设计用于带式运输机传动装置中带传动

❶ 设计带式运输机传动装置

二、电动机选择1、电动机类型的选择：按已知的工作条件, 选用Y系列全封闭笼型三相异步电动机2、电睁孝动机功率选择：根据 Pd = Pw/η Pw = FV/1000ηw 式中: ηηw= η1η22η3η4η5 分别为带传动,齿轮传动的轴承,齿轮传动,联轴器,卷筒轴的轴承以及卷筒的效率.取η1=0.96 η2 =0.98 η3 =0.97 η4 =0.97 η5 =0.98 η6 =0.96 （1）传动装置的总功率： η总=η1×η22×η3×η4×η5×η6 =0.96× ×0.97×0.97×0.98×0.96=0.8161(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=（2000×1.8÷1000）×0.816=4.41 KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60V÷（πd）悉仔稿=1.8×60÷(3.14×0.45)=76.43 r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。故电动机转速的戚嫌可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~20）×76.43r/min = 458.58­—1528.6r/minQ1477020800

❷ 如何 设计 带式输送机传动装置（急急急，谢谢大家了！！！）

一.已知条件：运输带工作拉力F=2000，运输带工卖举作速度V=1.8m/s。滚筒直径D=450mm，每日工作时速24T/h。传动不逆转，载荷平稳，工作年限5年。（启动载荷为名义载态唤荷的1.25倍，输送带的速度允许误差为5%）
二.应完成的工作
1.拟定、分析传动装置的设计方案
2.选择电动机，计算传动装置的运动和动力系数。
3.设计说明书一份帆配凯。

❸ 设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有带传动及单级圆柱齿轮减速器。

本次毕业设计是关于矿用固定式带式输送机的设计。首选胶带输专送机作了简单的概述：接属着分析了带式输送机的选型原则及计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所选择的输送机各主要零部件进行了校核。普通带式输送机由六个主要部件组成：传动装置，机尾和导回装置，中部机架，拉紧装置以及胶带。最后简单的说明了输送机的安装与维护。目前，胶带输送机正朝着长距离，高速度，低摩擦的方向发展，近年来出现的气垫式胶带输送机就是其中的一中。在胶带输送机的设计、制造以及应用方面，目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距，国内在设计制造带式输送机过程中存在着很多不足。
关键词：带式输送机，选型设计，主要部件

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❹ 带式输送机传动装置设计

一、带式输送机传动装置，可伸缩胶带输送机与普通胶带输送机的工作原理一样，是以胶带作为牵引承载机的连续运输设备，不过增加了储带装置和收放胶带装置等，当游动小车向机尾一端移动时，胶带进入储带装置内，机尾回缩;反之则机尾延伸，因而使输送机具有可伸缩的性能。
二、设计安装调试：

1.输送机的各支腿、立柱或平台用化学锚栓牢固地固定于地面上。
2.机架上各个部件的安装螺栓应全部紧固。各托辊应转动灵活。托辊轴心线、传动滚筒、改向滚筒的轴心线与机架纵向的中心线应垂直。
3.螺旋张紧行程为机长的1%~1.5%。
4.拉绳开关安装于输送机一侧，两开关间用覆塑钢丝绳连接，松紧适度。
5.跑偏开关安装于输送机头尾部两侧，成对安装。开关的立辊与输送带带边垂直，且保证带边位于立辊高度的1/3处。立辊与输送带边缘距离为50~70mm。
6.各清扫器、导料槽的橡胶刮板应与输送带完全接触，否则，调节清扫器和导料槽的安装螺栓使刮板与输送带接触。
7.安装无误后空载试运行。试运行的时间不少于2小时。并进行如下检查:
(1)各托辊应与输送带接触，转动灵活。
(2)各润滑处无漏油现象。
(3)各紧固件无松动。
(4)轴承温升不大于40°C，且最高温度不超过80°C。
(5)正常运行时，输送机应运行平稳，无跑偏，无异常噪音。

❺ 设计带式输送机传动装置

下面是解题步骤，将其中的力，速度，直径数值给换一下就行了，其他数据不用变
（1）工作轴需要功率
Pe =F*V=8×1.4=11.2KW
（2）电机所需的工作功率：
P工作=Pe/η0
=11.2/×0.8692
=12.8854KW
选择电动机额定功率 13KW
其中η0=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×ηw
=0.96×0.992×0.97×0.992×0.96
=0.8962
3、确定电动机转速：
滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×400
=66.8451r/min
计算各轴的功率（KW）
P0=P工作=12.8854KW
PI=P0×η1=12.8854×0.96=12.3700KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=12.3700×0.99×0.97
=11.8789KW
带式运输机P= PII×η联轴器=11.8789×0.992=11.7839kw
计算各轴转速（r/min）
N0= =970r/min
nI=n0/i带=970/4.8371=200.5334(r/min)
nII=nI/i齿轮=200.5334/3=66.8445(r/min)
运输机轴n= nII=66.8445(r/min)
计算各轴扭矩（N

❻ 带式传输机传动装置的设计

设计—用于带式运输机上的单级直齿圆柱减速器，已知条件：运输带的工作拉力F=1350 N，运输带的速度V=1.6 m/s卷筒直径D=260 mm,两班制工作（12小时），连续单向运转，载荷平移，工作年限10年，每年300工作日，运输带速度允许误差为±5％，卷筒效率0.96

一.传动方案分析：
如图所示减速传动由带传动和单级圆柱齿轮传动组成，带传动置于高速级具有缓冲吸振能力和过载保护作用，带传动依靠摩擦力工作，有利于减少传动的结构尺寸，而圆柱齿轮传动布置在低速级，有利于发挥其过载能力大的优势

二.选择电动机：
（1）电动机的类型和结构形式，按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。
（2）电动机容量：
①卷筒轴的输出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw
②电动机输出功率Pd＝Pw/η
传动系统的总效率：η＝
式中……为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。
由表查得V带传动＝0.96，滚动轴承＝0.99，圆柱齿轮传动
＝0.97，弹性连轴器＝0.99，卷筒轴滑动轴承＝0.96
于是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88
故:
Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw
③ 电动机额定功率由表取得=3 kw
（3）电动机的转速：由已知条件计算卷筒的转速
即:
=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min
V带传动常用传动比范围=2-4，单级圆柱齿轮的传动比范围=2-4
于是转速可选范围为 ==118×（2～4）×（2～4）
=472～1888 r/min
可见同步转速为 500 r/min和2000 r/min的电动机均合适，为使传动装置的传动比较小，结构尺寸紧凑，这里选用同步转速为960 ×r/min的电动机
传动系统总传动比i= =≈2.04
根据V带传动的常用范围=2-4取=4
于是单级圆柱齿轮减速器传动比 ==≈2.04

❼ 带式输送机传动装置的设计

一、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m

五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N•m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N•m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

❽ 机械设计课程设计 带式运输机

武汉工程大学

机械设计课程
说明书

课题名称：带式运输机传动装置的设计
专业班级：2006级机制（中）1班
学生学号：0603070105
学生姓名：陈 明 伟
学生成绩：
指导教师：徐建生 教授
课题工作时间：2008.12.15至2008.01.02

武汉工程大学教务处
机械设计课程设计
-单级圆柱齿轮减速箱
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
第一节：设计任务书……………………………………………………2
第二节：传动方案的拟定及说明………………………………………3
第三节：电动机的选择…………………………………………………5
第四节：计算传动装置的运动和动力参数……………………………6
第五节：传动件的设计计算……………………………………………8
第六节：轴的设计计算…………………………………………………20
第七节：滚动轴承的选择及计算………………………………………23
第八节：键联接的选择及校核计算……………………………………23
第九节；连轴器的选择…………………………………………………23
第十节：减速器附件的选择……………………………………………23
第十一节：润滑与密封…………………………………………………23
第十二节：设计小结…………………………………………………… 23
第十三节参考资料目录………………………………………………. 24

第一节 机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中V带轮机展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简

图1—1
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况：
一般条件，通风良好，连续工作，近于平稳，单向旋转。
三． 原始数据
1.鼓轮的扭矩T（N/m）：460
2.鼓轮的直径D（mm）：380
3.运输带速度V（m/s）：0.8
4.带速允许偏差（％）：±5
5.使用年限（年）：8年，大修期3年
6.工作制度（班/日）：2
7.卷筒效率：∩=0.96
四．设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
第一阶段：机械系统方案设计，(选择传动装置的类型)
第二阶段：机械系统运动，动力参数计算，（电动机的 选择，传动装置运动动力参数计算）。
第三阶段：传动零件的设计计算，（传动系统中齿轮传动等的设计计算）。、 第四阶段：减速器装配图的设计。（轴系结构设计————初定轴颈，轴承型号，校核减速器中间轴及其键的强度，轴承寿命，减速器箱体及其附件结构设计）。
第五阶段：减速器装配图，零件图设计，（在绘图纸上绘制减器正式装配图，减速器中间轴及其中间轴上大齿轮的零件图）。
第六阶段：编写设计说明书。

第二节 传动方案的拟定及说明
一、 初拟三种方案如右图（图1—2、图1—3、图1—4）

图1—1

图1—1

图1—3

二、 分析各种传动方案的优缺点
方案a传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本低，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的 寿命短，不宜在恶劣环境中工作。
方案b 传动比大，齿轮及齿轮箱的尺寸大，制造成本大，工作可靠，传动效率高，维护方便，环境适应性好。
方案c传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本高，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的寿命短，不宜在恶劣环境中工作。

第三节 电动机的选择

一． 电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：连续、载荷近于平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
二． 电动机容量的选择
1. 工作机所需功率Pw 。

由已知条件运输带速度（0.8m/s），鼓轮直径（380㎜） 得：

2. 电动机的输出功率

传动装置中的总效率 式中 ， ………为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2—4（参考文献2）查得：闭式斜齿圆柱齿轮传动效率 ；滚动轴承（一对）的传动效率为 ；弹性联轴器的传动效率 ；卷筒效率 ；V带传动效率 ；卷筒滑动轴承的效率 。

3. 确定电动机的额定功率
根据计算出的电动机的功率 可选定电动机的额定功率
4. 电动机转速的选择及型号的确定

为了便于选择电动机的转速，先推算电动机的转速的可选范围。由表2—1（参考文献2 P4）查得V带传动常用的传动比范围 ;单级圆柱齿轮常用的传动比范围 。则电动机的转速可选范围为

可见同步转速为750r/min,1000r/min,和1500r/min的电动机均符合，这里初选同步转速为1000r/min 和1500r/min的两种电动机进行比较，如下 （表1）
方案 电动机型号 额定功率（KW） 电动机转速 电动机质量（kg） 传动装置的传动比 参考比价
同步 满载 总传动比 V带 高速级 低速级
1 Y100L2—4 3 1500 1420 38 35.3 3 3.678 3.2 1.87
2 Y132 5—6 3 .1000 960 63 23.88 3 3 2.65 3.09

由表中的数据可知两个方案均可行，但方案1参考比较较低，质量小，较方案2经济，可采用方案1，选定电动机型号为Y100L2—4,转速1500r/min..

三、电动机的技术数据和外形及安装尺寸
由表20—1表20—2查出Y100L1—4型电动机的主要技术数据和外形安装尺寸，并列表记录如下：（参考文献2 P197）
（表2）
电动机型号 H A B C D E F×GD G K AB AD AC HD AA BB HA L
4极 4极 4极 4极 4极
Y100L 100 160 140 63 28 60 8×7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380

第四节 计算传动装置的运动和动力参数
一、 传动装置的总传动比及其分配各级传动比
1．计算总传动比
由电动机的满载转速( )和工作机主动轴转速 可确定传动装置应有的总传动比为：

2．合理分配各级传动比
先试选皮带轮传动比 ,减速箱是展开式布置，为使两级大齿轮有相近的浸油深度，告诉级传动比 和低速级传动比 可按下列方法分配。
有 ，可取 ， ， 。
二．计算传动装置的运动和动力参数
如图各轴编号分别为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ。如图1—5

图1—5
1. 计算各轴转速
图1—5，所示传动装置中各轴的转速为

2. 计算各轴输入功率
各轴的输入功率为

式中： ——电动机与Ⅰ轴之间V带传动效率。
——高速级传动效率，包括高速级齿轮副和Ⅰ轴上一对轴承的效率。
——低速级传动效率，包括低速级齿轮副和Ⅱ轴上的一对轴承的效率。
3. 计算各轴输入转矩
图1—5所示传动系统中各轴转矩为

4. 将以上结果整理后列表如下
（| （表3）
项目 电动机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ 滚筒滑动轴Ⅳ
转速（r/min） 1420 473.330 128.693 40.220 40.220
功率（k0w） 3 2.880 2.7660 2.656 2.603
转矩（n/m） 2.3 58.108 205.258 630.706 630.706
传动比 i01=3 I12=3.678 I23=3.2 I34=1
效率 ∩01=0.96 ∩12=0.963 ∩23=0.9603 ∩34=0.9801

第五节 传动件设计计算
一．V带传动的设计计算（参考文献1）
由已知条件电动机功率P=3KW ，转速n1=1420r/min ，传动比 i=3 ，每天工作8小时，两班制，要求寿命8年。
试设计该V带传动。
1. 计算功率 。
由表8----7工况系数 ,故：

2. 选择V带的带型。
根据 ， .由图8----11选用A型。
3. 确定带轮的基准直径 ，并验算带速v。
(1)初选小带轮基准直径，查表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径 .
(2)验算带速V, 因为3<v<5m/s,故合适。
(3)计算大带轮大基准直径。
根据式8-15a，
根据表8-8，圆整为280mm。
4. 确定V带的中心距a和基准长度 。
(1) 根据式8-20，初定中心距
(2) 由式8-22，计算基准直径。

由表8-2选基准长度
(3) 验算小带轮的包角 。

6.计算带的根数Z.
（1） 计算单根v带的额定功率pr
△P0=0.17kw k =0.942. Kl=0.99，
于是

（2）计算V带的根数z
Z= 取4根V带。
7计算单根V带的拉力最小值
由表8-3得A型V带的长度质量为0.1kg/m所以

应使带的实际初拉力》
8计算压轴力Fp

9.带轮结构设计
材料HT200,A型，根数Z=4,长度Ld0=1600mm,中心距a=500mm

,
图1-6
二．高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
有以上计算得，输入功率Pi=2.88kw,小齿轮转速n1=473.33r/min
齿数比u=i12=3.678.
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3.678=88.272
取Z282齿轮；
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt
确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt=1.5
(2)计算小齿轮的转矩。T1=5.81076*104NM.
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1
（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）
N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09055×108
N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2.965×107
（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.948；KHN2＝0.99
（8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]=1＝ ＝0.948×650MPa＝616.2MPa
[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa
= ([σH]+ [σH])/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa

2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = 43.469mm
（2） 计算圆周速度
v= = =1.0733m/s
（3） 计算齿宽b及其模数mnt
b=φd*d1t=1×43.469mm=43.469mm
mnt 1.7574
h=2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mm
b/h=43.469/3.9542=10.993
(4)计算重合度。

（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=1.0773m/s,7级精度，由
10—8查得动载系数KV=1.05； KHα=KHβ=1
查表10-2得 KA=1.0、
查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时KHβ=1.418
由b/h=10.993, KHβ=1.418插图10-13得KFβ=1.38
固载荷系数为：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.418=1.6378
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =44.7613mm
（7） 计算模数mn
mn =
3．按齿根弯曲强度设计
由式m≥
1） 确定计算参数
（1） 由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。
（2） 由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.92,KFN2=0.98
(3)查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。
（4）计算当量齿数

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4
[σF1]= = =361.429Mpa
[σF2]= = =280Mpa
(4) 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.1×1.38=1.5939
（5） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186
（6） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787
（7） 计算大小齿轮的 并加以比较
= =0.01147
= =0.01395
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =1.3005mm
就近圆整为标准值（第一系列）为mn=1.5 分度圆直径d1=44.7613mm
则
z1 =d1cos /mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，
取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齿
4．几何尺寸计算
(1)计算中心距
a= = =105.123mm
将中心距圆整为105mm
(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。

因值改变不多，故参数 等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径。
d1=z1 mn /cos =29*1.5/cos13043’45”=44.781mm
d 2=z2mn/ cos =107*1.5/ cos13043’45”=165.225mm
(4)计算齿宽
1*44.781=44.781mm
圆整后取B2=45mm,B1=50mm.
三．低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
有以上计算得，输入功率Pi=2.766kw,小齿轮转速n1=128.693r/min
齿数比u=i12=3.
2． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3=72
取Z72齿轮；
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt
确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt=1.5
(2)计算小齿轮的转矩。T1=2.0526*105NM.
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1
（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）
N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108
N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107
（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.972；KHN2＝0.99
（8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]=1＝ ＝0.972×650MPa＝631.8MPa
[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa
= ([σH]1+ [σH]2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa

2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = 55.974mm
（2） 计算圆周速度
v= = =0.3772m/s
（3） 计算齿宽b及其模数mnt
b=φd*d1t=1×55.974mm=43.469mm
mnt 2.263
h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mm
b/h=55.974/5.0917=10.993
(4)计算重合度。

（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.3772m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03； KHα=KHβ=1.1
查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时由b/h=10.993, KHβ=1.4206插图10-13得KFβ=1.399
固载荷系数为：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =57.303mm
（7） 计算模数mn
mn =
3．按齿根弯曲强度设计
由式m≥
1） 确定计算参数
1.由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。
2.由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.969,KFN2=1
3.查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。
4 计算当量齿数

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4
[σF1]= = =380.679Mpa
[σF2]= = =285.714Mpa
5 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.1×1.399=1.585
（6） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236
（7） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734
（8） 计算大小齿轮的 并加以比较
= =0.01089
= =0.01357
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =1.982mm
就近圆整为标准值（第一系列）为mn=2 分度圆直径d1=57.303mm
则
z1 =d1cos /mn=57.303*cos140/2=27.8，
取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齿
4．几何尺寸计算
(1)计算中心距
a= = =127.8mm
将中心距圆整为128mm
(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。

因值改变不多，故参数 等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径。
d1=z1 mn /cos =31*2/cos14021’41”=64mm
d 2=z2mn/ cos =93*2/ cos14021’41”=192.010mm
(4)计算齿宽
1*64=64mm
圆整后取B2=65mm,B1=70mm.
四齿轮设计计算结果列表：．表1--4
齿轮
参数 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4
mn(mm) 1 1 2 2
d(mm) 44.781 165.225 192.01
b(mm) 45 50 65 70
z 29 107 31 93
a（mm）圆整 105 128
材料 45Gr 45 45Gr 45
精度等级 IT7

六 轴的设计计算
一．中间轴的设计：
1.初选轴的材料为45号钢。查表15-3可知A0=112，最小直径为：
mm
由于此轴上要安装两个齿轮，且直径都较大，固按强度准则需加大轴的直径为0.7%/键。则最小直径d=31.140 由于最小直径地方是安装轴承的，而为了使安装齿轮的地方强度足够，应适当的加大开键槽段的轴径。固取安装轴承的地方为35mm，需根据轴承的标准系列选用。
2.轴的结构设计
（1）拟定轴上的装配方案
图四
(1) 如上图，轴上的零件分别为轴承，封油盘，小齿轮，大齿轮，封油盘。
① 径向尺寸的确定
左端1-2段选用的角接触球轴承为7307c，轴径为35mm，2-3段安装齿轮，为达到强度取42mm（也是轴承的安装定位尺寸），3-4段为一轴肩为达到齿轮定位齿轮的强度，取52mm，4-5段为了便于加工取同样直径段42mm，5-6段安装轴承同右边，按标准为35mm。
② 轴向尺寸的确定
由于齿轮2和齿轮一是要啮合的，且齿轮一的宽度比齿轮二宽5mm，平均分配到两边，又由于所有安装的轴承的内圈必须在同一直线上，所以二轴的1-2段的距离减去轴承的宽度应等于一小齿轮轮毂宽减去2-3段长度加封油盘的 宽度。3-4段为一轴肩，距离取12.5mm;4-5d段为齿轮3的宽度-2.5mm=41mm；5-6段的距离等于支撑的距离加封油盘的距离14+12=49mm。轴二的轴向尺寸确定后，轴一的部分尺寸也可以确定了。
③ 轴上零件的周向定位
齿轮2和3用两个键槽固定，根据轴的直径，查表14-1取标准，键槽为 ，键槽宽为12mm长为50mm，32mm。轴承不需考虑。
④ 轴上零件的轴向固定
左端轴承右端用封油盘固定，左端用端盖固定；齿轮2右端由封油盘固定，左端由轴肩固定；齿轮3左端用轴肩固定，右端用封油盘固定；右端轴承左端用封油盘固定，右端用端盖固定。
二． 高速级轴：
1．经过计算高速级的小齿轮，其x 2.5m；也就是说从键槽的顶端到齿根圆直径的距离小于2.5倍的模数，根据 要求将其做成齿轮轴。具体计算如下：
初选轴的材料为40Cr,调质处理。查表15-3可知，A0=112.最小直径为：
mm
由于安装带轮的地方需要开一键槽，固最小直径必须加大0.7%得d=20.447 （1+0.7%）=21.795mm为了和带轮相配合，取最小处直径为22mmm。
2.轴的结构设计
（1）拟定轴上的装配方案
图三
如上图，轴上共装有三个零件，一个带轮，两个轴承。
①径向尺寸的确定
为了满足带轮的安装要求，7-8段右端必须制出一轴肩，所以6-7段的直径d2-2=28mm，在轴的3-3段需安装一个轴承，根据计算，该处的轴承圆锥滚子轴承为30306，其内径为30mm，右端有一 当油盘并与一轴肩配合，更具轴承的安装定位尺寸可知为37mm，所以当油盘右端的轴肩为37mm，3-4段为小齿轮，其宽度为50mm，2-3段五任何零件安装，，便于加工取37mm，1-2段也需一轴承支撑，因为轴承一般配对使用，也用30306轴承，内径为35mm。
②轴向尺寸的确定
7-8段为了安装带轮，带轮的宽度是60mm固取60mm，6-7段五严格要求初取50mm，5-6段要安装一轴承宽度为20.75mm，在加上一当油盘，宽度为14mm，总长为34.75mm，2-3段单独不可确定，必须与另外亮根轴相配合后才能定其长度，5-5段是加工齿轮的宽度为50mm， 1-2段和5-6段情况一样，尺寸也一样为30mm。
③轴上零件的周向定位
带轮出用一键槽，根据轴的直径和长度查表14-1，取标准，键槽为c6*6，键槽宽为6mm长为100mm。轴承不需考虑。
④轴上零件的轴向固定
7-8-段为一带轮，左端需用一轴肩固定，6-7段安装轴承，其右端轴肩固定，但是由于轴承的是用润滑脂润滑的，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷，稀释而流失，需在轴承内侧设置封油盘。于是轴承便由封油盘固定内圈，由端盖固定外圈。1-1段和5-6段一样处理。
三 低速级轴的设计
三轴的材料为45号钢，A0=112，最小直径为：

其上要开键槽，固需加大轴的直径。d=45.270 （1+0.7%）=49.637mm。
具体尺寸设计计算省略。
四 轴的强度校核
通过对以上三根轴的强度进行计算和分析，均达到了强度要求。
具体计算省略。
第七节 滚动轴承的选择
一 滚动轴承的选择：
通过以上计算出了三根轴的最小直径分别为d1min20.447mm=,d2min=31.140mm,d3min=45.270mm.前面计算出了每根轴所受到的力矩分别为T1=57.42N,T2=189.90N,T3=551.78.
由于减速箱使用的是两级齿轮传动，总传动比为35.4，但是外面用了一V带传动，分取了3个传动比，固减速其内部就只有35.4/3=11.8.再将11.8分给两级齿轮，则每一级的传动比就减小了许多，因此三根轴所受到了轴向力就不大，但齿轮较大，轴上零件安装的较多，径向力就较大，根据轴承的类型和各自的特性，本减速器选用了既可以承受较大径向力又可承受较大轴向力的角接触球轴承和圆锥滚子轴承。

一轴选用圆锥滚子轴承30306，二轴选用角接触球轴承7607c，三轴选用圆锥滚子轴承30311.尺寸如下表：
轴承型号 外形尺寸（mm） 安装尺寸（mm） 额定动载荷（KN） 额定静载荷(KN)
d D B D1 D2 ra
GB297-84 30306 30 72 19 40 37 1 55.8 38.5
GB292-80 7307C 35 80 21 44 71 1.5 34.2 26.8
GB297-84 30311 55 120 31.5 70 65 2 145 112

第七节 键的选择
本减速器共用键连接5个，分别是中间轴两个，低速轴一个，高速机接带轮处一个，输出轴接联轴器一个。
高速轴 C6×6×45 中间轴 A12×8×32头）A12*8*50 低速轴 A18×11×45 C14*9*70由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压力为 ，所以上述键皆安全。
第九节 连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84）其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩 1250nm
轴孔直径48mm ，
轴孔长 112mm，
第八节 减速器附件的选择
1.通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5
2.油面指示器
选用游标尺M16
3.起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
4放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M14×1.5
润滑与密封

第九节 齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

第十节 密封方法的选取

选用嵌入式缘式端盖易于制造安装，密封圈型号按所装配轴的直径确定为
21*32*3.5 54*71*7 摘自（FZ/T92010-91）
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

第十一节 设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的

第十二节 参考目录

《机械设计》第八版 濮良贵 高等教育出版社
《机械设计 课程设计》 王昆 高等教育出版社
《机械原理》第七本 孙恒 高等教育出版社
《机械制造技术基础》 赵雪松 华中科技大学出版社
《机械基础》 倪森寿 高等教育出版社
《机械制图》第四版 刘朝儒 高等教育出版社
《机械设计简明手册》 杨黎明 国防工业出版社
《AUTOCAD机械制图习题集》 崔洪斌 清华大学出版社

❾ 带式输送机传动装置如何设计

【传动方案拟定】

1. 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷回平稳。

2. 原始数据：滚答筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
   

3. 滚筒直径D=220mm。
   

【电动机的选择】

1. 电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2. 确定电动机的功率：
   传动装置的总效率：
   η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
   =0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
   =0.86
   电机所需的工作功率：
   Pd=FV/1000η总
   =1700×1.4/1000×0.86
   =2.76KW

3. 确定电动机转速：
   滚筒轴的工作转速：
   Nw=60×1000V/πD
   =60×1000×1.4/π×220
   =121.5r/min

❿ 设计带式运输机传动装置

目 录一、 传动方案拟定-------------------------二、 电动机的选择-------------------------三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比---四、 运动参数及动力参数计算----------------五、 V带传动设计---------------------------六、 齿轮传动设计-------------------------七、 轴的设计-----------------------------八、 滚动轴承的选择及校核计算-------------九、 键的校核计算--------------------- 十、 联轴器的选择--------------------------十一、 润滑与密封 ---------------------------十二、 减速器附件的选择及简要说明----------------十三、 箱体主要结构尺寸的计算--------------------十四 参考文献一、传动方案拟定第四个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1、 工作条件：使用年限5年，每年按300天计算，两班制工作，单向运转，载荷平稳。2、 原始数据：滚筒圆周力F＝2.5KN；带速V＝1.5m/s；滚筒直径D＝300mm。 运动简图 二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：(1)传动装置的总效率：η总＝η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒＝0.96×0.992×0.97×0.98×0.96＝0.859(2)电机所需的工作功率：Pd＝FV/1000η总＝2500×1.5/（1000×0.859） ＝4.37KW(3)选用电动机查JB/T9616 1999选用Y132M2-6三相异步电动机，主要参数如下表1-2： 型 号额定功率KW转速r/min电流A效率%功率因数堵转电流额定电流堵转扭矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-6 5.5 960 12.6 85.3 0.78 6.5 2.0 2.2三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比：工作机的转速 n筒＝60×1000V／（πD）＝60×1000×1.5／（4.14×300）＝95.49r/mini总＝n电动/n筒＝960/95.49＝10.052、分配各级传动比（1） 取i带＝2.5（2） ∵i总＝i齿×i 带∴i齿＝i总/i带＝10.05/2.5＝4.02 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电＝960(r/min) nI＝n电/i带＝960/2.5＝384(r/min)nII＝nI/i齿＝384/4.02＝95.52(r/min)n筒＝nII＝95.52 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW） P电＝ Pd＝4.37KWPI＝Pd×η带＝4.73×0.96＝4.20KW PII＝PI×η轴承×η齿轮＝4.2×0.99×0.97＝4.03KWP筒＝PI×η轴承×η联轴器＝4.03×0.99×0.98＝3.91KW3、 计算各轴转矩T电＝9.55Pd/nm＝9550×4.73/960＝43.47N·mTI＝9.55 PI /n1 ＝9550×4.2/384＝104.45N·mTII ＝9.55 PII /n2＝9550×4.03/95.52＝402.92N·m T筒＝9.55 P筒/n筒＝9550×3.91/95.52＝390.92 N·m将上述数据列表如下： 轴名参数 电动机I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)96038495.5295.52功率p(kw)4.374.204.033.91转矩T(N·m)43.47104.45402.92390.92传动比i2.54.021.00效率η0.960.960.98 五、V带传动设计1、 选择普通V带截型由课本[1]表15-8得：kA＝1.2 P电＝4.37KWPC＝KAP电＝1.2×4.37＝5.24KW据PC＝5.24KW和n电＝960r/min由[1]图15-8得：选用A型V带2、 确定小带轮基准直径由课本[1]表15-8，表15-4，表15-6，取dd1＝112mm3、 确定大带轮基准直径 dd2＝i带＝2.5×112＝280 mm4、验算带速带速V：V＝πdd1n1/（60×1000）＝π×112×960/（60×1000） ＝5.63m/s在5~25m/s范围内，带速合适5、初定中心距a0 0.7（dd1+ dd2）≤ a0 ≤ 2（dd1+ dd2）得 274.4≤a0≤784取a0＝530 mm6、确定带的基准长L0＝2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0＝2×530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4×530)＝1689mm根据课本[1]表15-2选取相近的Ld＝1800mm7、确定实际中心距aa≈a0+(Ld-Ld0)/2＝530+(1800-1689)/2＝585.5mm8、验算小带轮包角α1＝180°-57.3° ×(dd2-dd1)/a＝180°-57.3°×(280-112)/585.5＝163.33°>120°（适用）9、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本[1]表15-7得 P0＝1.16KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表15-9得 △P0＝0.11KW查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得 KL＝1.01Z＝PC/[(P1+△P1)KαKL]＝5.24/[(1.16+0.11) ×0.957×1.01]＝4.27 取Z＝5根10、计算轴上压力由课本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，单根V带的初拉力：F0＝500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2＝500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1)+0.11x5.632 ＝153.55kN则作用在轴承的压力FQFQ＝2ZF0sin(α1/2)＝2×5×153.55sin(163.55°/2)＝1519.7N11、计算带轮的宽度BB＝（Z-1）e+2f＝（5-1）×15+2×10＝80 mm六、齿轮传动设计（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZhZe)2/（φ[σH]2)］1/3①载荷系数K 查课本[1]表13-8 K＝1.2 ②转矩TI TI＝104450N·mm ③解除疲劳许用应力[σH] ＝σHlim ZN/SH按齿面硬度中间值查[1]图13-32 σHlim1＝600Mpa σHlim2＝550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njtn 计算N1＝60×384×5×300×16＝5.53x108N2＝N1/i齿＝5.53x109 /4.02＝1.38×108查[1]课本图13-34中曲线1，得 ZN1＝1.05 ZN2＝1.1按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0[σH]1＝σHlim1ZN1/Shmin＝600x1.05/1＝630 Mpa[σH]2＝σHlim2ZN2/Shmin＝550x1.1/1＝605Mpa故得：[σH]＝ 605Mpa④计算小齿轮分度圆直径d1由[1]课本表13-9 按齿轮相对轴承对称布置,取 φd＝1.0 ZH＝2.5由[1]课本表13-10得ZE＝189.8(N／mm2)1／2将上述参数代入下式d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZHZE)2/φ[σH]2)］1/3＝［(2×1.2×104450 × (4.02+1)×(2.5×189.8)2/（1×4.02×6052)］1/3＝57.5mm 取d1＝60 mm⑤计算圆周速度V＝ nIπd1／（60×1000）＝384×3.14×60／（60×1000）＝1.21m／sV＜6m／s 故取8级精度合适（3）确定主要参数①齿数 取Z1＝24 Z2＝Z1×i齿＝24×4.02≈96.48＝97②模数 m＝d1／Z1＝60／24＝2.5 符合标准模数第一系列③分度圆直径d2＝Z2 m＝24×2.5＝60mm d2＝Z2 m＝97×2.5＝242.5 mm④中心距a＝（d1+ d2）／2＝（60+242.5）／2＝151.25mm⑤齿宽 b＝φdd1＝1.0×60＝60mm 取b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度①齿形因数Yfs 查［1］课本图13-30 Yfs1＝4.26 Yfs2＝3.97 ②许用弯曲应力[σF] [σF]＝σFlim YN/SF 由课本[1]图13-31 按齿面硬度中间值得σFlim1＝240Mpa σFlim2 ＝220Mpa 由课本[1]图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1＝1 YN2＝1 按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1 计算得弯曲疲劳许用应力为[σF1]＝σFlim1 YN1/SF＝240×1/1＝240Mpa[σF2]＝ σFlim2 YN2/SF ＝220×1/1＝220Mpa校核计算 σF1＝2kT1YFS1/ （b1md1）＝2×1.2×104450×4.26/（60×2.5×60）＝118.66Mpa< [σF1]σF2＝2kT1YFS2/ （b2md1）＝118.66×3.97/4.26＝110.58Mpa< [σF2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径dada1 ＝d1+2ha＝60+5＝65mmda2＝d2+ ha＝242.5+5＝247.5mm 齿全高h h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.5＝5.625 mm 齿根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm 齿顶高ha＝ ha*m ＝ 1×2.5＝2.5mm 齿根圆直径dfdf1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.75mmdf2＝d2-2hf＝242.5-6.25＝236.25mm (6)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d＝60mm轮毂直径D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm轮毂长度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm轮缘厚度δ0＝(3-4)m＝7.5-10mm 取δ0＝10mm轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝247.5-2×5.625－20＝216.25 mm 取D2 ＝216mm腹板厚度C＝(0.2-0.3)b＝12-18mm取C＝18mm腹板中心孔直径D0＝0.5(D1+D2)＝0.5(96+216)＝156mm腹板孔直径d0＝15-25mm 取d0＝20mm齿轮倒角取C2七、轴的设计 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查[1]表19-14可知：σb＝600Mpa,查[1]表19-17可知：[σb] -1＝55Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥A(PⅡ／nⅡ)1／3 查[1]表19-16 A＝115 则d≥115×(4.03/95.52)1/3mm＝40mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即d＝40×1.05＝42mm 要选联轴器的转矩Tc Tc＝KTⅡ＝1.5×402920＝6.0438×105N·mm (查[1]表20-1 工况系数K＝1.5) 查[2]附录6 选用连轴器型号为YLD10考虑联轴器孔径系列标准 故取d＝45mm 3、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 1）联轴器的选择 联轴器的型号为YLD10联轴器：45×112 （2）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 （3）确定各段轴的直径将估算轴d＝45mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2＝50mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3＝55mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4＝60mm。齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d5＝68mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d6＝55mm. (4)选择轴承型号由[2]附表5-1初选深沟球轴承,代号为6211,轴承宽度B＝21。 (5）确定轴各段直径和长度由草绘图得Ⅰ段：d1＝45mm 长度L1＝110mmII段:d2＝50mm 长度L2＝60mmIII段：d3＝55mm 长度L3＝43mmⅣ段：d4＝60mm 长度L4＝70mmⅤ段:d5＝68mm 长度L5＝6mmⅦ段:d4=55mm 长度L6=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L＝133mm4、按弯矩复合强度校核（1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T＝TⅡ＝402.92N·m 齿轮作用力： 圆周力：Ft＝2000T/d＝2000×402.92/242.5＝3323.1N 径向力：Fr＝Fttan200＝3323.1×tan200＝1209.5N（2）因为该轴两轴承对称，所以：LA＝LB＝66.5mm（3）绘制轴受力简图（如图a）（4）计算支承反力 FHA＝FHB＝Fr/2＝1209.5/2＝604.8NFVA＝FVB＝Ft/2＝3323.1/2＝1661.5N （5）绘制弯矩图由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩（如图b）为MHC＝FHAL/2＝604.8×133÷2000＝40.22N?m截面C在竖直面上弯矩（如图c）为：MVC＝FVAL/2＝1661.5×133÷2000＝110.49N?m(6)绘制合弯矩图（如图d）MC＝(MHC 2+ MVC 2)1/2＝（40.222+110.492)1/2＝117.58N?m(7)绘制扭矩图（如图e）转矩：T＝TⅡ＝402.92N·m(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取α＝0.6，截面C处的当量弯矩：Mec＝[MC2+(αT)2]1/2＝[117.582+(0.6×402.92)2]1/2＝268.8N·m(9)校核危险截面C所需的直径de＝［Me ／(0.1[σb] -1)］1／3＝［268.8 ／(0.1×55)］1／3＝36.6mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%de＝36.6×1.05＝38.4mm＜60mm结论：该轴强度足够。