带式输送机传动装置课程设计二级减速器设计说明书

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1、                                                                        机械设计课程设计    1 一、设计题目  带式输送机传动装置课程

2、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 620N. m，运输带工作速度 0.9m/s,卷阳筒直径 :360mm.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为 8年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差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                       &n

3、bsp;                                                  机械设计课程设计    2 型。  2、计算功率  Pw =Fv/1000= 2VTD= 0.9360 =3.1 Kw 系统的传动效率 1    机构  V带传动 &nbs

4、p;齿轮传动  滚动轴承（一对）  联轴器  卷筒传动  效率  0.90 0.98 0.98 0.99 0.96 符号  12345所以：   5 1 22  33 5   0.92 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.98 0.99 0.82 其中齿轮 为 8 级精度等级油润滑  所以 Pd=Pw/ 3.8 kw 确定转速  圏筒工作转速wn 60 1000vD= 6 0 1 0 0 0 0 .93 .1 4 3 6 0=47.77转  二级减速器的传动

5、比为 7.1: 50（调质）  所以电动机的转速范围  339.4: 2390 通过比较，选择型号为  Y132S-4其主要参数如下：  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      5.5kw 1440(r.min-1) 38mm 80mm 三、 传动比的分配及转动校核  总的转动比 :i= 14nn  =144047.8 =30.1 选择带轮传动比 i1=3，一级齿轮传动比 i2= 3.7

6、,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eP作 为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。  总效率   =0.82 Y132S 4电动机  P=5.5KW N=1440(r.min-1)                                                

7、;                          机械设计课程设计    3 0轴（电动机）输入功率：0P eP=5.5kw 1轴（高速轴）输入功率：1P 0P 1=5.5 0.92=5.06kw 2轴（中间轴）的输入功率：2P 0P 1 2 3=5.5 0.92 0.98 0.98 =4.86kw 3轴（低速轴）的输入功率：3P 0P 1 22 23=5.5 0.92 20.98 30.98 =4.62kw 4轴（滚筒轴）的输入功率 : 4

8、P 0P 1 3223 4 5=5.5 0.92 20.98 30.98 0.990.96=4.484kw 8、各轴输入转矩的计算：  0轴（电动机）的输入转矩：  0T 5 0095 5 10 Pn = 5 5 .59 5 5 1 0 1440 =36.47 310  Nmm 1轴（高速轴）的输入转矩：  1T 5 1195 5 10 Pn = 5 5 .0 69 5 5 1 0 480 =100.67 310  Nmm 2轴（中间轴）的输入转矩：  2T 5 2295 5 10 Pn = 5 4 .8 69 5 5 1 0 1 2

9、 9 .7 3 =357.66 310  Nmm 3轴（低速轴）的输入转矩：  3T 5 3395 5 10 Pn = 5 4 .6 29 5 5 1 0 4 4 .7 3 =986.38 310  Nmm 4轴（滚筒轴）的输入转矩 :  4T 5 4495 5 10 Pn = 5 4 .4 8 49 5 .5 1 0 4 4 .7 3 =957.35 310  Nmm 轴编号  名称  转速 /(r/min) 转矩 /(N.mm) 功率 /KW I 电动机转轴  1440 3.647410  5.5 I

10、I 高速轴  480 1.0067510  5.06 III 中间轴  129.73 3.5766510  4.86 IV 低速轴  44.73 9.8638510  4.62 V 卷筒轴  44.73 9.5735510  4.484                                         &

11、nbsp;                                机械设计课程设计    4 四、三角带的传动设计  确定计算功功率caP1  由 课 表 8-6 查得工作情况系数AK=1.2，故  caP = AK eP=1.2 5.5 =6.6 kw 2.选取窄 V带类型  根据caPon由 课 图 8-9 确定选用 SPZ型。  3确定带轮基准直径 &n

12、bsp;由 2表 8-3和表 8-7取主动轮基准直径  1d=80 mm 根据 2式（ 8-15），  从动轮基准直径  2dd。  2dd = 1i dd=3 80=240 mm 根据 2表 8-7  取2dd=250 mm 按 2式（ 8-13）验算带的速度  V = 160 100dodn= 80 144060 100 =6.29 m/s 120o                 主动轮上的包角合适  6计算窄 V带的根数 Z  

13、Z =)(cao o LPP P K K由   0n=1440 r/min   1d=80 mm   i =3  查 课 表 8-5c  和 课 表 8-5d得  0P=1.60  kw   0P=0.22kw 查 课 表 8-8得  K=0.95   LK=0.99   ，则  Z = 6 . 6(1 . 6 0 0 . 2 2 ) 0 . 9 5 0 . 9 9 =3.856 取   Z =4  根。  7计算预紧力0F0F = 22 . 5

14、5 0 0 ( 1 )caEP qVK v 查 课 表 8-4 得  q =0.065 Kg/m,  故  0F = 26 . 6 2 . 55 0 0 ( 1 ) 0 . 0 6 5 6 . 2 96 . 2 9 4 0 . 9 5 =550.3N 8计算作用在轴上的压轴力pFpF = 102 sin 2ZF = 1 6 1 . 72 4 5 5 0 . 3 s i n2 o =4346.38 N 9.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  包角  1 161.7o  V带的根数 &n

15、bsp;Z 4                                                                          机械设计课程设计    6 选择齿轮精度为 7

16、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 2。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：1td 23 21. ( )HEdHZZK T U U 确定公式中各参数，选 Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945. 12 =0.765+0.945 =1.710 由表查得齿宽系数d 1.0。 &n

17、bsp;查表得：材料弹性影响系数 ZE=189.8 12MPa  再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限lim1H 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：lim2H 560MPa. 由计算公式： N=60ihnjL算出循环次数：  1N 60 480 1（ 2 8 8 300）                                     2.76 910  2N=1Ni

18、=4.38 810  再由 N1,N2查得接触疲劳寿命系数1HNK=0.94,2HNK=1.05. 计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1,失效概率 1。   1 l i m 11 H N HH K S =0.94 590=554.6Mpa 2 l i m 22 H N HH K S =1.05 560=588Mpa 12 5 5 4 . 6 5 822 8HHH =571.3MPa 4、计算小齿轮分度圆直径1td,由计算公 式得：                    

19、                                                      机械设计课程设计    7 231 21. ( )HEt dHZZK T Ud U 231 2 1 . 61 1 . 7 1td 1td 53.87mm 21d d i=199.32mm 计算小齿轮圆周

20、速度： v6 0 1 0 0 0 3 . 1 4 6 0 1 0 0 0dn =1.35m/s 计算齿宽 b及模数 m. b=1 1 5 3 . 8 7td md m 1 c o s 1 4 2.co 376s 22tnt dm 1Z齿高 :h=2.25ntm=2.25 2.376=5.346mm 53.875.346bh =10.08 计算纵向重合度：10 . 3 1 8 t a nd Z 0.318 1 22 tan14   1.744 计算载荷系数 K 已知使用系数AK=1 已知 V 1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数VK=1.05 由表查得：HK的计算公式： &n

21、bsp;2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb 1.12 0.18（ 1 0.6） 0.23 310 53.87 1.42 再由表查的：FK=1.33,  HFKK=1.2 公式：A V H HK K K K K=1 1.2 1.05 1.42 1d 53.87mm 2d=199.32mm 模数  M 2.376 齿宽  B 53.87                        

22、                                                  机械设计课程设计    8 =1.789 再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：                     &nb

23、sp;   11 331 . 7 8 95 3 . 8 71 . 6t tKddK =55.91mm 计算模数：nm=11c o s 1 42c o s2dZ =2.466mm 5、再按齿根弯曲强度设计：  设计公式：   23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 确定计算参数：  计算载荷系数：  A V F FK K K K K=1 1.05 1.2 1.33 =1.676 根据纵向重合度： 1.744，从表查得螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数：11 3 322c o s 1 4c o sv ZZ =24.82

24、 22 3 381c o s 1 4c o sv ZZ =86.87 由 课 表 10 5查取齿形系数1FY=2.63, FY=2.206 查取应力校正系数1SY=1.588，  2SY=1.777 再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：1FE 500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE 380MPa 再由表查得弯曲疲劳系数：1FNK=0.85,2FNK=0.9 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数： S=1.35 111 F N F EFK S = 0.85 5001.35 =314.8Mpa 222 F N F EFK S = 0.9 3801.35 =253.3MPa &nbs

25、p;                                                                        机械设计课程设计    9 计算大，小齿轮的 FSFYY，并加以比较：

26、  1 3 1 4 . 8FSFYY =0.01327 2 2 5 3 . 3FSFYY =0.0155 大齿轮的数值大，选用大齿轮   FSFYY=0.0155 设计计算：   23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 523 2 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 5 5nm nm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm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1d=53.87mm 来计算齿数：  11 c

27、osdZ m = c o s 1 42 =26.1 取1z 26 则21Z iZ=97 6、几何尺寸计算：  计算中心距：  12 ( 2 6 9 7 ) 2 1 2 6 . 7 62 c o s 1 4()2 c o sZ mmZma 将中心距圆整为： 127 mm 按圆整后中心距修正螺旋角：  12 ( 2 6 9 7 )a r c c o s()c o s2 1 4 . 42 1 2 7Z Z ma r c a 齿数  1z 26 2z 97 中心距  a=127 mm 螺旋角   =14.4  分度圆直径  

28、;1d=53.69mm                                                                          机械设计课程设计    10 因 的值改

29、变不大，故参数 ,HZ 等不必修正。  计算大小齿轮分度圆直径：  11 c o s 2c o s 1 4 . 4Zmd =53.69mm 22 c o s 2c o s 1 4 . 4Zmd =200.3mm 计算齿轮宽度：  1dbd=1 53.69=53.69mm 取2B=54mm,1B=60mm 8、 高速级齿轮传动的几何尺寸  名称  计算公式  结果 /mm 法面模数  mn 2 面压力角   n 20o 螺旋角    14.4o 分度圆直径  d1 53.69 d2 20

30、0.3 齿顶圆直径  da1=d1+2ha*mn=53.69+21 2 57.69 da2=d2+2ha*mn=200.3+2 2 204.3 齿根圆直径  df1=d1 2hf*mn=53.6921.25 2 48.69 df2=d2 2hf*mn=200.32 21.25  195.3 中心距  a=mn(Z1+Z2)/（ 2cos）  127 =2(2 2+81)/（ 2cos14.4o）   齿宽  b2=b 54 b1=b2+(5 10)mm 60 2d=200.3mm 齿宽  b=53.69mm 1B=

31、60mm 2B=54mm,                                                                           机械设计课程设计    11 3、

32、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 D1 D1=1.6d=1.645  72 轮毂轴向长 L L=(1.2 1.5)d B 54 倒角尺寸 n n=0.5mn 1 齿根圆处厚度 0 0=(2.5 4) mn 8 腹板最大直径 D0 D0=df2 2 0 216 板孔分布圆直径 D2 D2=0.5(D0+D1) 144 板孔直径 d1 d1=0.25(D0 D1) 35 腹板厚 C C=0.3b2 18 （二）、低速齿轮机构设计 &nb

33、sp;1、已知3n 129.73r/min                                                                           机械设计课程设计   &nb

34、sp;12 2、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。  设计公式：3td 23 21. ( )HEdHZZK T U U 确定公式中各参数，选 Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,=0.945 12 =0.789+0.945 =1.713 选

35、齿宽系数d 1.0。  查表得：材料弹性影响系数 ZE=189.8 12MPa  再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限lim1H 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：lim2H 560MPa. 由计算公式： N=60ihnjL算出循环次数：  3N 60 129.73 1（ 2 8 8 300）                                     2.99

36、910  34 NN i =1 910  再由 N1,N2查得接触疲劳寿命系数1HNK=0.90,2HNK=0.95. 计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1,失效概率 1。   1 l i m 11 H N HH K S =0.90 590=531Mpa 2 l i m 22 H N HH K S =0.95 560=532Mpa 122 5 3 1 5 3 22HHH =531.5MPa 4、计算小齿轮分度圆直径3td,由计算公式得：                  

37、                                                         机械设计课程设计    13 233 21. ( )HEt dHZZK T Ud U 233 2 1 . 61 1 . 7 1 3td 3td 87.86mm 计算小齿轮圆周速度： v

38、3 . 1 46 0 1 0 06 0 1 0 000dn =0.596m/s 计算齿宽 b及模数 m. b=3 1 8 7 . 8 6td md m 1 c o s 1 4 3c 8s . 0 4o 2tnt dm Z mm 齿高 :h=2.25ntm=2.25 3.04=6.85mm  87.866.85bh =12.83 计算纵向重合度：10 . 3 1 8 t a nd Z 0.318 1 28 tan14   2.22 计算载荷系数 K 已知使用系数AK=1 已知 V 0.596m/s， 7 级齿轮精度，由表查得动载荷系数VK=1.03 由表查得：HK的计算公式：

39、  2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb 1.15 0.18（ 1 0.6） 0.23 310 87.86 1.428 再由 课 表 10 3查的：FK=1.33,  HFKK=1.2 公式：A V H HK K K K K=1 1.03 1.428 1.2 =1.765 再按实际载荷系数校正所算得分度 圆直径：                         3td=87.86mm b=8

40、7.86mm m=3.04 h=6.85                                                                          机械设计课程设计    

41、;14 33 331 . 7 6 58 7 . 8 61 . 6t tKddK =90.78mm 计算模数：nm=33c o s 1 42c o s8dZ =3.146mm 5、再按齿根弯曲强度设计：  设计公式：   23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 确定计算参数：  计算载荷系数：  A V F FK K K K K=1 1.03 1.2 1.33 =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：13 3 328c o s 1 4c o sv ZZ =31.5

42、9 24 3 381c o s 1 4c o sv ZZ =91.38 再由 课 表 10 5查取齿形系数1FY=2.505, FY=2.20 查取应力校正系数1SY=1.63，  2SY=1.781 计算大，小齿轮的 FSFYY，并加以比较：   1 2 . 5 0 5 1 . 6 3531FSFYY =0.00769 2 2 . 2 1 . 7 8 1532FSFYY =0.00737 小齿轮的数值大，选用小齿轮   FSFYY=0.00737 设计计算：               &nb

43、sp;                                                           机械设计课程设计    15 23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 523 2 1 0 0 . 8 8 0 c o s 1 4 0 . 0 0

44、 7 6 9nm nm mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm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3d=90.78mm 来计算齿数：  33 cosdZ m = c o s 1 42 =44.04 取3Z 44 得43Z iZ 127 6、几何尺寸计算：  计算中心距：  34 ( 4 4 1 2 7 ) 177.()2c 32co s4s o1Z Z m ma m 将中心距圆整为： 177mm 按圆整后中心距修正螺旋角：  34 ( 4 4

45、 1 2 7 )a r c c o() s 1 3 . 7c o s22Z Z ma r c a 因 的值改变不大，故参数 ,HZ 等不必修正。  计算大小齿轮分度圆直径：  33 c o s c o s 1 3 . 7Zmd =90.56mm 44 c o s c o s 1 3 . 7Zmd =263.44mm 计算齿轮宽度：  3dbd=1 90.56=90.56mm 取2B=90mm,1B=95mm 3Z 44 4Z=127 中心距  a=177.3mm 螺旋角   =13.7  分度圆直径  3d=90.56mm

46、4d=263.44 mm 2B=90mm, 1B=95mm                                                                          机械设计课程设计 &nb

47、sp;  16 7、低数级齿轮传动的几何尺寸  名称   计算公式  结果 /mm 面   基数     mn 2 面压力角     n 20o 螺旋角    13.7o 分度圆直径  d3 90.56 d4 263.44 齿顶圆直径  da1=d1+2ha*mn=90.56+2 1 2 94.56 da2=d2+2ha*mn=263.44+2 1 2 267.44 齿根圆直径  df1=d1 2hf*mn=90.56 2 1.25 2 85.56 df2

48、=d2 2hf*mn=263.44 2 1.25 2 258.44 中心距  a=mn(Z1+Z2)/2cos  177 齿宽  b2=b 90 b1=b2+(5 10)mm 95 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 40Cr调质。  2、按切应力估算轴径  由表 15 3查得，取 A0=106 轴伸出段直径  d1 A0(p1/n1)1/3=106( 5.06/480)1/3=23.2mm 取 d1=32mm 3、轴的结构设计  1)、划分轴段  

49、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  40Cr调质  轴承选  30207                                                         &nb

50、sp;                机械设计课程设计    17 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    da=57.69 df=48.69 3)、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

51、带轮厚度确定 L伸 出（ 1.5 2） d,取 L伸 出 64mm 选取2d轴向长度为 20  2dL（ 20: 30）  其余长度根据中间轴各段长度确定  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=57mm   CD=170mm      AB=227mm (2)、绘轴的受力图。                           &nb

52、sp;                                               机械设计课程设计    18 ( 3)、计算轴上的作用力：  Ft1=2T1/d1=2 100.6710 3/54=3728.5N Fr1=Ft1tan n/cos 1=3728.5tan 20o/cos14.4=1401N F 1=Ft1

53、tan 1=3728.5tan 14.4o=957N (4)、计算支反力  绕支点 B 的力矩和 MBZ=0，得  RAZ=Fr1 170+Fa1d 1/2 227 =(1401 70+957 27) 227 =1163N 同理： MAZ=0 ,得  RBZ=Fr1 57-Fa1d 3/2 227 =(1401 57-975 27) 227 =238N 校核： Z=RAZ Fr1+RBZ =238+1163-1401=0 计算无误  同样，由绕支点 B 的力矩和 MBy=0，得  RAY=3728.5 170/227=2792 由 MAy=0，

54、得  RBY=3728.5 5/227=936N 校核： Z=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。                                                        

55、;                   机械设计课程设计    19 RazFa1Fr1RbzCA（ b)BC 处弯矩： MCZ 左 = RAZ 57=66291Nmm  MCZ 右 = RBZ 170=40460Nmm MCY=RAY 57=2792 57=159144Nmm (6)、合成弯矩  MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC 右  =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(40

56、4602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、转矩及转矩图。  T2=100670Nmm (8)、计算当量弯矩  应力按正系数 = -1b/ 0b=55/95=0.58 T2=0.58 100670=58389Nmm C 处： M C左 =MC左 =159144 M C右 =M2C右 +( T2)21/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核轴径。  C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b)1/3=(174279/0.155) 1/3 =31mm 43mm 强度足够。  (10)、轴的细部结

57、构设计  由表 6 1 查出键槽尺寸： b h=14 9(t=5.5， r=0.3)；  由表 6 2 查出键长： L=45；  45 钢调质                                                             &nb

58、sp;             机械设计课程设计    20 R a zF a 1R b zBCA（ b)Rb y( d )( c )BCARb y（ 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 217 255HBS   0b=95MPa -1b=55MPa 抗拉强度极限： =640MPa 屈服强度极限： s=355MPa 弯曲疲劳极限： b-1=275MPa 剪

59、切疲劳极限： -1=155MPa 许用弯曲应力： b-1=60MPa 2、轴的初步估 算  根据表 15 3，取 A0=112 d0A 232pn=1123 4.86129.73=37.46mm 考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取  D1=dmin=40mm 3、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 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=5mm 该处直径 d2=54mm 齿轮

60、 3 的直径： d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm 选滚动轴承  30208                                                                     &

61、nbsp;    机械设计课程设计    21 由轴承表 5 11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 4=10mm 其余的如图  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=57mm   CD=88mm   CB=72mm    AD=217mm (2)、绘轴的受力图 。  ( 3)、计算轴上的作用力：  齿轮 2： Ft2=2T2/d

62、2=2 357.6610 3/200.3=3571.2N Fr2=Ft2tan n/cos 2=3571.2tan 20o/cos14.4=1342N F 2=Ft2tan 2=3571tan 14.4o=917N                                                       &nb

63、sp;                  机械设计课程设计    22 齿轮 3： Ft3=2T3/d3=2 357.6610 3/90.56=7899N Fr3=Ft3tan n/cos 3=7899tan20 o/cos13.7=2959N F 3=Ft3tan 3=7899tan 13.7o=1926N (4)、计算支反力  绕支点 B 的力矩和 MBZ=0，得  RAZ=Fr2(88+72)+Fa2d 2/2+Fa3d 3/2 Fr3 72 217 =(13

64、42 160+917 100.15+1926 45.26-72 2959) 217 =833N 同理： MAZ=0 ,得  RBZ=Fr3(57+88)+Fa3d 3/2+Fa2d 2/2 Fr2 57 217 =(2959 165+917 100.15+1926 45.26-1342 57) 217 =2450N 校核： Z=RAZ+Fr3 Fr2 RBZ =833+2959-1342-2450=0 计算无误  同样，由绕支点 B 的力矩和 MBy=0，得  RAY=(3571 160+7899 72)/217=5449N 由 MAy=0，得  RBY

65、=（ 3571 57+7899 145） /217=6021 校核： Z=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。  RazFa2Fr2Fr3Fa3RbzB C DAMcz 右Mcz 左Mdz 左Mdz 右（ b)C 处弯矩： MCZ 左 =RAZ 57=833 57=43316Nmm MCZ 右 =RAZ 57 Fa2d2/2 =833 57 917 100.15=-48522Nmm D 处弯矩： MDZ 左 =RBZ 72+Fa3d 3/2    

66、;                                                                      机械设计课程设计    23 =2450 72+1926 45.26=263609Nmm

67、 MDZ 右 =RBZ 72=176400 水平面弯矩图。  Ft2 Ft3McyMdy(c)B CAMCY=RAY 57=5449 57=283348Nmm MDY=RBy 72=6021 72433512Nmm (6)、合成弯矩  处： MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC 右  =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm D 处：  MD 左 =(M2DZ 左 +M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2

68、=507368Nmm MD 右  =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm (7)、转矩及转矩图。  T2=533660Nmm (8)、计算当量弯矩  应力按正系数 = -1b/ 0b=55/95=0.58 T2=0.58 533660=309523Nmm C 处： M C左 =MC左 =286640 M C右 =M2C右 +( T2)21/2=(2874732+3095232)1/2=422428Nmm D 处：  M D左 =M2D左 +( T2)21/2=(5073682+3095232)1/2=58

69、8346Nmm M D右 =M2D右 =468027Nmm (9)、校核轴径。  C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b)1/3=(422428/0.155) 1/3 =42.5mm 45mm 强度足够。  D 剖面： dD= (M D右 /0.1 -1b)1/3=(588346/0.155) 1/3 =46.7mm 85.56mm(齿根圆直径 ) 强度足够。                              

70、;                                             机械设计课程设计    24 (10)、轴的细部结构设计  由 表 6 1 查出键槽尺寸： b h=14 9(t=5.5， r=0.3)；  由表 6 2 查出键长： L=45；  Mcz 右Mcz 左Ft2 Ft3Rb3McyMdyMc

71、 右Md 左Md 右TaT（ e)(d)(c)B CDAMdz 左Mdz 右Mc 左(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 ， G 都是危险段面，但是由于 ，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：  355 M P abs = 6 4 0 M P a ,。  由手册查得：  155 M P a- 1 - 1 = 2 7 5 M P a ,  288 M P a00 = 4 5 0 M P a ,  

72、                                                                         机械设计课程设计    25 2 2 7 5 4 5 0 0 . 2 34

73、50 - 1 0 02 - 2 2 8 8 0 . 2 5288 - 1 0r 0 1802 -  剖面的安全系数：  抗弯断面系数：  2 33 3 . 1 4 1 6 6 ( 4 7 6 ) 8 4 7 0 . 8 732()2 232I d b t mmdtW d 3 47 47抗扭断面系数：  32 33 3 . 1 4 1 6 6 ( 4 7 6 ) 1 8 6 5 8 . 516()1 6 2 2I d b t mmdtW d 47 47弯曲应力幅： 53 . 7 2 1 0 4 3 . 9 28 4 7 0 . 8 7Ba I MPMW a

74、 左  弯曲平均应力  0m扭转切应力幅： 51022 10a I M P aTW 3.5766 18658.5平均切应力： 10m a a M P a 键槽所引起的有效应力集中系数  1, 1 .5KK再由手册查得，表面状态系数 =0.92，尺寸系数 0 . 8 3 .r = 0 . 8 0 ,1 1 . 3 60 . 9 2 0 . 8K 剪切配合零件的综合影响系数 ( ) 2.52DK ，取 ( ) 2.52DK 进行计算：  1 . 5 1 . 9 60 . 9 2 0 . 8 3K 剪 切 配 合 零 件 的 综 合 影 响 系 数 ( ) 0

75、 . 4 0 . 6 ( ) 1 . 9 1DDKK ，取( ) 1.91DK 进行计算，  由齿轮计算循环次数 874 .3 8 1 0 1 0 > ，所以取寿命系数 1NK                                                          

76、              机械设计课程设计    26 1 1() 275 3 . 0 52 . 5 2 3 5 . 7 4 0ND a mKSK 1 1 1( 6 . 6 70 . 2 5) ND a mKS K 1801.91 5 5 综合安全系数：  3 . 0 4 1 . 5C SSS S 22 I I>S + S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。  

77、;由表 15 3查得，取 A0=112 轴伸出段直径  d1 A0(p3/n3)1/3=112( 4.62/44.73)1/3=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=84mm 3、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 22.75 4、按许用弯曲应力校核轴。  (1)、轴上力的

78、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                                                   &nbs

79、p;                      机械设计课程设计    27 ( 3)、计算轴上的作用力：  Ft4=2T4/d4=2 986380/263.44=7488N Fr4=Ft4tan n/cos 4=7488.5tan 20o/cos13.7=2805N F 4=Ft4tan 4=7488tan 13.7o=684N (4)、计算支反力  绕支点 B 的力矩和 MBZ=0，得  RAZ=Fr4 141+Fa4d 4/2 2

80、08 =2335N 同理： MAZ=0 ,得  RBZ=Fr4 67-Fa4d 4/2 208 =470N 校核： Z=RAZ Fr1+RBZ =4708+2335-2805=0 计算无误  同样，由绕支点 B 的力矩和 MBy=0，得  RAY=7488 141/2208=5076 由 MAy=0，得  RBY=7488 67/208=2412N 校核： Z=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。        

81、                                                                  机械设计课程设计    28 RazFa1Fr1RbzCA（ b)BC 处弯矩： MCZ 左 = RAZ 67=156

82、445Nmm  MCZ 右 = RBZ 141=340374Nmm MCY=RAY 67=340092Nmm (6)、合成弯矩  MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC 右  =(M2CZ 右 +M2CY)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 = -1b/ 0b=55/95=0.58 T2=0.58 986380=572100Nmm C 处： M C左

83、 =MC左 =374614 M C右 =M2C右 +( T2)21/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm (9)、校核轴径。  C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b)1/3=(684826/0.155) 1/3 =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： b h=18 11 由表 6 2 查出键长： L=70；                        

84、;                                                   机械设计课程设计    29 RazFa1RbzBCA（ b)Rb y(d)(c)BCARb y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

85、Cr=59.8  kN,0rC=42.8kN e=0.37 1、作用在轴承上的负荷。  1)、径向负荷  A 处轴承 FR =(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N B 处轴承 FR =(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N 2)、轴向负荷  3)、轴承受力简图。                                                                           机械设计课程设计    30 F r 1Fa S2S1F r I I外部轴向力 FA=