带式输送机设计机械设计课程设计报告(WPS打开).doc

东 莞 理 工 学 院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算学生姓名： 学 号： 201341101109系 别： 机械工程学院专业班级：2013机械设计制造及其自动化1班 指导教师: 韩利芬 教授起止日期：2016年6月13日至2016年7月1日东 莞 理 工 学 院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算学生姓名： 学 号： 201341101109系 别： 机械工程学院专业班级：2013机械设计制造及其自动化1班 指导教师: 韩利芬 教授起止日期：2016年6月13日至2016年7月1日机械设计课程设计任务书一 设计题目(一) 带式输送机传动装置的设计与计算二、传动布置方案带式输送机的传动装置如下图所示,为一级带传动,两级斜齿圆柱齿轮传动。FVD三、传动装置工作条件已知带式输送机驱动滚筒的圆周力(牵引力) F 、带速V、卷筒直径D，输送机在常温下连续单向工作, 载荷较平稳, 工作寿命8年，每年300个工作日，每日工作8小时。四、原始数据学 号123456789101112F(kN)2.52.82.131.92.32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320学 号131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380学 号252627282930313233343536F(kN)2.91.922.921.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)320360320380300300300360300320380300学 号373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300学 号495051525354555657585960F(kN)2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)350340300320300290300360270310260280五、设计要求1.按比例绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张（A0或A1）2.按比例绘制零件图两张3.编写设计计算书一份说明：要求在设计计算中加强计算机应用，至少采用计算机辅助绘图完成一张图纸。学生按表中学号对应数据进行设计。目 录1.传动装置总体设计1.1 选择电动机1.2 传动装置的传动比1.3 传动装置的运动和动力参数计算2. 普通V带传动设计3. 减速器内部传动设计3.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计3.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计4. 减速器箱体结构尺寸计算5. 轴的设计5.1 I轴（输入轴）的设计5.2 II轴（中间轴）的设计5.3 III轴（输出轴）的设计6. 滚动轴承的选择与计算7. 键连接的选择与强度校核8. 联轴器的选择9. 减速器附件的选择10. 润滑与密封设计小结参考文献设计计算及说明结果1.1电动机的选择1.1.1电动机类型和结构形式的选择 按工作条件和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，为卧式闭环结构，电源电压为380V。1.1.2电动机转速的选择滚筒（工作机）的转速：根据表2-1，V带传动的常用传动比范围为24；根据表2-2，两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围为35；则总传动比的合理范围i=18100,所以电动机转速的可选范围1.1.3电动机容量的确定 为了计算电动机的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总效率，即传动装置的总效率，由表12-8，得：；则： 则所需电动机的输出功率 kW根据额定功率Ped=Pd=3.479kw,以及满足工作机转速的情况下，选取电机同步转速为3000r/min。1.1.4电动机选择参数查表19-1，选用Y112M-2型三相异步交流电动机，由表19-3得具体参数如下： (1)额定功率：4kW (2)满载转速nm：2890r/min (3)外形尺寸：400mm*245mm*265mm (4)电动机中心高：112mm (5)轴伸尺寸：60mm (6) 轴伸直径：28mm1.2传动装置的传动比1.2.1总传动比的确定由电动机满载转速nm=2890r/min及工作机转速nw=98.95r/min，可得传动装置的总传动比为：设计计算及说明结果1.2.2各级传动比的分配取带传动比，则由总传动比得齿轮系传动比由两级展开式圆柱齿轮减速器传动比分配原则：系数取1.35时，联立解得，1.3传动装置的运动和动力参数计算带传动效率=0.95；;；表2 运动和动力参数轴号功率P/kW转矩T/N.m转速n/r.min-1传动比效率电动机轴3.47911.496289020.954.440.963.290.9610.95I轴3.30521.8431445轴3.17393.108325.450轴3.046294.06698.921轴2.985288.17798.921r/minN.m设计计算及说明结果2.普通V带传动设计（1）确定计算功率根据设计的工作条件由表8-8查得工作情况系数，故计算功率 （2）选择V带的带型 根据、小带轮转速，由157页图8-11选用普通V带的带型为A型带。（3）确定带轮的基准直径，并验算带速 由表8-7知A型V带最小基准直径，由8-9初选小带轮即取主动轮的基准直径 验算带速： 故带速合适 计算从动轮的基准直径 根据表8-9圆整为200。（4）确定V带的中心距和基准长度根据式8-20，初定中心距必须满足，即满足，初定中心距。计算带所需的基准长度： 由表8-2选带的基准长度，实际中心距（5）验算小带轮上的包角 故包角合适。（6）确定带的根数 计算单根V带的额定功率 由，查表8-4得 查表8-6，选取包角修正系数，由表8-2得，于是 计算V带的根数 因此，选取V带根数2根（7）计算单根V带的初拉力 由表8-3得A型带的单位长度质量，所以 （8）计算带传动的压轴力 综上所述，选用A型普通V带2根，带基准长度1430mm。带轮基准直径 ， ，中心距控制在。小带轮包角，单根V带初拉力，压轴力。A型V带3.减速器内部传动设计3.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计3.1.1选定齿轮类型、材料及齿数1）确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱斜齿轮，8级精度2）材料选择： 齿轮材料选用闭式软齿面。参考表10-1，选取小齿轮材料为40Cr,调质处理，硬度取值为280HBS；大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度取值为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。3） 选小齿轮齿数，故大齿轮齿数4）选取螺旋角：初选螺旋角=3.1.2按齿面接触强度设计1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的力矩 小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取齿宽系数由表10-5查得材料的弹性影响系数（均采用锻钢制造）由图10-20选取区域系数由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数标准圆柱斜齿轮8级精度闭式软齿面小齿轮材料为40Cr280HBS大齿轮材料为45钢240HBS设计计算及说明结果由公式10-23可得螺旋角系数由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 计算应力循环次数 由图10-23取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力2）计算小齿轮分度圆直径3）调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度 计算齿宽根据，8级精度，查图10-8得动载系数设计计算及说明结果查表10-3，8级精度斜齿轮计算载荷系数由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得 故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算：当量齿数 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力校正系数 由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；设计计算及说明结果 大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 由图10-22查取弯曲疲劳寿命。 取弯曲疲劳安全系数 ； 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取大齿轮的值为的值2） 试算齿轮模数3） 调整齿轮模数计算根据圆周速度8级精度，查图10-8得动载系数计算齿宽计算齿宽与齿高之比并根据表10-4用插值法查得，查图10-13得 计算载荷系数： 由式10-13可按实际载荷系数算得的齿轮模数取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值m=1.5,按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 ，取则大齿轮齿数，取与互为质数。3.1.4几何尺寸计算计算中心距 考虑模数由1.129mm增大圆整至1.5mm，为此将中心距减小圆整为100mm。按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度取3.1.5齿面接触疲劳强度校核1）确定公式中的各计算值 由，查图10-20选取区域系数由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数 由公式10-23可得螺旋角系数 根据圆周速度 ，8级精度，查图10-8得动载系数由查表10-4用插值法得 故载荷系数由式10-22，得满足齿面接触疲劳强度3.1.4齿根弯曲疲劳强度校核1）确定公式中的各计算值 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数 由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数当量齿数 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力校正系数 3.1.5中已知，并根据齿宽与齿高之比，查图10-13得 计算载荷系数：根据式10-17，得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。3.1.5主要设计结论、，齿宽小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。3.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计3.2.1选定齿轮类型、材料及齿数1）确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱斜齿轮，8级精度2）材料选择： 齿轮材料选用闭式软齿面。参考表10-1，选取小齿轮材料为40Cr,调质处理，硬度取值为280HBS；大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度取值为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4） 选小齿轮齿数，故大齿轮齿数4）选取螺旋角：初选螺旋角=3.2.2按齿面接触强度设计1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的力矩 小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取齿宽系数由表10-5查得材料的弹性影响系数（均采用锻钢制造）由图10-20选取区域系数由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数由公式10-23可得螺旋角系数由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 计算应力循环次数 由图10-23取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力2）计算小齿轮分度圆直径3）调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度 计算齿宽 根据，8级精度，查图10-8得动载系数查表10-3，8级精度斜齿轮计算载荷系数由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得 故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算：当量齿数 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力校正系数 由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 由图10-22查取弯曲疲劳寿命。 取弯曲疲劳安全系数 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取大齿轮的值为的值4） 试算齿轮模数5） 调整齿轮模数计算根据圆周速度8级精度，查图10-8得动载系数计算齿宽计算齿宽与齿高之比并根据表10-4用插值法查得，查图10-13得 计算载荷系数： 由式10-13可按实际载荷系数算得的齿轮模数取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值m=2.0,按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 ，取则大齿轮齿数，取与互为质数。3.2.4几何尺寸计算计算中心距将中心距减小圆整为120mm。按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度取3.2.5齿面接触疲劳强度校核1）确定公式中的各计算值 由，查图10-20选取区域系数由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数 由公式10-23可得螺旋角系数 根据圆周速度 ，8级精度，查图10-8得动载系数由查表10-4用插值法得 故载荷系数由式10-22，得满足齿面接触疲劳强度3.2.4齿根弯曲疲劳强度校核1）确定公式中的各计算值 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数 由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数当量齿数 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力校正系数 3.1.5中已知，并根据齿宽与齿高之比，查图10-13得 计算载荷系数：根据式10-17，得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。3.2.5主要设计结论、，齿宽小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。第4章 减速器箱体结构尺寸计算箱座壁厚：，取8考虑铸造工艺，所以壁厚都不应小于8，因此取箱盖壁厚： ，取8箱座凸缘厚度：箱盖凸缘厚度：箱座底凸缘厚度：地脚螺栓直径：，取18mm地脚螺栓数目：轴承旁联接螺栓直径：，取14mm箱盖与箱座联接螺栓直径： 取10mm联接螺栓的间距：取180mm轴承端盖螺钉直径：，取8mm视孔盖螺钉直径：，取6mm定位销直径：，取8mm 由表4-2，得至外箱壁距离：，至凸缘边缘距离：轴承旁凸台半径：凸台高度：外箱壁至轴承座端面距离：，取53mm大齿轮圆顶（蜗轮外圆）与内机壁距离：取10齿轮端面与内机壁距离：取10箱盖、箱座助厚： ，轴承端盖外径：轴承旁联接螺栓距离：第5章 轴的设计5.1 I轴（输入轴）的设计5.1.1已经确定的运动学和动力学参数 转速；功率 ；轴所传递的转矩 5.1.2确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢（调质）。根据表153，取 初步估算轴的最小直径 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 输入轴的最小直径显然是安装带传动大带轮处的直径，由于带轮非标准件，按优先数系选取标准直径为20mm。a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，bh=66mm(GB/T 1096-2003)，长L=28mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm 轴承端盖厚度 调整垫片厚度 箱体内壁到齿轮端面距离 ：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，。 ：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较增大4mm， ：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取，选取轴承型号为角接触轴承7205AC ：考虑轴承安装的要求，查表15-41得7205AC轴承安装要求，根据轴承安装尺寸选择。 ：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 ：过渡轴段，要求与轴段相同，故选取。 ：滚动轴承轴段，要求与轴段相同，故选取。各轴段长度的确定 ：根据联轴器的尺寸规格确定，选取。 ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取。 ：由滚动轴承宽度确定，选取。 ：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取。 ：由小齿轮的宽度确定，取。 ：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取。 ：由滚动轴承宽度确定，选取。轴段1234567直径(mm)20242531363125长度(mm)408415885116175.1.4弯-扭合成强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力分度圆直径：作用在齿轮上的力：圆周力： 径向力： 轴向力：第一段轴中点到轴承中点距离，轴承中点到齿轮中点距离，齿轮中点到轴承中点距离。 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关在水平面内轴承A处水平支承力：轴承B处水平支承力：在垂直面内轴承A处垂直支承力：轴承B处垂直支承力：轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：截面B在水平面上弯矩：截面C左侧在水平面上弯矩：截面C右侧在水平面上弯矩：截面D在水平面上的弯矩：e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面上弯矩：截面B在垂直面上弯矩：截面C在垂直面上弯矩：截面D在垂直面上弯矩：f.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：截面C右侧合成弯矩：截面D处合成弯矩：g.转矩和扭矩图 ：作弯矩，扭矩图如下：5.1.4按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为最大弯曲应力为查表得40Cr，调质处理，则轴的许用弯曲应力=70MPa，所以强度满足要求。5.2. 轴（中间轴）的设计（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n2=325.45r/min；功率P2=3.173kW；轴所传递的转矩T2=93108Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表15-12选用45，调质处理，许用弯曲应力为=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离t远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。确定各段轴直径 d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206AC d2：过渡轴段，故选取d2=36mm。 d3：轴肩段，故选取d3=40mm。 d4：过渡轴段，故选取d4=36mm。 d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=30mm。各轴段长度的确定 L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L1=36mm。 L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=60mm。 L3：轴肩段，取L3=6mm。 L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=42mm。L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L5=37mm。轴段12345直径(mm)3036403630长度(mm)366064237（5）弯扭合成强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图应定性绘出一系列相关图b.计算作用在轴上的力分度圆直径：,作用在齿轮上的力：圆周力： 径向力： 轴向力： c.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮2中点距离，齿轮2到齿轮3中点距离,齿轮3中点到轴承中点距离轴承A在水平面内支反力轴承B在水平面内支反力轴承A在垂直面内支反力轴承B在垂直面内支反力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩截面C左侧在水平面内弯矩截面D右侧在水平面内弯矩截面D左侧在水平面内弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩截面C在垂直面内弯矩截面D在垂直面内弯矩f.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩截面C右侧合成弯矩截面C左侧合成弯矩截面D右侧合成弯矩截面D左侧合成弯矩f.绘制扭矩图5.2.3校核轴的强度因轴截面D左边处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为最大弯曲应力为查表15-12得45钢调质处理，则轴的许用弯曲应力-1=60MPa，-1，所以强度满足要求。5.3. 轴（输出轴）的设计（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n3=98.921r/min；功率P3=3.046kW；轴所传递的转矩T3=294066Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=45mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析。低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=149mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为43mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。各轴段直径的确定 d1：用于连接链轮，直径大小为链轮的内孔径，d1=45mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定链轮轴向定位，根据链轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=50mm,查表16-111，故用：O形橡胶密封圈42.5 d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=55mm，选取轴承型号为角接触轴承7211AC d4：考虑轴承安装的要求，查得7211AC轴承安装要求da=64mm，根据轴承安装尺寸选择d4=64mm。 d5：轴肩，故选取d5=69mm。 d6：齿轮处轴段，选取直径d6=62mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=55mm。各轴段长度的确定 L1：根据链轮的尺寸规格确定，选取L1=(1.52)d1，故取67.5mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=62mm。 L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=21mm。 L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=64mm。 L5：轴肩，选取L5=10mm。 L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=60mm。 L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=33.5mm。轴段1234567直径(mm)45505564696255长度(mm)67.5602164106043（5）弯-扭合成强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）分度圆直径：作用在齿轮上的力：圆周力： 径向力： 轴向力：c.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离Lc=91.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=114.5mm，齿轮中点到轴承中点距离La=64.5mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=1007.1N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：e.画弯矩图 弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：在水平面上，轴截面B处所受弯矩：在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩： 在水平面上，轴截面D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：在垂直面上，轴截面C所受弯矩：在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：f.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：截面C右侧合成弯矩：截面D处合成弯矩：g.绘制扭矩图T=294066N.mm作弯矩图，扭矩图如下5.3.3.校核轴的强度因c处轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为最大弯曲应力为查表15-12得45钢调质处理，许用弯曲应力-1=60MPa，-1，所以强度满足要求。6.滚动轴承的选择和寿命计算6.1高速轴上的轴承寿命计算轴承型号内径外径宽度基本额定动载荷7205AC25mm52mm15mm15.8kN要求寿命为(8年）。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。;查表13-52得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表13-62得=1，,查表13-42可知ft=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。6.2中间轴上的轴承寿命计算轴承型号内径外径宽度基本额定动载荷7206AC30mm62mm16mm22kN轴承基本额定动载荷Cr=22kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=192000h。轴承B 轴承1 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。;查表13-52得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表13-62得=1，,查表13-42可知ft=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。6.3低速轴上的轴承寿命计算轴承型号内径外径宽度基本额定动载荷7211AC55mm100mm21mm50.5kN轴承基本额定动载荷Cr=50.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=19200h。轴承B 轴承A 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由于计算可知，轴承1被“放松”，轴承2被“压紧”。;查表13-52得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表13-62得=1，查表13-42可知ft=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。第7章 键连接的选择与校核7.1高速轴与大带轮键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，大带轮材料为铸铁，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。7.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，低速级小齿轮材料为40Cr，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。7.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，高速级大齿轮材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。7.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，低速级大齿轮材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。7.5低速轴与联轴器键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，联轴器材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。第8章 联轴器的选择（1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3;计算转矩Tc=KT=Nm（2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为TL7弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=500Nm，许用转速n=3600r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=45mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=382.29NmTn=500Nm n=98.921r/minn=3600r/min第9章 减速器的密封与润滑9.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。9.2齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿