链板式运输机传动装置

湖南水利水电职业技术学院HunanTechnicalCollegeofWaterResourcesandHydroPower毕业设计成果设计课题名称：链板式运输机传动装置姓 名： 彭晓斌专 业： 机电一体化班级：06级机电一班学号：200623010417指导老师： 战丽娜任务下达日期：2008年11月10日设计完成日期：2008年12月30日电力工程系编摘要：本文介绍了链板式运输机传动装置的基本原理以及系统构成的基础，说明了减速器在运输装置中所担任的角色。各齿轮各轴之间的紧密联系以及对产品的维护等等。从系统的整体设计方案和实际需求分析开始，紧密的联系实际生活的需要，力求做到使系统运行稳定，操作简便，解决实际中问题，保证安全、快捷、可靠。关键字：链板式；运输机；减速器AbstractAbstract:Theplatetransportclgirsystem,awellasthebasicprinccphstitutethebasisonthereducerinthetransportunitintherole.Allthegearshaft,aswellastbetweentheproductmaintenanceandsoon.Fromtheoverallsystemdesignandanalysis(actualneedsofthebeginning,theclosetiesofreal-lineedsofthesystemsothatwecouldachieveastableeasytooperate,nsolvingpracticaproblemsandensuresafe,efficienindreliable.Keywords:chainplate;transport;reducer20.20.20.20.20 20 21 22 23 .23. 23 27 27 27 27 29 29 31 TOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"设计题目 1.\o"CurrentDocument"第一部分传动装置总体设计 3\o"CurrentDocument"1.1传动方案的分析 3\o"CurrentDocument"1.2电动机的选择 3\o"CurrentDocument"1.2.1选择电动机类型 3.\o"CurrentDocument"1.2.2确定电动机的功率 3.\o"CurrentDocument"2.1链的设计 6第三部分齿轮的设计 7\o"CurrentDocument"选择材料 7\o"CurrentDocument"3.1.2按齿轮面接触疲劳度设计齿轮 7\o"CurrentDocument"3.1.3妾触疲劳极限应用 7\o"CurrentDocument"3.1.3•接触疲劳极限应为 73.2斜齿圆柱齿轮的设计 3.2.1齿轮的材料 3.2.2精度等级表面粗糙度 3.2.3按齿面接触疲劳强度设计齿轮 3.2.4基本参数 13 1.43.2.5公法线1.4TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"3.2.6分度圆弦齿厚 15\o"CurrentDocument"3.2.7分度圆弦齿高 15\o"CurrentDocument"迭根弯曲疲劳强度校核计算 15第四部分机体的设计 18\o"CurrentDocument"4.1减速器的机体结构尺寸 18第五部分轴的设计5.11轴的设计••5.1•材料 5.1.2各轴段直径的确定 5.1.3校核该轴和轴承 5.1.4弯矩及轴的受力分析图 5.1.5键的设计与校核 5.2H轴的设计 材料 5.2.2各轴段直径的确定 5.2.3校核该轴和轴承 5.2.4弯矩及轴的受力分析图 5.2.5键的设计与校核 5.3m轴的设计 材料 5.3.2角定各轴段直径 5.3.3校核该轴和轴承 5.3.4弯矩及轴的受力分析图 5.3.5键的设计与校核 第六部分联轴器的设计 6.1输出轴联轴器的选择 第七部分附属零件的设计

7.1减速器的各部位附属零件的设计 7.1.1窥视孔盖与窥视孔 7.1.2攵油螺塞 7.1.3由标 7.1.4通气器 7.1.5启盖螺钉 7.1.6定位销 7.1.7不首螺钉、吊环和吊钩 7.1.8调整垫片 7.1•趣封装置 7.2润滑方式的确定 设计心得 致谢 参考文献 32 3232 32 32 32 32 33 33 33 33 .3.4 .3.5. .36 .3.7. 设计题目电动机；2、4—联轴器；3—圆锥-圆柱斜齿轮减速器;5—开式齿轮传动；6—输送链的小链轮2.原始数据及工作要求组别链条有效拉力F(N)链条速度V(m/s)链节距P(mm)小链轮齿数Z11开寿命(年)1100000.338.10173~6102100000.3550.80193~6103120000.463.50213~6104110000.3538.10213~6105110000.450.80193~6106120000.4550.80213~610每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为±%。3.设计工作量设计说明书1份；减速器装配图，零号图1张；零件工作图2张(箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图)。4.参考文献1.《机械设计》教材2.《机械设计课程设计指导书》3.《机械设计课程设计图册》4.《机械零件手册》5.其他相关书籍5.本组设计数据：第一组数据：链条的有效拉力(N) 10000。链条速V/(m/s) 0.3o链节足距mm 38.1 。已给方案：外传动机构为链式传动。减速器为两级展开式二级圆锥圆柱齿轮减速器第一部分传动装置总体设计1・1传动方案的分析传动装置的设计方案一般用简图表示。它直观地反映了工作机、传动装置和原动机三者间的运动和力的传递关系。满足工作机性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和不知顺序构成。合理的方案首先应满足工作机的性能要求，保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和试用维护便利。一种方案要同时满足这些要求往往是困难的，因此要通过分析比较多种方案，选择能满足重点要求的较好传动方案。如图(方案二)传动效率高，使用寿命长，但要求大起动力矩时，起动冲击大，使用维护方便。链传动运转不均匀，有冲击，宜布置在低速级。1.2电动机的选择1.2.1选择电动机类型常用：Y系列三相异步电动机同步转速：级数：电机安装形式：(P186-P187)1.2.2确定电动机的功率Pd=PW/h1.2.2•工作机所需电动机功率工作机的功率Pw二F^u/1000或Pw二Pw=F・V/1000=10000^.3/1000=3kw传动装置总效率nnnnna 1234

连传动效率=0.961TOC\o"1-5"\h\z—对齿轮的传动效率 0.992圆柱齿轮的传动效率圆柱=°・99圆锥齿轮的传动效率圆锥=°・98联轴器的传动效率 0.993滚动轴的传动效率 0.974总效率 2心0.912 3 4Pw电动机的输出功率Po亠3.3kw查表得链号为24A，链节距为38.10mm链条的转速600.315600.315nD100i连=3~6i齿=3~5（齿轮轴承的传动比）总传动比i总=930总n=9x15~30x15=135~450转速选择电动机同步转速750w级数81.2.2•所选电动机为额定功率kw铁芯长度定子外径定子内经质量Y112m-24.01051759845Kg1.2.2.传动的计算电动机I轴II轴III轴链条功率4kw3.96kw3.8kw3.68kw3.53kw转矩5352.5121351.441348.46转速72072030010025传动比i=1 1圆锥=2.4 嘉柱=2.5 1连=3

P=IP=0.99>4=3.96kw1wP=IIP=O.98)0.98:3.96=3.8kw2圆锥IP=IIIP=0.98)0.99:3.8=3.68kw3圆柱IIP二链P=0.96>3.68=3.53kwini

第二部分链的设计2・1链的设计序号计算项目计算内容计算结果1选择链、轮齿数z1z2取传动比i=3,—直小齿轮数为17Z]=17Z2=512计算功率PC由表3-14查得kA1-0计算功率为PcKAP1.03.7kwP=3.7kw3确定中心距a。及链结数Lo初定中心距a°=(3050)P取ao=30P求LpLp=a=30pLp=944确定链条型号和节距P由已知节距P查表得链条型号为24A链条型号为24A节距P=38.10mm5验算链速V“ ZPn 1738.10V jj 720 777V〈15m/s'601000601000…’链长LLpP9438-1035814m100010006确定链长1和中心距8中心距P「“ZZ、4 2L=3.5314ma=1126.81mm匚ZZ、 o/Z Z-(4 2)28^-2 1\22)2%1126.81mm7选择润滑方式根据链速7.77m/s，节距P3-36选择压力喷油润滑38.10mm按图压力喷油润滑链型号为24A948设计成果链齿数z17,z5112中心距a1126.81mm

第三部分齿轮的设计3・1锥齿大小齿轮的设计(P=3.96kwi=2.4n=52.5)n选择材料热处理方法及精度等级齿轮材料，热处理方法及齿轮硬度由表9-9选用。小齿轮材料为号钢调质处理HB=HB3050，大齿轮材料为45号钢正火处理HB 162217。精122度等级，表面粗糙度根据表9-11表和9-13采用8级精度，齿轮表面粗糙度R=1.6~3.2“ma3.1.2按齿轮面接触疲劳度设计齿轮'R2.1'R2.1载荷系数k,考虑到载荷平稳，圆周速度和精度都不高。小齿轮为悬臂布置，取k1.5。2小齿轮转矩Tp396T=9.55>106=• 刈.55)106=52525n7203.1.3接触疲劳极限应用(JH(JHHlimsHmin3.1.3.接触疲劳极限应为Hlim查图9-51cmQ

cr =580MpaHlimlc=515MpaHlim23.1.3•接触疲劳寿命系数ZN因载荷稳定由式(9-44)N=60njthN=60W20乂xLO卫00対=20.736>108iN=^i=20.736x108=8.64>1082i2.4查图9-52允许有一点蚀得Z=1.03Z=1.1N1 N2解除疲劳强度的最小安全系数SHmin要求只有一般可靠性S=1Hmin^2•计算按接触疲劳强度许用应力STOC\o"1-5"\h\zc 5801(JH1(JH2Z(JH1(JH2s N1 1Hminc 5801.03Z= =530.45MpaS N2 1Hmin3.1.2.3齿宽系数R0.3RG弹性系数z口E查表9-16得Z 1.89^/mPTE3.1.2.7节点区域系数z口H取ZH2.53.1.2•计算小齿轮的直径ZEZH)24kT]^1 0.5 )2uR R h/ 4 1.5 52525 __(89.8 2.5)230.3 (1 0.5 0.3)2 3 530.45x'-'387811.31972.92圆周速度由式9-26得dm1dl1 °dm1dl1 °561.99Vm1nndm601000磐翳0-087504nv较低取8级精度合适m13・1・2・1主要参数选择和几何尺寸计算齿轮Z1取z30(1号齿轮) 贝Uz 72(2号齿轮)12模数mm272922.43z301取m=2.5大端部分度圆直径dd mz 2.53075mmTOC\o"1-5"\h\z1 1d mz 2.572180mm2 2分度圆锥齿z 72arcctg~2arctg 22.6z30190 67.41锥距R1. 1, Rd2d2 75180097.5mm2122齿宽bbR0.397.5 29.25R

3.1.2.1齿根弯曲疲劳强度校核计算4kT(0.5)2z2]R R(1)齿形系数YF>m3.Ju3Y[1T]mPaFz30z二1—32.6u1coscos22.6oz72z二2189.4u2coscos67.4。由表9-15按当量齿数z查取vY=2.5F1Y=2.5F1F2⑵弯曲疲劳许应力[]f[]=flimYMpaFS NFmin由图9-46c查得=215MpaFlim1=200MpaFlim2⑷弯曲疲劳寿命系数Yn查图得Y查图得Y=1N1(・.・N>3x106)1Y=1 (・.・N>3x106)N1 1弯曲疲劳最小安全系数SFmin具有一般可靠性S=1Fmin计算弯曲疲劳许用应力[]F[]=—Y=215MpaF1S N1Fmin[]=Fiim2Y=200MpaF2S N2Fmin3.1.2.1校核4k= Y=76Mpa<[]F1(rcL)2 ' 7F1 F1F110.5丿z2m3”u31R R4kT1 Y=65.06Mpa<[F2R弯曲强度足够安全0.5丿2z2m3*'u3F2R弯曲强度足够安全R3.2斜齿圆柱齿轮的设计(P=3.8kwi=3n=300)n3.2•齿轮的材料热处理的方法及齿面的硬度题意对齿轮传动无特殊要求可选一般的齿轮材料，有表9-9并考虑HB=HB3050的要求12小齿轮选用45号钢调制处理HB 1622172大齿轮选用45号钢正火处理HB 16221723・2・2精度等级表面粗糙度减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度也不大于6m.fs根据9-11表9-12和表9-13初选8级精度齿轮表面粗糙度R=1.6~3.2“ma3.2.3按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力应用齿轮接触疲劳强度决定3.2.3•载荷系数k因为是软齿面齿数圆周速度不大精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置取k=1.253・2・3•弹性系数ZE由表9-16查表得Z=189.8^MPaE3・2・3•节点区域系数ZH初选螺旋角0=15查表得Z=2.42H3・2・3.螺旋角系数Z查图9—76得Z=0.9833・2・3•小齿轮的转矩P38T=9.55久06_=一>955)106=120966.71 n303・2・3•接触疲劳许用力aHaHlimZN接触疲劳极限应力aHlim由图9-51(C)按疲劳极限MQ直线查得a=580MpaHlim1a=515MpaHlim2接触疲劳寿命系数ZN因载荷稳定由式(9-44)N=60njthN=60«00>)>40>00>=8.64>1081N864N=—=^>08=2.88>082i3查图9-52允许有一点蚀得Z=1.03Z=1.1N1 N2解除疲劳强度的最小安全系数SHmin

要求具有一般的可靠性S =1Hmin⑷计算按接触疲劳强度许用应力S(TH1(JHlimsH=Y=597.4(JH2(JHlimsHm=+=566・5⑸计算小齿轮直径d1由表取9-17选用 =1由式（9-7）a3'KTu1u13'KTu1u1a6702=66.44CTH（6）圆周速度Vnd（6）圆周速度Vnd1160100030066.441.04601000V<6m.；s取8级精度合适设取Z=20（3号齿轮）1设取Z=20（3号齿轮）1Z=20xj2=60（4号齿轮）COS150o0.93・2・4基本参数3・2・4•法面模数ma=3.222mmdcos=3.222mm二 z1按表9-2第二系列中取m=3.25mma3.2.4.中心距ma=(zma=(za12cosZ2)=134.02mm3・2・4.实际螺旋角8=潞WXS®^9SS87=如S=^XIWXM®88026oOE0OE【 I99+ ZIII'0=如BAUIX鋼圈3W£髀祕N£J 乙 ZJ呗iqO6N6l二吃-P二P^SZ8•8S=\S-IP=UPTOC\o"1-5"\h\z呗I凶702=q2+P二Pp II。mnqtz=q2+p二p5SEIW51J Ep p3BHM3'zTJEuiuiSSIg7=H+ 昼甲P UP J原四乙90予二m(o+q)二q昼创甲pp puirng^-g=uiq二q昼迩甲J Eq旱甲qKStSq章直甲予wtI 乙uiuiO后q Ulin%二q俺Wlfflib^Z9=Z9XI=P=qqSW3予w£2SOO2S102= PSOOIZ9=z* 二pZ9=zUI3・2・5.公法线长度1厂|Xrow=m[2.9521k-0.5)+0.014t=36.8334mmn1 a 11in\2001nxrow=m[2.9521k-0.5)+0.014 -=74.9713575mmn2 a 21inv200因为wsin0=74.9713575d5)0868=19.17775mm<bn2故可以测量公法线长度3.2•盼度圆弦齿厚zz= —=21.91圆取整z=22TOC\o"1-5"\h\zv1COS2 v1z z= 2—=65.74圆取整 z=66v2COS2 v2S=mzsinn1S=mzsinn1av1900 )=5.1mmzv1S=mzsinn2av2S=mzsinn2av2900)=5.1046mmzv23.2.7分度圆弦齿高TOC\o"1-5"\h\zz 900h=m{+v1[1-cos( )]}=3.35725mman1a2 Zv1z 90。、h=m{+^^[1-cos( )]}=3.282175mman2a 2 Zv23.2.8齿根弯曲疲劳强度校核计算由式(9-68)KT=2 1YY<[]MpaFbmdF F2-8•齿形系数Yf由表9-15按当量齿数z查取vY=2.81F1

Y=2.29F23・2・8•螺旋角系数Y纵向重合度=吗=0.318maztan"二1.71按=1.7查图9-74得Y=0.87弯曲疲劳许应力[]F]=—YFSFminMpaN由图9-46c查得=215MpaFlim1=200MpaFlim23.2.8•弯曲疲劳寿命系数Y查图得Y=1N1

(・.・N>3x106)1Y=1N1(・.・N>3x106)13.2.8•弯曲疲劳最小安全系数SFmin具有一般可靠性S=1Fmin3.2.8•计算弯曲疲劳许用应力[]F]=—Y=215MpaF1S N1Fmin]=Fiim2Y=200MpaF2S N2Fmin8.校核轴恥箸凹側Msfflzz二Ipuiqzh二〉edwl"•寸InA?lG二二pEq二「」〉edwlgAFAG仪3W鋅第四部分机体的设计4・1减速器的机体结构尺寸名称符号计算公式结果机座厚度(5d=0.025a+3?89机盖厚度d1d=0.02a+3?8i8机盖凸缘厚度bib=1・5di i12机座凸缘厚度bb=1.5d14机座底凸缘厚度b2b=2.5d223地脚螺钉直径dfd=0・0361+12fM24地脚螺钉数目na>250口500时，n=66轴承旁联结螺栓直径did=0・75di fM12盖与座联结螺栓直径d2d d2=(0・5l0.6)fM10轴承端盖螺钉直径d3d d3=(0.40.5)f10视孔盖螺钉直径d4d d4=(0.30.4)f8定位销直径dd=(0.70.8)d28J,d1，5至外箱壁的距离Ci查手册表11—2342218df,J至凸缘边缘距离C2查手册表11—22816外箱壁至轴承端面距离l1lC Ci=Ci+C2+(5J10)50大齿轮顶圆与内箱壁距离DiDi>1.2d15齿轮端面与内箱壁距离D2D2>d10

箱盖，箱座肋厚m,m1m换0.85d，m 0.85d11m1=8m=9轴承端盖外径D2轴承孔直径+（5—5.5）d3120（I轴）125（II轴）150（II轴）轴承旁联结螺栓距离SSD2120（I轴）125（II轴）150（II轴）第五部分轴的设计5・11轴的设计材料选用45号钢调质处理，查表10-2取甲=35N/mm2,C=1005・1・2各轴段直径的确定由"缶,p=3.96则d1〉100；缥22血’因为装联轴器的电动机轴径。38,又因为I轴第一段轴径装配锥齿轮，且d1(0・81・2d，查手册P886表7-7,取di=36,Li=60mm,因为锥齿轮靠轴肩定位，所以取7=40,匕=58,d3段装配轴承，取d3=45,选用30209轴承，L3=28,d4段是定位轴承，取d4=50,L4根据箱体内壁线确定后再确定。段装配齿轮直径：判断是否做成齿轮轴

dde 4t1.25m2i查手册得社3.3,得e=2.2<2・51.253.125,因此做成齿轮轴.此时齿宽为30。d6装配轴承所以d6=d3=45，L6=L3=285・1・3校核该轴和轴承L1=75,L2=215，L3=100作用在齿轮上的圆周力为:2TF= 1td12If252709.6径向力为FFtg2709.6tg20986.2Nrt作用在轴I齿轮上的外力：F1130.4NQ5・1・3•求垂直面的支承反力F1V1FF1V1Fll12F986・2731NFFF986.2731255.1N2Vr1V5.1.3•求水平面的支承反力由F(ll)Fl得由1H1 2 t2得l 215F2F 2709.62008.8N1hllt7521512FFF700.&N2H t1H5.1.3•求F在支点产生的反力F1FlF3F1FlF3——

ll12100X1130.475215389.8NFFF389.81130.41520.术2F1F5.1.3•绘制垂直面弯矩图M Fl 255.121510354.X.mav 2v2M' Fl731.17510354.&.mav 1v15・1・3•绘制水平面弯矩图M Fl2008.875103150.7N.maH 1H1M' Fl 700.8215103150.7N.maH 2H25・1・3•绘制F力产生的弯矩图M2FFl1130.4100103 113.0纲3MFl389.875103 29.2NmaF1F15.1.3•求合成弯矩图考虑最不利的情况，把MaF与V，MM 直接相加MM 、■'M2M229.2V54.82150.7189.6N.maaF宅aVaHM'M 、，‘M'2M'229.2v'54.8!150.7189.6N.maaFaVaH5・1・3•求危险截面当量弯矩从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6)f__(T)2J __(0.6101.6)勺a199.2N.m5.1.3•计算危险截面处轴的直径因为材料选择45#调质，查课本226页表14-1得b650MPa查课本231页表14-3得许用弯曲应力1b60MPa，则：d'匸J111亘32.1mm30.1 30・1601b因为5d4da50mmj所以该轴是安全的。5.1.4弯矩及轴的受力分析图如下:5.1.5键的设计与校核根据d36T 52525,参考教材表10-9由于*36在30~38范围内，故di轴段上采11用键bh：108,采用A型普通键：键校核•为L1=60mm综合考虑取】=50mm。查课本155页表10-10,[SJ5060，F4T452525S冇1 ——L 35.3Mpa[S]所选键为：blh10850强度合格。dlh368（510） f5.2H轴的设计材料选用45号钢调质处理，查表14-2取[]=35n/mm2,C=1005・2.2各轴段直径的确定dC3-由 n,p=3.8则Y3"8"d1>10^720 41，3mm，d1段要装配轴承，查课本11-15取*=40，选用20208轴承，L1=40,d2装配小齿轮，且5*取7=45,L2d2装配小齿轮，且5*取7=45,L2=128,d3段主要是定位大齿轮，取7=60,L3=10,d4装配大齿轮，取d4=45,L4=82d5段要装配轴承，取7=40,L5=435.2•:校核该轴和轴承L1=75，L2=115,L3=95作用在2、3齿轮上的圆周力:Ft22T2d22120966.72092.52569.6N作用在2、3齿轮上的圆周力:Ft22T2d22120966.72092.52569.6NFt32T2d32120966.728411985NN径向力：Fr2Ftg2569.6t2tg20935.3NFFtgr3t311987.5tg204363.1求垂直面的支反力口 FlFF r33r2口 FlFF r33r21V ll12(ll) 3—l34363.195935.3(11595)7511595765.术FFFFFF2Vr31VF4363.5765.2935.34193.4Nr2计算垂直弯矩:MMaVmF1 765.275103 57.4N.m1V1MaVnF(11)1V1 2F1r22765.2(75115)935.3115 103 39.6N.m求水平面的支承力:F1HF1F(14-00 4-0 Ot33 t2 213ta-121)11987.51002569.62106099.5NF1HF1F(14-00 4-0 Ot33 t2 213ta-121)11987.51002569.62106099.5N7511595F2HFt2Ft3F2526.61H11987.56099.58017.6N计算、绘制水平面弯矩图:MaHmF11H16099.575103457.5.mMaHnF2H(1 1)F11 2 t328417.6(75115)11987.5115 103 220.8.m求危险截面当量弯矩:从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 °・6）V'M2(T)2Q220.&(0.6671.3)459.3N.m2am(T)2 2am计算危险截面处轴的直径:dn-n截面：dn-n截面：1b459・310342.5nm0.160dm-m截面：1bJ609'5103 44.dm-m截面：1b0.160由于d450mmd,所以该轴是安全的。5・2•鎖矩及轴的受力分析图如下5・2・5键的设计与校核5・2・5键的设计与校核已知dd50T2 4 2bh:149120966.7Nm参考教材表10-11,由于d2 (4450)所以取查课本155页表10-10得［J100b120取键长为120.取键长为80,根据挤压强度条件，键的校核为:4T根据挤压强度条件，键的校核为:4T24120966-\100.4Mpa[]dhl49(L8014) b4120966762.6Mpa4Tb4120966762.6Mpa4Tbdhl49 12014)所以所选键为:bhl:14980bh:14 9 1005.3III轴的设计5.3.1材料选用45号钢调质处理，查表10-2取[]=34n/mm2,C=1125.3.2确定各轴段直径d1瓷10°3综66-1mm考虑到该轴段上开有键槽，因此取*75mm,L1=150。d2装配轴承，选用30216轴承，取d2=80,查手册第85表7-2此尺寸符合轴承盖和密封圈标准。靠轴定位，取=85,L3=45取d4=90,L4=90取d5=110,L5=13装配轴承，选用30218轴承，取°6=90,°6=125d7向心滚子轴承，去d7=85,L8=465・3•:校核该轴和轴承l=98,]2=210,]3=115作用在齿轮上的圆周力:2TF= 1td125252516365.230径向力：FFtgr t11365.2tg204136.&

F5093.3N求垂直面的支反力:F1VlF 2104136.6(tr 2820.4Nll 9821012F2VFF 4136.62820.41316•浓r 1V计算垂直弯矩:MFl1316.2210103 276.纲.mTOC\o"1-5"\h\zav 2v2M'Fl2820.498103 276.纲av 1v1 .m求水平面的支承力。F1HlF2F1HlF2—t-

ll1221011365.2982107749NFFF11365.277493616.2NFFF11365.277493616.2N2H t1H计算、绘制水平面弯矩图。M Fl774998103759.4N.maH 1H1M' Fl3616.2210103759.纲.maH 2H2求F在支点产生的反力F1FFl3F1FFl3ll125093.3115982101901.7NFFF1901.75093.36995N2F1F求F力产生的弯矩图。M Fl5093.3115103585.7NTOC\o"1-5"\h\z2F 3M Fl1901.798103186.纲mF 1F1F在a处产生的弯矩：MFl1901.498103 186.纲mmF 1F1求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把MmF与\'；M1M；H直接相加。

MM 厂—MT186.4€276.42759.生994.3N.mam mF av aH求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数 °・6)M 応__(T)2 J994.5__(0.62750.37)1926.7N.me am3计算危险截面处轴的直径。因为材料选择45#调质，查课本226页表14-1得b650MPa，查课本231页表14-3得许用弯曲应力1b60MPa，则：: 厂M 11926.7103g陥d e——3 68.5nm30.130.1601bd1=75>d,所以该轴是安全的。5・3・4弯矩及轴的受力分析图如下c)CDFir『(方叵JL未定)MovFtMM?5.3.5键的设计与校核5.3.5键的设计与校核汎c)CDFir『(方叵JL未定)MovFtMM?5.3.5键的设计与校核5.3.5键的设计与校核汎因为d1=75,查课本153页查课本155页表10-10得10[b] 100 1204T4351440初选键长为130,校核 #21351八llLIMpa[]所以所选键bdhl4918014) b为:bhl:2012130装联轴器的轴直径为70,查课本153页表10-9选键为bh:2012查课本155页表10-10得[]100120bL7103初选键长为100,校核 芈4覚440 111.1Mpa []所以所选bdhl4918014) b键为:bhl:2012130第六部分联轴器的设计6・1输出轴联轴器的选择计算联轴器所需的转矩：TC=KAT查课本269表17-1取Ka=1・5TKT1.552525 78787.5Nmc A1选用安全销弹性块联轴器HL3.TKT1.5351440527160Nmc A3第七部分附属零件的设计7・1•窥视孔盖与窥视孔在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况•润滑油也由此注入机体内.7・1・2放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。7・1・3油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量•因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。7・1・4通气器减速器运转时，由于摩擦发热，机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机