机械设计课程设计-带式输送机传动装置的设计.doc

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1、课程设计(论文)题 目 名 称 带式输送机传动装置的设计 课 程 名 称 机械设计课程设计 学 生 姓 名 学 号 系 、专 业 机械与能源工程系 指 导 教 师 老师 2009年 12 月 18 日邵阳学院课程设计（论文）任务书年级专业学生姓名学 号题目名称带式输送机传动装置设计时间第1214周课程名称机械设计课程设计课程编号11000031设计地点新教学楼一、 课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、 已知技术参数和条件技术参数：输送带工

2、作拉力：5.6kN输送带速度： 0.8m/s卷筒直径： 450mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差5%。三、 任务和要求3.1 能与机器功能要求出发，制定或分析设计方案，合理的选择电动机.传动机构零件。3.2 能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的荷载，合理选择零件材料，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。3.2 能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济性和安全性等问题，对机器和零件进行结构设计。3.3 绘图表达设计结果、图样符合国家制图标准，尺寸及公差标准完整、正确，技术要求合理、

3、全面。注：1此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材 4.2 机械设计课程设计指导书4.3 减速器图册4.4 机械原理4.5 机械设计手册 4.6 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）： 年 月 日七、主管教学主任意见 主管主任（签字）：

4、年 月 日八、备注指导教师（签字）： 学生（签字）：邵阳学院课程设计（论文）评阅表学生姓名 吕军军 学 号 0841127238 系 机械与能源工程系 专业班级 现代制造技术 题目名称 带式输送机传动装置的设计 课程名称 机械设计课程设计 一、学生自我总结通过为期三周的课程设计，让我找出了自身状况与实际需要的差距，使我懂得在以后的学习中，要加强专业知识的储备和深化，努力做到与实践运用相结合，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，成为一名优秀的大学毕业生。由于学生我基础知识的不牢靠，缺乏经验，此次设计中还有些缺陷和不足，还请老师您批评指正。 学生签名：吕军军 年 月 日二、指导教师评定评分项

5、目综合成绩权 重单项成绩指导教师评语： 指导教师（签名）： 年 月 日注：1、本表是学生课程设计（论文）成绩评定的依据，装订在设计说明书（或论文）的“任务书”页后面；2、表中的“评分项目”及“权重”根据各系的考核细则和评分标准确定。目录1 传动方案拟定.12 电动机的选择.13 计算总传动比及分配各级的传动比.24 运动参数及动力参数计算.25 V带的设计计算. 26 减速齿轮传动设计.36.1 高速轴齿轮的选材与相关计算.36.2 低速轴齿轮的选材与相关计算.57 轴和轴承选择计算.77.1 高速轴的设计.77.2 中间轴设计. 97.3 低速轴设计. 127.4 轴承的选择计算. 138

6、减速器机体结构尺寸.149 减速器各部位附属零件的设计. .1510 润滑方式的确定.17参考文献.17计算项目和主要内容1 传动方案拟定1.1 工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用年限10年（每年300个工作日），小批量生产，二班工作制，输送带工作轴转速允许误差为5%。带式输送机的传动效率为0.96。1.2 原始数据输送带的牵引力F=5.6KN 速度V=0.8m/s滚筒直径D=450mm有上述工作条件及数据选用设计二级圆柱直齿轮减速器和V带传动2 电动机选择2.1 电动机类型的选择Y系列三相异步电动机2.2 电动机功率选择2.2.1 传动装置的总功率 表3-1得：总=带3轴承2齿轮联

7、轴器滚筒=0.960.9930.9720.990.97=0.8422.2.2 工作机所需功率Pw=FwVw=5.60.8=4.48KW2.2.3 电机所需的工作功率P工作=Pw/总=4.48/0.842=5.32（kW）2.3 确定电动机型号根设计手册表17-7上选型号Y132S-4其主要性能：额定功率：为5.5KW，满载转速1500r/min，质量为68kg3 计算总传动比及分配各级的传动比3.1 计算滚筒工作转速: n筒=601000V/D=6010000.8/（450）r/min=33.97r/min3.2 总传动比：i总=n电动/n筒=1440/33.97=42.393.3 分配各级传

8、动比 。3.3.1 设高速级传动比为i1，i3低速级传动比为i2，V带的传动比i33.3.2 取V带的传动比 i3=2.5，又因为我们设计的是同轴式圆柱齿轮减速器，传动比可按下式分配i1i2=i ,i= i总/ i3 , i1= i2=4.1184 运动参数及动力参数计算4.1 计算各轴转速（r/min）轴1的转速 n1=n电机/ i3=1440/2.5= 576r(r/min)轴2的转速 n2=n1/i1= 576/4.118= 139.87(r/min)轴3的转速 n3=n2/i2=139.87/4.118= 33.970(r/min)滚筒的转速 n4=n3= 33.970(r/min)4

9、.2 计算各轴的功率（KW）P1=P电机*带传动=5.50.96=5.28KWP2=P1*轴承*齿轮=5.2800.970.99=5.070KWP3=P2*轴承*齿轮=5.0700.990.97=4.870KWP4 = P 3 *联轴器*轴承=4.8700.990.97=4.680KW4.3 计算各轴扭矩（Nm）T1=9.55103P1/n1=9.551035.28/576=87.54 NmT2=9.55103P2/n2=9.551035.07/139.87=346.17 NmT3=9.55103P3/n3=9.551034.870/33.970=1369.10 NmT4=9.55103P4/

10、n4=9.551034.680/33.970=1315.70 Nm5 V带的设计计算5.1 选择普通V带截型由课本表得：kA=1.2PCa=KAP=5.5*1.2=6.60KW由课本图8-11：选用A型V带5.2 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图8-8得，取小带轮基准直径为dd1=125mm ,验算带速VV=dd1 n电机/( 601000)=9.425m/s因为5m/sV900(适用)5.5 确定带的根数根据课本P152表（8-4a）P0=1.91根据课本P153表（8-4b）P0=0.16KW根据课本P155表（8-5）K=0.95根据课本P146表（8-2）KL=1.01 由课本P1

11、58式（8-26）得Z=PCa/Pr=PCa/(P0+P0)KKL6.6/（1.91+0.16）0.951.01=3.32则取Z=4.5.6 确定带的初拉力F0由课本P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-27）单根V带的初拉力：F0min=500PCa*（2.5-K）/ K*Z*V+qV2=500(2.5-0.95)*6.6/（0.95*4*9.425）+0.19.4252 =151.7N取F0=1.5 F0min =227.55（N）5.7 确定带轮的结构形式小带轮dd1=125mm 采用实心式结构；大带轮dd2=315mm 采用孔板式结构 6 减速齿轮传动设计6.1 高速轴齿轮

12、的选材与相关计算6.1.1 选择齿轮类型，齿数，材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，传动方案选用直齿圆柱齿轮，由于转速不高选用7级精度。由表10-1小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS，取小齿轮的齿数为Z1=24，于是Z2=4.118* Z1=98.8 取Z2=996.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 由式（10-9a） d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 确定公式内的各计算值(1）选择载荷系数Kt=1.3(2) 计算小齿轮传递的转矩。T1=87.54Nm(3）由表10-7选取齿宽系数d=0.8(4）由表10-6查得

13、材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa1/2(5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HlimZ1=600 Mpa HlimZ2=550Mpa(6）由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLn =60*391.997*（2*8*300*10）=1.659*109N2=N1/4.118=0.403*109(7)由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90 KHN2=0.95(8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得H1=Hlim1KNT1/S=6000.90/1=540MpaH2=Hlim2KNT2/S=5500.98/1

14、=522.5Mpa6.1.3 计算(1）代入H中最小的值得d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 =2.231.387540(4.118+1)（189.8/522.5）2 /4.1181/3=66.30mm(2）计算圆周速度。V=d1tn1/601000=3.1461.54576/601000=1.998m/s(3）计算齿宽b b=dd1t=0.866.30mm=53.04mm(4）计算齿宽与齿高之比。模数mt=d1t/Z1=66.30/24=2.7625mm齿高 h=2.25*mt=2.25*2.7625=6.2156mm故 b/h=53.04/6.2156=8.53(5)计

15、算载荷系数 据V=1.855m/s 7精度等级由图10-8查得 动载系数Kv=1.08 KHa=KHb=1 由表10-2查得 系数KA=1 （因为有轻微振动） 由表10-4用插值法查得KH2=1.313 由图10-13查得 KF2=1.28所以载荷系数K=KAKvKHaKH2=1*1.08*1*1.31=1.403(6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式10-10a得d1=d1t(K/Kt)1/3=66.30*(1.403/1.3)1/3=68.00mm计算模数m= d1Z1=68.00/24=2.8336.1.4 按齿根弯曲强度计算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/

16、3(1）由图10-20c得FE1=500 Mpa FE2=380 Mpa(2)又图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.8 KFN2=0.88(3)计算弯曲疲劳许用力，弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得F1=FE1* KFN1/s=0.8*500/1.4=285.7 Mpa F2=FE2*KFN2/s=0.88*380/1.4=238.86 Mpa 计算载荷系数K=KAKvKHaKH2=1*1.08*1*1.28=1.382(4)查应力校正系数表10-5YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.182 YSa2=1.789(5)计算大 小齿轮的YFa* YFa/FY

17、Fa1* YFa1/F1=2.65*1.58/285.71=0.01465 YSa2* YSa2/F2=2.182*1.789/238.86=0.01634 大齿轮的数值大(6）计算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3=(2*1.728*128634*0.01645/242*1) 1/3=2.047mm 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.36并就近圆为标准值m=2.5 算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=

18、68/2.5=28 取Z1=28则Z2=4.118*28=115但为了满足同轴式的要求，使两对齿轮的中心距相等，则取m=3.56.1.5 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1=Z1*m=32*3.5=112mm d2=Z2*m=107*3.5=374.5mm(2)计算中心距 a=( d1+ d2)/2=(112+374.5)/2=243.25mm(3)计算齿宽 b=d * d1=112mm 取 B2=112mm B1=120mm6.2 低速轴齿轮的选材与相关计算6.2.1 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，传动方案选用直齿圆柱齿轮，由于转速不高选用7级精度。由表10-1小齿轮选

19、用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS，取小齿轮的齿数为Z3=24，于是Z4=3.35*z1=80 6.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 由d3t2.32kT2(u+1) *ZEH2/du1/3确定公式内的各计算值(1）选择载荷系数Kt=1.3(2) 计算小齿轮传递的转矩。T2 =413.784Nm(3）由表10-7选取齿宽系数d =1.(4）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa1/2(5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600 Mpa Hlin4=550Mpa(6）由式10-13计算应力循环次

20、数。N3=60n1jLn =60*117.014*1*（2*8*300*10）=3.37*108N4=3.37*108/3.35=1.006*108(7)由图10-19取接触疲劳寿命系数ZNT3=0.93 ZNT4=0.98（8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得H3=Hlim1ZNT1/SH=6000.93/1.0Mpa=558MpaH4=Hlim2ZNT2/SH=5500.98/1.0Mpa=539Mpa6.2.3 计算(1）代入H中最小的值得d3t2.32kT2(u+1) *ZEH2/du1/3=2.231.3413784(3.35+1)（189.

21、8/539）2 /3.351/3=102.647mm(2）计算圆周速度。V=d3tn1/601000=3.14102.647117.014/601000=0.63m/s(3）计算齿宽b b=dd3t=1102.647mm=102.647mm(4）计算齿宽与齿高之比。模数mt=d3t/Z3=102.647/24=4.277mm齿高 h=2.25*mt=2.25*4.277=9.623mm故 b/h=102.647/9.623=10.67(5) 计算载荷系数 据V=0.63m/s 7精度等级由图10-8查得动载系数Kv=1.03 KHa=KHb=1 由表10-2查得系数KA=1.25 （因为有轻微

22、振动） 由表10-4用插值法查得KH2=1.324 由图10-13得KF2=1.3所以载荷系数K=KAKvKHaKH2=1.25*1.03*1*1.324=1.705(6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式10-10a得D3=d3t(K/KT)1/3=102.647(1.705/1.3)1/3=113.67mm计算模数m= d3Z3=113.67/24=4.74mm6.2.4 按齿根弯曲强度计算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3(1）由图10-20c得FE3=500 Mpa FE4=380 Mpa(2) 又图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN3=0.92 KFN4

23、=0.95(3) 计算弯曲疲劳许用力，弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得F3=FE3* KFN3/s=0.92*500/1.4=328.57 Mpa F4=FE4*KFN4/s=0.95*380/1.4=257.86 Mpa 计算载荷系数K=KAKvKHaKH2=1.25*1.03*1*1.3=1.673(4) 查应力校正系数表10-5YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.22 YSa2=1.77计算YFa* YSa/F并加以比较(5）YFa3* YSa3/F3=2.65*1.58/328.57=0.0127.43YFa4* YSa4/F4=2.22*1.77/257

24、.86=0.01524 小齿轮数值大(6）m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3=(2*1.673*413.784*0.01524/242*1) 1/3 =3.32mm 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.36。但为了满足同轴式的要求，使两对齿轮的中心距相等，则取m=3.5。算出小齿轮的齿数Z3=d3/m=113.67/3.532 ，则Z4=3.35*32=1076.2.5 几何尺寸计算(1)计算分度圆直

25、径 d3=Z3*m=32*3.5=112mm d4=Z4*m=107*3.5=374.5mm(2)计算中心距 a=( d3+ d4)/2=(112+374.5)/2=243.25mm(3)计算齿宽 b=d * d3=112mm 取 B4=112mm B3=120mm根据齿轮齿顶圆直径的大小，大齿轮采用腹板式，小齿轮采用实心式。7 轴和轴承选择计算7.1 高速轴的设计7.1.1 材料的选择及热处理：选用45号钢，调质处理，查表15-3取A0 =1107.1.2 各轴段直径和长度的确定由dmin1 = A 0 P1/n11/3, 则 dmin1 =26.2mm 根据轴的键槽数可将直径增大10% 则

26、；dmin28.82 如上图，-段 取d1=30mm 取 L1=90mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 8770. -段 端盖的总宽为20，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，端盖外端与带轮间距离为l=30mm，取d2=36mm 取L2=50mm-段 因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6208深沟球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=18mm.所以取轴直径为d3=40mm。齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故段长：L3=（18+8+16+2）=44mm。-段 此段与齿

27、轮1配合 ， 直径d4=44mm L4=B1-2=110-2=108mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 128100，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段 取d5=50mm, L5=10mm-段 此段与6208深沟球轴承配合故 取d6=40mm, L6=16mm综上所述：该轴的长度L=318mm轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1.6mm7.1.3 按弯扭复合强度计算(1)求齿轮1分度圆直径：已知d1=112mm(2)求转矩：已知T1=128.634Nm(3)求圆周力： Ft=2T1/d1=3430.240N(4)求径向力： Fr=Fttan=3430.240ta

28、n200=1248.505N绘制轴受力简图（如图a）(5)求垂直面的支承反力：L1 =99mm L2 =74mm L3=58mmFV1=548.67N FV2=699.835N(6)求水平面的支承反力：FH1=1507.135 FH2=1923.105N(7)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV=FN1*L2=548.67*74=40.602 Nm(8)绘制水平面弯矩图（如图c）MH=FH1*L2=1507.135*74=111.528 Nm(9)绘制合弯矩图（如图d）M=(MH2+MV2)1/2=(40.6022+111.5282)1/2=118.689Nm(10)绘制扭矩图（如图e）转矩：T1=

29、128.634Nm (11)求危险截面B的计算应力ca从图可见，截面B最危险，（取折合系数=0.6） 由课本15-5式得，ca = M2+(*T)21/2/W= 118.6892+(0.6*128.634)21/2/7.422=19.075Mpa,-1=60 Mpa，所以该轴是安全的。 7.2 中间轴设计7.2.1 材料的选择及热处理：选用45号钢，调质处理，查表15-3取A0 =1107.2.2 各轴段直径和长度的确定由dmin2= A 0 P2/n21/3, 则 dmin2 =38.7mm 根据轴的键槽数可将直径增大10% 则；dmin42.57mm 如上图，-段 此段与轴承相配合，因为轴

30、承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6209深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=19mm.所以取轴直径为d1=45mm。齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm取 L1=19+16+8+2=45mm-段 此段与齿轮2相配合取d2=50mm，取L2=B2-2=103mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 14990，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段 此段主要是定位两边的齿轮 取d3=58mm ，L3=80mm。-段 此段与齿轮3相配合 取直径d4=50mm L4=B3-2=118

31、mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 149100，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段 此段与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6209深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=19mm.所以取轴直径为d1=45mm 取d5=45mm, L5=45mm综上所述：该轴的长度L=391mm轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1.6mm7.2.3 按弯扭复合强度计算（1)求齿轮分度圆直径：已知d2=374.5mm d3=112mm（2)求转矩：已知T2=413.784Nm （3)求圆周力：Ft1=2T2/d2=3310.272N Ft2=2T2/d3

32、=7389N（4)求径向力： Fr1=Ft1tan=3310.272tan200=1204.84N Fr2=Ft2tan=7389tan200= 2689.376N绘制轴受力简图（如图a）（5)求垂直面的支承反力：L1 =100mm L2 =189mm L3=123mmFV1=109.507N FV2=1594.043N（6)求水平面的支承反力：FH1=5986.525N FH2=4712.747N（7)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV1=FV1*L1=10.951 Nm MV2=FV2*L3=-196.067N（8)绘制水平面弯矩图（如图c）MH1=FH1*L1=598.653 NmMH2=F

33、H2*L3=579.668 Nm（9)求合弯矩M1=(MH12+MV12)1/2=(10.9512+598.6532)1/2=598.753NmM2=(MH22+MV22)1/2=(196.0672+579.6672)1/2=611.929 Nm取M=M2=611.929 Nm（10)绘制扭矩图（如图d）转矩：T2=413.784Nm （11)求危险截面B的计算应力ca从图可见，装齿轮3的截面最危险，（取折合系数=0.6） 由课本15-5式得，ca = M2+(*T)21/2/W= 611.9292+(0.6*413.784)21/2/10.854=60.842Mpa,-1=70 Mpa，所以

34、该轴是安全的。 7.3 低速轴设计7.3.1 材料的选择及热处理：选用45号钢，调质处理，查表15-3取A0 =1107.3.2 各轴段直径和长度的确定由dmin3 = A 0 P3/n31/3, 则 dmin3 =57.1mm 根据轴的键槽数可将直径增大10% 则；dmin62.8mm 如上图，-段 该段是与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6213深沟球轴承，其内径为d=65mm,宽度为B=23mm.所以取轴直径为d1=65mm，L1=20mm-段 此段为轴环，取d2=78mm，轴肩宽度b1.4h 取L2=10mm-段 该段是与齿轮4相配合，取d3=70mm，长度L3=

35、B4-2=108mm,故段长：L3=108mm。其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 201290，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 -段 该段是与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6213深沟球轴承，其内径为d=65mm,宽度为B=23mm。所以取轴直径d4=65mm取L4=40mm-段 此段主要是起定位的作用，取d5=62mm，L5=50mm。-段 该段是与联轴器相配合 ，计算转矩：Tca=Ka*T3=1.5*1331.204=1996.8 Nm 查标准GB/T5014-2003,选用HL5型联轴器，其公称转矩2000 Nm，半联轴器的孔径为60mm，半联轴器与

36、轴配合的毂孔长度为107mm，取d5=60mm, L6=105mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 181190，半联轴器与轴的配合为H7/k6。 综上所述：该轴的长度L=333mm，轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=2mm7.3.3 按弯扭复合强度计算（1)求齿轮4分度圆直径：已知d4=74.5mm（2)求转矩：已知T3=1331.204Nm（3)求圆周力： Ft=2T3/d4=7395.578N（4)求径向力： Fr=Fttan=7395.578tan200=2691.77N绘制轴受力简图（如图a）（5)求垂直面的支承反力：L1 = L2 =79mm L3=105

37、mmFV1=FV2=1345.885N（6)求水平面的支承反力：FH1=FH2=3697.789N（7)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV=FN1*L1=1345.885*0.079=106.325 Nm（8)绘制水平面弯矩图（如图c）MH=FH1*L1=292.125 Nm（9）求合弯矩: M=(MH2+MV2)1/2=(106.3252+292.1252)1/2=310.873Nm（10)绘制扭矩图（如图d） 转矩：T3=1331.204Nm (11)求危险截面B的计算应力ca从图可见，装齿轮3的截面最危险， （取折合系数=0.6）由课本15-5式得，ca= M2+(*T)21/2/W=310.8732+(0.6*1331.204)21/2/29.705=28.853Mpa,-1=60 Mpa所以该轴是安全的。7.4 轴承的选择计算 由轴和齿轮的设计知，要求的用的轴承只受径向力，不受轴向力，所以7.1、7.2、7.3中所选的深沟球轴承设计符合要求。 主要数据F=5.8KNV=0.75m/sD=410mm总=0.850P工作=5.118KW电动机型号Y132M2-6n滚筒=34.936r/mi