带式输送机传动装置课程设计

1、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/ （）为1000N. m运输带工 作速度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=2VT -D系统的传动效率i机构V带传动齿轮传 动滚动

2、轴 承（一 对）联轴器卷筒传动效率符号12345所以：2351235二其中齿轮为8级精度等级油润滑所以 Pd=P/ n= kw确定转速圏筒工作转速nw二60 1000v= 转D二级减速器的传动比为8: 60 （调质）所以电动机的转速范围573 : 4299通过比较，选择型号为 丫160M-4 11其主要参数如下：电动机额电动机满定功率P 载转速nm电动机伸 电动机伸出 出端直径 端安装长度11kw146038mm80mm三、传动比的分配及转动校核总的转动比:i= n1 = 1440 =n447.8选择带轮传动比i仁3, 级齿轮传动比i2=,二级齿轮传动比i3=7、由于电动带式运输机属通用机械，

3、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。总效率（电动机）输入功率:P0 Pe=11kW（高速轴）输入功率:R P0 1 = = kw（中间轴）的输入功率:P2F0 1轴（低速轴）的输入功率：P3F0 1 22 32 =kwY132S 4电动机P=N=1440To（滚筒轴）P。1 23（电动机）的输入功率：223345= 0.982 0.983、各轴输入转矩的计算:的输入转矩:95?5 105 ：0=95?5 1051440103N mm（高速轴）的输入转矩:T1 95?5 105 P =95?5 1055.06n1480103 N mm（中间轴）的输入转矩:T2

4、95?5 105 ：2=95?5 叫黑310 N mm（低速轴）的输入转矩:5 P>5 4 62T395?5 10 n3 =95?5 10 44.73103 N mm4轴（滚筒轴）的输入转矩：95?5 10亡= 95.5 1054484103 N mm轴编号名称转/(r/mi n)速转矩/I电动机转 轴1440X 104功率/KWII高速轴480x 105III中间轴x 105IV低速轴x 105V卷筒轴x 105四、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KA=,故FCa = Ka Pe= kW2. 选取窄V带类型根据FCa r。由课图8-9确定选用SPZ型

5、。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 odd2 = i ctn=3 80=240 mm根据2表 8-7 取 dd2 =250 mm按2式(8-13)验算带的速度带的速度合适.dd1 ro80 1440/ “ /V = = m/s <25 m/s60 100 60 1004. 确定窄V带的基准长度和传动中心距根据(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 /(dd2 dd1)L'd=2a

6、76;+ ( dd1+dd2) +24ao (250 80) =2 500+(250+80) +')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'd “c 1600 1532.55a = a° +=400+= mm25.演算主动轮上的包角由2式(8-6 )得0 dd2 dd11 = 180 +a= 180°+250 80533.7357.5°57.5°主动轮基准直径dd1 =80 mm从动轮基准 直径dd2 = 250mmZ = pCa(F0F0)KKl由n0=1440 r/mindd1=8

7、0 mmi =3查课表8-5c 和课表161.7°>120°主动轮上的包角合适6 计算窄V带的根数Z8-5d 得P0= kw查课表8-8得K =Kl =,6.6Z =(1.60 0.22) 0.95 0.99取 Z=4根。7 计算预紧力F。F0= 500 ( 1) qv2VE K查课表8-4得q= Kg/m, 故F0 = 500 6.6( 2.51)6.29 40.950.06526.29 =8 计算作用在轴上的压轴力Fp1Fp = 2ZF0Sin实际中心距a包角1 = 161.7°161.7=2 4 550.3 sin2=N9.带轮结构设计略。五、齿轮传动

8、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=14°初选小齿轮齿数为20。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。V带的根数Z = 42KT U 1/ZhZe、2设计公式：d1t > 3 . （ HE）dUH确定公式中各参数，选 Kt=,ZH二，二，=.1 2=+由表查得齿宽系数 d =。1查表得：材料弹性影响系数 ZE=MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限Hl

9、m1 = 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 = 60X 480X 1 X(2X 8X 8X 300)109N2 = N±=x 108i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数Khn1=, Khn2 =.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1%KHN1 H lim1SH 2 KHNHlim2 =X 560=588Mpa554.65884、计算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得:dit2KT U 1 ZhZe、2dit2 1.61 1.71ditd2 d1 i =计算小齿轮圆周速度:dnv =60

10、 10003.14 =s 60 1000计算齿宽b及模数m.b=dit53.87 mmmntdit cosZiC0S142.37622齿高:h= 2.25mnt =X =b 53.87h 5.346计算纵向重合度:0.318 d 乙 tan=X 1X 22 X tan14 °计算载荷系数K已知使用系数KA=1已知V= s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数Kv =由表查得：Kh的计算公式:Kh1.12 0.18(1 0.6 d2)d2 0.23 10 3b=+( 1+)+X 10 3d1 =d2 =再由表查的：KfKh Kf公式：K KaKvKh Kh=1 XXX再按实际载荷系数校正所算

11、得分度院圆直径:a d1t3K53.87 Kt计算模数：m d1 coscos1422模数M=齿宽B=22KTY cosYf Ysmn5、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：dZ12确定计算参数: 计算载荷系数:KaKvKf Kf=1 XXX根据纵向重合度:=，从表查得螺旋角影响系数丫 =计算当量齿数：Z22v1cos3cos314Zv2Z23 cos81cos314由课表10 5查取齿形系数YF 1 =, YF查取应力校正系数YS 1=, Y. 2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 =, K

12、FN2计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=KfN1 FE1 = 0.85 500S1.35K fn 2 FE2 = 0.9 380S =1.35计算大，小齿轮的Yf Ys,并加以比较:314.8Yf Ys253.3大齿轮的数值大,选用大齿轮Yf Ys 设计计算:mn2KTY cos2 Yf Ysd乙2mn3105 °88 COS2140.0155mn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计算齿数:d1 cos乙1cos142取 z1

13、= 26则 Z2 iZ1=976、几何尺寸计算: 计算中心距:(Z1 Z2)m a2cos(26 97)2 126.76mm2 cos14d!=来将中心距圆整为：127 mm按圆整后中心距修正螺旋角：arccos( Z! Z2)m arccos(2697)14 4arc 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：Z1m2di=coscos14.4Z2m2d2=coscos14.4计算齿轮宽度：bdd1=1 x =取 B2=54mmB1=60mm8高速级齿轮传动的几何尺寸齿数z1 = 26Z2 = 97中心距a=127 mm螺旋

14、角= 14.4分度圆直径d1 =d2 =齿宽b=B1 =60mm名称计算公式结果/mm法面模数m2面压力角a n20o螺旋角B分度圆直径d1d2齿顶圆直径da1=d1+2ha m=+2x 1 x 2da2=d2+2ha*m=+2x 2齿根圆直径df1 =d1 2hf*m= 2xx 2df2=d2 2hf*m= 2x 2x中心距a=m(Z1+Z)/ (2cos B)127=2x (22+81)/ ()齿宽b2=b54B 54bi=b+(5 10)mm602v/ Illi3、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=X

15、4572轮毂轴向长LLd> B54倒角尺寸nn1齿根圆处厚度C 0(T 04) mn8腹板最大直径D0D)ck 2 t 0216板孔分布圆直径D2D(D0+D)144板孔直径didi(D° D)35腹板厚CC18（二八低速齿轮机构设计1、已矢口 n3 = 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 =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

16、式：d3t > 32KT.U 1（ZHZE）2y d Uh确定公式中各参数，选 Kt=,ZH=, 二，=1 2=+选齿宽系数d =。1查表得：材料弹性影响系数 ZE=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：N3 = 60XX 1 X( 2X 8X 8X 300)=x 109N4 N3=1X109i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数Khn1=, Khn2计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1,失效概率1%。Khnh1 =x 590=531Mpa KHN

17、Hlim2 =X 560=532Mpah 1 h 25315324、计算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得:d3t2KT U 1(ZhZe)2UHd3t3 21.6V 1 1.713d3t计算小齿轮圆周速度:dnv =60 10003.1460=s1000计算齿宽b及模数m.b=d3t87.86mmmntd1t cosCOS14 3.04mm28齿高:h= 2.25mnt =X =b 87.86 h 6.85计算纵向重合度:0.318 d 乙 tan=X 1X 28 X tan14 °计算载荷系数K已知使用系数KA=1已知V= s, 7级齿轮精度，由表查得动载荷系数Kv =由表查得

18、：Kh的计算公式:Kh1.12 0.18(1 0.6d2)d20.23103b=+( 1 + )+x 10 3再由课表10 3查的:KfKh Kfd3t =公式：K KaKvKh Kh=1 XXX再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径:KKtd3d3t计算模数：mn5、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：mn 32KTY COS2 Yf YsdZ；b=m= h=确定计算参数: 计算载荷系数:=1 XXX根据纵向重合度:=，从课图10-28查得螺旋角影响系数丫 =计算当量齿数：Zv3乙cos328cos314Z v4Z23 COS81cos314再由课表10 5查取齿形系数Yf 1 =, Yf查取应

19、力校正系数YS 1 =, Ys 2 =计算大，小齿轮的Yf Ys,并加以比较:2.505 1.63531Yf Ys2.2 1.781532小齿轮的数值大，选用小齿轮Yf Ys 设计计算:2KTY cos2 Yf YsdZimn105 0.880 cos2140.00769mnmm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强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d3 =来计算齿数：d3 coscos14Z3=m2取 Z3 = 44得乙 iZ3 = 1276、几何尺寸计算：计算中心距：(Z3 Z4)m

20、a(44127)177.3mm2cos2cos14将中心距圆整为：177mm按圆整后中心距修正螺旋角：（Z3 乙）m ars（44127）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：d3Z3mcoscos13.7d4Z4mcoscos13.7计算齿轮宽度：bdd3=1X =取 B2 =90mmB1 =95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm面基数m n2Z3 = 44面压力角a n20o螺旋角B分度圆直径d3Z4=127d4齿顶圆直径da1=d1+2ha m=+2X 1 X2da2=ck+2ha*m=+2X 1

21、 X2中心距a=齿根圆直径df1 =d1 2hf m= 2 XX2螺旋角= 13.7df2=d2 2hf m= 2XX2中心距a=m(Z1+Z)/2cos B177齿宽b2=b90b1=b2+(5 10)mm95分度圆直径d3 =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。2、按切应力估算轴径由表153查得，取Ao=106轴伸出段直径di> Ao（p i/n i）1/3=106X 480）1/3=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,d 6；齿轮轴段。2）、确定各轴段的直径由

22、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=d=35mm齿轮段尺寸。分度圆 直彳径 d= d a= df=3）、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知 轴长L= + L伸出d4 =mmB2 =90mm,B1 =95mm伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出=(一 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40C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=170m

23、m AB=227mm(2) 、绘轴的受力图。F . pt/1 z -(3) 、计算轴上的作用力：Fti=2Ti/d i=2XX 103/54=Fri=Fi x tan a n/cos 3 i=x tan 207=1401NFa i=Fti x tan B i=x = 957N(4) 、计算支反力 绕支点B的力矩和工mb=O,得FA=Fi x 170+FaiXdi/2227=(1401 X 70+957X 27)227=1163N同理：工MAZ=0 ,得Fh=Fri X 57-FaiXda/2 227 =(1401 X 57-975 X 27)227=238N校核：艺 z=FAz- Fn+FBZ

24、 =238+1163-1401=0 计算无误同样，由绕支点B的力矩和工mb=0,得RxY=X 170/227=2792由艺MA=0，得Fby=X 5/227=936N校核：艺 z=FAy+ Rby Ft1 =936+2792-3728=0 计算无误、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。C处弯矩:Mz左=RazX 57=66291Nmm-A!Fr1 C(b) Ra；TFa1RbzBMz 右=RbzX 170=40460NmmMCy=FAyX 57=2792X 57=159144Nmm(6) 、合成弯矩MC 左=(M2cz左+Mcy) 1/2=(662912+4046(f) 1/2=77663Nm

25、mM右=(M"cz右+Mc0 1/2=(404602+1591442) "2=164207Nmm(7) 、转矩及转矩图。T2=100670Nmm(8) 、计算当量弯矩应力按正系数 a = S -1b/ S 0b=55/95=a T2=X 100670=58389NmmC处：Me左=MC左=159144Me右=皿右+( a TO2 1/2=(1642072+159144Y/2=174279Nmm(9) 、校核轴径。C剖面：de= (M ' e右/ S -1b) 1/3=(174279/ X 55)1/3 =31mmt 43mm强度足够。(10) 、轴的细部结构设计由表

26、6 1查出键槽尺寸：bX h=14X 9(t= , r=;由表6 2查出键长：L=45;Fa1AerirTB(b) Raz(|Rbz.iiiiiirilllFl 1 In i ii urn i iii in,.ACB(c)RtyRty(d)S ob=95MPaS b =640MPaS s=355MPab-i =275MPat -i=155MPab -i=60MPaS -ib=55MPa（二）、中间轴的设计i、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 抗拉强度极限： 屈服强度极限 弯曲疲劳极限 剪切疲劳极限 许用弯曲应

27、力2、轴的初步估算根据表15 3,取A=112d> 2；'匕=112址=血Y129.73考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D=dmin=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di=d5=dmin=40mm. 齿轮2处轴头直径d2=45mm齿轮2定位轴角厚度。hmin=d, 取 hmin=5mn该处直径 d2=54mm齿轮3的直径：d3 = ,d a3=,d f3 =由轴承表511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=,两齿轮端面间的距离 4=10mm其余的如图45钢调质4、按许用

28、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。选滚动轴承30208(3) 、计算轴上的作用力：o齿轮 2: Ft2 =2T/d 2=2XX 10/= Fr2=Ft2 X tan a n/cos B 2=X tan 207=1342NF« 2=Ft2 X tan B 2=3571 X=917N齿轮 3: Ft3=2T/d3 =2XX 103/=78 99N Fr3=F3 X tan n/cos B 3=7899X tan20 o/=2959NF a 3=F3 X tan B 3=7899X

29、= 926N(4) 、计算支反力绕支点B的力矩和工mbz=O,得Rz=Fr2(88+72) + Fa2Xd2/2 + Fa3Xd3/2 Fr3 X 72217=(1342 X 160+917X +1926XX 2959)217=833N同理：艺MA2=0 ,得Fk=Fr3(57+88) + Fa3Xd3/2 + Fa2Xd2/2 Fr2 X 57217=(2959 X 165+917X +1926XX 57)217=2450N校核：艺 z=FAz+F3 Fr2 Fbz =833+2959-1342-2450=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和工mb=0,得Rw=(3571 X 160+7899

30、X 72)/217=5449N由工MA=0,得Fby= (3571X 57+7899X 145) /217=6021校核：艺 z=FAy+ Rby Ft3 Ft2 =5449+602=0计算无误、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa2ABFr2CDRbz(b)RazFr3Fa3ILHIH Mc左C处弯矩：MCz左=RAzX 57=833X 57=43316NmmMCz右=RAzX 57 Fa2d2/2=833X 57- 917X=-48522NmmD 处弯矩：MDz左=RBzX 72+Fa3 Xd 3/2=2450X 72+1926X=263609NmmMDz*=RBzX 72=176400

31、水平面弯矩图。AFt2 BFt3 C(c)-Mcy11111 1 134III-j- - IT:Md1y1 Illi山小Mcy=RAyX 57=5449X 57=283348NmmMDY=FByX 72=6021X Nmm(6)、合成弯矩处：MC左=(Mcz左+Mcy) 1/2=(433162+28334g) 1/2=286640NmmM 右=(Mfcz 右+Mc01/2=(485222+283348") 1/2=287473Nmm D处：MD 左=(Mdz 左+Mdy) 1/2=(2636092+4335佢)1/2=507368Nmm MD右=M+ML0 1/2=(1764OO2+

32、433512") "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 = S -ib/ S °b=55/95=a T2=x 533660=309523NmmC 处：M c左=MC左=286640M c右=M2c右+( a T2)2 1/2=(2874732+309523Y/2=422428Nmm D处：M d左=M2d左+( a T2)2 1/2=(50 7 3682+30 952才)1/2=588346Nmm M d右=d右=468027Nmm(9)、校核轴径。C剖面：dc= (M ' c右/

33、S -1b) 1/3=(422428/ X 55)1/3 =v 45mm强度足够。11/31/3D剖面：dD= (M d右/ S -1b) =(588346/ X 55) =v (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：bX h=14X 9(t= , r=;由表6 2查出键长：L-45;McyEHirnT一 rrn-lTninl1Mc涯"血左fadMdz右Illi II II nTllrir-JMcz右AFt2BFt31CD1(C)Rb3MdylFr-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 ,U, G都是 危

34、险段面，但是由于I,U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： 弘=64OMPa0s 355MPa 。由手册查得:S-1 = 275MPaT"i155MPaS0 = 45OMPa；r0288MPa(T2X275 4500.232 ¥ 1 - ¥0 ¥r 一-1 0 1 ¥02X 180 2880.25288I剖面的安全系数:抗弯断面系数：WI,3n d32bt(d t)2d3.14x 473 3216沁(47_6)28470.87mm2x 47抗扭断面系数:n d31

35、6bt(d t)2d3.14x 47316216xX (476)2x 47弯曲应力幅：8a372X10543.92MPa8470.87弯曲平均应力8 m扭转切应力幅:T2WTI彳5766 皿 10MPa2x 18658.5算:平均切应力：TmaTa 10MPa键槽所引起的有效应力集中系数Ks 1,Kt 1.5再由手册查得，表面状态系数B二，尺寸系数 =0.80,上匚1 1.36Be 8剪切配合零件的综合影响系数(Ks)D 2.52，取(Ks)D©51.96B£t剪切配合零件的综合影响系数(Kt)d 0.4 0.6(Ks)d 1.91 , 取(Kt)d 1.91进行计算,由齿

36、轮计算循环次数4.38x108 >107，所以取寿命系数Kn 1Kn8 1(Ks)D8a3.05¥8 m018658.5mm2.52进行计e r 0.83.STIKNT 1(KS "a1X180 16.671.91 x 5 0.25x 5综合安全系数:SiStis2i+s2i3.04 >S1.5所以具有足够的强度(三八低速轴的设计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A=112轴伸出段直径d1> A(p 3/n 3) 1/3=112X 1/3=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,

37、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,d 8；轴承安装定位轴段 d4;轴身d5,d 7;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=67mm CB=141mm AB=208mm(2) 、绘轴的受力图。45钢调质选择滚动轴 承30211(3) 、计算轴上的作用力：Ft4=2T；/d 4=2 X 986380/=7488NFm=F4 X tan a n/cos 3 4=X tan 207=2805NFa4

38、=Ft4 Xtan B 4=7488X=684N(4) 、计算支反力 绕支点B的力矩和工mb=O,得RZ=Fr4 X 141+Fa4Xd 4/2208=2335N同理：艺MA2=0 ,得Rsz=Fr4 X 67-F a4 Xd 4/2208=470N校核：艺 z=FAz- Fn+FBz =4708+2335-2805=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和工mb=0,得Rw=7488X 141/2208=5076由艺MA=0，得Fby=7488X 67/208=2412N校核：艺 z=FAy+ Rby Fti =2412+5076-7488=0 计算无误、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。A!(

39、Fr1(b) Ra；TFa1RbzBC处弯矩：Mz左=RazX 67=156445NmmMz 右=RbzX 14 仁340374NmmMCy=FAyX 67=340092Nmm(6)、合成弯矩MC 左=(M"cz 左+MCY) 1/2=(1564 652+34 0 37/) 1/2=374614NmmM 右=(M"cz 右+McY) 1/2=(3403742+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 = S呵/ S 0b=55/95=a T2=x 986380=572100NmmC处：Me左=M

40、C左=374614M e右=M2e右+( a I)2 1/2=(5721002+376414") 1/2=684826Nmm(9) 、校核轴径C剖面：de= (M ' e右/ S -ib) 1/3=(684826/ X 55)1/3 =50mmt 62mm强度足够。(10) 、轴的细部结构设计 由表6 1查出键槽尺寸：bx h=18X 11由表6 2查出键长：L=70;Aer-B(b) Raz|RbzrrtlHlHlI 1lll|JtlnL.Fa1CBA(c)RtyRty(d)，汕Mil七、滚动轴承的校核计算(一)中间滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为30208由表9- 16查得Cr= kN, C0r =e=1、作用在轴承上的负荷。1) 、径向负荷A处轴承 Fri =(R2az+F2ay) 1/2=(8332+5449") "2=5512NB 处轴承 FRn=(R2Bz+FfBY)1/2=(24502+60212) "2=6500N2) 、轴向负荷3) 、轴承受力简图。S1FaS2戶1Fri外部轴向力 FA=F