机械设计课程设计带式输送机

经典word整理文档，仅参考，双击此处可删除页眉页脚。本资料属于网络整理，如有侵权，请联系删除，谢谢！洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）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）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...............................................................................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........................................................................................21II洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）6.2.1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.....................................................................................................36III洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）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1.2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；2洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）（4）生产规模：大批量生产；（5）设计参数：运动带工作拉力3700N运输带工作速度0.9m/sFV卷筒直径500mm；D（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：5%之间。3洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第2章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w1-1所示电动机所需功率为FvPwkW（2-1）1000w式中工作阻力F3700N，工作机线速度v0.9m/s，为工作机的效w率。传动机总效率的计算公式为w（2-2）w012n传动系统的传动效率分别为：V带传0.96、轴承组10.98、齿10轮组10.99、轴承组20.98、齿轮组20.99、轴承组30.98、2345联轴器0.99、轴承组40.97、平带0.98。6784洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）将数据带入式（2-12-2）计算得到37000.9Pw10000.8334kW3.9957kW由于Y系列的电机，通常多选用转速为1500r/min和1000r/min程设计手册表12-1选择型号为Y112M-4电动机较为合适。表/kg//（）r/minkW42.3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5洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第3章3.1总传动比及各级传动比分配传动装置的总传动比为in/n（3-1）mw式中n为电动机满载转速n1440r/min；n为执行机构转速mmw1000vnr/min34.38r/minwD1440r/min所以i多级传动中，总传动比为iiiii（3-2）123n其中本传动系统分别经过三级减速，为带轮的传动比，为第一组齿i2i1轮的传动比，i为第二组齿轮的传动比。根据V带传动的传动比范围为32~4，齿轮的传动比为3~5，且~1.5)，所以传动比的分配如下i2i3i3i4.452i3.3161233.2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ni3n1m1n1i2n107.82r/min2n107.82n23i3三根轴的功率依次为PP40.96kW3.84kW1d03.840.980.99kW3.73kWPP21126洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）3.730.980.99kW3.62kWPP3234三根轴的转矩依次为，其中T为电机转矩dPdn4TdNm26.53NmmTTi26.530.96376.41Nm1d0176.410.980.994.452330.04NmTTi21122330.040.980.993.3161062.96NmTTi32342各轴的运动和动力参数如表3-1。表n/(r/min)P/kWT/Nm轴1轴2轴37洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第4章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P4kW，小带轮的转速1440，传动比i3，双班制。nm1d4.2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K1.1，故[2]APK1.14kW4.4kWA2.选择V带带型根据P、由机械设计图8-11选用A型[2]nmca3.确定带轮的基准直径d并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径d。由机械设计表8-6和8-8，取小带[2]d1轮的基准直径d95mm。（2）验算带速。按机械设计式（8-13）验算带的速度v[2]dn951440vm/s7.16m/sd11601000601000因为5m/sv30m/s，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径。根据机械设计轮的基准直径d式（8-15a[2]did3根据机械设计表8-8圆整为280mm。[2]4.确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）根据机械设计式（8-20a720mm;[2]0（2）由机械设计式（8-22）计算带所需的基准长度[2](dd)2L2a(dd)d2d124ad00d1d208洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）(28095)24[2(2802由机械设计表8-2选带的基准长度L2000。[2]d（3）按机械设计式（8-23）计算实际中心距。[2]aLL20002040.93aa(720d0)mm700mmd2205.验算小带轮上的包角1(dd)(280164.861a6.计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P。r由d95mm和n1440，查机械设计表8-4a的P1.1886kW。根[2]10据1440，3和A型带，查机械设计表8-4b得P0.169kW。ni[2]110查机械设计表8-5的K0.96，表8-2的K1.03，于是[2]αLP(PP)KK0.169)0.961.031.34kWrr0αL（2）计算V带的根数zP4.4z3.28caP1.34r取4根。7.计算单根V带的初拉力的最小值(F)0min由机械设计表8-3的A型带的单位长度质量q所以[2](2.5K)P(2.50.96)4.40.964(F)0.1]N22αK0α8.计算压轴力164.86(F)2z(F)sin24128.35sinN1017.85N122pmin0min4.3带轮设计参数汇总9洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）表/A410洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）第5章5.1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3.84kW，小齿轮的转速为P1n488.571，传动比为4.452，工作寿命为10年双班制，带式输送i1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表10-1选择小齿轮材料为Cr[2]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。（4）选小齿轮齿数为z23，大齿轮齿数z234.452102.396，取12z102。2（5）选取螺旋角。初选螺旋角2.按齿面接触强度设计。按机械设计式（10-21）试算，即[2]321KTut1ZZHd1t()E（5-1）2]udαH（1）确定工公式内的各计算数值1）试选K1.6。t2）计算小齿轮传递的转矩95.510P95.5103.8455T1Nmm7.506101。Nmm14n1488.573）由机械设计表10-7选取齿宽系数[2]d11洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）124）由机械设计表10-6查的材料的弹性影响系数为Z[2]E5）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[2]限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa。6）由机械设计（10-13）计算应力循环次数[2]N60njL60488.5712(2836510)1.71210911h109N827）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数K0.95；[2]K0.99。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计式(10-12)的[2]K]0.95600MPa570MPa0.95550MPa544.5MPaHN1lim1H1SK]HN2lim2H2S9）由机械设计图10-30选取区域系数Z2.433。[2]H10）由机械设计图10-26查得0.766，0.890，则[2]121.656。α11）许用接触应力]]570544.5]H2MPa557.25MPaH122H（2）计算1）计算小齿轮的分度圆直径21.67.506105.4522.4331.89.84d1t()mm49.59mm211.6564.452557.252）计算圆周速度vdn49.59480m/s1.25m/s1t16010006010003）计算齿宽b及模数m。nt12洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）bd149.59d1tdcos49.59cos14mmm2.09mm1tz123nth2.25m2.2549.59b/h10.544.7034）计算纵向重合度β1tan14zd1β5）计算载荷系数K由机械设计表10-2查的K1，根据v1.25m/s，7级精度，由机械[2]A设计图10-8查的动载系数K1.11；由机械设计表10-4查得K的值[2][2]Vβ与直齿轮的相同，故k；由机械设计图10-13查得k，由[2]Hββ机械设计表10-3查得kk1.4[2]HααKKKKK11.071.41.4172.12AVHαHβ6）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)[2]得332.121.6KKdd54.47mm11tt7）计算模数。mndcos54.47cos14mmm2.30mm123nz13.按齿根弯曲强度设计由机械设计式(10-7)[2]2KTY2YY(5-2)m]nz2d1αF(1)确定计算参数1）计算载荷系数KKKKK11.071.41.342.01AVαβ2）根据纵向重合度图10-28查得螺旋角影响[2]β13洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）系数Y。β3）计算当量齿数。zz25.18133zz2334）查取齿形系数。由机械设计表10-5查得Y2.6164；Y2.1707。[2]5）查取应力校正系数由机械设计表10-5查得Y1.5909；Y1.7993。[2]YY6）计算大、小齿轮的并加以比较FaFa[]FYY]310.71F1YY]F2大齿轮数值大。（2）设计计算322.017.506100.88cos1442m1.65mm1231.656n2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mn疲劳强度计算的法面模数，取m，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d54.47来1计算应有的齿数。于是有dcos54.47cos14z126.421m2n取z26，则z115.752，取z116。1224.几何尺寸计算（1）计算中心距14洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）(zz)m(26116)22cos14an122将中心距定为145mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角(zz)m(26116)2arccosarcosn11.6752122a2cos14因为值改变太多，故参数5.对齿轮进行修正计算、K、等参数需要修正。ZβαH经过修正计算得到z27、z120、a150.1056mm126.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(zz)m(27120)2arcosarcosn122a2cos11.4783由值改变太多，故参数、K、等参数不需要再修正。ZβαH（2）计算大、小齿轮的分度圆直径zm12d1nzm22dn2（3）计算齿轮宽度bd1d1圆整后取B60；B。115.3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P3.726kW，小齿轮的转速为2n，传动比为i3.1971，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、z93、34a190mm、m3、15.6、d90.33mm、289.67。dn3415洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）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m/）/）z1z2nn23(续表)B/mmh*a9055.1244.90289.67B1B1d1dd241B4d90.331B316洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）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[2]P3.84kW、n488.57，轴的材料选择Cr，调质处理。根据机械11设计表15-3，取A104.5，于是得[2]0333.84P1n1dA3%)d488.571min0此轴径处有键存在，故需要将轴径扩大。又d11min由于该处轴要与大带轮轮毂相连接，故将轴径圆整，即d22mm。12.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。由输入轴的输入功率[2]P3.726kW、n，轴的材料选择Cr，调质处理。根据机械22设计表15-3，取A104.5，于是得[2]0333.726P2ndA33.82mm109.932min02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[2]P3.615kW、n34.28r/min，轴的材料选择Cr，调质处理。根据机械33设计表15-3，取A104.5，于是得[2]0333.61534.28P3n3dA3min0此轴径处有键存在，需要将轴径扩大d3%)d，输出33min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[1]（GB/T5843-2003,联轴器的各项参数均符合要求，联轴器的参数如表6-117洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）所示。表Y型N）/（r/min）/d、d12（续表）D1b1s/mm8D/mm/mm/mm/mm/kgm）/kg26.1.2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l7K-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带轮能够被固定，所以轴的长度略短于轮毂宽度故l64，前边以确A-B定此段轴的直径D。A-B（2）由机械设计手册表7-12查得毡圈D45mm的轴径为30mm，[1]符合设计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定为D30mm，为了便于带轮B-C的拆卸将该段轴的长度设定为l55mm。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，由课程设计手册表6-6查取轴承型号，初选7207AC角接触球轴承轴承，其尺寸为dDB35mm72mm17mmll17mm、[1]C-DG-HDD35mm。C-DG-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l116，根据轴承的装配要求该段轴的轴径为D-E18洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）图D。D-E（5）由齿轮的宽度B60，又由于齿轮的分度圆和上一级轴径差1别不大，所以将该轴做成齿轮轴，即l。E-F（6）根据轴承的定位安装和齿轮的定位D42mm，l。F-GF-H19洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）3.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35mm80mm，考虑到该轴上两个齿轮D35mm，由于该轴[1]dDB的定位故l、l44mm、DD。I-JM-NI-JM-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，轴的直径应略大J-K于第一段轴的直径设计为D40mm。J-K（3）根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度h0.07D，故取Jkh4mmDb14hl。K-LK-L（4）由中间轴上大齿轮的宽度B，轴的长度应略小于齿轮的2宽度故l5，轴径仍为D。L-ML-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l110mm，D55mm。U-VU-V（2）由机械设计手册表7-12查得毡圈D80mm的轴径为60mm，[1]符合设计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定位D60mm，为了便于联轴T-U器的拆卸将该段轴的长度设定为l50mm。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，由课程设计手册表6-6查取轴承型号，初选7013AC角接触[1]球轴承轴承，其尺寸为dDB65mm100mm18mm分别设计为l18mm考虑到大齿轮的定位l，S-TO-PDD。O-PS-T（4）由大齿轮的宽度B90mm，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，轴的直径略大于上一阶梯轴的直径所P-Q以D。P-Q（5）根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度h0.07D，故取PQh5mmDb14hl。Q-RQ-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、R-S20洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）D74mm。R-S6.2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d55、11.4783、20和输1入轴的转矩T7.50610Nmm。故41T27.506104Fte1N2724.5N1d55.11FF2724.5NFFtan2724.5tan11.4783N553.23N2.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FF、r1Hr1VF、F，方向如图6-2所示。r2Hr2V图（1）在水平方向由M0和列写方程组，其中L、0F1L142、L42mm。23d1F(LLL)FF(LL)FL02r2H123ae1re112r1H1(F)FFF0P联立解得F1464.4NF1458.4N21洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）（2）在竖直方向由0和，列写方程组0MFF(LL)FL0232FFF0联立解得F621.9NF2102.6N（3）作输入轴的载荷分析图图22洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）（41的截面处是危险截面。现将危险截面处的、M及的值列于下表（表6-2MMHV表HVF1464.4Nr1H621.9NFFF1458.4Nr2H2102.6NFMNM46012NM88309.2N107470NMH2M61253NH3M109420NM99577NM123TT175060N3.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（15-5）及上表中的数据，以及轴上单向旋转，扭转切应力为[2]脉动循环变应力，取，轴的计算应力109420(0.675060)M21T)222MPa27.60MPa10.1353Wca已选定轴的材料为Cr，调质处理，由课程设计表15-1查得[2][]70MPa。因此]，故安全。116.2.2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、d90.33mm、2311.4783、15.6、20和输入轴的转矩T3.23710Nmm。故52T23.237105Fte2N2643.53N2d244.92tancostan20FF2643.53N981.8Ncos11.4783te2FFtan2643.53tan11.4783N536.79N23洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）T23.237105Fte3N7167.05N2d90.333tanFFNte3FFtan7167.0tan15.6N2001.08N2.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FF、r3Hr3VF、F，方向如图6-4所示。r4Hr4V图（1）在水平方向由M0和列写方程组，其中L、0F4L82mm、L43mm。56ddF(LLL)FFF(LL)FL02232r4H456ae2ae3re245re34FFFF0联立解得F757.94NF968.62N（2）在竖直方向由M0和，列写方程组0FF(LLL)F(LL)FL0456454FFFF0te3te2联立解得F5457.04NF4353.54N24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25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、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，根据机械设计式（15-5）及上表中的数据，以及轴上单向旋转，扭转切应力为[2]脉动循环变应力，取，轴的计算应力330601.13(0.6323700)M21T)222MPa51.66MPa20.1403Wca已选定轴的材料为Cr，调质处理，由机械设计表15-1查得[2][]70MPa。因此]，故安全。116.2.3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d289.67、15.6、20和输入4轴的转矩TN。故63T21.0071106Fte4N6953.43N3d289.674tancostan20FF6953.43N2627.64Ncos15.6te4FFtan6953.43tan15.6N1941.43N26洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）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FF、r5Hr5VF、F，方向如图6-6所示。r6Hr6V图（1）在水平方向由0和列写方程组，其中L53.8mm、0MF7L117.8mm。8dF(LL)FFL042r6H78ae4re47FFF0联立解得F3442.44NF814.8Nr4H（2）在竖直方向由M0和，列写方程组0FF(LL)FL0787FFF0te4联立解得F4773.39NF2180.04N（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危险截面。现将危险截面处的M、M及M的值列于下表（表6-4HV（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27洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）M21T)2316622.5(0.61.001110)262MPa16.83MPa2W0.1743ca已选定轴的材料为40，调质处理，由机械设计[2]表15-1查得Cr[]70MPa。因此]，故安全。11图28洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）表HVF3442.44Nr5HF473.39Nr5VFF814.8Nr6HF2180.04Nr6VM316622.5NM256808.71NMMH2M187202.22NV2M316622.5NM274159.69N12TT2323700N29洛阳理工学院机械设计课程设计（论文）7.1轴承校核1.求输入轴上受到的径向载荷和FFr2力进行了求解，所以有FFF1458.41464.4N2066.7NN2192.6N2r1V2r1H222r1FFr2F2102.6621.92r2V2r2H22.求两轴承的计算轴向力F和Fa1a2对于70000AC型轴承，按机械设计表13-7，轴的派生轴向力F0.68F，[2]dr因此可以计算F0.68F1405.36N