机械设计课程设计带式输送机

1、洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）带式输送机传动装置设计摘要本设计根据课程设计任务，对带式输送机传送装置的传动机构进行了选择电 机进行了选择，然后拟定了总体传动方案。该传动系统通过三级减速达到要求转 速，分别为带传动和两级展开式圆柱斜齿轮减速器的减速，其中带传动有过载保 护的作用，减速器能够保证精确的传动比。接着依次对减速比进行了分配、对带 轮、齿轮和轴进行了设计和校核、对轴承和键进行了选择和校核，均能满足工作 要求。最后对润滑和密封装置进行了设计，本说明书对箱体和其它零件的设计没 有再做介绍。关键词：带式输送机，设计，校核I洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第1章 产品简介与设计任务 2

2、1.1带式输送机传动装置简介21.2课程设计任务2第2章机械系统总体设计42.1机械系统运动方案拟定 42.2电动机选择42.2.1选择电动机的类型42.2.2选择电动机功率42.3减速器设计方案拟定5第3章传动装置总体设计63.1总传动比及各级传动比分配 63.2传动装置的运动和动力参数6第 4 章带轮设计计算 84.1带轮设计要求84.2带轮设计计算84.3带轮设计参数汇总9第5章齿轮设计115.1齿轮组1设计要求115.2齿轮组1设计115.3齿轮组2设计155.4齿轮参数汇总16第六章轴设计与校核17176.1轴的设计6.1.1初步确定各轴的最小直径17#洛阳理工学院机械设计课程设计（

3、论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）6.1.2轴的尺寸设计18216.2轴的校核621输入轴校核21622中间轴校核23623输出轴校核26第七章轴上零件设计与校核307.1轴承校核307.2键设计校核31第八章齿轮轴承的润滑与轴承密封338.1齿轮轴承润滑338.2轴承的密封33结论34谢辞35参考文献363洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）通过本次设计意在加强自己对机械设计的总体认识和计算、绘图、设 计能力。以培养自己良好的设计习惯，对于以后的学习工作起到了巨大的 作用。本设计对带式输送机传动装置，进行了总体的设计和部分零件的设计，并对二级减速器装配图和中间轴上大齿轮、输出轴的零

4、件图进行了绘制。带式输送机传动装置现已在工业的各个领域得到了广泛的应用，例如 煤炭、矿山、港口、电站、建材、冶金、食品等行业。国外先进的厂家已 经将该产品实现了自动化智能化控制，国内在此方面还比较落后。我们应 加大在此方面的投资和研究。本设计面对的主要问题就是传动方案和二级减速器的设计。本着经济、实用、简单的原则，我对该传动装置进行合理设计并对其性能进行了公式 和经验校核，校核结果达到了设计要求和使用要求。1洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第1章产品简介与设计任务1.1带式输送机传动装置简介带式输送机传动装置是指使用传送带输送产品或物料的装置。其主要 是通过把电动机的旋转运动装换为传送带的

5、直线运动来实现其使用功能。 带式输送机传动装置促进了流水线生产和自动化生产的发展进程，大大提 高了生产效率。带式输送机现已广泛的运用于煤炭、矿山、港口、电站、 建材、冶金、食品等行业。带式送传送装置主要由主动机、减速装置和传送装置组成。本设计主 动机使用电机，然后通过带轮和减速器进行减速，最后通过联轴器跟输送 带连接以实现输送机的输送功能。图1-1为本设计的结构和布置简图图1-1两级圆柱齿轮减速器带式输送机传动装置图中1-电动机2-运送带3-卷筒4-联轴器5-减速器6-v带传动1.2课程设计任务（1 ）减速器类型：两级圆柱齿轮减速器;（2）载荷情况：载荷平稳单向运动；（3）工作制度：双班制；（

6、4）生产规模：大批量生产;（5）设计参数：运动带工作拉力 F二3700 N运输带工作速度 V二0.9m/s 卷筒直径 D = 500mm ；（6 ）减速器外廓尺寸：结构紧凑；（7）使用年限：十年大修期三年；（8 ）运送带速度允许误差：二5%之间。3洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第2章机械系统总体设计2.1机械系统运动方案拟定考虑到经济型和互换性，动力机选择价格较为便宜、参数可选范围广 泛的三项异步电动机。由于轮有着良好的过载保护作用，二级减速器能够 保证精确的传动比。所以减速装置主要使用带轮传动和二级减速器。二级 减速器和传送平带通过普通的联轴器进行连接。此方案结构简单、经济性 好、可靠

7、性高。2.2电动机选择2.2.1选择电动机的类型选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击，过 载情况，调速范围，启动、制动的频繁程度以及电网的供电状况等。本设 计的输送带要求电动机输出恒定的转矩，又由于输送机不经常启动载荷平 稳单项运动，所以选择常用的Y系列三相异步电动机。2.2.2选择电动机功率工作机所需的功率Pw由机器工作阻力和运动参数计算求得，如图1-1Fv所示电动机所需功率为(2-1)式中工作阻力 F = 3700 N，工作机线速度 v =0.9m/s，w为工作机的效率。传动机总效率 w的计算公式为(2-2)传动系统的传动效率分别为：V带传0=0.96、轴承组1 1=0

8、.98、齿轮组1 2 =0.99、轴承组2 3 =0.98、齿轮组20.99、轴承组3 5 = 0.98、联轴器 6 =0.99、轴承组4 7 =0.97、平带 8 =0.98。将数据带入式（2-1 ）、（ 2-2 ）计算得到3700 0.9 kw 二 3.9957kW1000 0.8334由于Y系列的电机，通常多选用转速为 1500r/min和1000r/min。查询课 程设计手册 表12-1选择型号为 丫112M-4电动机较为合适。表2-1 Y112M-4 电动机参数电动机型号额定功率/kW满载转速/ （ r/min）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质里/ kgY112M-4414402.

9、22.3432.3减速器设计方案拟定考虑到本传动的转矩不大，工作环境状况较好，所以确定减速器类型 为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。由于斜齿轮会产生轴向力，齿轮的旋 向做以下设计可以抵消部分轴向力，结构简图如图2-2。图2-2二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器第3章传动装置总体设计3.1总传动比及各级传动比分配传动装置的总传动比为i=nm/ n（ 3-1）式中nm为电动机满载转速nm =1440r/min ; %为执行机构转速1000 60vDr/mi n =34.38r/min所以i= 1440r/min =41.88 34.38r/mi n多级传动中，总传动比为i皈 in（ 3-2）其中本传动系统

10、分别经过三级减速，i1为带轮的传动比，i2为第一组齿轮的传动比，i3为第二组齿轮的传动比。根据V带传动的传动比范围为24，齿轮的传动比为35，且i2 ： （1.31.5）i3，所以传动比的分配如下h =3 i2 =4.452 i3 =3.3163.2传动装置的运动和动力参数设电动机的三根轴依次为1、2、3轴。三根轴的转速依次为n 1440n1mr/min =480r/m inh 3rii480n2r/mi n =107.82r/mini24.452n?107.82 , .n3-r/mi n =32.51r/mini33.316三根轴的功率依次为r =叭=4汉 0.96kW = 3.84kWP2

11、 =只口2 =3.84 汉0.98 汉 0.99kW =3.73kW巳二 P2 3 4 = 3.73 0.98 0.99kW =3.62kW三根轴的转矩依次为，其中Td为电机转矩Fd4Td =9550=9550N m =26.53N mnm1440T,=Td爲=26.530.96 3 = 76.41N mT2 =Ti 1 2i2 =76.41 0.98 0.99 4.452 = 330.04N mT3 二 T2 3 4i2 =330.04 0.98 0.99 3.316 = 1062.96N m各轴的运动和动力参数如表3-1 o表3-1各轴的运动和动力参数参数转速 n /(r/min )功率P

12、/kW转矩T / N m轴14803.8476.41轴2107.823.73330.04轴332.513.621062.968洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第4章带轮设计计算4.1带轮设计要求小带轮和电机相连接，大带轮和减速器的输入轴相连，可知带轮的输入功率Pd =4kW，小带轮的转速 nm = 1440r/min，传动比h = 3，双班制4.2带轮设计计算1. 确定输入功率Pca查机械设计2表8-7得工作情况系数KA =1.1，故Pca 二 Ka =1.1 4kW =4.4kW2. 选择V带带型根据Pca、nm由机械设计2图8-11选用A型3. 确定带轮的基准直径dd1并验算带速v（1

13、 ）初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计 表8-6和8-8，取小带轮的基准直径 dd1 =95mm。（2 ）验算带速v。按机械设计2式（8-13）验算带的速度4 口160 1000二 95 144060 1000m/s 二 7.16m/s#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）因为5m/s : v : 30m/s，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径。根据机械设计式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2 =idd1 =3 95mm = 285mm根据机械设计2表8-8圆整为280mm。4. 确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）根据机械设计2式

14、（8-20），初定中心距 a0 = 720mm;（2）由机械设计 式（8-22 ）计算带所需的基准长度Ld0 : 2a°（dd1 dd2）（dd2 如24a°=2 720 (280 95)(28° -95)mm = 2040.93mm24x720由机械设计2表8-2选带的基准长度J = 2000mm。a ：: a。Ld - Ld02= (720 空口4竺)mm:700mm（3）按机械设计 式（8-23）计算实际中心距 a11洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）5. 验算小带轮上的包角:-157.357.3：i 180 -(dd

15、2-ddi)180 -(280-95)164.86 _ 90a7006. 计算带的根数z(1 )计算单根 V带的额定功率Pr。由 dd1 =95mm 和 n1 = 1440r/min，查机械设计2表 8-4a 的 P0 =1.1886kW。根 据m =1440r/min , i3和A型带，查机械设计 表8-4b得侃=0.169kW。查机械设计2表8-5的K肿0.96，表8-2的KL=1.03，于是FT =(Pr：P0) Ka KL =(1.1886 0.169) 0.96 1.03 = 1.34kW(2)计算V带的根数zPca4.41.34= 3.28取4根。7.计算单根V带的初拉力的最小值（

16、F°）min由机械设计2表8-3的A型带的单位长度质量q 二 0.1kg/m 所以(F0) min= 500qv2 二500 空 0.96) 4.4 0.1 7.162N =128.35 NK°zv0.96汉4汉 7.168.计算压轴力(Fp ) min-2z(F0)min sind=2 4 128.35sin 164.86 N =1017.85N2 24.3带轮设计参数汇总表4-1带轮数据汇总带轮分度圆直径/ mm带型带数中心距/mm基准长度/mm小带轮95A47002000大带轮28013洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第5章齿轮设计5.1齿轮组1设计要求由于带轮圆

17、整后传动比发生变化，对齿轮组1的输入参数进行修正。修正后齿轮组1的输入功率为R = 3.84kW，小齿轮的转速为 小=488.57r/min ,传动比为h =4.452，工作寿命为10年双班制，带式输送 机工作平稳，转向转速都不改变，根据此条件进行齿轮组1的设计。5.2齿轮组1设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）带式输送机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。（3） 材料选择。由机械设计2表10-1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40

18、HBS。（4） 选小齿轮齿数为z1 =23，大齿轮齿数 z2 =23 4.452 =102.396，取Z2 二 102。（5） 选取螺旋角。初选螺旋角一：=14；2. 按齿面接触强度设计按机械设计2式（10-21 ）试算，即3(5-1)门2KEu±1d1t.d ；a U（1）确定工公式内的各计算数值1）试选 Kt =1.6。2 ）计算小齿轮传递的转矩95.5 105R95.5 105 3.84488.57N mm =7.506 104 N mm15洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）3）由机械设计2表10-7选取齿宽系数；-1#洛阳理工学院机械设

19、计课程设计（论文）14）由机械设计 表10-6查的材料的弹性影响系数为ZE =189.8MPa5）由机械设计 图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚Him =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限；5im = 550MPa。6）由机械设计 （10-13）计算应力循环次数M =60mjLh =60 488.57 1 2 （2 8 365 10）=1.712 1099N2= 3.846 1081.712 1094.4527）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 = 0.95 ；KHN2 二 0.99 o8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械

20、设计2式（10-12）的；”<= KHNTTm1 =0.95 600MPa =570MPa SKL 竺皿=0.95 550MPa =544.5MPaS9） 由机械设计2图10-30选取区域系数 ZH =2.433。10）由机械设计2图10-26 查得 =0.7 6 6 弘2 =0.890 ,则；a=；a1 ；al = 1 -65 0J二 H 1 二 H2211 ）许用接触应力=57° 544七 “pa =557.25MPa2（2）计算1）计算小齿轮的分度圆直径d1t2 1.6 7.506 1045.452 仆 1.6564.452（2.433 1.89.8）557.252mm

21、二 49.59mm16洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）2）计算圆周速度二小価60 1000二 49.59 48060 1000m/s =1.25m/s#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）3 ）计算齿宽b及模数mnt17洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）b = dd1t =1 49.59 = 49.59mmd1t cos ：49.59 cos14小 _mntmm = 2.09mmz,23h =2.25mnt =2.25 2.09mm = 4.703mmb/ h =49.59 =10.544.7034） 计算纵向重

22、合度铭厂 0.318 dZj tan： =0.318 1 23 tan14 =1.8245） 计算载荷系数K由机械设计2表10-2查的Ka =1，根据v =1.25m/s，7级精度，由机械 设计图10-8查的动载系数 Kv =1.11 ;由机械设计 表10-4查得Kh卩的值 与直齿轮的相同，故kH厂1.417;由机械设计2图10-13查得kF厂1.34，由机械设计表10-3查得kH防1.4K=KaKvKh aKH 产 1 1.07 1.4 1.417 = 2.126）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计 式（10-10a）得=54.47mm18洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#

23、洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）7 ）计算模数mnmn_ d1 cos :Z154.47 cos1423mm 二 2.30mm#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）3. 按齿根弯曲强度设计由机械设计2式（10-7）mn -2KT1YBCOS2 -dZ12 aYFaYSa(5-2)（1）确定计算参数1）计算载荷系数K 二 KAKVKFaKF厂 1 1.07 1.4 1.34 = 2.012） 根据纵向重合度祁二1.824，从机械设计2图10-28查得螺旋角影响系数N严0.88。3 ）计算当量齿数。乙乙1 COS3 :23COS百二25.18Z2ZvCOS

24、rT111.6614cos34 ）查取齿形系数。由机械设计2表10-5查得YFa1 =2.6164 ；YFa2 =2.1707。5）查取应力校正系数由机械设计2表10-5查得YSa1 = 1.5909 ；YSa2= 1.7993。6）计算大'小齿轮的B并加以比较YFa1YFa12.6164 1.5909一 310.71-0.013397大齿轮数值大。YFa2YFa22.1707 1.7993和2 -247= 0.015813(2 )设计计算3 42三2 汇2.0仆7.506"04 汽 0.88汉cos214 斗2汉 0.015813mm = 1.65mmmn1 232 1.6

25、56对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn = 2.0mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 54.47mm来计算应有的齿数。于是有z厂理二，4.47 cos14 =26.42 mn取 Z1 =26，贝u Z2 =115.752，取 z116。4.几何尺寸计算（1）计算中心距19洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）(N +Z2)mn(26+116)x2a-mm = 146.35mm2cosP2xcos14 将中心距定为145mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arc cos(Zi Z2)mn

26、2a= 11.6752(26 +116)汉 2 =ar cos2 cos14因为值改变太多，故参数飞、K®、Zh等参数需要修正5.对齿轮进行修正计算经过修正计算得到z =27、z2 =120、a = 150.1056mm6.再次进行几何尺寸计算二 ar cos(Z1 Z2)mn2a二 ar cos(27 120) 2 ,11.47832 cos11.4783(1 )将中心距圆整为150mm，按圆整后的中心距修正螺旋角#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）由值改变太多，故参数 =、K卩、Zh等参数不需要再修正。(2) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1

27、27 2mm =55.1mm cos11.4783d2 二迥12mm 二 244.90mmcosP cos11.4783(3) 计算齿轮宽度b = dd1 =1 55.1mm = 55.1mm圆整后取 B1 =60mm ； B1 =55mm。5.3齿轮组2设计由齿轮组1设计跟最初确定数据有所变化，对齿轮组2的输入参数进行修正，修正后齿轮组1的输入功率R =3.726kW，小齿轮的转速为 % =109.93r/min，传动比为h =3.1971，工作寿命为10年双班制，带式输送 机工作平稳，转向转速都不改变，根据此条件进行齿轮组2的设计。设计计算过程同齿轮组1，齿轮组2的计算结果为z3 = 29

28、、z4 = 93、a =190mm、mn =3、： =15.6、d3 = 90.33mm、d4 = 289.67mm。5.4齿轮参数汇总齿轮组1和齿轮组2的尺寸参数如表 5-1所示。表5-1高速级和低速级齿轮组尺寸参数级别乙Z2mn /mm/()n/（）高速级2712022.040811 28 42低速级299333.114715 36 00"（续表）级别*haB / mma/mmD/mm高速级1B1 二 60B1 二 55150d1 =55.1d2 =244.90低速级B3 =95B4 二90190dt = 90.33d4 =289.6722洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第六

29、章轴设计与校核6.1轴的设计6.1.1初步确定各轴的最小直径1. 输入轴最小直径的确定按机械 设计式（15-2）初步估 算轴的最小直径。由输入轴 的输入功 率R =3.84kW、m =488.57r/min，轴的材料选择 40Cr，调质处理。根据机械 设计表15-3，取 傀=104.5，于是得3 一3R3.84d1mi A0=104.5江讣mm = 20.78mmV n1 488.57此轴径处有键存在，故需要将轴径扩大d（1 3%巾讪=21.40mm。又由于该处轴要与大带轮轮毂相连接，故将轴径圆整，即d1=22mm。2. 中间轴最小直径的确定按机械 设计式（15-2）初步估 算轴的最小直径。由

30、输入轴 的输入功 率F2 =3.726kW、n2 =109.93r/min，轴的材料选择 40Cr，调质处理。根据机械 设计2表15-3，取 傀=104.5，于是得d2mi =A=104. 丿mm =33.82mmn2 109.93由于中间轴的最小直径处要与轴承连接，所以讲轴径圆整为35mm。3. 输出轴最小直径的确定按机械 设计式（15-2）初步估 算轴的最小直径。由输入轴 的输入功 率F3 =3.615kW、n3 =34.28r/min，轴的材料选择 40Cr，调质处理。根据机械 设计2表15-3，取 代=104.5，于是得3 3d3min = A。J” =104.5汉 J|4|mm =

31、52.91mm此轴径处有键存在，需要将轴径扩大d3 = （r 3%）d3min二54.50mm ,输出轴最小轴径处要与联轴器相连，查课程设计手册表8-2选择凸缘联轴器（GB/T 5843-2003），联轴器的各项参数均符合要求，联轴器的参数如表 6-1所示。表6-1 GY8凸缘联轴器参数型号公称转速/（N m）许用转速/（r/min）轴孔直径轴孔长度Y型d1、d2/mmGY7160060005560112（续表）Db.s转动惯量质量型号/mm/ mm/mm/mm/mm/(kg m2)/kgGY7160 100405680.03113.16.1.2轴的尺寸设计1. 拟定轴上零件的装配方案根据第五

32、章齿轮参数和三根轴的中心距并考虑到轴上零件的定位，在 图纸上画出装配草图如图6-1，在不影响性能的情况下为了使整体结构紧凑设定中间两齿轮的距离|k-l =7mm，两个小齿轮分别距离箱体内壁的距离为8mm，这样就确定了齿轮的位置。2. 输入轴尺寸的确定（1） 由大带轮的参数可以确定出大带轮的轮毂宽度为65mm，为了使带轮能够被固定，所以轴的长度略短于轮毂宽度故Ia-b =64mm ,前边以确定此段轴的直径 Da-b =22mm。（2）由机械设计手册 表7-12查得毡圈D = 45mm的轴径为30mm，符合设计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定为Db. 30mm，为了便于带轮的拆卸将该段轴的长度设定为

33、 I b-c二55mm。（3） 第三段轴径应略大于第二段轴径，因为该段轴径和第七段都需要安装轴承，由课程设计手册 表6-6查取轴承型号，初选 7207AC角接触 球轴承轴承， 其尺寸为d汇D汇B = 35mm汇72 mm汇17mm，故|c-D = Ig-h = 17mm、Dc-D 二 Dg-h 二 35mm。（4） 根据轴承内端面与箱体内壁的距离为8mm，还根据中间轴上小齿轮和大齿轮的定位尺寸，与输入轴上齿轮构成圭寸闭的尺寸链，可以确定 出第四段轴的长度为Id-e "16mm，根据轴承的装配要求该段轴的轴径为R'?HAU令0RUG?-图6-1轴的结构与装配（Dd-e = 42

34、mm。（5）由齿轮的宽度 B60mm，又由于齿轮的分度圆和上一级轴径差别不大，所以将该轴做成齿轮轴，即|E-F=60mm。（6） 根据轴承的定位安装和齿轮的定位Df-g =42mm，|F-H =16mm3. 中间轴尺寸确定（1） 根据前边计算确定了该段轴的的最小轴径D二35mm，由于该轴受力较大，所以根据课程设计手册表6-6初选角接触球轴承7307AC。该轴承的尺寸参数为 d D B =35mm 80mm 21mm，考虑到该轴上两个齿轮的定位故 l|_j =41mm、Im-n =44mm、D_j = Dm-n = 35mm。（2） 该轴上小齿轮的宽度为95mm，由于齿轮需要固定，所以轴的长度应

35、略短于齿轮的宽度，设计该短轴的长度1皿=91m m，轴的直径应略大于第一段轴的直径设计为Dj-k =40mm。（3）根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度h 0.07Dj上，故取 h =4mm，则轴环处的直径 Dk-l =40mm。轴环的宽度 b _14h，取Ik-l二7mm。（4） 由中间轴上大齿轮的宽度B2 =55mm ,轴的长度应略小于齿轮的 宽度故Il-m =51mm，轴径仍为Dl-m =40mm。4. 输出轴尺寸的确定（1 ）输出轴从由向左设计，由所选用的联轴器确定第一段的尺寸，轴的长度略小于轴孔长度，故Iu-v = 110mm， Du-v = 55mm。（2）由机械设计手册 表7-12

36、查得毡圈D =80mm的轴径为60mm，符合设计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定位Du =60m m,为了便于联轴器的拆卸将该段轴的长度设定为It-u =50mm。（3） 第三段轴径应略大于第二段轴径，因为该段轴径和第七段都需要安装轴承，由课程设计手册表6-6查取轴承型号，初选7013AC角接触球轴承轴承， 其尺寸为d D B =65mm 100mm 18mm，故将两端轴的尺寸 分别设计为Is-t =18mm考虑到大齿轮的定位lo-P=41mm ， Do-p = Ds-t = 65mm。（4）由大齿轮的宽度 B 90mm ,轴的长度应略小于齿轮的宽度，所 以此段轴的长度设计为 Ip- 86mm，

37、轴的直径略大于上一阶梯轴的直径所 以 Dp-q =74mm。（5）根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度h0.07Dpq，故取 h -5mm，则轴环处的直径 Dq-r =86mm。轴环的宽度b 14h，取Iq-r = 12mm。Ir-s 二 71mm、（6）根据中间轴齿轮的定位和输出轴齿轮和轴承的定位构成封闭的 尺寸，确定本段轴的长度，根据轴承的安装确定轴的直径，故26洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)Dr-s = 74mm 。6.2轴的校核6.2.1输入轴校核1. 齿轮上力的计算已知小齿轮的分度圆尺寸参数d 55.1mm、： =11.4783、入轴的转矩 T1 -7.506 104N mm。故

38、F2二 2 7.506 10 N 二 2724.5Nte1d155.1tan。tan20爲讥忌=2724.5COSN=1011.87NFaei 二 Fteita心=2724.5 tanil.4783 N =553.23N2. 轴上力计算设输入轴上轴承1和轴承2在水平和竖直方向的受力分别为图6-2输入轴受力分析Fr1H、F r1V(1) 在水平方向由 ZM -0和ZF =0列写方程组，其中 Li = 107.5mm、Fr亠 L2 L3)Fae1 号Fy1 (LL2) F1h J =0L2 = 142mm、L3 =42mm。27洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)#洛阳理工学院机械设计课程设计(论

39、文)- (Fp)min联立解得#洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)#洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)FMh =1464.4NFa 二-1458.4N#洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)(2) 在竖直方向由ZM =0和1F =0，列写方程组Fr2V (L2L3) - Ftel L2 = 0 F r1V28洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)#洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)联立解得Fr1V -621.9N Fr2V -2102.6N(3 )作输入轴的载荷分析图图6-3输入轴载荷分析图#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）（4）从轴的结构图弯矩和扭矩图可以看出轴承1的截面处是危险截面。

40、 现将危险截面处的 Mh、Mv及M的值列于下表（表 6-2 ）。表6-2输入轴危险截面参数垂直面VFr1V =621.9NFnv =2102.6NM V1 = 88309.2N mm载荷水平面HFr1H =1464.4N 直反力 FFr2H = 1458.4NM H1 = -109420 N mm弯矩 MMh2 二-46012N mmM H3 二-61253N mm总弯矩M1 =109420N mm M2 =99577N mm M3 =107470N mm扭矩TT| =75060N mm3. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据课 程设计式（

41、15-5 ）及上表中的数据，以及轴上单向旋转，扭转切应力为 脉动循环变应力，取-0.6，轴的计算应力29洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）caM12CT1)2W1094202 (0.6 75060)20.1 x353MPa =27.60MPa#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）已选定轴的材料为 40Cr，调质处理，由课程设计表15-1查得二 4 =70MP a。因此-ca，故安全。6.2.2中间轴校核1. 齿轮上力的计算已知大、小齿轮的分度圆尺寸参数d2 = 244.9mm、d3二90.33mm、1 =11.4783、1 =15.6、=20 和输入轴的

42、转矩 T2 =3.237 105N mm。故30洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）2T2d22 3.237 105244.9N = 2643.53N#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）垣生=2643.53 tan20 N =981.8Ncos：cos11.4783Fae2 二 Fte2tan' =2643.53 tan11.4783 N = 536.79N#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）2T22 3.237 105"dT 一90.33N =7167.05NFre3tan cos-=7167.

43、05 tan20 N = 2708.36NCOS15.6Fae3 二 Fte3tanl： =7167.0 tan15.6 N =2001.08N2.轴上力计算设中间轴上轴承1和轴承2在水平和竖直方向的受力分别为 Fr4H、 F r4V ， 方向如图6-4所示。F r3H、F r3V图6-4中间轴受力分析31洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）=60mm、F r4H(L4L5 L6)Fae2 学Fae3 齐 Fre2 (L4 L5)Fre3 L4=0（1）在水平方向由3M =0和ZF =0列写方程组，其中L5 =82mm、 L6 =43mm。Fr3H Fr4HFre _ Fre _ 0联立解得F

44、r3H 757.94N Fr4H =-968.62N(2)在竖直方向由iM =0和=F =0，列写方程组Fr4V (L4L5 L6)Fte2 (L4L5)嘔 L厂 0F r3VF te3F te2 F r4V = 0联立解得Fr3V =-5457.04N Fr4V =-4353.54N32洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)33洛阳理工学院机械设计课程设计(论文)(4 )作中间轴的载荷分布图r re2rH兰疔怕2 3JJ 述-,卜rJV1J1 aeJfjI ' leJ卜71jdk/2r鋼 广厲八fje2i > r3HF rr re3pTTmiEF戚'5 LL丄少"

45、;那4图6-5中间轴载荷分析图:(3)从轴的结构图弯矩和扭矩图可以看出小齿轮的截面处是危险截34洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）面。现将危险截面处的Mh、M v及M的值列于下表（表 6-3）表6-3中间轴危险截面参数载荷水平面H垂直面V直反力 FF3h 二-757.94NFr4H968.62NM hi 二 45476.4N mmM H2 =44902.38 mm弯矩MMH3 =24079.28N mmF3v = -5457.64NFr4V - -4353.54NM V1 = 327458.4N mmM V2 =187202.22N mm35洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院

46、机械设计课程设计（论文）M H4 二 41650.66 N mm总弯矩扭矩TMi =330601.13N mm M 2 = 330522.66N mmM3 =188744.49N mm M4 =191779.65N mmT2 =323700 N mm（3）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据机 械设计2式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴上单向旋转，扭转切应力为 脉动循环变应力，取-=0.6，轴的计算应力caM12(: T2)2W330601.132 (0.6 323700)201 403MPa =51.66MPa#洛阳理工学院机械设计课程

47、设计（论文）已选定轴的材料为 40Cr，调质处理，由机械设计2表15-1查得二=70MP a。因此二ca讥二，故安全。6.2.3输出轴校核1.齿轮上力的计算已知齿轮的分度圆尺寸参数d 289.67mm、一： =15.6、二20和输入2 1.0071 106289.67轴的转矩 T3 =1.0071 106 N mm。故N =6953.43NFre4 二 Fte4 回6953.43 tan20 N = 2627.64Ncos：COS15.6Fae4 二 Fte4tan： = 6953.43 tan15.6 N =1941.43N2. 轴上力计算设中间轴上轴承1和轴承2在水平和竖直方向的受力分别为

48、Fr5H、Fr5V、（1）在水平方向由 ZM -0和ZF =0列写方程组，其中L7= 53.8mm、l_8 = 117.8mm。d4Fr6H （_7 _8） Fae4 =-卩佗4 L = 02Fr5H Ff6H - Fre4 = 0联立解得Fr5H =3442.44N Fr4H = -814.8N（2）在竖直方向由ZM =0和ZF =0，列写方程组F r6V （_7 L8）-Fte4 L7 = 0Fr6V - Fte4 * Fr5V = 0联立解得Fr5v =4773.39N Fr6v =2180.04N（3 ）作输出轴的载荷分析图（图 6-7）从轴的结构图弯矩和扭矩图可以看出小齿轮的截面处是

49、危险截面。现 将危险截面处的Mh、Mv及M的值列于下表（表 6-4 ）。（4 ）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根 据机械设计2式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴上单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力J ca.M；(: T2)2W316622.52 (0.6 1.0011 106)20.似 743MPa = 16.83MPa已选定轴的材料为40Cr ,调质处理，由机械设计表15-1查得二=70M Pa因此 6a ：匸，故安全。图6-7输出轴载荷分析图表6-4输出轴危险截面参数载荷水平面H垂直面V直反力 FFr5

50、H =3442.44N卩命二-814.8NFr5V = 473.39N论=2180.04N弯矩MM H1 = 316622.5 N mmM V1 = 256808.71N mmM H2 = 95983.44N mmM V2 =187202.22N mm总弯矩M1 =316622.5N mm M 2 = 274159.69N mm扭矩TT2 =323700 N mm39洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第七章轴上零件设计与校核7.1轴承校核1.求输入轴上受到的径向载荷FM和Fr2。在轴上力的求解过程中已经对力进行了求解，所以有Fri 二.Fr1v F；h 二、1458.42 1464.42 N =2066.7NFr2 二.F；V F；h »；2102.62 621.92N =2192.6N2.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于70000AC型轴承，按机械设计 表13-7，轴的派生轴向力Fd =0.68Fr，因此可以计算Fd1 =0.68Fr1 =1405.36NFd2 =0.68Fr2 =1490.97N由受力图分析可知2轴承被压紧，轴承给轴的力分别为#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）#洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）Fa1 = Fd1 =1405.36