机械设计课程设计-展开式二级斜齿圆柱减速器论文.docx

09级汽车专业课程设计目 录一、设计目的 1二、设计步骤 22.1传动装置总体方案设计 22.2电动机的选择 32.3确定传动装置总传动比及分配各级的传动比 42.4传动装置的运动和动力设计 42.5普通v带及带轮的设计 52.6齿轮传动的设计 72.7减速器轴及轴承和键的设计152.8润滑和密封的设计 322.9箱体的设计 32三、设计心得体会 35四、参考文献3 5一. 设计目的 1.1 设计题目：展开式斜齿圆柱齿轮减速器 1.2 设计要求：运输带工作拉力（f） 3000n工作环境室内（环境最高温度35度）运输带工作速度 1.4m/s卷筒直径（d） 400mm工作情况两班制，连续单向转动，载荷较为平稳运输带速度允许误差 正负5%使用期限 8年二. 设计步骤2.1传动装置总体方案设计组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级。其传动方案如下：初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择v带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。图11 传动装置总体设计图（1电动机 2传动带 3减速器 4联轴器 5滚筒 6传送带）2.2电动机选择2.2.1电动机类型和结构的选择：选择y系列三相异步电动机，此系列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。2.2.2电动机容量选择：电动机所需工作功率为pd=pw式中：pw工作机的有效功率(单位kw); 从电动机到工作机输送带间的总效率。 pw=fv/1000由电动机至运输带的传动总效率为= 42（为v带的传动效率，为轴承的效率，为齿轮传动的效率，为联轴器的效率，为滚筒的效率）由参考文献1 表9-1取： =0.96 =0.99 =0.97 = 0.99 = 0.96=0.960.9940.9720.990.96=0.8246所以电机所需的工作功率：pd= fv/1000总=30001.4/824.6=5.093(kw)2.2.3确定电动机转速 nd=inw ，i=i1i2i3式中：nw工作机主动轴转速，对带式运输机nw=601000vd,单位r/min,v为输送带的线速度，单位m/s；d为卷筒的直径，单位mm;i传动装置总传动比的合理范围;i1、i2、i3分别为齿轮减速器高低级及v带传动的合理传动比范围。根据参考文献3表2.1得v带传动的合理传动比范围为24，二级展开式圆柱斜齿轮减速器的合理传动比范围为840。所以 nd=inw =（16160）6010001.43.1415400, =1069.510695.2 r/min经查参考文献3表14.1及综合考虑选取电动机如下：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mim)起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩y132s4 5.514402.22.22.3确定传动装置总传动比及分配各级的传动比总传动比由电动机满载转nm速和工作机主动轴转速nw确定，即 i=nmnw 144066.845 =21.54 i=i1i2i3式中i1、i2、i3分别为高速级和低速级的传动比及v带传动比根据传动装置传动比分配原则进行分配：因为普通v带传动和齿轮减速器组成时，带传动比不宜过大所以，选取i3=2.5i1i2= ii3 =21.54/2.5=8.616采取参考文献3推荐的范围 i1=(1.31.5)i2 取 i1=1.4i2 ，则 i1=3.47 ，i2=2.482.4传动装置的运动和动力设计2.4.1各轴的转速i轴 nm/i31440/2.5576r/minii轴 576/3.47165.99r/miniii轴 / 165.99/2.48=66.93 r/min卷筒轴 =66.93 r/min2.4.2各轴的输入功率i轴 5.0930.964.89kw ii轴 24.890.990.974.69kw iii轴 24.690.990.974.50kw卷筒轴 2 4=4.500.990.994.41kw2.4.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩td为=9.55106 =9.555.093kw1440r/min106=3.37104 nmm所以:i轴 i3 =3.370.962.5104 =8.088104 nmm ii轴=8.0883.470.960.99104 =2.667105 nmmiii轴 =2.6672.480.990.97105 =6.35105 nmm卷筒轴=6.350.970.99105 =6.10105 nmm2.4.4运动和动力参数结果汇总如下表轴名功率p/kw转矩t/（nmm）转速n/(r/min)电机轴5.093.37104 1440i轴4.898.088104 576ii轴4.692.667105 165.99iii轴4.506.35105 66.93卷筒轴4.416.10105 66.932.5普通v带及带轮的设计2.5.1确定计算功率 pca=kap式中：pca计算功率，单位kw； ka工作情况系数；p电动机的额定功率。根据参考文献1表87查得工作情况系数ka=1.1 ，故 pca=kap=1.15.09=5.599 kw；2.5.2选择v带的带型根据计算功率pca和小带轮转速nw,从参考文献1图811选取a带型根据参考文献1表86和表88，取小带轮的基准直径dd1=90mm。 2.5.3验算带速：v= dd1nm601000 =6.78m/s因为5m/sv（f0）min 2.5.11计算压轴力fp 压轴力的最小值为（fp）min（fp）min=2z（f0）min sin12 =25138sin162.92 1364.7n2.6齿轮传动的设计2.6.1高速级齿轮设计.选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级根据参考文献1表101选取齿轮材料：小齿轮材料为45cr，调质处理，硬度为280hbs，硬齿面大齿轮材料为45钢，调质后表面淬火处理，硬度为240hbs，软齿面根据参考文献8表231，齿轮精度初选8级小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1i1=243.47=83.28，取z2=85；初选螺旋角 =14。.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计由参考文献1公式（1021）进行计算，即d1t32kttidi1+1i1 zhze h2 式中：d齿宽系数； t1小齿轮的转矩 kt载荷系数； zh 区域系数 ze 弹性影响系数； h接触疲劳许用应力 标准圆柱齿轮传动的断面重合度确定公式内的各计算数值试选 kt=1.6根据参考文献1表106查得ze =189.8mpa12根据参考文献1表107选取齿宽系数d=1根据参考文献1图1030选取zh =2.433据教参考文献11026选取1=0.78，2=0.87则 =1+2=1.65t1= 8.088104 nmm计算应力循环次数n1=60nijlh式中：j齿轮每转一圈，统一齿面啮合的次数 lh齿轮的工作寿命（单位h）n1=605761（283008） =1.327108 n2= n1i1 = 1.3271083.47 =3.824107由参考文献1图1019取接触疲劳寿命系数khn1=0.97; khn2=1.12。计算接触疲劳许用应力h = khnlims式中：s疲劳强度安全系数 khn接触疲劳寿命系数 lim齿轮的疲劳极限根据参考文献1图1021查得lim1=600mpa , lim2=550mpa取失效率为1%，安全系数s=1，则有h1= khn1lim1s =0.97600 = 582mpah2= khn2lim2s =1.12550 = 616mpa取h =h1=582mpa计算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t32kttidi1+1i1 zhze h2 =33.47+13.47（2.433189.8582）221.68.08810411.65 =50.29mm计算圆周速度v = d1tni100060 = 50.29357660000 =1.157m/s计算齿宽b及模数mntb=dd1t=50.29mmmnt= d1tcosz1 = 50.29cos1424 = 2.03mm齿高h = 2.25mnt=2.252.03=4.57mmbh = 50.294.57 =11计算重合度=0.318dz1tan=0.318124tan14=1.903计算载荷系数kk=kakvkhkh式中：ka使用系数kv动载系数kh齿间载荷分配系数kh齿向载荷分配系数查参考文献1表102得ka=1.00根据v =1.157m/s ，8级精度，查参考文献1图108得kv=1.12查参考文献1表104得kh=1.453由参考文献1图1013查得kf=1.41查参考文献1表103得 kh=kf=1.4故载荷系数k=11.121.4531.4 = 2.278按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献1式（1010a）得d1=d1t3kkt = 50.2932.2781.6 = 56.575mm计算模数mnmn= d1cosz1 = 56.575cos1424 =2.2873mm按齿根弯曲强度设计由参考文献1公式（1017）得mn32kt1ycos2dz12yfaysaf式中: yfa齿形系数 ysa应力校正系数确定计算参数由参考文献1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限fe1=500mpa大齿轮弯曲疲劳强度极限fe2=380mpa由参考文献1图1018取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.89，kfn2=0.95计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4 ，由教材公式(1012)得f1= kfn1fe1s = 0.895001.4 =317.86mpa f2= kfn2fe2s = 0.953801.4 =257.86mpa 计算载荷系数k=kakvkfkf=11.121.411.4=2.21根据=1.903 查教材图1028得螺旋角影响系数y=0.88计算当量齿数zv1 = z1cos3 = 24cos314 =26.27zv2 = z2cos3 = 85cos314 = 91.25查教材表105得 yfa1=2.592 ，yfa2=2.194 ysa1=1.596 ，ysa2=1.781计算大小齿轮的yfaysaf并加以比较yfa1ysa1 f1 = 2.5921.596317.86 =0.01301yfa2ysa2 f2 = 2.1941.781257.86 =0.01515大齿轮的数值大。设计计算mn322.218.0881040.88(cos14)212421.650.01515 =1.677对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm即可满足弯曲强度。为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 56.575mm来计算应有的齿数。z1= d1cosmn = 56.575cos142.0 = 27.44取z1=27 ，则z2=z1i1=273.47= 94几何尺寸计算计算中心距aa = (z1+z2)mn2cos = (27+94)22cos14 = 124.70mm将中心距圆整为a=125mm修正螺旋角 = arccos(z1+z2)mn2a =arccos(27+94)22125 = 145因值改变不多，故参数、等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径d1= z1mncos = 272cos145 = 58.88mmd2= z2mncos = 942cos145 = 194.2mm计算齿轮宽度b =dd1=158.88=58.88mm圆整后取b2=60mm ; b1=65mm齿根弯曲疲劳强度校根据参考文献1式（105a）f= 2kt1yfaysa dmn3 z2 f得:f1=2kt1yfa1ysa1 dmn3 z12= 22.218.0881042.5921.596123272 =253.58mpa f1f2= 2kt1yfa2ysa2 dmn3 z22=22.218.0881042.1941.781123942=56.70 f2结论：满足齿根弯曲疲劳强度高速级齿轮参数列表法面模数mn分度圆直径d(mm)齿数z齿宽b(mm)螺旋角中心距a(mm)小齿轮2.058.882765145125大齿轮194.29460低速级齿轮设计(1).选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。根据参考文献1表101选取齿轮材料：小齿轮材料为45cr，调质处理，硬度为280hbs，硬齿面大齿轮材料为45钢，调质后表面淬火处理，硬度为240hbs，软齿面根据参考文献3表231齿轮精度初选8级小齿轮齿数z3=30，大齿轮齿数z4=z3i2=302.48=74.4，取z4=75；初选螺旋角 =14。.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计由参考文献1公式（1021）进行计算，即d3t32kttiidi2+1i2 zhze h2 式中：d齿宽系数； tii小齿轮的转矩 kt载荷系数； zh 区域系数 ze 弹性影响系数； h接触疲劳许用应力 标准圆柱齿轮传动的断面重合度确定公式内的各计算数值试选 kt=1.6根据参考文献1表106查得ze =189.8mpa12根据参考文献1表107选取齿宽系数d=1根据参考文献1图1030选取zh =2.433据参考文献1图1026选取3=0.80，4=0.85则 =3+4=1.65tii= 2.667105 nmm计算应力循环次数n3=60niijlh式中：j齿轮每转一圈，统一齿面啮合的次数 lh齿轮的工作寿命（单位h）n3=60165.991（283008） =3.824108 n4= n3i2 = 3.8241082.48 =1.549108由参考文献1图1019取接触疲劳寿命系数khn3=0.95; khn4=0.98。计算接触疲劳许用应力h = khnlims式中：s疲劳强度安全系数 khn接触疲劳寿命系数 lim齿轮的疲劳极限根据参考文献1图1021查得lim3=600mpa , lim4=550mpa取失效率为1%，安全系数s=1，则有h3= khn3lim3s =0.95600 = 570mpah4= khn4lim4s =0.98550 = 539mpa取h =h4=539mpa计算小齿轮分度圆直径d3t，由计算公式得d3t32kttiidi2+1i2 zhze h2 =32.48+12.48（2.433189.8539）221.62.66710511.65 =80.272mm计算圆周速度v = d3tnii100060 = 80.272165.9960000 =0.6977m/s计算齿宽b及模数mntb=dd3t=80.272mmmnt= d3tcosz3 = 80.272cos1430 =2.596mm齿高h = 2.25mnt=2.252.596=5.84mmbh = 80.2725.84 =13.745计算重合度=0.318dz3tan=0.318130tan14=2.3786计算载荷系数kk=kakvkhkh式中：ka使用系数kv动载系数kh齿间载荷分配系数kh齿向载荷分配系数查参考文献1表102得ka=1.00根据v =0.6977m/s ，8级精度，查教材图108得kv=0.9查参考文献1表104得kh=1.463由参考文献1图1013查得kf=1.40查参考文献1表103得 kh=kf=1.4故载荷系数k=10.91.4631.4 =1.8434按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献1式（1010a）得d3=d3t3kkt = 80.27231.84341.6 = 84.152mm计算模数mnmn= d3cosz3 = 84.152cos1430 =2.722mm按齿根弯曲强度设计由参考文献1公式（1017）得mn32ktiiycos2dz32yfaysaf式中: yfa齿形系数 ysa应力校正系数确定计算参数由参考文献1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限fe3=500mpa大齿轮弯曲疲劳强度极限fe4=380mpa由参考文献1图1018取弯曲疲劳寿命系数kfn3=0.87，kfn4=0.89计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4 ，由参考文献1公式(1012)得f3= kfn3fe3s = 0.875001.4 =310.71mpa f4= kfn4fe4s = 0.893801.4 =241.57mpa 计算载荷系数k=kakvkfkf=10.91.401.4=1.764根据=2.3786 查参考文献11028得螺旋角影响系数y=0.88计算当量齿数zv3 = z3cos3 = 30cos314 =30.92zv4 = z4cos3 = 75cos314 =77.30查参考文献1表105得 yfa3=2.52 ，yfa4=2.23 ysa3=1.625 ，ysa4=1.76计算大小齿轮的yfaysaf并加以比较yfa3ysa3 f3 = 2.521.625310.71 =0.01318yfa4ysa4 f4 = 2.231.76241.57 =0.01623大齿轮的数值大。设计计算mn321.7642.6671050.88(cos14)213021.650.01623 =2.03545对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm可满足弯曲强度。为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 56.575mm来计算应有的齿数。z3= d3cosmn = 84.152cos142.5 =32.66取z3=33 ，则z4=z3i2=272.48=67几何尺寸计算计算中心距aa = (z3+z4)mn2cos = (33+67)2.52cos14 = 128.83mm将中心距圆整为a=129mm修正螺旋角 = arccos(z3+z4)mn2a =arccos (33+67)2.52128.83 = 141因值改变不多，故参数、等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径d3= z3mncos = 332.5cos141 =85.05mmd4= z4mncos = 672.5cos141 =172.68mm计算齿轮宽度b =dd3=185.05=85.05mm圆整后取b2=80mm ; b1=85mm齿根弯曲疲劳强度校根据参考文献1式（105a）f= 2ktiiyfaysa dmn3 z2 f得:f3=2ktiiyfa3ysa3 dmn3 z32= 21.652.6671052.521.62512.53332 =211.8mpa f3f4= 2ktiiyfa4ysa4 dmn3 z42=21.652.6671052.231.7612.53672=49.25 f4结论：满足齿根弯曲疲劳强度高速级齿轮参数列表法面模数mn分度圆直径d(mm)齿数z齿宽b(mm)螺旋角中心距a(mm)小齿轮2.585.053385141129大齿轮172.6867802.7减速器轴及轴承装置、键的设计2.71输出轴(iii轴)及其轴承装置、键的设计.输入轴参数 piii4.5kw tiii=6.35105 nmm niii=66.93r/min.作用在齿轮上的力：ft= 2tiiid4 = 26.35105 172.68 =7354.64nfr=fttanncos =7354.64tan20cos14 =2758.8nfa=fttan= 7354.64tan14=1833.72n选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。初算轴上的最小直径按弯扭强度计算：dmin=a03 piii niii=11234.566.93 =45.54mm考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dmin=45.541.05=47.817mm式中: a0由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，a0=112。 piii 输入轴传递的功率。 niii输入轴的转速。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩tca=kat,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取ka=1.3,则，tca=katiii=1.36.35105 nmm =8.255105 nmm查机械设计手册，选用hl4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250n。联轴器的孔径d=50mm，故取d1=50mm ，联轴器长度l112，联轴器与轴配合的毂孔长度l184。轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取轴段的直径d2=60mm , l2=50mm。联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不 压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取l1=82mm3)初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据d2=60mm 根据机械设计课程设计表132初选型号6012深沟球轴承，其尺寸为ddb=609518，基本额定动载荷 cr=31.5kn基本额定静载荷c0r=24.2kn， da=67mm,da=88mm。4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l3=40mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段的直径应根据6012深沟球轴承的定位轴肩直径确定d3=da=67mm 。轴段的直径与轴段采用相同轴承，其长度与轴承宽度相同,故l7=18mm，d7=d3=67mm 。5）轴段上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d4应略大于d3,可取 d4=70mm ,齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段的长度应比齿轮毂宽略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b=80mm,故取 l4=78mm。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段的直径, 轴肩高度,取d5=80mm , l5=1.4h,故取 l5=7mm。轴段直径d6=76mm ，l6=85mm 6）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得l1=78mm， l2=150mm。7)参考表152，取轴端为c2，各轴肩处的圆角半径均为2mm,见cad图。输出轴的结构布置图受力分析、弯距的计算）计算支承反力,在水平面上fax= ftl2l1+l2 =4838.58n fbx=ft-fax=2516.06nfay=fa=1833.72n）在垂直面上mb=0 , faz= frl2+fad1/2l2+l1 =2016.06n故fbz=fr-faz=2758.8-2016.06=742.74n总支承反力fa=fax2+fay2+faz2 =4838.582+1833.722+2016.062 =5553.23nfb=fbx2+fbz2 =2516.062+742.742 =2623.4n3）计算弯矩并作弯矩图 水平面弯矩图max=faxl1=4838.5878=377409.24 nmmmbx=max=377409.24 nmm 垂直面弯矩图maz=fazl1=2016.0678=157252.68 nmmmbz=fbzl2=742.74150=111411 nmm 合成弯矩图ma=max2+maz2 =377409.242+157252.682 =408859.56 nmmmb=mbx2+mbz2 =377409.242+1114112 =393510 nmm4）计算转矩并作转矩图t= tiii=6.35105 nmm作受力、弯距和扭距图输出轴弯矩图选用键校核联轴器处：选单圆头平键（c型）b=14mm ， h=9mm ，l=70mm齿轮处：选普通平键 （a型）b=20mm ， h=12mm ，l=63mm联轴器处:由式p= 4tiiid1hl = 46.3518127010-8 =16.8mpa查表，得 ，键校核安全齿轮处: p= 4tid4hl = 46.3572126310-8 =4.66mpa查表62，得 ，键校核安全按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，c处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力ca= （tiii）2+ma2w，由表查得，故安全。校核轴承和计算寿命1).校核轴承a和计算寿命径向载荷far=faz2+fax2 =2016.062+4838.582 =5241.8n轴向载荷faa=fa=1833.72n由faa/far=0.350e，在教材表取x0.56。相对轴向载荷为fac0r = 1833.7224200=0.06577在表中介于0.0400.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应y值为1.81.6，于是，用插值法求得故。由表取则，a轴承的当量动载荷pa=fp(xfar+yfaa)=1.2(0.565241.8+1.7821833.72)=7443.7ncr=31500n所以，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命lah= 10660niii(crpa)3 = 1063150036066.937443.73 =18876h2).校核轴承b和计算寿命径向载荷fbr=fbz2+fbx2 =2516.062+742.742 =2623.4n当量动载荷pb=fpfbr=1.22623.4=3148.08ndmin ，l1=80mm（4）轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为满足轴向定位要求，轴段左端需制处一轴肩，轴肩高度故取轴段的直径d2=30mm ,l2=50mm。 初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据d2=30mm ,根据机械设计课程设计表132初选型号6006深沟球轴承，其尺寸为ddb=305513，基本额定动载荷 cr=13.2kn基本额定静载荷c0r=8.30kn， da=36mm,da=49mm。取齿轮右端面与箱体内壁间留有足够间距，取l3=40mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径确定d3=da=36mm 。轴段的直径与轴段采用相同轴承，其长度与轴承宽度相同,故l7=13mm，d7=d3=36mm 。轴段上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d4应略大于d3,可取 d4=40mm ,齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段的长度应比齿轮毂宽略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b=65mm,故取 l4=63mm。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段的直径, 轴肩高度,取d5=48mm , l51.4h,故取 l5=10mm。轴段直径d6=40mm ，l6=102mm 。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得l1=157.5mm， l2=70.5mm。参考表152，取轴端为c1，除轴段、处的圆角半径为1.0mm其余各轴肩处的圆角半径均为1.6mm,详见cad图。输入轴的结构布置图（5）受力分析、弯距的计算 计算支承反力, 在水平面上fax= ftl2l1+l2 =1897.8n fbx=ft-fax=849.48nfay=fa=684.97n在垂直面上mb=0 , faz= frl2+fad1/2l2+l1 =356.2nfbz=fr-faz=1030.54-356.2=674.34n总支承反力fa=fax2+fay2+faz2 =1897.82+684.972+356.22=2048.83nfb=fbx2+fbz2 =849.482+674.342 =1084.60n(6).计算弯矩并作弯矩图 水平面弯矩图max=faxl1=1897.8157.5=298903.5nmmmbx=max= 298903.5nmm （）垂直面弯矩图maz=fazl1=2048.83157.5=322690.725nmmmbz=fbzl2=674.3470.5=47540.97 nmm 合成弯矩图ma=max2+maz2 =298903.52+322690.7252 =439855.21 nmmmb=mbx2+mbz2 =298903.52+47540.972 =320660.61 nmm 计算转矩并作转矩图t= ti=8.088104 nmm(7)选用键校核带轮处：选单圆头平键（c型）b=8mm ， h=7mm ，l=70mm齿轮处：选普通平键 （a型）b=12mm ， h=8mm ，l=56mm带轮处:由式p= 4tid1hl = 46.352577010-8 =20.7346mpa查表，得 ，键校核安全齿轮处:p= 4tid4hl = 46.354085610-8 =14.174mpa查表62，得 ，键校核安全(8)作受力、弯距和扭距图输入轴的弯