两级圆柱齿轮减速器设计 机械课程设计说明书

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1、目 录 设计任务书…………………………………………………2 第一部分 传动装置总体设计……………………………2 第二部分 V带设计………………………………………6 第三部分 各齿轮的设计计算……………………………11 第四部分 轴的设计………………………………………17 第五部分 校核……………………………………………19 第六部分 主要尺寸及数据………………………………21 设计任务书 一、设计任务： 工作有轻震，经常满载。空载启动，两班制工作。使用期限为10年，减速机小批量生产，输送带速度允许误差为。传动方案示意图如下图1所示： 电动机V带传动两级圆

2、柱齿轮减速器（展开式）联轴器运输机 设计数据（第一组数据）： 设计方案编号 滚筒轴扭矩T(N·m) 运输带速度 V(m／s) 滚筒直径 D（mm） 1 1300 0.65 350 二、设计要求： 1.传动方案的选定与分析 2.选择电动机 3．设计计算皮带传动 4.选用联轴器并验算 5.设计两级圆柱齿轮减速器 1）圆柱齿轮的设计 2）轴的设计 3）选用轴承并验算 4）选用键并验算 5）绘制减速器装配图一张（A0或A1） 6）绘制零件工作图2~3张（包括轴、齿轮）】 三、编写设计计算说明书 第一部分 传动装置总体设计 一、传动方案（已给定）

3、1） 外传动为V带传动。 2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3） 方案简图上面图1所示： 二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该

4、传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 计 算 与 说 明 结果 三、原动机选择 1）根据工作要求及工作条件选用Y系列三相交流异步电动机，封闭式结构。 2）工作机所需功率： （见课设式2-3） 电动机所需工作效率：（见课设式2-1） 传动装置的总效率：（见课设式2-4） 按表2-3（课设）确定：V带传动效率=0.96，滚动轴承传动效率（一对）=0.99，闭式齿轮传动效率=0.97，联轴器传动比=0.99，传动滚筒效率=0。96 代入数据得 = 3）确定电动机转速： 滚筒轴工作机转速 在上2）步中

5、因载荷平衡，电动机额定功率略大于即可，由表16-1（见课设）可知取。 通常，V带传动的传动比常用范围为 ；二级圆柱齿轮减速器为，则总传动比的范围为 ，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000 。如果没有特殊要求一般不选用750、1000这两种转速的电动机，现以同步转速1000、1500两种方案进行比较，由表16-1（见课设）查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1. 表1 方案 电动机型号 额定功率/kw 电动机转速n/ 电动机质量m/kg 参考价格/元 总传动比ia 同步 满载 1 Y132M-4 7.5

6、 1500 1440 78 918 40.6 2 Y160M-6 7.5 1000 970 119 1433 27.3 方案1电动机重量轻，价格便宜，但是缺点是总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故相比之下方案2比较可行，即选定电动机型号为Y160M-6。 选择电动机为Y160M-6型 （见课设表19-1） 技术数据：额定功率（） 7.5 满载转矩（） 970 额定转矩（） 2.0 最大转矩（） 2.0 Y160M-6电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表19-3） A：254 B

7、：210 C：108 D：42 E：110 F：12 G：37 H：160 K：15 AB：330 AC：325 AD：225 HD：385 BB：270 L：600 四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 1.由式（7）（见课设指导书）得总传动比 2.分配传动装置传动比 由式（8）得 式中 ，分别为带和减速器的传动比。 为使V带外廓尺寸不致过大，初步选取=2.8，则减速器传动比 3.分配减速器的各级传动 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12（见课设指导书）展开式曲线得， 五、计算传动装置的运动和动力参数 0轴（电机轴）： 输

8、入功率： 转速： 输入转矩： 输出功率： 输出转矩： 1轴（高速轴）： 输入功率： 转速： 输入转矩： 输出功率： 输出转矩： 2轴（中间轴） 输入功率： 转速： 输入转矩： 输出功率： 输出转矩： 3轴（低速轴）： 输入功率： 转速： 输入转矩： 输出功率： 输出转矩： 4轴（滚筒轴）： 输入功率： 转速： 输入转矩： 输出功率： 输出转矩： 计算结果汇总下表2所示： 表2 轴名 功率P/kw 转矩T/(N·m) 转速n/() 传动比 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 5.4 5.7 57.1

9、 56.5 970 2..8 0.96 1轴 5.6 5.5 154.4 152.6 346.4 3.7 0.96 2轴 5.4 4.3 550.96 545.5 93.6 0.96 3轴 5.2 5.1 1406.8 1392.7 35.3 2.65 0.98 滚筒轴 5.1 5.05 1379.4 13780.4 35.3 1380.4 第二部分 V带设计 外传动带选为 普通V带传动 1、确定计算功率： 由表13-8（见课设）查得工作情况系数 所以

10、 2、选择V带型号 根据Pc与n0可查图13-15（见机设）得此坐标点位于B型区，所以选用B型V带。 3.确定大小带轮基准直径 （1）、由表13-9（见机设）应不小于125，现取=130mm，由式13-9（机设）得=364mm查表13-9（机设） 取 4、验算带速 由式5-7（机设） 5、传动比 i （5）、从动轮转速 4.确定中心距和带长 （1）、按式（5-23机设）初选中心距 取 符合 （2）、按式(13-2机设)求带的计算基础准长度L0 　　　　　　 查表132(机设)取带

11、的基准长度Ld=2500mm (3)、按式(13-16机设)计算实际中心距:a 5.验算小带轮包角α1 由式(13-1机设) 符合 6.确定V带根数Z （1）查表13-3得P0=1.64kw (2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.28Kw (3)、由表查得（13-2机设）查得包角系数 (4)、由表(13-2机设)查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V带根数Z，由式（13-15机设） 取Z=5根 7．计算单根V带初拉力F0，由式（13-17）机设。

12、 q由表13-1机设查得0.17 8．计算对轴的压力FQ，由式（13-17机设）得 9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径dd1=130mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=375mm，采用轮辐式结构。 第三部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，大齿轮采用45号钢调质，小齿轮40Cr调质，均用软齿面。8级精度，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。 2.应力循环次数N由式（7-3）计算

13、 N1=60nt=60×346.4×(8×2×250×10)=8.31×108 N2= N1/u=8.31××108 3..选择齿轮的参数 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=30 则Z2=Z1i=34×3.7=111 则实际传动比：，初选螺旋角为（一般在8`12度）。 4.设计计算 （1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9） T1=9.55×106×P/n=1.54×105 N·mm 由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 бHILim=700

14、 бHILin=550 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim=590 бHILin=320 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 根据手册取SH=1.0,SF=1.25 将有关值代入式(7-9)得 5.计算几何尺寸 M=d1 cos/ Z1=2.46 由表7-6取标准模数：m=2.5mm 实际分度圆直径 d1=mz1/ cos=76.6 d2=m

15、z2 cos=/=383 a=m(z1＋z2)/2 cos==180mm b=φddt=0.8×76.6=61.28 取b2=65mm b1=b2+5=70 6.齿轮的圆周速度 3.校核齿根弯曲疲劳强度 齿形系数，由机设图11-1和11-8得 YFa1=2.6 YFa2=2.17 YSa1=1.63 YSa2=1.81 大小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。 二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 1.选材方式同高速级齿轮 2. 应力循环次数N由式（7-3）计算 N1=60n t=60×35.3×(8×2×250

16、×10)=8.5×107 N2= N1/u=/2.65=3.2×107 3.选择齿轮的参数 选择方式同高速级齿轮 2.设计计算。 （1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9） T1=9.55×106×P/n=1.41×106 N·mm 由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 бHILim=700 бHILin=550 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim=590 бHILin=320 由式(7-1)(7-

17、2)求许用接触应力和许用弯曲应力 根据手册取SH=1.0,SF=1.25 将有关值代入式(7-9)得 5.计算几何尺寸 M=d1 cos/ Z1=4.97 由表7-6取标准模数：m=5mm 实际分度圆直径 d1=mz1/ cos=153.2 d2=mz2 cos=/=408.5 a=m(z1＋z2)/2 cos==281 b=φddt=0.8×153.2=122.56 取b2

18、=125mm b1=b2+5=130 6.齿轮的圆周速度 3.校核齿根弯曲疲劳强度 齿形系数，由机设图11-1和11-8得 YFa1=2.6 YFa2=2.17 YSa1=1.63 YSa2=1.81 大小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。 总结：高速级 z1=30 z2=111 m=2.5 低速级 z1=30 z2=80 m=5 第四部分 轴的设计 高速轴的设计 1.选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理. 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径,查表

19、10-2,得c=107至118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=112则: d1min= 考虑有键槽，取d=30mm 3.轴的结构设计 (1).各轴直径的确定 初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承故该段直径为d1=35mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为d2=41mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为h=（0.07~0.1）d2=4.1mm，取3段为d3=d2+2h=47mm。5段装轴承，直径和1段一样为d5=35mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为d4=45mm。6段应与密封毛毡的尺寸

20、同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段32mm。7段装大带轮，取为30mm>dmin 。 （2）选择滚动轴承 因为初选轴径为30mm，所以轴承选用内径为35mm的角接触轴承7307C，其尺寸为：d D B=35 80 21（参考课设表11-1） （3）各轴段长度的确定 取l1=32mm，2段应比齿轮宽b=61.25mm略小2mm，取为l2=60mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h=4.2；取l3=5mm，4段：l4=96mm。l5和轴承7303C同宽取l5=21mm。l6=40mm，7段同大带轮同宽，取l7=65mm。

21、于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=46mm，L2=91mm，L3=63m。 （4）轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-79及键10*80 GB1096-79。 （4）.轴上倒角与圆角 为保证7303C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。 4.轴的受力分析 （1） 画轴的受力简图（a） （2） 计算支座反力。

22、 圆周力：Ft=2T1/d1= 径向力：Fr=Fttan20。=4.31 轴向力：Fa=Ft/cos=4288N 在水平面上 FR1H= FR2H=Ft/2=2016N 在垂直面上 FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1467-493=974N （3） 画弯矩图:附图(b)(c)(d) 在水平面上，a-a剖面左侧 MAh=FR1Hl1=201646=92.736N·m a-a剖面右侧 M’Ah=FR2Hl2=201691= 183.456N·m 在垂直面上 MAv=M’AV=FR1Vl2=49391=44.863 N·m 合成弯矩，a

23、-a剖面左侧 a-a剖面右侧 （4）画转矩图：（e） 转矩 40.31×（76.6/2）=154.4N·m （5）绘制当量弯矩图：（f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉冲循环变化，取a=1 则剖面a-a处的当量： 以上图另附一张纸。 5.判断危险截面 显然，如图所示，a-a剖面右侧侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。 6.轴的弯扭合成

24、强度校核 由表14-1查得 (1)a-a剖面左侧 3=0.1×473=10.38m3 =25.48 （2）b-b截面左侧 3=0.1×423=7.41m3 b-b截面处合成弯矩Mb: =261.3 N·m =30.42 8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面右侧 WT=0.2d3=0.2×473=20.76m3 由附表10-1查得由附表10-4查得绝对尺寸系数, 由附表10-5查得质量系数.则 弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数 查手册得许用安全系数=1.3

25、～1.5,显然S>,故a-a剖面安全. (2)b-b截面右侧 抗弯截面系数W=1.0 ×d3=0.1×473=10.38 m3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×473=20.76m3 又Mb=261.3 N·m,故弯曲应力 切应力 由手册查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则 显然S>,故b-b截面右侧安全。 （3）b-b截面左侧 WT=0.2d3=0.2×453=9.113 m3 b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力 切应力

26、 由附表查得圆角引起的有效应力集中系数。由附表10-4查得绝对尺寸系数。又。则 显然S>,故b-b截面左侧安全。 二．中间轴的设计 中间轴的设计步骤与高速轴的设计步骤一样，经校验应力等都符合。 现将此轴的重要参数和尺寸列于如下所示： 1）材料：45钢，调质 2）初算轴径：dmin=45.44mm,取d=45mm 3）根据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承7310C，其尺寸：5011727 4)轴各段直径分别为：d1=d5=50mm、d2=d4=56mm、d3=65mm 5）轴各段的长度：1到5段分别为43mm、

27、130mm、5mm、90mm、65mm 6）圆周力：Ft=3894N、轴向力Fr=1172N 三、低速轴的设计计算 细节步骤与高速轴的一样，所以我不再重复了。下面列出它的尺寸： 1）材料：45钢，调质 2）初算轴径：dmin=62.1mm,取d=65mm 3）根据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承7314C，其尺寸：7015035 4)轴各段直径分别为：d1=d5=70mm、d2=76mm、d3=82mm、d4=78mm、d6=68mm、d7=65mm 5）轴各段的长度：1到7段分别为50mm、120mm、5mm、140mm、35mm、45mm、125mm 6）圆周力：F

28、t=18366N、轴向力Fr=6683N 第五部分 校 核 一、根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、高速轴轴承 （1）已知n1=346.4r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=2016N 初选两轴承为角接触球轴承7303C型 根据课本公式得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=1270N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=1270N FA2=FS2=1270N (3)求系数x、y FA1/FR1=1270N/

29、2016N=0.63 FA2/FR2=1270/2016N=0.63 根据课本表（16-8）得e=0.68 FA1/FR1

30、∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7307C型的Cr=34200N 查手册知ft=1 由课本公式得 LH=16667/n(ftCr/P)ε =16667/346.4×(1×34200/1524)3 =939317h>58400h ∴预期寿命足够，该轴承合格 2、计算输出轴承（低速轴轴承） (1)已知nⅢ=35.3r/min Fa=0 FR=FAZ=9183N 初选7214C型角接触球轴承 FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×9183=5785N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2

31、 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷： FA=FS=5785N (3)求系数x、y FA/FR=5785/9183=0.63 e=0.68 ∵FA/FR

32、2h>58400h ∴此轴承合格 3、中间轴轴承 (1)已知nⅢ=93.6r/min Fa=0 FR=FAZ=1947N 初选7310C型角接触球轴承 FS=0.063FR,则 FS= 0.63FR=0.63×1947=1227N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷： FA=FS=1227N (3)求系数x、y FA/FR=1227/93.6=0.63 e=0.68 ∵FA/FR

33、1、P2 取fP=1.2 P=fP(xFR+yFA)=1.2×(1.2×1947)=2336N (5)计算轴承寿命LH ε=3根据手册7310C型轴承Cr=53500N 查表得：ft=1 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16667/93.6×(1×53500/2336)3 =37000000h>58400h ∴此轴承合格 二、键联接的选择及校核计算 1.轴径d1=35mm,L1=32mm 查手册得，选A型平键，得： 键A 10 8 GB1096-79 l=L1-b=32-10=22mm T2=154.4N·m h=8mm 根据

34、课本公式式得 σp=4T2/dhl=4×154.4/35×8×22=100Mpa<[σR](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=70mm L3=50mm T=1406.8N·m 查手册 选A型平键 键20×12 GB1096-79 l=L3-b=50-20=30mm h=8mm 经校核合格 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=50mm L2=40mm T=550.96Nm 查手册选用A型平键 键14×9 GB1096-79 l=L2-b=26mm h=9mm 经校核合格。 三．联轴器的选择 整

35、个工作机在工作过程中有轻微的冲击，所以选用弹性注销联轴器。查手册的 取k=1.3 因为T=154.5Nm，所以 Tc=kT=200.72

36、处的密封 因为V<5m/s 所以选用毡圈密封的方式，毡圈标记JB/ZQ4604-86. 2.轴承室内侧处的密封 为了防止油脂等的入侵，应在近箱体内壁的轴承旁边设置档油环。 第六部分 主要尺寸及数据 一． 箱体尺寸： 参考课程设计P23表4-1进行尺寸的设计 箱体壁厚（其中a是低速齿轮的中心距） 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度b=1.5 =15mm 箱盖凸缘厚度b1=1.5 =14mm 箱座底凸缘厚度b2=25mm 地脚螺栓直径df=M24 地脚螺栓数目n=6 轴承旁联接螺栓直径d1=M16 箱盖与箱座连接螺栓直径d2=M12 联接螺栓d2的间距l=150mm 轴承端盖

37、螺钉直径d3=M10 定位销直径d=8mm df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=30mm、23 mm、17 mm df、d2至凸缘边缘的距离C2=26mm、15mm 轴承旁凸台半径R1=15mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L1=61mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=12mm 齿轮端面与内箱壁距离△2=11mm 箱盖，箱座肋厚m1=8 m=9mm 轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D（轴承外径）+（5～5.5）d3 轴承旁边连接螺栓距：S=D2 二．齿轮的结构尺寸 两小齿轮采用实心结构，两大齿轮采用复板式结构 齿轮z1尺寸 z=30

38、 d1=77mm m=2.5 b=70 ha=ha*m=1×2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3mm h=ha+hf=3+2.5=5.5mm da=d1＋2ha=82mm df=d1－2hf=71 p=πm=7.85mm s= e =πm/2=3.925mm c=c*m=0.25×2.5=0.625mm 齿轮z2的尺寸 d2=283 z2=111 m=2.5 b=65 D4=45 ha=ha*m=1×2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm

39、 hf=(1＋0.5)×2.5=3mm da=d2＋2ha=288 df=d1－2hf=277 p=πm=7.85mm s=e=πm/2=3.925 c=c*m=0.25×2.5=0.625mm DT≈ D3≈1.6D4=73 D0≈da-10m=263 D2≈0.25(D0-D3)=47.75 R=5 c=0.2b=0.2×65=13 齿轮3尺寸 由轴可得, d3=153.2 z3=30 m=5 b=130 ha =ha*m=1×5=5 h=ha+hf=11.25 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×5=6.25

40、da=d3+2ha=163 df=d1-2hf=140.5 p=πm=15.7 s=πm/2=7.85 e=s c=c*m=0.25×5=1.25 齿轮4寸 由轴可得 d4=409 z4=80 m=5 b=125 D4=78mm ha =ha*m=1×5=5 h=ha+hf=11.25 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×5=6.25 da=d4+2ha=419 df=d1-2hf=396.5 p=πm=15.7 s=e=πm/2=7.85 c=c*m=1.25 D0≈da-10m=369 D3≈1.6×78=124.8

41、 D2=0.25(D0-D3)=61 r=5 c=0.2b=25 参考文献： [1]王大康.机械设计课程设计.北京工业大学出版社,2000 [2]杨可桢、程光平.机械设计基础.高等教育出版社,2006 [3]王文斌.机械设计手册.机械工业出版社，2007 [4]简明机械零件手册。冶金工业出版社，1985 [5]毛振扬.机械零件课程设计。浙江大学出版社，1985 [6]周元康.机械设计课程设计.重庆大学出版社，2001 [7]机械课程设计指导书.高等教育出版社，2007 设计心得 在老师的指导下为期2.5周时间的机械课程设计终于完成了。作为一名学机械的学生来说我深

42、刻地知道课程设计的重要性，它是自己所学知识的一种复习的方式，也是为后面的毕业设计做基础，所以我很认真地进行了每个环节的任务。本次课程设计给我最大的感受就是要学会利用手册，查手册也是一种技能，在设计过程中手册必不可少的工具，如果手册都不会用那设计的概念无从谈起，另外一个感受是比较累。从布置任务的那天开始我就开始进入设计的过程，但是由于我的基础比较差，效率比较低所以用了比较多的时间，尤其是化装配图的时候通宵画图的经历也有。通过这次的设计我发现自己对机械设计方面的掌握程度不是很好，有待于继续学习并加深所学的知识。

43、 n=35.49r/min η总=0.825 P工作=5.8KW 电动机型号 Y160M-6 i总=27.33 据手册得 nI=346.4r/min nII=95.6r/min nIII=35.3r/min PI=5.6KW PII=5.4KW PIII=5.2KW

44、 TI=154.4N·mm TII=550.96N·mm TIII=1406.8N·mm dd1=130mm dd2=375mm n2’=334r/min V=6.6m/s 取a0=760mm Ld=2500mm a=844mm Z=5根 F0=226N FQ =12337N NL1=8.31×108 NL2=2

45、.3×108 Z1=30 Z2=111 T1=154000N·mm d1=75.4mm m=2.5mm d1=76.6mm d2=383mm b=61.28mm b1=65mm b2=70 a =180mm V =1.39m/s σF1=128Mpa σF2=119Mpa d=152.5mm d1=153.2mm d2=408.5mm

46、 Ft=4031N Fr=1467N Mec=172N·m x=1 y=0 P=1524N LH=939317h ∴预期寿命足够 FR =9183N FS1=5785N P=11019.6N Lh =647102h 故轴承合格 A型平键 10×8 σp=100Mpa A型平键 20×12 A型平键 14×9