带式输送机传动装置毕业设计

1、交通大学毕业设计（论文）任务书课题620N.m带式输送机传动装置的设计计算专业机械设计及其自动化班级本题目要求完成 620N.m带式输送机传动装置全部零部件的结构设计，利用AutoCAD绘出施工图，利用 Solidworks完成全部零部件的造型设计，对主要受力零件进行受力分析，并完成相关容的论文。620N.m带式输送机传动装置的设技术参数为:带式输送机工作转矩：620N.m运输带工作速度：0.85m/s 卷筒直径：370mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为土 5%指导教师签字系主任签字主管院长签章、电动机的选择1、按工作要

2、求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。2、计算功率Pw=Fv/1000= .=3.1 KwD 360系统的传动效率 i机构V带传动齿轮传动滚动轴承 （一对）联轴器卷筒传动效率0.900.980.980.990.96符号12345所以:=0.92 0.98 0.9823512350.98 0.99 =0.820.98 0.98 0.98其中齿轮为8级精度等级油润滑所以 Pd=PM r = 3.8 kw确定转速生十人-$60 1000v 60 1000 0.9什圈筒工作转速n,=47.77转D3.14 360二级减速器的传动比为7.1 ： 50 （调质）所以电动机的转速

3、围 339.4 : 2390通过比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：电动机额电动机满电动机伸电动机伸出定功率P载转速nm出端直径端安装长度5.5kw1440(r.min -1 38mm 80mm)三、传动比的分配及转动校核n11440总的转动比：i=30.1n447.8选择带轮彳动比i1=3, 一级齿轮传动比i2= 3.7,二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率 Pe作为设计功率,用以计算传动装置中各轴的功率。0轴(电动机)输入功率：P0 Pe=5.5kw1轴（高速轴）输入功率：PP0 1=5.5 0.92=5.06kw2 轴（中间轴）的输

4、入功率：P2 Po 1 2 3 =5.5 0.92 0.98 0.98 >=4.86kw3 轴（低速轴）的输入功率：F3P0 1 22 32=5.5 0.92 0.982 0.983 =4.62kw4轴（滚筒轴）的输入功率：3223P4P0 1 23 4 5=5.5 0.92 0.980.980.99 X0.96=4.484kw8、各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：5 P5 5 53To 95?5 10 = 95?5 10 -5-5-=36.47 10 N mm n0?14401轴（高速轴）的输入转矩：_ 八一5 R5 5.06一3T1 95?5 10 -=95?5 10 =

5、100.67 10 N mmn1-4802轴（中间轴）的输入转矩：T2 95?5 105 艮=95?5 105 4爬 =357.66 103 N mm n2?129.733轴（低速轴）的输入转矩：T3 95?5 105 巳=95?5 105=986.38 1 03 N mmn3-44.734轴（滚筒轴）的输入转矩：T495?5 105 PL = 95.5 105 4.484 =957.35 103 N mm总效率y =0.82Y132S 4电动机P=5.5KWN=1440（r .min -1）n444.73轴编号名称转速 /(r/min)转矩 /(N.mm)功率/KWI电动机转 轴14403.

6、647 X1045.5II高速轴480.一51.0067 X105.06III中间轴129.73一一 一 53.5766 X1054.86IV低速轴44.73.一59.8638 X104.62V卷筒轴44.7359.5735 X1054.484四、三角带的传动设计确定计算功功率PCa1 .由课表8-6查得工作情况系数 K a =1.2 ,故Pca = KA Pe=1.2 5.5 =6.6 kw2 .选取窄V带类型根据Pca no 由课图8-9确定选用SPZ型。3 .确定带轮基准直径由2表8-3和表8-7取主动轮基准直径dd1=80 mm根据2式（8-15 ）,从动轮基准直径dd2。dd2 =

7、i 41=3 80=240 mm根据2表 8-7 取 dd2 =250 mm按2式（8-13 ）验算带的速度dd1 no80 1440.V = -d- = -=6.29 m/s <25 m/s 带的速度合适4,确定窄V带的基准长度和传动中心距根据 0.7 （dd1 + dd2） < a0 <2 （dd1 + dd2）,初步确定中心距 a0 =500 mm根据2式（8-20 ）计算带的基准长度L'd =2a0+ -2=2 500+22(dd2 dd1 )dd + dd2)+4出2(250 80)(250+80) +：L4 500=1532.55mm由2表8-2选带的基准

8、长度 Ld =1600 mm按2式（8-12）计算实际中心距aLd=ao +2L'd1600 1532.55一 =400+=533.73 mm5.演算主动轮上的包角1由2式(8-6 )得1 = 180o+dd2 ddi 57.5o a=180o+250 8057.5O533.73161.7°>120°主动轮上的包角合适6.计算窄V带的卞数ZPCaZ =(POPO)K Kl由n0 =1440 r/min主动轮基准直径dd1 =80 mm从动轮基准 直径dd1=80 mm i =3 查课表 8-5c 和课表 8-5d 得 dd2 =250 mmP0=1.60 kw

9、P0=0.22kw查课表8-8得K =0.95 Kl =0.99,则6.6(1.60 0.22) 0.95=3.8560.99取 Z=4根。7 .计算预紧力Fo2qvPCa 2.5Fo= 500( 1)VE K查课表 8-4 得 q =0.065 Kg/m, 故0.065 6.292 =550.3N6.6/ 2.5 八Fo = 500(1)6.29 40.958 .计算作用在轴上的压轴力Fp1Fp = 2ZFo sinp2161.7o实际中心距a 533.73mm=2 4 550.3 sin 162=4346.38 N9.带轮结构设计略。包角1 = 161.7o五、齿轮传动的设计高速级齿轮传动

10、的设计选择齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为 40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为二14。初选小齿轮齿数为 2。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。、八斗八t、2KT U 1/ZhZe、2设计公式： d1t > 3.（）d U h确定公式中各参数，选Kt=1.6,Z h=2.433, ,=0.765, ,=0.945.12=0.765+0.945=1.710V带的根数Z = 4由表查得齿宽系数d = 1.0。1查表得：材料弹性影响

11、系数Ze=189.8 MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限Hlim1 = 590MPa大齿轮得接触疲劳强度极限：Hlim2 = 560MPa.由计算公式：N=60n jLh算出循环次数：N1 =60>480XI X 2>8X8X300）9=2.76 X109N2 = N1=4.38 X108 i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.94, KHN2 =1.05.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1%。Khn1 H limlSKHN2 H lim2=0.94 X590=554.6Mpa=1.05 >560=588Mpah 2554.6 58

12、82=571.3MPa4、计算小齿轮分度圆直径 d1t,由计算公式得:dit2KT U 1（ZhZe）2d U H3dit1 i.7id1t > 53.87mmd2 d1 i =199.32mm计算小齿轮圆周速度：计算齿宽b及模数m.dn f ,3.14一=1.35m/sv60 100060 1000b=dit d i53.87 mmd1t cos mntZ icos14222.376齿高:h= 2.25mnt =2.25 >2.376=5.346mmb 53.87=10.08h 5.346计算纵向重合度：0.318 dZi tan= 0.318 XI >22 Xan14=1

13、.744计算载荷系数K已知使用系数Ka=1已知V= 1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV =1.05由表查得:Kh的计算公式:KH1.12 0.18(1 0.6d2) d20.23 103b再由表查的:公式：K= 1.12 +0.18 (1 + 0.6)+ 0.23X10 3 53.87= 1.42Kf =1.33, KH KF =1.2KaKvKh Kh=1M.2 M.05 M.42=1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径:d1品K 53.87Kt1.789=55.91mm1.6d1 = 53.87mmd2 =199.32mm计算模数：mn = d1cos5、再按齿根

14、弯曲强度设计: 设计公式：mn3确定计算参数:计算载荷系数:=1.676根据纵向重合度:计算当量齿cos14 ,=2.466mm222KTY cos2 YF YSdZ；KaKvKf Kf=1M.05 M.2 M.33=1.744 ,从表查得螺旋角影响系数Y =0.88Zv2乙3cos223=24.82COS 14Z23COS81-3=86.87cos 14由课表105查取齿形系数YF 1=2.63, YF=2.206查取应力校正系数 YS 1=1.588，Ys 2=1.777再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限:fe1 =500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限模数M= 2.376齿宽B= 53.87

15、FE2 = 380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：KFN1 =0.85, KFN2 =0.9计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数:S=1.35Kfni FE1=0.8L=314.8MpaS 1.35KFN2 FE2 0.9 380FN2 FE2 =253.3MPa1.35计算大，小齿轮的Yf Ys,并加以比较:Yf YS=0.01327314.8Yf Ys=0.0155253.3大齿轮的数值大,选用大齿轮Yf YSF S =0.0155F2KTY cos2 Yf Ysmn设计计算:dZi2105 0.88 cos214 0.0155mn对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由

16、齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数 m =2mm既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d1=53.87mm来计算齿数:d1 cos mcos14=26.1则 Z2iZ1=976、几何尺寸计算:计算中心距：(Zi Z2)m (26 97) 2 a 126.76mm2cos2 cos14将中心距圆整为：127 mm 按圆整后中心距修正螺旋角：(Zi Z2)m(26 97)arc cos arccos 14.42a2 127因 的值改变不大，故参数，Zh等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：,乙m2d1 =53.69mmcoscos14.4,Z2m2d2 二200

17、.3mmcos cos14.4计算齿轮宽度：bdd1=1X53.69=53.69mm取 B2 =54mm,B1=60mm8、高速级齿轮传动的几何尺寸齿数Z1 = 26z2 =97中心距a=127 mm名称计算公式结果/mm法面模数m2面压力角a n20o螺旋角B14.4o分度圆直径d153.69d2200.3齿顶圆直径*da1=d1+2ha m=53.69+2X 1257.69. i* 一 一da2=&+2ha mn=200.3+2>2204.3齿根圆直径*df1=d1 2hf mn=53.69 48.692X1.25 2螺旋角= 14.4nm.i *df2=d2 2hf mn=

18、200.3 2 >2X1.25195.3分度圆直径d1 =53.69rd2 =200.3mm中心距a=m(Z1+Z2)/ (2cos B )127b=53.69mmB1 =60mmB2 =54mm,=2X (2+81)/ (2cos14.4o)b2=b54bi=b2+(5 10)mm603、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径DD=1.6d=1.6 X4572轮毂轴向长LL=(1.2 1.5)d >B54倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚度60o-0=(2.5 4) mn8腹板最大直径DoDo=d(2 2

19、 er o216板孔分布圆直径D2D=0.5(D 0+D)144板孔直径didi=0.25(D。一 D)35腹板厚CC=0.3b218（二）、低速齿轮机构设计1、已知 n3= 129.73r/min2、选择齿轮精度为 7级，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,两者材料硬度差为 40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为 二14。初选小齿轮齿数为 28。那么大齿轮齿数为 81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式：d也.口”d dUh确定公式中各参数，选 Kt=1.6,Z h=2.433,

20、=0.768, ,=0.94512=0.789+0.945=1.713选齿宽系数d = 1.0。1查表得：材料弹性影响系数Ze=189.8 MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限Hlim1 = 590MPa大齿轮得接触疲劳强度极限：Hlim2 = 560MPa.由计算公式：N=60ni jLh算出循环次数:N3 = 60X129.73 MX(2>8>8X300)_ _9=2.99 X109N4 -N-=1X109i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.90, K HN 2 =0.95.1%。计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率X590=531

21、MpaKhN1 H lim1=0.90SKHN2 H lim2S=0.95 >560=532Mpa531 5322=531.5MPa4、计算小齿轮分度圆直径 d3t,由计算公式得:d3t 32KT UU1皆)2q 2 1.6 d3t 3 1 1,713d3t > 87,86mm计算小齿轮圆周速度:v=dn3.14=0.596m/s60 1 00060 1000计算齿宽b及模数m.b=d3td 187.86mmmud1t cosZcos14283.04 mm齿高:h= 2.25mnt =2.25 M.04=6.85mmb 87.86=12.83h 6.85计算纵向重合度:0.318

22、dZ1tan计算载荷系数K已知使用系数Ka=1= 0.318 M >28 Xan14= 2.22已知V= 0.596m/s , 7级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV =1.03由表查得：Kh的计算公式:Kh 1.12 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10 3b= 1.15 +0.18 (1 + 0.6 ) + 0.23 X10 3 87.86=1.428再由课表 103 查的：Kf =1.33, KH KF =1.2公式：K KaKvKh Kh=1M.03 M.428 M.2=1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径:d3d3t3K87.86 Kt1.765=90.7

23、8mm1.6计算模数：mnd3 cosZ328cos14=3.146mmd3t =87.86mmb=87.86mmm=3.04h=6.855、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：mn32KTY cos2 Yf YsdZ：确定计算参数:计算载荷系数:KaKvKf Kf=1M.03 M.2 M.33=1.644根据纵向重合度:= 2.22 ,从课图10 28查得螺旋角影响系数 Y =0.88计算当量齿Zv3乙3cos28-3=31.59cos 14Z281Zv4 3一3=91.38coscos 14再由课表105查取齿形系数Yf 1=2.505, Yf=2.20查取应力校正系数 YS 1 =1.63

24、 , YS 2 =1.781计算大，小齿轮的Yf Ys,并加以比较:2.505 1.63=0.00769531Yf Ys2.2 1.781=0.00737532小齿轮的数值大，选用小齿轮yf YSF S =0.00737F设计计算:mn2KTY cos2 Yf YsdZ；mn105 0.880 cos214 0.00769mnmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数 m =2mm既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳d3 cosZ3m强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d 3 =90.78mm来计算齿数:cos14=44.042取 Z3

25、= 44 3得 Z4iZ3 =1276、几何尺寸计算： 计算中心距:(Z3 Z4)m(44127)177.3mma2cos2cos14将中心距圆整为：177mm 按圆整后中心距修正螺旋角:(Z3 Z4)m(44 127)arc cos arccos 13.72a2因 的值改变不大，故参数，Zh等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：Z3md3 =90.56mmcos cos13.7,Z4md4 二263.44mmcos cos13.7计算齿轮宽度：bdd3=1>90.56=90.56mm取 B2 =90mm,B1=95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸Z3 = 44Z4=127 m中心距 a=

26、177.3mm螺旋角= 13.7分度圆直径d3 =90.56mmd4 =263.44mmB2 =90mm,名称计算公式结果/m面基数m n2面压力角a n20o螺旋角313.7o分度圆直径d390.56d4263.44齿顶圆直径da1=d+2ham=90.56 +2X 1X294.56-* -da2=»+2ha mn=263.44 +2X 1X2267.44齿根圆直径- -. * _ _df1 =d1 2hf m=90.56 2X 1.25 X285.56一一一_* _df2 =d2 2hf m=263.44-2X 1.25 X2258.44中心距a=m(Z1+Z)/2cos 317

27、7Bb2=b90b1=b2+(5 10)mm95六、轴的设计（一）、高速轴的设计1、轴的材料与齿轮1的材料相同为40G调质。2、按切应力估算轴径由表153查得，取Ao=106轴伸出段直径di>A0（p i/n i）1/3=106X （5.06/480） 1/3=23.2mm取 di=32mm3、轴的结构设计1）、划分轴段轴伸段di;过密封圆处轴段 d2；轴颈d3,d7；轴承安装定位轴段 d4,d6；齿轮 轴段。2）、确定各轴段的直径由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取 d2=34mm选择滚动轴承 30207,轴颈 直径 d3=

28、d7=35mm齿轮段尺寸。分度圆直径 d=53.69 d a=57.69df =48.693）、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知 轴长L= 253.5+ L伸出伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出=（1.5 2） d,取L伸出=64mm选取d2轴向长度为20 Ld2 = （20： 30）其余长度根据中间轴各段长度确定40G调质轴承选302074、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=170mm AB=227mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：Fti=2Ti/d i=2M00.67 X 1054=3728.5NFri=FtiXtan

29、如/cos 3 i=3728.5 xtar20o/cos14.4=1401NF“i=Fti xtan 伊=3728.5 Xtani4.4 o=957N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和2 MB=0,得叼Fri M70+Fai X/2227二(i40i X70+957M7)227=1163N同理：2 MA=0 ,得Rbz=F ri >57-F al X 3/2227=(1401 X57-975 >27)227=238N校核：2 z=RzFri+Bz =238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点 B的力矩和2 MB尸0,得Ry=3728.5 >70/227=2792由2

30、 MA=0,得Ry=3728.5 >5/227=936N校核：2 z=FAy+ Rby Ft1=936+2792-3728=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面的弯矩图。Fa1A1 Cr1 RbzB(b)RazC 处弯矩：MCz 左=RAz>57=66291NmmMCz* = Rbz M70=40460NmmMCy=Ry>57=2792 >57=159144Nmm(6)、合成弯矩MU=(M2c+Mcy) 1/2=(66291 2+404602)1/2=77663NmmMC 右=(M2cz 右+M2cY) 1/2=(404602+1591442) 1/2=164207

31、Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=100670Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数a = 8 -叼/ 8呵=55/95=0.58 a T2=0.58 x100670=58389NmmC处：M C左=MC左=159144M ©右=”%右+( a T2) 21/2 =(164 2 0 7 2+1591 442) 1/2=174 2 79Nmm (9)、校核轴径。C剖面:dc= (M c右/0.1 S-1b) 1/3=(174279/0.1 X55)1/3 =31mn< 43mm强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表 6 1 查出键槽尺寸：bXh=14X 9(t=5.5 , r=

32、0.3);由表62查出键长：L=45;Fa1ACrr.B(b) RazL-rilll1lHlllllllHiriiiuit.卜bz(c)A FTCBRtyRty"阑1口 1 1UlinfUniriiiiiir.川iimill.1 IlllllllJlri.（二）、中间轴的设计1、选择轴的材料。因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为 45钢调质。由表15-1查得：硬度 217255HBs 8 0b=95MPa S -1 b=55MPa抗拉强度极限：6 e=640MPa屈服强度极限：8 s=355MPa弯曲疲劳极限：b-1 =275MPa剪切疲劳极限：t -1=155MPa许用

33、弯曲应力：b -1=60MPa2、轴的初步估算根据表153,取A）=11245钢调质d> A0 3 巴=112 3 4.6 =37.46mm n2129.73考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D=dmm=40mm3、轴的结构设计(1)、各轴段直径的确定。初选滚动轴承，代号为 30208 .轴颈直径d1=d5=dmin=40mm.齿轮2处轴头直径d2=45mm齿轮2定位轴角厚度。hmin=(0.07 0.1)d ,取 hmin=5mnm处直径 d2=54mm齿轮 3 的直径：cb=90.54mm,da3=94.54mm,df3 =85.56mm由轴承表 5-11查出轴承的安装尺寸 d

34、4=49mm(2)、各轴段轴向长度的确定。轴承宽度 B=19.75mm，两齿轮端面间的距离4 4=10mm其余的如图选滚动轴承302084、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：3齿轮 2: Ft2=2T2/d 2=2M57.66 X 1O200.3=3571.2NFr2=Ft2 x tan 如/cos 3 2=3571.2 x tar20o/cos14.4=1342NF, 2=Ft2 x tan 供=3571 x tan14.4 o=917N齿轮 3: Ft

35、3=2T3/d 3=2X357.66 X 13/90.56=7899NFr3=Ft3Xtan/cos 3 3=7899 xtan2(°/cos13.7=2959NF “ 3=Ft3 x tan 伊=7899 x tan13.7 o=1926N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和2 MB=0,得Rz=F r2(88+72) + F a2X 4/2 + Fa3Xd/2 - Fr3 X72217=(1342 M60+917M00.15+1926 >45.26-72 >2959)217=833N同理：2 MAZ=0 ,得Bz=F r3(57+88) + F a3X d/2 + Fa

36、2><d/2 Fr2 为7217=(2959 M65+917 M00.15+1926 M5.26-1342 X57)217=2450N校核：2 z=RAz+RFr2 Bz =833+2959-1342-2450=0计算无误同样，由绕支点 B的力矩和2 MB尸0,得Ry=(3571 X160+7899 >72)/217=5449N由 2 MAy=0,得Ry= (3571 >57+7899X145) /217=6021校核：2 z=RAy+ Rby Ft3Ft2=5449+6021-3571-7899=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面的弯矩图。Fa2(b)RbzC

37、处弯矩： 处2左=侬 X57=833 X57=43316NmmMzmRzX57 Fa2d2/2=833 X57 917 M00.15=-48522NmmD 处弯矩：MDz*=Bz >72+Fa3X d/2=2450 X72+1926 M5.26=263609Nmm恤右=所 >72=176400水平面弯矩图。AFt2 BFt3 C(c)Mcy口川iiiiil川MMMdyI Illi I TrTtMC产RAy>57=5449 >57=283348NmmMDy=Rby >72=6021 >72433512Nmm(6)、合成弯矩处：MC 左二(M2cz 左+McY)

38、1/2=(4331 6 2+28 3 3 482)1/2 =28 6 6 40NmmMU =(M2cz右+M2CY)1/2=(48522 2+2833482) 1/2=287473NmmD处：MD左=(M2DZ左+M2D» 1/2=(263609 2+4335122) 1/2=507368NmmMD 右=(M2+MlDY)1/2 =(176400 2+4335122) 1/2=468027Nmm (7)、转矩及转矩图。T2=533660Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数 a = 8 -间/ 8 ob=55/95=0.58a T2=0.58 X533660=309523NmmC处：

39、M C左=MC左=286640M c*M2c右+( a T2) 21/2 =(287473 2+3095232) 1/2=422428NmmD处：M D左=M2d左+( a T2) 21/2 =(507368 2+3095232) 1/2=588346Nmm ，2M duMd右=468027Nmm(9)、校核轴径。C剖面:dc= (M c右/0.1 g-1b) 1/3=(422428/0.1 X 55)1/3 =42.5mm< 45mm强度足够。D剖面:dD= (M d右/0.1 Zb) 1/3=(588346/0.1 X55)1/3 =46.7mmK 85.56mm(齿根圆直径) 强度

40、足够。(10)、轴的细部结构设计由表 6 1 查出键槽尺寸：bXh=14X 9(t=5.5 , r=0.3);由表62查出键长：L-45;一r ri 1 r I I 1 r 1 1M叱.小” flIl常Md加 min开什7Mc茹A Ft2 BFt3cdRb3(c)!MdyMcy,仃口仃仃丁寸-rrTllTnlTrll II 川川 UiittitieJT | | 山 1 aT(e) "" (11)中间轴的精确校核：对照轴的晚矩图和结构图，从强度和应力集中分析I, n,G都是危险段面,Sb =640MPa6s 355MPa。但是由于I, n还受到扭矩作用，再由 II断面的弯矩要

41、大于I处，所以现在就 对II处进行校核。轴的材料为45钢，调质处理，由手册查得:由手册查得："=275MPa j 155MPa即二450MPa10 288MPa2S-1 -宝 2x275 450土(T0.23504502Vl -甲02x 180 288必 -10 0.25甲 0288I剖面的安全系数:抗弯断面系数：WIbt(d t)3.14x 47316 x6(47 6)2抗扭断面系数:弯曲应力幅:弯曲平均应力322d322x 47_ _38470.87mmbt(d t)3.14x 473162d16一 一 ，_ 216x6 (47 6)318658.5mm2x 476aMb左WI3

42、.72x 1058470.8743.92MPa扭转切应力幅:平均切应力:<ma3.5766 x105 10MPa 2x 18658.5ra 10MPa键槽所引起的有效应力集中系数Ks1,Kt1.5再由手册查得，表面状态系数3=0.92,尺寸系数 与=0.80, 3 0.83.£ s 0.92x0.81.36剪切配合零件的综合影响系数( K8 ) D2.52 ,取(KJD2.52进行计算:1.5£ T0.92X0.831.96剪切配合零件的综合影响系数(Kd 0.4 0.6(KS )d 1.91 ,取(Kt )d 1.91进行计算,由齿轮计算循环次数 4.38x108

43、>107 ,所以取寿命系数 Kn 11 x275Si（心）口口巧二3.052.52 X35.74 01x 180 16.67 1.91 x 5 0 25x 5综合安全系数：ScSSSL 3.04 >S 1.5S21 +S21所以具有足够的强度。(三)、低速轴的设计1、轴的材料与齿轮 4的材料相同为45钢调质。2、按切应力计算轴径。由表153查得，取 Ao=112轴伸出段直径di>Ao(p 3/n 3) 1/3=112X 4.62/44.73) 1/3=52.5mm考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径标准尺寸的选用，取di=50mm则轴孔长度 Li=84mm3、轴的结构设计1)、划

44、分轴段di;过密封圆处轴段 d2；轴颈d3,d 8；轴承安装定位轴段d4；轴身d5,d7；轴头 d6O45钢调质2)、确定各轴段直径。取 d2=52mm选择滚动轴承 30211,轴颈直径 d3=d8=55mm,轴承宽22.754、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=67mm CB=141mm AB=208mm(2)、绘轴的受力图。选择滚动轴承30211(3)、计算轴上的作用力：Ft4=2T4/d 4=2>986380/263.44=7488NFr4=Ft4 x tan 如/cos 3 4=7488.5 x tar20°/cos13.7=2805N

45、F“4=Ft4Xtan %=7488>< tan13.7 o=684N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和2 MB=0,得Rz=Fr4 M41+Fa4X4/2208=2335N同理：2 MA=0 ,得R3Z=Fr4>67-Fa4Xd/2208=470N校核：2 z=RzFri+Rz =4708+2335-2805=0计算无误同样，由绕支点 B的力矩和2 MB尸0,得Ry=7488 >141/2208=5076由2 MA=0,得By=7488>7/208=2412N校核：2 z=RAy+ Rby -Ft1=2412+5076-7488=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图

46、垂直平面的弯矩图。Fa1A. CFr1 RbzB(b)RazC 处弯矩： Mz 左=RAz>67=156445NmmMCz* = Rbz M41=340374NmmMCy=Ry >67=340092Nmm(6)、合成弯矩MC 左=(M2CZ*+Mcy) 1/2=(156465 2+3403742) 1/2=374614NmmMC右=(M2cz右+M2CY) 1/2=(340374 2+340072)1/2 =481162Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=986380Nmm (8)、计算当量弯矩应力按正系数 a = 8 -间/ 8 ob=55/95=0.58a T2=0.58 X98

47、6380=572100Nmm一， 'C处：Me左=MC 左=374614M c*M2c右+( & T2)21/2 =(572 1 00 2+37 64 1 42) 1/2=68 4 8 26Nmm(9)、校核轴径。、，一 ,C 剖面：dc= (M C右/0.1=50mrK 62mm 强度足够。(10)、轴的细部结构设计 由表6-1查出键槽尺寸:1/3S-1b)=(684826/0.1 X55)bXh=18M11/3由表62查出键长：L=70;(b) RazFa1ABRbz(c)(d) “illRtyJi 111llhrBRty七、滚动轴承的校核计算(一)中间滚动轴承的校核计算选

48、用的轴承型号为 30208由表916查得Cr=59.8 kN, COr =42.8kNe=0.371、作用在轴承上的负荷。1)、径向负荷A处轴承 Fri =(R2az+Ray) 1/2 =(8332+54492) 1/2=5512NB处轴承 FRn=(R2BZ+R2BY) 1/2=(2450 2+60212)1/2 =6500N2)、轴向负荷3)、轴承受力简图。S1FaS2尸1FrII外部轴向力 FA=Fa3 Fa2=1926 917=1009N从最不利受力情况考虑Fa指向B处轴承，如上图所示。轴承作轴向力 Si = e Fri=0.37 >5512=2039NSu =0.4X20.37 -500=2405N因 Fa+Si =1009+2039=3048 >2405=Sn轴承n被压紧，为紧端，故Fai=Si =2039NFan=FA+Si =3048N2、计算当量功负荷。I 轴承，Fai /Cor=2039/42800=0.04764查课表13-5, e =0.42Fai/Fr i =2039/5512=0.37 V e ,Xi=1丫