带式输送机传动装置课程设计15913

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/ (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=D系统的传动效率1机构V带传动 齿轮

2、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12345所以:2351235总效率n =0.82Y132S 4电动机P=5.5KWN=1440(r.m-1in )=0.90 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.99x0.96 = 0.0.77 其中齿轮为8级精度等级油润滑所以 Pd=R/ n= 9.74 kw确定转速圏筒工作转速nw = 60 1000v =71.65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 定功率P

3、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= n1 = 1440 =30.1n447.8选择带轮传动比i仁3，级齿轮传动比i2= 3.7,二级齿轮传动比i3=2.9 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，用以计算传动装置中各轴的功率。0轴（电动机）输入功率：F0 Pe=11kw1轴（高速轴）输入功率：R P。1=11 0.90=9.9 kw2轴（中间轴）的输入功率：P2 P0 1 2 3 =11 0.9 0.98 0.98 X=9.51kw3轴（

4、低速轴）的输入功率：P3 P） 1 22 32 =kw4轴（滚筒轴）的输入功率：巳 Po 1 23 32 4 5 =11x0.9 0.982 0.983 0.99 X 0.96=8.50kw&各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：5P553T0 95?5 10 -0 =95?5 105 ' =36.47 10 N mm n0'14401轴（高速轴）的输入转矩：5 P5 5.063T195?5 10 = 95?5 10=100.6710 N mmm4802轴（中间轴）的输入转矩：5 P25 4.863T2 95?5 10-2 =95?5 105=357.66 10

5、3 N mmn 2129.733轴（低速轴）的输入转矩：5 P5 4 623T3 95?5 10 3 =95?5 10 '=986.38 10 N mmn344.734轴（滚筒轴）的输入转矩：p4 484T495?5 10 4 =95.5 105 =957.35 103 N mmn444.73轴编号名称转速/（r/mi n）转矩 /（N.mm）功率/KWI电动机转 轴14403.647 x 1045.5II高速轴4801.0067 x 1055.06III中间轴129.733.5766 x 1054.86IV低速轴44.739.8638 x 1054.62V卷筒轴44.739.5735

6、 x 1054.484四、三角带的传动设计确定计算功功率巳1. 由课表8-6查得工作情况系数Ka=1.2，故FCa = KA Pe =1.2 5.5 =6.6 kw2. 选取窄V带类型根据FCa no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dd1=80 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. dd1 n°80 1440/ "匚 /V = =6.29 m/s <25 m/s60 100 60

7、 1004.确定窄V带的基准长度和传动中心距带的速度合适根据 0.7 ( dd1+dd2 ) <a0<2( dd1 +dd2)，初步确定中心距 a0=5OO主动轮基准直径dd1 =80 mm从动轮基准直径dd2 = 250mmmm根据2式（8-20）计算带的基准长度2(dd2 dd1)L'd =2a°+( dd1 + dd2 )+24a°=2 500+2 (250+80) +譽浮=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'd “c 丄 1600 1532.55 匚"&

8、quot;a = a°+=400+=533.73 mm25.演算主动轮上的包角由2式(8-6 )得dd2 dd11 = 180°+a= 180°+250 80533.7357.5°57.5°161.7o>120o主动轮上的包角合适6.计算窄V带的根数ZPCaZ =(P°R)K Kl实际中心距a 533.73mm包角1 = 161.7°由n0=1440 r/mindd1=80 mmi =3 查课表 8-5c 和课表8-5d 得P0=1.60 kwP0=O.22kw查课表8-8得K =0.95Kl =0.99，则=3.85

9、66.6(1.60 0.22) 0.95 0.99取 Z=4根。7 计算预紧力F。Ra 2.52F0 = 500(1) qvVe KV带的根数Z = 4查课表 8-4 得 q =0.065 Kg/m, 故6.62.52F。= 500 ( 1) 0.065 6.29 =550.3N6.29 40.958 计算作用在轴上的压轴力FpiFp = 2ZF0si n P 2161.7°=2 4 550.3 sin2=4346.38 N9.带轮结构设计略。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

10、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。设计公式:d1t > 32KTZhZe)2确定公式中各参数，选 Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945.1 2=0.765+0.945=1.710由表查得齿宽系数d = 1.0。1查表得：材料弹性影响系数 ZE=189.8MPa再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限Himi = 590MPa轮得接触疲劳强度极限：Hiim2 = 560MPa.由计算

11、公式：N=60n jLh算出循环次数:N1 = 60X 480X 1 X( 2X 8X 8X 300)=2.76 X 109N2 = N1 =4.38 X 108i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%KHN1 H lim1S=0.94 X 590=554.6MpaKHN2 H lim2S=1.05 X 560=588Mpa554.6588=571.3MPa4、计算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得:d1td1t2KT U 1(ZhZe)2 U ( H3 21.61 1.71d1t > 53.

12、87mmd2 d1 i =199.32mm计算小齿轮圆周速度： v = 314=1.35m/s60 1000 60 1000d153.87mm计算齿宽b及模数m.b=d1t d 153.87 mmd1t cosmntZ1cos14 2.37622d2 =199.32齿高:h= 2.25mnt =2.25 X 2.376=5.346mmb 53.87=10.08 h 5.346计算纵向重合度：0.318 d 乙 tan=0.318 X 1 X 22X tan14 ° =1.744mm模数M= 2.376计算载荷系数K齿宽B= 53.87已知使用系数KA=1已知V= 1.35m/s7级齿

13、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:Kh 1.12 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10 3b=1.12 + 0.18 (1 + 0.6 ) + 0.23 X 10 3 53.87=1.42再由表查的：Kf =1.33, Kh Kf =1.2公式：K 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:22KTY cos Yf Ysmn5、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：d乙2确定计算参数: 计算载荷系数:KKaKvKf Kf=1X 1.05 X 1.2 X 1.33=1.676根据纵

14、向重合度:=1.744，从表查得螺旋角影响系数 Y =0.88计算当量齿数：Zv1乙3 cos22=24.82cos 14Zv2Z2飞cos81=86.87cos 14由课表10 5查取齿形系数Yf 1=2.63, Yf =2.206查取应力校正系数YS 1 =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, Kfn2 =0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.35Kfn1 FE1 =0.85 500 =314.8MpaS1.35K fn

15、2 FE 20.9 380 /=253.3MPaS1.35计算大，小齿轮的Yf Ys，并加以比较:FYf YsF 1Yf YsF 2=0.01327314.8=0.0155 253.3大齿轮的数值大,选用大齿轮Yf Ys =0.0155F设计计算:3：25210°88 cos14 0.0155mn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d1 =53.87mm来计算齿数:d1 cosZ1 2cos14 =26.1取 z1 = 26则 Z2 iZ

16、1=976、几何尺寸计算: 计算中心距:(乙乙)ma2cos(2697)2126.76mm2 cos14将中心距圆整为：127 mm按圆整后中心距修正螺旋角：(Z1 Z2)marc cos2a因的值改变不大，故参数arccos(2697)14.42 127,Zh等不必修正。齿数z2 = 97计算大小齿轮分度圆直径:d1Zgcos2 =53.69mmcos14.4中心距a=127 mmd2Z2mcos2 =200.3mmcos14.4螺旋角计算齿轮宽度:bdd1=1 x 53.69=53.69mm取 B2 =54mmB1 =60mm名称计算公式结果/mm法面模数m2&高速级齿轮传动的几何

17、尺寸= 14.4分度圆直径d1 =53.69mmd2 =200.3m面压力角a n20o齿宽b=53.69rim螺旋角B14.4°B1 =60min分度圆直径di53.69m,d2200.3iB2 =54m齿顶圆直径dai=di+2ha*m=53.69+2 x 1 x 257.69da2=ck+2ha*m=200.3+2 x 2204.3齿根圆直径dfi=di 2hf m=53.69 2X 1.25 x 248.69df2=d2 2hf m=200.3 2X 2X 1.25195.3中心距a=m（Z 计Z）/ （2cos B）127=2x （2 2+81）/ （2cos14.4

18、76;）齿宽b2=b54b1=b2+（5 10）mm603、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=1.6d=1.6 x 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 0t 0=（2.5 4） m n8腹板最大直径DoD0=df2 2 t 0216板孔分布圆直径D2D2=0.5（D 0+D）144板孔直径did1=0.25（D。一 D）35腹板厚CC=0.3b2（二八低速齿轮机构设计1、已知 n3 = 129.73r/min2、选择齿轮精度为7级，小齿轮材

19、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。设计公式：d3t > 32KT U 1,ZhZe、2确定公式中各参数，选 Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,=0.945=0.789+0.945=1.713选齿宽系数d = 1.0。1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Hlim1 = 590

20、MPa大齿轮得接触疲劳强度极限:H Iim2 560MPa.由计算公式：N=60n jLh算出循环次数:N3 = 60X 129.73 X 1 X(2X 8X 8X 300)=2.99 X 109N4 叫=1X 109i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数 Khn1=0.90, Khn2 =0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1%。Khn1 Hlim1 =0.90 X 590=531MpaSKhn2 Hlim2 =0.95 X 560=532Mpa SH12 H 2 531 2532 =531Pa4、计算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得:d3t2KT U 1 ZhZe、

21、2U(d3t2 1.61 1.713d3t> 87.86mm计算小齿轮圆周速度:dn3.1460 100060 1000计算齿宽b及模数m.b=d3t87.86mmmntd1t cosZCOS14 3.04mm28齿高：h= 2.25mnt =2.25 X 3.04=6.85mmb 8786=12.83h 6.85计算纵向重合度:0.318 d 乙 tan=0.596m/sd3t =87.86m m b=87.86mmm=3.04h=6.85k Ktd3d3t3计算模数：mn=0.318 x 1 x 28x tan14=2.22计算载荷系数K已知使用系数KA=1已知V= 0.596m/s

22、 , 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：Kh1.12 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10 3b=1.15 + 0.18 (1 + 0.6 ) + 0.23 x 10 3 87.86=1.428再由课表 10 3 查的：Kf =1.33,KhKf =1.2公式：KKaKvKh 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:5、再按齿根弯曲强度设计： 设计公式：2KTY cos2 Yf Ysmn 3 .=确定计算参数：计算载荷系数：K KaKvKf Kf=1x 1.03 x 1.2 x 1

23、.33=1.644根据纵向重合度：=2.22，从课图10 28查得螺旋角影响系数Y =0.88计算当量齿数:Zv3乙3 cos28cos314=31.59 81Zv4 33=91.38cos cos 14Z2再由课表10 5查取齿形系数Yf 1 =2.505, Yf =2.20查取应力校正系数YS 1 =1.63 , YS 2 =1.781计算大，小齿轮的Yf Ys，并加以比较:F2.505 1.63=0.00769531Yf Ys2.2 1.781=0.00737532小齿轮的数值大，选用小齿轮Yf Ys=0.00737F设计计算:mn2KTY cos2 Yf Ysd乙2mn105 

24、6;.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 =90.78mm来计算齿数:d3 cosZ3Z3m如4-=44.04取 Z3 = 44得乙 iZ3 = 1276、几何尺寸计算: 计算中心距:(Z3 Z4)m (44 127).-a177.3mm2cos2 cos14将中心距圆整为：177mm按圆整后中心距修正螺旋角：arccos(Z3 宀 arccos(44127)13.72a2因的值改变不大，故参数,Zh

25、等不必修正。Z3 = 44计算大小齿轮分度圆直径：d3Z'm=90.56mmcoscos13.7乙=127d4亦=263.44mmcoscos13.7计算齿轮宽度：中心距a=177.3mmbdd3=1 x 90.56=90.56mm取 B2 =90mmB! =95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸螺旋角名称计算公式结果/mm= 13.7面基数m n2面压力角a n20o螺旋角B13.7°分度圆直径d390.56分度圆直径d3 =90.56md4263.44m齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=90.56+2 x 1X294.56d4 =263.44da2=ck+2ha m=26

26、3.44+2 x 1 x 2267.44mmB2 =90mm,齿根圆直径df1 =d1 2hf m=90.56 2x 1.25 x 285.56B1 =95mmdf2=d2- 2hf*m=263.44 -2x 1.25 x 2258.44中心距a=m(Z1+Z)/2cos B177齿宽b2=b90b1=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。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( 5.06/480) 1/3=23.2mm取 di=32mm3、轴的结构

27、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=53.69 d a=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伸出=(1.5 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

28、各段长度确定1 Jf40C调质轴承选302074、按许用弯曲应力校核轴、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=170mm AB=227mm(2) 、绘轴的受力图。Fc.1F；匸f/I U V1 /(3) 、计算轴上的作用力：Fti=2Ti/d 1=2X 100.67 X 103/54=3728.5NFn=Fi X tan a n/cos B 1=3728.5 X tan 20°/cos14.4=1401N F« 1=Ft1 X tan B 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RxZ=Fr1

29、X 170+Fa1Xd2227=(1401 X 70+957X 27)227=1163N同理：工maZ=0 ,得Fh=Fr1 X 57-Fa1Xd3/2227=(1401 X 57-975 X 27)227=238N校核：艺 z=FAz- F“+FBz =238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点B的力矩和工mb=0,得Rxy=3728.5 X 170/227=2792由艺MA=0,得Fby=3728.5 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。A(Fr1(b) RaTFa1RbzB(

30、II 丨|*C处弯矩：MCz左 = RazX 57=66291NmmMCz 右=RbzX 170=40460NmmMCy=FAyX 57=2792X 57=159144Nmm(6) 、合成弯矩MC 左=(Mfcz 左+也y) 1/2=(662912+4046(f) 1/2=77663NmmM右=Mcz右+Mcy) "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 °b=55/95=0.58a T2=0.58 X 100670=58389Nmm

31、C 处：=MC 左=159144Mc*=M2c右+( a I)2 1/2=(1642072+159144Y/2=174279Nmm(9) 、校核轴径。C剖面：dc= (M ' c右/0.1 S -1b) 1/3=(174279/0.1 X 55)1/3 =31mmt 43mm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=5.5 , r=0.3); 由表6 2查出键长：L=45;Fa1BRtyRbz(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

32、 ob=95MPa S -1 b=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-1=275MPa剪切疲劳极限：t -1=155MPa许用弯曲应力：b -<|=60MPa2、轴的初步估算根据表15 3,取A)=112=37.46mm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45钢调质(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=5mn该处直径 d2=

33、54mm 齿轮 3 的直径：d3=90.54mm,d3=94.54mm,d3=85.56mm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=19.75mm，两齿轮端面间的距离厶4=10mm其余的如图选滚动轴承302084、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=88mm CB=72mm AD=217mm(2)、绘轴的受力图。r i?-、 jT(.rlif曲Fo3i!(3) 、计算轴上的作用力：齿轮 2: Ft2=2T/d 2=2X 357.66 X 103/200.3=3571.2NFr2=Ft2 X ta

34、n a n/cos B 2=3571.2 X tan 20°/cos14.4=1342NF« 2=Ft2 X tan B 2=3571 X tan 14.4o=917N齿轮 3: Ft3=2T/d 3=2X 357.66 X 103/90.56=7899NFr3=F3 X tan n/cos B 3=7899X tan20 o/cos13.7=2959N F a 3=F3 X tan B 3=7899X tan 13.7o=1926N(4) 、计算支反力 绕支点B的力矩和工mb=O,得Rz二Fr2(88+72) + Fa2Xd2/2 + Fa3Xd3/2 Fr3 X 722

35、17=(1342 X 160+917X 100.15+1926 X 45.26-72 X 2959)217=833N同理：艺MAZ=0 ,得RZ=Fr3(57+88) + Fa3Xd3/2 + Fa2Xd2/2 Fr2 X 57217=(2959 X 165+917X 100.15+1926 X 45.26-1342 X 57)217=2450N校核：艺 Z=FL+Fr3 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Rxy=(3571 X 160+7899X 72)/217=5449N由艺MA=0,得FBy= (3571X 57+78

36、99X 145) /217=6021校核：艺 z=FAy+ Rby Fta Ft2 =5449+6021-3571-7899=0计算无误、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。Fa2AFr2 BCDRbzzFr3Fa3RaMe左Mcz右Md左Md右C处弯矩：MCz左=FAzX 57=833X 57=43316NmmMCz右=FAzX 57 Fa2d2/2=833X 57 917X 100.15=-48522NmmD 处弯矩：M)z左=FBzX 72+Fa3 Xd 3/2=2450X 72+1926X 45.26=263609NmmMDz=FBzX 72=176400水平面弯矩图。AFt2 BFt

37、3 c(c)Mcyr rrriTl 11 1 1 15 83341ADili11r-MeiyIIIlli ITn 1-MCy=RayX 57=5449X 57=283348NmmMDY=FByX 72=6021 X 72433512Nmm(6) 、合成弯矩处：MC左=Mcz左+Mcy) "2=(433162+2833482) "2=286640NmmM右=(Mfcz右+Mcy) 1/2=(485222+283348?) "2=287473NmmD处：M 左=(Mdz 左+Mdy) "2=(2636092+4335佢)"2=507368NmmMD

38、右=(Mf+MbY) 1/2=(1764002+4335122) "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词/ S °b=55/95=0.58a T2=0.58 X 533660=309523NmmC处：Me左=M左=286640M c右=M2c右+( a TO2 1/2=(2874732+309523Y/2=422428NmmD处：M d左=M2d左+( a T2)2 1/2=(50 7 3682+30 9523") 1/2=588346Nmm M d *=M!d右=468027NmmX

39、 55)1/3(9) 、校核轴径。c剖面：dc= (M c右/0.1 S -ib) 1/3=(422428/0.1 =42.5mn< 45mm强度足够。D剖面：dD= (M d右/0.1 S -ib) 1/3=(588346/0.1 X 55)1/3 =46.7mrK 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：bX h=14X 9(t=5.5 , r=0.3);由表6 2查出键长：L=45;mTnTrrr rilMcz左.nillH 'll_-r-l_Tr 片Md左MMill 1dz右Hill lllllllrTn-TMcz右丄丄

40、| 1AFt21BFt31CDRb3(C)MdyMcyTfTrrrr 仃 Ttt.-rrlllllllTfJllmTrrJaT(e)山山山川川川山川(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 ,U, G都是 危险段面，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：5-1 =275MPa-! 155MPa3。=45OMPao 288MPa(T2 5-1 - 5 05o2x275 4504500.23屮 2-1 - % r2X 180

41、 2880.25288I剖面的安全系数:抗弯断面系数：WI,3 n d32bt(d t)2d3.14x 4733216XX (476)28470.87mm2x 47抗扭断面系数:WT in d316bt(d t)2d3.14x 4731616沁(476)218658.5mm2x 47弯曲应力幅:8aMW3.72X10543.92MPa8470.87弯曲平均应力扭转切应力幅:T2WTI3.5766 X10- 10MPa2x 18658.5平均切应力：TmaTa 10MPa键槽所引起的有效应力集中系数K 1,Kt 1.5再由手册查得，表面状态系数B =0.92，尺寸系数e 8 = 0.80, e

42、r0.83.算:11.36剪切配合零件的综合影响系数(Ks )d 2.52，取K)d 2.52进行计©51.96剪切配合零件的综合影响系数(Kt )d 0.4 0.6(K 8)d 1.91，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 1X2752.52x35.7403.05STlKnt 1(KS)DTa巴80 16.671.91 x 5 0.25x 5SC3.04 >S综合安全系数:1.5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

43、伸出段直径1/31/3d1 > A)(p 3/n 3) =112X( 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 d;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=141mm AB=208mm(2) 、绘轴的受力图。45钢调质(3)

44、、计算轴上的作用力：选择滚动轴 承30211Ft4=2T7d 4=2 X 986380/263.44=7488NFm=F4 X tan a n/cos B 4=7488.5 X tan 20°/cos13.7=2805N F«4=Ft4 X tan B 4=7488X tan 13.7 o=684N(4) 、计算支反力绕支点B的力矩和工mb=0,得RaZ=F r4 X 141+Fa4Xd 4/2208=2335N同理：艺maZ=0 ,得R3z=F r4 X 67-F a4 Xd 4/2208=470N校核：艺 z=RAz- Fr1+FBZ =4708+2335-2805=0

45、计算无误同样，由绕支点B的力矩和工mb=0,得Rxy=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(Fr1(b) Ra；TFa1RbzBC处弯矩：MCz左 = RazX 67=156445NmmMCz 右=RbzX 14 仁340374NmmMCy=FAyX 67=340092Nmm(6)、合成弯矩MC 左=(Mfcz 左+MC) 1/2=(1564652+3403742) 1/2=374614NmmM 右=Mcz 右+M

46、c0 "2=(3403742+340072)"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 / S °b=55/95=0.58a T2=0.58 X 986380=572100NmmC处：Me左=MC左=374614M c右=M2c右+( a T2)2 1/2=(5721002+3764l4Y/2=684826Nmm(9) 、校核轴径。C剖面：dc= (M ' c右/0.1 S -ib) 1/3=(684826/0.1 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;Fa1(b) RazBRbz(c)(d)11111 1 |nCACARbyItlllllltuBRy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=59.8 kN, Cor =42.8kN e=0.371、作用在轴承上的负荷。1) 、径向负荷A 处轴承 Frz =(R2az+F2ay) 1/2=(8332+5449") 1/2=5512NB 处轴承 Frh=(R2bz+F