机械设计课程设计说明书 带式输送机传送装置

西北工业大学 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目： 带式输送机传送装置 机械设计制造及其自动化 专业 05020702 班 设计者： 学号： 指导老师： 2010 年 月 日 2 目录 一 . 3 二 . 4 三 . 4 四 . 5 五 . 5 六 . 7 料及齿数，齿型 . 7 . 7 . 9 . . 12 料及齿数，齿型 . 12 . 12 . 14 . 15 . 15 八 . 16 九 的设 计 . 18 1.轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 . 18 2.轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 . 23 3.轴（输出轴）及其轴承装置、键 的设计 . 28 十 . 32 十一 . 33 十二 . 34 十三 . 34 3 一 题目：设计一个带式输送机的传动装置 给定条件：传动简图如图 1示，设计参数列于表 1作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期为 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 减速器类型选择：选用 展开式 两级圆柱齿轮减速器 。 特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿 。 整体布置如下： 图 1式输送机传动简图 图示： 1 为电动机， 2 为联轴器，为减速器， 4 为高速级齿轮传动， 5 为低速级齿轮传动， 6 为链传动， 7 为输送机滚筒。 辅助件有 :观察孔盖 ,油标和油尺 ,放油螺塞 ,通气孔 ,吊环螺钉 ,吊耳和吊钩 ,定位销 ,启盖螺钉 ,轴承套 ,密封圈等。 输送带的牵引力 F/送带的速度 v/(m/s) 送带滚筒的直径 D/70 表 1式输送机的设计参数 4 二 部件 因素 选择 动力源 电动机 齿轮 斜齿传动平稳，效率高 高速级做成斜齿，低速级做成直齿 轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 滚动球轴承 联轴器 结构简单，耐久性好 弹性联轴器 链传动 工作可靠，传动效率高 单排滚子链 三 目的 过程分析 结论 类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用 Y 系列封闭式三相异步电动机 功率 工作机所需有效功率为 F V 2500N s 圆柱齿轮传动 (7 级精度 )效率 (两对 )为 1 滚动轴承传动效率 (四对 )为 2 弹性联轴器传动效率 3 带式输送机的传动效率为 4 传动的效率 5 动机输出有效功率为241 2 3 4 5( 1 . 1 1 . 3 ) ( 1 . 1 1 . 3 ) 2 5 0 0 1 . 3 ( 4 . 2 4 6 5 . 0 1 8 )0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 6 W 电动机输出功率为( 型号 按电动机型号 查得型号 闭式三相异步电动机参数如下 额定功率 p=5.5 载转速 1440 r/步转速 1500 r/用型号闭式三相异步电动机 5 四 目的 过程分析 结论 分配传动比 传动系统的总传动比中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积； 电动机的满载转速（ r/； 工作机输入轴的转速（ r/ 计算如下 1 4 4 0 / m 6 0 6 0 1 . 3 6 7 . 1 / m i 1 4 0 . 3 7w 1440 2 1 . 4 66 7 . 1n 取1 2i 2 12 1 . 4 6 1 0 . 7 32ii i 2 i i 2( 1 . 3 1 . 4 ) ( 1 . 3 1 . 4 ) 1 0 . 7 3 3 . 7 3 3 . 8 8 3 . 8 , 2 . 8 2取 则i :总传动比， 1i ：链传动比， 低速级齿轮传动比， 高速级齿轮传动比 1 2i 2 五 6 目的 过程分析 结论 传动系统的运动和动力参数计算 设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 轴、 轴、轴、轴；对应于各轴的转速分别为1 2 3 4, , ,n n n n；对应各轴的输入功率分别为1 2 3 4, , ,P P P P；对应各轴的输入转矩分别为1 2 3 4, , ,T T T T；相邻两轴间的传动比分别为12 23 34,i i i；相邻两轴间的传动效率分别为12 23 34,n n n。 1. 各轴转速 n(r/输入功率 P(输入转矩 T(N m) 高速轴的转速，输入功率，输入转矩 1 1 3 1 1 1, , 9 5 5 0 /n P P T P n 中间轴的转速，输入功率，输入转矩 2 1 2 1 1 2 2 2 2/ , , 9 5 5 0 /hn n i P P T P n 低速轴的转速，输入功率，输入转矩 3 2 3 2 1 2 3 3 3/ , , 9 5 5 0 /ln n i P P T P n 滚筒轴的转速，输入功率，输入转矩 4 3 1 4 3 2 5 4 4 4/ , , 9 5 5 0 /n n i P P T P n 圆柱齿轮传动 (7 级精度 )效率为 1 滚动轴承传动效率为 2 弹性联轴器传动效率 3 带式输送机的传动效率为 4 传动的效率 5 2i ：链传动比， ：低速级齿轮传动比， ：高速级齿轮传动比 轴号 电动机 两级圆柱减速器 工作机 轴 轴 轴 轴 转速n(r/1440 440 率P(P=1=2=3=4=矩T(N m) 2=3=4=轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 链轮 传动比 i .8 传动效率 01= 12= 23= 34=7 六 料及齿数，齿型 1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。 2)材料选择。由表 10 1选择小齿轮材料为 40 r（调质），硬度为 280齿轮材料为 45 钢 (调质 )，硬度为 240者材料硬度差为 40 3)运输机为一般 工作机器，速度不高，故选用 7级精度 (0095 88) 4)选小齿轮齿数 1 24，大齿轮齿数 2 1 1 24= 1。 5)选取螺旋角。初选螺旋角 14 按式（ 10 21）试算，即3 21 )(12 1)确定公式内的各计算数值 (1)试选 6.1 (2)由图 10 30，选取区域系数 Z (3)由图 10 26 查得1 2 12 1 . 6 4 (4)计算小齿轮传递的转矩 5 5 41 1 19 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 5 . 4 4 5 / 1 4 4 0 3 . 6 1 1 0T P n 5)由表 10 7 选取齿宽系数 1d (6)由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2/ (7)由图 10 21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限001 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 550H M P a (8)由式 10 13 计算应力循环次数 91 6 0 6 0 1 4 4 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 4 . 1 4 7 2 1 0hN n j L 8 992 4 . 1 4 7 2 1 0 / 3 . 8 1 . 0 9 1 4 1 0N (9)由图 10 19 查得接触疲劳强度寿命系数 (10)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 10 12 得 M P 1li M P 2li M P )( 21 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 2431 2 1 . 6 3 . 6 1 1 0 4 . 8 2 . 4 3 3 1 8 9 . 84 0 . 6 61 1 . 6 4 3 . 8 5 3 1 . 2 5td m m (2)计算圆周速度 11 4 0 . 6 6 1 4 4 0 3 . 0 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s (3)计算齿宽 b 及模数 1 1 4 0 . 6 6 4 0 . 6 6d m m 11c o s 4 0 . 6 6 c o s 1 41 . 6 424m o 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 6 4 3 . 6 9/ 4 0 . 6 6 / 3 . 6 9 1 1 . 0 2m m (4)计算纵向重合度 9 0 a a (5)计算载荷系数 K 已知使用系数 根据 v m s ， 7 级精度，由图 10 8 查得动载 荷系数 由表 10 4 查得 9 2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 3 7 . 1 0 1 . 4 1 7H d 由图 10 13 查得 假定 1 0 0 / m ，由表 10 3 查得 K 故载荷系数 1 . 2 5 1 . 1 1 1 . 4 1 . 4 1 7 2 . 7 5 3A V H K K K （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10 10a 得 3311 / 4 0 . 6 6 2 . 7 5 3 / 1 . 6 4 8 . 7 0d K K m m （）计算模数 11c o s 4 8 . 7 0 c o s 1 41 . 9 724m o 由式 10 17 3 2121c 1)确定计算参数 (1)计算载荷系数 1 . 2 5 1 . 1 1 1 . 4 1 . 3 6 2 . 6 4A V F K K K (2)根据纵向重合度 ，从图 10 28 查得螺旋角影响系数 Y (3)计算当量齿数 11 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 491 9 9 . 6 2c o s c o s 1 4 )查取齿形系数 由表 10 5 查得 2 (5)查取应力校正系数 由表 10 5 查得 2 10 (6)由图 10 20c 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 (7)由图 10 18 查得弯曲疲劳强度寿命系数 (8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 式 10 12 得 M P 111 M P 222 (9)计算大小齿轮的 112222 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 3 3 0 3 . 5 72 . 1 8 0 1 . 7 9 0 0 . 0 1 6 3 4 2 3 8 . 8 6F a S a S 大齿轮的数据大 2)设计计算 423 22 2 . 6 4 3 . 6 1 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 3 4 1 . 4 01 2 4 1 . 6 4nm m m o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 计算应有的齿数。于是有11 c o s 4 8 . 7 0 c o s 1 4 3 1 . 5 01 . 5 o 取1 32Z ，则2 1 1 3 . 8 3 2 1 2 1 . 6 1 2 2Z i Z 11 1)计算中心距12() ( 3 2 1 2 2 ) 1 . 5 1 1 9 . 0 42 c o s 2 c o s 1 4 ma m m 119a 。 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 3 2 1 2 2 ) 1 . 5a r c c o s a r c c o s 1 3 5 5 5 0 2 2 1 1 9 值改变不多，故参数 、K、 不必修正 3)计算大、小齿轮的分度圆直径 112223 2 1 . 5 4 9 . 4 5c o s c o s 1 3 . 9 31 2 2 1 . 5 1 8 8 . 5 5c o s c o s 1 3 . 9 3m m m 算大、小齿轮的齿根圆直径 11222 . 5 4 9 . 4 5 2 . 5 1 . 5 4 5 . 72 . 5 1 8 8 . 5 5 2 . 5 1 . 5 1 8 4 . 8d m m md d m m m 5)计算齿轮宽度 1 1 4 9 . 4 5 4 9 . 4 5db d m m 圆整后取2 50B 1 55B 112 2 3 6 1 0 0 1 4 6 0 . 14 9 . 4 5 1 . 2 5 1 4 6 0 . 1 3 6 . 9 1 / 1 0 0 /4 9 . 4 5 m m N m 合适 12 七 料及齿数，齿型 1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮 2)材料选择。小齿轮材料为 40质），硬度为 380齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240者材料硬度差为 40 3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 4)选小齿轮齿数 24，大齿轮齿数 Z224=2Z=68。 由设计计算公式 10 9a 进行试算，即 3 211 )(1)确定公式各计算数值 (1)试选载荷系数 3.1(2)计算小齿轮传递的转矩 551 2 259 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 5 . 2 8 / 3 7 8 . 9 51 . 3 3 0 6 1 0T P nN m m (3)由表 10 7 选取齿宽系数 1d (4)由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2/ (5)由图 10 21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 001 大齿轮的接触疲劳强度极限 550H M P a (6)由式 10 13 计算应力循环次数 9116 0 6 0 3 7 8 . 9 5 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 1 . 0 9 1 4 1 0hN n j L 992 1 . 0 9 1 4 1 0 / 2 . 8 2 0 . 3 8 7 1 0N (7)由图 10 19 曲线 1 查得接触疲劳强度寿命系数1 ，2 13 (8)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 10 12 得 1 l i m 11 1 . 0 0 6 0 0 6 0 0H N M P a M P 2 l i m 22 1 . 0 6 5 5 0 5 8 3H N M P a M P 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径 代入 H 中的较小值 4 231 1 . 3 1 3 . 3 0 6 1 0 3 . 8 2 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 6 7 . 6 91 2 . 8 2 5 8 3td m m (2)计算圆周速度 v 12 6 7 . 6 9 3 7 8 . 9 5 1 . 3 4 /6 0 1 0 0 06 0 1 0 0 0m s (3)计算齿宽 b 1 1 6 7 . 6 9 6 7 . 6 9d m m (4)计算齿宽与齿高之比 b h 模数116 7 . 6 9 2 . 8 224m 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 8 2 6 . 3 5/ 6 7 . 6 9 / 6 . 3 5 1 0 . 6 7m m 齿 高 (5)计算载荷系数 K 根据 v m s ， 7 级精度，由图 10 8 查得动载荷系数 假设 100/ ，由表 10 3 查得 1 由表 10 2 查得使用系数 125 由表 10 4 查得 2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 6 7 . 6 9 1 . 4 2 4H d 由图 10 13 查得 故载荷系数 1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 4 2 4 1 . 8 6 9A V H K K K (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10 10a 得 3311 / 6 7 . 6 9 1 . 8 6 9 / 1 . 3 7 6 . 4 0d K K m m 14 (7)计算模数 11/ 7 6 . 4 0 / 2 4 3 . 1 8m d Z 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 2112 1)确定公式内的计算数值 (1)由图 10 20c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 (2)由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 ， 2 (3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=式 10 12 得 111 0 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 91 . 4F N F M P a M P 222 0 . 9 5 3 8 0 2 5 7 . 8 61 . 4F N F M P a M P (4)计算载荷系数 1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 3 7 1 . 7 9 8A V F K K K (5)查取齿形系数 由表 10 5 查得 2 (6)取应力校正系数 由 表 10 5 查得 2 (7)计算大小齿轮的 并比较 1112222 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 3 2 3 1 4 . 2 92 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 5 2 2 5 7 . 8 6F a S a S 大齿轮的数据大 2)设计计算 15 43 22 1 . 7 9 8 1 3 . 3 0 6 1 0 0 . 0 1 5 2 2 . 3 31 2 4m m m 对比计算结果，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，可取有弯曲强度算得的模数 就近圆整为标准值为了同时满 足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 计算应有的齿数。于是有11 / 7 6 . 4 0 / 2 . 5 3 0 . 5 6Z d m ，取1 31Z 大齿轮齿数2 2 1 2 . 8 2 3 1 8 7 . 4 2Z i Z 取2 88Z 1)计算分度圆直径 11223 1 2 . 5 7 7 . 58 8 2 . 5 2 2 0d Z m m m m m 2)计算齿根圆直径 1122( 2 . 5 ) 2 . 5 ( 3 1 2 . 5 ) 7 1 . 2 5( 2 . 5 ) 2 . 5 ( 8 8 2 . 5 ) 2 1 3 . 7 5m Z m md m Z m m 3)计算中心距 12( ) / 2 ( 7 7 . 5 2 2 0 ) / 2 1 4 8 . 7 5a d d m m 将中心距圆整后取 149a 。 4)计算齿宽 1 1 7 7 . 5 7 7 . 5db d m m 取2 80B 85B 112 2 1 3 3 0 6 0 3 4 3 3 . 8 17 7 . 5 1 3 4 3 3 . 8 1 4 4 . 3 1 / 1 0 0 /7 7 . 5 m m N m 合适 16 八 1 选择链轮齿数和材料 取小齿 轮齿数1 19Z ，大齿轮的齿数为21 2 1 9 3 8Z i Z 材料选择 40 钢，热处理：淬火、回火 2 确定计算功率 由表 9 6 查得 ，由图 9 13 查得 ，单排链，则计算功率为： 3 1 . 1 1 . 3 5 5 . 1 3 7 . 6 2c a A K P k W 3 选择链条型号和节距 根据 3 1 3 4 . 3 8 / m i nn n r查图 9 11，可选 20表 91，链条节距为 。 4 计算链节数和中心距 初 选 中 心 距0 ( 3 0 5 0 ) ( 3 0 5 0 ) 3 1 . 7 5 9 5 2 . 5 1 5 8 7 . 5a p m m 。取0 1000a 相应得链长节数为20 1 2 2 1002 ( ) 9 1 . 7 822P a Z Z Z Z a ，取链长节数 92节。查表 9 7 得到中心距计算系数1 ，则链传动 的最大中心中心距为： 1 1 22 ( ) 1 0 0 3Pa f P L Z Z m m 5 计算链速 v，确定润滑方式 11 1 3 4 . 3 8 1 9 3 1 . 7 5 1 . 3 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0n Z Pv m s 由 v m s 和链号 20A 1，查图 9 14 可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。 6 计算压轴力 有效圆周力为： 5 . 1 31 0 0 0 1 0 0 0 3 8 0 01 . 3 5P 链轮水平布置时的压轴力系数 ，则压轴力为1 . 1 5 3 8 0 0 4 3 7 0P F p F N 。 17 7 链轮的基本参数和主要尺寸 名称 符号 计算公式 结果 分度圆直径 d 0180 )21 9 2 . 9m 链 轮 ：大 链 轮 ： m i n 1m a x 11 . 6(1 )1 . 2 5d p d p d a z 1 m i na z 1 m a x2 m i n2 m a 2 . 92 1 3 . 53 9 5 . 94 0 5 m md m md m md m m小 链 轮 ：大 链 轮 ：齿根圆直径 1fd d d f z 121 7 3 . 8 53 6 5 . 4 5m md m m小 链 轮 ：大 链 轮 ：齿高 i n 1m a x 10 . 5 ( )0 . 80 . 6 2 5 0 . 5p p a z 1 m i na z 1 m a x2 m i n2 m a 3 51 1 . 6 66 . 3 51 0 m mh m mh m mh m m小 链 轮 ：大 链 轮 ：确定的最大轴凸缘直径 o t 1 . 0 4 0 . 7 6gd p g z 1g z 21 5 8 . 1 23 5 1 . 0 2d m md m m小 链 轮 ：大 链 轮 ：节距 p=子直径1d=链轮齿数1 19Z ，大链轮齿数2 38Z ，内链板高度2 18 九 的设计 1.轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 4 4 5 , n 1 4 4 0 / m i nP k w r转 速转矩 41 3 . 6 1 1 1 0T N m m 4112 2 3 . 6 1 1 1 01 4 6 0 . 54 9 . 4 5t a n t a n 2 01 4 6 0 . 5 5 4 7 . 7c o s c o s 1 3 . 9 3t a n 1 4 6 0 . 5 t a n 1 3 . 9 3 3 6 2 . 2 N 向力向力初定轴的最小直径 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15 3，取 112A (以下轴均取此值），于是由式 15 2 初步估算轴的最小直径33m i n 1 1/ 1 1 2 5 . 4 4 5 / 1 4 4 0 1 7 . 4 5d A P n m m o 。 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径12d，为了使所选的轴直径12d与联轴器的孔径相适应 ,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 表 14虑到转矩的变化很小 ,故取 41 1 . 3 3 . 6 1 1 1 0 4 6 9 4 3c a T N m m 按照计算转矩 小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000N。半联轴器的孔径1 18d 故取1 18d 联轴器长度 L 42，半联轴器。 与轴配合的毂孔长度1 30。 1)拟定轴上零件的装配方案（见图 9 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为满足半联轴器的轴向定位要求， 1 轴段右端需制一轴肩，轴肩高 19 度 ( 0 . 0 7 0 . 1 ) 1 . 2 2 2 1 . 7 4 5h d m m,故取段的直径2 20d 60l 半联轴器与轴配合的毂孔长度1L=30为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1取1 28l (2)初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据2 20d 初选型号 6205深沟球轴承 ，其尺寸为 2 5 5 2 1 5d D B ，N ， 基 本 额 定 静 载 荷 No ， 1 ，6 ，故 3525d d m m ,轴段 3和 5 的长度取相同 , 3 30l ，5 30l (3)轴段 4 做成齿轮轴。轴段 4的直径应根据 6205 的深沟球轴承的定位轴肩直径4 35d 4 157l 其余尺寸如图 9 1 (4)取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得1 2 3 (5)参考表 15 2，取轴端为 01 45 和各轴肩处的圆角半径。 图 9入轴的结构布置简图 距的计算 1)计算支承反力 在水平面上 3233 8 6 . 8 2 1 0 7 3 . 6 8B X t A F N 3 6 2 . 2A Y N 在垂直面上 20 132320 , 1 8 9 . 4 Z 故 5 4 7 . 7 1 8 9 . 4 3 5 8 . 3B Z r A F N 总支承反力 2 2 2 2 2 23 8 6 . 8 3 6 2 . 2 1 8 9 . 4 5 6 2 . 7 4A A X A Y A F F N 2 2 2 21 0 7 3 . 7 3 5 8 . 3 1 1 3 1 . 9B B X B F N 2)计算弯矩并作弯矩图 (1)水平面弯矩图 2 3 8 6 . 8 2 1 4 8 . 5 5 7 4 4 2 . 8A X A L N m m 5 7 4 4 2 . 8B X A N m m (2)垂直面弯矩图 2 1 8 9 . 4 1 4 8 . 5 2 8 1 2 5 . 9A Z A L N m m 3 3 5 8 . 3 5 3 . 5 1 9 1 6 9 . 1B Z B L N m m (3)合成弯矩图 2 2 2 25 7 4 4 2 . 8 2 8 1 5 . 9 6 3 9 5 8 . 9A A X A M N m m 2 2 2 25 7 4 4 2 . 8 1 9 1 6 9 . 1 6 0 5 5 6 . 8B B X B M N m m 3)计算转矩并作转矩图 1 3 6 . 1 1T T N m 矩和扭矩图 21 图 9 2轴 受力、弯矩和扭矩图 键 连接：联轴器：选单圆头平键（ A 型）轴的直径 d=18 66b h m m m m ，25L 联轴器 :由式 6 1，1 914 4 3 6 . 1 1 7 0 . 41 8 6 ( 2 5 6 ) 1 0T M P ap d h l 查表 6 2，得 M P 2 010 0 ，键校核安全 由合成弯矩图和转矩图知， C 处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故 c 截面为危险截面。根据式 15 5，并取 ，轴的计算应力 6 3 9 5 8 . 9 m m， 3 6 11 0T N m m， 3 3 30 . 1 0 . 1 2 5 1 5 6 2 . 5W d m m 22 221( ) / 4 3 . 2c a W M P a 由表 15 1 查得 1 ， 1 故安全 (1)校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷 2 2 2 21 8 9 . 4 3 8 6 . 8 4 3 0 . 7A r A Z A F N 轴向载荷 3 6 2 a N由 / 0 . 8 4 1A a A e，在表 13 5 取 X 对轴向载荷为03 6 2 . 2 0 . 0 4 67880，在表中介于 间，对应的 e 值为 间，对应 Y 值为 是，用插值法求得( 1 . 8 1 . 6 ) ( 0 . 0 7 0 . 0 4 6 )1 . 6 1 . 7 60 . 0 7 0 . 0 4Y ，故 0 . 5 6 , 1 .