1、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全套图纸，加 153893706机械设计制造及其自动化专业 05020701 班设 计 者 指导老师 2010 年 07 月 08 日西北工业大学I. 目 录一、 设计任务书 .1二、 传动方案的拟定 .2三、 电动机的选择 .3(一) 电动机类型和结构型式的选择 .3(二) 电动机功率的确定 .3(三) 电动机转速的确定 .4四、 传动比的分配 .5五、 传动参数的计算 .6(一) 各轴的转速 .6/minr(二) 各轴的输入功率 7PkW(三) 各轴的输入转矩 7TNA六、 传动零件的设计计算 .8(一) 高速级直齿圆柱齿轮传动的设
2、计计算 .8(二) 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 .12(三) 滚子链传动的设计计算 .17(四) 滚子链链轮的设计计算 .19七、 轴的设计计算 .20(一) 高速轴 的初步设计计算 20I(二) 中间轴 的初步设计计算 21(三) 低速轴 的初步设计计算 .21(四) 三轴的综合设计计算 .22(五) 三轴的强度校核计算 .25八、 键连接的设计计算 .31(一) 高速轴 上联轴器的键连接设计计算 31I(二) 中间轴 上大齿轮的键连接设计计算 32(三) 低速轴 上齿轮的键连接设计计算 .32(四) 低速轴 上滚子链链轮键连接的设计计算 .33I九、 滚动轴承的设计计算 .34(一)
3、 高速轴 的滚动轴承设计计算 34(二) 中间轴 的滚动轴承设计计算 34I(三) 低速轴 的滚动轴承设计计算 .35十、 箱体的设计计算 .35(一) 箱体的材料选择 .36(二) 箱体基本结构尺寸的设计计算 .36(三) 箱体基本结构尺寸的进一步设计计算 .36(四) 箱体附件的设计计算 .38十一、 轴承的润滑和密封设计 .45(一) 轴承的润滑 .45(二) 轴承的密封 .45(三) 轴承盖的结构和尺寸 .45十二、 齿轮的润滑设计 .47十三、 联轴器的设计计算 .48(一) 联轴器的类型选择 .48(二) 联轴器的载荷计算 .48(三) 联轴器的型号选择 .48十四、 设计小结 .
4、48(一) 关于减速器中直齿圆柱齿轮传动设计的优缺点分析 .49(二) 关于减速器附件设计的优缺点分析 .49(三) 课程设计个人小结 .50十五、 参考资料 .511II. 正 文一、 设计任务书设计一带式输送机传动装置。传动简图如图 所示，设计参1数如表 所示。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，1使用期 10 年（每年 300 个工作日） ，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5。带式输送机的传动效率为0.96。图 带式输送机传送装置传动简图1题号 输送带的牵引力 F输送带的 速度 v输送带滚筒的 直径 D4B2.kN.3/ms390m表 带式输送机传送装置设计参数1
5、2从设计任务书的内容可以看出，该设计任务的重点就是对传动环节中减速器进行设计计算。二、 传动方案的拟定根据设计任务书中的传动简图，考虑到各级传动的特性，拟定该输送机传动装置的传动方案如图 所示。2图 传动方案图2由传动方案图，将整个设计任务进行分解，得到细化的设计任务，如图 所示。33图 设计任务图3三、 电动机的选择(一) 电动机类型和结构型式的选择由于三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中，在工业上应用广泛，因此设计时优先选用。在各种三相交流异步电动机中， 系列电动机是一般用Y途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适
6、用于各种不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。(二) 电动机功率的确定电动机的容量，即功率的选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。电动机容量主要由电动机运行时的发热条件决4定，而发热又与其工作情况有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，选择电动机时只要使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热。也就是可按电动机的额定功率 等于或略大于所需电动机的功率 ，在手册中选取相mPdP应的电动机型号。1. 工作机所需功率 的确定wkW32.10.298106FvPkW式中， 为输送带的牵引力， ； 为输送带的速度，.Nv； 为输送带的传输效率，输送带取 。1
7、.3/vmsw 0.6w2. 电动机至工作机总效率 （串联时）的确定3 3120.96.8099.85wcgw式中， 为联轴器的传输效率，取 ； 和 依次为减速c12器中高、低速级齿轮传动的传输效率，取 ； 为一.g对滚动球轴承的传输效率，取 ； 为滚子链传动的传输0.9gw效率，取 。0.96w3. 电动机所需功率 的确定dPkW2.983.50wdk4. 电动机额定功率 的确定mP通常按 来选取电动机型号。电动机功率裕度的大小应d视工作机构的负载变化状况而定，经查询相关资料，得到经验公5式为 。1.3.504.7mdPkW(三) 电动机转速的确定额定功率相同的同类型电动机，有几种不同的同步
8、转速。同步转速低的电动机磁极多，外廓尺寸大，重量大，价格高，但可使传动系统的传动比和结构尺寸减小，从而降低了传动装置的制造成本。因此，确定电动机的转速时，应同时考虑电动机及传动系统的尺寸、重量和价格，使整个设计既合理又较经济。一般最常用、市场上供应做多的是同步转速为 和150/minr的电动机，设计时优先选用。10/minr根据选定的电动机类型、结构、功率和转速，从标准中查出电动机型号为 ，其同步转速为 。该型电动124YM/ir机额定功率 ，满载转速 。mPkW140nmn四、 传动比的分配电动机选定后，根据电动机的满载转速 和工作机的转速mn即可确定传动系统的总传动比 ，即wnimwn由
9、，可得 ，则260wDvA601.364/in9wvrD2.5min传动系统的总传动比 是各串联机构传动比的连乘积，即i123i式中， 为高速级齿轮传动的传动比； 为低速级齿轮传动的传1i6动比； 为链传动的传动比。3i为了使各传动件的尺寸协调、结构匀称及利于安装，同时考虑传动零件之间不造成互相干涉，需对总传动比进行合理的分配。对于二级圆柱齿轮减速器，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应使两级的大齿轮具有相近的直径；同时低速级大齿轮的直径应略大一些，使高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙。则一般可按公式 13.4ii进行计算。 作为链传动的传动比，有取值范围 ，为使传3i 25输系统
10、保持较高的传输效率，可取 。那么3.4i13.9.62ii取 ，可得 。此时，实际总传动比13.5i2.8i13.528.4.25i总传动比的误差为 10%.i显然，总传动比误差 在误差限制 之内，符合设计要35求，即传动比最终分配结果如表 所示。2减速器高速级传动比 1i减速器低速级传动比 2i链传动传动比 3i3.5.8.4表 传动比分配结果表2五、 传动参数的计算7(一) 各轴的转速 /minr高速轴 的转速I140/inmr中间轴 的转速I1./inri低速轴 的转速I1260/minnri滚筒轴 的转速IV12364/inmnri(二) 各轴的输入功率 PkW高速轴 的输入功率I40
11、.93.6mck中间轴 的输入功率I13.684gPW 低速轴 的输入功率I2.409.3.7g k 滚筒轴 的输入功率IV3.7654gP (三) 各轴的输入转矩 TNmA高速轴 的输入转矩I895026.3PTNmnA 中间轴 的输入转矩I95083.1nA 低速轴 的输入转矩I9502.6PTNmnA 滚筒轴 的输入转矩IV95028.nA 六、 传动零件的设计计算(一) 高速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮。2) 传送机为一般工作机器，且转速不高，故选用 级精度7。10958GB3) 材料选择。选择高速级小齿轮材料
12、为 （调质） ，硬度为40Cr，高速级大齿轮材料为 钢（调质） ，硬度为2HS5，二者材料硬度差为 。40HBS4) 选高速级小齿轮齿数 ，高速级大齿轮齿数 。12z27z2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即923112.EtdHKTZu1) 确定公式内的各计算数值a) 试选载荷系数 。.tb) 高速级小齿轮传递的扭矩 。326.10TNmAc) 查表获得齿宽系数 。0.9dd) 查表获得材料的弹性影响系数 。1289.EZMPae) 查表获得高速级小齿轮的接触疲劳强度极限 ；lim160HPa高速级大齿轮的接触疲劳强度极限 。li25f) 应力循环次数 919926014038
13、4.1704.7.853hNnjLg) 根据应力循环次数查得接触疲劳寿命系数 ，1.9HNK。20.96HNKh) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 ，安全系数 ，%1S得 1lim2li20.96540.28HNMPaSK2) 计算a) 试算高速级小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小值。1tdH102 2333111.260.5189.2. 4.79EtdHKTZu m b) 计算圆周速度 。v142.87103.2/606tnmsc) 计算齿宽 。b1.9.5dtd) 计算齿宽与齿高之比 。h模数 142.871.95ttdmmz齿高 .5.4.3th得 38.7.95be) 计算载荷系数根
14、据 ， 级精度，查得动载系数 。3.2/vms 1.2vK直齿轮， 。1HFK查表得使用系数 。A用插值法查得 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，7。1.354H由 ， ，查得 ，故载荷系数8.9bh1.354HK1.25FK.346Av11f) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，可得 331 1.5642.874.3ttKd mg) 计算模数 。m15.2.0dz3. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 321FaSdKTYmz1) 确定公式内的各计算数值a) 由资料查得高速级小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，150FEMPa高速级大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。238FEb) 取弯曲疲劳寿
15、命系数 ， 。10.85FNK.9Nc) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 ，得.4S12208530.57.9241FNEMPaKSd) 计算载荷系数 。 15AvFe) 查取齿形系数。查得 ， 。12.7FaY2.6Faf) 查取应力校正系数。12查得 ， 。1.57SaY21.64Sag) 计算高速级大、小齿轮的 并加以比较。FaSY12.750.1473.6.625FaSFY大齿轮的数值大。2) 设计计算 3321.460.165.409mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿
16、面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 ，并就近圆整为标准值 ，按接触1.401.5m强度算的的分度圆直径 ，算出高速级小齿轮齿数15.3d40.z高速级大齿轮齿数 23.51z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径 12301.548dzmm132) 计算中心距 12458102dam3) 计算齿轮宽度 1.9db取 ， 。241Bm46(二) 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 根据传动方案，
17、选用直齿圆柱齿轮。2) 传送机为一般工作机器，且转速不高，故选用 级精度7。10958GB3) 材料选择。选择低速级小齿轮材料为 （调质） ，硬度为40Cr，低速级大齿轮材料为 钢（调质） ，硬度为2HS5，二者材料硬度差为 。40HBS4) 选低速级小齿轮齿数 ，低速级大齿轮齿数 。326z468z2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 23312.EtdHKTZud1) 确定公式内的各计算数值a) 试选载荷系数 。1.tb) 低速级小齿轮传递的扭矩 。38.10TNmAc) 查表获得齿宽系数 。0.9dd) 查表获得材料的弹性影响系数 。1289.EZMPa14e) 查表获得低
18、速级小齿轮的接触疲劳强度极限 ；lim160HMPa低速级大齿轮的接触疲劳强度极限 。li25f) 应力循环次数 939946041.0381.701.278hNnjLg) 根据应力循环次数查得接触疲劳寿命系数 ，1.96HNK。21.05HNKh) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 ，安全系数 ，得%1S1lim2li20.9657HNMPaKS2) 计算a) 试算低速级小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小值。1tdH233 2332.1.80.189.60.4895EtdHKTZud mb) 计算圆周速度 。v36.4.1/6010tdnsc) 计算齿宽 。b3.985.0dt m15d) 计
19、算齿宽与齿高之比 。bh模数 360.482.35ttdmmz齿高 2.51th得 60.48.531be) 计算载荷系数根据 ， 级精度，查得动载系数 。1.4/vms71.05vK直齿轮， 。1HFK查表得使用系数 。A用插值法查得 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，7。1.28H由 ， ，查得 ，故载荷系数.5bh1.28HK1.25FK.834Avf) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，可得 331.460.86.2ttd mKg) 计算模数 。m31.2.356z3. 按齿根弯曲强度设计16弯曲强度的设计公式为 32FaSdKTYmz1) 确定公式内的各计算数值a) 由资料查得
20、低速级小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，150FEMPa低速级大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。238FEb) 取弯曲疲劳寿命系数 ， 。10.8FNK.9Nc) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 ，得.4S122085314.29.9.7.FNEMPaKSd) 计算载荷系数 。 1.05.2135AvFe) 查取齿形系数。查得 ， 。12.60FaY2.48Faf) 查取应力校正系数。查得 ， 。1.59Sa21.7Sag) 计算低速级大、小齿轮的 并加以比较。FaSY12.6059.135342.87.0627FaSFY17大齿轮的数值大。2) 设计计算 33221.58.10.6271.80
21、96mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 的大小主要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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 ，并就近圆整为标准值 ，按接触1.802.0m强度算的的分度圆直径 ，算出低速级小齿轮齿数361.2d31z低速级大齿轮齿数 42.8z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算1) 计算分度圆直径 3412687dzm2) 计算中心距 34192am3) 计算齿轮宽度 30.6
22、5db取 ， 。456Bm1(三) 滚子链传动的设计计算181. 选择链轮齿数取小链轮齿数 ，大链轮齿数 。19z231.496zi2. 确定计算功率由资料可得工况系数 ，主动链轮齿数系数 ，.0AK1.52zK单排链，则计算功率为。1.5246.8caAzmPkW3. 选择链条型号和节距根据 及 ，可查得选 ，其链条6.08caI6/innr1A节距 。254p4. 计算链节数和中心距初选中心距 0353052.476120apm取 。相应的链长节数为8m2012102894695.42 6.75. 8pzzpLa取链长节数 节。pL根据 ，可查表得中心距计算系数 ，12.8z10.2476
23、8f则链传动的最大中心距为 1120.247685.96479pafLzm5. 计算链速 ，确定润滑方式。v19I160925.4187/nzpv ms由 和链号 ，可查得采用滴油润滑。.287/msA6. 计算压轴力 PF有效圆周力为 4103108.27e Nv链轮水平布置时的压轴力系数 ，则压轴力为5FpK.pFe7. 结论由于该滚子链无剧烈振动及冲击，选择经过淬火、回火热处理后硬度为 的 钢作为材料。该滚子链的标记为405HRC40#，基本参数如表 所示：169/12397AGBT3节距 p.m内链板高度 2h4.13m滚子直径 1d58排距 tp9内链节内宽 b.7单排抗拉载荷 5.
24、6kN销轴直径 294m润滑方式 滴油润滑表 滚子链基本参数表3(四) 滚子链链轮的设计计算链轮的基本参数是配用链条的节距 ，套筒的最大外径 ，p1d排距 和齿数 。链轮的主要尺寸计算公式和结果见表 和表 。tpz 45名称 符号 计算公式20分度圆直径 d154.308sinpdmz齿顶圆直径 admin1ax.6.81.2570pdd齿根圆直径 f 3.42f m齿高 ahmin1ax0.60.8625.9.ppdz确定的最大轴凸缘直径gd28cot1.4.761.3phmz表 滚子链链轮的主要尺寸表4名称 符号 计算公式单排齿宽 1fb110.957514.96fbm齿侧倒角 a公 称
25、3230ap公 称齿侧半径 xr公 称 .xr公 称齿全宽 fnb1496fnfbm表 滚子链链轮轴向齿廓尺寸表5七、 轴的设计计算(一) 高速轴 的初步设计计算I1. 高速轴 的材料选取21选取 钢，调质处理，其硬度为 ，许用弯曲45#2175HBS应力为 。160MPa2. 初算高速轴 轴径I由公式 3min0PdA取 ，得012A31min4215.70d由于键槽的影响，对于直径 的轴，有一个键槽时，dm直径增大 ，则 。5%714(二) 中间轴 的初步设计计算I1. 中间轴 的材料选取选取 ,渗碳后回火，其硬度为 ，许用弯曲应20Cr562HRC力为 16MPa2. 初算中间轴 轴径I
26、由公式 3min0PdA取 ，得012A32min.8412.035dm由于键槽的影响，对于直径 的轴，有两个键槽时，d直径增大 ，则 。10%52722(三) 低速轴 的初步设计计算I1. 低速轴 的材料选取选取 ，调质处理，其硬度为 ，许用弯曲45Cr24186HBS应力为 。170MPa2. 初算低速轴 轴径I由公式 3min0PdA取 ，得012A33min.7121.9560dm由于键槽的影响，对于直径 的轴，有一个键槽时，d直径增大 ，则 ，取 。5%73.5835d(四) 三轴的综合设计计算实际设计时，综合考虑各方面因素，即为了节省空间，减小不必要的尺寸浪费，决定从中间轴 的设计
27、开始，首先将各轴的I位置及两对啮合的齿轮位置确定，再设计中间轴 的具体尺寸，I最后结合箱体和箱盖结构进一步设计其它各轴具体尺寸。1) 中间轴 的结构设计Ia) 轴向长度设计由齿轮的计算可知中间轴 上与高速轴向啮合的齿轮宽度为I，这时可设计相应中间轴 上的轴段长度为 ，这是由41m39m于为了使齿轮在中间轴 上定位，需用套筒将齿轮压紧在轴肩上，为了防止过定位，须将相应轴段的尺寸减小 。由于中2间轴 上与低速轴齿轮相啮合的齿轮分度圆较小，齿根圆到键槽I23底部的距离 ( 为低速啮合齿轮模数)，故将齿轮与24em轴设计为一体，即设计成齿轮轴。该轴段长度由齿轮宽度设计为。为防止由于加工、安装误差使得齿
28、轮偏离理想位置，可61能造成齿轮之间相互碰撞、损坏，因此，低速轴 上的大齿轮与I套在中间轴 上的大齿轮之间距离 ，本减速器设计中取I38m为 。再考虑到相啮合的小齿轮一般比与之啮合的大齿轮38m宽约 ，因此，设计中间轴 上用于定位套在中间轴5I上的大齿轮的轴段长度取为 。再根据齿轮端面与内箱壁I 5.的距离需要保持在 ，由于选择的轴承为 （标准件）29m7206C，其宽度为 ，由于为了使轴承在箱壁孔加工有误差及安装16有误差时能保证轴承一直在箱体轴承座内，应保证轴承正常工作时，其端面距内壁 ，这样能很大程度提高其正常工作23条件使轴承受力均匀，提高其寿命，另外同理轴端应露出轴承，取为 。所以轴
29、段最端部那部分轴段长度分别取24m4为取为 和 。315.b) 径向长度设计由计算得到的传递所需扭矩的最小轴颈 ,取2min3.05d最小直径 。故轴承处轴段直径为 ，为了将该段表230dm面粗糙度降低，需进行磨削，因此，须加工出砂轮越程槽，深度为 ，因此，此处轴颈直径为 。轴上齿轮处齿根圆直1.527径为 ，齿顶圆直径为 。用于套在中间轴 上的大齿66I轮定位的轴肩其直径应比大齿轮孔大 ，这样定位受力106m面积大，受力均匀，应力较小。由于轴承处轴段直径为 ，30故合理设计与齿轮配合的轴段直径为 ,进而，取定位轴肩直3824径为 。50mc) 中间轴 的结构及具体尺寸如图 所示。I 4图 中
30、间轴 结构尺寸图4I2) 高速轴 的结构设计I由计算得到的传递所需扭矩的最小轴颈 ,考虑1min5.74d到高速轴 与联轴器相连，联轴器为标准件，通过查表，取与联I轴器相连的轴段部分为最小轴颈 ，其轴段长度也由联120轴器相应确定，取为 。14lm同中间轴 理，高速轴 上小齿轮与套在中间轴 上的大齿轮III相啮合，由于其直径较小，由强度条件考虑，亦做成齿轮轴。其轴段宽度为 ，小齿轮齿根圆直径为 ，齿顶圆直径为4640.5m。与小齿轮距离较近的轴端，类似中间轴 的设计方法，8mI由于选的轴承为 ，其宽度为 ，内径为 ，该轴段205C12长度设计为 。轴另一端也需套上轴承，其需伸出一段与联3轴器相
31、连。由于中间轴 轴向尺寸确定，箱体内壁宽度也确定了，I则高速轴 上的轴承其工作位置也确定了，为了定位轴承，查表I可得定位轴承所需的最小轴肩径向尺寸为 ，设计轴肩轴肩31m径向尺寸为 ，这样，轴肩仍不超过轴承内圈高度，也便于32m轴承拆卸。该轴段长度为 。为了便于装入轴承设计与轴承75配合的轴段长度为 ，径向尺寸由轴承确定为 。为了留12525有足够的空间装卸联轴器，需使装配后轴承盖上螺钉的最外端面距离伸出轴的轴端有一定的距离，由查联轴器标准件表，可得该尺寸，在本设计中取为 。因此，取轴承配合外面的轴段轴56m向尺寸为 ，径向尺寸为 。6023高速轴 的结构及具体尺寸如图 所示。I5图 高速轴
32、结构尺寸图5I3) 低速轴 的结构设计I由计算得到的传递所需扭矩的最小轴颈 , 取3min1.95d最小直径为 。考虑到低速轴 与链轮相连，由链轮的36dmI设计计算，可知，为了传递低速轴 的转矩，链轮与轴相配合的宽度至少为 ，根据此数据，可设低速轴 上与链轮相inBI配合的轴段的长度取为 。径向尺寸直径为 。由大齿5036m轮宽度为 ，同中间轴 的设计方法，得与大齿轮配合的轴56mI段，轴向尺寸为 ，径向尺寸为 。亦同中间轴 的设442I计方法，轴的一端与轴承配合的轴段轴向尺寸为 ，径向7.5尺寸 。为了使大齿轮定位可靠，则定位轴肩的径向尺寸为40，结合箱体内壁尺寸及轴承工作位置，同中间轴
33、的设计8 I方法可设计得定位轴肩的轴向尺寸为 。轴的另一端与轴62.m承配合的轴段直径为 ，轴向尺寸为 。同高速轴 的设40m0计方法，由低速轴 的伸出端与链轮链接，由链轮的设计计算可I得与链轮配合的轴段径向尺寸为 ，轴向尺寸为 。为35了便于安装轴承及利于轴与链轮的配合，取与轴承配合轴段的外26面的轴段径向尺寸为 ，轴向尺寸为 。38m56m低速轴 的结构及具体尺寸如图 所示。I图 低速轴 结构尺寸图6I(五) 三轴的强度校核计算1. 高速轴 的强度校核I1) 高速轴 的受力分析可将轴的受力分解到水平面和垂直面依次进行分析，取集中力作用于齿宽中点处。则齿向圆周力 1326.18.9450tTFNd齿间径向力 1tan6.tan245.rA根据受力平衡可得水平面内支反力为 11978.6.134328BCAxttAxlFN垂直面内支反力为 1197425.0.381745BCAyrAylFN2) 高速轴 的弯矩图I
