
七、初算轴径
1. 选择材料
选择45刚，调质处理。许用扭转切应力。
2. 按照扭转强度条件初步估算轴径
轴Ⅰ:
轴Ⅱ:
轴Ⅲ:
考虑到轴上键槽的影响，对于d≤100mm的轴，直径放大5%。
八、选择联轴器和轴承
1. 选择高速输入轴联轴器
(1)类型选择：
选择弹性柱销联轴器，适用于连接两同轴线的传动轴系，并具有补偿两轴相对位移和一般减振性能。工作温度-20~70℃。
(2)载荷计算：
公称转矩由表14-1查得，由计算得到计算转矩：
(3)型号选择：
根据转矩，轴最小直径17.807mm。
选择型号。查弹性柱销联轴器GB/T-5014-2003，LX1联轴器可以满足要求。主要参数如下：
2. 选择轴承类型
考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列02，0级公差，0
组游隙，，脂润滑。
九、绘制基本结构装配底图
如图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计。 查手册表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚。 地脚螺栓直径。取。
箱盖与箱座连接螺栓直径。根据螺栓标准取8mm。对应螺栓的扳手空间，至外箱壁距离，至凸缘边缘直径。
，，取。，初取8mm。
后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。
十、轴系零件设计校核
1. 输入轴Ⅰ设计
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。 设计基本结构并且确定尺寸：
轴最小直径17.807，取d1=18mm。
查联轴器参数L1=52，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L1取略短一些，L1=50。
联轴器右端需一个轴肩，故取d2=25mm。
确定d3为轴承配合，需要5的倍数，取d3=30mm。 查角接触球轴承（GB/T 292-1994），取7206AC，内径30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，安装尺寸，也就是d4≥36mm，取d4=38mm。
d5=d3=30mm。
有一个轴肩，取d6=24mm。
采用轴端挡圈加双螺钉固定锥齿轮的右端，
查手册34页确定L4，L6。两轴承距离为，与锥齿轮靠近的轴承与锥齿轮分度圆处距离为。如下图：
一般取，或，d为安装轴承处的直径。我们取75mm。取。 L4=59mm
查机械设计图10-39，锥齿轮结构，锥齿轮与轴配合部分长度L=（1-1.2）d，此处d=d6=24mm。取L=30mm。
套杯伸出厚度为6mm，则L6约为30+6=36mm。取L6=36mm。
L2长度为套杯凸缘厚度，轴承盖厚度，加上一段距离。查手册图6-29，根据套杯内径62mm，凸缘厚度取S=(0.08~0.1)D，取S=6mm。根据图6-27凸缘式
轴承盖，轴承外径62mm，螺钉直径6mm，凸缘厚度e=1.2×螺钉直径=7.2mm,，圆整为8mm，L2≥8+6=14mm取L2=30mm。
套杯凸缘厚度，伸出后边伸出长度，壁厚均为6mm。固定轴承盖和套杯的螺钉为4个，对称螺钉中心距为D0=D+2S2+2.5D3=62+4.5×6mm=89mm。套杯凸缘处直径D2=D0+3d3=89+3×6=107mm。套杯总长103mm。
L3与轴承配合。取L3=B=16mm。
为了使甩油环与轴肩不接触，直接顶到轴承内圈，L5比B稍小一些。取L5=13mm。
2. 输入轴Ⅰ校核
受力分析画受力分析图。
已知T1=34.141N·m，，小锥齿轮的锥角。
(1) 计算锥齿轮部分受力： 圆周力， 径向力， 轴向力，
计算轴承处作用力。
水平面内Z方向上力平衡： 垂直面内力平衡：
竖直面内对右边轴承处力矩平衡： 水平面内对右边轴承处力矩平衡： 得：， ， ，
(2) 画弯矩图：
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按式并作出M图及扭矩图。
画水平方向和竖直方向弯矩图：
由图可知，最大合成弯矩在右边轴承处。最大弯矩为可以看出最大计算应力处，
转矩图：T=34.141N·
m
(3)校核轴的强度：
已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数，计算应力。
从弯扭图中可以看出，危险截面为右边轴承处，其轴径为24mm，将弯曲应力扭转切应力，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为
W为轴的抗弯截面系数，，查表15-1可得其值为，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入， W=
代入公式：
查表15-1，45钢，调质，。 强度足够。
3. 轴Ⅱ设计
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。
轴最小直径为25.248mm，与轴承配合取d1=d3=30mm。 一个轴肩，取d2=38mm。
此轴各长度与箱体结构有关，根据绘制的减速器装配底图，分析确定轴上各段长度。
如图，取大锥齿轮轮毂45mm，分度圆距离轮毂靠近内侧边缘21mm，取轮毂内侧边缘距离小圆柱齿轮a1=7mm。则距离大齿轮边缘为7+5/2=9.5，可以保证安全距离。
图中a2=37.5-21-a1=9.5。则L=65-9.5+6=61.5mm。另外一侧a3=L-37.5+(45-21)=0。
即轮毂贴在甩油环上。
由此分析确定轴上各长度。L1为轮毂长度加上轴伸入箱壁长度。伸入箱壁长度为壁厚B减去轴承盖腿长m，取m=5mm。L1=45+B-m=45+32-5=72mm。
L2=a1=7mm。
L3为小圆柱齿轮宽加上，加上伸入箱壁长度。L3=65+6+32-5=98mm。
4. 轴Ⅱ强度校核
（1） 计算受力。画受力分析图：
由轴Ⅰ小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。 圆周力 径向力 轴向力
小圆柱齿轮受力情况如下： 圆周力 径向力 轴向力
水平面内Z方向上力平衡： 竖直面内力平衡：
水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：
竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡： 得：， ， ，
776.94N。
（2） 画弯矩图：
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按式并作出M图及扭矩图：
转矩图：
（3） 已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数，计算应力。从弯扭图中可以看出，危险截面为小圆柱齿轮安装处，其轴径为，将弯曲应力，扭转切应力，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为：
W为轴的抗弯截面系数，，查表15-1可得其值为，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入：
代入公式：
查表15-1，45钢，调质，。 强度足够。
5. 轴Ⅲ设计
选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。初步设计结构如下：
轴Ⅲ最小直径39.5mm，取d1=40mm。 有一个轴肩定位小链轮，d2=45mm。 与轴承配合，取d3=50mm。
定位轴肩，取d4=58mm，d5=53mm。 同样轴承配合,d6=d3=50mm。
根据已经选择的链节号，计算链轮齿宽，考虑到链板宽度、链轮结构和链轮在轴端的固定，轮毂长度比链轮齿宽大一些，取L1=25mm。L2应该比轴承盖腿长加上轴承盖凸缘厚度长一些。腿长m=5mm，查得凸缘厚度e=9.6mm，取L2=25mm。
L3约为箱体壁厚减去腿长，取L3=27mm。
L5应该比大圆柱齿轮齿宽小一些，取L5=57mm。
大齿轮距离内壁安全距离为6mm，通过结构决定L4=123-6-60=57mm。最终绘制装配图时发现圆柱齿轮啮合不好，修正为L4=53mm，L3=30mm，轴的装配位置整体向联轴器方向移动。改变甩油环的长度。轴上受力不变。
L6=6+(60-57)+L3=36mm。
6. 轴Ⅲ强度校核
（1） 计算受力。画受力分析图：
由轴Ⅱ小圆柱齿轮受力分析，得到大圆柱齿轮上受力情况如下： 圆周力， 径向力， 轴向力。
链轮处受力情况根据前边滚子链传动计算，有效圆周力。压轴力为 。 即，。
水平面内Z方向上力平衡： 竖直面内力平衡：
水平面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡：
竖直面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡： 得：， ， ， 。
（2） 画弯矩图：
根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按式并作出M图及扭矩图。
根据以前计算此处T=373.883N·m。 （3） 计算校核：
已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数，计算应力。从弯扭图中可以看出，危险截面为左边轴承安装处，其轴径为，将弯曲应力，扭转切应力，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为：
W为轴的抗弯截面系数，，查表15-1可得其值为，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。
查表6-1，键宽b=14mm，高h=9mm，t=h/2=4.5mm。代入：
代入公式：
查表15-1，45钢，调质，。 强度足够。
十一、轴承寿命校核
预取轴承代号及重要参数如下：
1． 高速轴上轴承的校核
画受力分析图。
由轴的计算可知：
Fr1 =1736.6N，Fr2 =582.3N，Fa=125.71N。 计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。 Fd2=0.68×Fr2=359.96N Fd1=0.68×Fr1=1180.89N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=1180.89+125.71=1306.6N 轴承1被放松，Fa1=Fd1=1180.89N 计算当量动载荷： ，
查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87，轻微冲击，fp=1.1。 P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=1910.26N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=1513.04N
计算寿命：
10年，每年300天，每天16小时为48000h，寿命不足。改选圆锥滚子轴承30206，额定动载荷43200N。计算系数e=0.37，Y=1.6。
计算派生轴向力： Fd2=Fr2/(2Y)=181.97N Fd1=Fr1/(2Y)=542.69N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=542.69+125.71=668.4N 轴承1被放松，Fa1=Fd1=542.69N 计算当量动载荷： ，
查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，径向当量动负荷， 当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N
当Fa/Fr＞e时，Pr=0.4Fr+YFa，即Pr2=0.4Fr2+1.6Fa2=1302.36 将较大数值代入寿命公式：
符合寿命要求。
2． 中间轴上轴承的校核
画受力分析：
由轴的计算可知：
Fr1 =893.89N，Fr2 =1636.23N，Fa1=377.24N。Fa2=872.8N 计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。 Fd1=0.68×Fr1=607.85N Fd2=0.68×Fr2=1112.63N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa22=Fd1+Fa2-Fa1=1103.41N 轴承1被放松，Fa11=Fd1=607.85N 计算当量动载荷： ，
查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，轻微冲击，fp=1.1。 P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa11)=983.28N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa22)=1799.85N 计算寿命：
10年， 每年300天，每天16小时为48000h，寿命满足要求。
3． 低速轴上轴承的校核
画受力分析图：
由轴的计算可知：
Fr1 =3568.79N，Fr2 =8268.8N，Fa=872.8N。 计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。 Fd2=0.68×Fr2=5622.78N Fd1=0.68×Fr1=2426.78N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=2426.78+872.8=3299.58N 轴承1被放松，Fa1=Fd1=2426.78N 计算当量动载荷： ，
查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，轻微冲击，fp=1.1。 P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=3925.67N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=9095.68N 计算寿命：
10年，每年300天，每天16小时为48000h，寿命不足。改选圆锥滚子轴承30210，额定动载荷43200N。代入计算：
不符合寿命要求。
改选圆锥滚子轴承30210，额定动载荷73200N。计算系数e=0.42，Y=1.4。 计算派生轴向力： Fd2=Fr2/(2Y)=2953.14N Fd1=Fr1/(2Y)=1274.57N 计算轴承轴向力：
轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=1274.57+872.8=2147.37N 轴承1被放松，Fa1=Fd1=1274.57N 计算当量动载荷： ，
查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，径向当量动负荷，
当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N，Pr2=Fr2=8268.8N 将较大数值代入寿命公式：
大于48000h。符合寿命要求。 最终选择轴承情况如下：
十二、键选择和键强度校核
查表6-2，钢，轻微冲击，许用挤压强度为。
1. 高速轴上键的校核
与联轴器相连的键校核
选择普通A型平键，6×6，L=45mm。 T=34.141N·m，b=6mm，h=6mm，L=45mm，k=0.5h=3mm，键的有效长度l=L-b=39mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
与小锥齿轮相连的键校核
选择普通A型平键，8×7，L=32。
T=34.141N·m，b=8mm，h=7mm，L=32mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=24mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
2. 中间轴上键的校核
与大锥齿轮相连的键校核
选择普通A型平键，8×7，L=40mm。 T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=40mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=32mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
与小圆柱齿轮相连的键校核
选择普通A型平键，8×7，L=56mm。 T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=56mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=48mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
3. 低速轴上键的校核
与链轮相连的键校核
选择普通A型平键，12×8，L=20mm。 T=373.88N·m，b=12mm，h=8mm，L=20mm，k=0.5h=4mm，键的有效长度l=L-b=8mm。
根据键的静强度校核公式：
不符合强度条件。
改用两个普通B型（平头）平键，12×8， L=22mm，有效长度l=L=22mm。 代入公式：
符合强度条件。
考虑两个键对于轴强度的影响，直径应比无键时增加7%，
轴根据扭转强度初算为37.66mm，增大7%为40.3mm，修正轴上尺寸d1=41mm。
大圆柱齿轮相连的键校核
选择普通A型平键，16×10，L=50mm。 T=373.883N·m，b=16mm，h=10mm，L=50mm，k=0.5h=5mm，键的有效长度l=L-b=34mm。
根据键的静强度校核公式：
符合强度条件。
十三、箱体结构和附件设计
箱体主要结构尺寸：
附件设计
(1)视孔和视孔盖：
取A=150mm，A1=A+5d4=180mm，A2=(A+A1)/2=165mm， B1=箱体宽-15~20=139-19=120mm。B=B1-5d4=90mm， B2=(B+B1)/2=105mm。h=5mm ，R=5mm。 (2)通气器：
根据手册表7-1，选择简易式通气器，安装在钢板视孔盖上M20×1.5。 (3)油标：
由手册表7-3选用油尺油标M12。 (4)放油孔和螺塞：
在油池最低位置设置放油孔，根据手册表7-4，选择M14×1.5。 (5)启盖螺钉：
在箱盖凸缘上装设1个启盖螺钉，M8。 (6)定位销：
在箱体连接凸缘长度方向的两端安置两个定位销，采用圆锥销，d=6，长度要比凸缘总厚度长。
(7)起吊装置：
在箱体上设计吊环螺钉。中心距155mm，取可以承载180kg的标准吊环螺钉，单螺钉起吊方式螺纹M10。
十四、润滑和密封设计
齿轮油润滑：大圆柱齿轮浸入润滑油的深度hs=40mm，距油池底为H-d/2--(5~8)，为180-248/2=40mm。润滑油总高度80mm。
根据常用润滑油用途，选择全损耗系统用油(GB 443-1989)，代号L-AN15。 轴承脂润滑：查润滑脂主要用途，选择钠基润滑脂(GB 492-1989)，代号L-XACMGA2。
为了保证密封性，箱盖与箱体连接面应该精加工，表面粗糙度Ra=6.3。凸缘上螺栓间距不应过大，选择间距约为70mm。具体位置由绘图确定。
十五、设计心得体会
刚开始看到设计题目和设计内容的时候认为还是比较简单的，但是，深入研究之后，发现机械设计的博大精深完全不是我可以想象到的，以前书本上学的一些概念的东西相比这次的设计内容来说真的是太过简单。
绘制装配图的时候才真的体会到，牵一发动全身，毕竟前期的设计只是以简单的草图为基础，缺少整体的关联尺寸，于是进行了大量的修改。这个修改的过程真的考验了我的脑细胞和体力，几天的时间都一直在画图，但是一直坚持着精益求精从不乱画，每一条线段，每一个尺寸都经过了推敲，每一次下笔都经过三思，遇到小的错误也绝对不姑息，尽量做到最好。因为我知道，即使我自己觉得已经做到了最好，其实还是有很多的错误和不足。如果我自己都做的没那么圆满，那么距离真正的机械设计要求就差距更大了。为了让自己收获更多，我努力了，我也成功了。
这次课程设计的过程，真的获益良多，感慨颇多，值得细细品味。为我以后的设计工作打下了基础。
十六、参考书目
1.《机械设计课程设计》西北工业大学 李育锡 主编 2.《机械设计》第九版 西北工业大学编著 3《材料力学》西北工业大学出版社
4《机械原理》第七版 西北工业大学编著