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，校核洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）I目 录前 言 .1第 1 章 产品简介与
2、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
3、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 轴的尺寸设计 186.2 轴的校核 21洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）II6.2.1 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洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）0前 言通过本次设计意在加强自己对机械设计的总体认识
4、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
5、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
6、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：大批量生产；2（5）设计参数：运动带工作拉力 运输带工作速度 卷筒N370Fm/s9.0V直径 ；m0D（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： 之间。%53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
7、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 由机器工作阻力和运动参数计算求得，如图 1-1 所示电wP动机所需功率为（2-1）kW10wFv式中工作阻力 ，工作机线速度 ， 为工作机的效率。N37F
8、m/s9.0w传动机总效率 的计算公式为w（2-2）n210w传动系统的传动效率分别为：V 带传 、轴承组 1 、齿轮组 196.098.0、轴承组 2 、齿轮组 2 、轴承组 3 、联轴器9.0298.345、轴承组 4 、平带 。6 708.将数据带入式（2-1） 、 （2-2）计算得到43.957kW84.0137wP由于 Y 系列的电机，通常多选用转速为 和 。查询课程设r/min10r/in10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 电动机参数电动机型号额定功率/ kW满载转速/（ ）rin堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/
9、 kgY112M-4 4 1440 2.2 2.3 432.3 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5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（3-1）wm/ni式中 为电动机满载转速 ； 为执行机构转速mnri14034.8r/in/6wDvn所以 .1r/mi38.410i多级传动中，总传动比为（3-2）n321ii其中本传动系统分别经过三级减速， 为带
10、轮的传动比， 为第一组齿轮的12i传动比， 为第二组齿轮的传动比。根据 V 带传动的传动比范围为 ，齿轮的3i 4传动比为 ，且 ，所以传动比的分配如下532)5.(ii31i4.63.2 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 480r/minr/i1minr/i2.17r/i452.802i3.5r/inr/in6.3173in三根轴的功率依次为 .84kW9.04d1P738.322 6kW62.39.0873.432 P三根轴的转矩依次为，其中 为电机转矩dTmN5.140590md n1.7639.26101 i04.28.722 T9.0
11、4343i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 )r/min(功率 kW/P转矩 mN/T轴 1 480 3.84 76.41轴 2 107.82 3.73 330.04轴 3 32.51 3.62 1062.967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，小带轮的转速 ，传动比 ，双班制。kW4dPr/min140n31i4.2 带轮设计计算1.确定输入功率 caP查机械设计 2表 8-7 得工作情况系数 ，故1.AK4kW.ca2.选择 V 带带型根据 、 由机械设计 2图 8-1
12、1 选用 A 型caPmn3.确定带轮的基准直径 并验算带速d1v（1）初选小带轮的基准直径 。由机械设计 2表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径 。95d（2）验算带速 。按机械设计 2式（8-13）验算带的速度v7.16m/s/s10649501dn因为 ，故带速合适。m/s3/s5v（3）计算大带轮的基准直径。根据机械设计 2式（8-15a） ，计算大带轮的基准直径 d2 m28593d12i根据机械设计 2表 8-8 圆整为 280mm。4.确定 V 带的中心距 和基准长度adL（1）根据机械设计 2 式（8-20） ，初定中心距 ;720a（2）由机械设计 2式（8-22）计算
13、带所需的基准长度 02d1d210d 4)()(2aaL8m93.20474)95280()(2702由机械设计 2表 8-2 选带的基准长度 。dL（3）按机械设计 2式（8-23）计算实际中心距 。a70)293.047(2d00 La5.验算小带轮上的包角 1 9086.14703.5)98(03.5)(180d2 a6.计算带的根数 z（1）计算单根 V 带的额定功率 。rP由 和 ，查机械设计 2表 8-4a 的 。根m95d/in140n kW186.0P据 ， 和 A 型带，查机械设计 2表 8-4b 得 。查机r/i401n3 9械设计 2表 8-5 的 ，表 8-2 的 ，于
14、是96.K03.1LKk34.196.)86.()(L0rr P（2）计算 V 带的根数 z2.34.1rca取 4 根。7.计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0)(F由机械设计 2表 8-3 的 A 型带的单位长度质量 所以kg/m1.0q28.35N67.496.)52()5.2(0)( 2camin0 qvzKPF8.计算压轴力 85.107N2.sin35.182sin)(2)(1m0inp Fz4.3 带轮设计参数汇总9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 95大带轮 280A 4 700 200010第 5 章 齿轮设计5.
15、1 齿轮组 1 设计要求 由于带轮圆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 ，小齿轮的转速为 ，传动比为kW84.31Pr/min57.48n，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，452.i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 （调质） ，硬Cr40度为 280HBS，大齿轮材料为 45
16、钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数为 ，大齿轮齿数 ，取231z 396.10245.23z。102z（5）选取螺旋角。初选螺旋角 。42.按齿面接触强度设计按机械设计 2式（10-21 ）试算，即（5-1 ）2HEd1t31t )(2ZuTK（1）确定工公式内的各计算数值1）试选 。6.tK2）计算小齿轮传递的转矩 mN107.56N57.483109105.9 41 nPT3）由机械设计 2表 10-7 选取齿宽系数 。1d114）由机械设计 2表 10-6 查的材料的弹性影响系数为 21EMPa8.9Z5）由机械设计 2图 10-21d 按齿面
17、硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPa60Hlim 50Hlim6）由机械设计 2（10-13 ）计算应力循环次数 91 1072.)3682(157.4860 hjLnN92.35.477）由机械设计 2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ； 。95.0HN1K9.0HN28）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 ，安全系数 S=1，由机械设计 2式(10-12)的%1570MPa695.01limHNSK42li29）由机械设计 2图 10-30 选取区域系数 。3.2HZ10）由机械设计 2图 10-26 查得 ， ，则76.01890。65.1111）许用接
18、触应力 MPa25.7a25.4702H1H （2）计算1）计算小齿轮的分度圆直径 m59.4)25.789143(5.65.1074t1 d2）计算圆周速度 /s.1m/106489.106tndv3）计算齿宽 及模数 。bntm5t1d122.09m2314cos59.zcos1tnt dm73.0.2.nth54.173.9/b4）计算纵向重合度 824.1tan28.0tan318.0d z5）计算载荷系数 K由机械设计 2表 10-2 查的 ，根据 ，7 级精度，由机械设计 2Am/s5.v图 10-8 查的动载系数 ；由机械设计 2表 10-4 查得 的值与直齿轮的相1.V HK同
19、，故 ；由机械设计 2图 10-13 查得 ，由机械设计 2表 10-3417.Hk 34.1Fk查得 F 2.7.0.1HVAK6）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m4.56.1259.43t3t1 d7）计算模数 。nm30.223cos7.cos1z3.按齿根弯曲强度设计由机械设计 2式(10-7)(5-2)cos2FSa1d2nYzKTm(1)确定计算参数1）计算载荷系数 01.234.107.FVAK2）根据纵向重合度 ，从机械设计 2图 10-28 查得螺旋角影响系数824.1。8.0Y3）计算当量齿数。1318.254cos331vz6.0
20、332vz4）查取齿形系数。由机械设计 2表 10-5 查得 ； 。614.FaY170.2FaY5）查取应力校正系数由机械设计 2表 10-5 查得 ； 。590.Sa193.Sa26）计算大、小齿轮的 并加以比较F01397.7.31564.21FaY8.0.2Fa大齿轮数值大。（2）设计计算 m65.10583.65.12314cos80.70243n m对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于齿根弯曲疲劳强n度计算的法面模数，取 ，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳m.n强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于47.51d是有 2.62cos.4co
21、sn1dz取 ，则 ，取 。261z752.2 624.几何尺寸计算（1）计算中心距 m35.146cos2)16(cos2)(n1 mza将中心距定为 145mm。14（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 6752.14cos2)6(2)(cosn1 armzar因为 值改变太多，故参数 、 、 等参数需要修正。KHZ5.对齿轮进行修正计算经过修正计算得到 、 、271z10m1056.a6.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 4783.1.cos2)07(2)(cosn1 armzar由 值改变太多，故参数 、 、 等参数不需要再修正。KHZ（2）
22、计算大、小齿轮的分度圆直径 m1.54783.1cos2n1 zd90.4.0n2m（3）计算齿轮宽度 m1.5.1db圆整后取 ； 。601B515.3 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 ，小齿轮的转速为 ，传kW726.3Pr/min93.10n动比为 ，工作寿命为 10 年双班制，带式输送机工作平稳，转向转速都97.3i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 、 、293z34z、 、 、 、 。m190a3n6.5m3.90d67.84d5.4
23、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。15表 5-1 高速级和低速级齿轮组尺寸参数(续表)级别 *ahm/Ba/mm D/mm高速级 60151150 1.5d90.24低速级1 934190 390678级别 1z2z/mmnm）（ /）（ /n高速级 27 120 2 2.0408 2481低速级 29 93 3 3.1147 063516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、 ，轴的材料选择 ，调质处理。根据机械设计 2表kW84.
24、31Pr/min57.81nCr4015-3，取 ，于是得0A m78.25.483.1030min1 PAd此轴径处有键存在，故需要将轴径扩大 。又由于40.1%)1(ind该处轴要与大带轮轮毂相连接，故将轴径圆整，即 。2.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、 ，轴的材料选择 ，调质处理。根据机械设计kW726.3Pr/min93.102nCr402表 15-3，取 ，于是得54A m82.39.107265.3230min2 Pd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 2式
25、（15-2 ）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率、 ，轴的材料选择 ，调质处理。根据机械设计kW615.3Pr/in28.34nCr402表 15-3，取 ，于是得50A m91.528.34615.03min3 Pd此轴径处有键存在，需要将轴径扩大 ，输出轴最0.4%)(in3d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（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。17表 6-1 GY8 凸缘联轴器参数型号 公称转速/ ）（ mN许用转速 /）（ rin轴孔直径、 /mm1d2轴孔长度 Y 型GY7 1600
26、6000 55 60 112（续表）型号Dm/1/m/1b/s/转动惯量 ）（ 2mkg/质量 kg/GY7 160 100 40 56 8 0.031 13.16.1.2 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 ，两个小齿轮分别距离箱体内壁的距离为 8mm，这样就确m7L-Kl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 ，前边以确定此段轴的直
27、m64B-Al径 。m2B-AD（2）由机械设计手册 1表 7-12 查得毡圈 的轴径为 30mm，符合设5D计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定为 ，为了便于带轮的拆卸将该30C-B段轴的长度设定为 。5C-Bl（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，其尺寸为 ，故 、m17235Dd m17H-GD-Cl。mH-G-C（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 ，根据轴承的装配要
28、求该段轴的轴径为16E-Dl18图 6-1 轴的结构与装配。m42E-D（5）由齿轮的宽度 ，又由于齿轮的分度圆和上一级轴径差别不大，601B所以将该轴做成齿轮轴，即 。mF-El（6）根据轴承的定位安装和齿轮的定位 ， 。m42G-FD16H-Fl3.中间轴尺寸确定19（1）根据前边计算确定了该段轴的的最小轴径 ，由于该轴受力较m35D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 ，考虑到该轴上两个齿轮的定位故m218035BDd、 、 。m41J-Il4N-Ml 35N-MJ-ID（2）该轴上小齿轮的宽度为 95mm，由于齿轮需要固定，所以轴的
29、长度应略短于齿轮的宽度，设计该短轴的长度 ，轴的直径应略大于第一段轴的91K-Jl直径设计为 。40K-J（3）根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度 ，故取 ，kJ07.Dhm4h则轴环处的直径 。轴环的宽度 ，取 。mL-Db14L-Kl（4）由中间轴上大齿轮的宽度 ，轴的长度应略小于齿轮的宽度故m52B，轴径仍为 。51M-Ll 40M-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 ， 。10V-Ul 5V-UD（2）由机械设计手册 1表 7-12 查得毡圈 的轴径为 60mm，符合设m80计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定位 ，为
30、了便于联轴器的拆卸将6-T该段轴的长度设定为 。m50U-Tl（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 ，故将两端轴的尺寸分别设计为18065BDd考虑到大齿轮的定位 ， 。m18T-Sl 4P-Ol m65T-SP-OD（4）由大齿轮的宽度 ，轴的长度应略小于齿轮的宽度，所以此段m93轴的长度设计为 ，轴的直径略大于上一阶梯轴的直径所以86Q-Pl。7Q-P（5）根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度 ，故取 ，QP07.h5h则轴环处的直径 。轴环的宽度 ，取 。86R-Q
31、Db14m12R-l（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 、7S-l。m74S-R206.2 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 、 、 和输入轴m1.5d4783.120的转矩 。故N1056.741T 2.5N1.5067241tedTF1.87483.costan.cosanter1 2.57t5.27tea F2.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 、 、r1HFrV、 ，方向如图 6-2 所示。r2HFrV图 6-2 输入轴受力分析
32、（1）在水平方向由 和 列写方程组，其中 、0MFm5.107L、 。m42L423L)(2)( 1rH21re1ae31rH FdLF0(rrer1HminPF联立解得N4.6r1H4.58r2（2）在竖直方向由 和 ，列写方程组0M0)(2te132rVLF210te1rVr2F联立解得N9.6r1VF6.2r（3）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以看出轴承 1 的截面处是危险截面。现将危险截面处的 、 及 的值列于下表（表 6-2） 。HMV22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 FN4.16rF582N9.62
33、1rF01弯矩 Mm091H462533 m2.8391VM总弯矩 N109N9572N0743扭矩 T061T3.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 ，轴的计算应力6.0 MPa60.27a351.0)760(942)( 2212 WTMca已选定轴的材料为 ，调质处理，由课程设计 2表 15-1 查得Cr0。因此 ，故安全。P701 1ca6.2.2 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 、 、m9.24d3.0d、 、 和输
34、入轴的转矩 。故4783.16.1520mN17.5T6.9.4103752tedTF981cos2tan.6cosanter2 N7.536471t53.24tea F.0.9053tedT232708.36N6.15costan0.7costan3er F.t.tea 2.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 、 、r3HFrV、 ，方向如图 6-4 所示。r4HFrV图 6-4 中间轴受力分析（1）在水平方向由 和 列写方程组，其中 、0MFm604L、 。m825L436 )(2)( 4re354re3ae2ae65rH FdLF0rer3r4Hr3F
35、F联立解得N9.75r362.98r4（2）在竖直方向由 和 ，列写方程组0M0)()( 4te354te2654rV LFLFrVt3trF联立解得N04.57r3VN54.3r（4）作中间轴的载荷分布图24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 、 及 的值列于下表（表 6-3） 。HMV25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 FN94.753r6284 N64.573rF4弯矩 Mm.1H90328.473N615H m.327581VM0总弯矩3.0 N6.3522m49873 1974扭
36、矩 T02T（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 ，轴的计算应力6.0 MPa6.51a401.)3276(3)(2221 WTMca已选定轴的材料为 ，调质处理，由机械设计 2表 15-1 查得Cr40。因此 ，故安全。P701 1ca6.2.3 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 、 、 和输入轴的m67.2894d6.1520转矩 。故mN107.63T 93.4N67.2890143tedTF2675costan.cosa
37、nter4 43.19t43.69tea F2.轴上力计算26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 、 、r5HFrV、 ，方向如图 6-6 所示。r6HFrV图 6-6 输出轴受力分析（1）在水平方向由 和 列写方程组，其中 、0MFm8.537L。m8.7L 02)( 7re4ae487r6HdLrer6Hr5F联立解得N4.32r5HF8.14r（2）在竖直方向由 和 ，列写方程组0M0)(7te487r6VLFr5Vt联立解得N39.47r5VF04.218r6（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危险截面。现将危险截面处的 、 及 的值列于下表（表 6-4） 。HMV（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 ，轴的计算应力6.0 MPa83.16a741.0)10.6(532)( 326221 WTMca
