传送带课程设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上西南科技大学城市学院 City College of Southwest University Of Science and Technology 课程设计论文（设计） 论文题目： 带式运输机传动装置设计（8） 指导教师： 系 别： 机电工程系 专业班级： 姓 名： 学 号： 日 期： 2013年06月 第一章 带式运输机传动装置设计任务书1.1 原理图图11 带式运输机传动装置传动系统图1.1.2 设计数据表11 带式运输机传动装置设计数据名称运输带工作拉力F/N运输带工作速度/v（m/s）卷筒直径D/mm数据19002.453601.3 工作要求 连续单向运转，工

2、作时有轻微振动，空载起动，使用期10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允误差为±5%1. 4 完成要求 1）设计说明书 1 份 2）减速器装配图（A0） 1 张 3）零件图（A2） 2 张 第二章 带式运输机传动装置设计过程2.1 电动机的选择2.1.1 电动机额定功率P0的计算 1、带所需功率Pw的计算 PwFwVw1000 1900×2.451000KW 4.655KW2、电动机所需功率Pd的计算PdPw0 4.6550.885 KW 5.260KW注：（1）传动装置各部件间的传递效率取值1为两个联轴器的传递效率：10.995 2为两对齿轮的传递效率：20.99 3

3、为减速箱中三对轴承的传递效率：30.99 4为卷筒中一对轴承的传递效率：40.99 5为卷筒与运输带的传递效率：50.95 （2）串联传动装置总传动效率0为组成传动装置的各个运动副或传递副传递效率的乘积，即0123n（3）带式运输机传动装置的总传递效率为 0132323145 12223345 0.8853、电动机额定功率P0的计算 根据推荐计算公式P0 （11.3）Pd 有 P0 P0 1.3Pd 即 5.260KW P0 6.838KW2.1.2 电动机转速nd的计算1、卷筒转速nw的计算 nw60×1000VwD 60×1000×2.45（3.142

4、5;360）rmin 130rmin2、电动机满载转速nd的计算 根据二级展开式圆柱齿轮减速器常用的传动比为i840和传动比的计算公式indnw 有 ndnw×i 则 8ind40i 即 1040 rminnd5200 rmin2.1.3 电动机类型和结构的选择 据已知条件和实际情况选择Y系列三相异步电动机且选择B3安装结构形式2.1.4电动机具体参数的确定 根据电动机的类型、结构、P0和nd的范围选择Y132S-4电动机。表21 Y132S-4电动机具体参数电动机型号额定功率（KW）满载转速 （rmin）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量（Kg）Y132S-45.514402.2

5、2.3682.2总传动比及分配和相关动力参数的计算2.2.1 总传动比i0的计算 i0ndnw 1440130 112.2.2 总传动比i0的分配根据二级展开式圆柱齿轮减速器中高速齿轮间的传动比i1与低速齿轮间的传动比i2常常满足i1（1.31.5）i2有取 i11.4i2则 i22.8 即 i13.92.2.3 相关动力参数的计算1、电动机动力参数的计算（1）电动机转速n0的计算 由表21有 n01440 rmin（2）电动机功率P0的计算由表21有 P05.5KW（3）电动机转矩T0的计算 T09550×P0n0 9550×5.51440（N·m） 36.47

6、6（N·m）2、高速轴(I)动力参数的计算（1）高速轴(I)转速n1的计算根据高速轴与电动机轴由联轴器相连有n1n01440 rmin（2）高速轴(I)功率P1的计算根据电动机轴到高速轴的传递效率I 10.995有P1I P00.995×5.5KW 5.473KW（3）高速轴(I)转矩T1的计算 T19550×P1n1 9550×5.4731440（Nm） 36.297（Nm）3、中间轴(II)动力参数的计算（1）中间轴(II)转速n2的计算根据高速轴与中间轴的传动比i13.9有n2n1i114403.9 rmin 369.231 rmin（2）中间轴(

7、II)功率P2的计算根据高速轴到中间轴的传递效率II 3×20.99×0.99有P2II P10.99×0.99×5.473KW 5.364KW（3）中间轴(II)转矩T2的计算 T29550×P2n2 9550×5.364369.231（Nm） 138.738（Nm）4、低速轴(III)动力参数的计算（1）低速轴(III)转速n3的计算据中间轴与低速轴的传动比i22.8有n3n2i2369.2312.8 rmin 131.868 rmin（2）低速轴(III)功率P3的计算根据中间轴到低速轴的传递效率33×20.99

8、15;0.99有P33 P20.99×0.99×5.364KW 5.257KW（3）低速轴(III)转矩T3的计算 T39550×P3n3 9550×5.257131.868（Nm） 380.717（Nm）5、卷筒轴(v)动力参数的计算（1）卷筒轴(v)转速nv的计算根据低速轴与卷筒轴由联轴器相连有n4 n3131.868 rmin（2）卷筒轴(v)功率Pv的计算根据低速轴到卷筒轴由联轴器相连v 1×30.995×0.99的传递效率有P4vP30.995×0.99×5.257KW 5.196KW（3）卷筒轴(v)转

9、矩T4的计算 T49550×P4n4 9550×5.196131.868（Nm） 376.300（Nm）6、各轴运动和动力参数的数据整理表22 各轴的运动和动力参数参数轴名电动机轴轴轴轴卷筒轴转速n（rmin231131.868131.868功率PKW5.55.4735.3645.2575.196转矩T（N·m）36.47636.297138.738380.717376.300传动比 i13.92.81效率0.9900.9800.9800.9802.3 齿轮的计算2.3.1 高速级齿轮的计算1、齿轮精度等级、材料及齿数的选择（1）齿轮精度

10、等级的选择 根据传动装置选择二级展开式圆柱齿轮的传动方案和工作要求选择精度等级为7级的标准圆柱直齿轮（2）齿轮材料的选择 根据带式运输机传动装置的要求，小齿轮采用45钢（调质处理），硬度为210HBS；大齿轮采用45钢（调质处理），硬度为250HBS。（3）齿轮齿数的选择 根据开式齿轮传动中小齿轮齿数一般取1720初选小齿轮齿数Z1为20，则大齿轮齿数Z2由一对齿轮传动的传动比与齿轮齿数关系i1Z2Z1有Z2i1×Z13.9×20782、齿轮参数的计算（1）按齿面强度的计算1) 小齿轮分度圆直径d1的计算 根据d1t2.323 KT1 d (u±1)u ZEH2

11、代值解得 d1t43.157mm注：K为载荷系数的试选值：取K1.3 T1为小齿轮的传递转矩：T13.6297×104N·mm u为齿轮的齿数比：ui13.9 d为齿宽系数：根据齿轮材料的硬度和齿面的类型查机械设计1书表10-7有d1 ZE为齿弹性影响系数：根据齿轮材料查机械设计书表10-6有ZE189.8MPa1/ h为齿轮的需用接触应力1>大小齿轮应力循环次数N2 N1的计算 根据 N60×njLh有小齿轮 N1的计算： N160×njLh60×1440×1×（1×8×300×10）

12、2.0376×109 又根据u N1 N2有 N2 N1u2.0376×1093.9 5.3169×108 2> H1和H2为齿轮的接触疲劳许用应力： H1KHn1·lim1S 0.96×6001MPa 576MPaH2KHn2·lim2S 1.08×5501MPa 594 MPa（S为安全系数：按要求选择S1KHn为齿轮接触疲劳寿命系数：根据齿轮应力循环次数查机械设计书图10-19有 KHn1 0.96， KHn2 1.08 lim为齿轮的接触疲劳强度极限：根据齿轮材料查机械设计书图10-21d有lim1600MPa

13、，lim2550MPa）2) 圆周速度V1的计算V1d1tn1(60×1000)(3.142×43.157×1440 )(60×1000)m/s 3.254 m/s3) 齿轮齿宽b、模数mz及齿高h的计算 bdd1t 1×43.157mm 43.157mm mzd1tZ1 43.15720 2.158 h2.25 mz 2.25×2.158mm 4.9mm4) 齿轮载荷系数K的计算 KKA KV KHKH 1×1.1×1×1.417 1.56注： KA为齿轮使用系数：由传动装置工作要求查机械设计书表10-

14、2有KA1 KV为动载系数：根据齿轮圆周速度和精度等级查机械设计书图10-8有 KV1.1 KH为齿轮接触齿向载荷分布系数：查机械设计书表10-4有KH1.417 KF为齿轮弯曲齿向载荷分布系数：查机械设计书图10-13有KF1.4 KH为齿轮齿间载荷分布系数：查机械设计书表10-3有KFKH15)齿轮分度圆直径d1t的校正 d1=d1t3KKt =43.157×31.561.3mm =45.86mm6) 齿轮模数mn的计算 mnd1Z1 45.8620 2.29（2）按齿根弯曲强度计算齿轮模数mn满足mn32K0T1dZ12YFaYSaFmax 代值解得mn1.72注：K0为载荷系

15、数：K0KA KV KFKH1×1.1×1×1.4171.56 YFa和YSa分别为齿轮齿形系数和应力校正系数：查机械设计书表10-5有YFa12.80 YFa2 2.22 和YSa11.55 YSa21.77 F为弯曲疲劳许用应力：根据FKFn·FES有 F1KFn·FES 0.83×4001.4MPa 237 MPaF2KFn·FES 0.87×5001.4MPa 304MPa（其中 KFn为弯曲疲劳寿命系数：根据应力循环次数和材料机械设计书图10-18有KFn10.83和 Fn20.87；FE 为弯曲疲劳强度

16、极限：根据齿轮材料机械设计书图10-20c有FE1400MPa和 FE2 500MPa；S为安全系数：取S1.4） YFaYSaFmax为两齿轮YFaYSaF计算结果的较大值： YFa1YSa1F12.80×1.55237 0.018 YFa2YSa2F22.22×1.77304 0.013（3）齿轮参数的确定根据按齿面强度的计算和按齿根换取强度计算结果的比较有 mn2则Z1d1mn 45.862 22.93取 Z123则 Z2u Z1 3.9×23 89.7取 Z2903、齿轮几何尺寸的计算（1）大小齿轮分度圆直径的计算d1 Z1 mn 23×2mm

17、46mmd2 Z2 mn 90× 2mm 180mm（2）两齿轮中心距a12的计算 a12（d1 d2）2 （46 180）2 113mm（3）大小齿轮齿宽b的计算 bdd1 1×46mm 46mmb圆整后小齿轮的齿宽取B150mm又根据大小齿轮齿宽相差510mm，则大齿轮齿宽取B245mm2.3.2 低速级齿轮的计算1、齿轮精度等级、材料及齿数的选择（1）齿轮精度等级的选择 根据传动装置选择二级展开式圆柱齿轮的传动方案和工作要求选择精度等级为7级的标准圆柱直齿轮（2）齿轮材料的选择 根据带式运输机传动装置的要求，小齿轮采用45钢（调质处理），硬度为210HBS；大齿轮采用

18、45钢（调质处理），硬度为250HBS。（3）齿轮齿数的选择 根据开式齿轮传动中小齿轮齿数一般取1720初选小齿轮齿数Z1为20，则大齿轮齿数Z2由一对齿轮传动的传动比与齿轮齿数关系i2Z2Z1有Z2i2×Z12.8×20562、齿轮参数的计算（1）按齿面强度的计算1) 小齿轮分度圆直径d1的计算 根据d1t2.323 KT1 d (u±1)u ZEH2 代值解得 d1t69.234mm注：K为载荷系数的试选值：取K1.3 T2为小齿轮的传递转矩：T2138.738×103N·mm u为齿轮的齿数比：ui22.8 d为齿宽系数：根据齿轮材料的硬

19、度和齿面的类型查机械设计1书表10-7有d1 ZE为齿弹性影响系数：根据齿轮材料查机械设计书表10-6有ZE189.8MPa1/ h为齿轮的需用接触应力1>大小齿轮应力循环次数N2 N1的计算 根据 N60×njLh有小齿轮 N1的计算： N160×njLh60×1440×1×（1×8×300×10） 2.0376×109 又根据u N1 N2有 N2 N1u2.0376×1092.8 7.277×108 2> H1和H2为齿轮的接触疲劳许用应力： H1KHn1·

20、lim1S 0.96×6001MPa 576MPaH2KHn2·lim2S 1.10×5501MPa 605 MPa（S为安全系数：按要求选择S1KHn为齿轮接触疲劳寿命系数：根据齿轮应力循环次数查机械设计书图10-19有 KHn1 0.96， KHn2 1.10 lim为齿轮的接触疲劳强度极限：根据齿轮材料查机械设计书图10-21d有lim1600MPa，lim2550MPa）2) 圆周速度V1的计算V1d1tn1(60×1000)(3.142×69.234×369.231 )(60×1000)m/s 1.339m/s3)

21、 齿轮齿宽b、模数mz及齿高h的计算 bdd1t 1×69.234mm 69.234mm mzd1tZ1 69.23420 3.46 h2.25 mz 2.25×3.46mm 7.8mm4) 齿轮载荷系数K的计算 KKA KV KHKH 1×1.05×1×1.42 1.491注： KA为齿轮使用系数：由传动装置工作要求查机械设计书表10-2有KA1 KV为动载系数：根据齿轮圆周速度和精度等级查机械设计书图10-8有 KV1.05 KH为齿轮接触齿向载荷分布系数：查机械设计书表10-4有KH1.42 KF为齿轮弯曲齿向载荷分布系数：查机械设计书图

22、10-13有KF1.4 KH为齿轮齿间载荷分布系数：查机械设计书表10-3有KFKH15)齿轮分度圆直径d1t的校正 d1=d1t3KKt =69.234×31.4911.3mm =72.47mm6) 齿轮模数mn的计算 mnd1Z1 72.4720 3.62（2）按齿根弯曲强度计算齿轮模数mn满足mn32K0T2dZ12YFaYSaFmax 代值解得mn2.65注：K0为载荷系数：K0KA KV KFKH1×1.05×1×1.421.491 YFa和YSa分别为齿轮齿形系数和应力校正系数：查机械设计书表10-5有YFa12.80 YFa2 2.28 和

23、YSa11.55 YSa21.73 F为弯曲疲劳许用应力：根据FKFn·FES有 F1KFn·FES 0.83×4001.4MPa 237 MPaF2KFn·FES 0.87×5001.4MPa 304MPa（其中 KFn为弯曲疲劳寿命系数：根据应力循环次数和材料机械设计书图10-18有KFn10.83和 Fn20.87；FE 为弯曲疲劳强度极限：根据齿轮材料机械设计书图10-20c有FE1400MPa和 FE2 500MPa；S为安全系数：取S1.4） YFaYSaFmax为两齿轮YFaYSaF计算结果的较大值： YFa1YSa1F12.80

24、×1.55237 0.018 YFa2YSa2F22.28×1.73304 0.013（3）齿轮参数的确定根据按齿面强度的计算和按齿根换取强度计算结果的比较有 mn3则Z1d1mn 72.473 24.16取 Z125则 Z2u Z1 2.8×25 103.6取 Z2703、齿轮几何尺寸的计算（1）大小齿轮分度圆直径的计算d1 Z1 mn 25×3mm 75mmd2 Z2 mn 70× 3mm 210mm（2）两齿轮中心距a12的计算 a12（d1 d2）2 （75 210）2 142.5mm（3）大小齿轮齿宽b的计算 bdd1 1×

25、75mm 75mm小齿轮的齿宽取B175mm又根据大小齿轮齿宽相差510mm，则大齿轮齿宽取B270mm2.4 轴的直径计算2.4.1轴的材料选择根据轴的工作条件，材料选用45钢，调质处理。2.4.2轴的最小直径计算由机械设计（第八版）式15-2：轴的最小直径dA03Pn由机械设计（第八版）表15-3：A0=120对于d100mm的轴，有一个键槽直径增大3%，有两个键槽时，应增大7%。对于直径d100mm的轴，有一个键槽，轴径增大5%7%；有两个键槽时，轴径增大10%15%。1、 高速轴高速轴的功率P=5.473Kw高速轴的转速n=1440r/mind轴min=18.727mm2、 过渡轴过渡

26、轴的功率P=5.364Kw过渡轴的转速n=369.231r/mind轴min=29.280mm3、 低速轴低速轴的功率P=5.257Kw低速轴的转速n=131.868r/mind轴min=40.993mm2.4.3高速轴直径d轴1：高速轴的最小直径d轴min=18.727mm，在高速轴最小直径处安装联轴器，有一个键槽，故高速轴的最小直径d轴min=18.727×（1+7%）=20.038mm，圆整后去d轴1=22mmd轴2：高速轴安装滚动轴承处，取d轴2=30mmd轴3：高速轴过渡轴段，该处轴肩定位挡油环，故轴肩高度 h（0.070.1）d轴2；故取d轴3=35mmd轴4：安装高速级

27、小齿轮处，小齿轮分度圆直径d=46mm，因齿根圆到键槽底部的距离较小，故应选用齿轮轴结构d轴5：高速轴安装滚动轴承处，一根轴上安装的滚动轴承选用同一个滚动轴承，d轴5=30mm2.4.4过渡轴的直径d轴1：过渡轴最小直径处，在该轴段处安装过渡轴滚动轴承，d轴min=29.280mm，圆整后取d轴1=30mmd轴2：过渡轴安装低速级小齿轮处，低速轴小齿轮分度圆直径d=75mm，由于齿根圆到键槽底部距离较小，采用齿轮轴结构d轴5：过渡轴安装滚动轴承段，同一个轴上安装相同的滚动轴承，d轴5=30mmd轴4：过渡轴安装高速级大齿轮，取d轴4=35mmd轴3：过渡轴段，因过渡轴段要对齿轮进行定位，轴肩高

28、度 h（0.070.1）d轴4，取d轴3=40mm2.4.5低速轴的直径d轴:6：低速轴最小直径处d轴min=40.993mm，也是安装联轴器处，该处有一个键槽d轴min=40.993×（1+7%）=42.063，圆整后取d轴6=45mmd轴5、d轴1：低速轴安装滚动轴承处，取d轴5=d轴1=50mmd轴4：过渡轴段处，选取直径d轴3=55mmd轴2：安装低速级大齿轮处，选用轴径d轴2=55mmd轴3：轴肩段用于定位低速级大齿轮，轴肩高度 h（0.070.1）d轴2，d轴3=60mm2.5联轴器的选择1、联轴器的选择根据轴的结构设计知输入轴的最小直径是安装联轴器处轴端直径和联轴器与电

29、动机为标准件，为了满足标准设计要求而同时选择联轴器<1>联轴器转矩的计算根据TcaKATI有TcaKATI1.5×36.297N·m54.445 N·m根据电动机选择的是Y132S-4有电动机轴的直径为38mm<2>根据输入轴的最小直径、联轴器的转矩和电动机轴的直径查机械设计课程设计表15-7选择LM4联轴器YA38×82YA22×52MT4-a (GB/T 5727-2002)且根据装配要求联轴器段的长度为50mm，又根据联轴器装配时由轴肩定位，则下一段直径选择30mm   2）

30、联轴器的选择根据轴的结构设计知输出轴的最小直径是安装联轴器处轴端直径和，为了满足设计要求而同时选择联轴器<1>联轴器转矩的计算根据TcaKATI有TcaKATIII1.5×380.717N·m571 N·m<2>根据输出轴的最小直径、联轴器的转矩查机械设计课程设计表15-7选择LX3联轴器YA45×112YA40×112(GB/T 5014-2003)且根据装配要求联轴器段的长度为110mm, 又根据联轴器装配时由轴肩定位，则下一段直径选择50mm。2.6滚动轴承的选择1、高速轴上滚动轴承的选择 高速

31、轴上安装滚动轴承的轴直径d轴2=30mm，由机械设计课程设计表13-1，选用圆锥滚子轴承30206（GB/T 297-1994），d×D×T×B=30mm×62mm×17.25mm×16mm2、过渡轴上滚动轴承的选择 过渡轴上安装滚动轴承的轴直径d轴1=30mm，由机械设计课程设计表13-1，选用圆锥滚子轴承30206（GB/T 297-1994），d×D×T×B=30mm×62mm×17.25mm×16mm4、 低速轴上滚动轴承的选择低速轴上安装滚动轴承处轴的直径d轴1=5

32、0mm，由机械设计课程设计表13-1，选用圆锥滚子轴承30210（GB/T 297-1994），d×D×T×B=50mm×90mm×21.75mm×20mm2.7轴的长度设计2.7.1高速齿轮轴各轴段长度l轴1：轴上安装联轴器处，由联轴器的安装长度得到l轴1=50mml轴2：轴上安装端盖、滚动轴承、挡油环处，取l轴2=88mml轴3：过渡轴段，l轴3=90mml轴4：齿轮轴段，由齿轮结构得到l轴4=50mml轴5：轴上安装滚动轴承、挡油环，取l轴5=402.7.2过渡齿轮轴各轴段长度l轴1：轴上安装滚动轴承、挡油环， l轴1=40.5

33、mml轴2：齿轮轴段，由齿轮结构得到l轴2=75mml轴3：轴肩段，对齿轮进行定位，l轴3=15mml轴4：轴上安装高速级大齿轮处，l轴4=43.5mml轴5：轴上安装滚动轴承、挡油环处，l轴5=42mm2.7.3低速轴各轴段长度l轴1：轴上安装滚动轴承、挡油环处，该轴段对齿轮定位，l轴1=45mml轴2：轴上安装低速级大齿轮处，l轴2=68mml轴3：轴肩段，对齿轮定位，l轴3=15mml轴4：过渡轴段l轴4=45mml轴5：轴上安装滚动轴承、挡油环处，l轴5=43mml轴6：轴上安装联轴器处，由联轴器的安装尺寸l轴6=110mm2.8轴的校核2.8.1高速齿轮轴的校核齿轮的作用力应在轮宽度

34、的中点，高速轴上安装的滚动轴承是圆锥滚子轴承30206轴承，由机械设计课程设计表13-1中查得，载荷作用中心到轴承外端面的距离a=13.8mm，故可计算支承点位置和轴上各力作用点位置。1、轴的受力简图2、齿轮对轴的作用力Ft1=2Td轴4=2×36.297/（46×10-3）=1578.13N 方向向上Fr1= Ft1tan=574.392N 方向向外3、轴的支反力水平面内：以D为力矩中心：-（49.2+139.2）F1B+139.2 Fr1=0 得到：F1B=424.392N 方向向里由水平面内合力为零，有：Fr1= F1B+ F2B 得到：F2B=150N 方向向里垂直

35、面内：以D为力矩中心：（49.2+139.2）F1A-139.2 Ft1=0 得到：F1A=1166.007N 方向向下由水平面内合力为零，有：Ft1= F1A+ F2A 得到：F2A=412.123N 方向向下轴受到的总支反力：F1=2F1A2+F1B2=1240.839N F2=2F2A2+F2B2=440.452N4、弯矩计算水平面内弯矩计算：MA= MB = MD = ME=0 MC左=-49.2 F1B=-20880.086N·mm MC右=139.2 F2B=20880.086N·mm 垂直面内弯矩计算：MA= MB = MD = ME=0 MC左=49.2 F

36、1A=57367.544N·mm MC右=-139.2 F2A=-57367.544N·mm 合成弯矩：MA= MB = MD = ME=0MC左=61049.267 N·mmMC右=61049.267 N·mm5、 轴的转矩T=T1=36.297N·m6、 轴的弯矩图 从上到下依次为轴在水平面内受力分析、轴在水平面内的弯矩图、轴在垂直面内的受力分析、轴在垂直面内弯矩图、轴的合弯矩图、轴的转矩图7、 轴的校核由机械设计（第八版）表15-4【2】：W=0.1d3由机械设计（第八版）表15-1【2】：-1=60MPa因过渡轴为脉冲循环变应力，取=0

37、.6由弯矩图得到：C2截面处强度：ca=（MCW）2+4(T32W)2C截面处直径dc= d轴4=46mm故：caC=7.297MPa <60MPa=-1满足弯曲强度要求2.8.2过渡齿轮轴的校核齿轮的作用力应在轮宽度的中点，高速轴上安装的滚动轴承是圆锥滚子轴承30206轴承，由机械设计课程设计表13-1中查得，载荷作用中心到轴承外端面的距离a=13.8mm，故可计算支承点位置和轴上各力作用点位置。1、轴的受力图2、齿轮对轴的作用力Ft2=2Td轴4=2×36.297/（180×10-3）=403.3N 方向向下Fr2= Ft2tan=146.789N 方向向外Ft3

38、=2Td轴2=2×138.738/（75×10-3）=3699.68N 方向向下Fr3= Ft3tan=1346.573 方向向里3、轴受到的支反力 水平面内： 以E为力矩中心：-（64.2+75+49.2）F3B+（75+49.2）Fr2-49.2 Fr3=0 得到：F3B=254.884N 方向向外 由水平面内合力为零：F3B+ Fr2= Fr3+ F4B 得到: F4B =944.9N 方向向外 垂直面内： 以E为力矩中心：-（64.2+75+49.2）F3A+（75+49.2）Ft2+49.2 Ft3=0 得到：F3A=1232.028N 方向向上 由水平面内合力为

39、零： Ft2+ Ft3= F3A + F4A 得到: F4A =2870.952N 方向向上 轴的总支反力： F3=2F3A2+F3B2=1258.117NF4=2F4A2+F4B2=3022.45N4、轴的弯矩计算水平面内：MA= MB = ME=0MC左=64.2F3B=16363.553 N·mmMC右=75Fr3-（75+49.2）F4B=-16363.553 N·mmMD左=（64.2+75）F3B+75 Fr2=46489.028 N·mm MD右=-49.2 F4B=-46489.028 N·mm 垂直面内： MA= MB = ME=0 M

40、C左=-64.2 F3A=-79096.1976 N·mm MC右=-75Ft3+（75+49.2）F4A=79096.1976 N·mm MD左=-（64.2+75）F3A+75Ft2=-.798 N·mm MD右=49.2F4A=.798 N·mm 合成弯矩： MA= MB = ME=0 MC左= MC右=80770.818 N·mm MD左= MD右=.697 N·mm5、轴的转矩T=T=138.738 N·m6、轴的弯矩图从上到下依次为轴在水平面内受力分析、轴在水平面内的弯矩图、轴在垂直面内的受力分析、轴在垂直面内弯

41、矩图、轴的合弯矩图、轴的转矩图7、轴的校核 由机械设计（第八版）表15-4【2】：W=0.1d3由机械设计（第八版）表15-1【2】：-1=60MPa因过渡轴为脉冲循环变应力，取=0.6由弯矩图得到：C截面处强度：ca=（MCW）2+4(T32W)2C截面处直径dc=d轴4=35mm故：caC=32.414MPa <60MPa=-1由弯矩图得到：D截面处强度：ca=（MDW）2+4(T32W)2D截面处直径dD= d轴2=75mm故：caD=4.809MPa <60MPa=-1满足弯曲强度要求2.8.3低速轴的校核齿轮的作用力应在轮宽度的中点，高速轴上安装的滚动轴承是圆锥滚子轴承3

42、0210轴承，由机械设计课程设计表13-1中查得，载荷作用中心到轴承外端面的距离a=20mm，故可计算支承点位置和轴上各力作用点位置。1、 轴的受力图2、 齿轮对轴的作用力Ft4=2Td轴2=2×138.738/（210×10-3）=1321.314N 方向向上Fr4= Ft4tan=480.919N 方向向里3、 轴的支反力水平面内支反力：以D为力矩中心：（118+58）F5B-58Fr4=0 得到：F5B=158.484N 方向向外由水平面内合力为零：Fr4= F5B+ F6B 得到：F6B=322.435N 方向向外垂直面内支反力：以D为力矩中心：（118+58）F5

43、A-58Ft4=0 得到：Ft4=435.433N 方向向下由水平面内合力为零：Ft4= F5A+ F6A 得到：F6A=885.881N 方向向下轴的总支反力：F5=2F5A2+F5B2=463.378NF6=2F6A2+F6B2=942.735N4、 轴的弯矩计算水平面内弯矩计算：MA= MB = MD = ME=0 MC左=118 F5B=18701.112N·mm MC右=-58 F6B=-18701.112N·mm 垂直面内弯矩计算：MA= MB = MD = ME=0 MC左=118 F5A=51381.094N·mm MC右=-58 F6A=-513

44、81.094N·mm 合成弯矩：MA= MB = MD = ME=0MC左=54678.504 N·mmMC右=54678.504 N·mm5、轴的转矩T=T=380.717N·m6、轴的弯矩图从上到下依次为轴在水平面内受力分析、轴在水平面内的弯矩图、轴在垂直面内的受力分析、轴在垂直面内弯矩图、轴的合弯矩图、轴的转矩图7、轴的校核由机械设计（第八版）表15-4【2】：W=0.1d3由机械设计（第八版）表15-1【2】：-1=60MPa因过渡轴为脉冲循环变应力，取=0.6由弯矩图得到：C截面处强度：ca=（MCW）2+4(T32W)2C截面处直径dc=d轴2=55mm故：caC=23.118MPa <60MPa=-1满足弯曲强度要求2.9键的设计与校核1、高速齿轮轴联轴器处键（键1）的设计与校核 由轴与联轴器连接处结构选用单圆头（C型）键安装联轴器处轴的直径d轴1=22mm，由机械设计课程设计表11-26【3】：选用联轴器处键1结构尺寸为：b×h =8mm×7mm，因联轴器安装长度l=50mm，故选用键长为45mm,故键的尺寸为：b×h×L=8mm×7mm×45mm标记为：键C8mm×7mm&#