带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器.docx

目 录1. 设计任务书（3）2. 设计方案（4）3.传动装置的总体设计（5） 3.1 电机选择（5） 3.2 传动装置的总传动比及分配（7） 3.3传动装置各轴的运动及动力参数（7）4.传动件的设计（9） 4.1 V带的设计（9） 4.2 齿轮的设计（11） 5.轴及轴上零件的设计（22） 5.1 高速轴的设计（22） 5.2 中速轴的设计（24） 5.3 低速轴的设计（26）5.4 中间轴的校核（28）6. 箱体结构的设计（32）7. 润滑及密封类型的设计（32）8. 其他附件的设计（33）9. 参考文献（34）10. 课程设计心得（34）题号：F2，运输带工作拉力F/N：1600，运输带工作速度v (m/s)：1.15，卷筒直径D(mm)：230，工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为5%。2. 设计方案根据任务书有以下设计方案：3.传动装置的总体设计3.1 电机选择设计内容计算及说明结 果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选，选用用三相笼型异步电动机，其机构为封闭式结构，电压为380V,Y型。2、选择电动机的容量工作机的有效功率为：PW=Fv1000kW=16001.151000=1.84kW从电动机到工作机输送带间的总效率为：a=1243245式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和转筒的传动效率。 取1=0.96, 2=0.98 （滚子轴承），3=0.96,4=0.99，5=0.96，所以： a=0.960.9840.9620.990.96 =0.78所以电动机所需的功率：Pd=PW a=1.840.78=2.36kWPW=1.84kWa=0.78Pd=2.36kW3、确定电动机的转速卷筒轴工作转速为n=601000vD=6010001.153.14230 =95.54rmin根据传动比的合理范围，取V带传动的传动比i1,=24,二级圆柱齿轮减速器传动比i2,=840,则总传动比合理范围为ia,=16160,故电动机转速的可选范围为nd,=ia,n=1616095.54=152915286rmin根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册选定电动机的型号为Y100L-2，其主要性能如下表所示:电动机型号额定功率/k w满载转速/(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L-2328702.22.3n=95.54r/min3.2 传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结 果1、总传动比ia=nmn=287095.54=30.04ia=30.042、分配传动比ia=i1i2i3考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，取i2=i3 ，i1=2,故：i2=ia2=30.42=3.90i2=i3=3.90i1=2i2=3.90i3=3.903.3传动装置各轴的运动及动力参数设计内容计算及说明结 果1、各轴的转数轴 n=nmi1=28702=1435rmin轴 n=ni2=14353.90=367.95rmin轴 n=ni3=367.953.90=95.54rmin卷筒轴 n卷=n=95.54rminn=1435rminn=367.5rminn=95.54rminn卷=95.54rmin2、各轴的输出功率轴：p=pd.1=2.360.96=2.27kw轴：p=p.2.3=2.270.980.96=2.13kw轴：p=p.2.3=2.130.980.96=2.01kw卷筒轴：p卷=p.2.4=2.010.980.99=1.95kwp=2.27kwp=2.13kwp=2.01kwp卷=1.95kw3、各轴的输出转矩Td=9550pdnm=95502.362870=7.85N.m故轴：T=9550pn=95502.271435=15.11N.m轴：T=9550pn=95502.13367.95=55.28N.m轴：T=9550pn=95502.0195.54=200.92N.m卷筒轴：T卷=9550p卷n卷=95501.9595.54=194.92N.m将上述计算结果汇总与下表:带式传动装置的运动和动力参数Td=7.85N.mT=15.11N.mT=55.28N.mT=200.92N.mT卷=194.92N.m轴名功率P/k w转矩T/N. m转速r/min传动比i电动机轴2.367.852870 23.903.901轴2.2715.111435轴2.1355.28367.5轴2.01200.9295.54卷筒轴1.95194.9295.544.传动件的设计4.1 V带的设计设计内容计算及说明结 果1、带的型号的确定额定功率P=2.36 kW 根据工作情况由机械设计教材表87查的KA=1.2P ca=KAp=2.832kw 根据功率Pca和小带轮转速nm=2870r/min按机械设计图8-11选择：普通V带Z型 普通V带V带Z型2、确定带轮的基准直径并验算带速查机械设计表8-6和表8-8 图8-11取小轮基准直径dd1=80mm带速v=dd1nm601000=802870601000=12.02ms因为5msv30ms,故带速合适大轮基准直径dd2=i1dd1=280=160mm根据表8-8可得dd2=160mm ，不用圆整dd1=80mmdd2=160mm v=12.02ms3、确定V带的中心距a和基准长度Ld根据机械设计(8-20）0.7（dd1+dd2)a0(F0)min压轴力的最小值为(FP)min=2Z(F0)minsin12 =2546.54sin167.612 =396.08N(F0)min=46.54N(FP)min=396.08N4.2 齿轮的设计 高速级齿轮设计设计内容计算及说明结 果1、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）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（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40HBS4）试选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=203.9=78。直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度z1=20z2=782、按齿面接触强度设计3、按齿根弯曲强度设计4、尺寸计算根据设计公式进行试算，即d1t2.323KT1du1u(ZEH)2确定公式内的各计算数值 试选载荷系数：Kt=1.3 计小齿轮传递的转矩：T=15.11N.m由机械设计教材表107选取齿宽系数d=1 由机械设计教材表107查的材料的弹性影响系数ZE=189MPa12由机械设计教材图1021d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。计算齿轮应力循环次数； N1=60n1jLh=6014351(2830010=4.13109N2=4.131093.9=1.06109由教材图1019取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95计算接触疲劳需用力。取失效概率为1%，安全系数S=1, 按教材许用力公式H=KNLimS H1=0.90600=540MPa H2=0.95550=522.5MPa试算小齿轮分度圆直径d1,代入H中较小的值。d1t2.3231.315.111034.913.9（189.8189.8522.5522.5）=34.39mm计算圆周速度v=d1tn1601000=34.391435601000=2.58ms计算齿宽bb=d.d1t=134.39=34.39mm计算齿宽与齿高之比bh。模数 m t =d1tz1=34.39/20=1.72mm齿高 h=2.25mt=2.251.72=3.87mm其比为 b h=34.39/3.87=8.89计算载荷系数。根据v=2.58m/s,8级精度，由教材图10-8查的动载系数KV=1.15;直齿轮，KH=KF=1;由教材表10-2查的使用系数KA=1;又由表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.173。由 b h=34.39/3.87=8.89，KH=1.173查图10-13的KF=1.19；故载荷系数 K=KAKV KHKH=11.1511.19=1.37按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=34.3931.371.3=39.71mm计算模数m.m=d1z1=39.71/20=1.99mm 由教材式（10-5）的弯曲强度的设计公式m32KT1dZ12(YFaYSaF).确定公式内的各计算数值1)由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=300MPa.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88;3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.883001.4=238.86MPa计算载荷系数4）K=KAKV KFKF=11.1511.19=1.3695)查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.80; YFa2=2.226。6) 查取应力校正系数由教材表10-5查的YSa1=1.55; YSa2=1.756。7）计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较。 YFa1YSa1F1=0.01439YFa2YSa2F2=0.01444大齿轮的数值大（2）计算m 321.36915.11103120200.01444=1.49mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小注意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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的模数1.49并就近圆整为标准值m=1.5mm,按接触强度算的分度直径d1=39.71mm算的小齿轮齿数 Z1=d1m=39.71/1.5=27 大齿轮齿数 Z2=273.9=105 这样设计的齿轮传动，即满足齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧促，避免浪费。（1） 计算分度圆直径 d1=z1m=271.5=40.5mm d2=z2m=1051.5=157.5mm(2)计算中心距a=d1+d22=99mm （3）计算齿轮宽度b=dd1=140.5=40.5mm 取B1=45.5mm,B2=40.5mm。所以小结得由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.540.545.527大齿轮1.5157.540.5105T=15.11N.mN1=4.13109N2=1.06109 H1=540MPaH2=522.5MPad1t=34.39mmV=2.58msm t =1.72mmh=3.87mmK=1.37d1=39.71mmm=1.99mmF1=303.57MPaF2=238.86MPaK =1.369m =1.49mmm=1.5mm Z1=27 Z2=105d1= 40.5mmd2 =157.5mma=99mmb=40.5mmB1=45.5mmB2=40.5mm低速齿轮的设计设计内容计算及说明结 果1、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）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（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40HBS4）试选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=203.9=78。直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度z1=20z2=782、按齿面接触强度设计3、按齿根弯曲强度设计4、尺寸计算根据设计公式进行试算，即d1t2.323KT1du1u(ZEH)2确定公式内的各计算数值 试选载荷系数：Kt=1.3 计小齿轮传递的转矩：T=55.28N.m由机械设计教材表107选取齿宽系数d=1 由机械设计教材表107查的材料的弹性影响系数ZE=189MPa12由机械设计教材图1021d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。计算齿轮应力循环次数； N1=60n1jLh=60367.51(2830010=1.06109N2=1.061093.9=2.72108由教材图1019取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.98;KHN2=1.08计算接触疲劳需用力。取失效概率为1%，安全系数S=1, 按教材许用力公式H=KNLimS H1=0.98600=588MPa H2=1.02550=561MPa试算小齿轮分度圆直径d1,代入H中较小的值。d1t2.3231.355.281034.913.9（189.8189.8588588）=48.98mm计算圆周速度V=d1tn1601000=48.98367.5601000=0.94ms计算齿宽bb=d.d1t=148.98=48.98mm计算齿宽与齿高之比bh。模数 mt =d1tz1=48.98/20=2.45mm齿高 h=2.25mt=2.252.45=5.51mm其比为 b h=48.98/5.51=8.89计算载荷系数。根据v=0.94m/s,8级精度，由教材图10-8查的动载系数KV=1.05;直齿轮，KH=KF=1;由教材表10-2查的使用系数KA=1;又由表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.173。由 b h=48.98/5.51=8.89，KH=1.173查图10-13的KF=1.24；故载荷系数 K=KAKV KHKH=11.0511.73=1.82按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=48.9831.821.3=54.79mm计算模数m.m=d1z1=54.79/20=2.74mm由教材式（10-5）的弯曲强度的设计公式m32KT1dZ12(YFaYSaF).确定公式内的各计算数值1)由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=300MPa.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.95;3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.885001.4=314.29MPaF2=KFN2FE2S=0.953001.4=203.57MPa计算载荷系数4）K=KAKV KFKF=11.0511.173=1.8175)查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.80; YFa2=2.226。6) 查取应力校正系数由教材表10-5查的YSa1=1.55; YSa2=1.756。7）计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较。 YFa1YSa1F1=0.01381YFa2YSa2F2=0.02415大齿轮的数值大（2）计算m 321.81755.28103120200.02415=2.30mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小注意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有关，可取由弯曲强度算的模数2.30并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算的分度直径d1=54.79mm算的小齿轮齿数 Z1=d1m=54.79/2.5=22 大齿轮齿数 Z2=223.9=89 这样设计的齿轮传动，即满足齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧促，避免浪费。（1） 计算分度圆直径 d1=z1m=222.5=55mm d2=z2m=892.5=222.5mm(2)计算中心距a=d1+d22=138.75mm （3）计算齿轮宽度b=dd1=155=55 取B1=60mm,B2=55mm。所以小结得由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.5556022大齿轮2.5222.55589T=55,28N.mN1=1,06109N2=2.72108 H1=588MPaH2=561MPad1t=48.98mmV=0.94msm t =2.45mmh=5.51mmK=1.82d1=54,79mmm=2.74mmF1=314.29MPaF2=203,57MPaK =1.817m 2.30mmZ1=22 Z2=89d1= 55mmd2 =222.5mma=138.75mmb=55mmB1=60mmB2=55mm5.轴及轴上零件的设计5.1 高速轴的设计设计内容计算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速齿轮齿宽2.27Kw15.11 Nm1435r/min45.5mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴的直径先按机械设计教材式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有:dmin=A03P1n1=11232.271435=13.05mmd min=13.05mm4、选择滚动轴承初步选择滚动轴承。选6005深沟球轴承；通过查手册可知6005深沟球轴承d=25(mm) ，B=12（mm）6005深沟球轴承5、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度于此轴的相配合的齿轮分度圆直径比较小，所以将此轴设计成齿轮轴。: 轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取L1-2=37.5mm ， 且d1-2=25mm, 与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位:2-3段轴要与齿轮配合，此段齿轮与轴一体，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2-3=35mm ； 又由于小齿轮齿宽B=45.5mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取 L2-3=45.5mm；: 4-5段轴没有什么与之相配合的零件，考虑到下段有个轴肩，但直径仍设计为d4-5=35mm,L4-5=63.5mm: 5-6段 d5-6=25,L5-6=40mm,右端用轴端挡圈固定轴承。：6-7段, 由于输入端是与v带轮的轮毂相连，由于v带为z型故v带的宽度为4e+2f=65mm.d6-7=25,L6-7=75mm,其中末端的的65mm与v带的轮毂进行连接，中间与箱体的10mm用档圈进行轮毂与左端轴承的定位。L1-2=37.5mmd1-2=25mmd2-3=35mmL2-3=45.5mmd4-5=35mm L4-5=63.5mmd5-6=25L5-6=40mmd6-7=25mmL6-7=75mm6、确定轴的的倒角和圆角 参考1表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为1.6。7、轴的草图5.2 中速轴的设计设计内容计算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速2.13Kw55,28 Nm367.5r/min2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴的直径先按式机械设计教材15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表15-3选取A0=112。于是有: dmin=A03P2n2=11232.13367.5=20.12mmdmin=20.12mm4、选轴承. 初步选择滚动轴承。选6006深沟球轴承；通过查手册可知6006深沟球轴承d=30(mm) ，B=13（mm） ，c=13.2kN。选6006深沟球轴承5、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:1-2段轴我们取为 L1-2=40mm，d1-2=30mm 。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位。：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2-3=40mm ； 又由于大齿轮齿宽B=40.5mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取 L2-3=38mm；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4段轴的直径比2-3段稍微大一些，h0.07d这里取其直径为 d3-4=46mm；由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取L3-4=10mm 。：4-5段轴要与小齿轮相配合，且为能利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比4-5段轴要小一些，这里我们取 d4-5=40mm；由于小齿轮的齿宽为B=60mm，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取L4-5=58mm。：5-6段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故d5-6=30mm, L5-6=40 mm， 。L= L1-2 +L2-3+L3-4 +L4-5 +L5-6=40 +38+10+58+40=186mm，同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。L1-2=40mmd1-2=30mmd2-3=40mmL2-3=38mmd3-4=46mmL3-4=10mmd4-5=40mmL4-5=58mmd5-6=30mmL5-6=40 mmL=186mm6、倒角参考教材表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为27、轴的结构草图5.3 低速轴的设计设计内容计算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速齿轮齿宽2.01Kw200.92 Nm95.54r/min55mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴直径 先按式机械设计教材15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表15-3选取A0=112。于是有: dmin=A03P3n3=11232.0195.54=30.92mmdmin=30.92mm4、选取联轴器输出轴的最小直径显然是安装联轴器的，为了所选的轴的直径与联轴器的孔径相适宜，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T ca=KAT3,查教材表14-1，考虑到转矩的变化很小，故取KA=1.5，则：T ca=KAT3=1.5200.92=301.38N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用型号为LT7型联轴器其公称转矩为500N.m联轴器的孔径为40mm,故轴的最小直径选择40mm，TCA=301.38N.m。联轴器的长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.选用型号为LT7型联轴5、选择轴承6、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。由于轴的直径为40mm选6008深沟球轴承；通过查手册可知6008深沟球轴承d=40(mm) ，B=15（mm）。:1-2段轴由于与联轴器的毂孔长度L1=84m，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比L1略短一些我们取为 L1-2=82+8mm，d1-2=40mm 。，右端采用套筒进行联轴器和轴承的轴向定位。：2-3段轴上要有一个挡圈固定轴承，下段轴设计个轴肩，所以d2-3=40mm ，取 L2-3=25mm；：3-4段轴要进行轴端配合，故要有一个轴肩，这段轴没有与之相配合的零件，这里我们取h=4mm，所以d2-3=48mm ； L3-4=55.5mm；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将5-6段轴的直径比4-5段稍微小一些，h0.07d这里取其直径为 d4-5=66mm；由于5-6段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取L4-5=10mm：5-6段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d5-6=58mm ； 又由于大齿轮齿宽B=55mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取 L5-6=53mm；6；6-7段只有与轴承相连接，所以取d6-7=40mm L6-7=42.5mm.同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。轴上零件得周向定位 齿轮，半轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=58mm ， bh=1811 ，L=40（mm）。选6008深沟球轴承L1-2=90md1-2=40mmd2-3=40mmL2-3=25mmd2-3=48mmL3-4=55.5mmd4-5=66mmL4-5=10mmd5-6=58mmL5-6=53mmd6-7=40mm L6-7=42.5mm7、确定轴的的倒角和圆角参考教材表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为2。轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为25.4 中间轴的校核作用在两个齿轮上的圆周力：Ft小=2T2d小=255.28103552009.09N Ft大=2T2d大=255.28103157.5=701.97N 径向力： Fr小=Ft小tan=2009.09tan20=4496.47N Fr大=Ft大tan=701.97tan20=1570.42N求垂直面的支反力：L3=6.5+24.5+20.25=51.25mm; L2=20.25+10+30=60.25mm;L1=30+25+6.5=61.5mm F1V=-Fr小l3+Fr大(l2+l3)l1+l2+l3 =1570.4251.25+60.25-4496.4751.2551.25+60.25+61.5 =320N F2V=Fr小+F1V-Fr大 =4496.47+320-1570.42 =3246.05N计算垂直弯矩：Mavm=F1Vl1=32061.510-3=19.68N.m Mavn=F1V(l1+l2)-Fr大l2 =32061.5+60.2510-3-1570.4260.2510-3 =55.66N.m求水平面的支承力： F1H=Ft小l3+Ft大l2+l3l1+l2+l3 =2009.0951.25+701.9751.25+60.2551.25+60.25+61.5 =1047.58N F2H=Ft小+Ft大-F1H =2009.09+701.97-1047.58 =1663.48N 计算、绘制水平面弯矩图： MaHm= F1Hl1=1047.5861.510-3=64.43N.m MaHn=F1Hl1+l2-Ft大l2 =1047.5861.5+60.2510-3-701.9760.2510-3 =85.25N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑：Mam=Mavm2+MaHm2=19.682+64.432=63.37N.mMan=Mavn2+MaHn2=55.662+85.252=101.81N.m按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时。通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面，即危险截面的强度根据以上的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 cam=Mam2+T22W =(63.37103)2+(0.655.28103)20.1(40)3=11.18MPa can=Man2+T22W =(101.81103)2+(0.655.28103)20.1(40)3=16.76MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计教材表查得-1=60MPa。因此ca-1，故安全。轴承寿命校核：轴承寿命可由式Lh=10660n(Cft)Pfp)h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P=Fr，查表f1=1,fp=1.1,取=3.Fr1=F1V2+ F1H2=3202+1047.582=1095.36NFr2=F2V2+ F2H2=3246.052+1663.482 =3647.46NLh=10660n(Cft)Pfp)h=10660367.5(113.21031.13647.46)3 =28.03年因此该轴承符合要求。键的设计与校核：轴上零件得周向定位（1）齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=40mm ，由手册查得平键的截面 bh=128mm见表4-1,取L=40mm（比轮毂宽度小些）；按d2-3=40mm ，由手册查得平键的截面 bh=128mm见表4-1,取L=28（mm）（比轮毂宽度小些）。（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计教材表6-2查得许用挤压用力=100 ，取中间值，=110MPa 。键的工作长度l1=L-b=40-12=28（mm），l2= L-b=28-12=16mm.键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 8=4mm。由式机械设计（6-1）式p=2T103kldp可得：p1=255.2810344040=17.275MPa p2=255.2810342840=24.67MPa由计算可知均小于p所以都安全可用。即所选键为bhL=12840和bhL=128286.箱体结构的设计带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器如下表所示：名称数值（mm）名称数值（mm）箱座壁厚8底座宽度237箱盖壁厚8底座高度15底座长度405箱体高度297其他相关尺寸见图纸。7.润滑及密封类型的设计1、齿轮采用