机械设计课程设计带式运输机的传动装置设计.doc

<<机械设计课程>> 课程设计题目: 带式运输机的传动装置设计学 院: 机械工程学院专 业: 机自 班 级: 机自021 学 号: 0201250112 学生姓名: 林强 指导教师: 韦立江 日 期：2004年7月20日 目 录设计要求-1选择电动机-1V带设计-2齿轮设计-3轴的结构设计-8键的选择-12润滑、密封方式的选择-12箱体及附件的结构设计及选择-12设计小结-12参考资料-12带式传动机构减速器的设计设计要求：设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下。用于运输粹粒物体，工作时载荷有轻微冲击，输送带允许速度误差，二班工作制，使用期10年（每年工作日300天），连续单向运转，小批量生产。设计原始数据如下：班别运输带牵引力F（N）运输带速度V（m/s）传动滚筒直径D（mm）机自02147500.8350要求：1、减速器工作图一张（A0图纸）； 2、零件工作图一张（传动件、轴， A3图纸）； 3、设计说明书一份。V带传动齿轮减速箱电动机联轴器传送带滚筒一、选择电动机1）电动机类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2）确定电动机的转速在一般机械中，用得最多的是同步转速为1500或1000r/min，这里选用1500r/min3）电动机的功率和型号的确定 由T=F×D/2 得：F=2T/D=700×2×1000/330=4242N工作的有效功率：Pw=FV/1000=44750×0.8/1000=3.8KW设1, 2, 3, 4, 5,分别为V带传动，滚动轴承，闭式齿轮传动，弹性连轴器和滚筒的效率，由表2-2查得：1=0.95 2 =0.98 3 =0.98 4 =0.99 5=0.96传动装置的总功率为： =1×24×32×4×5 =0.95×0.984×0.982×0.99×0.96=0.7998电动机的功率为：Pd=Pw/=3.8/0.7998=4.7512kw查表16-1选电动机的额定功率为Pe=5.5kw，nm=1440r/min，型号：Y132S-44）计算传动比工作机的转速 nw=60×v/(D×10-3)=60×0.8/(×350×10-3)=43.654 r/min总传动比 i=nm/n=1440/43.654=32.9875）传动比的分配设i1，i2分别为展开式圆柱齿轮的高速级和低速级的传动比，取i1=1.3i2 ，由 i=i带×i1×i2=2.5×1.3×i22=32.654得 i2=3.1895 i1=1.3×i2=4.1416 i3=1.04.传动装置的运动和动力参数的计算1）各轴转速的计算nI=nm/i带=1440/2.5=576r/minnII=nI/i1=576/4.1416=139.077r/minnIII=nII/i2=139.077/3.1859=43.654r/minnIV=nIII=51.97r/min各轴的输出功率：PI=P×1=4.7512×0.98=4.4234kw PII=PI×2×3=4.4234×0.98×0.98=4.2482kwPIII=PII×23=4.2482×0.98×0.98=4.0800kw PIV=PIII×34=4.0800×0.99×0.96×0.98=3.8001kw各轴的输入转矩T1=9550×PI/nI=75.19 N *m) T2=9550×PII/nII=274.13 N*mTIII=9550×PIII/nIII=768.70 N*m TIV=9550×PIV/nIV=745.79 N*m表 电动机的数据及总传比型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/m总传比i外伸轴径mm轴外伸长度mm轴心高度mmY132S-45.51500144032.9873880132表II 各轴的运动及动力参数轴号转速n(r/min)功率P(kw)转矩T(N·m)传动比i电机轴14404.751231.5102.5I576.04.423473.3404.1416II139.0774.2482291.7113.1859III43.6544.0800892.2641.0IV43.6543.8001831.332减速器的零部件设计：二、V带设计1）确定计算功率Pca根据前面的设计要求，有轻微的振动，两班制（16h）工作，查表8-6得工作情况系数 KA=1.2 Pca=Pd×KA=4.7512×1.2=5.7014 kw小带轮的转速为：n=1440 r/min2）根据小带轮转速和计算功率查普通V 带选型图8-8，知dd1=112140取dd1=112 mm，即选择A型V 带则 dd2=dd1×i带=280 mm V1=3.14×dd1×n1/60×1000=3.14×125×1440/60×1000=9.42<20 m/s3）确定中心距a0=500 mm基准长度 Ld1=2×a0+3.14×（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4×a0=1000+686.875+14.648=1701.875 mm 根据Ld1由表8-2中选取V 带的基准长度 Ld=1800 mm近似计算中心距：a=a0+（Ld-Ld1）/2=485.244 mm考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：amin=a-0.015Ld=461.244 mmamax=a+0.03Ld=533.244 mm4）验算主动轮上的包角1=1800-（dd2-dd1）×57.50/a=160.90012005）确定带的根数Z K -包角的系数 KL-长度系数 P0-单根V带的基本额定功率 P0-计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量查表8-8，知K =0.95 查表8-2，知KL=0.99查表8-5a知P0=1.62 查表8-5b知 P0=0.17Z =Pca/（P0+P ）×K ×KL=6.2062/（1.62+0.17）×0.95×0.99=3.39所以取带的根数为4根6）确定带的预紧力F0F0=500×Pca×（2.5/K -1）/ZV +qv2其中q表示传动带单位长度的质量，查表的q=0.1 kg/m所以 F0=500×5.7014×（2.5/0.95 -1）/4×8.44 +0.1×8.442=144.89 N7）计算带传动作用在轴上的力：Fp=2×Z×F0×sin1/2 =2×4×144.89×sin(160.09/2) =1141.668 N 压轴力与水平面所成的角度：=arctan(40/485.244) =4.710表III V带的截面尺寸普通V带节宽bp(mm)顶宽b(mm)高度h(mm)截面面积(mm2)楔角(°)A11.01388140三、齿轮设计标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算1、选择精度等级，材料及齿数及螺旋角（1）一般传动机械选用7级精度（2）材料选择：小齿轮材料选用45#,调质，硬度为280HBS（3）大齿轮选用45#正火,硬度为240HBS（4）选取小齿轮齿数：Z1=24，（5）大齿轮的齿数为Z2=i1×Z1=4.1416×24=99.44取Z2=100，齿数比u=Z2/Z1 =100/24=4.1667（6）选取螺旋角=1402、按齿面接触疲劳强度计算设计 由公式 dt12×Kt×T1×（u±1）×（ZH ×Z E）2/H/u1/3确定公式内的各计算值（1）试选Kt=1.6 （2）计算小齿轮传递的转矩T1=9550×P2/n2=7.3340×104 N×mm（3）由图10-30选取区域系数ZH=2.433（4）由图10-26查得端面重合度1=0.78 2=0.87 =1+2=0.78+0.87=1.65（5）由表10-7选取齿宽系数 d=1.0（6）由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2（7）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa 大齿轮的接触疲劳极限：Hlim2=550 MPa（8）由式10-13计算应力循环次数N1=60×n1×j×Lh=60×576×1×（2×8×300×10）=1.65888×108N2=N1/i1 =9.95328×108/3.796=2.622×108由图10-19查得接触疲劳寿命系数为：KHN1=0.95 KHN2=1.02（9）计算接触疲劳许用应力去失效概率为1，安全系数S=1，则H1=KHN1×Hlim1/S=0.95×600=470.6MpaH2=KNH2×Hlim2/S =1.02×550=880MpaH3=（H1+H2）/2 =565.5MPa计算：（1）计算小齿轮的分度圆直径 dt1 2×1.6×7.343×104×（4.1667+1）×（2.433×189.8/561.5）2/（1×1.65×4.1667）1/3 =49.00（2）计算圆周速度V=3.14×dt1×n1/60×1000 =2.46m/s（3）计算齿宽b及模数mnt1b=d×dt1=1×49.0=49.0mnt1=dt1×cos/Z1=49.0×cos140/24=1.98mmn=2.25×mnt1=2.25×1.98=4.455mmb/n =44.95/4.088=10.996（4）计算重合度 =0.318×d× Z1×tg=0.318×1×24×tg140=1.903（5）计算载荷系数K使用系数KA=1.25根据V=2.46m/s 7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.10有表10-4查KH=1.12+0.18×（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×b=1.42由图10-23查得KF=1.35 由表10-3查得KH=KF=1.2所以得计算载荷 K=KA×KH×KV×KH=1×1.414×1.06×1.4=2.342（6）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径： d1=dt1× K/Kt =49.00× 2.343/1.6 =55.64mm（7）计算摸数mn1=d1×cos/Z1 =2.25按弯曲硬度设计： 由式 mn1 2×K×T1×Y×cos×YFa×YSa/（d×Z12××F）1/31）确定计算参数 （1）计算载荷系数 K=KA×KV×KF×KF=1.2×1.10×1.2×1.35=2.28 （2）据纵向重合度=1.903 ，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.88 （3）计算当量齿数 ZV1=Z1/cos3=24/cos3×140=26.27 ZV2=Z2/cos3=91/cos3×140=109.47 （4）查齿形系数，由表10-5，按当量齿数查得 YFa1=2.592 YFa2=2.178 （5）应力修正系数 YSa1=1.596 YSa2=1.803 由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE=380MPa 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数为 KFN1=0.83 KFN2=0.86 （6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 SF=1.4 由式10-12得， F1=KFN1×FE1/S=0.83×500/1.4=296.43MPa F2=KFN2×FE2/S=0.86×380/1.4=213.43MPa（9）计算大小齿轮的YFa1×YSa2/F 并加以比较 YFa1×YSa2/F1=2.592×1.596/296.43=0.01396 YFa2×YSa2/F2=2.183×1.79/233.43=0.01682 大齿轮的数值大，代入计算2）设计计算 mn1 2×2.28×7.334×104×0.88×cos2140/(1×242×1.65 )1/3=1.70mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算得到的法面摸数，取mn=2,已满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径d1=55.64mm来计算应有的齿数，即可对齿数修正 Z1=d1×cos/mn1 =55.645×cos140/2=26.8取Z1=25, 则Z2=i1×Z1=4.1416×25=103.5 ,取Z2=1033）几何尺寸计算（1）计算中心矩a=（Z1+Z2）×mn1/2×cos=（24+91）×2/2×cos140=131.92 将中心距调整为130mm（2）按调整够的中心距修正螺旋角=arccos（Z1+Z2）×mn1/（2×a）=10.060 3、计算大小齿轮的直径 d1=Z1mn1/cos =25×2/cos10.060=50.78mm d2=Z2×mn1/cos=103×2/cos10.060=209.22mm（4）计算齿轮宽度b=d×d1=1×50.087=50.087mm然后取B2 =50mm B1=50+5=55mm低速齿轮的传动设计： 已知数据n2=139.077r/min P2=4.2482kw T2=291.711 N×m i2=3.1859确定精度等级及材料及螺旋角选用7级精度，材料：小齿轮用45#钢（ 调质），硬度280HBS，大齿轮用45#钢（正火），硬度240HBS选小齿轮的齿数为Z3=23，大齿轮的齿数Z4=i2×Z3=2.92×25=73取Z4=73 齿数比为u=Z4/Z3=2.913初选螺旋角为=140。1按齿面接触疲劳强度计算设计 由设计公式进行计算：dt3 2×Kt×T2×（u+1）×（ZH×ZE/ H ）2/（d××u ）1/3 确定公式内各计算值：试选Kt=1.3由图10-30选区域系数ZH=2.433由图10-26查得端面重合度 3=0.78 4=0.86 则=3+40.76+0.85=1.64由表10-7选取齿宽系数d=1.0由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa由图10-21按齿面强度查得小齿轮的接触强度极限：Hlim3=600MPa Hlim4=550MPa由式10-13计算应力循环系数：N3=60×J×LH×n2=60×1×（2×8×300×10）×139.077=4.0054×108N4=N3/i2=4.0054×108/3.1734=1.262×108由图10-19查得按接触疲劳寿命系数：KHN3=1.05 KHN4=1.12计算接触疲劳许用应力：取失效率为1%，安全系数为S=1 则 H 3=KHN3×Hlim3/S =1.06×600/1=630MPaH 4=KHN4×Hlim4/S =1.12×550/1 =616MpaH =（H 3+ H 4）/2=623MPa计算：小齿轮的分度圆直径：dt3 2×1.3×291.711×103×（3.1739+1）×（2.433×189.8/623）2/（1×1.64×3.1739）1/3=69.392mm计算圆周速度V=3.14×d3t×n2/（60×1000）=3.14×69.392×139.077/60×1000=0.505m/s计算齿宽b及摸数mnt3b=d×d3t=1×69.392=69.392mmmnt3=d3t×cos/Z3=69.392×cos140/23=2.927h=2.25×mnt3=2.25×2.927=6.586b/h=69.392/6.586=10.536计算重合度=0.318×d×Z3 ×tg=0.318×1×23×tg14°=1.824计算载荷系数K使用系数 KA=1.25根据V=0.505m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.05由表10-4查得：KH=1.12+0.18（1+0.6d）2×d2+0.23×10-3×b=1.424由图10-13查得：KF=1.35由表10-3查得：KH=KF=1.1故得计算载荷：K=KA×KV×KH×KH=1.25×1.02×1.42×1.1=2.056按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d3=d3t× K/Kt=69.392× (2.056/1.3 )1/3=80.848mm计算摸数mn Mn=d3×cos/Z3 =80.8448×cos140/25=3.4112按齿根弯曲强度设计确定计算参数K=KA×KV×KF×KF =1.25×1.05×1.1×1.35 =1.949根据重合度 =2.28 ，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.88计算当量齿数 ZV3=Z3/cos3×23/cos314°=25.178ZV4=Z4/cos3=73/cos3=77.538查齿形系数由表10-5按当量齿数查得 YFa3=2.616 YFa4=2.226 应力修正系数： YSa3=1.591 YSa4=1.763 由图10-26查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE3=500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE4=380MPa 由图10-18查得弯曲疲劳系数KFN3=0.87 KFN4=0.92计算许用应力:弯曲疲劳系数 SF=1.4F3=KFN3×FE3/SF =0.87×500/1.4 =310.714MPaF4=KFN4×FE3/SF=0.92×380/1.4 =249.714MPa计算大小齿轮的 YFa×YSa/F ,并比较大小YFa3×FSa3/F3 =2.616×1.591/310.714 =0.01340YFa4×FSa4/F4 =2.226×1.763/249.14=0.01672由结果知大齿轮的齿数大。3设计计算mn3 2×1.949×291.711×1000×0.88×cos214o×0.01572/(1×232×1.64)1/3=2.575对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数大于齿根弯曲疲劳计算的法面摸数 即mn3=3mm，即可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度取得的分度圆直径d3=78.748来计算应力的齿数，即对齿数修正Z3=d3×cos/mn3 =80.848×cos140/3 .0=26.149取Z3=25 ，则 Z4=Z3×i2=25×3.1859 =79.6 取Z4=80.4几何尺寸计算（1）计算中心距a=（Z3+Z4）×mn3/(2×cos) =（25+80）×3/2×cos140=162.32 调整为a162.32（2）按调整后的中心距修正螺旋角 =arccos（Z3+Z4）×mn3/(2×a )=13.540（3）计算大小齿轮的分度圆直径 d3=Z3×mn3/cos =25×3/cos13.54=77.144mm d4=Z4×mn4/cos=80×3/cos13.540=246.861mm（4）计算齿轮宽度 B=d×d3 =1×77.144=77.144mm调整后取 B4=77 B3=77+5=82mm表IV齿轮基本尺寸 单位：mm齿轮标号齿数齿宽分度圆直径模数传动比螺旋角中心距齿形角精度等级I1255550.7824.141610.06130207-FK210350209.22II3268277.14433.185913.5416148377246.861齿轮的受力分析图：四、轴的结构设计：结构设计: 轴的材料45#钢，调质处理，其机械性能如下：=640MPa s=355MPa -1=275MPa -1=60MPa -1=155MPa轴的结构设计:1（1）轴上零件的安装顺序（从右往左）轴承盖轴承挡油盘齿轮4挡油盘轴承轴承盖联轴器轴上最小直径为安装直径处（2）按扭转强度计算轴的最小直径dmin dminA0× （P/n ）1/3=105× (4.0800/43.654)1/3 =45.65mm 轴上开有一个键槽，直径增大5%，即 dmin45.65×（1+5%）=47.9325mm（3）选联轴器的型号（用弹性柱销联轴器） 根据轴的转矩和和转速选择联轴器的型号计算转矩： Tca=K×T =1.5×892.264=1338.396 N×m 查指导书选择HL5型，根据轴的最小直径取d12=50mm，联轴器的 型号为HL5 JC50×107/JC50×107（4）联轴器处定位轴肩高:h=（24）×c1=2×2=4mmd23=d12+2×h=50+2×4=58mm装滚动轴承处（选用7213AC）：轴承内径为65mm，故 d34=65mm 左边滚动轴承处的直径：d67=65mm装齿轮处（非安装齿轮看）d65=d67+2×（13）=65+2×2=69mm齿轮定位轴肩高度：d45=d65+2×（23）c1=79（取c1=2.5）2确定各轴的长度 （1）联轴器处：L12=107-（23）=104mm （2）L23=L1+t+（5100）+c1+c2+（12）-L34 其中 L34=B+S+（12）=23+15+1=39mm 式中，B轴承的宽度 S轴承脂润滑时轴承端面到内壁的距离，考虑装拆减速箱时要 拆装轴承盖螺钉Md3退出碰到联轴器，应使L125mm。取 L1=30mm C2-轴承旁连接螺栓Md1中心到凸缘外的距离 C1轴承旁连接螺栓Md1中心到箱体外臂的距离 t轴承盖凸缘厚度，：t=（11.2）×d3=9mm （d3为螺钉直径） 由d1=0.75×df=0.75×13=12mm，取c1=20mm c2=16mm L23=30+9+7+20+16+10+2-39=55mm （3） L45=9b3-b4）/2 +（1015）+b2+（b1-b2）/2+2-（12） =（82-77）+12+50+（55-50）-2+15=80mm b1，b2，b3，b4为各齿轮的宽度2小齿轮端面到箱体内壁线的距离，取2=15mm （4）L56=b4-（23）=77-2=75mm（5）L67=B+S+2+（23）+（b3-b4）/2=23+15+15+2.5+（82-77）/2=583计算总长度 L=L12+L23+L34+L45+L56+L67=104+55+39+80+75+58=411mm计算各轴跨距长度l1，l2，l3l1=L23+B/2+L12/2=55+23/2+104/2=118.5mml2=b4/2+L45+L34-B/2=77/2+80+39-23/2=146l3=L67+b4/2-B/2-（23）=58+（79-23）/2-2=83mm轴的结构的设计 选用45#钢，调质处理，选择轴承代号为7210AC，内径50mm各轴承的直径安装顺序：轴承盖轴承挡油盘齿轮3齿轮2挡油盘轴承轴承盖装轴承处：d1=50mm装齿轮3处：d2=d1+4=54mm定位轴肩：h=2×2.5=5mm h=（23）×c 取c=2.5d3=d2+2×h=64mm装齿轮2处：d4=d2=54mm装轴承处：d5=d1=50mm各轴段的长度 L12=B+S=2=20+15+15+3=53mm L23=b3-（23）=55-3=52mm L34=1015=12mm L45=b2+（b1-b2）/2+2-（2#）=82+5/2+15-2.5=97mm L50=B+S+(23)=38 总长：l=L12+L23+L34+L45=53+52+12+97+38=252mm 轴的结构设计：选用45#钢，调质处理，安装顺序为：大带轮轴承盖轴承挡油盘齿轮1挡油盘轴承轴承盖1、各轴段的直径：带轮处：d1=35mm滚动轴承（选用7209AC） d2=40mm齿轮处 d3=48mm轴承处 d4=d2=40mm2、各轴段的长度:l12=L带轮-（23）=60-（23）=57mml23=L1+t+（510）+C1+C2+（12）-l34其中l34=B+S+（12）=18+15+2=35mm取L1=30，t=9，c1=20，c2=16，=10 则l23=30+9+（510）-（b1-b2）/2 =30+9+10+20+16+10+2-36=61mml45=2=b3+（1015）-（b1-b2）/2=15+82+10-2.5=104.5mml56=b1-（23）=56-2=54mml67=B+S+2=18+15+15=48mm总长：l=l12+l23+l34+l45+l56+l67=56+61+35+104.5+48+54=358.5mm各跨矩长度：L1=l12/2+l23+轴承=99.5mmL2=-轴承/2+L34+L45+b1/2=157.5mmL3=B1/2+l67+轴承/2=80.5mm3校核轴的强度：计算垂直面支反力及弯矩并作图由于轴承载着带轮的扭矩和压轴力，同时又由高速齿轮啮合受力，从而使轴受力较为复杂，同时也很有可能成为危险轴，故最有必要校核轴的强度。按弯扭合成强度条件计算： （1）：在下列轴的受力示意图中：（水平） 两轴承的支反力F1,F2方向如图所表示： Fp为轴力Fp 水平方向的分力：Fp=COSFp ,在高速级齿轮啮合的力中，分别分解出Ft,Fa,Fr三个方向的力。Ft=2T1/d=2×73.340/(55*10-3)=2666.90N Fr=Ft×tann/cosp=1000.38NFa=Ft×tan473.13N Fp=cos×F p=cos4.710×1141.668N=1137.80N 由轴受力平衡可得与受弯矩平衡可得：Fp+F2=F1+Fr Fp(L1+L2)=F1L2+Fa×r+F2×L3 由上两式得：F1=Fp(L1+L2)-Fa×r-Fr×L3+Fp ×L3/(L1+L2)带入数据得轴承支反力：F1=957.3N F2=1194.32N轴水平受力弯矩图如下所示：（）：轴在垂直方向的受力示意图：由轴受力平衡：Fp+Ft=F1+F2 由轴受弯矩平衡：F2+Fp(L1+L2)=F1L2Fp=sinFp=sin4.710*1141.668N =97.7N 由上得：F2=(Ft*L2-FpL1)/(L2+L3) 带入数据得：F1=1040.58N F2=1724.02N由图可知危险截面在O面，即齿轮中心面上。O危险截面的总弯矩M=(Mv2+MH2)0.5=(73.6222+113.4212)0.5=135.2由机械设计式15-5 得：ca=(M/W)2+4*(T/W)20.5=M2+(T)20.5/W<=-1 ca轴的计算应力,单位为Mpa; M轴所受的弯矩，单位为N·m; T轴所受的扭矩，单位为N·m; W轴的抗弯截面系数，单位为mm3;由于扭转切应力为脉动循环变应力，.。 ca=135.22+(0.6×64.591)2×1060.5=14.06Mpa因此，ca<-1 故轴安全。4、滚动轴承的寿命计算（校核轴上的轴承）计算径向载荷Fr1，Fr2Fr1= (RNV12+RNH12)1/2= (900.9062+1233.02)1/2=4434.6NFr2= (RNH22+RNV22)1/2= (1945.1422+1231.5982)1/2=2302.497N计算轴承的轴向力Fa1，Fa2对于7209AC型轴承，轴承派生轴向力Fd=0.68×Fr，派生的轴向力为Fd1=0.68×Fr1=1038.403NFd2=0.68×Fr2=1565.698N由于Fd1+Fae=1737.203Fd2故轴承1被压紧 Fa1=1038.403N轴承2被放松 Fa2=1737.203N计算当量动载荷Fa1/Fr1=0.68=eX1=1 Y1=0X1=0.41 Y1=0.87Fa2/Fr2=0.75>eP1=fp（X1 ×Fr1+Y1×Fa1）=1.2×（1×1527.063+0）=1832.476P2=fp（X2×Fr2+Y2×Fa2）=1.2×（0.41×2302.497+0.87×1737.203）=2946.468N验算轴承寿命由P1P2，所以按轴承的受力的验算Lh=106×（ft×cr/P）/60×h=106（36/29463468）3/（60×576）=52775.04hLh=52775.04=4800h显然LhLh故轴承的使用寿命符合要求。五、键的选择键连接全部采用普通平键联接：1、带轮处，轴径为35mm，轴段长57mm。选用键10×56 GB1096-79（指导书p107表11-28）；2、齿轮2处，轴径为54mm，齿轮宽55mm。选用键16×40 GB1096-79；3、齿轮4处，轴径为69mm，齿轮宽77mm。选用键20×50 GB1096-79；4、联轴器处，轴径为58mm，轴段长104mm。选用键14×75 GB1096-79。六、润滑、密封方式的选择1、密封联轴器外伸轴采用毡圈35JB/ZQ4606-86（指导书p143表15-8）。2、轴承润滑轴承采用脂润滑，选择滚珠润滑脂ZG69-2 。七、箱体及附件的结构设计及选择可查处适合设计的箱体的所有附件的结构。在画减速器装配图草图的时候全部定下所有附件的尺寸和型号。八、设计小结这次机械设计的课程设计，任务量较大，计算复杂。通过这次课程设计，我重新熟习了课本，回顾了以前所学的知识，也深切体会做一名机械工程设计师的辛苦。从中学习到无论做什么事情到要谨慎、细心，做一名机械工程师更是要如此。九、参考资料机械设计、机械设计课程设计、机械原理、理论力学等。