机械设计课程设计带式输送机

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1、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，校核目录前 言 1第 1 章产品简介与设计任务 21.1 带式输送机传动装置简介 21.2 课程设计任务 2

2、第 2章 机械系统总体设计 42.1 机械系统运动方案拟定2.2 电动机选择2.2.1 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3.2 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 176.1 轴的设计 176.1.1 初步确定各轴的最小直径 176.1.2

3、 轴的尺寸设计 186.2 轴的校核 216.2.1 输入轴校核 216.2.2 中间轴校核 236.2.3 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 36-LX.1前言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、输出轴的零件图进行

4、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。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直线运动来实现其使用功能。 带式输送

5、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；(4) 生产规模

6、：大批量生产；(5)设计参数：运动带工作拉力F = 3700N运输带工作速度V = 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：土 5%之间。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、可靠性高。2.2 电动机选择2.2.1 选

7、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 P 由机器工作阻力和运动参数计算求得，如图 1-1w 所示电动机所需功率为FvP 二kW（2-1）w10001w式中工作阻力F = 3700N，工作机线速度v = 0.9m/s , 1为工作机的效w 率。传动机总效率 1 的计算公式为w1 1 （ 2-2）w 01 2 n传动系统的传动效率分别为

8、： V 带传1 = 0.96 、轴承组 11 = 0.98 、齿 01轮组 11 = 0.99 、轴承组 21 = 0.98 、齿轮组 21 = 0.99 、轴承组 31 = 0.98 、2345联轴器 1 = 0.99 、轴承组 41 = 0.97 、平带 1 = 0.98 。678将数据带入式（ 2-1 ）、（2-2 ）计算得到3700 x 0.91000 x 0.8334kW = 3.9957kW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 1表 12-1 选择型号为 Y112M-4 电动机较为合适。表 2-1 Y112M-4 电动机参数电

9、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量 /kgY112M-4414402.22.3432.3 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 = n / nmw式中n为电动机满载转速n = 1440r/min ； n为执行机构转速m m w3-1)所以n = 1000 x 6

10、0v r/min = 34.38r/min w1440r/mini = 41.8834.38r/min多级传动中，总传动比为i = i i i i12 3 n 其中本传动系统分别经过三级减速3-2)i 为带轮的传动比， i 为第一组齿12根据 V 带传动的传动比范围为轮的传动比， i 为第二组齿轮的传动比。324，齿轮的传动比为35，且i（1.31.5）i，所以传动比的分配如下 3i 二 3.31632i = 3 i = 4.452123.2 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n1440n = - = r/min = 480r/min 1 i 3

11、1n =竺= 480 r/min = 107.82r/min2 i 4.4522n 107.82n = t =r/min = 32.51r/min3 i 3.3163三根轴的功率依次为P 二 P耳二 4 x 0.96kW 二 3.84kW1 d 0P 二 Pnn 二 3.84x0.98x0.99kW 二 3.73kW2 1 1 2P 二 Pnn 二 3.73X 0.98X 0.99kW 二 3.62kW3 2 3 4三根轴的转矩依次为，其中 T 为电机转矩dP4T 二9550 = 9550xN-m 二 26.53N-mdn1440mT = Tn i = 26.53 X 0.96 x 3 = 7

12、6.41N - m 1 d 0 1T = Tnn i = 76.41X 0.98 x 0.99 x 4.452 = 330.04N - m 2 11 22T = Tnn i = 330.04x0.98x0.99x3.316 = 1062.96N-m 32 3 4 2各轴的运动和动力参数如表 3-1 。表 3-1 各轴的运动和动力参数参数转速 n /(r/min )功率 P/ kW转矩T/N-m轴14803.8476.41轴2107.823.73330.04轴332.513.621062.96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

13、P二4kW，小带轮的转速n二1440r/min，传动比i二3，双班制。dm14.2 带轮设计计算1. 确定输入功率 Pca查机械设计表8-7得工作情况系数K二1.1，故AP 二 K 二 l.lx4kW 二 4.4kWca A2. 选择 V 带带型根据 P 、 n 由机械设计 2图 8-11 选用 A 型 ca m3. 确定带轮的基准直径 d 并验算带速 vd1（1）初选小带轮的基准直径 d 。由机械设计 2表 8-6 和 8-8，取小带 d1轮的基准直径d = 95mm。d1（2）验算带速v。按机械设计式（8-13）验算带的速度兀d n兀 95 x1440v =d =m/s = 7.16m/s

14、60 x 100060 x 1000因为5m/s v x x ()2 mm 二 49.59mm1t1x1.6564.452557.25兀d nv =60 x10002) 计算圆周速度兀 x 49.59 x 480 m/s = 1.25m/s60 x10003）计算齿宽b及模数mnt。b = 0 d = lx49.59 = 49.59mm d 1td cos B49.59 x cosl4。- _ _m 二t=mm = 2.09mmnt z 23lh=2.25m =2.25x2.09mm = 4.703mmntb / h = 4959 = 10.544.7034）计算纵向重合度P = 0.3180

15、 z tan卩=0.318xlx23xtan14 = 1.824Pd 15）计算载荷系数 K由机械设计 2表 10-2 查的 K =1，根据 v =1.25m/s ，7 级精度，由机械 A设计图10-8查的动载系数K = 1.11 ；由机械设计表10-4查得K的值 VHP与直齿轮的相同，故k = 1.417 ；由机械设计图10-13查得k = 1.34，由HPFP机械设计 2表 10-3 查得 k = k =1.4HaFaK = K K K K =1x1.07x1.4x1.417 =2.12A V H a HP6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计2式（10-10a）得3| K

16、312 12d = d= 49.59x mm = 54.47mm1 1t K1.6” t7) 计算模数 m 。nd cos B54.47 x cos14。_ _ _m =1=mm = 2.30mmn z2313. 按齿根弯曲强度设计由机械设计 2式(10-7)m -Fa Sa(5-2)n0 z 2Q 1d 1 aF(1)确定计算参数1) 计算载荷系数K = K K K K =1x1.07x1.4x1.34 = 2.01A V F a F P2) 根据纵向重合度 =1.824，从机械设计 2图 10-28 查得螺旋角影响P系数Y盯0.88。3）计算当量齿数zz =1v1 cos3 Bcos3 1

17、4。232 = 25.18z =2v2 cos3 Bcos314。102 二 111.664）查取齿形系数。由机械设计 2表 10-5 查得 Y = 2.6164 ； Y = 2.1707 。Fa1Fa25）查取应力校正系数由机械设计 2表 10-5 查得 Y = 1.5909 ； Y =1.7993 。Sa1Sa2YY6）计算大、小齿轮的大齿轮数值大。2）设计计算3m=nYYFal FalQ Fl=26164 小5909 = 0.013397310.71Y Y 2.1707x 1.79930015813= = 0.015813Q F2247:2 x 2.01 x 7.506 x104 x 0

18、.88 x cos214。x 0.015813mm = 1.65mmlx232 xl.656对此计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于齿根弯曲 n 疲劳强度计算的法面模数，取 m =2.0mm ，已满足弯曲强度。但为了同时 n 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d cos B54.47 x cos14。z = 1= 26.421mn取 z = 26，则 z = 115.752，取 z = 116。 1 2 24.几何尺寸计算（1）计算中心距2 x cosl4。a = (Z1 + Z2)mn = (26 +116)

19、X 2 mm = 146.35mm2 cos 0将中心距定为 145mm 。2）按圆整后的中心距修正螺旋角0 = arccos(曾 Z2)化=ar cos(26 +116) X 2 = 11.6752。2a2xcosl4。因为 0 值改变太多，故参数 aK卩、Z H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、 z =120、 a =150.1056mm126.再次进行几何尺寸计算（1 ）将中心距圆整为150mm，按圆整后的中心距修正螺旋角0 = ar cos(Z1 + Z2)mn = ar cos (27 +12)X 2 = 11.4783。 2 x cos11.47

20、83。2a由0值改变太多，故参数、Kq、Z等参数不需要再修正。 a卩H（2）计算大、小齿轮的分度圆直径zmd 1 n 1 cos0cos11.4783。mm - 55.1mmzmd = 2n =2 cos0cos11.4783。120x2mm = 244.90mm3）计算齿轮宽度圆整后取 B = 60mm ；1b =0 d = lx55.1mm = 55.1mm d1B = 55mm 。15.3 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P 3.726kW，小齿轮的转速为 2n 109.93r/min ，传动比为 i 3

21、.1971，工作寿命为 10 年双班制，带式输送 21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 z 29、 z 93、 34 a 190mm 、 m 3、 0 15.6。、 d 90.33mm 、 d 289.67mm 。n345.4 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z1z2m /mmn0/（。）a /（。）n高速级2712022.040811。2842低速级299333.114715。3600（续表）级别h*aB/ mma/mmD/mm高速

22、级1B = 601B = 551150d = 55.11d = 244.902低速级B 二 953B = 904190d = 90.331d = 289.674r/r 、-第六章轴设计与校核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2式（ 15-2 ）初步估算轴的最小直径 。由输入轴 的输入功率P = 3.84kW 、 n = 488.57r/min ，轴的材料选择 40Cr ，调质处理。根据机械 11设计2表 15-3 ，取 A =104.5，于是得0P u 3 - 3.841 = 104.5xmm = 20.78mmn488.571此轴径处有键

23、存在，故需要将轴径扩大 d = （1 + 3%）d = 21.40mm。又 11min由于该处轴要与大带轮轮毂相连接，故将轴径圆整，即 d1= 22mm。3d =A1min 02. 中间轴最小直径的确定按机械 设计2式（ 15-2 ）初步估算轴的最小直径 。由输入轴 的输入功率 P = 3.726kW 、 n =109.93r/min ，轴的材料选择 40Cr ，调质处理。根据机械 22设计2表 15-3 ，取 A =104.5，于是得P3 3 7262 = 104.5xmm = 33.82mmn109.932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0335mm 。d =A2min

24、 03. 输出轴最小直径的确定按机械 设计2式（ 15-2 ）初步估算轴的最小直径 。由输入轴 的输入功率P = 3.615kW 、 n = 34.28r/min ，轴的材料选择 40Cr ，调质处理。根据机械 33设计2表 15-3 ，取 A =104.5，于是得ip3 13 6153 = 104.5xmm = 52.91mmn34.283此轴径处有键存在，需要将轴径扩大 d = （1 + 3%）d= 54.50mm，输出33min轴最小轴径处要与联轴器相连，查课程设计手册1 表 8-2 选择凸缘联轴器03d = A3min 0GB/T 5843-2003 ）,联轴器的各项参数均符合要求，

25、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d、1轴孔长度 Y 型d /mm2GY7160060005560112（续表）DDbs转动惯量质量型号11/ 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l二7mm，两个小齿轮分别距离箱体内壁的距

26、离K-L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 l二64mm，前边以确A-B定此段轴的直径D 二22mm。A-B（2）由机械设计手册 表7-12查得毡圈D二45mm的轴径为30mm， 符合设计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定为 D二30mm，为了便于带轮B-C的拆卸将该段轴的长度设定为l二55mm。B-C（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 1表 6-6 查取轴承型号，初选 7207AC 角接触 球轴承轴承，

27、其尺寸为 d x D x B 二 35mmx 72mmx17mm，故 l = l = 17mm、C-D G -HD = D = 35mm。C-D G -H（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封闭的尺寸链，可以确定 出第四段轴的长度为l二116mm，根据轴承的装配要求该段轴的轴径为D-E60155：nu令養R.U:500 u1 B图 6-1 轴的结构与装配D = 42mm 。D-E（5）由齿轮的宽度B = 60mm，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l二60mm。E-F（6）根据轴承的定位安装

28、和齿轮的定位 D = 42mm， l = 16mm。F-G F-H3. 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 = 35mm，由于该轴 受力较大，所以根据课程设计手册 1表 6-6 初选角接触球轴承 7307AC 。该 轴承的尺寸参数为d xDxB = 35mmx80mmx21mm，考虑到该轴上两个齿轮 的定位故 l = 41mm、l = 44mm、D = D = 35mm。I-JM - NI-J M-N（2）该轴上小齿轮的宽度为95mm，由于齿轮需要固定，所以轴的长度应略短于齿轮的宽度，设计该短轴的长度l二91mm,轴的直径应略大J-K于第一段轴的直径设计为D = 40

29、mm。J-K（3）根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度h 0.07 D ，故取J - kh二4mm，则轴环处的直径 D = 40mm。轴环的宽度b 14h，取l = 7mm。K -LK -L（4）由中间轴上大齿轮的宽度 B2二55mm，轴的长度应略小于齿轮的 宽度故l = 51mm，轴径仍为D = 40mm。L-M L-M4. 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 l = 110mm， D = 55mm。U-V U-V（2）由机械设计手册 表7-12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

30、轴径定位 D = 60mm，为了便于联轴T-U器的拆卸将该段轴的长度设定为 l =50mm。T-U（ 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 1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 x D x B = 65mmx 100mmx18mm，故将两端轴的尺寸 分别设 计 为 l =18mm 考 虑 到 大 齿 轮 的 定 位 l =41mm ，S-T O-PD = D = 65mm 。O-P S-T（4）由大齿轮的宽度B = 90mm，轴的长度应略小于齿轮的宽度，所3以此段轴的长度设计为l = 86mm，轴的直

31、径略大于上一阶梯轴的直径所P-Q以 D = 74mm 。P-Q（5）根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度h 0.07 D ，故取P-Qh = 5mm，则轴环处的直径 D = 86mm。轴环的宽度b 14h，取l = 12mm。Q-R Q-R（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 l =71mm、R-SD = 74mm。R-S6.2 轴的校核6.2.1 输入轴校核1.齿轮上力的计算a = 20。和输已知小齿轮的分度圆尺寸参数 d = 55.1mm、0= 11.4783。、 入轴的转矩T = 7.506x 104N-mm。故

32、12T2x 7.506x104F = T =N = 2724.5Nte1 d55.11Fre1=f aana=2724.5te1 cos0tan20cosll.4783。N 二 1011.87NFae12.轴上力计算二 F tan0 二 2724.5x tanll.4783。N 二 553.23N te1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F 、F 、 r1H r1VFr2H、仁方向如图6-2所示。图 6-2 输入轴受力分析（1）在水平方向由EM = 0和SF = 0列写方程组，其中L = 107.5mm、1L = 142mm 、 L = 42mm 。23F - (L +

33、 L + L ) + F -d + F - (L + L ) + F - L = 0r2H 123 ae1 2 re1 12 r1H 1-(F )+ F + F + F = 0P min r1H re1 r2H联立解得F =1464.4N F = -1458.4Nr1Hr2H（2）在竖直方向由EM = 0和SF = 0，列写方程组F - (L + L ) - F - L 二 0r2V 2 3 te1 2F + F F 二 0r2V r1V te1联立解得F 二 621.9N F 二 2102.6Nr1V r2V3）作输入轴的载荷分析图图 6-3 输入轴载荷分析图（4）从轴的结构图弯矩和扭矩图可

34、以看出轴承1 的截面处是危险截面。 现将危险截面处的M h、M v及M的值列于下表（表6-2）。表6-2输入轴危险截面参数载荷水平面 H垂直面 V直反力 FF 二 1464.4Nr1HF =-1458 4Nr2HF = 621.9Nr1VF = 2102.6Nr1VM = -109420N - mmH1弯矩 MM = -46012N mmH2M = 88309.2NmmV1M = -61253NmmH3总弯矩M =109420N mm M12= 99577N mmM =107470Nmm3扭矩TT1=75060NmmcaM 2 + (aT )2i1 -W1094202 + (0.6 x 750

35、60)20.1x 353MPa 二 27.60MPa3.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 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，轴的计算应力已选定轴的材料为 40Cr ，调质处理，由课程设计 2表 15-1 查得0 二70MPa。因此c Q ，故安全。-1ca-16.2.2 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d = 244.9mm、d = 90.33mm、 230 二 11.4783。、0 二 156、a 二 20。和输入轴的转矩 T 二 3.

36、237 x 105N - mm。故 22T2x3.237x105F 二 2 二N 二 2643.53Nte2 d244.92F 二 F _tana = 2643.53re2te 2 cos0tan20cosll.4783。N 二 981.8NF 二 F tan0 二 2643.53xtanll.4783。N 二 536.79Nae2 te2Fte32T32 x 3.237 x10590.33N 二 7167.05NFre3,tanate3 cosB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 F、F、r3H r3VF 、 F ，方向如图 6-4 所示。r4H r4V图 6-4

37、中间轴受力分析tan20二 7167.05N 二 2708.36Ncos15.6F 二 F tan0 二 7167.0x tan15.6N 二 2001.08N ae3 te32.轴上力计算（1 ）在水平方向由EM = 0和2F = 0列写方程组，其中L二60mm、4L = 82mm、 L = 43mm。56F (L + L + L ) + F d2 + F d3 F (L + L ) + F L = 0r4Hae2 2 ae3 2 re2 45 re3 4re3 re2F + F + F F 二 0 r3H r4H联立解得=757.94N2）在竖直方向由Fr3HEM = 0 和 EF = 0

38、,F 二968.62Nr4H列写方程组联立解得Fr4V(L + L ) + F L 二 0 56 te2 45 te3 4F + F + F + F 二 0 r3V te3te 2r4Vte2Fr3V=5457.04N F =4353.54Nr4V4）作中间轴的载荷分布图阻7rc/ceUUrr3H匚Tm，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面。现将危险截面处的 M 、 M 及 M 的值列于下表（表 6-3）。HV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 F弯矩 MF = 757.94N r3HF = 968.62N r4HM

39、 = 45476.4NmmH1M = 44902.38mmH2=24079.28NmmF =5457.64Nr3VF = 4353.54Nr4V总弯矩扭矩TMH3MH4=41650.66N - mmM = 327458 4N mmV1M =187202.22NmmV2M =330601.13Nmm M12M =188744.49Nmm M34T = 323700Nmm2=330522.66N - mm二 191779.65N - 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

40、应力为脉动循环变应力，取 a = 0.6 ，轴的计算应力b 邛册 12 + 甲)2 =日30601.132 + (.6 6 323700)2 MPa = 51.66MPa caW0.1 X 403已选定轴的材料为 40Cr ，调质处理，由机械设计 2表 15-1 查得b = 70MPa。因此 c Q ，1ca1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轴的转矩 T = 1.0071X106N-mm。3d = 28967mm、 0 = 15.6。、a = 20 和输入4故2T2 x1.0071x106F =3 =N = 6953.43Nte4 d289.674tan

41、atan 20F = F= 6953.43N = 2627.64Nte4 cos0cos15.6tan20。re4Fae4=F tan0 = 6953.43 x tan15.6 N = 1941 43N te42. 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 F 、 Fr5H r5V图 6-6 输出轴受力分析I-1*寫哼r 0 jiL 1 1 JF 、 F ，方向如图 6-6 所示。r6H r6V1）在水平方向由EM = 0和SF = 0列写方程组，其中 L二53.8mm、7L = 117.8mm。8Fr6H(L + L ) + F d4 F L = 078 ae4

42、2 re4 7F + F F 二 0r5H r6H re4联立解得F 二 3442.44N F =814.8Nr5Hr4H（2）在竖直方向由EM = 0和SF = 0，列写方程组F (L + L ) F L 二 0r6V 78 te4 7二 0r5VF F + Fr6Vte 4联立解得F 二 4773.39Nr5V3）作输出轴的载荷分析图（图F 二 2180.04Nr6V6-7)从轴的结构图弯矩和扭矩图可以看出小齿轮的截面处是危险截面。现将危险截面处的M、M及M的值列于下表（表6-4）。HV（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

43、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Gca1 + 吟 宀316622.52 +(060011x106)2 MPa = 16.83MPa0.1 X 743已选定轴的材料为40Cr ,调质处理，由机械设计表15-1查得b 二70MPa。因此c 0.68F2192.6r2因为轴承中承受轻微载荷冲击，按机械设计 2表 13-6 ， fP取f二1.1。则PP 二 f F 二 1.1x 2066.7N 二 2273.37N1 P r1P 二 f(0.41F + 0.87F ) = 1.1x(0.41x2192.6 + 0.87x 195

44、8.59)N 二 2863.2N 2 P r 2a14. 验算轴承的寿命因为P P，所以按轴承2的承受力大小验算106 C10629000L 二 () 二()3 二 35445h 17250hn 60n P60x 488.57 2863.22故所选轴承寿命满足要求。5. 同理可以对其它轴上的轴承进行校核， 过程略去，校核结果如表 7-1 。表 7-1 轴承校核结果轴轴承型号可使用时间/h要求使用时间/h输入轴7207AC3544517250中间轴7307AC1884617250输出轴7013AC98332172507.2 键设计校核1. 对于输入轴上连接大带轮的键进行设计，选择键的连接类型和尺

45、寸 一般 7 级精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于大带轮在 轴端，故选用单圆头普通平键（ C 型）。根据D 二22mm从机械设计表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 A - Bb二6mm，高度h二6mm。由此段轴的长度并参考键的长度系列，取键长L 二 56mm。2. 校核键的连接强度 键和轮毂的材料分别为钢和灰铸铁，由机械设计 2表 6-2 查得许用挤压应 力b = 75MPa。键的工作长度l = L-b/2二56mm-3mm二53mm，键与轮毂P键槽的接触高度 k = 0.5h = 0.5x 6mm = 3mm 。由机械设计 2式（6-1）可得=42.92MPa Q P2T x1

46、032x 75.06x103Q =P kld3x53x 22键的标记为：键 C 6x56 GB/T 1096-2003 。3. 其它键的设计和校核办法与上相同，此处不再重复说明，其它键的 标记和校核结果如表 7-2 。表7-2键的标记和校核结果键的标记校核结果键的标记校核结果键 C6x56GB/T1096-2003合格键 12x80GB/T1096-2003合格键 12 x 45 GB/T1096-2003合格键 20 x 80 GB/T1096-2003合格第八章 齿轮轴承的润滑与轴承密封8.1 齿轮轴承润滑开式及半开式齿轮传动，或速度较低的闭式齿轮传动，通常用人工周 期性的加润滑油，所以润滑剂为润滑油或润滑脂。通用的闭式齿轮传动， 其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小而定。当齿