機械設計課程設計帶式輸送機

經(jīng)典word整理文檔，僅參考，雙擊此處可刪除頁眉頁腳。本資料屬于網(wǎng)絡整理，如有侵權，請聯(lián)系刪除，謝謝！洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）摘要本設計根據(jù)課程設計任務，對帶式輸送機傳送裝置的傳動機構進行了選擇電機進行了選擇，然后擬定了總體傳動方案。該傳動系統(tǒng)通過三級減速達到要求轉速，分別為帶傳動和兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的減速，其中帶傳動有過載保護的作用，減速器能夠保證精確的傳動比。接著依次對減速比進行了分配、對帶輪、齒輪和軸進行了設計和校核、對軸承和鍵進行了選擇和校核，均能滿足工作要求。最后對潤滑和密封裝置進行了設計，本說明書對箱體和其它零件的設計沒有再做介紹。關鍵詞：帶式輸送機，設計，校核I洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）目錄前言...........................................................................................................1第1章產(chǎn)品簡介與設計任務.....................................................................21.1帶式輸送機傳動裝置簡介.............................................................21.2課程設計任務..................................................................................2第2章機械系統(tǒng)總體設計.........................................................................42.1機械系統(tǒng)運動方案擬定.................................................................42.2電動機選擇.....................................................................................42.2.1選擇電動機的類型...............................................................42.2.2選擇電動機功率....................................................................42.3減速器設計方案擬定......................................................................5第3章傳動裝置總體設計.........................................................................63.1總傳動比及各級傳動比分配.........................................................63.2傳動裝置的運動和動力參數(shù).........................................................6第4章帶輪設計計算.................................................................................84.1帶輪設計要求.................................................................................84.2帶輪設計計算.................................................................................84.3帶輪設計參數(shù)匯總..........................................................................9第5章齒輪設計.......................................................................................115.1齒輪組1設計要求........................................................................115.2齒輪組1設計...............................................................................115.3齒輪組2設計................................................................................155.4齒輪參數(shù)匯總...............................................................................16第六章軸設計與校核...............................................................................176.1軸的設計........................................................................................176.1.1初步確定各軸的最小直徑..................................................176.1.2軸的尺寸設計......................................................................186.2軸的校核........................................................................................21II洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）6.2.1輸入軸校核..........................................................................216.2.2中間軸校核..........................................................................236.2.3輸出軸校核..........................................................................26第七章軸上零件設計與校核...................................................................307.1軸承校核........................................................................................307.2鍵設計校核....................................................................................31第八章齒輪軸承的潤滑與軸承密封.......................................................338.1齒輪軸承潤滑................................................................................338.2軸承的密封....................................................................................33結論.........................................................................................................34謝辭...........................................................................................................35參考文獻.....................................................................................................36III洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）前言通過本次設計意在加強自己對機械設計的總體認識和計算、繪圖、設計能力。以培養(yǎng)自己良好的設計習慣，對于以后的學習工作起到了巨大的作用。本設計對帶式輸送機傳動裝置，進行了總體的設計和部分零件的設計，并對二級減速器裝配圖和中間軸上大齒輪、輸出軸的零件圖進行了繪制。帶式輸送機傳動裝置現(xiàn)已在工業(yè)的各個領域得到了廣泛的應用，例如煤炭、礦山、港口、電站、建材、冶金、食品等行業(yè)。國外先進的廠家已經(jīng)將該產(chǎn)品實現(xiàn)了自動化智能化控制，國內在此方面還比較落后。我們應加大在此方面的投資和研究。本設計面對的主要問題就是傳動方案和二級減速器的設計。本著經(jīng)濟、實用、簡單的原則，我對該傳動裝置進行合理設計并對其性能進行了公式和經(jīng)驗校核，校核結果達到了設計要求和使用要求。1洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）第1章1.1帶式輸送機傳動裝置簡介帶式輸送機傳動裝置是指使用傳送帶輸送產(chǎn)品或物料的裝置。其主要是通過把電動機的旋轉運動裝換為傳送帶的直線運動來實現(xiàn)其使用功能。帶式輸送機傳動裝置促進了流水線生產(chǎn)和自動化生產(chǎn)的發(fā)展進程，大大提高了生產(chǎn)效率。帶式輸送機現(xiàn)已廣泛的運用于煤炭、礦山、港口、電站、建材、冶金、食品等行業(yè)。帶式送傳送裝置主要由主動機、減速裝置和傳送裝置組成。本設計主動機使用電機，然后通過帶輪和減速器進行減速，最后通過聯(lián)軸器跟輸送帶連接以實現(xiàn)輸送機的輸送功能。圖1-1為本設計的結構和布置簡圖。圖1.2課程設計任務（1）減速器類型：兩級圓柱齒輪減速器；（2）載荷情況：載荷平穩(wěn)單向運動；（3）工作制度：雙班制；2洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）（4）生產(chǎn)規(guī)模：大批量生產(chǎn)；（5）設計參數(shù)：運動帶工作拉力3700N運輸帶工作速度0.9m/sFV卷筒直徑500mm；D（6）減速器外廓尺寸：結構緊湊；（7）使用年限：十年大修期三年；（8）運送帶速度允許誤差：5%之間。3洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）第2章2.1機械系統(tǒng)運動方案擬定考慮到經(jīng)濟型和互換性，動力機選擇價格較為便宜、參數(shù)可選范圍廣泛的三項異步電動機。由于輪有著良好的過載保護作用，二級減速器能夠保證精確的傳動比。所以減速裝置主要使用帶輪傳動和二級減速器。二級減速器和傳送平帶通過普通的聯(lián)軸器進行連接。此方案結構簡單、經(jīng)濟性好、可靠性高。2.2電動機選擇2.2.1選擇電動機的類型選擇電動機的類型主要根據(jù)工作機械的工作載荷特性，有無沖擊，過載情況，調速范圍，啟動、制動的頻繁程度以及電網(wǎng)的供電狀況等。本設計的輸送帶要求電動機輸出恒定的轉矩，又由于輸送機不經(jīng)常啟動載荷平穩(wěn)單項運動，所以選擇常用的Y系列三相異步電動機。2.2.2選擇電動機功率工作機所需的功率P由機器工作阻力和運動參數(shù)計算求得，如圖w1-1所示電動機所需功率為FvPwkW（2-1）1000w式中工作阻力F3700N，工作機線速度v0.9m/s，為工作機的效w率。傳動機總效率的計算公式為w（2-2）w012n傳動系統(tǒng)的傳動效率分別為：V帶傳0.96、軸承組10.98、齒10輪組10.99、軸承組20.98、齒輪組20.99、軸承組30.98、2345聯(lián)軸器0.99、軸承組40.97、平帶0.98。6784洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）將數(shù)據(jù)帶入式（2-12-2）計算得到37000.9Pw10000.8334kW3.9957kW由于Y系列的電機，通常多選用轉速為1500r/min和1000r/min程設計手冊表12-1選擇型號為Y112M-4電動機較為合適。表/kg//（）r/minkW42.3減速器設計方案擬定考慮到本傳動的轉矩不大，工作環(huán)境狀況較好，所以確定減速器類型為展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。由于斜齒輪會產(chǎn)生軸向力，齒輪的旋向做以下設計可以抵消部分軸向力，結構簡圖如圖2-2。圖5洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）第3章3.1總傳動比及各級傳動比分配傳動裝置的總傳動比為in/n（3-1）mw式中n為電動機滿載轉速n1440r/min；n為執(zhí)行機構轉速mmw1000vnr/min34.38r/minwD1440r/min所以i多級傳動中，總傳動比為iiiii（3-2）123n其中本傳動系統(tǒng)分別經(jīng)過三級減速，為帶輪的傳動比，為第一組齒i2i1輪的傳動比，i為第二組齒輪的傳動比。根據(jù)V帶傳動的傳動比范圍為32~4，齒輪的傳動比為3~5，且~1.5)，所以傳動比的分配如下i2i3i3i4.452i3.3161233.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)設電動機的三根軸依次為1、2、3軸。三根軸的轉速依次為ni3n1m1n1i2n107.82r/min2n107.82n23i3三根軸的功率依次為PP40.96kW3.84kW1d03.840.980.99kW3.73kWPP21126洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）3.730.980.99kW3.62kWPP3234三根軸的轉矩依次為，其中T為電機轉矩dPdn4TdNm26.53NmmTTi26.530.96376.41Nm1d0176.410.980.994.452330.04NmTTi21122330.040.980.993.3161062.96NmTTi32342各軸的運動和動力參數(shù)如表3-1。表n/(r/min)P/kWT/Nm軸1軸2軸37洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）第4章4.1帶輪設計要求小帶輪和電機相連接，大帶輪和減速器的輸入軸相連，可知帶輪的輸入功率P4kW，小帶輪的轉速1440，傳動比i3，雙班制。nm1d4.2帶輪設計計算1.確定輸入功率Pca查機械設計表8-7得工作情況系數(shù)K1.1，故[2]APK1.14kW4.4kWA2.選擇V帶帶型根據(jù)P、由機械設計圖8-11選用A型[2]nmca3.確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速v（1）初選小帶輪的基準直徑d。由機械設計表8-6和8-8，取小帶[2]d1輪的基準直徑d95mm。（2）驗算帶速。按機械設計式（8-13）驗算帶的速度v[2]dn951440vm/s7.16m/sd11601000601000因為5m/sv30m/s，故帶速合適。（3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)機械設計輪的基準直徑d式（8-15a[2]did3根據(jù)機械設計表8-8圓整為280mm。[2]4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld（1）根據(jù)機械設計式（8-20a720mm;[2]0（2）由機械設計式（8-22）計算帶所需的基準長度[2](dd)2L2a(dd)d2d124ad00d1d208洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）(28095)24[2(2802由機械設計表8-2選帶的基準長度L2000。[2]d（3）按機械設計式（8-23）計算實際中心距。[2]aLL20002040.93aa(720d0)mm700mmd2205.驗算小帶輪上的包角1(dd)(280164.861a6.計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率P。r由d95mm和n1440，查機械設計表8-4a的P1.1886kW。根[2]10據(jù)1440，3和A型帶，查機械設計表8-4b得P0.169kW。ni[2]110查機械設計表8-5的K0.96，表8-2的K1.03，于是[2]αLP(PP)KK0.169)0.961.031.34kWrr0αL（2）計算V帶的根數(shù)zP4.4z3.28caP1.34r取4根。7.計算單根V帶的初拉力的最小值(F)0min由機械設計表8-3的A型帶的單位長度質量q所以[2](2.5K)P(2.50.96)4.40.964(F)0.1]N22αK0α8.計算壓軸力164.86(F)2z(F)sin24128.35sinN1017.85N122pmin0min4.3帶輪設計參數(shù)匯總9洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）表/A410洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）第5章5.1齒輪組1設計要求由于帶輪圓整后傳動比發(fā)生變化，對齒輪組1的輸入?yún)?shù)進行修正。修正后齒輪組1的輸入功率為3.84kW，小齒輪的轉速為P1n488.571，傳動比為4.452，工作壽命為10年雙班制，帶式輸送i1機工作平穩(wěn)，轉向轉速都不改變，根據(jù)此條件進行齒輪組1的設計。5.2齒輪組1設計1.選定齒輪類型、精度等級、材料齒數(shù)（1）選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）帶式輸送機一般為工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88（3表10-1選擇小齒輪材料為Cr[2]硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)為z23，大齒輪齒數(shù)z234.452102.396，取12z102。2（5）選取螺旋角。初選螺旋角2.按齒面接觸強度設計。按機械設計式（10-21）試算，即[2]321KTut1ZZHd1t()E（5-1）2]udαH（1）確定工公式內的各計算數(shù)值1）試選K1.6。t2）計算小齒輪傳遞的轉矩95.510P95.5103.8455T1Nmm7.506101。Nmm14n1488.573）由機械設計表10-7選取齒寬系數(shù)[2]d11洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）124）由機械設計表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)為Z[2]E5）由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極[2]限600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限550MPa。6）由機械設計（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)[2]N60njL60488.5712(2836510)1.71210911h109N827）由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K0.95；[2]K0.99。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由機械設計式(10-12)的[2]K]0.95600MPa570MPa0.95550MPa544.5MPaHN1lim1H1SK]HN2lim2H2S9）由機械設計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z2.433。[2]H10）由機械設計圖10-26查得0.766，0.890，則[2]121.656。α11）許用接觸應力]]570544.5]H2MPa557.25MPaH122H（2）計算1）計算小齒輪的分度圓直徑21.67.506105.4522.4331.89.84d1t()mm49.59mm211.6564.452557.252）計算圓周速度vdn49.59480m/s1.25m/s1t16010006010003）計算齒寬b及模數(shù)m。nt12洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）bd149.59d1tdcos49.59cos14mmm2.09mm1tz123nth2.25m2.2549.59b/h10.544.7034）計算縱向重合度β1tan14zd1β5）計算載荷系數(shù)K由機械設計表10-2查的K1，根據(jù)v1.25m/s，7級精度，由機械[2]A設計圖10-8查的動載系數(shù)K1.11；由機械設計表10-4查得K的值[2][2]Vβ與直齒輪的相同，故k；由機械設計圖10-13查得k，由[2]Hββ機械設計表10-3查得kk1.4[2]HααKKKKK11.071.41.4172.12AVHαHβ6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由機械設計式(10-10a)[2]得332.121.6KKdd54.47mm11tt7）計算模數(shù)。mndcos54.47cos14mmm2.30mm123nz13.按齒根彎曲強度設計由機械設計式(10-7)[2]2KTY2YY(5-2)m]nz2d1αF(1)確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)KKKKK11.071.41.342.01AVαβ2）根據(jù)縱向重合度圖10-28查得螺旋角影響[2]β13洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）系數(shù)Y。β3）計算當量齒數(shù)。zz25.18133zz2334）查取齒形系數(shù)。由機械設計表10-5查得Y2.6164；Y2.1707。[2]5）查取應力校正系數(shù)由機械設計表10-5查得Y1.5909；Y1.7993。[2]YY6）計算大、小齒輪的并加以比較FaFa[]FYY]310.71F1YY]F2大齒輪數(shù)值大。（2）設計計算322.017.506100.88cos1442m1.65mm1231.656n2對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲mn疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m，已滿足彎曲強度。但為了同時n滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d54.47來1計算應有的齒數(shù)。于是有dcos54.47cos14z126.421m2n取z26，則z115.752，取z116。1224.幾何尺寸計算（1）計算中心距14洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）(zz)m(26116)22cos14an122將中心距定為145mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角(zz)m(26116)2arccosarcosn11.6752122a2cos14因為值改變太多，故參數(shù)5.對齒輪進行修正計算、K、等參數(shù)需要修正。ZβαH經(jīng)過修正計算得到z27、z120、a150.1056mm126.再次進行幾何尺寸計算（1）將中心距圓整為150mm，按圓整后的中心距修正螺旋角(zz)m(27120)2arcosarcosn122a2cos11.4783由值改變太多，故參數(shù)、K、等參數(shù)不需要再修正。ZβαH（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑zm12d1nzm22dn2（3）計算齒輪寬度bd1d1圓整后取B60；B。115.3齒輪組2設計由齒輪組1設計跟最初確定數(shù)據(jù)有所變化，對齒輪組2的輸入?yún)?shù)進行修正，修正后齒輪組1的輸入功率P3.726kW，小齒輪的轉速為2n，傳動比為i3.1971，工作壽命為10年雙班制，帶式輸送21機工作平穩(wěn)，轉向轉速都不改變，根據(jù)此條件進行齒輪組2的設計。設計計算過程同齒輪組1，齒輪組2的計算結果為z、z93、34a190mm、m3、15.6、d90.33mm、289.67。dn3415洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）5.4齒輪參數(shù)匯總齒輪組1和齒輪組2的尺寸參數(shù)如表5-1所示。表m/）/）z1z2nn23(續(xù)表)B/mmh*a9055.1244.90289.67B1B1d1dd241B4d90.331B316洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）6.1軸的設計6.1.1初步確定各軸的最小直徑1.輸入軸最小直徑的確定按機械設計式（15-2）初步估算軸的最小直徑。由輸入軸的輸入功率[2]P3.84kW、n488.57，軸的材料選擇Cr，調質處理。根據(jù)機械11設計表15-3，取A104.5，于是得[2]0333.84P1n1dA3%)d488.571min0此軸徑處有鍵存在，故需要將軸徑擴大。又d11min由于該處軸要與大帶輪輪轂相連接，故將軸徑圓整，即d22mm。12.中間軸最小直徑的確定按機械設計式（15-2）初步估算軸的最小直徑。由輸入軸的輸入功率[2]P3.726kW、n，軸的材料選擇Cr，調質處理。根據(jù)機械22設計表15-3，取A104.5，于是得[2]0333.726P2ndA33.82mm109.932min02由于中間軸的最小直徑處要與軸承連接，所以講軸徑圓整為35mm。3.輸出軸最小直徑的確定按機械設計式（15-2）初步估算軸的最小直徑。由輸入軸的輸入功率[2]P3.615kW、n34.28r/min，軸的材料選擇Cr，調質處理。根據(jù)機械33設計表15-3，取A104.5，于是得[2]0333.61534.28P3n3dA3min0此軸徑處有鍵存在，需要將軸徑擴大d3%)d，輸出33min軸最小軸徑處要與聯(lián)軸器相連，查課程設計手冊表8-2選擇凸緣聯(lián)軸器[1]（GB/T5843-2003,聯(lián)軸器的各項參數(shù)均符合要求，聯(lián)軸器的參數(shù)如表6-117洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）所示。表Y型N）/（r/min）/d、d12（續(xù)表）D1b1s/mm8D/mm/mm/mm/mm/kgm）/kg26.1.2軸的尺寸設計1.擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)第五章齒輪參數(shù)和三根軸的中心距并考慮到軸上零件的定位，在圖紙上畫出裝配草圖如圖6-1，在不影響性能的情況下為了使整體結構緊湊設定中間兩齒輪的距離l7K-L為8mm，這樣就確定了齒輪的位置。2.輸入軸尺寸的確定（1）由大帶輪的參數(shù)可以確定出大帶輪的輪轂寬度為65mm帶輪能夠被固定，所以軸的長度略短于輪轂寬度故l64，前邊以確A-B定此段軸的直徑D。A-B（2）由機械設計手冊表7-12查得氈圈D45mm的軸徑為30mm，[1]符合設計要求，故將第二段階梯軸的軸徑定為D30mm，為了便于帶輪B-C的拆卸將該段軸的長度設定為l55mm。B-C（3）第三段軸徑應略大于第二段軸徑，因為該段軸徑和第七段都需要安裝軸承，由課程設計手冊表6-6查取軸承型號，初選7207AC角接觸球軸承軸承，其尺寸為dDB35mm72mm17mmll17mm、[1]C-DG-HDD35mm。C-DG-H（4）根據(jù)軸承內端面與箱體內壁的距離為8mm，還根據(jù)中間軸上小齒輪和大齒輪的定位尺寸，與輸入軸上齒輪構成封閉的尺寸鏈，可以確定出第四段軸的長度為l116，根據(jù)軸承的裝配要求該段軸的軸徑為D-E18洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）圖D。D-E（5）由齒輪的寬度B60，又由于齒輪的分度圓和上一級軸徑差1別不大，所以將該軸做成齒輪軸，即l。E-F（6）根據(jù)軸承的定位安裝和齒輪的定位D42mm，l。F-GF-H19洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）3.中間軸尺寸確定（1）根據(jù)前邊計算確定了該段軸的的最小軸徑受力較大，所以根據(jù)課程設計手冊表6-6初選角接觸球軸承7307AC。該軸承的尺寸參數(shù)為35mm80mm，考慮到該軸上兩個齒輪D35mm，由于該軸[1]dDB的定位故l、l44mm、DD。I-JM-NI-JM-N（2）該軸上小齒輪的寬度為95mm，由于齒輪需要固定，所以軸的長度應略短于齒輪的寬度，設計該短軸的長度l，軸的直徑應略大J-K于第一段軸的直徑設計為D40mm。J-K（3）根據(jù)上一段軸設計第三段軸，軸肩高度h0.07D，故取Jkh4mmDb14hl。K-LK-L（4）由中間軸上大齒輪的寬度B，軸的長度應略小于齒輪的2寬度故l5，軸徑仍為D。L-ML-M4.輸出軸尺寸的確定（1）輸出軸從由向左設計，由所選用的聯(lián)軸器確定第一段的尺寸，軸的長度略小于軸孔長度，故l110mm，D55mm。U-VU-V（2）由機械設計手冊表7-12查得氈圈D80mm的軸徑為60mm，[1]符合設計要求，故將第二段階梯軸的軸徑定位D60mm，為了便于聯(lián)軸T-U器的拆卸將該段軸的長度設定為l50mm。T-U（3）第三段軸徑應略大于第二段軸徑，因為該段軸徑和第七段都需要安裝軸承，由課程設計手冊表6-6查取軸承型號，初選7013AC角接觸[1]球軸承軸承，其尺寸為dDB65mm100mm18mm分別設計為l18mm考慮到大齒輪的定位l，S-TO-PDD。O-PS-T（4）由大齒輪的寬度B90mm，軸的長度應略小于齒輪的寬度，所3以此段軸的長度設計為l，軸的直徑略大于上一階梯軸的直徑所P-Q以D。P-Q（5）根據(jù)上一段軸設計第三段軸，軸肩高度h0.07D，故取PQh5mmDb14hl。Q-RQ-R（6）根據(jù)中間軸齒輪的定位和輸出軸齒輪和軸承的定位構成封閉的尺寸，確定本段軸的長度，根據(jù)軸承的安裝確定軸的直徑，故l、R-S20洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）D74mm。R-S6.2軸的校核6.2.1輸入軸校核1.齒輪上力的計算已知小齒輪的分度圓尺寸參數(shù)d55、11.4783、20和輸1入軸的轉矩T7.50610Nmm。故41T27.506104Fte1N2724.5N1d55.11FF2724.5NFFtan2724.5tan11.4783N553.23N2.軸上力計算設輸入軸上軸承1和軸承2在水平和豎直方向的受力分別為FF、r1Hr1VF、F，方向如圖6-2所示。r2Hr2V圖（1）在水平方向由M0和列寫方程組，其中L、0F1L142、L42mm。23d1F(LLL)FF(LL)FL02r2H123ae1re112r1H1(F)FFF0P聯(lián)立解得F1464.4NF1458.4N21洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）（2）在豎直方向由0和，列寫方程組0MFF(LL)FL0232FFF0聯(lián)立解得F621.9NF2102.6N（3）作輸入軸的載荷分析圖圖22洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）（41的截面處是危險截面。現(xiàn)將危險截面處的、M及的值列于下表（表6-2MMHV表HVF1464.4Nr1H621.9NFFF1458.4Nr2H2102.6NFMNM46012NM88309.2N107470NMH2M61253NH3M109420NM99577NM123TT175060N3.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)課程設計式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸上單向旋轉，扭轉切應力為[2]脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力109420(0.675060)M21T)222MPa27.60MPa10.1353Wca已選定軸的材料為Cr，調質處理，由課程設計表15-1查得[2][]70MPa。因此]，故安全。116.2.2中間軸校核1.齒輪上力的計算已知大、小齒輪的分度圓尺寸參數(shù)d、d90.33mm、2311.4783、15.6、20和輸入軸的轉矩T3.23710Nmm。故52T23.237105Fte2N2643.53N2d244.92tancostan20FF2643.53N981.8Ncos11.4783te2FFtan2643.53tan11.4783N536.79N23洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）T23.237105Fte3N7167.05N2d90.333tanFFNte3FFtan7167.0tan15.6N2001.08N2.軸上力計算設中間軸上軸承1和軸承2在水平和豎直方向的受力分別為FF、r3Hr3VF、F，方向如圖6-4所示。r4Hr4V圖（1）在水平方向由M0和列寫方程組，其中L、0F4L82mm、L43mm。56ddF(LLL)FFF(LL)FL02232r4H456ae2ae3re245re34FFFF0聯(lián)立解得F757.94NF968.62N（2）在豎直方向由M0和，列寫方程組0FF(LLL)F(LL)FL0456454FFFF0te3te2聯(lián)立解得F5457.04NF4353.54N24洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）（4）作中間軸的載荷分布圖圖（3）從軸的結構圖彎矩和扭矩圖可以看出小齒輪的截面處是危險截25洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）面?，F(xiàn)將危險截面處的、M及的值列于下表（表6-3MMHV表HVF757.94Nr3HF5457.64Nr3VFF968.62Nr4HF4353.54Nr4VM45476.4NM327458.4NMH2MM24079.28NM187202.22NH3V2M41650.66NH4M330601.13NM330522.66N12M188744.49NM191779.65N34TT2N（3）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)機械設計式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸上單向旋轉，扭轉切應力為[2]脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力330601.13(0.6323700)M21T)222MPa51.66MPa20.1403Wca已選定軸的材料為Cr，調質處理，由機械設計表15-1查得[2][]70MPa。因此]，故安全。116.2.3輸出軸校核1.齒輪上力的計算已知齒輪的分度圓尺寸參數(shù)d289.67、15.6、20和輸入4軸的轉矩TN。故63T21.0071106Fte4N6953.43N3d289.674tancostan20FF6953.43N2627.64Ncos15.6te4FFtan6953.43tan15.6N1941.43N26洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）2.軸上力計算設中間軸上軸承1和軸承2在水平和豎直方向的受力分別為FF、r5Hr5VF、F，方向如圖6-6所示。r6Hr6V圖（1）在水平方向由0和列寫方程組，其中L53.8mm、0MF7L117.8mm。8dF(LL)FFL042r6H78ae4re47FFF0聯(lián)立解得F3442.44NF814.8Nr4H（2）在豎直方向由M0和，列寫方程組0FF(LL)FL0787FFF0te4聯(lián)立解得F4773.39NF2180.04N（3）作輸出軸的載荷分析圖（圖6-7）從軸的結構圖彎矩和扭矩圖可以看出小齒輪的截面處是危險截面?，F(xiàn)將危險截面處的M、M及M的值列于下表（表6-4HV（4）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)機械設計式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸上單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力27洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）M21T)2316622.5(0.61.001110)262MPa16.83MPa2W0.1743ca已選定軸的材料為40，調質處理，由機械設計[2]表15-1查得Cr[]70MPa。因此]，故安全。11圖28洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）表HVF3442.44Nr5HF473.39Nr5VFF814.8Nr6HF2180.04Nr6VM316622.5NM256808.71NMMH2M187202.22NV2M316622.5NM274159.69N12TT2323700N29洛陽理工學院機械設計課程設計（論文）7.1軸承校核1.求輸入軸上受到的徑向載荷和FFr2力進行了求解，所以有FFF1458.41464.4N2066.7NN2192.6N2r1V2r1H222r1FFr2F2102.6621.92r2V2r2H22.求兩軸承的計算軸向力F和Fa1a2對于70000AC型軸承，按機械設計表13-7，軸的派生軸向力F0.68F，[2]dr因此可以計算F0.68F1405.36N