二级圆柱齿轮减速器的设计课程设计.docx

设计题目：双级圆柱齿轮减速器设计者：学号：指导老师：学院：机械科学与工程学院班级：目 录一、传动方案选择 2二、电动机选择 3三、总传动计算比及各级的传动比分配 4四、传动装置的运动和动力参数 55、 链传动设计66、 斜齿圆柱传动设计及校核 87、 轴的机构设计及校核 178、 滚动轴承的选择及校核 299、 联轴器的选择及校核 35十、键的选择及校核 3637十二、箱体的结构设计 38十三、设计小结 40十四、参考文献 41设计计算及说明结果-1 -带的最大拉力F=5200 牛；带的工作速度V=0.45 米/秒；传动比允许误差i= 4%;rmin一、传动方案选择机械设计课程设计题目：设计带式运输机装置中的双级圆柱齿 轮减速器设计数据： 带的最大拉力F=5200牛；带的工作速度V=0.45米/秒；滚筒直径D=450毫米；传动比允许误差i= 4%；生产规模：中小批量生产；工作环境：多尘；载荷特性：轻振；工作期限：8年，2班制。为了确定传动方案，根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为nw 60 1000v/( D) 60 1000 0.45/(450)其所19.10若选用转速为1500r/min或1000r/min的电动机，可估算出传动 装置的总传动比为78.53或52.36。根据此传动比及工作机处于多尘 工作环境，拟定以下传动方案，如下图所示。设计计算及说明结果-7 -减速器加链传动的 传动方案该方案尺寸紧凑，而且链传动能适应恶劣环境。选择电动机1、电动机类型选择根据电源及工作机工作条件，选用 Y型三相交流异步电动机。2、电动机功率的选择1）、工作机所需功率5200 0.45 pw Fv/1000 kw 2.34kW10002）、电动机输出功率为PdPd225传动装置的总效率12345式中1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、开始滚子链传动、滚筒的效率。查机械设计课程设计表 2-2 得：1 =0.99, 2=0.97, 3=0.99, 4=0.92。5=0.96,则传动总效率为2251234 5= 0.992 0.972 0.995 0.92 0.96 0.7745p w 2 34_故 P d= 2.34 kw 3.021kw0.7745根据电动机输出功率Pd 3.021kW ,查表选择电动机的额定功率Ped 4kwPw 2.34W0.7745pd 3.021kWPed 4kw3）、电动机转速的选择选择常用的同步转速为1500r/min或1000r/min两种。根据电动机所需功率和同步转速，查表可知，电动机的型号为Y1121M-4和Y132M1-6。两种电动机的数据和总传动比下表所示方案号电动机 型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比1Y1121M-44.01500144078.532Y132M1-64.0100096052.36由上表可知，方案1中虽然电动机转速高、价格低，但总传动 比大。为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方 案2,即电动机型号Y132M1-6。查表知，该电动机的中心高H=132mm,轴外伸轴径为 38mm,轴外伸长度为80mm。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、传动装置总传动比i2、分配各级传动比取链传动的传动比为ivi齿轮设两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为 i1，低速级齿轮传动比为i2 ,则：i1、,百 .1.3 17.45 4.763i2 i / i13.664nm m 52.36nw3 ,则两级减速器的总传动比为52.36 , 17.45电动机型号为Y132M1-6H=132mmD=38mmE=80mmi 52.36i齿轮17.454.7633.6643P2p1 2 3(2.9910.970.99)kw2.872kWP3p2 2 3(2.8720.970.99)kw2.758kWP4p3 3 1(2.7580.990.99)kw2.703kWp1pd 1 (3.021 0.99)kw 2.991kWP12.991T1955019550N m 29.754 N m960P22.872T2955029550一N m 136.083 N mn2201.55P32.758T3955039550N m 478.802 N mn355.01n1 960/minn2 201.55/minn3 55.0r1/minn4 55.0r/minp1 2.991kWp2 2.872kWP3 2.758kWp4 2.703kWT1 29.754N mT2 136.083N mT3 478.802 N mT4 469.25N m四、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速 轴为3轴，则各轴转速分别为：n1 nm 960r/minn1960n2 - r /min 201.55r/mini14.763n2201.55n3 - r / min 55.01r / mini23.664n4 n3 55.01r / min2、各轴输入功率3、各轴转矩P2.703T49550-4- 9550 N m 469.254 N mn455.014、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示:轴号1234转速r/min960201.5555.0155.01功率kW2.9912.8722.7582.703转矩N m29.754136.083478.802469.254五、链传动设计已知： 主动轮的输入功率为P=2.703kW,主动轮转速为 n1 55.01r/min ,传动比i=3 ,从动轮转速为n2 18.34r/min ,载 荷有轻微震动，链传动中心距不小于 500mm中心距可调。(1)选择链轮齿数传动比i= 3小链轮齿数z125大链轮齿数z2 75由机械设计表5-14取小链轮齿数z1 25大链轮齿数z2 3z1 75 120,合适(2)确定计算功率取 Ka 1.3,则 Pc KaP 1.3 2.703kw 3.514kw(3)初定中心距a0,取定链节数Lp pa0= (3050) p,取 a0 =40p2,2a0 4 Z2Z2 Zip故 p p 22%2 30P 25 75P 275 25 2 P( 2)30P链节数为114112.11取Lp=114节(1)确定链节距p查表知，KZ 1.34;Kl 1.04选双排链，Kp 1.7则所需传递的额定功率P0 Pc3.514 kwKzKlKp 1.34 1.04 1.7 J J p1.48kw滚子链型号为16A,链节距25.4mm由图5-15选滚子链型号为16A,链节距p=25.4mm.(2)确定链长和中心距链长 L=中心距Lpp/1000 114 25.4/1000 m 2.90m链长2.9mmlp4 Z22LpZ2Z1225.425 75114 42I 11421002275 252786.84mm中心距a>550mm符合设计要求。中心距的调整量一般应大于 2p,即a 2 p 2 25.4mm 50.8mm则实际中心距'a a a (786.54 50.8)mm 736.04mm(3)静强度校核n14 P 55.01*25*25.4链速 vm/s 0.582m/s6000060000因链速为v<0.6m/s的低速链传动，其失效形式主要是链 条受静力拉断，故应进行静强度校核。1000p 1000*2.703 2工作拉力FN 4644.3N0.582中心距786.84mm实际中心距736.04mm-9 -查表知，单排链的极限拉伸载荷 Q=55600N 静强度安全系数nQS KaF2*556001.3*4644.318 4: 8设计计算及说明结果-15 -故静强度符合要求。(4)选择润滑方式根据链速v=0.582m/s ,链节距p=25.4mm查图知，该链传动 应该选择滴油润滑。设计结果：滚子链型号 16A-2x114GB124.3-83 ,链轮齿数Zi=25,Z2=75,中心距 a =736.04mm六、斜齿圆柱齿轮传动设计(一)高速级齿轮设计1 .使用条件分析传递功率 R 2.991kW主动轮转速ni 960r / min齿数比 u=4.4.763工作条件单向运转，轻震，每天工作16小时转矩P2991T1 9.55*106*9.55*106* N.mm 29754.2N.mmn960属于中速、轻载，重要性和可靠性要求一般的齿轮传动2 .选择齿轮材料及热处理方式(1)选用软齿面齿轮传动(2)小齿轮：钢40Cr,调质处理，硬度为241 286HBS;大齿轮：45号钢、调质处理、硬度为230255HBS：3.计算许用应力(1)确定极限应力Him和F"m齿面硬度：小齿轮按260HBs大齿轮按230HBs根据机械设计图3-16和3-17查得Hlim1 615MPa ,Hlim2 580MPa ; Flim1 254MPa , Flim2 220MPa 。(2)计算应力循环次数N,确定寿命系数Zn，YnN160an1t 60 1 960 (8 300 16)22,12 108N2N122.12*10u 4.7634.64 108查得 ZN1Zn21,YN1Yn21(3)计算许用应力由表 3-4 取 SHmin 1, SFmin 1.4Hlim1ZN1615*1则有HP1 dMPa 615MPaSh min1H lim2 Zn2580*1 .HP22MPa 580MPHP2aaSH min1r qFlim1YSTYN1254*2*1 rFP1MPa 362.86MPaSF min1.4F lim2YstYN2220*2*1FP2 2MPa 314.29MPSFmin1.44,初定齿轮的基本参数选择齿轮类型为余齿圆柱齿轮，8级精度；初选参数为12°4 30z2 z1u 30*4.763142.9,圆整为 143边位系数X1X20Hiim1 615MPaHiim2 580MPaFiim1 254MPaFiim2 220 MPa接触强度计算寿命系数：ZN1Zn2 1弯曲强度计算寿命系数：Yn1 YN21HP1 615MPaHP2 580MPaFP1=362.9MPaFP2=314.3MPaz130z2 143齿宽系数d 0.922KTI u 1齿宽系数d 0.95.初算齿轮的主要尺寸由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。确定系数：因电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，故取 KA 1;齿轮转速不高，取Kv 1.05;因非对称布置，轴的刚度较小，取K1.13, K 1.2;故K=KAKvK K =1*1.05*1.13*1.21.780Zh 2.45;ZE 189.8 .MPa ;取 Z0.8；Z = . cos cos12o =0.989齿轮的分度圆直径模数mn 2mm=37.076mmd1 cos 37.076 cos12o（八八一mn mm 1.209mm模数Z130取标准模数mn 2mm中心距180mm中心距mn2",八 az1 z2o 30 143 mm 176.86mm2cos2cos12圆整后，取a 180mm修改螺旋角螺旋角mn z1 z22 30 143 oarccosarccos16.03132a2*180则分度圆直径d1 -mnz 2-30mm 62.428mm cos cos16.0313d2 2a d1 (2-180 62.428)mm 297.572mm齿宽b dd10,9-62.428 mm 56.19 mm取 b258 mm贝Ubb2 (5 10)(58 6) mm 64 mm6.验算轮齿弯曲强度条件乙3 cos303cos 16.031335.5又查表得Z23 cos143cos313,0313170.3YFa12.5;YFa12.2;Ysa11.65;Ysa21.97取 Y 0.7,Y0.9则弯曲应力F12Kv v w , Y Fa1 TSa1T Y bd1mn2*1.78*29754.264-62.428-2*2.5*1.65*0,7*0.9MPa16.0313°分度圆直径d1 =62.428mmd2 =297.572mm齿宽b2 58mmb1 64mm-17 -=83.86MPa< FP1F2YFa 2YSa2 F1 YFalYSal设计计算及说明结果-27 -83.86*2.2*1.972.5*1.65MPa88.11MPa FP2故弯曲强度满足要求设计结果：中心距a=180mm,模数 m=2mm ,螺旋角0 =16.0313齿数分度圆 直径 /mm/mm齿顶圆 直径 /mm全齿 高 /mm齿根圆直径/mm小齿 轮3062.4286466.5174.557.517大四 轮143297.57258301.9974.5292.997（二）低速级齿轮设计1 .使用条件分析传递功率 P1 2.872kW主动轮转速n1 201.55r/min齿数比u=3.664工作条件单向运转，轻微震动，每天工作16小时转矩：6 P6 2.872T1 9.55*106*9.55*106*N.mm 136083.4N.mmn201.55属于中速、轻载，重要性和可靠性要求一般的齿轮传动2 .选择齿轮材料及热处理方式(1)选用软齿面齿轮传动(2)小齿轮：钢40Cr,调质处理，硬度为241 286HBS ；大齿轮：45号钢，调质处理，硬度为230255HBS;3 .计算许用应力(D确定极限应力Him和FHm齿面硬度：小齿轮按260HBs大齿轮按230HBs根据机械设计图3-16和3-17查得Hlim1 615MPa ,Hlim2 580MPa ; Flim1 254MPa , Flim2 220MPa 。(2)计算应力循环次数N,确定寿命系数Zn，Yn8N1 60an1t 60 1 201.55 (8 300 16) 4.64 10N2N1u4.64*103.6644.64 108查得 Zn1 ZN21,Yn1 Yn21(3)计算许用应力由表 3-4 取 SHmin 1, SFmin 1.4H lim1 Z N1615*1则有HP1MPa615MPaSH min1H lim2 ZN2580*1HP2MPa580MpaSH min1FP1Flim1YSTYN1SF min254*2*1 MPa1.4362.86MPaFP2F lim2 YSTYN 2SFmin220*2*11.4MPaa314.29MP4.初定齿轮的基本参数选择齿轮类型为余齿圆柱齿轮，8级精度;初选参数为12oz, 26z1 26z2 z,u 26*3.66495.264,圆整为 96边位系数Xi X2 0齿宽系数d 0.95.初算齿轮的主要尺寸由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。确定系数：因电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，故取 Ka 1；齿轮转速不高，取Kv 1.05;因非对称布置，轴的刚度较小，Wk1.13, K1.2;故仁（ K =1*1.05*1.13*1.2 1.780Zh 2.45；ZE 189.8 .MPa;取 Z0.8；Z =.cos 、cos12o =0.989齿轮的分度圆直径d 3； ZhZeZ Z 2 2KTi u 1iHPdU62.592 mm模数d1 cos62.592 cos12omn1mm 2.355mmZ126取标准模数mn 3z2 960.9mn 3中心距mna 2cosZiZ23“ Mo 26 96 mm 187.088mm 2cos12中心距190mm圆整后，取190 mm修改螺旋角ard Z 42a3 26 96 oarccos 15.60、2*19015.601°则分度圆直径d1mnZicos3*26 mm 80.984mm cos15.601分度圆直径:齿宽d22a d1(2*180 62.428)mm 299.016mmd1 80.984mmdd10.9*80.984mm 72.89 mmd2取b2则b174 mm299.016mmb2 (5 10)(74 6) mm 80 mm6.验算轮齿弯曲强度条件当量齿数Zv126又查表得Zv2取 Y 0.7,Y3 cosZ23 cos3cos 15.60130.03一396110.87cos 15.601YFa12.55;YFa12.2;YSa11.63;YSa21.80.9则弯曲应力F12KT1bd1mnYFalYsalY Y2*1.78*136083.468*80.984*3*2.55*1.63*0.7*0.9 MPa =92.1MPa<FP1F2F1YFa 2YSa2YFa1YSa12 2*1892.1*MPa2.55*1.6387.6MPa fp2故弯曲强度满足要求设计结果：中心距a=190mm,模数m=3mm ,螺旋角0T5.6010齿数分度圆 直径/mm/mm齿顶圆 直径/mm全齿 高/mm齿根圆直径/mm小齿 轮2680.9848086.9846.7573.484大四 轮96299.01674305.0166.75291.516七、轴的结构设计及校核（一）高速轴的设计及校核1）选择轴的材料选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表轴的材料为45/曰号钢得 ：b 650MPa, s 360MPa, 1 300MPa,i 155MPa;查表得 -i b =60MPa2） 初步计算轴径P2.991选 c=110, dm. c3110 316.1mm n y 960轴的直径应大于 20mm考虑到轴端装联轴器需要开键槽，将其轴径增加4% : 5%,故取轴的直径应大于20mm.3） 轴的结构设计按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮、联轴器及滚 动轴承。选用弹性柱销 联轴器YA38 82 HL3JA30 607209C角接触 球轴承，其尺寸d D B为 45*85*19由于齿轮满足x 2.5m故可以做成齿轮轴；轴端联轴器选用弹性柱销联轴器YA38 82_HL3GB5014 85;JA30 60根据轴的受力选用7209C角接触球轴承，其尺寸d D B为45 85 19。根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案， 参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示 的轴结构。该结构形式，右端滚动轴承、端盖及联轴器分别从轴的右 端装入，挡油盘及左端滚动轴承从轴的左端装入。4)按弯扭合成校核规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互 抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小 齿轮为左旋，大齿轮为右旋。2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。(1)画受力简图如图所示38316N.Fr.fTiMh rrnrnTWirnwrTTr rT 4I 口WEWIIUIII 门I 山 1川1川11”117771ITnrrrnTmTrZ管丸Ne Mu厂 11 H H I I H I H 11II1111i i i i i i i i i 1 口 111II11 H I LI(2)轴上受力分析轴传递的转矩:TI 9.5510n I62.991(9.5510 6) N m9602.975410 4 N mm29.754 N m齿轮上的圆周力：Ft2TI-2* 29754. n 954 nd162.428F F tanr tcos齿轮上的轴向力：an齿轮上的径向力：tan 20 954*N 362 Ncos16.313Fa Ft tan 954*tan16.313 N 280N(3)计算作用轴上的支反力 水平面内支反力：lc145 5RHA Ft 2 =954*N=687Nl1 l256.5 145.5l156.5Rhb Ft -1 - =954* N=267N1i l256.5 145.5垂直面内支反力:1Rva . (Fr*l2 Fa*d1/2)l1 l2156.5 145.5(362*145.5280*62.428 /2)N261N(5)(6)(4)(F1i Fa*d2)256.5 145.558N(362*56.280*62.428 /2)N计算轴的弯矩，并画弯转矩图按M ,. Mh2 M；进行弯矩合成，并画转矩图。计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取0.6,则T 0.6*29754 N.mm 17853N.mm按Mca ,M 2 ( T)2计算,并画当量弯矩图。校核轴的强度取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。由图可知，该处的当量弯矩为Wca48753N.mm抗弯截面系数:所以,ca小于按安全系数校核0.1d3McaW0.1*57.5173mm3 19cm348.753MPa 2.57MPa19-i b =60MPa ,故安全。(1)(2)a.判断危险截面此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。疲劳强度校核危险截面上的应力：弯曲应力幅：M.23.4832 38.8162a - MPa 2.4MPaW19扭转应力幅:T 29.754a MPa 1.7MPa2WT2*9.5设计计算及说明结果-31 -弯曲平均应力：m 0扭转平均应力：m a 1.7MPab.材料的疲劳极限：根据b 650MPa, s 360MPa ,查表得 a 0.2,0.1c.应力集中系数：查表得ka 2,k2d.表面状态系数及尺寸系数：查表得0.94,0.81,0.76e.分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：_1_S 148.5kamS 163kamS SSca 238.4 s 1.4.S 2 s2故安全。（二）高速轴的设计及校核轴的材料为45 号钢，经调质处 理1）选择轴的材料选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表得 ：b 650MPa, s 360MPa, 1 300MPa,1 155MPa;查表得 -1 b=60MPa2）初步计算轴径dmin35.6mm选 c=110, dm. c3/P 110 3 2.87235.6mm5 201.553)轴的结构设计按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮及滚动轴承。由于低速级小齿轮满足x 2.5m一故可以做成齿轮轴;根据轴的受力选用7210c角接触球轴承，其尺寸d D B为50 90 20。选用7210c角 接触球轴承，其 尺寸d D B为 50*90*20根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案, 参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示 的轴结构。该结构形式，低速级大齿轮、套筒及左端轴承分别从轴的 坐端装入，右端滚动轴承从轴的右端装入。-55 -高速级小齿轮 为右旋，大齿轮 为左旋；低速级 小齿轮为左旋， 大齿轮为右旋4)按弯扭合成校核规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互 抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小 齿轮为左旋，大齿轮为右旋。2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。(1)画受力简图如图所示7Sl24NmTTTTTirrrn(2)轴上受力分析a.高速轴大齿轮处轴上受力分析轴传递的转矩：T 136.083N.m 136083N.mm一对相啮合的齿轮，主动轮与从动轮上的各力均对应等 值、反向。所以有，齿轮上的圆周力：Ft1 954 N齿轮上的径向力：Fr1 362 N齿轮上的轴向力：Fa1 280Nb.低速轴小齿轮处轴上受力分析T 136083 N mm136.083 N m齿轮上的圆周力：Ft2 2TI2*di齿轮上的径向力：136083 N 3361 N80.984F F tan anFr2Ftcos3361*tan 20 N 1271Ncos15.601齿轮上的轴向力:Fa2Ft tan 3361*tan15.601 N 939N(3)计算作用轴上的支反力水平面内支反力：1RHA '(l2 l3)Ft1 +l3Ft2l1 l2 l3I 一、一 一=(81 65)*954+65*3361N57 81 65=1763N1RHBl1Ft1+(l2l1)Ft2II l2l357 81 65=2553N垂直面内支反力：57*954+(57 81)*3361N1RvA(Fr1*(l2 I3) Fa1*d"2 % * I3Fa2 * d? / 2)l1 l2 l3157 81 65(362*(8165) 280*297.572/2 1271*65939*80.984/2)N246NB l1 l2 157 81 65(Fr1*l13(362*57Fa1*d"2 Fr2*(l1 I2)Fa2*d2/2)280*297.572 /2 1271*(57 81)939*80.984/2)N1152N(8)计算轴的弯矩，并画弯转矩图按M 42 M；进行弯矩合成,并画转矩图(9)计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取 0.6,则T 0.6*136083N.mm 81650N.mm按Mca M2 ( T)2计算,并画当量弯矩图。(10)校核轴的强度取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。 由图可知，该处的当量弯矩为Wca 199621N.mm抗弯截面系数:0.1d30.1*67.4843mm3 30.7cm3所以,ca小于Mca ca199.62130.7MPa6.6MPa-1 b =60MPa ,故安全。(5)按安全系数校核(3)判断危险截面此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。(4)疲劳强度校核a.危险截面上的应力：弯曲应力幅：M . 75.1262 165.9452a MPa 6 MPaW30.7扭转应力幅：T 136.083MPa 1.2MPa2Wt2*61.4弯曲平均应力：m 0扭转平均应力：m a 1.2MPab.材料的疲劳极限:根据 b 650MPa, s 360MPa ,查表得a 0.2,0.1c.应力集中系数：查表得ka 2,k2d.表面状态系数及尺寸系数：查表得0.94,0.81,0.76e.分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数:18.286S,ca17.8 s 1.4故安全。（三）低速轴的设计及校核1）选择轴的材料选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表得 ：b 650MPa, s 360MPa, 1 300MPa,1 155MPa;查表得 -1 b =60MPa2) 初步计算轴径选 c=110, dmin c3 P 110 3 2.785 40.6mm轴的材料为45 号钢，经调质处 理dmin 45mm考虑到轴端装联轴器需要开键槽，将其轴径增加 4% : 5%,故取轴的直径应大于45mm.3）轴的结构设计按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮、联轴器及滚 动轴承。轴端联轴器选用弹性柱销联轴器YA40 112 HL3GB5014 85,JA40 84弹性柱销联轴 器HL3YA40 112JA40 847210C角接触 球轴承，其尺寸d D B为 50* n ' 55.01根据轴的受力选用7210c角接触球轴承，其尺寸90*20d D B为50 90 20。根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案, 参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示 的轴结构。该结构形式，右端滚动轴承、端盖及联轴器分别从轴的右 端装入，套筒、左端滚动轴承及端盖从轴的左端装入。4)按弯扭合成校核规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互 抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小 齿轮为左旋，大齿轮为右旋。2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。(1)画受力简图如图所示(2)轴上受力分析轴传递的转矩：T I 478702 N .mm一对相啮合的齿轮，主动轮与从动轮上的各力均对应等值、 反向。所以有，齿轮上的圆周力：Ft 3361 N齿轮上的径向力：Fr 1271 N齿轮上的轴向力：Fa 939 N(3)计算作用轴上的支反力水平面内支反力：lc138RHA Ft 2 =3361*N=2285Nl1 l2138 65l165Rhb Ft1 =3361*N=1076N1i l265 138垂直面内支反力：RvA . (Fr*l2 Fa*dl/2)l1 l21 (1271*138 65 138171N939*299.016 /2)N1Rvb (Fl1 Fa*d1/2)l1 l21(1271*65 939*299.016 /2)N65 1381101N(4)计算轴的弯矩，并画弯转矩图按M JMh2 M；进行弯矩合成,并画转矩图(5)计算并画当量