機械設計課程設計    1 一、設計題目  帶式輸送機傳動裝置課程設計  1、 傳動裝置簡圖；  2課程設計任務：  已知二級減速器，運輸機工作轉矩 T/（ N.m ）為 620N. m，運輸帶工作速度 0.9m/s,卷陽筒直徑 :360mm.工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微震動，使用期限為 8年，中等批量生產，兩班制工作，運輸速度允許誤差5 。  二、 電動機的選擇  1、 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓 380V,Y                                                                          機械設計課程設計    2 型。  2、計算功率  Pw =Fv/1000= 2VTD= 0.9360 =3.1 Kw 系統的傳動效率 1    機構  V帶傳動  齒輪傳動  滾動軸承（一對）  聯軸器  卷筒傳動  效率  0.90 0.98 0.98 0.99 0.96 符號  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 其中齒輪 為 8 級精度等級油潤滑  所以 Pd=Pw/ 3.8 kw 確定轉速  圏筒工作轉速wn 60 1000vD= 6 0 1 0 0 0 0 .93 .1 4 3 6 0=47.77轉  二級減速器的傳動比為 7.1: 50（調質）  所以電動機的轉速范圍  339.4: 2390 通過比較，選擇型號為  Y132S-4其主要參數如下：  電動機額  定功率 P 電動機滿  載轉速 nm 電動機伸  出端直徑  電動機伸出  端安裝長度      5.5kw 1440(r.min-1) 38mm 80mm 三、 傳動比的分配及轉動校核  總的轉動比 :i= 14nn  =144047.8 =30.1 選擇帶輪傳動比 i1=3，一級齒輪傳動比 i2= 3.7,二級齒輪傳動比 i3=2.9 7、由于電動帶式運輸機屬通用機械，故應以電動機的額定功率eP作 為設計功率，用以計算傳動裝置中各軸的功率。  總效率   =0.82 Y132S 4電動機  P=5.5KW N=1440(r.min-1)                                                                          機械設計課程設計    3 0軸（電動機）輸入功率：0P eP=5.5kw 1軸（高速軸）輸入功率：1P 0P 1=5.5 0.92=5.06kw 2軸（中間軸）的輸入功率：2P 0P 1 2 3=5.5 0.92 0.98 0.98 =4.86kw 3軸（低速軸）的輸入功率：3P 0P 1 22 23=5.5 0.92 20.98 30.98 =4.62kw 4軸（滾筒軸）的輸入功率 : 4P 0P 1 3223 4 5=5.5 0.92 20.98 30.98 0.990.96=4.484kw 8、各軸輸入轉矩的計算：  0軸（電動機）的輸入轉矩：  0T 5 0095 5 10 Pn = 5 5 .59 5 5 1 0 1440 =36.47 310  Nmm 1軸（高速軸）的輸入轉矩：  1T 5 1195 5 10 Pn = 5 5 .0 69 5 5 1 0 480 =100.67 310  Nmm 2軸（中間軸）的輸入轉矩：  2T 5 2295 5 10 Pn = 5 4 .8 69 5 5 1 0 1 2 9 .7 3 =357.66 310  Nmm 3軸（低速軸）的輸入轉矩：  3T 5 3395 5 10 Pn = 5 4 .6 29 5 5 1 0 4 4 .7 3 =986.38 310  Nmm 4軸（滾筒軸）的輸入轉矩 :  4T 5 4495 5 10 Pn = 5 4 .4 8 49 5 .5 1 0 4 4 .7 3 =957.35 310  Nmm 軸編號  名稱  轉速 /(r/min) 轉矩 /(N.mm) 功率 /KW I 電動機轉軸  1440 3.647410  5.5 II 高速軸  480 1.0067510  5.06 III 中間軸  129.73 3.5766510  4.86 IV 低速軸  44.73 9.8638510  4.62 V 卷筒軸  44.73 9.5735510  4.484                                                                          機械設計課程設計    4 四、三角帶的傳動設計  確定計算功功率caP1  由 課 表 8-6 查得工作情況系數AK=1.2，故  caP = AK eP=1.2 5.5 =6.6 kw 2.選取窄 V帶類型  根據caPon由 課 圖 8-9 確定選用 SPZ型。  3確定帶輪基準直徑  由 2表 8-3和表 8-7取主動輪基準直徑  1d=80 mm 根據 2式（ 8-15），  從動輪基準直徑  2dd。  2dd = 1i dd=3 80=240 mm 根據 2表 8-7  取2dd=250 mm 按 2式（ 8-13）驗算帶的速度  V = 160 100dodn= 80 144060 100 =6.29 m/s 120o                 主動輪上的包角合適  6計算窄 V帶的根數 Z  Z =)(cao o LPP P K K由   0n=1440 r/min   1d=80 mm   i =3  查 課 表 8-5c  和 課 表 8-5d得  0P=1.60  kw   0P=0.22kw 查 課 表 8-8得  K=0.95   LK=0.99   ，則  Z = 6 . 6(1 . 6 0 0 . 2 2 ) 0 . 9 5 0 . 9 9 =3.856 取   Z =4  根。  7計算預緊力0F0F = 22 . 55 0 0 ( 1 )caEP qVK v 查 課 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計算作用在軸上的壓軸力pFpF = 102 sin 2ZF = 1 6 1 . 72 4 5 5 0 . 3 s i n2 o =4346.38 N 9.帶輪結構設計略。  五、 齒輪傳動的設計  高速級齒輪傳動的設計  包角  1 161.7o  V帶的根數  Z 4                                                                          機械設計課程設計    6 選擇齒輪精度為 7 級，小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為  240HBS,兩者材料硬度差為  40HBS. 減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為 =14  初選小齒輪齒數為 2。那么大齒輪齒數為 81。  3、由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。  設計公式：1td 23 21. ( )HEdHZZK T U U 確定公式中各參數，選 Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945. 12 =0.765+0.945 =1.710 由表查得齒寬系數d 1.0。  查表得：材料彈性影響系數 ZE=189.8 12MPa  再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限lim1H 590MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限：lim2H 560MPa. 由計算公式： N=60ihnjL算出循環次數：  1N 60 480 1（ 2 8 8 300）                                     2.76 910  2N=1Ni=4.38 810  再由 N1,N2查得接觸疲勞壽命系數1HNK=0.94,2HNK=1.05. 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數 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、計算小齒輪分度圓直徑1td,由計算公 式得：                                                                           機械設計課程設計    7 231 21. ( )HEt dHZZK T Ud U 231 2 1 . 61 1 . 7 1td 1td 53.87mm 21d d i=199.32mm 計算小齒輪圓周速度： v6 0 1 0 0 0 3 . 1 4 6 0 1 0 0 0dn =1.35m/s 計算齒寬 b及模數 m. b=1 1 5 3 . 8 7td md m 1 c o s 1 4 2.co 376s 22tnt dm 1Z齒高 :h=2.25ntm=2.25 2.376=5.346mm 53.875.346bh =10.08 計算縱向重合度：10 . 3 1 8 t a nd Z 0.318 1 22 tan14   1.744 計算載荷系數 K 已知使用系數AK=1 已知 V 1.35m/s7級齒輪精度，由表查得動載荷系數VK=1.05 由表查得：HK的計算公式：  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 模數  M 2.376 齒寬  B 53.87                                                                          機械設計課程設計    8 =1.789 再按實際載荷系數校正所算得分度院圓直徑：                         11 331 . 7 8 95 3 . 8 71 . 6t tKddK =55.91mm 計算模數：nm=11c o s 1 42c o s2dZ =2.466mm 5、再按齒根彎曲強度設計：  設計公式：   23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 確定計算參數：  計算載荷系數：  A V F FK K K K K=1 1.05 1.2 1.33 =1.676 根據縱向重合度： 1.744，從表查得螺旋角影響系數 Y=0.88 計算當量齒數：11 3 322c o s 1 4c o sv ZZ =24.82 22 3 381c o s 1 4c o sv ZZ =86.87 由 課 表 10 5查取齒形系數1FY=2.63, FY=2.206 查取應力校正系數1SY=1.588，  2SY=1.777 再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：1FE 500MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限2FE 380MPa 再由表查得彎曲疲勞系數：1FNK=0.85,2FNK=0.9 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數： 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                                                                          機械設計課程設計    9 計算大，小齒輪的 FSFYY，并加以比較：   1 3 1 4 . 8FSFYY =0.01327 2 2 5 3 . 3FSFYY =0.0155 大齒輪的數值大，選用大齒輪   FSFYY=0.0155 設計計算：   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 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數nm大于由齒面接觸強度計算的法面模數，取標準模數 m =2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑1d=53.87mm 來計算齒數：  11 cosdZ m = c o s 1 42 =26.1 取1z 26 則21Z iZ=97 6、幾何尺寸計算：  計算中心距：  12 ( 2 6 9 7 ) 2 1 2 6 . 7 62 c o s 1 4()2 c o sZ mmZma 將中心距圓整為： 127 mm 按圓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 齒數  1z 26 2z 97 中心距  a=127 mm 螺旋角   =14.4  分度圓直徑  1d=53.69mm                                                                          機械設計課程設計    10 因 的值改變不大，故參數 ,HZ 等不必修正。  計算大小齒輪分度圓直徑：  11 c o s 2c o s 1 4 . 4Zmd =53.69mm 22 c o s 2c o s 1 4 . 4Zmd =200.3mm 計算齒輪寬度：  1dbd=1 53.69=53.69mm 取2B=54mm,1B=60mm 8、 高速級齒輪傳動的幾何尺寸  名稱  計算公式  結果 /mm 法面模數  mn 2 面壓力角   n 20o 螺旋角    14.4o 分度圓直徑  d1 53.69 d2 200.3 齒頂圓直徑  da1=d1+2ha*mn=53.69+21 2 57.69 da2=d2+2ha*mn=200.3+2 2 204.3 齒根圓直徑  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）   齒寬  b2=b 54 b1=b2+(5 10)mm 60 2d=200.3mm 齒寬  b=53.69mm 1B=60mm 2B=54mm,                                                                           機械設計課程設計    11 3、齒輪的結構設計  小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸結構。  大齒輪采用腹板式結構。  代號  結構尺寸計算公式  結果 /mm 輪轂處直徑 D1 D1=1.6d=1.645  72 輪轂軸向長 L L=(1.2 1.5)d B 54 倒角尺寸 n n=0.5mn 1 齒根圓處厚度 0 0=(2.5 4) mn 8 腹板最大直徑 D0 D0=df2 2 0 216 板孔分布圓直徑 D2 D2=0.5(D0+D1) 144 板孔直徑 d1 d1=0.25(D0 D1) 35 腹板厚 C C=0.3b2 18 （二）、低速齒輪機構設計  1、已知3n 129.73r/min                                                                           機械設計課程設計    12 2、選擇齒輪精度為 7 級，小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為  240HBS,兩者材料硬度差為  40HBS. 減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為 =14  初選小齒輪齒數為 28。那么大齒輪齒數為 81。  3、由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。  設計公式：3td 23 21. ( )HEdHZZK T U U 確定公式中各參數，選 Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,=0.945 12 =0.789+0.945 =1.713 選齒寬系數d 1.0。  查表得：材料彈性影響系數 ZE=189.8 12MPa  再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限lim1H 590MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限：lim2H 560MPa. 由計算公式： N=60ihnjL算出循環次數：  3N 60 129.73 1（ 2 8 8 300）                                     2.99 910  34 NN i =1 910  再由 N1,N2查得接觸疲勞壽命系數1HNK=0.90,2HNK=0.95. 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數 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、計算小齒輪分度圓直徑3td,由計算公式得：                                                                           機械設計課程設計    13 233 21. ( )HEt dHZZK T Ud U 233 2 1 . 61 1 . 7 1 3td 3td 87.86mm 計算小齒輪圓周速度： v 3 . 1 46 0 1 0 06 0 1 0 000dn =0.596m/s 計算齒寬 b及模數 m. b=3 1 8 7 . 8 6td md m 1 c o s 1 4 3c 8s . 0 4o 2tnt dm Z mm 齒高 :h=2.25ntm=2.25 3.04=6.85mm  87.866.85bh =12.83 計算縱向重合度：10 . 3 1 8 t a nd Z 0.318 1 28 tan14   2.22 計算載荷系數 K 已知使用系數AK=1 已知 V 0.596m/s， 7 級齒輪精度，由表查得動載荷系數VK=1.03 由表查得：HK的計算公式：  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 課 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 再按實際載荷系數校正所算得分度 圓直徑：                         3td=87.86mm b=87.86mm m=3.04 h=6.85                                                                          機械設計課程設計    14 33 331 . 7 6 58 7 . 8 61 . 6t tKddK =90.78mm 計算模數：nm=33c o s 1 42c o s8dZ =3.146mm 5、再按齒根彎曲強度設計：  設計公式：   23 212 c o s . FSndFK T Y YYmZ 確定計算參數：  計算載荷系數：  A V F FK K K K K=1 1.03 1.2 1.33 =1.644 根據縱向重合度： 2.22，從 課 圖 10 28查得螺旋角影響系數 Y=0.88 計算當量齒數：13 3 328c o s 1 4c o sv ZZ =31.59 24 3 381c o s 1 4c o sv ZZ =91.38 再由 課 表 10 5查取齒形系數1FY=2.505, FY=2.20 查取應力校正系數1SY=1.63，  2SY=1.781 計算大，小齒輪的 FSFYY，并加以比較：   1 2 . 5 0 5 1 . 6 3531FSFYY =0.00769 2 2 . 2 1 . 7 8 1532FSFYY =0.00737 小齒輪的數值大，選用小齒輪   FSFYY=0.00737 設計計算：                                                                           機械設計課程設計    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 7 6 9nm nm mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數nm大于由齒面接觸強度計算的法面模數，取標準模數 m =2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑3d=90.78mm 來計算齒數：  33 cosdZ m = c o s 1 42 =44.04 取3Z 44 得43Z iZ 127 6、幾何尺寸計算：  計算中心距：  34 ( 4 4 1 2 7 ) 177.()2c 32co s4s o1Z Z m ma m 將中心距圓整為： 177mm 按圓整后中心距修正螺旋角：  34 ( 4 4 1 2 7 )a r c c o() s 1 3 . 7c o s22Z Z ma r c a 因 的值改變不大，故參數 ,HZ 等不必修正。  計算大小齒輪分度圓直徑：  33 c o s c o s 1 3 . 7Zmd =90.56mm 44 c o s c o s 1 3 . 7Zmd =263.44mm 計算齒輪寬度：  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  分度圓直徑  3d=90.56mm 4d=263.44 mm 2B=90mm, 1B=95mm                                                                          機械設計課程設計    16 7、低數級齒輪傳動的幾何尺寸  名稱   計算公式  結果 /mm 面   基數     mn 2 面壓力角     n 20o 螺旋角    13.7o 分度圓直徑  d3 90.56 d4 263.44 齒頂圓直徑  da1=d1+2ha*mn=90.56+2 1 2 94.56 da2=d2+2ha*mn=263.44+2 1 2 267.44 齒根圓直徑  df1=d1 2hf*mn=90.56 2 1.25 2 85.56 df2=d2 2hf*mn=263.44 2 1.25 2 258.44 中心距  a=mn(Z1+Z2)/2cos  177 齒寬  b2=b 90 b1=b2+(5 10)mm 95 六、軸的設計  （一）、 高速軸的設計  1、軸的材料與齒輪 1 的材料相 同為 40Cr調質。  2、按切應力估算軸徑  由表 15 3查得，取 A0=106 軸伸出段直徑  d1 A0(p1/n1)1/3=106( 5.06/480)1/3=23.2mm 取 d1=32mm 3、軸的結構設計  1)、劃分軸段  軸伸段 d1；過密封圓處軸段 d2；軸頸 d3,d7；軸承安裝定位軸段 d4,d6;齒輪軸段。  2)、確定各軸段的直徑  40Cr調質  軸承選  30207                                                                          機械設計課程設計    17 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直徑應盡可能從較小值增加，因此，取  d2=34mm，選擇滾動軸承 30207，軸頸直徑 d3=d7=35mm。  齒輪 段尺寸。  分度圓直徑 d=53.69    da=57.69 df=48.69 3)、定各軸段的軸向長度。  由中間軸的設計知  軸長 L 253.5+L伸 出伸出端的長度由帶輪厚度確定 L伸 出（ 1.5 2） d,取 L伸 出 64mm 選取2d軸向長度為 20  2dL（ 20: 30）  其余長度根據中間軸各段長度確定  4、按許用彎曲應力校核軸。  (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。  AC=57mm   CD=170mm      AB=227mm (2)、繪軸的受力圖。                                                                           機械設計課程設計    18 ( 3)、計算軸上的作用力：  Ft1=2T1/d1=2 100.6710 3/54=3728.5N Fr1=Ft1tan n/cos 1=3728.5tan 20o/cos14.4=1401N F 1=Ft1tan 1=3728.5tan 14.4o=957N (4)、計算支反力  繞支點 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 計算無誤  同樣，由繞支點 B 的力矩和 MBy=0，得  RAY=3728.5 170/227=2792 由 MAy=0，得  RBY=3728.5 5/227=936N 校核： Z=RAY+ RBY Ft1=936+2792-3728=0 計算無誤  (5)、轉矩，繪彎矩圖  垂直平面內的彎 矩圖。                                                                           機械設計課程設計    19 RazFa1Fr1RbzCA（ b)BC 處彎矩： MCZ 左 = RAZ 57=66291Nmm  MCZ 右 = RBZ 170=40460Nmm MCY=RAY 57=2792 57=159144Nmm (6)、合成彎矩  MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC 右  =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、轉矩及轉矩圖。  T2=100670Nmm (8)、計算當量彎矩  應力按正系數 = -1b/ 0b=55/95=0.58 T2=0.58 100670=58389Nmm C 處： M C左 =MC左 =159144 M C右 =M2C右 +( T2)21/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核軸徑。  C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b)1/3=(174279/0.155) 1/3 =31mm 43mm 強度足夠。  (10)、軸的細部結構設計  由表 6 1 查出鍵槽尺寸： b h=14 9(t=5.5， r=0.3)；  由表 6 2 查出鍵長： L=45；  45 鋼調質                                                                           機械設計課程設計    20 R a zF a 1R b zBCA（ b)Rb y( d )( c )BCARb y（ 二 ）、中間軸的設計  1、選擇軸的材料。  因中間軸是齒輪軸，應與齒輪 3 的材料一致，故材料為 45 鋼調質。  由表 15 1查得：  硬度 217 255HBS   0b=95MPa -1b=55MPa 抗拉強度極限： =640MPa 屈服強度極限： s=355MPa 彎曲疲勞極限： b-1=275MPa 剪切疲勞極限： -1=155MPa 許用彎曲應力： b-1=60MPa 2、軸的初步估 算  根據表 15 3，取 A0=112 d0A 232pn=1123 4.86129.73=37.46mm 考慮該處軸徑應當大于高速級軸頸處直徑，取  D1=dmin=40mm 3、軸的結構設計  （ 1）、各軸段直徑的確定。  初選滾動軸承，代號為 30208 .軸頸直徑 d1=d5=dmin=40mm. 齒輪 2 處軸頭直徑 d2=45mm 齒輪 2 定位軸角厚度。  hmin=(0.07 0.1)d，取 hmin=5mm 該處直徑 d2=54mm 齒輪 3 的直徑： d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm 選滾動軸承  30208                                                                          機械設計課程設計    21 由軸承表 5 11查出軸承的安裝尺寸 d4=49mm (2)、各軸段軸向長度的確定。  軸承寬度 B=19.75mm ,兩齒輪端面間的距離 4=10mm 其余的如圖  4、按許用彎曲應力校核軸。  (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。  AC=57mm   CD=88mm   CB=72mm    AD=217mm (2)、繪軸的受力圖 。  ( 3)、計算軸上的作用力：  齒輪 2： Ft2=2T2/d2=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                                                                          機械設計課程設計    22 齒輪 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)、計算支反力  繞支點 B 的力矩和 MBZ=0，得  RAZ=Fr2(88+72)+Fa2d 2/2+Fa3d 3/2 Fr3 72 217 =(1342 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 計算無誤  同樣，由繞支點 B 的力矩和 MBy=0，得  RAY=(3571 160+7899 72)/217=5449N 由 MAy=0，得  RBY=（ 3571 57+7899 145） /217=6021 校核： Z=RAY+ RBY Ft3 Ft2=5449+6021-3571-7899=0 計算無誤  (5)、轉矩，繪彎矩圖  垂直平面內的彎矩圖。  RazFa2Fr2Fr3Fa3RbzB C DAMcz 右Mcz 左Mdz 左Mdz 右（ b)C 處彎矩： MCZ 左 =RAZ 57=833 57=43316Nmm MCZ 右 =RAZ 57 Fa2d2/2 =833 57 917 100.15=-48522Nmm D 處彎矩： MDZ 左 =RBZ 72+Fa3d 3/2                                                                          機械設計課程設計    23 =2450 72+1926 45.26=263609Nmm MDZ 右 =RBZ 72=176400 水平面彎矩圖。  Ft2 Ft3McyMdy(c)B CAMCY=RAY 57=5449 57=283348Nmm MDY=RBy 72=6021 72433512Nmm (6)、合成彎矩  處： 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 處：  MD 左 =(M2DZ 左 +M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD 右  =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm (7)、轉矩及轉矩圖。  T2=533660Nmm (8)、計算當量彎矩  應力按正系數 = -1b/ 0b=55/95=0.58 T2=0.58 533660=309523Nmm C 處： M C左 =MC左 =286640 M C右 =M2C右 +( T2)21/2=(2874732+3095232)1/2=422428Nmm D 處：  M D左 =M2D左 +( T2)21/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm M D右 =M2D右 =468027Nmm (9)、校核軸徑。  C 剖面： dC= (M C右 /0.1 -1b)1/3=(422428/0.155) 1/3 =42.5mm 45mm 強度足夠。  D 剖面： dD= (M D右 /0.1 -1b)1/3=(588346/0.155) 1/3 =46.7mm 85.56mm(齒根圓直徑 ) 強度足夠。                                                                           機械設計課程設計    24 (10)、軸的細部結構設計  由 表 6 1 查出鍵槽尺寸： b h=14 9(t=5.5， r=0.3)；  由表 6 2 查出鍵長： L=45；  Mcz 右Mcz 左Ft2 Ft3Rb3McyMdyMc 右Md 左Md 右TaT（ e)(d)(c)B CDAMdz 左Mdz 右Mc 左(11)中間軸的精確校核：  對照軸的晚矩圖和結構圖，從強度和應力集中分析 ， G 都是危險段面，但是由于 ，還受到扭矩作用，再由 II 斷面的彎矩要大于 I 處，所以現在就對 II處進行校核。  軸的材料為 45鋼，調質處理，由手冊查得：  355 M P abs = 6 4 0 M P a ,。  由手冊查得：  155 M P a- 1 - 1 = 2 7 5 M P a ,  288 M P a00 = 4 5 0 M P a ,                                                                           機械設計課程設計    25 2 2 7 5 4 5 0 0 . 2 3450 - 1 0 02 - 2 2 8 8 0 . 2 5288 - 1 0r 0 1802 -  剖面的安全系數：  抗彎斷面系數：  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抗扭斷面系數：  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彎曲應力幅： 53 . 7 2 1 0 4 3 . 9 28 4 7 0 . 8 7Ba I MPMW a 左  彎曲平均應力  0m扭轉切應力幅： 51022 10a I M P aTW 3.5766 18658.5平均切應力： 10m a a M P a 鍵槽所引起的有效應力集中系數  1, 1 .5KK再由手冊查得，表面狀態系數 =0.92，尺寸系數 0 . 8 3 .r = 0 . 8 0 ,1 1 . 3 60 . 9 2 0 . 8K 剪切配合零件的綜合影響系數 ( ) 2.52DK ，取 ( ) 2.52DK 進行計算：  1 . 5 1 . 9 60 . 9 2 0 . 8 3K 剪 切 配 合 零 件 的 綜 合 影 響 系 數 ( ) 0 . 4 0 . 6 ( ) 1 . 9 1DDKK ，取( ) 1.91DK 進行計算，  由齒輪計算循環次數 874 .3 8 1 0 1 0 > ，所以取壽命系數 1NK                                                                         機械設計課程設計    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 綜合安全系數：  3 . 0 4 1 . 5C SSS S 22 I I>S + S所以具有足夠的強度。  （三）、低速軸的設計  1、軸的材料與齒輪 4 的材料相同為 45 鋼調質。  2、按切應力計算軸徑。  由表 15 3查得，取 A0=112 軸伸出段直徑  d1 A0(p3/n3)1/3=112( 4.62/44.73)1/3=52.5mm 考慮與卷筒軸半聯軸器相匹配的孔徑標準尺寸的選用，取 d1=50mm,則軸孔長度 L1=84mm 3、軸的結構設計  1)、劃分軸段 d1;過密封圓處軸段 d2;軸頸 d3,d8;軸承安裝定位軸段 d4；軸身 d5,d7；軸頭 d6。  2)、確定各軸段直徑。  取 d2=52mm 選擇滾動軸承 30211，軸頸直徑 d3=d8=55mm.，軸承寬 22.75 4、按許用彎曲應力校核軸。  (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。  AC=67mm &nb