带式输送机传动装置课程设计

,.,.,.,.注意：需要的同学，要根据要求将相应的数据进行相应的处理，以便设计的顺利进行！一、设计题目带式输送机传动装置课程设计1、传动装置简图；2.课程设计任务：已知二级减速器，运输机工作转矩T/(N.m)为1000N.m,运输带工作速度1.5m/s,卷阳筒直径:400mm.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，每天工作8小时，每年工作200天，使用期限为10年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差土5%。二、电动机的选择1、按工作要求和条件，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2VTPw=Fv/1000==Dq系统的传动效率q=n1n2n3n4机构V带传动齿轮传滚动轴联轴器卷筒传动;.;.;.;.动承（一对）效率0.900.980.980.990.96符号n1n2n3n4n5所以：”=nnnnnnnn=”"2”3””1323224512345=0.90x0.98x0.98x0.98x0.98x0.98x0.98x0.99x0.96=0.0.77其中齿轮为8级精度等级油润滑所以Pd=Pw/n=9.74kw确定转速圈筒工作转速n=60x1000"==71.65转攻兀D二级减速器的传动比为860（调质）所以电动机的转速范围5734299通过比较，选择型号为Y160M-411其主要参数如下：总效率n=0.82Y132S—4电动机P=5.5KWN=1440(r.min-1)电动机额定功率P电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度11kw1460(r.min-1)38mm80mm三、传动比的分配及转动校核总的转动比:i=ni=1140=30.1n447.8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=2.9P7、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e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：P=P=11kw0e1轴（高速轴）输入功率：P=Pn=11x0.90=9.9kw1012轴（中间轴）的输入功率：p=pn•nn=11x0.9x0.98x0.98X20123=9.51kw3轴（低速轴）的输入功率：p=pnn2n2==kw301234轴（滚筒轴）的输入功率：P=Pnn3n2nn=11x0.9x0.982x0.983x0.99X0.96=8.50kw40123458、各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：

P5.5V,T=955x105i=955x105——=36.47x103N•mm0•n•144001轴（高速轴）的输入转矩：T=955x105P=955X105506=100.67x103N•mm•n•48012轴（中间轴）的输入转矩：P486T=955x105—=955x105=357.66x103N•mm•n•129.7323轴（低速轴）的输入转矩：P4.62T=955x105—=955x105=986.38x103N•mm•n•44.7334轴（滚筒轴）的输入转矩：P4.484八°T=955x105-=95.5x105=957.35x103N•mm•n44.734轴编号名称转速/（r/min）转矩/（N.mm）功率/KWI电动机转轴14403.647<1045.5II高速轴4801.0067X1055.06III中间轴129.733.5766X1054.86IV低速轴44.739.8638X1054.62V卷筒轴44.739.5735X1054.484四、三角带的传动设计确定计算功功率Pca.由［课］表8-6查得工作情况系数£=1.2,故P=KP=1.2x5.5=6.6kwcaAe.选取窄V带类型根据Pn由［课］图8-9确定选用SPZ型。cao3.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d=80mmd14.根据［2］式（8-15）,从动轮基准直径dd4.根据［2］式（8-15）,从动轮基准直径dd2=i^^^1=3X80=240mm根据［2］表8-7取d=250mmd2按［2］式（8-13）验算带的速度兀・d,,•n兀x80x1440°”/…/毋.、击由人、工V=d1°==6.29m/s<25m/s带的速度合适60x10060x100确定窄V带的基准长度和传动中心距主动轮基准直径d=80mm

d1从动轮基准直径d=250d2mmmm根据mmmm根据［2］式(8-20)计算带的基准长度根据0.7(d+d)<a<2(d+d)，初步确定中心距a=500TOC\o"1-5"\h\z八兀/.L=2a+—(ddo2d1兀(250一80)24义500=2x500+_(250+80)+-4义500=1532.55mm由［2］表8-2选带的基准长度L=1600mmd按⑵式（8-12）计算实际中心距aLL—Ld=400+1600—1532.55=533.73mm.演算主动轮上的包角a1由⑵式（8-6）得a=180+i=180+a=180+i=180+d一dd2d1a250-80533.73x57.5x57.5=161.7>120实际中心距

a533.73mm包角a=包角a=161.71主动轮上的包角合适.计算窄V带的根数ZPca(P+APKKooo)aL由n=1440r/mind=80mmi=3查［课］表8-5c和［课］表0d18-5d得P=1.60kwP=1.60kw0AP=0.22kw0查［课］表8-8得查［课］表8-8得K=0.95K=0.99，则L6.6(1.60+0.22)6.6(1.60+0.22)*0.95*0.99=3.856取Z=4根。7.计算预紧力F0P2.57.计算预紧力F0P2.5F=500。。(-1)+qv20匕K查［课］表8-4得q=0.065Kg/m,故F=500x6.6x(06.29x42.50.95—1)+0.065x6.292=550.3NV带的根数Z=48.计算作用在轴上的压轴力Fp-.aF=2ZFsin1p02161.7=2x4x550.3xsin2=4346.38N9.带轮结构设计略。五、齿轮传动的设计㈠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0=14°初选小齿轮齿数为20。那么大齿轮齿数为72.8。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。、八4八T2KTU+1（ZZ、设计公式：d/.（HE）2TOC\o"1-5"\h\z113①£uLs］daH确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,,£=0.765,,£=0.945.ala2£=£+£

aa1a2=0.765+0.945=1.710,.,.,.,.由表查得齿宽系数①=1.0。d查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2大齿再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限8=590MPa,大齿Hlim1轮得接触疲劳强度极限：8=560MPa.Hlim2由计算公式：N=60njL算出循环次数:

ihN=60X480X1X(2X8X8X300)

1=2.76*109N，.N=-1=4.38X1082i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数K=0.94,K=1.05.HN1HNHN1计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1%。[8]=H1[[8]=H1[8]=H2K8—HN1Hlim1SK8=0.94X590=554.6Mpa=1.05X560=588Mpa[8]二H[8]+[8]554.6+588r=571.3MPa4、计算小齿轮分度圆直径d,由计算公式得:1172KTU+1zZZ、d11>3▽.-U~(ITT)2daH2x1.6xl.0067xl02x1.6xl.0067xl054.7<2,433x1.89.8^1x1.71x——x

3.7d三53.87mm11d=dxi=199.32mm21计算小齿轮圆周速度:兀dn计算小齿轮圆周速度:兀dnv=60x1000314―=1.35m/s60x1000计算齿宽b及模数m.53.87mmb=d①=1x53.87=53.87mm53.87mm11d

TOC\o"1-5"\h\zdcosB53.87xcos14°_,d=199.322mmm=-it==d=199.322mmnt22齿高：h=2.25m=2.25X2.376=5.346mmh二5346位08模数M=2.376齿宽B=53.87计算纵向重合度：£=0.318①ZtanpB模数M=2.376齿宽B=53.87=0.318X1X22Xtan14=1.744计算载荷系数K已知使用系数K=1A已知V=1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数K=1.05V由表查得：K的计算公式：HPK=1.12+0.18(1+0.6①2)①2+0.23x10-3bHpdd=1.12+0.18(1+0.6)+0.23X10-3x53.87=1.42再由表查的：K=1.33,K=K=1.2FpHaFa公式：K=KKKKAVHaHp=1X1.2X1.05X1.42=1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径:1789=53.87x1789=53.87x3——-=55.91mm1.6dcosp55.91xcos14°计算模数：m=n221计算模数：m=n225、再按齿根弯曲强度设计:设计公式：2KTYcos2m>'pn3①Z2£d1a确定计算参数:计算载荷系数:

=1X1.05X1.2X1.33=1.676根据纵向重合度：8=1.744,从表查得螺旋角影响系数7=0.88PP一一.…722计算当量齿数：7=71==24.82V1C0S3PC0S314。7Z81—QAQ77——2==86.87v2C0S3PC0S314。由［课］表10—5查取齿形系数Y=2.63,Y=2.206Fa1Fa2查取应力校正系数Y=1.588,Y=1.777Sa1Sa2再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：5=500MPa,大齿轮弯曲疲劳FE1强度极限5=380MPaFE2再由表查得弯曲疲劳系数：K=0.85,K=0.9FN1FN2计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35「c］K5_0.85X500-L8J——fn1fe1==314.8Mpaf1S1.35「，］K5_0.9x380一「5J——fn2fe2==253.3MPaF2S1.35..YY计算大，小齿轮的"[5",，并加以比较:F1,588x2,63=0.01327314.8a2YJa2L777x2.206=0.0155253.3YY大齿轮的数值大，选用大齿轮[5Sa=0.0155F设计计算:2KTYcos2pYY

p二_...aa3①728「5d1aF2xl.676xl.0067x105x0.88xcos214。x0.01551x222x1.744;.;.;.;.m>1.725n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=53.87口来计算齿数：irdcosB53.87义cos14。”1Z===26.1m2取z=26i则Z=iZ=9716、几何尺寸计算：计算中心距：(Z+Z)m(26+97)*2a=—i2——==126.76mm2cosB2义cos14。将中心距圆整为：127mm按圆整后中心距修正螺旋角：a(Z+Z)m(26+97)x2〃<B=arccos—i2—=arccos=14.4。2a2x127因B的值改变不大，故参数£述,Z等不必修正。aBH计算大小齿轮分度圆直径：,Zm26x2yqa。d=—i—=—53.69mmcosBcos14.4。Zm97x2d=—2—=—200.3mmcosBcos14.4。计算齿轮宽度：b=①d=1X53.69—53.69mmd1取B=54mm,B=60mm218、高速级齿轮传动的几何尺寸齿数z=261z=972中心距a=127mm螺旋角B=14.4。分度圆直径d=53.69mm1d=200.3m2m名称计算公式结果/mm法面模数mn2

面压力角an20o齿宽b=53.69mm,螺旋角B14.4oB=60mm1分度圆直径di53.69d2200.3b54mlm2齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=53.69+2X1a"X257.69da2=d2+2ha*mn=200.3+2X2204.3齿根圆直径df]=d]-2hf*mn=53.69—2X1.25x248.69df2=d2—2hf*mn=200.3—2X2X1：25195.3中心距a=mn(Z1+Z2)/(2cosB)127=2X(22+81)/(2cos14.4o)齿宽b2=b54b1=b2+(5〜10)mm603、齿轮的结构设计小齿轮由于直彳:大齿轮采用腹为杀较小，采用齿轮轴结构。攵式结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1D1=1.6d=1.6X4572轮毂轴向长LL二(1.2〜1.5)dNB54倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚度。0。0=(2.5〜4)mn8腹板最大直径D0D0=df2—2a。216板孔分布圆直径D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直径d1d1=0.25(D0—D1)35腹板厚CC=0.3b218（二）、低速齿轮机构设计1、已知n=129.73r/min32、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P=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。、八4八T/>2KTU+1（ZZ、设计公式：d/.（HT）2TOC\o"1-5"\h\z313”uLs]daH确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,£=0.768,,s==0.945ala2£=£+£aala2=0.789+0.945=1.713选齿宽系数①=1.0。d查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限S=590MPa,大齿Hliml,.,.,.,.轮得接触疲劳强度极限：8=560MPa.Hlim2由计算公式：N=60njL算出循环次数:

ihN=60X129.73X1X(2X8X8X300)3=2.99*109N-N=-3=1X1094i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数K=0.90,K=0.95.HN1HNHN1计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1%。[8]=H1[8][8]=H1[8]H2K8—HN1Hlim1SK8=0.90X590=531Mpa[8]二HS[8]+[8]=0.95X560=532Mpa531+532r=531.5MPa24、计算小齿轮分度圆直径d,由计算公式得:312x1.6x3.5766x1052x1.6x3.5766x1053.9<2,433x1.89.8^1x1.713x——x2.9I531.5；d三87.86mm31兀dn3.14x87.86xl29.73,计算小齿轮圆周速度：v===0.596m/s60x100060x1000计算齿宽b及模数m.b=d①=1x87.86=87.86mm31ddcosB87.86xcos14。m=11==3.04mmnt28齿高：h=2.25m=2.25X3.04=6.85mm87.866.8587.866.85=12.83计算纵向重合度：£=0.318①ZtanpBd1,♦,♦,.,.d=d=87.86m31mb=87.86mmm=3.04h=6.85=0.318X1X28Xtan14°=2.22计算载荷系数K已知使用系数K=1A已知V=0.596m/s,7级齿轮精度，由表查得动载荷系数K=1.03V由表查得：K邱的计算公式:K=1.12+0.18(1+0.6①2)①2+0.23x10-3bHpdd=1.15+0.18(1+0.6)+0.23X10-3x87.86=1.428再由［课］表10—3查的：K=1.33,K=K=1.2FpHaFa公式：K=KKKKAVHaHp=1X1.03X1.428X1.2=1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径:dcosp90.78xcos14。计算模数：m=3l==3.146mmnZ2835、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：2KTYcos2PYYm>1P.FaSn3①Z2£L5d1aF确定计算参数:计算载荷系数:K=KKKKAVFaFP=1X1.03X1.2X1.33=1.644根据纵向重合度：£0=2.22,从［课］图10-28查得螺旋角影响系数［=0.88计算当量齿数：Z=Z1==8—=31.59V3COS3PCOS314。Z=z2=81=91.38v4C0S3PCOS314。再由［课］表10—5查取齿形系数Y=2.505,Y=2.20FalFal查取应力校正系数y=1.63,Y=1.781Sal..YY计算大，小齿轮的YF«",，并加以比较:FYY2.505x1.63_(一FalSal———=0.00769lb\531F1Y2.2x1.781_,a2Sa2==0.00737b\532F2YY小齿轮的数值大，选用小齿轮Fasa=0.00737小齿轮的数值大，选用小齿轮L5了F设计计算:2KTYcos2pYYP万zaa1①Z2£Ls\d1aF2x1.6x3.5766x105x0.880xcos214。x00076g1x282x1.713m>1.77mmn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=90.78m来计算齿数：3rdcosP90.78xcos14。Z=3===44.043m2取Z=443得Z=iZ=127436、几何尺寸计算:计算中心距：

(Z+Z)m(44+127)x2-a=34==177.3mm2cosP2xcos14。将中心距圆整为：177mm按圆整后中心距修正螺旋角：(Z+Z)m(44+127)x2P=arccos—34——=arccos=13.7。2a2xl77因P的值改变不大，故参数£述,Z等不必修正。apH计算大小齿轮分度圆直径：Zm44x2d=-3—==90.56mmcospcos13.7。,Zml28x2//d=-4—==263.44mmcospcos13.7。计算齿轮宽度：b=①d=1X90.56=90.56mmd3取B=90mm,B=95mm217、低数级齿轮传动的几何尺寸Z=443Z=1274中心距a=177.3mm螺旋角p=13.7。分度圆直径d=90.56m3md=263.444mmB=90mm,2B=95mm1名称计算公式结果/mm面基数mn2面压力角an20o螺旋角B13.7o分度圆直径d390.56d4263.44齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=90.56+2X1X294.56da2=d2+2ha*mn=263.44+2X1X2267.44齿根圆直径df1=d1-2hf*mn=90.56-2X1.25X285.56df2=d2—2hf*mn=263.44—2X1.25X2258.44中心距a=mn(Z1+Z2)/2cosB177齿宽b2=b90b「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40C调质。..r2、按切应力估算轴径由表15—3查得，取A=106轴伸出段直径0d1NA0（p1/n1）i/3=106X（5.06/480）i/3=23.2mm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，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=d7=35mm。齿轮段尺寸。分度圆直径d=53.69d=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=（1.5-2）d,取L=64mm伸出伸出选取d轴向长度为20L=（2030）2d2其余长度根据中间轴各段长度确定40C调质轴承选30207%EtEEjj；—■1上「klr1j'_•唳卜产■2.w—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=57mmCD=170mmAB=227mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：Ft1=2T1/d1=2X100.67X103/54=3728.5NFr1=Ft1Xtana/cosB=3728.5Xtan20o/cos14.4=1401NFa1=Ft1Xtan31=3728.5Xtan14.4o=957N(4)、计算支反力i绕支点B的力矩和2MBz=0,得Raz北1X170+Fa1Xd/2]+227二(1401X70+957X27)+227二1163N同理：2maz=0居RBZ=[Fr1X57-Fa1Xd3/2]+227=(1401X57-975X27)+227二238N校核：2%=RAZ—Fr1+RBZ=238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和2MBy=0,得Ray=3728.5X170/227=2792由2MAy=0，得Rby=3728.5X5/227=936N校核：2z=Ray+Rby—Ft1=936+2792--3728=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。

Fa131RbzFa131RbzB(b)Raz川山四山川四川川川liC处弯矩：MCZ=RAZX57=66291NmmMCZ右=RbzX170=40460NmmMCY=RAYX57=2792X57=159144Nmm(6)、合成弯矩MC=(M2cz+M2CY)i/2=(6629l2+404602)i/2=77663NmmM；二(M2c;+M2CY)i/2=(404602+1591442)i/2=164207Nmm⑺、转矩及转矩图。T2=100670Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数a=[5-1b]/[50b]=55/95=0.58aT2=0.58X100670=58389NmmC处：M'=M=159144M′二[储;(aT)2]i/2=(1642072+1591442)i/2=174279Nmm(9)、校核轴转。2C剖面：dC=(M,右/0.1[51b])i/3=(174279/0.1X55)i/3=31mm<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=14X9(t=5.5,r=0.3)；由表6—2查出键长：L=45；

_Fa1A广1Fr]Rb)RazACBiRbz「“Illilllllll「一：A/R(c)」CRbyRbyL川iiHllllllllllii.，川millIllllllii(d)/((二)、中间轴的设计1、选择轴的材料。因中间轴是齿轮轴，由表15—1查得：硬度217〜255HBs应与齿轮3的材料一致，故材料为45钢调质。抗拉强度极限:屈服强度极限:弯曲疲劳极限:剪切疲劳极限:6=640MPaB6=355MPasb-1=275MPat尸155MPa-1[60b]=95MPa[6-1b]=55MPa许用弯曲应力：[b1]=60MPa2、轴的初步估算根据表15—3,取A=1120dNAJ2=11234.86=37.46mm03n129.732考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D1=dmin=40mm3、轴的结构设计45钢调质(145钢调质初选滚动轴承，代号为30208.轴颈直径d1=d5=d.=40mm.齿轮2处轴头直径d2=45mm齿轮2定位轴角厚度。hmin=Q07〜0」)d，取hmin=5mm该处直径d2=54mm齿轮3的直径：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm由轴承表5—11查出轴承的安装尺寸d=49mm4(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

其余的如图选滚动轴承30208——,郭一4、按许/⑴、轴AC=57⑵、用h'm绘弯曲应力校核轴。二力的作用点及支点品mCD=88mmC仔轴的受力图。RT夸距的确定。:B=72mmAHRD=217mm,72/Ney(3)、计算4齿轮2齿轮Fa「FA「-/1Z।口二>DBRbz42N)9NRaz轴上的作用力：耳2=2T2/d2=Fr2=Ft2XtanFa2=Ft2>3：Ft3=2T3/d3：Fr3=Ft3X3=Ft3XtanB32X357.66X103/200.3an/cosB2=357L2Xt<tanB=3571Xtan14.=2X357.66X103/90.5tan/cosB3=7899Xta=7899Xtan13.7o=1926次FcJR的二3571.2Nan20o/cos14.4=134o=917N6=7899Nm20o/cos13.7=295)N;.;.;.;.,.,.(4)、计算支反力绕支点B的力矩和Wmbz=0,得RAz=%(88+72)+Fa2Xd2/2+Fa3Xd3/2-Fr3X72]+217=(1342X160+917X100.15+1926X45.26-72X2959)+217二833N同理：》maz=0居RBz=[F13(57+88)+Fa3Xd3/2+Fa2Xd2/2-Fr2X57]+217=(2959X165+917X100.15+1926X45.26-1342X57)+217=2450N校核：WZ=RAZ+Fr3—Fr2-Rbz=833+2959-1342-2450=0计算无误11同样，由绕支点B的力矩和WMBy=0,得RAY=(3571X160+7899X72)/217=5449N^MAy=0，得Rby=(3571X57+7899X145)/217=6021校核：Wz=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。RbzFa2Rbz尸2Fr3(b)Raz(b)RazFa3Mcz左Mcz右Mcz右Mdz左川Mdz右C处弯矩：MCZ=RazX57=833X57=43316Nmm

ML^=RAZX57-Fa2d2/2=833X57-917X100.15=-48522NmmD处弯矩：MDZ^=RBZX72+F3Xd/2=2450X72+1926X345.26=263609NmmMdz『RbzX72=176400水平面弯矩图。AFt2BFt3C(c)MdmMdyMcy..r-|7"TTi-tFr-一「rTTTTlTIU川II「「「[TTrMcy=RayX57=5449X57=283348NmmMdy=RbX72=6021X72433512Nmm(6)、合成弯矩处：MC=(M2cz+M2CY)i/2=(433162+2833482)i/2=286640NmmMc左二(M2cz左+M2CY)i/2=(485222+2833482)i/2=287473NmmD处「右MD=(M2DZ+M2DY)i/2=(2636092+4335122)i/2=507368Nmm左MD=(M2+M2dy)1/2=(1764002+4335122)i/2=468027Nmm⑺、转矩及转矩图。T2=533660Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数a=[5-ib]/[50b]=55/95=0.58aT2=0.58X533660=309523^^C处：M‘=Mc=286640M'二笳+左aT)2]i/2=(2874732+3095232)i/2=422428NmmD处:，右，右2M'=[M2+(aT)2]1/2=(5073682+3095232)i/2=588346Nmm。左让左=M22=468027Nmm(9)、校核轴径。。右C剖面：dC=(M,右/0.1[51b])i/3=(422428/0.1X55)i/3=42.5mm<45mm强度足够。D剖面：dD=(M'D/0.1[51b])i/3=(588346/0.1X55)i/3=46.7mm<85.56mm(齿根圆直径)强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表6—1查出键槽尺寸：bXh=14X9(t=5.5,r=0.3)；由表6—2查出键长：L=45；..1『口丁口1「nMcz左nillT1^^r^rirT"-1Mdz左MHillIdz右iiiiiiII111乂02右AFt21||l」1BFt3TCDMcyIllllll..»■■.■iMdy11111111।।..(c)(d)aT(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,II,G都是危险段面，但是由于1,11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：648=355MPa。由手册查得:5t=155MPa□=450MPa,o二288MPao2口-□-10□02275-450=0.23450Rb3n21-12180—288…□=——1——0-==0.25r□2880I剖面的安全系数：抗弯断面系数：wnd3bt(d-1)3.14X16x6x(47—6)2W===8470.87mm3/322d322x抗扭断面系数：巾nd3bt(d-1)3.14x316x6x(47-6)2W=-=二18658.5mm3ti162d162x弯曲应力幅：8="b左=IS_43.92mp。aW8470.87i弯曲平均应力□=0m扭转切应力幅：t=-2L=766.=10MPaa2W2xTI平均切应力：t=t=10MPamaa键槽所引起的有效应力集中系数K=1,K=1.5□T再由手册查得，表面状态系数B=0.92,尺寸系题二0.80,=0.83.□rK1…—□—==1.36□□0.900.8□剪切配合零件的综合影响系数(K)=2.52，取(K)=2.52进行计□D□D算：K1.5——t-==1.96口0.900.83T剪切配合零件的综合影响系数(K)=0.4+0.6(K)=1.91,取TD□D(K)=1.91进行计算，TD由齿轮计算循环次数4.3羽108>107，所以取寿命系数K=1N

qK口\一]-1275—305口口（K）□+□□2.5235.74+0'□Da□mKKT、—N11180_16.67口口（K）T+□[□Da1.91X5+0.2学5口m综合安全系数：ssS=，□口t0—=3.04>[S]=1.5CFi+St2i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15—3查得，取A=112轴伸出段直径0d1NA0(p3/n3)i/3=112X(4.62/44.73)i/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d1=50mm,则轴孔长度L1=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=67mmCB=141mmAB=208mm(2)、绘轴的受力图。「匕-「引韬4F-i.CZ/'1',45钢调质(3)、计算轴上的作用力：选择滚动轴承30211Ft4=2T4/d4=2X选择滚动轴承30211Fr4=Ft4Xtana/cosB4=7488.5Xtan20o/cos13.7=2805NF4=Ft4XtanB=74884Xtan13.7o=684N(4)、计算支反力4绕支点B的力矩和2MBz=0,得RAZ=[Fr4X141+Fa4Xd4/2]+208二2335N同理：2maz=0居RBZ=[Fr4X67-Fa4Xd4/2]+208二470N校核：Wz=RAZ—Fr1+RBZ=4708+2335-2805=0计算无误1同样，由绕支点B的力矩和2MBy=0,得RAY=7488X141/2208=5076由2MAy=0，得Rby=7488X67/208=2412N校核：2z=RAY+Rby—Ft1=2412+5076--7488=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。31Fa131RbzB(b)RazC处弯矩：MCZ=RAZX67=156445NmmMCZ右=RBZX141=340374NmmMcy=RX67=340092Nmm(6)、合成弯矩MC=(M2cz+M2CY)i/2=(1564652+3403742)i/2=374614NmmM；二(M2c;+M2CY)i/2=(3403742+340072)i/2=481162Nmm⑺、转矩及转危图。T2=986380Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数a=[5-1b]/[50b]=55/95=0.58aT2=0.58X986380=572100NmmC处：M‘=Mc=374614M'=[储+左aT)2]i/2=(5721002+3764142)i/2=684826Nmm(9)、校核轴相。2C剖面：dc=(M.右/0.1[51b])i/3=(684826/0.1X55)i/3=50mm<62mm强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表6—1查出键槽尺寸：bXh=18X11由表6—2查出键长：L=70；七、滚动