传送带课程设计

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1、西南科技大学城市学院Cit Coegeof Sthwest Univeity Of Scence and Tehology 课程设计论文（设计） 论文题目:带式运输机传动装置设计-（）指导教师： 系 别： 机电工程系 专业班级： 姓 名： 学 号： 日 期: 213年06月 第一章 带式运输机传动装置设计任务书11 原理图图11 带式运输机传动装置传动系统图1。2 设计数据表- 带式运输机传动装置设计数据名称运输带工作拉力/N运输带工作速度/(ms)卷筒直径/mm数据1900。43601。3 工作要求 连续单向运转,工作时有轻微振动，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

2、误差为5%1.4 完成要求 ）设计说明书 份 2）减速器装配图（0） 1 张 3）零件图（） 张第二章 带式运输机传动装置设计过程. 电动机的选择.1.1 电动机额定功率0的计算 、带所需功率Pw的计算 PwwVw/10 =1902。45/100K =。5KW2、电动机所需功率Pd的计算Pd=w/ =4.655/0。85 K 5260KW注:(）传动装置各部件间的传递效率取值为两个联轴器的传递效率:1=.9 2为两对齿轮的传递效率：2.9 为减速箱中三对轴承的传递效率:3=0。9 为卷筒中一对轴承的传递效率：4099 5为卷筒与运输带的传递效率：=95 （2)串联传动装置总传动效率0为组成传动

3、装置的各个运动副或传递副传递效率的乘积，即123n（）带式运输机传动装置的总传递效率为 012324 =1223345 =0。83、电动机额定功率的计算 根据推荐计算公式 =(1。)d 有 P P0 1.Pd 即 5。20W 6。83W。1.2 电动机转速nd的计算1、卷筒转速w的计算 n6000VwD =6010002.45(3。14260）r/min 130r/in2、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i=840和传动比的计算公式i=n/n 有 nd=w 则 8ind4i 即 10/mnnd5200 /min1。3电动机类型和结构的选择 据已知条件和实际情

4、况选择Y系列三相异步电动机且选择3安装结构形式2.1电动机具体参数的确定 根据电动机的类型、结构、P0和n的范围选择12S-4电动机。表2 Y132S-4电动机具体参数电动机型号额定功率（W）满载转速 （min）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量(Kg)YS-45。144.22。3682.2总传动比及分配和相关动力参数的计算.2。1总传动比i的计算 i0/nw 1440130 112。2。 总传动比0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i（。31.5）i2有取 1=。4则 i22.8 即 i3.92.23 相关动力参数的计算1、电动机动力

5、参数的计算（1）电动机转速n0的计算 由表21有 n14 r/in(2）电动机功率P0的计算由表2-1有 P05KW(3）电动机转矩T的计算 T090P0n0 95505.5140（N） 6。46（Nm）2、高速轴(I）动力参数的计算（1)高速轴(I）转速n的计算根据高速轴与电动机轴由联轴器相连有nn0=140 r/in（2）高速轴（)功率P的计算根据电动机轴到高速轴的传递效率 =1=0.95有P1I0=0.995.5KW 。47W(）高速轴(I）转矩T1的计算 T19550P1/n1 =505.4734（Nm） 329(m）、中间轴(II)动力参数的计算（1）中间轴(II)转速n的计算根据高

6、速轴与中间轴的传动比i13.9有n2n1/i114/9r/min 369。231r/mi(2)中间轴(II)功率P2的计算根据高速轴到中间轴的传递效率II =320。99.99有P=I P1=0。990。995。43KW =5.364KW（3)中间轴（II）转矩T2的计算 T29550/2 90.364/36921（Nm） 38.7（Nm）、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2=2。8有n3n2i=369。231/2. rmin 1316 r/min(2）低速轴(III）功率P的计算根据中间轴到低速轴的传递效率3=32=0。.有3=3 P

7、209909.4K 257KW（3)低速轴(III）转矩T3的计算 3955P3n3 =955055731.88（N) 38.717（Nm）5、卷筒轴(v)动力参数的计算（)卷筒轴（v)转速v的计算根据低速轴与卷筒轴由联轴器相连有 n3=31。88 rmin（）卷筒轴(）功率v的计算根据低速轴到卷筒轴由联轴器相连 =130.9950。的传递效率有=vP30950。95.257 =5.96KW（3)卷筒轴(v）转矩T4的计算 T45P4/n4 9550196/131.868（) 76.（Nm）6、各轴运动和动力参数的数据整理表2 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（rin)1

8、4144039。2111.6131。8功率P/KW。5。735。3645257.196转矩T/（m）364763629738。73.736。30传动比 13.9281效率0。900.980。980980.3 齿轮的计算2。3. 高速级齿轮的计算、齿轮精度等级、材料及齿数的选择（)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4钢(调质处理)，硬度为21HBS；大齿轮采用45钢（调质处理),硬度为50BS。（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172初选小

9、齿轮齿数1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i1Z2/1有Z2i1Z1=2=782、齿轮参数的计算()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 (u1)u ZEH2 代值解得dt43.57mm注:K为载荷系数的试选值：取K=1.3 1为小齿轮的传递转矩：T1=3614Nmm u为齿轮的齿数比：u=1=3。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1-6有Z=19。MP1/ h为齿轮的需用接触应力1大小齿轮应力循环次数N2 1的计算 根据=60

10、jLh有小齿轮 N1的计算: N10njLh=61440(18301) .0109 又根据u=N1/N2有 2 N/u2。037610/3.9 5.36908 2 H1和H2为齿轮的接触疲劳许用应力： =K1li1S 0。61MP =576MaH2Kn2li2/S =1。08550MPa =594P(S为安全系数：按要求选择=1KHn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19有 KHn10。9， Hn2 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121d有lim1=60MP，lim2=5MPa)2） 圆周速度1的计算V1=d1tn1/(60100)

11、=（3。14243。171440）/(601000)m/s 3.54 m/s) 齿轮齿宽、模数m及齿高h的计算 =dd1t 43。157mm =4357mm z=d1tZ 4315720 。18 h2.25mz 2。25。158mm =4。m）齿轮载荷系数K的计算 KKA KV KHKH .1141 =15注: 为齿轮使用系数:由传动装置工作要求查机械设计书表102有A=1 V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 V=1。 KH为齿轮接触齿向载荷分布系数：查机械设计书表10有K=141 F为齿轮弯曲齿向载荷分布系数:查机械设计书图0-13有F=1. KH为齿轮齿间载荷

12、分布系数：查机械设计书表13有KFK1）齿轮分度圆直径dt的校正 d1=d1t3KKt =43.15731.561.3mm =45.86mm6) 齿轮模数mn的计算 md1 =458620 =22()按齿根弯曲强度计算齿轮模数mn满足mn32K0T1dZ12YFaYSaFmax 代值解得n12注：0为载荷系数：K=A KV KFKH=11.11。41=156 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-有YFa1=2。80 YFa2 2。22 和YSa1=55 YSa2。77 F为弯曲疲劳许用应力：根据FFnFS有 F1FFE/S 。840/1.4Ma 237 PaF2

13、KnFE/S 0.87504MPa =304MP（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101有KFn10。83和 Fn20.7;FE 为弯曲疲劳强度极限：根据齿轮材料机械设计书图0-0c有E=00Ma和 F2 =50a；为安全系数:取S=1） YFaYSaFmax为两齿轮YFaYSaF计算结果的较大值： YFa1YSa1F12.81。55/237 0.018 YFa2YSa2F2=2。227730 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 mn=2则Z1=1m 。86 =22。9取 Z=23则 Z Z1 .93 =89.7

14、取 =903、齿轮几何尺寸的计算（1）大小齿轮分度圆直径的计算d1= Z1mn 232mm =46mmd2 Z2 mn =90 mm 18mm（2）两齿轮中心距1的计算 12(d1 d)/ =（46 +18）2 13m（3）大小齿轮齿宽b的计算 bdd1 16mm 46mmb圆整后小齿轮的齿宽取B15m又根据大小齿轮齿宽相差51mm，则大齿轮齿宽取2=5m23. 低速级齿轮的计算1、齿轮精度等级、材料及齿数的选择()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5钢(调质

15、处理）,硬度为1B；大齿轮采用4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170初选小齿轮齿数Z1为2，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i2Z2/Z1有2=i2Z1=2.20562、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 (u1)u ZEH2 代值解得 d1t69234m注：为载荷系数的试选值:取K1.3 T2为小齿轮的传递转矩:38.73803Nmm u为齿轮的齿数比：u=i2=。8 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书表107有d ZE为齿

16、弹性影响系数：根据齿轮材料查机械设计书表06有E8Pa1 h为齿轮的需用接触应力1大小齿轮应力循环次数N2 N的计算 根据 N=60j有小齿轮 的计算： N1=njL604401(1310) =2.07609 又根据u= N有 N2 N1/u=2。037610/2。8 7。77108 H1和H2为齿轮的接触疲劳许用应力: 1Hn1lim 00/1MPa 56MaH2KHn2limS =105501MPa =605MPa（S为安全系数：按要求选择S=1Kn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01有 KHn1 =096， KHn2 1。10 li为齿轮的接触疲劳强度极限:根据

17、齿轮材料查机械设计书图1-1d有im=600Ma,li25Pa）2） 圆周速度V1的计算V1=d1t(601000）=（31469.2336921）/(6000)m/s =1.39s)齿轮齿宽b、模数mz及齿高的计算 bdd1 69.23mm =.34mm z1t1 =9。340 =3。46 h=2.2 mz =2。2346mm 7.mm4)齿轮载荷系数K的计算 K=KA KVKHKH =11。51.42 141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-有K V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0-8有 KV=0 K为齿轮接触齿向载荷分布系数:查机械设计

18、书表04有KH=1.2 KF为齿轮弯曲齿向载荷分布系数:查机械设计书图1013有KF=1.4 KH为齿轮齿间载荷分布系数:查机械设计书表10-3有KH=1)齿轮分度圆直径的校正 d1=d1t3KKt =69.23431.4911.3mm =72.47mm) 齿轮模数mn的计算 m=1/Z1 =72.47/20 =3。2（)按齿根弯曲强度计算齿轮模数mn满足mn32K0T2dZ12YFaYSaFmax 代值解得m2.6注：K0为载荷系数:K0A KV KFH1.011。42=1。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1-5有YFa1=20 YFa2 =22 和YS

19、a1155 YSa21. 为弯曲疲劳许用应力：根据F=KFE/有 F1=KnF 340/。MP =237 MPa2KFnE/S =.7501.MP =304MPa(其中 KF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101有KFn0.8和 Fn2=0。7; 为弯曲疲劳强度极限:根据齿轮材料机械设计书图1-2c有FE40Ma和 E2 0MPa；S为安全系数：取S1.4) YFaYSaFmax为两齿轮YFaYSaF计算结果的较大值： YFa1YSa1F1=。855/27 0.08 YFa2YSa2F2.2。30 001（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

20、较有 mn则Zd1/mn 7。47/3 =416取 125则 Z2=u Z1 =。825 13.6取 2=703、齿轮几何尺寸的计算(1）大小齿轮分度圆直径的计算d1mn =253m 752 mn 0 3m =1mm（2）两齿轮中心距12的计算 2(d1 +d2)/2 =（5 + 1)/2 =12mm（3)大小齿轮齿宽b的计算 d1 =75mm =5m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B2=0m.4 轴的直径计算.1轴的材料选择根据轴的工作条件,材料选用4钢，调质处理。2.4。轴的最小直径计算由机械设计(第八版）式15：轴的最小直径dA03Pn由机械设计

21、（第八版）表15：A0=120对于d100mm的轴，有一个键槽直径增大，有两个键槽时，应增大。对于直径d100m的轴，有一个键槽，轴径增大5%；有两个键槽时,轴径增大1015%。1、 高速轴高速轴的功率P=5.473Kw高速轴的转速n=140rmnd轴min1872、 过渡轴过渡轴的功率P=5364w过渡轴的转速n=3692r/md轴n=29.28mm3、 低速轴低速轴的功率P557K低速轴的转速n131868rmind轴in=99mm.4.3高速轴直径d轴：高速轴的最小直径轴mn=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=1。77（1+7%)=

22、2。03mm，圆整后去d轴1=2mm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（.70.)d轴；故取d轴=3m轴4：安装高速级小齿轮处,小齿轮分度圆直径d=46m，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，轴530mm.4。4过渡轴的直径轴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=2。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

23、轴：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=30mmd轴4:过渡轴安装高速级大齿轮,取d轴=5md轴3:过渡轴段，因过渡轴段要对齿轮进行定位,轴肩高度 h（0。7.)轴4，取d轴3=4m2.45低速轴的直径d轴：低速轴最小直径处轴min=4.9mm,也是安装联轴器处，该处有一个键槽d轴mi=4.99(1+%）=4206，圆整后取d轴6=mmd轴5、d轴1：低速轴安装滚动轴承处，取d轴5d轴1=50m轴4：过渡轴段处,选取直径d轴3=55m轴:安装低速级大齿轮处，选用轴径轴2=55md轴3:轴肩段用于定位低速级大齿轮,轴肩高度 （0。70.）d轴2，d轴3=60m5联轴器的选择

24、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动机为标准件,为了满足标准设计要求而同时选择联轴器联轴器转矩的计算根据Tc=TI有TaKATI=16。297Nm=5444Nm根据电动机选择的是Y32S4有电动机轴的直径为38m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17选择L3联轴器YA45112YA40112(GBT 5042003)且根据装配要求联轴器段的长度为110m，又根据联轴器装配时由轴肩定位,则下一段直径选择5m.6滚动轴承的选择1、高速轴上滚动轴承的选择 高速轴上安装滚动轴承的轴直径轴2=30m，由机械设计课程设计表131，选用圆

25、锥滚子轴承206（G/T 297199），DB30mmm7216mm、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=30m,由机械设计课程设计表13-,选用圆锥滚子轴承3020(B/ 97-194)，dDTB=0mm2m172mm1mm4、 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轴10mm,由机械设计课程设计表131，选用圆锥滚子轴承0(GB/ 9799），dDTB=50mm9mm2175m20mm2.7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150m轴:轴上安装端盖、滚动轴承、挡油环处，取l轴2=88ml轴3：

26、过渡轴段，l轴=0mml轴4：齿轮轴段,由齿轮结构得到l轴=轴5：轴上安装滚动轴承、挡油环,取轴54.7.过渡齿轮轴各轴段长度轴1:轴上安装滚动轴承、挡油环， 轴1=40。mml轴2：齿轮轴段，由齿轮结构得到l轴75m轴：轴肩段，对齿轮进行定位，l轴=15l轴4:轴上安装高速级大齿轮处，轴43.5m轴5：轴上安装滚动轴承、挡油环处，l轴5=42mm2.3低速轴各轴段长度l轴：轴上安装滚动轴承、挡油环处，该轴段对齿轮定位,轴1=5mml轴2:轴上安装低速级大齿轮处，l轴268ml轴:轴肩段,对齿轮定位,l轴315mm轴：过渡轴段l轴4=45ml轴5:轴上安装滚动轴承、挡油环处，l轴5=4ml轴6

27、：轴上安装联轴器处，由联轴器的安装尺寸l轴610mm2.8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3-1中查得,载荷作用中心到轴承外端面的距离a=1.8mm,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t1=2Td轴4=23。297/（461-3)=178。13 方向向上Fr1 Ft1tan574.39 方向向外3、轴的支反力水平面内：以D为力矩中心：-(9.2+139.2)F1B+19。2 Fr0 得到：F124。392N 方向向里由水平面内合力为零，有：Fr=F1

28、B+ F2B 得到：FB=150N 方向向里垂直面内:以D为力矩中心：（49。2+139。2）F1-139 =0 得到：F=1166。007N 方向向下由水平面内合力为零，有：Ft1=F1+ F2 得到：F2A=4122N 方向向下轴受到的总支反力：F1=2F1A2+F1B2240.89N F2=2F2A2+F2B2=40。5、弯矩计算水平面内弯矩计算:MA =MD = E=0 MC左9。2 F1B=-2Nm MC右=9。 FB=2880。086N 垂直面内弯矩计算：MA=MB = D = E= MC左=9。2 F1A57367。54Nm MC右=139. F2A=767.5Nm 合成弯矩:A

29、= MB= MD = ME0MC左61049.27 NmmMC右61049。267 Nmm5、 轴的转矩TT=36。97Nm6、 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】:W0.d3由机械设计（第八版）表151【2】:-=60Ma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:（MCW）2+4(T32W)2C截面处直径c= 轴=46mm故：caC7297MPa 60Ma=-1满足弯曲强度要求2。82过渡齿轮轴的校核齿轮的作用力应在轮宽

30、度的中点，高速轴上安装的滚动轴承是圆锥滚子轴承300轴承，由机械设计课程设计表1中查得，载荷作用中心到轴承外端面的距离a=13.8m，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t2=2Td轴4=29/（1013)43N 方向向下Fr2= Fttan14679N 方向向外F=2Td轴2=238738/（5103)=699。68N 方向向下Fr3=Ftta=146。53 方向向里3、轴受到的支反力 水平面内： 以为力矩中心:(64.2+75+49。2)FB+（75+9。）F-4。2F30 得到：F3B=25488N 方向向外 由水平面内合力为零:FB r2= Fr3

31、 F4B 得到:4 =944。9N 方向向外 垂直面内： 以E为力矩中心：(64。2+75+9.2)F3A+（75+42）F2+49。2 F30 得到：F1232.028N 方向向上 由水平面内合力为零: t2+ F3=FA +FA 得到: F420。92N 方向向上 轴的总支反力： F3=2F3A2+F3B2=1258。11NF4=2F4A2+F4B2=022.45N、轴的弯矩计算水平面内：A= MB = ME=0M左=42FB=1363.53mMC右=75F3（75+49。2)F416653mmMD左=（64。2+75）3+7Fr2=464908 Nm 右-4。2 F4B449。Nm 垂直

32、面内：MA= MB = ME=0 MC左62 3A=79096。76Nmm C右=7F+（75.2)4A=7909。1976 Nmm MD左(64.+75)F3A+5Ft=425。78Nm MD右4。2F4=412。 mm 合成弯矩: A= ME0 MC左=M右=80770818Nm MD左= M右=48703。697 Nmm5、轴的转矩T=T3。73 N、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】:=.13由机械设计（第八版)表151【2】：1=0M

33、a因过渡轴为脉冲循环变应力,取=0。6由弯矩图得到：截面处强度：c（MCW）2+4(T32W)2C截面处直径dc=轴4=35m故:caC=3214MPa 6MP=-由弯矩图得到：D截面处强度:c=（MDW）2+4(T32W)2D截面处直径= d轴275mm故：ca=4。0MPa 60MPa1满足弯曲强度要求2。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3021轴承,由机械设计课程设计表131中查得，载荷作用中心到轴承外端面的距离=0mm,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F4=2Td轴2=138738/（2100

34、）=321.314N 方向向上r4=4tan=80.919N 方向向里3、 轴的支反力水平面内支反力：以D为力矩中心:（11+8)F5-58Fr= 得到：F5B=1848N 方向向外由水平面内合力为零:Fr4 F 6 得到：B32。35N 方向向外垂直面内支反力:以D为力矩中心:(18+58）FA58Ft4= 得到：Ft44543 方向向下由水平面内合力为零:t4 F5+ 得到:F6A=88581N 方向向下轴的总支反力：F5=2F5A2+F5B2=46337NF=2F6A2+F6B2=94735N4、 轴的弯矩计算水平面内弯矩计算：MB= M ME0 MC左=15=801112N MC右=5

35、8 F6=1871。11Nm 垂直面内弯矩计算：= B= MD= E=0 MC左=118 F5A=5381。04Nmm MC右=58 6A=-18。094Nm 合成弯矩：=MB = D = E=0MC左=567850NmmC右5。54 Nmm5、轴的转矩=T=380.717Nm6、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54【2】:W=0.d3由机械设计（第八版）表15-1【2】：10Pa因过渡轴为脉冲循环变应力，取=。6由弯矩图得到：C截面处强度：ca=（MCW）

36、2+4(T32W)2C截面处直径d=d轴=m故:caC=231MPa 6Pa=1满足弯曲强度要求2.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(型)键安装联轴器处轴的直径d轴1=2m,由机械设计课程设计表1-26【3】:选用联轴器处键结构尺寸为：b =8mm7m，因联轴器安装长度l=50m，故选用键长为45mm，故键的尺寸为:bh=8mmmm45mm标记为：键mmm45mm BT1096-003键1的工作长度:l=L=454=41m;键1的接触高度:k=0.50。573.mm；键1传递的扭矩:TT36.27m 因键1、轴的材料均为5钢,由机械设

37、计(第八版)【2】：键静连接时的许用挤压应力=10MPa.p=（T103）/kld2.9Pp，所以键连接强度足够。2、过渡齿轮轴安装齿轮处键(键2)的设计与校核 由轴与齿轮连接处结构选用双圆头(型）键安装齿轮处轴的直径d轴4=35mm由机械设计课程设计表1126【】：选用联轴器处键2结构尺寸为：bh =10mm8m，因齿轮安装长度l4mm，故选用键长为6m，故键的尺寸为：bh=10mm3mm标记为:键A10m8mm36mm GB/T 16-20键的工作长度：l=-b=360=2mm；键2的接触高度：=0。5h=58=4;键2传递的扭矩：=T=138.38 Nm 因键2、轴、齿轮的材料均为45钢

38、，由机械设计（第八版)【】：键静连接时的许用挤压应力p=100MPa。p=（213)/kld=7623MPa,所以键2连接强度足够.3、低速轴安装齿轮处键的（键3）设计与校核 由轴与齿轮连接处结构选用双圆头（A型）键安装齿轮处轴的直径轴=55由机械设计课程设计表26：选用联轴器处键3结构尺寸为：bh =16m10m，因齿轮安装长度l=70mm，故选用键长为63mm,故键的尺寸为：bhL=16mm10mmm标记为：键A16mm1m63mmGBT 06203键的工作长度:l=Lb=63-647mm;键3的接触高度:k=0。5h=0510=5mm；键3传递的扭矩：T=T380.717N 因键3、轴、

39、齿轮的材料均为45钢，由机械设计（第八版）【2】:键静连接时的许用挤压应力p00MPa。p=(210）/kd=58912MPp，所以键连接强度足够.4、低速轴安装联轴器处键(键4）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6=4mm由机械设计课程设计表126：选用联轴器处键4结构尺寸为：b=14mm9mm,因联轴器安装长度110mm，故选用键长为10mm,故键的尺寸为：bhL=1mm9m10m标记为:键C4m9m00 GB/T 109-003键4的工作长度：=/=107=9mm；键的接触高度：k=0.5h=0。59=4。mm；键4传递的扭矩：=T=380。71 Nm 因键3、轴的材料均为4钢,由机械设计(第八版）【2】：键静连接时的许用挤压应力p=10M。p=（210）/kld38.65MPap,所以键4连接强度足够。2.0参考文献1机械原理 第七版 主编:张恒 高等教育出版社2机械设计主编:濮良贵 纪名刚 高等教育出版社机械设计课程设计主编：周海 西安电子科技大学出版社4机械设计课程设计手册(第三版)主编：吴宗泽 罗圣国 高等教育出版社5 机械设计手册（第五版）文中如有不足，请您指教！28 / 28