带式运输机传动装置的优秀课程设计.doc

机械设计课程设计说明书设计题目 带式运输机传动装置设计 机械工程学院 院（系） 农业机械化及自动化 专业年级 设计者 指导老师 年 月 日宁 夏 大 学目录1传动方案分析论证41.1传动装置组成41.2传动装置特点41.3 确定传动方案41.4 传动方案分析42.电动机选择42.1选择电动机类型42.2选择电动机功率42.3确定电动机转速53.传动比计算及分配53.1总传动比53.2分配传动比54.传动装置运动及动力参数计算64.1各轴转速64.2各轴功率64.3各轴转矩65.减速器外传动件设计75.1选择V带型号75.2确定带轮基准直径75.3验算带速度75.4确定中心距和V带长度75.5验算小带轮包角 85.6确定V带根数85.7计算初拉力85.8计算作用在轴上压力85.9带轮结构设计86.高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 96.1 选择材料、热处理方法和公差等级96.2 初步计算传动关键尺寸96.3 确定传动尺寸 106.4 校核齿根弯曲疲惫强度126.5计算齿轮传动其它几何尺寸137.低速级直齿圆柱齿轮设计计算147.1选择齿轮材料147.2确定齿轮许用应力147.3计算小齿轮分度圆直径157.4验算接触应力157.5验算弯曲应力 167.6计算齿轮传动其它尺寸167.7齿轮作用力计算178中间轴设计计算178.1已知条件178.2选择轴材料188.3初算轴径188.4结构设计188.5键连接208.6轴受力分析208.7校核轴强度228.8校核键连接强度228.9校核轴承寿命229.高速轴设计和计算239.1已知条件239.2选择轴材料239.3初算最小轴径239.4结构设计249.5键连接269.6轴受力分析269.7校核轴强度289.8校核键连接强度299.9校核轴承寿命2910.低速轴设计和计算3010.1已知条件3010.2选择轴材料3010.3初算轴径3010.4结构设计3010.5键连接3210.6轴受力分析3210.7校核轴强度3410.8校核键连接强度3410.9校核轴承寿命3511 润滑油和减速器附件设计选择3511.1润滑油选择3511.2油面指示装置3511.3视孔盖3611.4通气器3611.5放油孔及螺塞3611.6起吊装置3611.7起盖螺钉3611.8定位销3612箱体结构设计3713设计小结3814参考文件38附：装配图和零件图设计任务带式运输机传动装置设计。已知条件：1运输带工作拉力F = 2 kN；2运输带工作速度v = 1.1 m/s；3滚筒直径D = 300 mm；4滚筒效率j=0.96（包含滚筒和轴承效率损失）；5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期：8年；7工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；8动力起源：电力，三相交流，电压380/220V；9检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，六个月一次小修；10制造条件和生产批量：通常机械厂制造，小批量生产。图1动力及传动装置DvF设计计算及说明结果1.传动方案分析论证机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机运动和动力传输给工作机中间装置。它通常含有减速（或增速）、改变运动形式或运动方向和将动力和运动进行传输和分配作用。1.1传动装置组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2传动装置特点：齿轮相对于轴承位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。1.3 确定传动方案：合理传动方案首先应满足工作机性能要求，还要和工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难。所以，要分清主次，首先满足关键要求，同时要分析比较多个传动方案，选择其中既能确保关键，又能兼顾其它要求合理传动方案作为最终确定传动方案。初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器，设计图以下：图一：传动系统总体方案设计图1.4 传动方案分析：结构简单，采取带传动和齿轮传动组合，即可满足传动比要求，同时因为带传动含有良好缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，成本低，使用维护方便。2.电动机选择2.1选择电动机类型依据用途选择Y（IP44）系列通常见途全封闭式自冷式三相异步电动机2.2选择电动机功率由已知条件可知，传送带所需拉力F=2KN，传输带工作速度 v=1.1 m/s，故输送带所需功率为 =2.2KW由【2】表1-7查得滚筒效率 =0.96，轴承效率 =0.99，联轴器效率 =0.99，带传动效率 =0.96，齿轮传输效率 =0.97。电动机至工作机之间传动装置总效率为=0.8246电动机总传输效率为 =2.66kw查2表12-1，选择电动机额定功率为 =3KW2.3确定电动机转速由已知，滚筒直径为 D=300mm，工作速度为 v=1.1 m/s，所以输送带带轮工作转速为 =70V带传动比 =24，二级减速器常见传动比为 =840总传动比范围 =*=16160电动机转速范围为 =*=112011200 查2表12-1，符合这一转速范围电动机同时转速有 1500，3000三种，初选 1500，满载转速=1420型号Y100L2-4电动机。3.传动比计算及分配3.1总传动比=20.283.2分配传动比依据带传动比范围，取V带传动比为 =2.46，则减速器传动比为 i=8.23高速级传动比为 =3.273.39。取=3.3低速级传动比为 =2.494.传动装置运动及动力参数计算4.1各轴转速轴（高速轴） 轴（中间轴） 轴（低速轴） 轴（滚筒轴）4.2各轴功率轴（高速轴）=*=0.96*2.66kw =2.55kw轴（中间轴）=*=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw轴（低速轴）=*=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw轴（滚筒轴）=*=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw4.3各轴转矩电动机轴 =9550*=9550*=17.89轴（高速轴）=9550*=9550*=42.19轴（中间轴）=9550*=9550*=133.77轴（低速轴）=9550*=9550*=319.51轴（滚筒轴）=9550*=9550*=314.07表一 传动装置各轴关键参数计算结果轴号输入功率P/kW转速n/(r/min)转矩T/N m传动比i电动机轴2.66142017.89=2.46=3.3=2.49轴（高速轴）2.55577.2342.19轴（中间轴）2.45174.91133.77轴（低速轴）2.3570.24319.51轴（滚筒轴）2.3170.24314.075.减速器外传动件设计5.1选择V带型号 考虑到在和变动较小，查【1】表7-5得工作情况系数 =1.1，则=*=1.1*2.66kw=2.93kw依据=1420r/min，=2.93kw，由【1】图7-17选择A型一般V带。5.2确定带轮基准直径由【1】图7-17可知，A型一般V带推荐小带轮直径=80100，选小带轮=100mm，则大带轮直径为=*=2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取=250mm。5.3验算带速度=7.45m/s25m/s5.4确定中心距和V带长度依据0.7（+）mm=245mm 5.6确定V带根数查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得，=1.11，由表7-10得，=0.17，由表7-8，得=0.63z= = =3.47取整z=45.7计算初拉力由【1】表7-11查得V带单位长度质量m=0.1kg/m,则单根V带张紧力=500（）+0.1=103.97N5.8计算作用在轴上压力Q=2zsin =24103.7sin =813.3N5.9带轮结构设计小带轮采取实心质，由【1】表7-4，e=150.3，=9，取f=10.在【2】表12-5查得=28mm轮毂宽：=（1.52.0）=4256mm，初选 =50mm轮缘宽：=(z-1)*e+2f=65mm大带轮采取孔板式结构，轮缘宽可和小带轮相同，轮毂宽可和轴结构设计同时进行。6.高速级斜齿圆柱齿轮设计计算6.1 选择材料、热处理方法和公差等级考虑到带式运输机为通常机械，故大、小齿轮均选择45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由【3】表8-17齿面平均=236, =190HBW，HBW-=46HBW，在3050HBW之间。选择8级精度6.2 初步计算传动关键尺寸因为平均硬度小于350HBW，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度进行设计（外啮合）。(1) 小齿轮传输转矩为 =42190N*mm(2) 初选 =1.2，由【3】表8-18得 =1.1(3) 由【3】表8-19得弹性系数 =189.8(4) 初选 =12，由【3】图9-2查得 查得节点系数 =1.72。(5) 齿轮传动比为 u=3.3，初选 =23，则=u*=3.3*23=75.9，取整数76,则端面重合度为=1.88-3.2*()cos=1.66 轴向重合度为 =0.318*=1.71 (6) 由3图8-3查得 重合度系数 =0.775(7) 由3图11-2查得 螺旋角系数=0.99(8) 许用接触应力可用下式计算=计算=2HBW+69=2*236+69=541MPa =2HBW+69=2*190+69=449 MPa大小齿轮应力循环次数为=60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h= =4.903*h由【3】图 8-5 查得 寿命系数 =1.0，=1.05取安全系数 =1.0则小齿轮许用接触应力为 =541 MPa大齿轮许用接触应力为 =471.45 MPa故=472 MPa初算小齿轮分度圆得 = =41.03mm6.3 确定传动尺寸计算载荷系数 查得使用系数 =1.0v= = =1.24m/s由3图 8-6 查得 齿间载荷分配系数 =1.05由3图 8-7 查得 齿向载荷分配系数 =1.21由3表 8-22 查得 齿间载荷分配系数 =1.2载荷系数 k=*=1.*1.05*1.21*1.2=1.52对进行修正，因和k有较大差异，故需对由计算出进行修正=*=41.03*=44.39mm确定模数 =1.89 取整 =2中心距 =101.21mm 圆整 =100mm螺旋角为 =arcos=8.1因值和初选值相差较大，故对和相关参数进行修正，由【3】图9-2查得，=2.48端面重合度系数 =1.88-3.2,()cos=1.68轴向重合度为 =0.318=1.37 由【3】图8-3查得 重合度系数 =0.774由【3】图11-2查得 螺旋角系数=0.992 = =44.66mm正确计算圆周速度为v= =1.35m/s由图8-6 查得 动载荷系数 =1.09k=*=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58=*=*=45.24mm=1.95,取标准值 =2=mm=46.46mm=mm=116.68mmb=*=1.1*46.46=50.11mm，取整 =50mm=+（510）mm 取=60mm6.4 校核齿根弯曲疲惫强度齿根疲惫强度条件其中 k=1.52，=42190Nmm，=2，=46.46mm，b= 50mm齿形系数 和应力修正系数，当量齿数为=23.70=78.32由3图 8-8 查得 =2.68，=2.25由3图8-9查得 =1.57，=1.76由3图 8-10 查得 重合度系数 =0.72由3图11-3查得 螺旋角系数 =0.93许用弯曲应力 由3表 8-11 查得 弯曲疲惫极限应力为=1.8HBS=425MPa=1.8HBS=342 MPa由3图 8-11查得 寿命系数 = =1由3表 8-20 查得 安全系数 =1.6 =265.6MPa=213.8MPa= =83.03 MPa,则 = = =78.14 MPa 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸端面模数 = = =2.0齿顶高 = =1*2=2齿根高 =（ ）=（1+0.25）*2=2.5mm全齿高 h=+=2+2.5=4.5mm顶隙 c=0.285*2=0.5 齿顶圆直径= 齿根圆直径 7.低速级直齿圆柱齿轮设计计算7.1选择齿轮材料同前小齿轮调质 ，236HBW 大齿轮正火 ，190HBW7.2确定齿轮许用应力 许用接触应力：由1表8-39 知 =由1表8-10查得 故应按接触极限应力较低计算，只需求出大齿轮对于正火齿轮 =1.0因为载荷稳定，故按1表8-41，求轮齿应力循环次数=60=60174.91283658=4.9循环基数由1图8-41查适当HBS为300时，因 =1=许用弯曲应力由1式8-46 知 由1表8-11知取 单向传动取 同,所以得7.3依据接触强度，求小齿轮分度圆直径由1式8-38 初步计算 （表8-9） 取mm mm 取=95mm选定 =432.49=107.7 取107 取m=2 7.4验算接触应力由18-37知 取=1.76 =1 =271齿轮圆周速度由图8-39查得=1.15（8级精度齿轮）=1.762711 =421.892 接触强度足够7.5验算弯曲应力由1表8-43知 =由1图8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75 =N/=65.21MP =MP=72MP故应验算小齿轮弯曲应力=3.76=4647MP弯曲强度足够7.6计算齿轮传动其它尺寸齿顶高 =m=12=2mm齿根高 =（1+0.25）2=2.5mm全齿高 h=+=2+2.5mm=4.5mm顶隙 =m=0.252=0.5mm齿顶圆直径 =+2=86.644+4mm=90.644mm =+=215.21+4mm=219.21mm齿根圆直径=2=86.644-22.5=81.644mm =215.21122.5=201.211mm7.7齿轮作用力计算高速级齿轮传动作用力已知高速轴传输转矩=421901mm 转速=577.23r/min螺旋角 =8.6 小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径 =46.46mm齿轮1作用力圆周力 =N=1816.2N径向力为 =1816.2N=667.7N轴向力 =1816.2=258.5N齿轮2作用力从动齿轮2各个力和主动齿轮1上对应力大小相等，作用力方向相反。低速级齿轮传动作用力已知条件低速轴传输转矩=133770Nmm转速=174.91r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=86.64齿轮3作用力 圆周力 =308.80N径向力 齿轮4作用力从动齿轮4各个力和主动齿轮3上对应力大小相等，作用力方向相反。8中间轴设计计算8.1已知条件中间轴传输功率=2.45kW，转速，齿轮2分度圆直径=153.53mm，齿轮宽度=50mm，=95mm8.2选择轴材料 因传输功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常见材料45钢，调质处理8.3初算轴径3查表9-8得C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少许弯矩，故取小值C=110，则 8.4结构设计轴结构构想图轴承部件结构设计 轴不长，故轴承采取两端固定方法。然后，按轴上零件安装次序，从处开始设计轴承选择和轴段及轴段设计 该段轴段上安装轴承，其设计应和轴承选择同时进行，选择深沟球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为6208，经过验算，轴承6208寿命符合减速器预期寿命要求。由3表11-9得轴承内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径=47mm，外径定位直径=73mm，对轴力作用点和外圈大端面距离=9mm，故=40mm 通常一根轴上两个轴承取相同型号，则=40mm轴段和轴段设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮安装，和应分别略大于和，可初定=42mm齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）=50.463mm，取其轮毂宽度和齿轮宽度=50mm相等，左端采取轴肩定位，右端次用套筒固定。因为齿轮3直径比较小，采取实心式，取其轮毂宽度和齿轮宽度=95mm相等，其右端采取轴肩定位，左端采取套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段长度应比对应齿轮轮毂略短，故取=92mm，=48mm轴段 该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）=2.944.2mm，取其高度为h=4mm，故=50mm 齿轮3左端面和箱体内壁距离和高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为=10mm，齿轮2和齿轮3距离初定为=10mm，则箱体内壁之间距离为齿轮2右端面和箱体内壁距离=+（-）/2=10+（60-50）/2=15mm，则轴段长度为轴段及轴段长度 该减速器齿轮圆周速度2m/s，故轴承采取脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮固定均由挡油环完成，则轴段长度为轴段长度为轴上力作用点间距 轴承反力作用点距轴承外圈大端面距离=9mm，则由3图11-6可得轴支点及受力点间距离为8.5键连接齿轮和轴间采取A型一般平键连接，查3表8-31得键型号分别为键1290GB/T 10961990和键1245GB/T 109619908.6轴受力分析(1) 画轴受力简图 轴受力简图图所表示(2) 计算轴承支承反力 在水平面上为式中负号表示和图中所画力方向相反在垂直平面上为轴承1总支承反力为轴承2总支承反力为（3）画弯矩图 弯矩图图11-10c、d、e所表示在水平面上，a-a剖面右侧 b-b剖面为在垂直平面上为 合成弯矩，a-a剖面左侧b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为（4）画转矩图，8.7校核轴强度a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面为危险截面求当量弯矩：通常认为低速轴传输转矩是按脉动循环改变。现选择轴材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表10-3中查出和其对应，取=0.58依据a-a剖面当量弯矩求直径在结构设计中该处直径，故强度足够。8.8校核键连接强度齿轮2处键连接挤压应力为取键、轴及齿轮材料全部为钢，由3表8-33查得=125150MPa，强度足够齿轮3处键长于齿轮2处键，故其强度也足够8.9校核轴承寿命计算轴承轴向力 由3表11-9 查深沟球轴承6208轴承得 =29500N，=18000N，=521.00N，=890.2 N。=1123.74N，=0N因为径向力方向相反，则选最大径向力计算寿命。利用插值法，计算径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷系数Y=1.22.则当量动载荷由1公式 =19.68mm+19.68*(0.030.05) mm=20.2720.66取=21mm9.4结构设计轴结构构想图所表示（1）轴承部件结构设计 为方便轴承部件装拆，减速器机体采取剖分式结构，该减速器发烧小、轴不长，故轴承采取两端固定方法。按轴上零件安装次序，从轴最细处开始设计（2）轴段 轴段上安装带轮，此段轴设计应和带轮轮毂轴空设计同时进行。依据第三步初算结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承寿命可能满足不了减速器预期寿命要求，初定轴段轴径=25mm,带轮轮毂宽度为（1.52.0）=（1.52.0）*25mm=33mm42mm,结合带轮结构=37.550mm，取带轮轮毂宽度=42mm,轴段长度略小于毂孔宽度，取=40mm（3）密封圈和轴段 在确定轴段轴径时，应考虑带轮轴向固定及密封圈尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1) =(0.070.1)*25mm=1.752.5mm。轴段轴径=+2*（2.13）mm=29.231mm,其最终由密封圈确定。该处轴圆周素小于3m/s,可选择毡圈油封，查3表8-27选毡圈35 JB/ZQ46061997，则=30mm（4）轴承和轴段及轴段 考虑齿轮有轴向力存在，选择角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承7207，由表11-9得轴承内径d=35mm,外径D=72mm,宽度B=17mm，内圈定位轴肩直径=42mm,外圈定位内径=65mm,在轴上力作用点和外圈大端面距离=15.7mm,故取轴段直径=35mm。轴承采取脂润滑，需要用档油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为赔偿箱体铸造误差和安装档油环，轴承靠近箱体内壁端面距箱体内壁距离取，档油环档油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,档油环轴孔宽度初定为=15mm,则=B+=17+15=32mm 通常一根轴上两个轴承应取相同型号，则=35mm, =B+=17+15=32mm(5)齿轮轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮安装，应略大于，可初定=42mm，则由表8-31知该处键截面尺寸为b*h=12*8mm,轮毂键槽深度为=3.3mm,因为和较为靠近，故该轴设计成齿轮轴，则有=，=60mm(6)轴段和轴段设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩直径，则=48mm,齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段长度=（12+10-15）mm=7mm。轴段长度为=(180+12-10-60-15)mm=107mm(7)轴段长度 该轴段长度除和轴上零件相关外，还和轴承座宽度及轴承端盖等零件相关。轴承座宽度为，由3表4-1可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.758mm,取=8mm, =(100+150)=250mme,故X=0.44，Y=1.40，则轴承2当量动载荷为 =X+Y=0.441419.8N+1.4567.92N=1419.8N(3)校核轴承寿命 因,故只需要校核轴承1寿命，P=。轴承在100以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得载荷系数=1.5 轴承1寿命为 =56671.8h，故轴承寿命足够10.低速轴设计和计算10.1已知条件低速轴传输功率=2.35kW，转速，齿轮4分度元圆直径=215.21mm，齿轮宽度=86mm10.2选择轴材料因传输功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查3表8-26选择常见材料45钢，调质处理。10.3初算轴径查3表9-8得C=106135，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=110则 轴和联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径35.44+35.44(0.030.05)mm=36.5037.2110.4结构设计轴结构构想图所表示（1） 轴承部件结构设计 该减速器发烧小，故轴承采取两端固定方法。按轴上零件安装次序，从最小轴径处开始设计（2） 联轴器及轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应和联轴器选择同时进行为了赔偿联轴器所连接两轴安装误差、隔离震动，选择弹性柱销联轴器。查3表8-37，取=1.5，则计算转距=1.5319510Nmm=479265 Nmm由3表8-38查得GB/T 5014-中LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250Nmm，许用转速4750r/min，轴孔范围为3048mm 。考虑d46.98mm，取联轴器毂孔直径为42mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 4284 GB/T 5014-,对应轴段直径=42mm，其长度略小于毂孔宽度，取 =82mm（3） 密封圈和轴段 在确定轴段轴径时，应考虑联轴器轴向固定及轴承密封圈尺寸。联轴器用周肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）=（0.070.1）42mm=2.944.2mm。轴段轴径=+2h=47.8850.4mm，最终由密封圈确定。该处轴圆周速度小于3m/s,可选择毡圈油封，查3表8-27，选毡圈50JB/ZQ4606-1997,则=50mm（4） 轴承和轴段及轴段设计 轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在，选择深沟球轴承。现暂取轴承为6211C,由3表11-9得轴承内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm，内圈定位轴肩直径=64mm，外圈定位直径=91mm,对轴力作用点和外圈大端面距离=27.5mm，故=55mm。故=21mm 通常一根轴上两个轴承取相同型号，故=55mm（5） 齿轮和轴段 该段上安装齿轮4，为了便于齿轮安装，应略大于，可初定=58mm，齿轮4轮毂宽度范围为（1.21.5），=69.687mm，小于齿轮宽度=86mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采取轴肩定位，左端采取套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比轮毂略短，故取=84mm。（6） 轴段 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩高度为h=（0.070.01）=4.065.8mm，取h=5mm，则=68mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为=+()/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,则该轴段长度=+=（8014.586+12）mm=91.5mm（7） 轴段和轴段长度 轴段长度除和轴上零件相关外，还和轴承座宽度及轴承端盖等零件相关。轴承端盖连接螺栓GB/T 5781 M825,其安装圆周大于联轴器轮毂端面和端盖外端面距离为=10mm。则有=+=（58+2+10+102112）mm=47mm则轴段长度=+2mm=21mm+12mm+14.5mm+ 2mm=49.5mm圆整取=50mm(8)轴上力作用点间距 轴承反力作用点和轴承外圈大端面距离=27.5mm，则由图11-12可得轴支点及受力点距离为=+=49.5mm+84mmmm27.5mm=63mm=+=36mm+76.5mm+mm27.5mm=128mm=+=27.5mm+47mm+42mm=116.5mm9.5键连接联轴器和轴段及齿轮4和轴段间均采取A型一般平键连接，查3表8-31得键型号分别为键1270GB/T 10961990和键1870GB/T 109619909.6轴受力分析画轴受力简图 计算支承反力 在水平面上为在垂直平面上为轴承1总支承反力为轴承2总支承反力为画弯矩图 在水平面上，a-a剖面弯矩为在垂直面上，a-a剖面弯矩为a-a剖面上合成弯矩为画转矩图 10.7校核轴强度a-a剖面为危险截面求当量弯矩：通常可认为高速轴传输转矩是按脉动循环改变。现选择轴材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表10-3中查出和其对应，取=0.58依据a-a剖面当量弯矩求直径在结构设计中该处直径，故强度足够。10.8校核键连接强度联轴器处键连接挤压应力为齿轮4处键连接挤压应力为取键、轴及齿轮材料全部为钢，由3表8-33查得=125150MPa，强度足够 10.9校核轴承寿命计算轴承轴向力 由表11-9 查6211轴承得 =43200N=29200N， =2202.26N。因为只有径向力没有轴向力，则当量动载荷P=2202.26N ，由1公式 =1792051h,故轴承寿命足够11 润滑油和减速器附件设计选择11.1润滑油选择因为速度在12m/s左右，设计油沟，采取飞溅润滑，选择全损耗系统用油，减速器常见L-AN3211.2油面指示装置选择油标尺M1611.3视孔盖选择视孔盖尺寸为