带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计

xxx大学机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计学院 专业学号 学生姓名 指导教师完成日期 目录TOC\o"1-5"\h\z第一章设计任务书 31.1设计题目 31.2设计要求 31.3原始数据 3第二章电动机的选择 42.1选择电动机的类型 42.2选择电动机的容量 42.3确定电动机的转速 4第三章传动装置运动及动力参数计算 53.1分配传送比 53.2运动和运动参数计算 5第四章传动装置设计 74.1V带传动设计 74.2齿轮设计 9第五章轴的设计及计算 145.1中间轴的结构设计 145.2高速轴的设计 165.3低速轴的结构设计 185.4轴的校核 20第七章键连接的选择和计算 23第八章减速箱体结构及其附件的设计 238.1减速箱体结构的具体参数和尺寸见表8-1 238.2减速箱附件及其结构设计 24第九章心得体会 26参考文献 27第一章设计任务书1.1设计题目带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计1.2设计要求（1）设计用于带式运输机的传动装置。（2）连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5%（3）使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。1.3原始数据数据组编号12345678910工作机轴输入扭矩T/（N・m）808590958085908890000000000500运输带工作速度v/（m/s）1.1.1.1.1.1.1.111.2253354452■3■354

卷筒直径D/mm363738394041363339000000078000选择第五组数据运输机工作轴扭矩：800N・m运输带工作速度：1.4m/s卷筒直径400mm第二章电动机的选择选择电动机的类型按时间要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。选择电动机的容量P电动机所需工作功率为 P二pw （1-1）d耳电动机所需功率为 P=dw （1-2）w9550传动装置的总效率为 n=nn4耳巧耳（1-3）2345联轴器传动效率n=0・99,滚动轴承效率n=o・99,齿轮传递的效率n=0・97,V1 2 3带传动效率n=0.96,卷筒传动效率n=0・96,代入式（1-3）45得耳二0.99x0.994x0.982x0.96x0.96二0.825滚筒轴工作转速：=66.85r/min60x1000V60x1000x1.4nw滚筒轴工作转速：=66.85r/min兀xD 兀x400所需电动机功率：P=d所需电动机功率：P=dT-n w—9550800x66.859550x0.825=6.79kw因载荷平稳，电动机额定功率P略大于p即可，由《机械设计综合课程设计》edd第六章Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为P=7・5kw。e2・3确定电动机的转速由《机械设计综合课程设计》表2-3可知V带传动的传动比常用范围2〜4,由《机械设计综合课程设计》表2-4可知展开式二级圆柱齿轮减速器的传动比常用范围8〜40，则总传动比i=16〜160，所以电动机转速的可选范围为an=i'xn=（16〜160）x67r/min=（1072〜10720）r/mindaw符合这一范围的同步转速有1500和3000r/min。现以同步转速1500及3000r/min,两分方案进行比较。由《机械设计综合课程设计》第六章相关资料

查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1-1表1-1额定功率为7.5kw时电动机选择对总方案影响方案电动机型号额定功率/kw同步转速/满载转速nm/（r/min）1Y132S2-27.53000/29202Y132M-47.51500/1440有因为当工作转速要求一定时，电动机转速高将使传送比加大。则传动系统中的传动系数，整体体积将相对较大，这可能导致传动系统造价增加，造成整体成本增加，所以选定电动机型号为Y132M-4。第三章传动装置运动及动力参数计算3.1分配传送比1.总传送比—21.54TOC\o"1-5"\h\zn 14401.总传送比—21.54i— —an 66.85w分配传动装置各级传送比，去V带传动的传送比i=2,则减速器的传动比i为01ii——ai--21・54-10.77201取两级圆柱齿轮减速器高速级的传送比怙-、1石—<1.4x10.77—3.883则低速级的传动比i-丄—1077—2.77423i3.88312联轴器的传动比为i=134注意：以上传动比的只是初步的。传动装置的实际总传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定以后才能计算出来。一般，总传送比的实际值与设计要求值得允许误差为3%〜5%。3.2运动和运动参数计算0轴（电动机轴）：P=P=6.79kw0dn=n=1440r/min0mTOC\o"1-5"\h\zP 6.79T—9550——9550x N-m—45.0N-m0 n 144001轴（高速轴）：P—P耳—P耳—6.79kwx0.96—6.52kw001 04

720r/minn 1440720r/min=—0= r/mm=i201T二9550P=9550x652N-m二86.5N-mi n 72012轴(中间轴)：P=Pq=Pqq=6.52kwx0.99x0.97=6.26kw112123ir/min=185.4r/min3.883ir/min=185.4r/min3.883P6.26T=9550t—9550x N-m—322.5N-m2n2185.42123轴（低速轴）：P=Pq=Pqq=6.26kwx0.99x0.97=6.01kw223 223ni23r/min=66.83r/min2.774Pni23r/min=66.83r/min2.774P6.01T—9550——9550x N-m—858.8N-m3n366.8334轴（滚筒轴）：P=Pq=Pqq=6.01kwx0.99x0.99=5.89kw334 31266.83166.831r/min=66.83r/min34P 5.89T=9550t=9550xN-m=841.7N-m4 n 66.8341〜3轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99.运动和动力参数的计算结果列于表3-1。表3-1各轴运动和动力参数轴名功率P/kw转矩T/N•m转 速n/(r/min)传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴6.79451440

1轴6.526.4586.585.672020.962轴6.26&20322.5319.3185.43.8830.963轴6.015.95858.8850.266.832.7740.96滚筒轴5.895.83841.7833.366.8310.98第四章传动装置设计4.1V带传动设计已知：P=6・79kw,n=1440r/min,i=2,两班制工作，载荷较平稳，空载起动，dm要求结构紧凑。确定计算功率P，由《机械设计》附表6-6查得工作情况系数KA=1.1,计算ca功率P为P二KP二l.lx7.5二8.25kwcacaA选取带型根据P和n,由《机械设计》图6-8选用A型带。cam确定带轮的基准直径根据《机械设计》表6-1推荐的最小基准直径，由附表6-7可选出小带轮的基准直径d=125mm，则大带轮的基准直径d二id二2x125二250mm。根据附表d1 d20ldl6-7，取d=250mm。d26-7，取d=250mm。d24•验算带速，即V=兀dn dl-l—60X1000兀x125X144060X1000=9.42m/s5m/sVVV25m/s，故符合要求。确定V带的基准长度和中心距。根据0.7(d+d)<a<2(d+d)初步确定中心距a为d1 d2 0 d1 d2 00.7(125+250)=262.5<a<2(125+250)=750，考虑到设计要求结构紧凑，故选0a=300mm。0计算V带的基准长度L为d0兀 (d—d)2L=2+ (d+d)+ -d0 a02d1 d2 4a0—2x300+ 0)+(250一125)22 4x300=600+589.05+13.02=1202.07由附表6-2选V带基准长度L为1250mmd计算出实际的中心距a为a沁a0+L—L0—300+1250—1202.07—323.97mm22验算主动轮上的包角。a沁180。—d2—dix57.3=180。—250—125x57.3=157.9。＞120。i 2 323.97故主动轮的包角合适。计算V带的根数。由附表6-2查得K=0・93,由附表6-5查得K二0.95La由附表6-4查得AP二0.17kw，由附表6-3查得P=1.93kw0在此条件下，单根V带所传递的功率为P二(P+AP)KK二(1.93+0.17)x0.95x0.93二1.86kwr0 aLV带的根数Z为Z＞二二825二4.44，取Z=5根P1.86r8•计算初拉力F，由附表6-1查得q=0・1kg/m,V带的初拉力为0（2.5—K）P丄“F—500 aca+qV20 KZVa（2.5—0.95）P—500 ca+0.1x9.4220.95x5x9.42—142.9+8.9—151.89.计算带对轴的压力。aF—2ZFsin—p02157.9。—2x5x151.8xsin―2—1489.9N10・V带轮轮缘尺寸（基准宽度制）（摘自GB/T10412-2002）B—（Z一1）e+2f—（5一1）x15+2x9—78mmV带传动的主要参数归于表4-1表4-1V带传动的主要参数名称结果名称结果名称结果带型A传动比2•ft业匚根数Z=5带轮基准直径d=125mmd1d=250mmd2基准长度L=1250mmd预紧力F=151・8N0中心距a=323.97mm压轴力F=1489・9Np

4.2齿轮设计4.2.1高速级齿轮传动的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮传动（2）材料选择。由《机械设计》附表8-1选择小齿轮材料为40Cr调质，硬度为HBS二241〜289,取270HBS,大齿轮材料为45号钢，HBS二217〜255,取240HBS，大小齿轮的硬度差为30HBS。由于是低速级，速度不高，由附表8-12，选择齿轮精度7级（3）对于闭式软齿面齿轮，齿数可以选择较多些，故选小齿轮齿数Z=25，大1齿轮齿数Z二iZ二3.883x25二97.075，取Z=971212U+U+1 mmuKTdi-766v声韮'dH（1）确定上式内的各计算数值。试选载荷系数K=1.5。t低速级小齿轮传递的转矩T=86.5N-m。齿宽系数0，表8-3选取0=1.0。dd应力循环次数为N1=60njL=60x^40x1x(2x8x365x10)=2.52x1091h 2N—1N—1i122.52x1093.883二6.49x108接触疲劳寿命系数KHN由N、N及附图8-6，得K 二0.89,K二0.92。1 2 HN1 HN2接触疲劳强度极限& ，由附图8-7（f），分别按合金钢（40Cr）MQ线和Hlim碳钢MQ的延长线及齿面硬度査得：小齿轮& =720N/mm2，大齿轮& =580N/mm2Hlim1 Hlim2接触疲劳许用应力C]H由表8-4,取安全系数S口=1.05，则H

InH］二1Kc―InH］二1Kc―HN1_HlimlSH0.89x720l.05=610N/mm2Ch］二Kc―HN2_Hlim2SH0.92x580=508N/mm2取许用接触疲劳强度CLC]=508N/mm2为计算许用应力。H H2试算d，则lt=65.7mm=76%"X8$5x38空=65.7mm31.0x5082 3.8833、修正计算计算高速轴齿轮圆周速度V,则兀dn 3.14x65.7x720v= 1^-1= =2.476m/s60x1000 600x1000计算高速轴齿轮圆周力F，则t=2633N2T 2x=2633NF= 1= td 65.7x10-31t计算载荷系数K。根据v=2.476m/s以及参考附表8-12,选择9级精度(GB10095-88)。由参考附表8-2，查得使用系数K人=1。由附图8-1查得动载荷系数K=1.11。根据AVKF1x26334^= =40.1N/mV100N/mmb65.7并由附表8-3，对于未经表面硬化的直齿9级精度齿轮，查得齿间载荷分配系数K=K=1.2。由附表8-4，选择软齿面、装配时不做检验调整，可按8级精Ha Fa度公式计算，然后放大10%来考虑9级精度的齿向载荷分布系数，则K=(1+10%)xL.23+0.18(+0.6x1.021<1.02+0.61x10-3x65.7^=1.558H0故K=KKKK=1x1.11x1.2x1.558=2.28AVHaHPd1t按实际的载荷系数校正小齿轮直径d]，则d1t=75.5mm

计算低速轴的齿轮的模数m,则=3.02d=3.02?-~151根据附表8-8，确定高速轴的齿轮传动模数m=3。对于闭式软齿轮传动,只需通过接触疲劳强度进行设计计算；对于低速(vV3m/s)、9级精度、不重要的传动，也可不必进行强度校核计算。4、低速轴齿轮的几何尺寸计算分度圆直径为d=mZ=3x25=75mm11d=mZ=3x97=291mm22中心距为d+d75+291“c

a=t2= =183mmi2 2齿宽为b=Qxd=1.0x75=75mm1d1圆整后取b=80mm，b=75mm12齿轮精度等级8级材料及热处理大、小齿轮材料为40Cr并经过调质处理及表面淬火，齿面硬度为HBC=48〜55,油润滑4.2.2低速级齿轮传动的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动材料选择。由《机械设计》附表8-1选择小齿轮材料为40Cr调质，硬度为HBS=241〜289,取270HBS,大齿轮材料为45号钢，HBS=217〜255,取240HBS，大小齿轮的硬度差为30HBS。由于是低速级，速度不高，由附表8-12，选择齿轮精度7级对于闭式软齿面齿轮，齿数可以选择较多些，故选小齿轮齿数Z3=25，大齿轮齿数Z=iZ=2.774x25=69.35，取Z=69231 42、按齿面接触强度设计U土U土1 mmuKTd1'766v*dH

（1）确定上式内的各计算数值。①试选载荷系数K=1.4。t②低速级小齿轮传递的转矩T=322.5N-m。齿宽系数0,表8-3选取0二1.0。dd应力循环次数为N1=60njL=60x1x(2x8x365x10)=6.496x10sih3.883N—1N—1i236.496x10s2.774=2.34x108接触疲劳寿命系数KHN由N、N及附图8-6，得K=0.92,K=0.95。1 2 HN1 HN2接触疲劳强度极限& ，由附图8-7（f），分别按合金钢（40Cr）MQ线和Hlim碳钢MQ的延长线及齿面硬度査得：小齿轮& =720N/mm2，大齿轮& =580N/mm2Hlim1 Hlim2接触疲劳许用应力C]H由表8-4,取安全系数S口=1.05，则H=—HN1=—HN1―Hliml1SH0.92x720105=631N/mm2InH]InH]=K&―HN2_Hlim2SH0.95x5801.05=525N/mm2取许用接触疲劳强度1]=t]=525N/mm2为计算许用应力。TOC\o"1-5"\h\zH H2⑵试算d，则1t=100.1mmKTu土1 “1.4x322.52.774+=100.1mmd>7663 =7663 x1t 3：0(InJJ2u 31.0x5252 2.774'dH3、修正计算(1)计算低速轴齿轮圆周速度V,则兀dn3.14x100.1x(720/3.883)八门“/v= 1—1= =0.971m/s60x1000 600x1000⑵计算低速轴齿轮圆周力Ft，则厂2T 2x322.5F二i二 二6444Ntd 100.1X10-31t计算载荷系数K。根据v二0.971m/s以及参考附表8-12,选择9级精度(GB10095-88)。由参考附表8-2，查得使用系数K人二1。由附图8-1查得动载荷系数K二1.08。根据AVKF 1x6444a^= =64.4N/mV100N/mmb100.1并由附表8-3，对于未经表面硬化的直齿9级精度齿轮，查得齿间载荷分配系数K=K=1.2。由附表8-4，选择软齿面、装配时不做检验调整，可按8级精Ha Fa度公式计算，然后放大10%来考虑9级精度的齿向载荷分布系数，则K=(1+10%)xL.23+0.18(+0.6x1.0211.02+0.6x10-3x100.丄1.578H0故K二KKKK二1x1.08x1.2x1.578二2.05AVHaHP按实际的载荷系数校正小齿轮直径d］，则"K '205d=d3 =100.13：—=113.7mm1 1t3K 31.4t计算低速轴的齿轮的模数m,则二4.548二4.548—1= z251根据附表8-8，确定低速轴的齿轮传动模数m=4.5对于闭式软齿轮传动，只需通过接触疲劳强度进行设计计算；对于低速(vV3m/s)、9级精度、不重要的传动，也可不必进行强度校核计算。4、低速轴齿轮的几何尺寸计算(1)分度圆直径为d=mz=4.5x25=112.5mm31d=mz=4.5x69=310.5mm442）中心距为d+d 112.5+310.5 「a=t2= =211.5mm2 2 23）齿宽为b=0xd=1.0x112.5=112.5mm3d3圆整后取b?=圆整后取b?=118mm,b4=113mm（4）齿轮精度等级8级（5）材料及热处理大、小齿轮材料为40Cr并经过调质处理及表面淬火，齿面硬度为HBC=48〜55,油润滑。高速级与低速级齿轮所涉及的参数如表4-2所示表4-2计算齿轮所涉及的主要参数高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数/mm25972569齿宽/mm8075118113分度圆直径/mm75291112.5310.5齿顶圆直径/mm81297121.5319.5齿根圆直径/mm67.5283.5101.25299.25中心距/mm183211.5第五章轴的设计及计算5.1中间轴的结构设计P=6.26kw n=185・4r/minT=322.5N-m

f a-- 1 2 3 4 5 6选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料为45号钢，调质处理。由《机械设计》附表14-1查得对称循环弯曲许用应力LL60MPa。-1计算最小直径由《机械设计》表14-1选取C=110,得d=C3二=110x3 =35.6mmmin\ln \185.4I1中间轴起过渡减速作用，最小直径无需键槽或其他零件，取整36mm。轴的结构设计（1）确定各轴直径d：最小轴段因为要与轴承相配合，查《机械设计综合课程设计》表6-63，选轴承型号6308,dxDxB=40mmx90mmx23mm则〃丄—40mm。d23：此段为高速级大齿轮安装段，轴肩2为过渡部位，区分加工表面，所以d=d+4mm=40+4=44mm23 12d34:高速级大齿轮的右端采用轴环定位，轴环高度应满足h>（0.07〜0.1）d，故取h二3mm,所以d=d=6mm=44+6=50mm。34 23d45:同理d23，此段为低速级小齿轮安装段，取d45=d23=44mm。d56:同理d12，与轴承配合，选取6308型号滚动轴承故d56=d12=40mm。

2）确定各轴段长度Z:与轴承配合段，l=B+C+K+3+2.5mm=23+5+9+3+2.5=42.5，取12122/=47mm。12l：与高速级大齿轮配合段，配合轴段应比齿轮宽略短，所以23/=b一3mm=75一3=72mm。TOC\o"1-5"\h\z23 2/:与低速级小齿轮配合段，取l=b-3mm=118-3=115mm。45 45 3/:与轴承配合，/二B2+C+K+3mm二23+5+9+3二40mm,取/二44mm。56 56 56/ :轴环宽度，为了有足够的强度来承受轴向力，通常取 b>1.4h，所以34/=15mm。34（3）确定轴上倒角和圆角 C=2x45。 R=1.55.2高速轴的设计P=6.52kwn=720r/minT=86.5N•m1.选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料为45号钢，调质处理。由《机械设计》附表14-1查得对称循环弯曲许用应力LL60MPa。-1计算最小直径由《机械设计》表14-1选取C=110，得d=C32=110x3 =22.9mm考min\ln 372072虑到安装带轮，会有键槽的影响，故将直径增加4%，取d=24mm。轴的结构设计由于高速级小齿轮的尺寸相对较小，故将高速轴做成齿轮轴，无需对齿轮进行定位。（1）确定各轴段直径d：最小轴段，d=d=24mm。1212mind：轴肩2处对带轮定位，故d=d+6mm=30mm。23 23 12d：轴肩3处为过渡部分，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径34向力，查《机械设计综合课程设计》表6-63，选取轴承型号6307，其主要参数dxDxB=35mmx80mmx21mm,所以d=35mm,B=21mm。34 1d：由于轴肩4对轴承有定位作用，查《机械设计综合课程设计》表6-63型45号6307滚动轴承得，轴承的安装直径为44mm,所以d=44mm。45d:同理d，与轴承配合，选取型号6307，故d=d=35mm。56 34 56 34（2）确定各轴段的长度l：由于12轴段配合的带轮宽B=78mm，l=B-2mm=（78-2）mm=76mm1212l:查《机械设计综合课程设计》表3-1得23地脚螺栓df=0.036a+12mm沁20mm。轴承旁连接螺栓d=0.75d=15mm 取d=16mm，由表3-1可得C=22mm，1 f 1 1C=20mm。2箱体轴承孔长L>5+C1+C2+（5〜8）=9+22+20+8=59mm轴承端盖厚t=10mm。装拆螺钉余量取L=20mm贝01=L+1+L-C-B=59+10+20-5-21=63mm。TOC\o"1-5"\h\z23 11:与型号6307滚动轴承配合，取1=25mm。34 341：与型号6307滚动轴承配合，取1=25mm。56 341：取1=243mm。45 45（3）取定轴上倒角和圆角C=2x45。R=1.55.3低速轴的结构设计P=6.01 n=66.83r/min T=858.8N・m1 2 3 4 56 7 81..选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料为45号钢，调质处理。由《机械设计》附表14-1查得对称循环弯曲许用应力LL60MPa。-12.计算最小直径由《机械设计》表14-1选取C=110,得d二C3.J—二110x勒匹01二49.3mm因min \n3 \66.83为联轴器安装在此段，且用键连接传递转矩。考虑到键槽会削弱轴的强度，故应将计算轴径适当增大，所以取整为52mm。轴的结构设计轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定（1） 轴端联轴器的选用和定位。轴传递的转矩为T=9550X"60!=858.8N-m由66.83附表15-4查联轴器工作的情况系数K=1.5求得计算转矩为T二KT二1.5x858.8N-m二1288.2N-m根据Tea值，查国标GB/T5014-2003，选ca用LX4型弹性柱销联轴器，J型轴孔，其安装孔径d=55mm；联轴器的毂孔长12L=84mm,故取轴与其配合段长 按轴径选用平键截面面积尺寸112bxh二16mmx10mm,键长为70mm（GB/T1095-2003）（2） 轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸计算各轴段的直径d“：由以上分析计算可得d=55mm。1212d：轴肩2处对半联轴器有轴向定位，d=d+7mm=62mm。232312d：轴肩3处为过渡部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径34向力，因d=62mm,查《机械设计综合课程设计》表6-63,选取6313滚动轴承。23其主要参数dxDxB=65mmx140mmx33mm，d=65mm,B=33mm。34 ad:由于轴肩4对轴承有定位作用，查《机械设计综合课程设计》表6-63型号456313得其安装尺寸为77mm,所以d=77mm。45d：同理d，d=d=65mm。TOC\o"1-5"\h\z78 34 78 34d:对轴承的要求通过套筒来实现，d=d+8=65+8=73mm。67 67 78d：轴肩6对低速级小齿轮有轴向定位要求，为保证齿轮端面能紧靠定位面，56通常取h>（0.07〜0.1）d，取h=5mm,故d=d+12=85mm。56 67计算各轴段的长度由于12轴段配合的半联轴器孔长L=84mm故l=L一2mm=82mm。121121：查《机械设计综合课程设计》表3-1得23地脚螺栓df=0.036a+12mm«20mm。轴承旁连接螺栓d=0.75d=15mm 取d=16mm，由表3-1可得C=22mm,1 f 1 1C=20mm。2箱体轴承孔长L>5+C1+C2+（5〜8）=9+22+20+8=59mm轴承端盖厚t=10mm。装拆螺钉余量取L=20mm贝01=L+1+L-C-B=59+10+20-5-33=51mm。23 11:与轴承6313配合，取1=37mm34 341:轴环宽度，为了有足够的强度来承受轴向力，通常取b>1.4h，故取1=15mm。l:由于与之相配合的低速级小齿轮齿宽b=113mm，配合轴段长应比齿轮齿674宽略短，所以l=b一3mm=110mm。674l:l=B+C+K+3+2.5=33+5+9+3+2.5=52.5mm^故l=57mm。7878a78l:取l=84mm。45 45确定轴上倒角和圆角 C=2X45。R=2。5.4轴的校核以高速轴为例进行校核轴的受力分析（1） 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定。齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定低速轴上的齿轮的作用点位置。轴上安装的6313型号的轴承，为深沟球轴承，因此可知负荷作用中心到轴承外端面的距离a=16・5,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距l=242mm；齿轮的作用点到左支点A的距离为ACl=152mm。齿轮的作用点到右支点的距离为l=90mm。AB BC（2） 绘制轴的力学模型图齿轮啮合处作用有径向力和圆周力,根据齿轮转向,可确定两者方向,画出受力简图（图a）。取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。齿轮啮合力即为作用于轴上的载荷，将其分解为垂直面受力（图b）和水平面受力（图d）。Fx2(a)Ft.(b)Fyl(c)Ft312717.2(f)-3327868^8800FylFx3）轴上载荷计算Fxl113820.61齿轮的圆周力：F二牛二2竽煮00N=5532Ntd310.54齿轮的径向力：F二Ftana二5532xtan20oN二2013.48Nrt（4） 轴上支反力计算水平面内的支反力：F+F+F-F二0x1 x2 tF-1 -Fl二0t即F即F+F-5532二0x1 x25532x152-Fx242二0x2解得F解得F二2057.35Nx1F二3474.65Nx2垂直面内的支反力：F+F-F二0y1 y2r•1 -F•1二0ACrAB即F+F-2013.48二0Fx242-2013.48x152二0y1 y2 y2解得：F二748.82NF二1264.66Ny1 y2轴弯矩计算及弯矩图绘制计算截面B处的弯矩：水平面的弯矩：M=-Fxl=-2057.35x152=—312717.2N-mmH x1AB垂直面的弯矩：M=Fxl=748.82x152=113820.64N•mmv y1AB分别画出垂直面和水平面的弯矩图(图c和图e),求合成弯矩并画出其弯矩图(f),则M='-M2+M2=.(-312717.2)2+(113820.64)2=332786N•m屮H V S画出扭矩图(图g)按弯矩合成校核轴的强度截面B处的弯矩最大，以其为危险截面进行强度校核。根据《机械设计》式(14-6)，取a=0.6单向转动，扭矩切应力为脉动循环变应力，考虑键槽的影响，将B截面轴径乘以0.94 ，则有ac=<M2+(aT)2「3327862+(°.6x8588四〜18.9MPa<L]0.1d3 0.1x(0.94x73)3 -1B截面强度足够，故安全。第六章滚动轴承的计算和选择以低速轴上的滚动轴承为例由计算轴时初选轴承型号6313，因轴承支点跨距小于300mm,故采用两端固定的轴承组合。查《机械设计综合课程设计》表6-23深沟球轴承可知：C=93800N，C=60500Nror计算轴承受到的径向载荷由前面的计算可知F='-F2+F2=£2057.352+748.822=2189Nr1 x1 y1F=：F2+F2=\：3474.652+1264.662=3698Nr2 x2 y2计算轴承的当量动载荷由于轴承只承受径向载荷，且载荷较平稳，查《机械设计》附表13-2可得，冲击载荷系数f=1.0，所以dP=fF=1.0x2189=2189N1dr1P二fF二1.0x3698二3698N2dr2验算轴承的寿命所以2轴承的当量动载荷为计算依据，轴承的预期寿命为L二10x365x8x2二58400h所选轴承的寿命为L二竺（C）3二106 （93800）3二4.07x106>L二58400h60nP 60x66.8336982故所选轴承满足要求第七章键连接的选择和计算以低速轴为例选择键的类型和尺寸因为安装齿轮处轴径d=73mm，由《机械设计综合课程设计》表6-57可查得，当轴径d=65〜75mm时，键的宽度为b=20mm,高度为h=12mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=90mm（略小于轮毂宽度）。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，键的工作长度l=L-b=90-20=70mm，接触高度k=0・4h=0.4x12=4・8mm，査《机械设计综合课程设计》表5-2，按照有轻微冲击取许用挤压应力LL110MPa，则有c=旦=2x858.8x103=70.03MPavLL110<MPapKld 4.8x70x73 p故键连接满足挤压强度强度条件。第八章减速箱体结构及其附件的设计8・1减速箱体结构的具体参数和尺寸见表8-1表8-18・1减速箱体结构的机体参数名称符号计算公式结果箱座壁厚55二0.025a+3>89箱盖壁厚515=0.02a+3>