傳送帶課程設計

1、西南科技大學城市學院本科生課程設計西南科技大學城市學院 City College of Southwest University Of Science and Technology 課程設計論文（設計） 論文題目： 帶式運輸機傳動裝置設計（8） 指導教師： 系 別： 機電工程系 專業(yè)班級： 姓 名： 學 號： 日 期： 2013年06月 第一章 帶式運輸機傳動裝置設計任務書1.1 原理圖圖11 帶式運輸機傳動裝置傳動系統(tǒng)圖1.1.2 設計數(shù)據表11 帶式運輸機傳動裝置設計數(shù)據名稱運輸帶工作拉力F/N運輸帶工作速度/v（m/s）卷筒直徑D/mm數(shù)據19002.453601.3 工作要求 連續(xù)單向

2、運轉，工作時有輕微振動，空載起動，使用期10年，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允誤差為5%1. 4 完成要求 1）設計說明書 1 份 2）減速器裝配圖（A0） 1 張 3）零件圖（A2） 2 張 第二章 帶式運輸機傳動裝置設計過程2.1 電動機的選擇2.1.1 電動機額定功率P0的計算 1、帶所需功率Pw的計算 PwFwVw1000 19002.451000KW 4.655KW2、電動機所需功率Pd的計算PdPw0 4.6550.885 KW 5.260KW注：（1）傳動裝置各部件間的傳遞效率取值1為兩個聯(lián)軸器的傳遞效率：10.995 2為兩對齒輪的傳遞效率：20.99 3為減速箱中三對軸

3、承的傳遞效率：30.99 4為卷筒中一對軸承的傳遞效率：40.99 5為卷筒與運輸帶的傳遞效率：50.95 （2）串聯(lián)傳動裝置總傳動效率0為組成傳動裝置的各個運動副或傳遞副傳遞效率的乘積，即0123n（3）帶式運輸機傳動裝置的總傳遞效率為 0132323145 12223345 0.8853、電動機額定功率P0的計算 根據推薦計算公式P0 （11.3）Pd 有 P0 P0 1.3Pd 即 5.260KW P0 6.838KW2.1.2 電動機轉速nd的計算1、卷筒轉速nw的計算 nw601000VwD 6010002.45（3.142360）rmin 130rmin2、電動機滿載轉速nd的計算

4、 根據二級展開式圓柱齒輪減速器常用的傳動比為i840和傳動比的計算公式indnw 有 ndnwi 則 8ind40i 即 1040 rminnd5200 rmin2.1.3 電動機類型和結構的選擇 據已知條件和實際情況選擇Y系列三相異步電動機且選擇B3安裝結構形式2.1.4電動機具體參數(shù)的確定 根據電動機的類型、結構、P0和nd的范圍選擇Y132S-4電動機。表21 Y132S-4電動機具體參數(shù)電動機型號額定功率（KW）滿載轉速 （rmin）堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量（Kg）Y132S-45.514402.22.3682.2總傳動比及分配和相關動力參數(shù)的計算2.2.1 總傳動比i0的

5、計算 i0ndnw 1440130 112.2.2 總傳動比i0的分配根據二級展開式圓柱齒輪減速器中高速齒輪間的傳動比i1與低速齒輪間的傳動比i2常常滿足i1（1.31.5）i2有取 i11.4i2則 i22.8 即 i13.92.2.3 相關動力參數(shù)的計算1、電動機動力參數(shù)的計算（1）電動機轉速n0的計算 由表21有 n01440 rmin（2）電動機功率P0的計算由表21有 P05.5KW（3）電動機轉矩T0的計算 T09550P0n0 95505.51440（Nm） 36.476（Nm）2、高速軸(I)動力參數(shù)的計算（1）高速軸(I)轉速n1的計算根據高速軸與電動機軸由聯(lián)軸器相連有n1n

6、01440 rmin（2）高速軸(I)功率P1的計算根據電動機軸到高速軸的傳遞效率I 10.995有P1I P00.9955.5KW 5.473KW（3）高速軸(I)轉矩T1的計算 T19550P1n1 95505.4731440（Nm） 36.297（Nm）3、中間軸(II)動力參數(shù)的計算（1）中間軸(II)轉速n2的計算根據高速軸與中間軸的傳動比i13.9有n2n1i114403.9 rmin 369.231 rmin（2）中間軸(II)功率P2的計算根據高速軸到中間軸的傳遞效率II 320.990.99有P2II P10.990.995.473KW 5.364KW（3）中間軸(II)轉矩

7、T2的計算 T29550P2n2 95505.364369.231（Nm） 138.738（Nm）4、低速軸(III)動力參數(shù)的計算（1）低速軸(III)轉速n3的計算據中間軸與低速軸的傳動比i22.8有n3n2i2369.2312.8 rmin 131.868 rmin（2）低速軸(III)功率P3的計算根據中間軸到低速軸的傳遞效率3320.990.99有P33 P20.990.995.364KW 5.257KW（3）低速軸(III)轉矩T3的計算 T39550P3n3 95505.257131.868（Nm） 380.717（Nm）5、卷筒軸(v)動力參數(shù)的計算（1）卷筒軸(v)轉速nv的

8、計算根據低速軸與卷筒軸由聯(lián)軸器相連有n4 n3131.868 rmin（2）卷筒軸(v)功率Pv的計算根據低速軸到卷筒軸由聯(lián)軸器相連v 130.9950.99的傳遞效率有P4vP30.9950.995.257KW 5.196KW（3）卷筒軸(v)轉矩T4的計算 T49550P4n4 95505.196131.868（Nm） 376.300（Nm）6、各軸運動和動力參數(shù)的數(shù)據整理表22 各軸的運動和動力參數(shù)參數(shù)軸名電動機軸軸軸軸卷筒軸轉速n（rmin231131.868131.868功率PKW5.55.4735.3645.2575.196轉矩T（Nm）36.47636.

9、297138.738380.717376.300傳動比 i13.92.81效率0.9900.9800.9800.9802.3 齒輪的計算2.3.1 高速級齒輪的計算1、齒輪精度等級、材料及齒數(shù)的選擇（1）齒輪精度等級的選擇 根據傳動裝置選擇二級展開式圓柱齒輪的傳動方案和工作要求選擇精度等級為7級的標準圓柱直齒輪（2）齒輪材料的選擇 根據帶式運輸機傳動裝置的要求，小齒輪采用45鋼（調質處理），硬度為210HBS；大齒輪采用45鋼（調質處理），硬度為250HBS。（3）齒輪齒數(shù)的選擇 根據開式齒輪傳動中小齒輪齒數(shù)一般取1720初選小齒輪齒數(shù)Z1為20，則大齒輪齒數(shù)Z2由一對齒輪傳動的傳動比與齒輪齒

10、數(shù)關系i1Z2Z1有Z2i1Z13.920782、齒輪參數(shù)的計算（1）按齒面強度的計算1) 小齒輪分度圓直徑d1的計算 根據d1t2.323 KT1 d (u1)u ZEH2 代值解得 d1t43.157mm注：K為載荷系數(shù)的試選值：取K1.3 T1為小齒輪的傳遞轉矩：T13.6297104Nmm u為齒輪的齒數(shù)比：ui13.9 d為齒寬系數(shù)：根據齒輪材料的硬度和齒面的類型查機械設計1書表10-7有d1 ZE為齒彈性影響系數(shù)：根據齒輪材料查機械設計書表10-6有ZE189.8MPa1/ h為齒輪的需用接觸應力1大小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2 N1的計算 根據 N60njLh有小齒輪 N1的計算： N

11、160njLh6014401（1830010） 2.0376109 又根據u N1 N2有 N2 N1u2.03761093.9 5.3169108 2 H1和H2為齒輪的接觸疲勞許用應力： H1KHn1lim1S 0.966001MPa 576MPaH2KHn2lim2S 1.085501MPa 594 MPa（S為安全系數(shù)：按要求選擇S1KHn為齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)：根據齒輪應力循環(huán)次數(shù)查機械設計書圖10-19有 KHn1 0.96， KHn2 1.08 lim為齒輪的接觸疲勞強度極限：根據齒輪材料查機械設計書圖10-21d有l(wèi)im1600MPa，lim2550MPa）2) 圓周速度V1的

12、計算V1d1tn1(601000)(3.14243.1571440 )(601000)m/s 3.254 m/s3) 齒輪齒寬b、模數(shù)mz及齒高h的計算 bdd1t 143.157mm 43.157mm mzd1tZ1 43.15720 2.158 h2.25 mz 2.252.158mm 4.9mm4) 齒輪載荷系數(shù)K的計算 KKA KV KHKH 11.111.417 1.56注： KA為齒輪使用系數(shù)：由傳動裝置工作要求查機械設計書表10-2有KA1 KV為動載系數(shù)：根據齒輪圓周速度和精度等級查機械設計書圖10-8有 KV1.1 KH為齒輪接觸齒向載荷分布系數(shù)：查機械設計書表10-4有KH

13、1.417 KF為齒輪彎曲齒向載荷分布系數(shù)：查機械設計書圖10-13有KF1.4 KH為齒輪齒間載荷分布系數(shù)：查機械設計書表10-3有KFKH15)齒輪分度圓直徑d1t的校正 d1=d1t3KKt =43.15731.561.3mm =45.86mm6) 齒輪模數(shù)mn的計算 mnd1Z1 45.8620 2.29（2）按齒根彎曲強度計算齒輪模數(shù)mn滿足mn32K0T1dZ12YFaYSaFmax 代值解得mn1.72注：K0為載荷系數(shù)：K0KA KV KFKH11.111.4171.56 YFa和YSa分別為齒輪齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)：查機械設計書表10-5有YFa12.80 YFa2 2.2

14、2 和YSa11.55 YSa21.77 F為彎曲疲勞許用應力：根據FKFnFES有 F1KFnFES 0.834001.4MPa 237 MPaF2KFnFES 0.875001.4MPa 304MPa（其中 KFn為彎曲疲勞壽命系數(shù)：根據應力循環(huán)次數(shù)和材料機械設計書圖10-18有KFn10.83和 Fn20.87；FE 為彎曲疲勞強度極限：根據齒輪材料機械設計書圖10-20c有FE1400MPa和 FE2 500MPa；S為安全系數(shù)：取S1.4） YFaYSaFmax為兩齒輪YFaYSaF計算結果的較大值： YFa1YSa1F12.801.55237 0.018 YFa2YSa2F22.2

15、21.77304 0.013（3）齒輪參數(shù)的確定根據按齒面強度的計算和按齒根換取強度計算結果的比較有 mn2則Z1d1mn 45.862 22.93取 Z123則 Z2u Z1 3.923 89.7取 Z2903、齒輪幾何尺寸的計算（1）大小齒輪分度圓直徑的計算d1 Z1 mn 232mm 46mmd2 Z2 mn 90 2mm 180mm（2）兩齒輪中心距a12的計算 a12（d1 d2）2 （46 180）2 113mm（3）大小齒輪齒寬b的計算 bdd1 146mm 46mmb圓整后小齒輪的齒寬取B150mm又根據大小齒輪齒寬相差510mm，則大齒輪齒寬取B245mm2.3.2 低速級齒

16、輪的計算1、齒輪精度等級、材料及齒數(shù)的選擇（1）齒輪精度等級的選擇 根據傳動裝置選擇二級展開式圓柱齒輪的傳動方案和工作要求選擇精度等級為7級的標準圓柱直齒輪（2）齒輪材料的選擇 根據帶式運輸機傳動裝置的要求，小齒輪采用45鋼（調質處理），硬度為210HBS；大齒輪采用45鋼（調質處理），硬度為250HBS。（3）齒輪齒數(shù)的選擇 根據開式齒輪傳動中小齒輪齒數(shù)一般取1720初選小齒輪齒數(shù)Z1為20，則大齒輪齒數(shù)Z2由一對齒輪傳動的傳動比與齒輪齒數(shù)關系i2Z2Z1有Z2i2Z12.820562、齒輪參數(shù)的計算（1）按齒面強度的計算1) 小齒輪分度圓直徑d1的計算 根據d1t2.323 KT1 d (

17、u1)u ZEH2 代值解得 d1t69.234mm注：K為載荷系數(shù)的試選值：取K1.3 T2為小齒輪的傳遞轉矩：T2138.738103Nmm u為齒輪的齒數(shù)比：ui22.8 d為齒寬系數(shù)：根據齒輪材料的硬度和齒面的類型查機械設計1書表10-7有d1 ZE為齒彈性影響系數(shù)：根據齒輪材料查機械設計書表10-6有ZE189.8MPa1/ h為齒輪的需用接觸應力1大小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2 N1的計算 根據 N60njLh有小齒輪 N1的計算： N160njLh6014401（1830010） 2.0376109 又根據u N1 N2有 N2 N1u2.03761092.8 7.277108 2 H

18、1和H2為齒輪的接觸疲勞許用應力： H1KHn1lim1S 0.966001MPa 576MPaH2KHn2lim2S 1.105501MPa 605 MPa（S為安全系數(shù)：按要求選擇S1KHn為齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)：根據齒輪應力循環(huán)次數(shù)查機械設計書圖10-19有 KHn1 0.96， KHn2 1.10 lim為齒輪的接觸疲勞強度極限：根據齒輪材料查機械設計書圖10-21d有l(wèi)im1600MPa，lim2550MPa）2) 圓周速度V1的計算V1d1tn1(601000)(3.14269.234369.231 )(601000)m/s 1.339m/s3) 齒輪齒寬b、模數(shù)mz及齒高h的計算

19、 bdd1t 169.234mm 69.234mm mzd1tZ1 69.23420 3.46 h2.25 mz 2.253.46mm 7.8mm4) 齒輪載荷系數(shù)K的計算 KKA KV KHKH 11.0511.42 1.491注： KA為齒輪使用系數(shù)：由傳動裝置工作要求查機械設計書表10-2有KA1 KV為動載系數(shù)：根據齒輪圓周速度和精度等級查機械設計書圖10-8有 KV1.05 KH為齒輪接觸齒向載荷分布系數(shù)：查機械設計書表10-4有KH1.42 KF為齒輪彎曲齒向載荷分布系數(shù)：查機械設計書圖10-13有KF1.4 KH為齒輪齒間載荷分布系數(shù)：查機械設計書表10-3有KFKH15)齒輪分

20、度圓直徑d1t的校正 d1=d1t3KKt =69.23431.4911.3mm =72.47mm6) 齒輪模數(shù)mn的計算 mnd1Z1 72.4720 3.62（2）按齒根彎曲強度計算齒輪模數(shù)mn滿足mn32K0T2dZ12YFaYSaFmax 代值解得mn2.65注：K0為載荷系數(shù)：K0KA KV KFKH11.0511.421.491 YFa和YSa分別為齒輪齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)：查機械設計書表10-5有YFa12.80 YFa2 2.28 和YSa11.55 YSa21.73 F為彎曲疲勞許用應力：根據FKFnFES有 F1KFnFES 0.834001.4MPa 237 MPaF2

21、KFnFES 0.875001.4MPa 304MPa（其中 KFn為彎曲疲勞壽命系數(shù)：根據應力循環(huán)次數(shù)和材料機械設計書圖10-18有KFn10.83和 Fn20.87；FE 為彎曲疲勞強度極限：根據齒輪材料機械設計書圖10-20c有FE1400MPa和 FE2 500MPa；S為安全系數(shù)：取S1.4） YFaYSaFmax為兩齒輪YFaYSaF計算結果的較大值： YFa1YSa1F12.801.55237 0.018 YFa2YSa2F22.281.73304 0.013（3）齒輪參數(shù)的確定根據按齒面強度的計算和按齒根換取強度計算結果的比較有 mn3則Z1d1mn 72.473 24.16取

22、 Z125則 Z2u Z1 2.825 103.6取 Z2703、齒輪幾何尺寸的計算（1）大小齒輪分度圓直徑的計算d1 Z1 mn 253mm 75mmd2 Z2 mn 70 3mm 210mm（2）兩齒輪中心距a12的計算 a12（d1 d2）2 （75 210）2 142.5mm（3）大小齒輪齒寬b的計算 bdd1 175mm 75mm小齒輪的齒寬取B175mm又根據大小齒輪齒寬相差510mm，則大齒輪齒寬取B270mm2.4 軸的直徑計算2.4.1軸的材料選擇根據軸的工作條件，材料選用45鋼，調質處理。2.4.2軸的最小直徑計算由機械設計（第八版）式15-2：軸的最小直徑dA03Pn由機

23、械設計（第八版）表15-3：A0=120對于d100mm的軸，有一個鍵槽直徑增大3%，有兩個鍵槽時，應增大7%。對于直徑d100mm的軸，有一個鍵槽，軸徑增大5%7%；有兩個鍵槽時，軸徑增大10%15%。1、 高速軸高速軸的功率P=5.473Kw高速軸的轉速n=1440r/mind軸min=18.727mm2、 過渡軸過渡軸的功率P=5.364Kw過渡軸的轉速n=369.231r/mind軸min=29.280mm3、 低速軸低速軸的功率P=5.257Kw低速軸的轉速n=131.868r/mind軸min=40.993mm2.4.3高速軸直徑d軸1：高速軸的最小直徑d軸min=18.727mm

24、，在高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，有一個鍵槽，故高速軸的最小直徑d軸min=18.727（1+7%）=20.038mm，圓整后去d軸1=22mmd軸2：高速軸安裝滾動軸承處，取d軸2=30mmd軸3：高速軸過渡軸段，該處軸肩定位擋油環(huán)，故軸肩高度 h（0.070.1）d軸2；故取d軸3=35mmd軸4：安裝高速級小齒輪處，小齒輪分度圓直徑d=46mm，因齒根圓到鍵槽底部的距離較小，故應選用齒輪軸結構d軸5：高速軸安裝滾動軸承處，一根軸上安裝的滾動軸承選用同一個滾動軸承，d軸5=30mm2.4.4過渡軸的直徑d軸1：過渡軸最小直徑處，在該軸段處安裝過渡軸滾動軸承，d軸min=29.280mm，圓整

25、后取d軸1=30mmd軸2：過渡軸安裝低速級小齒輪處，低速軸小齒輪分度圓直徑d=75mm，由于齒根圓到鍵槽底部距離較小，采用齒輪軸結構d軸5：過渡軸安裝滾動軸承段，同一個軸上安裝相同的滾動軸承，d軸5=30mmd軸4：過渡軸安裝高速級大齒輪，取d軸4=35mmd軸3：過渡軸段，因過渡軸段要對齒輪進行定位，軸肩高度 h（0.070.1）d軸4，取d軸3=40mm2.4.5低速軸的直徑d軸:6：低速軸最小直徑處d軸min=40.993mm，也是安裝聯(lián)軸器處，該處有一個鍵槽d軸min=40.993（1+7%）=42.063，圓整后取d軸6=45mmd軸5、d軸1：低速軸安裝滾動軸承處，取d軸5=d軸

26、1=50mmd軸4：過渡軸段處，選取直徑d軸3=55mmd軸2：安裝低速級大齒輪處，選用軸徑d軸2=55mmd軸3：軸肩段用于定位低速級大齒輪，軸肩高度 h（0.070.1）d軸2，d軸3=60mm2.5聯(lián)軸器的選擇1、聯(lián)軸器的選擇根據軸的結構設計知輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸端直徑和聯(lián)軸器與電動機為標準件，為了滿足標準設計要求而同時選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器轉矩的計算根據TcaKATI有TcaKATI1.536.297Nm54.445Nm根據電動機選擇的是Y132S-4有電動機軸的直徑為38mm根據輸入軸的最小直徑、聯(lián)軸器的轉矩和電動機軸的直徑查機械設計課程設計表15-7選擇LM4聯(lián)軸器YA388

27、2YA2252MT4-a (GB/T 5727-2002)且根據裝配要求聯(lián)軸器段的長度為50mm，又根據聯(lián)軸器裝配時由軸肩定位，則下一段直徑選擇30mm2）聯(lián)軸器的選擇根據軸的結構設計知輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸端直徑和，為了滿足設計要求而同時選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器轉矩的計算根據TcaKATI有TcaKATIII1.5380.717Nm571Nm根據輸出軸的最小直徑、聯(lián)軸器的轉矩查機械設計課程設計表15-7選擇LX3聯(lián)軸器YA45112YA40112(GB/T 5014-2003)且根據裝配要求聯(lián)軸器段的長度為110mm,又根據聯(lián)軸器裝配時由軸肩定位，則下一段直徑選擇50mm。2.6滾動軸承的

28、選擇1、高速軸上滾動軸承的選擇 高速軸上安裝滾動軸承的軸直徑d軸2=30mm，由機械設計課程設計表13-1，選用圓錐滾子軸承30206（GB/T 297-1994），dDTB=30mm62mm17.25mm16mm2、過渡軸上滾動軸承的選擇 過渡軸上安裝滾動軸承的軸直徑d軸1=30mm，由機械設計課程設計表13-1，選用圓錐滾子軸承30206（GB/T 297-1994），dDTB=30mm62mm17.25mm16mm4、 低速軸上滾動軸承的選擇低速軸上安裝滾動軸承處軸的直徑d軸1=50mm，由機械設計課程設計表13-1，選用圓錐滾子軸承30210（GB/T 297-1994），dDTB=5

29、0mm90mm21.75mm20mm2.7軸的長度設計2.7.1高速齒輪軸各軸段長度l軸1：軸上安裝聯(lián)軸器處，由聯(lián)軸器的安裝長度得到l軸1=50mml軸2：軸上安裝端蓋、滾動軸承、擋油環(huán)處，取l軸2=88mml軸3：過渡軸段，l軸3=90mml軸4：齒輪軸段，由齒輪結構得到l軸4=50mml軸5：軸上安裝滾動軸承、擋油環(huán)，取l軸5=402.7.2過渡齒輪軸各軸段長度l軸1：軸上安裝滾動軸承、擋油環(huán)， l軸1=40.5mml軸2：齒輪軸段，由齒輪結構得到l軸2=75mml軸3：軸肩段，對齒輪進行定位，l軸3=15mml軸4：軸上安裝高速級大齒輪處，l軸4=43.5mml軸5：軸上安裝滾動軸承、擋

30、油環(huán)處，l軸5=42mm2.7.3低速軸各軸段長度l軸1：軸上安裝滾動軸承、擋油環(huán)處，該軸段對齒輪定位，l軸1=45mml軸2：軸上安裝低速級大齒輪處，l軸2=68mml軸3：軸肩段，對齒輪定位，l軸3=15mml軸4：過渡軸段l軸4=45mml軸5：軸上安裝滾動軸承、擋油環(huán)處，l軸5=43mml軸6：軸上安裝聯(lián)軸器處，由聯(lián)軸器的安裝尺寸l軸6=110mm2.8軸的校核2.8.1高速齒輪軸的校核齒輪的作用力應在輪寬度的中點，高速軸上安裝的滾動軸承是圓錐滾子軸承30206軸承，由機械設計課程設計表13-1中查得，載荷作用中心到軸承外端面的距離a=13.8mm，故可計算支承點位置和軸上各力作用點位

31、置。1、軸的受力簡圖2、齒輪對軸的作用力Ft1=2Td軸4=236.297/（4610-3）=1578.13N 方向向上Fr1= Ft1tan=574.392N 方向向外3、軸的支反力水平面內：以D為力矩中心：-（49.2+139.2）F1B+139.2 Fr1=0 得到：F1B=424.392N 方向向里由水平面內合力為零，有：Fr1= F1B+ F2B 得到：F2B=150N 方向向里垂直面內：以D為力矩中心：（49.2+139.2）F1A-139.2 Ft1=0 得到：F1A=1166.007N 方向向下由水平面內合力為零，有：Ft1= F1A+ F2A 得到：F2A=412.123N

32、方向向下軸受到的總支反力：F1=2F1A2+F1B2=1240.839N F2=2F2A2+F2B2=440.452N4、彎矩計算水平面內彎矩計算：MA= MB = MD = ME=0 MC左=-49.2 F1B=-20880.086Nmm MC右=139.2 F2B=20880.086Nmm 垂直面內彎矩計算：MA= MB = MD = ME=0 MC左=49.2 F1A=57367.544Nmm MC右=-139.2 F2A=-57367.544Nmm 合成彎矩：MA= MB = MD = ME=0MC左=61049.267 NmmMC右=61049.267 Nmm5、 軸的轉矩T=T1=

33、36.297Nm6、 軸的彎矩圖 從上到下依次為軸在水平面內受力分析、軸在水平面內的彎矩圖、軸在垂直面內的受力分析、軸在垂直面內彎矩圖、軸的合彎矩圖、軸的轉矩圖7、 軸的校核由機械設計（第八版）表15-4【2】：W=0.1d3由機械設計（第八版）表15-1【2】：-1=60MPa因過渡軸為脈沖循環(huán)變應力，取=0.6由彎矩圖得到：C2截面處強度：ca=（MCW）2+4(T32W)2C截面處直徑dc= d軸4=46mm故：caC=7.297MPa 60MPa=-1滿足彎曲強度要求2.8.2過渡齒輪軸的校核齒輪的作用力應在輪寬度的中點，高速軸上安裝的滾動軸承是圓錐滾子軸承30206軸承，由機械設計課

34、程設計表13-1中查得，載荷作用中心到軸承外端面的距離a=13.8mm，故可計算支承點位置和軸上各力作用點位置。1、軸的受力圖2、齒輪對軸的作用力Ft2=2Td軸4=236.297/（18010-3）=403.3N 方向向下Fr2= Ft2tan=146.789N 方向向外Ft3=2Td軸2=2138.738/（7510-3）=3699.68N 方向向下Fr3= Ft3tan=1346.573 方向向里3、軸受到的支反力 水平面內： 以E為力矩中心：-（64.2+75+49.2）F3B+（75+49.2）Fr2-49.2 Fr3=0 得到：F3B=254.884N 方向向外 由水平面內合力為零

35、：F3B+ Fr2= Fr3+ F4B 得到: F4B =944.9N 方向向外 垂直面內： 以E為力矩中心：-（64.2+75+49.2）F3A+（75+49.2）Ft2+49.2 Ft3=0 得到：F3A=1232.028N 方向向上 由水平面內合力為零： Ft2+ Ft3= F3A + F4A 得到: F4A =2870.952N 方向向上 軸的總支反力： F3=2F3A2+F3B2=1258.117NF4=2F4A2+F4B2=3022.45N4、軸的彎矩計算水平面內：MA= MB = ME=0MC左=64.2F3B=16363.553 NmmMC右=75Fr3-（75+49.2）F4

36、B=-16363.553 NmmMD左=（64.2+75）F3B+75 Fr2=46489.028 Nmm MD右=-49.2 F4B=-46489.028 Nmm 垂直面內： MA= MB = ME=0 MC左=-64.2 F3A=-79096.1976 Nmm MC右=-75Ft3+（75+49.2）F4A=79096.1976 Nmm MD左=-（64.2+75）F3A+75Ft2=-141250.798 Nmm MD右=49.2F4A=141250.798 Nmm 合成彎矩： MA= MB = ME=0 MC左= MC右=80770.818 Nmm MD左= MD右=148703.69

37、7 Nmm5、軸的轉矩T=T=138.738 Nm6、軸的彎矩圖從上到下依次為軸在水平面內受力分析、軸在水平面內的彎矩圖、軸在垂直面內的受力分析、軸在垂直面內彎矩圖、軸的合彎矩圖、軸的轉矩圖7、軸的校核 由機械設計（第八版）表15-4【2】：W=0.1d3由機械設計（第八版）表15-1【2】：-1=60MPa因過渡軸為脈沖循環(huán)變應力，取=0.6由彎矩圖得到：C截面處強度：ca=（MCW）2+4(T32W)2C截面處直徑dc=d軸4=35mm故：caC=32.414MPa 60MPa=-1由彎矩圖得到：D截面處強度：ca=（MDW）2+4(T32W)2D截面處直徑dD= d軸2=75mm故：ca

38、D=4.809MPa 60MPa=-1滿足彎曲強度要求2.8.3低速軸的校核齒輪的作用力應在輪寬度的中點，高速軸上安裝的滾動軸承是圓錐滾子軸承30210軸承，由機械設計課程設計表13-1中查得，載荷作用中心到軸承外端面的距離a=20mm，故可計算支承點位置和軸上各力作用點位置。1、 軸的受力圖2、 齒輪對軸的作用力Ft4=2Td軸2=2138.738/（21010-3）=1321.314N 方向向上Fr4= Ft4tan=480.919N 方向向里3、 軸的支反力水平面內支反力：以D為力矩中心：（118+58）F5B-58Fr4=0 得到：F5B=158.484N 方向向外由水平面內合力為零：

39、Fr4= F5B+ F6B 得到：F6B=322.435N 方向向外垂直面內支反力：以D為力矩中心：（118+58）F5A-58Ft4=0 得到：Ft4=435.433N 方向向下由水平面內合力為零：Ft4= F5A+ F6A 得到：F6A=885.881N 方向向下軸的總支反力：F5=2F5A2+F5B2=463.378NF6=2F6A2+F6B2=942.735N4、 軸的彎矩計算水平面內彎矩計算：MA= MB = MD = ME=0 MC左=118 F5B=18701.112Nmm MC右=-58 F6B=-18701.112Nmm 垂直面內彎矩計算：MA= MB = MD = ME=0

40、 MC左=118 F5A=51381.094Nmm MC右=-58 F6A=-51381.094Nmm 合成彎矩：MA= MB = MD = ME=0MC左=54678.504 NmmMC右=54678.504 Nmm5、軸的轉矩T=T=380.717Nm6、軸的彎矩圖從上到下依次為軸在水平面內受力分析、軸在水平面內的彎矩圖、軸在垂直面內的受力分析、軸在垂直面內彎矩圖、軸的合彎矩圖、軸的轉矩圖7、軸的校核由機械設計（第八版）表15-4【2】：W=0.1d3由機械設計（第八版）表15-1【2】：-1=60MPa因過渡軸為脈沖循環(huán)變應力，取=0.6由彎矩圖得到：C截面處強度：ca=（MCW）2+4(T32W)2C截面處直徑dc=d軸2=55mm故：caC=23.118MPa 60MPa=-1滿足彎曲強度要求2.9鍵的設計與校核1、高速齒輪軸聯(lián)軸器處鍵（鍵1）的設計與校核 由軸與聯(lián)軸器連接處結構選用單圓頭（C型）鍵安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d軸1=22mm，由機械設計課程設計表11-26