1、華南農業大學設計名稱：螺旋輸送機傳動裝置設計姓名： 學號： 班級：11車輛一班指導老師： 一、 設計任務書二、 電動機的選擇三、 計算傳動裝置的運動和動力參數四、 傳動件的設計計算五、 軸的設計計算六、 箱體的設計七、 鍵聯接的選擇及校核計算八、 滾動軸承的選擇及計算九、 聯連軸器的選擇十、 減速器附件的選擇十一、 潤滑與密封一、 機械設計課程設計任務書題目：設計一個螺旋輸送機傳動裝置，用普通V帶傳動和圓柱齒輪傳動組成減速器。輸送物料為粉狀或碎粒物料，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生產。(一)、總體布置簡圖(二)、工作情況：工作時載荷基本穩定，運送方向不變。(

2、三)、原始數據輸送機工作軸上的功率Pw(kW) ：2.6輸送機工作軸上的轉速n(r/min)：80(四)、設計內容1. 電動機的選擇與運動參數計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說明書的編寫(五)、設計任務1.減速器總裝配圖1張2.零件圖3到4張3.不少于30頁的設計計算說明書1份(六)、設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫電動機的選擇1、電動機類

3、型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為：總=×4×××5根據機械設計課程設計10表2-2式中：1、2、 3、4、5分別為聯軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。取=0.99，0.99，0.97，.9、50.93則：總=0.99×0.994×0.97

4、5;0.99×0.93 =0.85所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 =2.6/ 0.85 =3.1 (kw)因載荷平穩,電動機額定功率Ped略大于Pd即可。3、確定電動機轉速 輸送機工作軸轉速為： n80 r/min根據機械設計課程設計10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=3 。則總傳動比理論范圍為：a ×=18。故電動機轉速的可選范為 Nd=a× n =(618)×80 =4801440 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據容量和轉速，由相關手

5、冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電動機型號額定功率電動機轉速 (r/min)電動機重量(N)參考價格傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角

6、安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41電動機主要外形和安裝尺寸計算傳動裝置的運動和動力參數（一）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia= nm/ n=960/80=12總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0×i （式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動 和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據指導書P1

7、0表2-3，取i0=3（圓錐齒輪傳動 i=23）因為：iai0×i所以：iiai012/34四、傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，以及i0,i1為相鄰兩軸間的傳動比01，12，為相鄰兩軸的傳動效率P，P，為各軸的輸入功率 （KW）T，T，為各軸的輸入轉矩 （N·m）n,n,為各軸的輸入轉矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數。1、運動參數及動力參數的計算（1）計算各軸的轉速： 軸：n= nm=960（r/min）軸：n= n/ i=960/4=240r/min III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV=

8、 n/i0=240/3=80 r/min（2）計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=3.1×0.99=3.069（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =3.069×0.99×0.97=2.95（KW）III軸： P= P·23= P·2·4 =2.95×0.99×0.99=2.89（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= P·2·5=2.89×0.99×0.93=2.66（KW）（3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸

9、輸出轉矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×3.1/960=30.84 N·m軸： T= Td·01= Td·1=30.84×0.99=30.53 N·m 軸： T= T·i·12= T·i·2·3 =30.53×4×0.99×0.97=117.3N·mIII軸：T = T·2·4=117.3×0.99×0.99=114.97 N·m螺旋輸送機軸：TIV = T ·i0

10、·2·5=317.5N·m（4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P×軸承=3.069×0.99=3.04KWP= P×軸承=2.95×0.99=2.95KWP = P×軸承=2.89×0.99=2.86KWP = P×軸承=2.66×0.99=2.64 KW（5）計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T×軸承=30.53×0.99=30.22 N·mT = T×軸承=11

11、7.3×0.99=116.1N·mT = T×軸承=114.97×0.99= 113.8N·mT = T×軸承=317.5×0.99= 314.5N·m 綜合以上數據，得表如下：軸名功效率P （KW）轉矩T （N·m）轉速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸3.130.8496010.99軸3.073.0430.5330.229600.964軸2.952.95117.3116.12400.98軸2.892.86115113.824030.92輸送機軸2.662.64317.5314.580傳

12、動零件的設計計算(一)、減速器內傳動零件設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。螺旋輸送機為一般工作機械，齒輪精度初選8級。(2)、初選主要參數 Z1=21 ，u=4 Z2=Z1·u=21×4=84 由表10-7選取齒寬系數d1（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 確定各參數值1) 試選載荷系數K=1.32) 計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×10

13、6×3.04/960 =3.02×104N·mm3) 材料彈性影響系數由機械設計表10-5取 ZE=189.84) 區域系數 ZH=2.55) 由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6) 由式1015計算應力循環次數N160n1jLh60×960×1×（2×8×300×10）2.764×109 N2N1/46.912×1087）由圖10-23取接觸疲勞壽命系數KHN10.93；KHN20.978）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S

14、1，由式（1014）得H10.93×600MPa558MPaH20.97×550MPa533.5MPa取兩者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應力，即HH2533.5MPa（4）、計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小值d1t=32×1.3×3.02×104×5×（2.5×189.8）21×4×533.52=42.66mm2) 計算圓周速度v=d1n160×1000=×42.66×96060×1000=2.1m/s3) 計算齒寬b及模數mtb=

15、d*d1t=1×42.66mm=42.66mmmt=42.6621=2.03 mmh=2.25mt=2.25×2.03mm=4.568mmb/h=42.66/4.568=9.3394) 計算載荷系數K 已知工作載荷平穩，所以取KA=1，根據v=2.1m/s,8級精度，由圖108查得動載系數KV=1.11；由表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， KH=1.343由圖1013查得KF=1.28直齒輪KH=KF=1。故載荷系數 K=KA*KV*KH*KH=1×1.11×1×1.343=1.4915) 按實際的載荷系數校正所得的分度

16、圓直徑，由式（1012）得： d1=42.66×31.491/1.3mm=44.65mm6) 計算模數m m =44.6521mm=2.13 mm（5）按齒根彎曲強度設計由式(107)得彎曲強度的設計公式為 m1） 確定計算參數A. 計算載荷系數2 K=KA*KV*KH*KH=1×1.11×1×1.343=1.491A. 查取齒型系數由圖1017查得YFa1=2.76；YFa2=2.228B. 查取應力校正系數由表1018查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762 C. 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa

17、；大齒輪的彎曲疲勞強度極限F2=380Mpa；由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.856，KFN2=0.892取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-14）F= 得：F1=428Mpa F2=242.11MPaD. 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01005=0.01621 大齒輪的數值大。（6）、設計計算m32×1.3×3.02×1041×212×0.01621=1.42mm對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數1.42并就近圓整為標準值m=1mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=44.65mm，算出小齒輪齒數 Z1=d1/m

18、=44.65/1=44.65取Z1=45大齒輪齒數 Z2=4x45=180（7）、幾何尺寸計算a) 計算分度圓直徑d1=m·Z1=2×45=90mm d2=m·Z2=2×180=360mmb) 計算中心距a=m ·（Z1+Z2）/2=2×（45+180）/2=225 mmc) 計算齒輪寬度b= d1·d=90 取B2=95mm B1=90mm （8）、結構設計 大齒輪采用腹板式，如圖10-37（機械設計）減速器外傳動件設計 (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，

19、小齒輪：45鋼。調質處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=78 取（3）確定許用應力 A: 確定極限應力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查圖10-25d得=580Mpa, =550 Mpa 查圖10-24c得=450Mpa, =380MpaB: 計算應力循環次數N，確定壽命系數kHN,kFN N1=60n3jLh =60×240×1×（2×8×300×10）=6.91

20、2×108N2=N1/u=6.912×108/3=2.304×108查圖1023得kHN1=0.96,kHN2=0.98C：計算接觸許用應力 取 由許用應力接觸疲勞應力公式查圖10-18得kFE1=0.89 kFE2=0.91（4）初步計算齒輪的主要尺寸因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式（1029）試算，即 dt確定各參數值1) 試選載荷系數K=1.32) 計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×2.64/240 =1.05×105N·mm3

21、) 材料彈性影響系數由機械設計表10-5取 ZE=189.84）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t =86.54mm 5）計算圓周速度 v=1.087m/s因為有載荷平穩，查表10-2得KA=1。根據v=1.09m/s,8級精度，由圖108查得動載系數KV=1.03；取KH=1.2,KH=1 。故載荷系數 K=KA*KV*KH*KH=1×1.03×1×1.2=1.236 6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1013）得 d1=mm=85.1mm 85.1=72.335mm7） 計算大端模數m m =mm=3.27 mm（5）、齒根彎曲疲勞強度設計 由式

22、(1027) mn確定計算參數1） 計算載荷系數 由表10-4查得KHbe=1.25 則KF=1.5 KHbe=1.875K=KAKVKFKF=1×1.03×1×1.875=1.932） 齒形系數和應力修正系數因為齒形系數和應力修正系數按當量齒數算。其中 zv1=26/0.95=27.37Zv2=78/0.32=243.75 查圖10-17 齒形系數 YFa1=2.57；YFa2=2.06查圖10-18應力修正系數 Ysa1=1.60；Ysa2=1.973）計算大、小齒輪的并加以比較=0.01437=0.01643 大齒輪的數值大。4）設計計算mn =3.06對比

23、計算結果，可取由彎曲強度算得的模數3.06并就近圓整為標準值m=3mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=85.1mm，算出小齒輪齒數 Z1=d1/m=85.1/3=28.4取Z1=29大齒輪齒數 Z2=3x29=87（7）、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1=m·Z1=2×29=58 mm d2=m·Z2=2×87=174mm2)計算錐距R=91.73)計算齒輪寬度b= R·R=91.7x0.3=27.51 取B2=35mm B1=28mm軸的設計計算（一）、減速器輸入軸（I軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217-255HB

24、S軸的輸入功率為PI=3.07 KW 轉速為nI=960r/min根據課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=115dA0×3Pn1=115×33.07960=16.94mm2、求作用在齒輪上的受力 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=58mm而 Ft1=1042NFr1=Ft=379.3N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋7軸承端蓋 8軸端擋圈 9半聯軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取=22mm，根據計算轉矩

25、TC=KA×TI=1×30.53=30.53Nm，查標準GB/T 50141986，選用YL6型凸緣聯軸器，半聯軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mm右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取30mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，其尺寸為d×D×B=35×72×17，那么該段的直徑為35mm，長度為L3=20mm右起第四段，為滾動軸

26、承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=45mm，長度取L4= 22.5mm右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為62mm，分度圓直徑為58mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=62mm，長度為L5=65mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=45mm 長度取L6= 22.5mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=35mm，長度L7=20mm4、求軸上的的載荷1）根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =521N垂直面的支反力：由于選用深

27、溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=189.7N1） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖2） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=70.36Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=70.36×1000/(0.1×453)=7.72<-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×243)=25.6

28、1 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。（二）、減速器輸出軸（II軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=2.95KW 轉速為nI=240r/min根據課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=115dA0×3Pn1=115×32.95240=26.54mm2、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=360mm而 Ft1=645NFr1=Ft=235N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。 3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋7鍵 8軸承端蓋 9

29、軸端擋圈 10半聯軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取32mm，根據計算轉矩TC=KA×T=1×117.3=117.3N.m，查標準GB/T 50141985，選用HL2型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mm右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其

30、尺寸為d×D×B=45×85×19，那么該段的直徑為45mm，長度為L3=41mm右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為180mm，則第四段的直徑取50mm,齒輪寬為b=50mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=48mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=56mm ,長度取L5=6mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=60mm 長度取L6= 20mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=45mm，長度L7=19mm4、求軸

31、上的的載荷1）根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =322.5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=117.5N1） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖1） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=121.83Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =124.83×1000/(0.1×503)=9.75<-1右起第一段D處雖

32、僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。二、 箱體的設計1. 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。2. 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。3. 油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。通氣器減速器運轉時，

33、由于摩擦發熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。1. 啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。2. 定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。3.

34、調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用4. 環首螺釘、吊環和吊鉤在機蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊環或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。5. 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚10機蓋壁厚110機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度B115機座底凸緣厚度B225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數目n4軸承旁聯結螺栓直徑d116機蓋與機座聯接螺栓直徑d212軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷

35、直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C128, 24, 20df，d1, d2至凸緣邊緣距離C224, 20，16軸承旁凸臺半徑R112, 8凸臺高度h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 35大齒輪頂圓與內機壁距離112齒輪端面與內機壁距離2 20機蓋、機座肋厚m1 ,m28， 8軸承端蓋外徑D290， 105軸承端蓋凸緣厚度t 10軸承旁聯接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2一、 鍵聯接的選擇及校核計算1.輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接軸徑d3=50mm L3=48mm T=117.3Nm查手冊 選用A型平鍵A鍵 16

36、5;10 GB1096-2021 L=L1-b=48-16=32mm根據課本（6-1）式得p=4 ·T/(d·h·L)=4×116.1×1000/（16×10×32）=90.7Mpa < R (150Mpa)1. 輸入軸與聯軸器1聯接采用平鍵聯接軸徑d2=24mm L2=50mm T=30.22N·m查手冊 選C型平鍵 GB1096-2021 B鍵8×7 GB1096-79l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mmp=4 ·T/（d·h·l）=4×30.

37、22×1000/（8×7×40）=53.96Mpa < p (150Mpa)3. 輸出軸與聯軸器2聯接采用平鍵聯接軸徑d2=32mm L2=80mm T=116.1N·m查手冊 選C型平鍵 GB1096-2021 C鍵10×8 GB1096-79l=L2-b=80-10=70mm h=8mmp=4 ·T/（d·h·l）=4×116.1×1000/（10×8×70）=83Mpa < p (150Mpa)八、滾動軸承的選擇及計算根據條件，軸承預計壽命Lh=2×

38、;8×300×10=48000小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=379.3N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號選擇6207軸承 Cr=19.8KN預期壽命足夠此軸承合格2.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=235N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號選擇6209軸承 Cr=24.5KN預期壽命足夠此軸承合格一、 聯連軸器的選擇（1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩，且結構簡單

39、，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯軸器或凸緣聯軸器。 （2）載荷計算計算轉矩TC2=KA×T=1×116.1=116.1Nm， TC1=KA×T=1×30.22=30.22Nm，其中KA為工況系數，KA=1（3）型號選擇根據TC2，軸徑d2，軸的轉速n2， 查標準GB/T 50141985，輸出軸選用HL2型彈性柱銷聯軸器，其額定轉矩T=315Nm, 許用轉速n=5600r/m ,故符合要求。根據TC1，軸徑d1，軸的轉速n1， 查標準GB/T 58431985，輸入軸選用YL6型凸緣聯器，其額定轉矩T=100Nm, 許用轉速n=5200r/m ,故符合

40、要求。十、減速器附件的選擇通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5油面指示器選用游標尺M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16×1.5十一、潤滑與密封一、 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。二、 滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。三、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。四、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的

41、直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 教師見習報告總結期待已久的見習已經結束了，在龍巖三中高中部見習聽課，雖然只是短短的兩個星期，但感觸還是蠻深的，以前作為一名學生坐在課室聽課，和現在作為一名準教師坐在課室聽課是完全不同的感受，感覺自己學到了一些在平時課堂上學不到的東西。在這里，我獲得的不僅是經驗上的收獲，更多是教學管理，課堂教學等的理念，以及他們帶給我的種種思考。教育見習實踐過程：聽課。教育見習的主要目的是讓學生在指導教師的引導下，觀摩教師上課方法、技巧等。聽課是教育見習的主要內容。我院規定在一周的見習中需完成

42、至少6課的見習任務。我在教師的安排指導下，分別對高一、高二物理專業課型為主，其他課型齊頭的方式，積極主動的完成了聽課任務，收到良好的效果。我聽的第一節課是高二（8）班，這是一個平衡班，水平不如實驗班高。在上課前?？迫卫蠋熞呀浉艺f了這個班的紀律是比較差的，而且成績也不是很好。在我聽課期間，確實有幾個學生在課堂上說話，但是我發現了一個有趣的現象，這個現象我在往后的幾個班都發現了，就是絕大部分的學生的學習熱情都好高漲，積極舉手發言，積極參與課堂活動。我跟老師們提起這個現象的時候，科任老師就跟我說，一個班里不可能所有的學生都能全神貫注地聽完一節課，所以作為一名教師，應該想辦法吸引學生的注意力，調動的積極性，比如可以以小組為單位，以搶答計分的形式調動學生的積極性，這樣課堂氣氛就會活躍起來了。在為期兩周的見習工作中，我真的有很大的感觸，我第一次感受到自己已經從一名學生向一名教師靠近，走在校園里，每當有學生叫我一聲老師，我在感到無比自豪的同時，還感受到了自己的責任。見習工作結束了，我要回到學校繼續我的學習了，但是我會好好記住我從*中學學到的一切，并應用于我的專業學習中去。一、教學管理理念 在龍巖三中，從領導階層到一位普通的科任老師，都秉承以學生為主體的宗旨進行學校的管理，進行教學工作的開展。作為一個課程改革的示范學校，一個教育實驗基地。這所學校鼓勵著老師做各種研究，各種改革。每個班