带式输送机传动装置(设计)

1、兰州交通大学毕业设计（论文）任务书课题620N.m带式输送机传动装置的设计计算姓名冯攀专业机械设计及其自动化班级 机设092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，对主要受设计 任 务力零件进行受力分析，并完成相关内容的论文。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 产，单班制工作，运输带速度允许误差为土 5%10年，小批量生设计要求指导教师签字

2、系主任签字主管院长签章电动机的选择1、按工作要求和条件, 型。2、计算功率Pw=Fv/1000=选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压380V,Y2VT 0.9二=3.1 KwD360系统的传动效率 =1 S -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n1叫所以:23"123:5=0.92 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.99= 0.82其中齿轮为8级精度等级油润滑所以 Pd=Pw/n = 3.8 kw确定转速=47.77 转60 1000v 60 1000 0.9圏筒工作转速 nw =兀 D

3、3.14汉360二级减速器的传动比为 7.150 （调质） 所以电动机的转速范围 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rm出端直径端安装长度5.5kw1440(r.mir-1)38mm80mm三、传动比的分配及转动校核m 1440总的转动比:i= 一 =30.1rH47.8选择带轮传动比i1=3，一级齿轮传动比i2= 3.7,二级齿轮传动比i3=2.9总效率n =0.82Y132S 4电动机P=5.5KWN=1440（r.min-1）7、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

4、,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：P =P0 1=5.5 0.92=5.06kw2 轴（中间轴）的输入功率：F2 -F0 1 23 =5.5 0.92 0.980.98 X =4.86kw 3 轴（低速轴）的输入功率：RrP。i 22 32=5.5 0.92 0.982 0.98=4.62kw4轴（滚筒轴）的输入功率：3223P4 = R 1 2345=5.50.920.980.980.99 X0.96=4.484kw&各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：5 P05 5.53T0 =95 100 =95 5

5、 10 =36.4710 N mmn014401轴（高速轴）的输入转矩：5 P5 5.063T 95 5 105 1 =95 5 105=100.67 103 N mm 山4802轴（中间轴）的输入转矩：5 P25 4.863T2 =9510 = 95 5 x 10 =357.66 沁 10 N mmn2129.733轴（低速轴）的输入转矩：5 P5 4 623T3=955 105 3 = 95 5 1 05=986.38 1 03 N mmn344.734轴（滚筒轴）的输入转矩：P4 484T4 二 95 5 105 4 =95.5 105 =957.35 103 N mmn444.73轴编

6、号名称转速 /（r/mi n）转矩 /（N.mm）功率/KWI电动机转 轴144043.647X 105.5II高速轴48051.0067 X 105.06III中间轴129.733.5766 X 1054.86IV低速轴44.739.8638 X 1054.62V卷筒轴44.739.5735 X 1054.484四、三角带的传动设计确定计算功功率FCa1.由课表8-6查得工作情况系数K A =1.2，故Pea = KA Pe=1.2 5.5 =6.6 kw2. 选取窄V带类型根据Pea n。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ddi =8

7、0 mm根据2式（8-15 ）,从动轮基准直径dd2 。dd2 = i Cb1=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、，兀 dd1 n。兀汉800440 ccc / cu /V =6.29 m/s <25 m/s600060F004.确定窄V带的基准长度和传动中心距: dd1 no带的速度合适根据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2 兀(dd2 -dd1)L'd = 2 ao+ c ( dd1 +

8、 dd2)+24ao=2 500+ (250+80) + (25080)24 500=1532.55mm由2表8-2选带的基准长度 Ld =1600 mm按2式(8-12 )计算实际中心距 aLd L'd1600 1532.55巾a = ao +=400+=533.73 mm25.演算主动轮上的包角宀由2式(8-6 )得t dd2 dd11 = 180 + 57.5a=180 + 250 一80 x 57 5533.73161.7 >120主动轮上的包角合适6 计算窄V带的根数ZpCaZ =(R +AR)KoKl由n0=1440 r/min dd1=80 mm i =3 查课表

9、8-5c 和课表 8-5d 得P0=1.60 kwP0=0.22kw主动轮基准直径dd1 =80 mm从动轮基准 直径dd2 = 250 mm查课表8-8得K,=°.95Kl =0.99，则6.6Z =3.856(1.60 0.22) 0.95 0.99取 Z =4根。7 计算预紧力F0Ra 2.52F° = 500(1) qvVE Ka 查课表 8-4 得 q =0.065 Kg/m, 故(-1) 0.065 6.292 =550.3N0.95F0 = 500 6.29=&计算作用在轴上的压轴力Fp1Fp = 2ZF0 sin P 2=2 4 550.3 sin1

10、61"2=4346.38 N9.带轮结构设计略。实际中心距a 533.73mm五、齿轮传动的设计高速级齿轮传动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，螺旋角初选为一：=14°初选小齿轮齿数为 2。那么大齿轮齿数为81 o3、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:J2KT U +1(ZhZe)23 d u ( l-.h r确定公式中各参数，选Kt=1.6,Z h=2.433, ,=0.765, ,；-,=0

11、.945.=0.765+0.945=1.710由表查得齿宽系数 Gd = 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dH lim1 = 590MPa大齿轮得接触疲劳强度极限：、；H |im2 = 560MPa.由计算公式：N=60ni jLh算出循环次数：N1 = 60x 480x 1 x( 2 x 8X 8X 300)9=2.76 x 109N2= Nl =4.38 x 108 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 %。"KHN

12、1 "H limll- H 1=0.94 x 590=554.6MpaS§H ! = KHN2§Hlim2 =1.05 x 560=588MpaS、-h 1 ' '-h L 554.6588H 亠=571.3MPa2 2包角：r = 161.7V带的根数Z = 44、计算小齿轮分度圆直径 d1t,由计算公式得:d1t 丄32KT U +1( Zh Ze)2 u ( i/.H rd1t -32"6汀。注汉?竺空3.7 I 57L3)1 1.71d1t > 53.87mmd2 = d1 i =199.32mm计算小齿轮圆周速度:二dnv

13、 =60 1000314： =1.35m/s60 1000计算齿宽b及模数m.b=d1t ：'；,:d =1 匸； -53.87mmd1t cosE 5,8衣 cos14 小gt = 2.376Z厶i22齿高:h= 2.25mnt =2.25 x 2.376=5.346mmb 53.87=10.08h 5.346计算纵向重合度：匚=0.318：%乙tan 一：=0.318 x 1x 22 x tan14=1.744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:=1.120.18(106：d2)：d2

14、0.23 10“b=1.12 + 0.18 (1 + 0.6 ) + 0.23 x 10 x 53.87=1.42再由表查的：=1.33, Kh_ = Kf：. =1.2公式：K 二 KaKvKh：Kh ：=1 X 1.2 X 1.05 X 1.42 =1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径:4 = d1t 3= 53.871.789=55.91mm1.6计算模数：mn = d1cos W cos14 =2.466mm22d1 = 53.87mmd2 =199.32mm确定计算参数: 计算载荷系数:模数M= 2.376齿宽B= 53.875、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：mn2K

15、TYpcos2 B 丫尸治 d Z1 %§F 】K 二 KaKvKf”=1X 1. 05 X 1.2 X 1.33=1.676根据纵向重合度：1.744，从表查得螺旋角影响系数丫-：=0.88计算当量齿数223=24.82COS 14Zv2二乙COS3 :81一3=86.87COS 14由课表10 5查取齿形系数 Yf v=2.63, Yf ? =2.206查取应力校正系数 Y. =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：；fe2 = 380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：KFN1 =0.85, KfN

16、2 =0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：=Kfnfe1 =0.85%500 =314.8Mpa1 S1.35|_. ©Nr2 =0.9 380 =253.3MPa2 S1.35S=1.35计算大，小齿轮的 丫F：Y»，并加以比较:详丫F"KT=0.01327314.8Yf :趕=0.0155L-f 2253.3Y Y大齿轮的数值大，选用大齿轮V =0-0155I5f】设计计算:mn -32KTYpcos2 B Yf冷d Z1 %】522"加昨 心。88® 14 90155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

17、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:d1cocos14 =26.1取 Zi = 26则 Z2 =iZ1=976、几何尺寸计算： 计算中心距:(Z1 - Z2)m (2697) 2i“ 2cos126.76mm2 cos14将中心距圆整为：127 mm按圆整后中心距修正螺旋角：B（乙-=arc cos2aZ2)m=arccos(2697)二14.42勺27因：的值改变不大，故参数：,帘,Zh等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：乙m2小“d“ _1 _ -=53.69mmcosE

18、cos14.4Zm07x 2d? = =200.3mmcosB cos14.4计算齿轮宽度：=Cldd1=1 x 53.69=53.69mm取 B? =54mm,B1 =60mm8高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角a n20o螺旋角B14.4o分度圆直径d153.69齿数d2200.3乙=26齿顶圆直径da1=d1+2ha mn=53.69+2xi57.69z2 = 97x 2da2=d2+2ha mn=200.3+2X 2204.3齿根圆直径df1=d1 2hf mn=53.6948.692X 1.25 X2df2=d2 2hf mn=200.3195.3中

19、心距2X 2X 1.25a=127 mm中心距a=mn(Z1+Z2)/ (2cosB )127=2X (2 2+81)/ (2cos14.4°)螺旋角齿宽b2=b54P = 14.4°b1=b2+(5 10)mm60分度圆直径3、齿轮的结构设计d1 =53.69mm小齿轮由于直径较小，米用齿轮轴结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径DiD1=1.6d=1.6X 4572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（T 0(T 0=(2.5 4) mn8腹板最大直径D0D0=df2 2(T 0216板孔分布圆直径D2D2=

20、0.5(D°+D1)144板孔直径d1d1=0.25(D° D1)35腹板厚CC=0.3b218大齿轮采用腹板式结构。d2 =200.3mm齿宽b=53.69mmB1 =60mmB2 =54mm,（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1 =1481。初选小齿轮齿数为 28。那么大齿轮齿数为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。2K

21、T U 1(ZhZe)2设计公式：d3t飞认u '瓦确定公式中各参数，选Kt=1.6,Z h=2.433,=0.768, ,、=0.945=0.789+0.945=1.713选齿宽系数% = 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讪lim1 = 590MPa大齿轮得接触疲劳强度极限:iH lim 2 = 560MPa.由计算公式：N=60nj jLh算出循环次数:N3 = 60X 129.73 X 1 X( 2X 8X 8X 300)=2.99 X 109n4 二 N3=1X 109i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数K

22、hn 1 =0.90, K hn 2 =0.95.S=1,失效概率1 %。计算接触疲劳许用应力，取安全系数X 590=531Mpa1 二 Khn1、屮讪=0.901 S和=KHN2*lim2 =0.95 x 560=532Mpa SLjHiHL531®2=531.5MPa4、计算小齿轮分度圆直径 d3t,由计算公式得:d3t - 3(ZhZe)2灯.6457 亦技r2.433P<LS9,8 :1x1.713Z91531,5Jd3t -3d3t > 87.86mm二dn计算小齿轮圆周速度：v=6010003.14门=0.596m/s60 1000计算齿宽b及模数m.b=d3

23、t/d =1 ：-87.86mmntd1t cos :Z _込 cos1428=3.04 mm齿高:h= 2.25mnt =2.25 x 3.04=6.85mmb 87.86=12.83h 6.85计算纵向重合度：r；. =0.318：% Z1 ta n 1=0.318 x 1x 28 x tan14=2.22计算载荷系数K 已知使用系数KA=1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：Khe=1.12 0.18(1 06：d2)：d2 0.23 10b=1.15 + 0.18 (1 + 0.6 ) + 0.23 x 10 x

24、 87.86 =1.428再由课表 10 3 查的：Kf 1 =1.33, KH = Kf - =1.2公式：K =KaKvKh：.Kh ：=1 x 1.03 x 1.428 x 1.2=1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径：IK(1.765d3=d3t3.87.86 3?=90.78mm计算模数:d3 cosPmn =cos14=3.146mmZ3285、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：mn _32KTY -cos2 ' Yf-Y,"dZ：； 一. L：f1确定计算参数: 计算载荷系数:K 二 KaKvKf”=1X 1.03 x 1.2 x 1.33=1.644

25、根据纵向重合度：； = 2.22，从课图10 28查得螺旋角影响系数 丫-：=0.88Tz rP量Zv-jZh=28r3 =31.59cos P cos 14d3t =87.86mmb=87.86mmm=3.04h=6.85v4=Z2cos3 :81cos314 =91.38再由课表10 5查取齿形系数 Yf m =2.505, Yf-, =2.20查取应力校正系数 Ys -1=1.63 , Ys-2 =1.781y y计算大，小齿轮的F ，并加以比较：-F ,丫F :冷._ 2.5°5_1.63=0.00769L-f 1531丫洱：=2.2 1.781=0.00737Lf 2532

26、小齿轮的数值大，选用小齿轮YJs=0.00737设计计算:mn -32KTYpcos2 B 丫尸锐:：JdZ12 L-f 1105 0.880 cos214 0.00769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:ZdsCOS'COS14=44.04取 Z3 = 44得乙=iZ3 = 127 6、几何尺寸计算：计算中心距:2 cos14”（Z3 Z4）m=（44 127）77.3mm 2cos P将中心距圆整为：1

27、77mm按圆整后中心距修正螺旋角：r arccos(Z3+ Z4)m(44 +127)7arc cosarccos13.72a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:d344x 2巧=90.56mmcos ：cos13.7128x 2d4=Z4m =_=263.44mmcos ：cos13.7计算齿轮宽度:b :：Jdd3=1 x 9°.56=9°.56mm取 B2 =90mm,B1 =95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/m面基数mn2面压力角a n20。螺旋角13.70分度圆直径ds90.56d4263.44齿顶圆直径da1=d1

28、+2ha* mn=90.56+2X 1 X294.56da2=d?+2ha mn=263.44+2x 1 x 2267.44z齿根圆直径df1=d1 2hf mn=90.56 2x 1.25X 285.56df2=d2 2hf mn=263.44 2 x 1.25x 2258.44z中心距a=mn(Z 1+Z2)/2cosB177齿宽b2=b90中b1=b2+(5 10)mm95a=心距：177.3mm3 = 444=127螺旋角' =13.7六、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2、按切应力估算轴径由表153查得，取 Ao=106轴伸出段直径1/3d1>

29、; Ao（pn1）=106 X（ 5.06/480） 取 d1=32mm3、轴的结构设计1）、划分轴段轴伸段d1；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， 径应尽可能从较小值增加，因此，取颈直径 d3=d7=35mm。齿轮段尺寸。分度圆直径d=53.693）、定各轴段的轴向长度。40C调质。1/3=23.2mmda=57.69分度圆直径d3 =90.56mmd4 =263.44mmB2 =90mm,考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直d2=34mm，选择滚动轴承30207,轴B1 =95mmdf=48

30、.69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 =( 2030)其余长度根据中间轴各段长度确定4、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=170mmAB=227mm(2) 、绘轴的受力图。40C调质轴承选30207(3)、计算轴上的作用力:A(Fr1(b) Ra；FRbzFti=2Ti/di=2 X 100.67 X 10/54=3728.5NFr1=Ft1x tan a n/cos 3 1=3728.5 X tan 20°/co

31、s14.4=1401N Fa 1=Ft1 X tan 3 1=3728.5 X tan 14.4 o=957N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和工mbz=0 ,得RAz=Fr1 X 170+Fa1Xd1/2 “227=(1401 X 70+957 X 27) 227=1163N同理：工MAZ =0，得RBz=Fr1X 57-Fa1Xd3/2 -227=(1401 X 57-975 X 27) "227=238N校核：工 z=Raz F1+Rbz =238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点 B的力矩和工MBy=0，得Ray=3728.5 X 170/227=2792由工MA

32、y =0，得Rby=3728.5 X 5/227=936N校核：工 z=Ray+ Rby Fti=936+2792-3728=0 计算无误(5) 、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。Fa1C 处弯矩：M cz 左=Raz X 57=66291NmmMcz 右=RbzX 170=40460NmmMcy=Ray X 57=2792 X 57=159144Nmm(6) 、合成弯矩2 2 1/2 2 2 1/2Me左=(M cz左+M cy) =(66291 +40460 )=77663Nmm1/ 222 1/Me右=(M cz右+M cy) =(40460 +159144 ) =164207Nmm

33、(7) 、转矩及转矩图。T 2=100670 Nmm(8) 、计算当量弯矩应力按正系数 a = S -词/ S ob=55/95=0.58a T2=0.58X 100670=58389NmmC处：M e左=皿左=159144' 2 2 1/2 2 2 1/2M e右=M e右+( a T2) =(164207 +159144 ) =174279Nmm(9) 、校核轴径。'1/31/3C 剖面：de= (M e右/0.1 S -1b) =(174279/0.1 X 55) =31mmr 43mm强度足够。(10) 、轴的细部结构设计由表 61 查出键槽尺寸：bX h=14 X 9

34、(t=5.5 , r=0.3);由表62查出键长：L=45 ;Fa1AeFrlB(b) Razf 1.-.'rrlllllllllllllllllllll *bzIACB(c)RtyRty.llllllllll 11 lllllllliriii 叽(d).iiiiiiill)f 1 llllllllllllr.,.（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 S 0b=95MPa S -1b=55MPa抗拉强度极限：S b =640MPa屈服强度极限：S s=355MPa弯曲疲劳极限：b.

35、i =275MPa剪切疲劳极限：t -i=155MPa许用弯曲应力：b-i=60MPa2、轴的初步估算根据表15 3，取Ao=112A p7J 4.86d > 氏 3 " =112=37.46mm血 129.73考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D1=d min =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=5mm 该处直径 d2=54mm 齿轮 3 的直径：d3=90.54mm,da3=94.

36、54mm,d f3=85.56mm由轴承表 5 11查出轴承的安装尺寸 d4=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=10mm其余的如图4、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。45钢调质AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm(2)、绘轴的受力图。选滚动轴承30208(3) 、计算轴上的作用力：3齿轮 2: Ft2=2T2/d2=2 X 357.66 X 10/200.3=3571.2N Fr2=Ft2x tan a n/cos 3 2=3571.2 X tan 20°/cos14.4

37、=1342NFa 2=Ft2 X tan 3 2=3571 X tan 14.4 o=917N齿轮 3: Ft3=2T3/d3=2 X 357.66 X 10/90.56=7899N Fr3=Ft3 X tan n/cos 3 3=7899X tan20 o/cos13.7=2959NFa 3=Ft3X tan 3 3=7899 X tan 13.7 o=1926N(4) 、计算支反力绕支点B的力矩和工mbz=0 ,得RAz=Fr2(88+72)+Fa2Xd 2/2+Fa3Xd3/2 - Fr3 X 72 "217=(1342 X 160+917 X 100.15+1926 X 45

38、.26-72 X 2959) - 217 =833N冋理：工MAZ =0，得RBZ=Fr3(57+88)+Fa3Xd3/2+Fa2 Xd?/2 - Fr2 X 57 "217=(2959 X 165+917 X 100.15+1926 X 45.26-1342 X 57)亠 217 =2450N校核：工 Z=RAZ+Fr3- Fr2 - Rbz =833+2959-1342-2450=0 计算无误同样，由绕支点 B的力矩和工MBy=0，得Ray=(3571 X 160+7899 X 72)/217=5449N由艺MAy =0，得Rby= (3571 X 57+7899 X 145)

39、/217=6021校核：工 z=Ray+ Rby - Ft3 - Ft2=5449+6021-3571-7899=0计算无误(5) 、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。C处弯矩:D处弯矩:Ft3CIIIHiAFa2BFr2CDRbzzFr3pFa3RaMcz 左=Raz X 57=833 X 57=43316NmmM cz 右=Raz X 57 Fa2d2=833 X 57- 917 X 100.15=-48522NmmM DZ 左=只 BZ X 72 + Fa3 Xd 3/2=2450 X 72+1926 X 45.26=263609NmmM dz 右=Rbz X 72=176400水平面弯

40、矩图。(c)Ft2McyMdy一5丁11 I II I I川丨川丨川丨丨Mcy=Ray X 57=5449 X 57=283348NmmMDY=RByX 72=6021 X 72433512Nmm(6)、合成弯矩-Z7 TTTzTTz 1/222 1/2处：Me左=(M cz左+M cy) =(43316 +283348 ) =286640Nmm22 1/222 1/2Me右=(M cz右+M cy) =(48522 +283348 ) =287473Nmm D处：2 2 1/2 2 2 1/2Md 左=(M dz 左+M dy)=(263609 +433512 ) =507368Nmm2 2

41、 1/2 2 2 1/2Md 右=(M +M dy) =(176400 +433512 )=468027Nmm(7) 、转矩及转矩图。T 2=533660 Nmm(8) 、计算当量弯矩应力按正系数 a = S -讪/ S 0b=55/95=0.58a T2=0.58X 533660=309523NmmC处：M e左=皿左=286640' 2 2 1/2 2 2 1/2M e右=M e右+( a T2) =(287473 +309523 )=422428NmmD处：M ' d*=M2d左+( a T2)2 1/2=(507368 2+3095232)1/2 =588346Nmm

42、M d右=Md右=468027Nmm(9)、校核轴径。'1/31/3C 剖面：de= (M e右/0.1 S -1b)=(422428/0.1 X 55)=42.5mm< 45mm强度足够。'1/31/3D 剖面：dD= (M d右/0.1 S -1b)=(588346/0.1 X 55)=46.7mm < 85.56mm(齿根圆直径)强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表 61 查出键槽尺寸：bX h=14 X 9(t=5.5 , r=0.3);由表62查出键长：L=45 ;rrrriTninlMcz左 ., nllUllv.r，TI 1 ii Md左Mdz右m

43、inITTthMcz右AFt21一BFt3CDMcyiiimnMdyj IIIllTlim.(C)Rb3T | | | | | | | | | | | | | | 11 | |aT (e)山山山山山川山川(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，但是由于i,n还受到扭矩作用，再由 II断面的弯矩要大于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：3b =64OMPa0s = 355MPa 。由手册查得：Pi=275MPaTi=155MPa=450MPa0= 288MPa2X275 一 450 = 0.232X

44、他 一 288 725I剖面的安全系数:抗弯断面系数：Wi =32332n d -bt(d 宀-3.他 47 _16x6x(46) .8470.87mm抗扭断面系数:WTIn d316弯曲应力幅:3a弯曲平均应力扭转切应力幅:平均切应力:2d322x 4732bt(d -t) 3.14x 4716x6x(47 -6)18658.5mm2d162x 473 m =016沖匚 43.92MPa8470.875766 x1010MPa2WT I2x 18658.5Tma =Ta =10MPa键槽所引起的有效应力集中系数K3 二 1K 二 1.5再由手册查得，表面状态系数3 =0.92，尺寸系数 e

45、3 = 0.80, » =0.83.K3： 1=1.363e 3剪切配合零件的综合影响系数(KQd =2.52，取(KQd =2.52 进行计算:Kt一1.5=1.963£t剪切配合零件的综合影响系数（Kt）d =0.4 0.6（KQd = I®，取(KJd =1.91进行计算,由齿轮计算循环次数 4.38x108 >107，所以取寿命系数 Kn =11x275_(K 3 )°3a %3 m 一 2.52x35.74 0 一3.°5X 180S八(K3飞加 1.91 x 5 0.25x < 16.67综合安全系数:Sc 二弓 S：

46、=3.04>S =1.5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1/31/3di> Ao(p3/n3)=112 X( 4.62/44.73)=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d1=50mm,则轴孔长度 Lj=84mm3、轴的结构设计1)、划分轴段d1；过密封圆处轴段d2；轴颈d3,d8；轴承安装定位轴段 d4；轴身d5,d7； 轴头d6。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

47、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=141mmAB=208mm(2) 、绘轴的受力图。(3) 、计算轴上的作用力：Ft4=2T4/d4=2 X 986380/263.44=7488NFr4=Ft4x tan a n/cos 3 4=7488.5 X tan 20°/cos13.7=2805NFa 4=Ft4x tan 3 4=7488 X tan 13.7 °=684N(4) 、计算支反力 绕支点B的力矩和工MBZ=O,得RAz=Fr4 x 141+Fa4Xd 4/2 - 208 =2335N同理：工MAZ =0，得Rbz=F r4 X 67-Fa4 Xd 4/2 -： 208 =470N校核：工 z=Raz Fri+RBZ =4708+2335-2805=0 计算无误同样，由绕支点 B的力矩