帶式輸送機傳動裝置(畢業(yè)設(shè)計)

1、.蘭州交通大學畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書課題620N.m 帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計計算姓名馮攀專業(yè)機械設(shè)計及其自動化班級機設(shè)092設(shè)計任務(wù)本題目要求完成620N.m 帶式輸送機傳動裝置全部零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計，利用AutoCAD繪出施工圖，利用Solidworks完成全部零部件的造型設(shè)計，對主要受力零件進行受力分析，并完成相關(guān)內(nèi)容的論文。620N.m 帶式輸送機傳動裝置的設(shè)技術(shù)參數(shù)為：帶式輸送機工作轉(zhuǎn)矩：620N.m運輸帶工作速度：0.85m/s卷筒直徑：370mm工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微震動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%設(shè)計要求指導教師簽

2、字系主任簽字主管院長 簽章 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(jié)構(gòu)，電壓380V,Y型。2、計算功率 =Fv/1000=3.1 Kw 系統(tǒng)的傳動效率 機構(gòu)V帶傳動齒輪傳動滾動軸承（一對）聯(lián)軸器卷筒傳動效率0.900.980.980.990.96符號所以： 0.920.980.980.980.980.980.980.990.82其中齒輪為8級精度等級油潤滑所以Pd=Pw/3.8 kw確定轉(zhuǎn)速圏筒工作轉(zhuǎn)速=47.77轉(zhuǎn)二級減速器的傳動比為7.150（調(diào)質(zhì)）所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍 339.42390通過比較，選擇型號為 Y132S-4其主要參數(shù)如下：電動機額定功率P電

3、動機滿載轉(zhuǎn)速nm電動機伸出端直徑電動機伸出端安裝長度 5.5kw1440(r.min-1)38mm80mm三、傳動比的分配及轉(zhuǎn)動校核總的轉(zhuǎn)動比:i= =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=2.97、由于電動帶式運輸機屬通用機械，故應(yīng)以電動機的額定功率作為設(shè)計功率，用以計算傳動裝置中各軸的功率。0軸（電動機）輸入功率：=5.5kw1軸（高速軸）輸入功率：=5.50.92=5.06kw2軸（中間軸）的輸入功率：=5.50.920.980.98×=4.86kw3軸（低速軸）的輸入功率：=5.50.92=4.62kw4軸（滾筒軸）的輸入功率: =

4、5.50.920.99×0.96=4.484kw8、各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算：0軸（電動機）的輸入轉(zhuǎn)矩：=36.47 Nmm1軸（高速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：=100.67 Nmm2軸（中間軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：=357.66 Nmm3軸（低速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：=986.38 Nmm4軸（滾筒軸）的輸入轉(zhuǎn)矩: =957.35 Nmm軸編號名稱轉(zhuǎn)速/(r/min)轉(zhuǎn)矩/(N.mm)功率/KWI電動機轉(zhuǎn)軸14403.647×5.5II高速軸4801.0067×5.06III中間軸129.733.5766×4.86IV低速軸44.739.8638×4.62V卷筒軸44.7

5、39.5735×4.484四、三角帶的傳動設(shè)計確定計算功功率1 由課表8-6 查得工作情況系數(shù)=1.2，故 =1.25.5 =6.6 kw2.選取窄V帶類型 根據(jù) 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 =80 mm根據(jù)2式（8-15）， 從動輪基準直徑 。=380=240 mm根據(jù)2表8-7 取=250 mm按2式（8-13）驗算帶的速度=6.29 m/s <25 m/s 帶的速度合適4確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 0.7（+）<<2（+） ，初步確定中心距 =500 mm 根據(jù)2 式（8-20）計算帶的

6、基準長度2+（+）+=2500+（250+80）+=1532.55mm由2表8-2選帶的基準長度=1600 mm按2式（8-12）計算實際中心距+=400+=533.73 mm5.演算主動輪上的包角 由2式（8-6）得 + =+ => 主動輪上的包角合適6計算窄V帶的根數(shù) 由 =1440 r/min =80 mm =3 查課表8-5c 和課表8-5d得 =1.60 kw =0.22kw查課表8-8得 =0.95 =0.99 ，則 =3.856取 =4 根。7計算預緊力查課表8-4得 =0.065 Kg/m, 故=550.3N 8計算作用在軸上的壓軸力 = =4346.38 N9.帶輪結(jié)構(gòu)

7、設(shè)計略。五、齒輪傳動的設(shè)計高速級齒輪傳動的設(shè)計選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），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(shù)為2。那么大齒輪齒數(shù)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(shè)計。 設(shè)計公式：確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945. =0.765+0.945 =1.710由表查得齒寬系數(shù)1.0。查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限

8、590MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限：560MPa. 由計算公式：N=算出循環(huán)次數(shù)：60×480×1×（2×8×8×300） 2.76×=4.38×再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94, =1.05.計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1。=0.94×590=554.6Mpa=1.05×560=588Mpa=571.3MPa4、計算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得：53.87mm=199.32mm計算小齒輪圓周速度：v=1.35m/s計算齒寬b及模數(shù)m.b=齒高:h=2.25

9、×2.376=5.346mm =10.08計算縱向重合度：0.318×1×22×tan14° 1.744計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)=1已知V1.35m/s7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù)=1.05由表查得：的計算公式： 1.120.18（10.6）0.23×53.87 1.42再由表查的： =1.33, =1.2公式： =1×1.2×1.05×1.42=1.789再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度院圓直徑： =55.91mm計算模數(shù)：=2.466mm5、再按齒根彎曲強度設(shè)計：設(shè)計公式：確定計算參數(shù)：計算載荷系

10、數(shù)：=1×1.05×1.2×1.33 =1.676根據(jù)縱向重合度：1.744，從表查得螺旋角影響系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)： =24.82 =86.87由課表105查取齒形系數(shù)=2.63, =2.206查取應(yīng)力校正系數(shù)=1.588， =1.777再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：500MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限380MPa再由表查得彎曲疲勞系數(shù)： =0.85, =0.9計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.35 =314.8Mpa =253.3MPa計算大，小齒輪的，并加以比較：=0.01327=0.0155大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪 =0.015

11、5設(shè)計計算： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)=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=53.87mm來計算齒數(shù)： =26.1取26則=976、幾何尺寸計算：計算中心距：將中心距圓整為：127 mm 按圓整后中心距修正螺旋角： 因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑：=53.69mm=200.3mm計算齒輪寬度：=1×53.69=53.69mm取=54mm,=60mm8、高速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn2面壓力角n20o螺旋角14.4o分度圓

12、直徑d153.69d2200.3齒頂圓直徑da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×257.69da2=d2+2ha*mn=200.3+2×2204.3齒根圓直徑df1=d12hf*mn=53.692×1.25×248.69df2=d22hf*mn=200.32×2×1.25195.3中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）127=2×(22+81)/（2cos14.4o）齒寬b2=b54b1=b2+(510)mm603、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)。代號結(jié)構(gòu)尺寸計

13、算公式結(jié)果/mm輪轂處直徑D1D1=1.6d=1.6×4572輪轂軸向長LL=(1.21.5)dB54倒角尺寸nn=0.5mn1齒根圓處厚度00=(2.54) mn8腹板最大直徑D0D0=df220216板孔分布圓直徑D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直徑d1d1=0.25(D0D1)35腹板厚CC=0.3b218 （二）、低速齒輪機構(gòu)設(shè)計1、已知129.73r/min 2、選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），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°

14、初選小齒輪齒數(shù)為28。那么大齒輪齒數(shù)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(shè)計。 設(shè)計公式：確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,=0.945 =0.789+0.945 =1.713選齒寬系數(shù)1.0。查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限590MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限：560MPa. 由計算公式：N=算出循環(huán)次數(shù)：60×129.73×1×（2×8×8×300） 2.99×=1×再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系

15、數(shù)=0.90, =0.95.計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1。=0.90×590=531Mpa=0.95×560=532Mpa=531.5MPa4、計算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得：87.86mm計算小齒輪圓周速度：v=0.596m/s計算齒寬b及模數(shù)m.b=mm齒高:h=2.25×3.04=6.85mm =12.83計算縱向重合度：0.318×1×28×tan14° 2.22計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)=1已知V0.596m/s，7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù)=1.03由表查得：的計算公式： 1.150

16、.18（10.6）0.23×87.86 1.428再由課表103查的： =1.33, =1.2公式： =1×1.03×1.428×1.2=1.765再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑： =90.78mm計算模數(shù)：=3.146mm5、再按齒根彎曲強度設(shè)計：設(shè)計公式：確定計算參數(shù)：計算載荷系數(shù)：=1×1.03×1.2×1.33 =1.644根據(jù)縱向重合度：2.22，從課圖1028查得螺旋角影響系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)： =31.59 =91.38再由課表105查取齒形系數(shù)=2.505, =2.20查取應(yīng)力校正系數(shù)=1.63，

17、 =1.781計算大，小齒輪的，并加以比較：=0.00769=0.00737小齒輪的數(shù)值大，選用小齒輪 =0.00737設(shè)計計算： mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)=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=90.78mm來計算齒數(shù)： =44.04取44得1276、幾何尺寸計算：計算中心距：將中心距圓整為：177mm 按圓整后中心距修正螺旋角： 因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑：=90.56mm=263.44mm計算齒輪寬度：=1×90.56=90.56mm取

18、=90mm,=95mm7、低數(shù)級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱 計算公式結(jié)果/mm 面 基數(shù) mn2 面壓力角 n20o螺旋角13.7o分度圓直徑d390.56d4263.44齒頂圓直徑da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×294.56da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2267.44齒根圓直徑df1=d12hf*mn=90.562×1.25×285.56df2=d22hf*mn=263.442×1.25×2258.44中心距a=mn(Z1+Z2)/2cos177齒寬b2=b90b1=b2+(51

19、0)mm95六、軸的設(shè)計（一）、高速軸的設(shè)計1、軸的材料與齒輪1的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。2、按切應(yīng)力估算軸徑由表153查得，取A0=106軸伸出段直徑d1A0(p1/n1)1/3=106×(5.06/480)1/3=23.2mm取d1=32mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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(yīng)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

20、 da=57.69df=48.693)、定各軸段的軸向長度。由中間軸的設(shè)計知 軸長L253.5+伸出端的長度由帶輪厚度確定（1.52）d,取64mm選取軸向長度為20 （2030）其余長度根據(jù)中間軸各段長度確定4、按許用彎曲應(yīng)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。( 3)、計算軸上的作用力：Ft1=2T1/d1=2×100.67×103/54=3728.5NFr1=Ft1×tann/cos1=3728.5×tan20o/cos14.4=1401NF1=Ft1×t

21、an1=3728.5×tan14.4o=957N (4)、計算支反力繞支點B的力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr1×170+Fa1×d1/2227 =(1401×70+957×27) 227 =1163N同理：MAZ=0 ,得RBZ=Fr1×57-Fa1×d3/2 227=(1401×57-975×27) 227 =238N校核：Z=RAZFr1+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RB

22、Y=3728.5×5/227=936N校核：Z=RAY+ RBY Ft1=936+2792-3728=0計算無誤(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖。C處彎矩：MCZ左= RAZ×57=66291NmmMCZ右= RBZ×170=40460NmmMCY=RAY×57=2792×57=159144Nmm (6)、合成彎矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663NmmMC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。T2=1

23、00670Nmm(8)、計算當量彎矩應(yīng)力按正系數(shù)=-1b/0b=55/95=0.58T2=0.58×100670=58389NmmC處：MC左=MC左=159144MC右=M2C右+(T2)21/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核軸徑。C剖面：dC= (MC右/0.1-1b)1/3=(174279/0.1×55)1/3=31mm43mm強度足夠。 (10)、軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計由表61查出鍵槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)；由表62查出鍵長：L=45；（二）、中間軸的設(shè)計 1、選擇軸的材料。因中間

24、軸是齒輪軸，應(yīng)與齒輪3的材料一致，故材料為45鋼調(diào)質(zhì)。由表151查得：硬度217255HBS 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(yīng)力：b-1=60MPa2、軸的初步估算根據(jù)表153，取A0=112d=112=37.46mm考慮該處軸徑應(yīng)當大于高速級軸頸處直徑，取D1=dmin=40mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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.

25、070.1)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由軸承表511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(yīng)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=2×357.66×103/200.3=3571.2NFr2=Ft2×tann

26、/cos2=3571.2×tan20o/cos14.4=1342NF2=Ft2×tan2=3571×tan14.4o=917N齒輪3：Ft3=2T3/d3=2×357.66×103/90.56=7899NFr3=Ft3×tann/cos3=7899×tan20o/cos13.7=2959N F3=Ft3×tan3=7899×tan13.7o=1926N(4)、計算支反力繞支點B的力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr2(88+72)+Fa2×d2/2+Fa3×d3/2Fr3×722

27、17 =(1342×160+917×100.15+1926×45.26-72×2959) 217 =833N同理：MAZ=0 ,得RBZ=Fr3(57+88)+Fa3×d3/2+Fa2×d2/2Fr2×57 217=(2959×165+917×100.15+1926×45.26-1342×57) 217 =2450N校核：Z=RAZ+Fr3Fr2RBZ =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

28、×72)/217=5449N由MAy=0，得RBY=（3571×57+7899×145）/217=6021校核：Z=RAY+ RBY Ft3Ft2=5449+6021-3571-7899=0計算無誤(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖。C處彎矩：MCZ左=RAZ×57=833×57=43316NmmMCZ右=RAZ×57Fa2d2/2=833×57917×100.15=-48522NmmD處彎矩：MDZ左=RBZ×72+Fa3×d3/2=2450×72+1926×45.2

29、6=263609NmmMDZ右=RBZ×72=176400水平面彎矩圖。MCY=RAY×57=5449×57=283348NmmMDY=RBy×72=6021×72433512Nmm(6)、合成彎矩處：MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640NmmMC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473NmmD處：MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368NmmMD右 =(M2+M2DY)1/2=(176

30、4002+4335122)1/2=468027Nmm(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。T2=533660Nmm(8)、計算當量彎矩應(yīng)力按正系數(shù)=-1b/0b=55/95=0.58T2=0.58×533660=309523NmmC處：MC左=MC左=286640MC右=M2C右+(T2)21/2=(2874732+3095232)1/2=422428NmmD處：MD左=M2D左+(T2)21/2=(5073682+3095232)1/2=588346NmmMD右=M2D右=468027Nmm(9)、校核軸徑。C剖面：dC= (MC右/0.1-1b)1/3=(422428/0.1×55)1

31、/3=42.5mm45mm強度足夠。D剖面：dD= (MD右/0.1-1b)1/3=(588346/0.1×55)1/3=46.7mm85.56mm(齒根圓直徑)強度足夠。(10)、軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計由表61查出鍵槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)；由表62查出鍵長：L=45； (11)中間軸的精確校核：對照軸的晚矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強度和應(yīng)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(xiàn)在就對II處進行校核。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由手冊查得： 。由手冊查得：剖面的安全系數(shù)： 抗彎斷面系數(shù)：抗扭斷面系數(shù)：彎

32、曲應(yīng)力幅：彎曲平均應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅：平均切應(yīng)力：鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù) 再由手冊查得，表面狀態(tài)系數(shù)=0.92，尺寸系數(shù)剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進行計算：剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進行計算，由齒輪計算循環(huán)次數(shù)，所以取壽命系數(shù) 綜合安全系數(shù)：所以具有足夠的強度。（三）、低速軸的設(shè)計1、軸的材料與齒輪4的材料相同為45鋼調(diào)質(zhì)。2、按切應(yīng)力計算軸徑。由表153查得，取A0=112軸伸出段直徑d1A0(p3/n3)1/3=112×(4.62/44.73)1/3=52.5mm考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標準尺寸的選用，取d1=50mm,則軸孔長度L1=84mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)

33、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22.754、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。(1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。AC=67mm CB=141mm AB=208mm(2)、繪軸的受力圖。( 3)、計算軸上的作用力：Ft4=2T4/d4=2×986380/263.44=7488NFr4=Ft4×tann/cos4=7488.5×tan20o/cos13.7=2805NF4=Ft4×tan4=

34、7488×tan13.7o=684N (4)、計算支反力繞支點B的力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr4×141+Fa4×d4/2208 =2335N同理：MAZ=0 ,得RBZ=Fr4×67-Fa4×d4/2 208 =470N校核：Z=RAZFr1+RBZ =4708+2335-2805=0計算無誤同樣，由繞支點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計算無誤(5)、轉(zhuǎn)矩，

35、繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖。C處彎矩：MCZ左= RAZ×67=156445NmmMCZ右= RBZ×141=340374NmmMCY=RAY×67=340092Nmm (6)、合成彎矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614NmmMC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。T2=986380Nmm(8)、計算當量彎矩應(yīng)力按正系數(shù)=-1b/0b=55/95=0.58T2=0.58×986380=572100NmmC處：MC

36、左=MC左=374614MC右=M2C右+(T2)21/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm (9)、校核軸徑。C剖面：dC= (MC右/0.1-1b)1/3=(684826/0.1×55)1/3=50mm62mm強度足夠。 (10)、軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計由表61查出鍵槽尺寸：b×h=18×11由表62查出鍵長：L=70； 七、滾動軸承的校核計算（一）中間滾動軸承的校核計算選用的軸承型號為30208由表916查得Cr=59.8 kN,=42.8kNe=0.371、作用在軸承上的負荷。1)、徑向負荷A處軸承FR=(R2AZ+R2AY)1/2=

37、(8332+54492)1/2=5512NB處軸承FR=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N2)、軸向負荷3)、軸承受力簡圖。外部軸向力FA=Fa3Fa2=1926917=1009N從最不利受力情況考慮FA指向B處軸承，如上圖所示。軸承內(nèi)作軸向力S=Fr=0.37×5512=2039NS=0.4×Fr=0.37×6500=2405N因FA+S=1009+2039=30482405=S軸承被壓緊，為緊端，故Fa=S=2039NFa=FA+S=3048N2、計算當量功負荷。軸承，F(xiàn)a/Cor=2039/42800=0.04764查課表13-5，=0.42Fa/Fr=2039/5512=0.37,X1=1Y1=0動載荷系數(shù)fp=1.1當量動載荷pr=fp(X1Fr+Y1Fa)=1.1×5512=6063N軸承：Fa/Cor=3048/42800=0.071=0.44Fa/Fr=3048/6500=0.47=0.44，X2=0.44，Y2=1.26當量功載荷Pr=fa(X2Fr+Y2Fa)=1.1×(0.44×6500+1.26×3048)=7371N3、驗算軸