带式运输机的减速传动装置设计--西华大学.doc

《带式运输机的减速传动装置设计--西华大学.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式运输机的减速传动装置设计--西华大学.doc（40页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、-课程设计说明书课 程 名 称: 机械设计课程设计 课 程 代 码: 题 目:带式运输机的减速传动 装置设计 学 生 姓 名: 李 健 学 号: 9312 年级/专业/班: 2010级车辆工程3班 学院(直属系) : 交通与汽车工程学院 指 导 教 师: 孙书民 目录摘 要11 设计内容及要求32传动方案的拟定33电机的选择及传动装置的总体设计33.1电动机类型和结构形式的选择：33.2选择电动机容量：33.3确定传动装置的总传动比和分配传动比33.4综合数据34 传动零件的设计计算34.1 带传动设计34.2高速级传动零件的设计计算34.3高速级传动零件的设计计算35 减速器机体结构尺寸35

2、.1确定机体内壁和轴承座端面位置35.2减速器机体结构相关尺寸数据36 轴的设计36.1高速轴设计计算36.2中速轴设计计算36.2.1轴结构设计36.2.2轴上的力36.2.3 校核危险截面36.2.4轴的精校核36.2.5键的校核36.2.6轴承的校核36.3低速轴设计计算37 润滑油及润滑方式的选择37.1齿轮润滑37.2轴承润滑3总结3 摘 要机械设计课程设计主要是培养理论联系实际的设计思。本次设计包括的主要内容有：决定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器及校验计算；机体结构及其附件的设计；绘制装配图及

3、零件工作图；编写计算说明书以及进行设计答辩。设计的一般过程为：首先明确设计任务，制定设计任务书；其次，提供方案并进行评价；再次，按照选定的方案进行各零部件的总体布置，运动学和零件工作能力计算，结构设计和绘制总体设计图；然后，根据总体设计的结果，考虑结构工艺性等要求，绘出零件工作图；然后，审核图纸；最后，整理设计文件，编写说明书。关键词：减速器 机械设计 带式运输机1 设计内容及要求一、设计题目 带式运输机的减速传动装置设计二、主要内容 1、决定传动装置的总体设计方案；2、选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；3、传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；4、

4、机体结构及其附件的设计；5、绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。三、具体要求1、原始数据： 运输带线速度 v = 0.75（m/s） 运输带牵引力 F = 5000（N） 驱动滚筒直径 D = 510 （mm）2、工作条件： 使用期5年，双班制工作，单向传动； 载荷有轻微振动； 运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。2传动方案的拟定机器一般由原动机，传动机，工作机组成。传动装置在原动机和工作机之间传递运动和动力，并藉以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、带传动、链传动等）和支承件（轴、轴承、机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大比重，其性能和质量

5、对机器的工作影响也很大。对于本机器，初步选择原动机为三相异步电动机，根据任务书的要求，要求本机器的承载能力速度范围大、传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。根据参考书1第7页常见机械传动的主要性能满足圆柱齿轮传动要求。电机转速一般很高，因此需要的传动比较大，根据初步计算, 传动比稍大于12、传递的功率略大于4KW远小于750KW、速度在要求的7级精度之内。对圆柱齿轮传动，为了使结构尺寸和重量较小，当减速比时，宜采用二级以上的传动形式。根据机械设计课程设计指导书第7页常见机械传动的主要性能二级齿轮减速器传动比范围为：i=840，满足要求。因此采用二级圆柱齿轮传动减速器。在没有特殊要求

6、的情况下，一般采用卧式减速器。对二级齿轮减速器由传递功率大小和轴线布置要求来决定采用展开式、分流式和同轴式布置。考虑到结构的简单性、传递功率不大、齿轮相对于轴承布置的不对称性等因素，根据参考书机械设计课程设计指导书第8页表2 减速器的主要类型和特点选择采用二级展开式圆柱齿轮减速器。初步估计传动比大约为30，比较大，一次在二级传动前加入带传动以分担一部分传动比。同时可以组织来自工作件的震动传递到电动机。在相同条件下斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮的尺寸稍小，为了减小变速箱的尺寸，因此我们选择斜齿圆柱齿轮。减速器的输出端通过联轴器与滚筒主轴联接，由于本减速器传递的速度较大，所以初选弹性连轴器。轴由轴承支

7、撑，一般采用滚动轴承，考虑到本机器用的斜齿圆柱齿轮，有轴向力的作用，初选圆锥滚子轴承轴承。为了便于装配，齿轮减速器的机体采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。综上所述，传动方案总体布局如图一所示：计 算 及 说 明结 果3电机的选择及传动装置的总体设计3.1电动机类型和结构形式的选择：由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的Y系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也适用于某些

8、要求起动转矩较高的机械，如压缩机等。由于Y系列三相笼型异步电动机有如此多有优点，且符合此减速器设计要求，因此选择Y系列三相鼠笼式异步电动机。3.2选择电动机容量：电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。本次设计的运输机是不变载荷下长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，即，电动机不会过热，不必较验发热和起动力矩。 有电动机至运输带的传动总效率为： a=1*23*32*42*w1 带传动效率；2 滚动轴承效率；3 齿轮传动效率4 联轴器效率查表可知 1=0.96 2=0.983=0.974=0.99带入，计算可得：a=0.96*0.983*0.97

9、2*0.99=0.8170.82如图一所示的带式运输机，其电动机所需的工作功率根据公式有 Pd=KW则有：pd=4.5894.6KW卷筒的转速n=28.65128.65r/min根据指导书第7页表一常见机械传动的主要性能，二级圆柱齿轮减速器传动比的范围为，故电动机转速的可选范围根据公式（6）有：i0=24而 ia=840 故i总=16160nd=i总(16160)=4584580根据容量和转速，查指导书在这里我们选择1500r/min，因此选取Y132S-4型3.3确定传动装置的总传动比和分配传动比传动装置的总传动比为选定的电动机满载转速和工作机主轴转速之比即公式（7）：总传动比ia=51.2

10、4带传动 i0=24 取 i0=2.5I减=20.5按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由指导书图12展开式曲线查得i1=5.55 i2=3.69各级传动比i0=2.5 i2=5.55 i3=3.69各轴转速轴1 n1=576 轴2 轴3 (3)各轴传动效率01=1=0.9612=2*3=0.95123=2*3=0.95134=2*4=0.9702（4）各轴输入功率轴1 轴2 轴3 卷筒轴 （1-3轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98）各轴输入转矩电动机输出转矩 1-3轴的输入转矩 轴1 轴2 轴3 卷筒轴输入转矩 （ 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效

11、率0.98）3.4综合数据运动和动力参数计算结果整理于下表轴 名效率P （KW）转矩T ()转速r/min传动比i效 率输入输出 输入输出 0轴4.630.50614402.50.95I轴4.4214.33273.22471.7605700.985.55II轴4.2234.122386.285378.559104.720.9313.69III轴3.9953.9131354.9531327.50128.380.9311IV轴3.8723.7941314.5721288.28128.380.9704 传动零件的设计计算4.1 带传动设计1确定计算功率pca由表8-7（带传动设计所用图表来自机械设计

12、教材（第八版）查得工作情况系数KA=1.1 故 Pca=KaP=1.1*4.6=5.06KW2 选择V带的类型根据数据由图8-10选用A型带3 确定基准直径并验算带速1） 初选小带轮的基准直径dd。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd=100mm2） 验算带速v，v=7.53m/s因为5m/sv25m/s，故带轮合适。3） 计算大带轮的基准直径有 dd2=dd1*i=250mm4确定v带的中心距和基准长度1） 初选a0=1.5=525mm 2） Ldo2a0+,带入数据计算得：Ldo=1610mm查表8-2 选择基准长度为1800mm3） 计算实际中心距a0aa0+=525+(1800

13、-1610)/2=510mm5 验算小带轮上的包角11180o-（dd1-dd2）带入数据，1=167.4o90o6 计算带的根数1） 计算单根v带的额定功率pr由dd1和n1，查表8-4a得 p0=1.32kw由n1，i和B型带，查表8-4b得p0=0.17kw查表8-5得k=0.97 KL=1.01于是： pr=( p0+p0)* k* KL =1.49*0.97*1.01 =1.462) 计算根数zZ= = =3.65故，应该取4根。4.2高速级传动零件的设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，由机械设计表10-8知

14、，选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45#钢（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45#钢（调质），硬度为250HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4) 选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数 Z2=Z1*i1=205.55=111 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 d1t （1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 Kt=1.6计算小齿轮传递的转矩 T1=Nmm由表10-7选取齿宽系数 d=1有表10-6查得材料的弹性影响系数 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=550 MP

15、a，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=500 MPa；由式10-13计算应力循环次数 N2=N1/N2=2.5221095.55=4.546108 h由图10-19查得结束疲劳寿命系数KHN1=1.05 KHN2=1.1 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 H1=1.05550=577.5 MPa H2=1.1500=550 MPa （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值d1t= =48.55mm 2）计算圆周速度v v=1.46 m/s 3）计算尺宽b,尺宽与齿高比b/h b=dd1t=148.55=48.55 mm 模数 mt= d

16、1tcosZ1=48.55*cos15o20=2.34 mm 齿高 h=2.25 mt=2.252.32=5.97mm b/h=48.555.97=8.13(4)计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318*1*20*tan15o=1.704 5）计算载荷系数 根据v=2.52 m/s，七级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.09直齿轮，假设。由表10-3查得由表10-2查得使用系数有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=8.13,查图10-13得，故载荷系数 K=KAKVKHaKHB=1.844 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m

17、确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=450，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=360；根据纵向重合度=1.704查图10-28得螺旋角影响系数Y=0.85由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85, KFN2=0.88;计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得 F1=273.21 MPa F2=226.29 MPa 4)计算载荷系数K K=KAKVKFaKFB=1.73 5)查取齿形系数 由表10-5查得 YFa1=2.715；YFa2=2.16 6）查取应力校正系数由表10-5查得 YSa1=1.572；YSa2

18、=1.817）计算大、小齿轮的并加以比较 = =0. = =0.大齿轮的数值大。设计计算： m=1.76 对比计算结果，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1.76并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得分度圆直径d1=48.55，算出小齿轮齿数 Z1=d1cos/m=48.55*cos15o/2=23.440取Z1=24齿大齿轮齿数Z2=Z1*i1=245.55=133.2取Z2=133齿 这样设计出的齿轮

19、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。=162.53mm取163mm=arcos（）= arcos（）=15.5938o改变不多，故不用校正。 4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1=49.82 mm d2=276.17mm（2）计算中心距 a1=163mm(3) 计算齿轮宽度b=dd149.8 mm取B2=50 mm； B1=55 mm5，校验FT=4158=69.3N/mm100N/mm故，所设计计算合适。4.3低速级传动零件的设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，

20、由机械设计表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45#钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4) 选小齿轮齿数为Z1=32，大齿轮齿数 Z2=Z1*i1=323.69=118 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 d1t （1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 Kt=1.6计算小齿轮传递的转矩 T2=Nmm由表10-7选取齿宽系数 d=1有表10-6查得材料的弹性影响系数 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H

21、lim1=550 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=500 MPa；由式10-13计算应力循环次数 N2=N1/N2=1.38241092.8=4.93108 h由图10-19查得结束疲劳寿命系数KHN2=0.9 KHN2=1.1 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 H1=1.05550=577.5 MPa H2=1.1500=5 MPa （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值d1t= =85.48 mm 2）计算圆周速度v v=0.468 m/s 3）计算尺宽b,尺宽与齿高比b/h b=dd1t=185.48=85.48mm

22、模数 mt= d1tcosZ1=85.48*cos15.6269o32=2.58mm 齿高 h=2.25 mt=2.252.58=5.81mm b/h=85.485.81=14.7(4)计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318*1*32*tan15.6269o=2.727 5）计算载荷系数 根据v=0.468 m/s，七级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08直齿轮，假设。由表10-3查得由表10-2查得使用系数有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=14.7,查图10-13得，故载荷系数 K=KAKVKHaKHB=2.16 3按齿根弯曲强度设计 由式（

23、10-5）得弯曲强度的设计公式为m确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=450，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=360；根据纵向重合度=2.727查图10-28得螺旋角影响系数Y=0.85由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85, KFN2=0.88;计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得 F1=273.21 MPa F2=226.29 MPa 4)计算载荷系数K K=KAKVKFaKFB=2.09 5)查取齿形系数 由表10-5查得 YFa1=2.43；YFa2=2.155 6）查取应力校正系数由表10-5查

24、得 YSa1=1.655；YSa2=1.8157）计算大、小齿轮的并加以比较 = =0.01471 = =0.0172大齿轮的数值大。设计计算： m=2.32 对比计算结果，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2.2855并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得分度圆直径d1=101.04，算出小齿轮齿数 Z1=d1cos/m=94.47*cos15.6269o/2.5=36.5取Z3=40大齿轮齿数Z2

25、=Z1*i1=403.69=150 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。=245.87mm取246mm=arcos（）= arcos（=15.6269o改变不多，故不用校正。 4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1=103.53 mm d2=388.23mm(3) 计算齿轮宽度b=dd1103.53mm取B2=100 mm； B1=105 mm5，校验FT=7365.6N=70.14N/mm100N/mm故，所设计计算合适。5 减速器机体结构尺寸5.1确定机体内壁和轴承座端面位置 最大齿轮： 2m/s 所以采用脂润滑5.2减

26、速器机体结构相关尺寸数据 （a为低速级中心距=246mm）名称符号尺寸（mm）机座壁厚 0.025*190+3=7.75取8机盖壁厚0.02a+3=7.92 取8机座凸缘厚度b 1.5=15机盖凸缘厚度1.5=15机座底凸缘壁厚2.5=25地脚螺钉直径0.036a+12=20.85 取M24地脚螺钉数目n a=246250，n=4轴承旁连接螺栓直径0.75=15.6， 取M16机盖与机座连接螺栓 直径（0.5 - 0.6） 10 - 12， 取M10轴承端盖螺钉直径（0.4 - 0.5） 8 - 10 ， 取M8窥视孔盖螺钉直径（0.3 - 0.4） 68 取M10定位销直径d（0.7 - 0

27、.8）811 取M8 轴承端盖凸缘厚度t103其他参数 （参看指导书41页 图30） 机座肋厚m=0.85=0.858=6.8mm 低速级大齿轮中心到机体外壁总距离 为圆整R,取12 此时R=123+12=135mm 又 为使结构紧凑，且圆整L，所以取 6 轴的设计此运输机传动装置减速器为二级展开式，多采用阶梯轴6.1高速轴设计计算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.初步计算轴的最小直径当轴的支承距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d， 高速轴轴1属于外伸轴，初算直径常作为轴的最小直径，此时A0应取

28、较小的值。选用45#调质钢，查机械设计书表15-3，取 更具最小轴径，考虑到轴的结构，适当放大。选择轴承30206型圆锥滚子轴承！其主要的尺寸参数为：代号dDTBC30206307220.251916其结构大致如下：其上键的选择a 齿轮处选用10*8*40 平键b 带轮毂处选择10*8*40平键6.2中速轴设计计算6.2.1轴结构设计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.初步计算轴的最小直径，要用初步估算，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d， 高速轴轴1属于外伸轴，初算直径常作为轴的最小直径，此时A0应取较小的值。选用45号调质钢，查机械设

29、计书表15-3，取 更具最小轴径，考虑到轴的结构，适当放大。选择轴承30308型圆锥滚子轴承！其主要的尺寸参数为：代号dDTBC30308409025.252320其结构大致如下：其上所用的键的选择为：a大齿轮处为14*9*40平键b 小齿轮处为14*9*36平键6.2.2轴上的力左侧齿轮中心轴为1面FT1=2.653KNFr1=1.003kNFa1=Ft1tan1=2.653*tan1.5.5938o=0.741KNFn1=4.724KN右侧齿轮中心轴为2面FT2=8.583KNFr2=3.21kNFa2=Ft2tan=8.583*tan14o=2.140KNFn2=9.413KN受力分析：

30、MH1=-Fa1* =-261N*MMH2=-Fa2* =-447N*MMV1=-Ft1* =-98.2N*MMV2=-Ft2* =-12.3N*M故可以算出：M1=279.2N*MM2=261.3N*MM3=451.8N*MM4=479.7N*MT=442.47N*M6.2.3 校核危险截面面1：轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6car=32.8Mpa其中W=-=29471mm由材料为45钢，查表【-1】=60Mpa32.8Mpa60Mpa故 该面安全面2：轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6car=42.6Mpa其中W=-=23132.7mm由材料为45钢

31、，查表【-1】=60Mpa22.47Mpa55Mpa故 该面安全6.2.4键的校核a）左侧键 尺寸为14*9*40许用应力p=100120Mpa取中间值110Mpa工作长度L=L-D=56-14=42mmK=0.5H=6mm由p=37.625Mpa110Mpa故该键安全b）右侧键 尺寸14*9*36许用应力p=100120Mpa取中间值110Mpa工作长度L=L-D=110-14=96mmK=0.5H=6mm由p=25.212Mpa110Mpa故该键安全6.2.5轴承的校核轴承的工作时间h=2*8*5*260=h在轴上选择的轴承为30308型，尺寸为40*90*25.25在轴上轴承的布局如下图

32、所示：Fae=Fa1-Fa2=2.087-0.741=1.346KN（方向向左）FRa+ Fr1+ FrB-Fr1=0Fr1l1- Fr2（l1+l2）+FRb(l1+l2+l3)=0带入数据，连理求解得FRb=1.78KNFRA=0.15KN又，FD1= =0.59KN FD2= =0.05KN由FD1+FaeFd1 故Fa1=Fd1=0.59KNFA2=Fae-FD1=1.291-0.59 =0.701KN由e1= = =0.460.4e2= = =0.210.4 所以： X1=0.4 Y1=1.5X2=1 Y2=1.5P1=X1Fr1+Y1Fa1 =0.4*1.227+1.5*0.59

33、=1.39KNP2=X2Fr2+Y2Fa2 =1*3.21+1.5*0.701 =4.2615KN取fp1=1则P1=1.35KN P2=4.2615KN比较可知 P1P2LH=*（） =34203h20800h故，计算得轴承可靠！6.3低速轴设计计算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.初步计算轴的最小直径，要用初步估算，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d， 高速轴轴1属于外伸轴，初算直径常作为轴的最小直径，此时A0应取较小的值。选用45号调质钢，查机械设计书表15-3，取 更具最小轴径，考虑到轴的结构，适当放大。选择轴承30313型圆锥滚

34、子轴承！其主要的尺寸参数为：代号dDTBC3031365140363328其结构大致如下：其上所用的键的选择为：a齿轮处为20*12*70平键b 联轴器处为16*102*90平键7 润滑油及润滑方式的选择7.1齿轮润滑此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为二级（圆柱）展开式，其齿轮的最大线速度小于 12m/s。故选用机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为h=10mm，详见装配图。7.2轴承润滑滚动轴承在本设计中均采用深沟球轴承。其轴颈和转速的最大线速度小于12m/s,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且不易流失，查机械课程设计选用1号通用锂基润滑脂（GB 7324-87）。Y系列三相鼠笼式异步电动机a=0.79Y132S-6型i1=3.81 i2=2.80如表格B带 Z=4m=2Z1= =33Z2=126a1=206mmB2=65 mm B1=70 mmm=2.5Z1 =39Z2=109a1=190mmd28.2630207型14*9*40 平键10*8*40平键d43.130209型20*12*50平键20*12*80平键M1=456.44N*MM2=446.89N*MT=442.47N*M安全安全安全机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式1号通用锂基润滑脂（GB 7324-87）。安全轴承可靠d59.31