机械设计课程设计带式输送机

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 ..................................................................... 2

1.1 带式输送机传动装置简介 ............................................................. 2

1.2课程设计任务 .................................................................................. 2

第2章 机械系统总体设计 ......................................................................... 4

2.1 机械系统运动方案拟定 ................................................................. 4

2.2 电动机选择 ..................................................................................... 4

2.2.1 选择电动机的类型 ............................................................... 4

2.2.2选择电动机功率 .................................................................... 4

2.3减速器设计方案拟定 ...................................................................... 5

第3章 传动装置总体设计 ......................................................................... 6

3.1 总传动比及各级传动比分配 ......................................................... 6

3.2 传动装置的运动和动力参数 ......................................................... 6

第4章 带轮设计计算 ................................................................................. 8

4.1 带轮设计要求 ................................................................................. 8

4.2 带轮设计计算 ................................................................................. 8

4.3带轮设计参数汇总 .......................................................................... 9

第5章 齿轮设计 ....................................................................................... 11

5.1齿轮组1设计要求 ........................................................................ 11

5.2 齿轮组1设计 ............................................................................... 11

5.3齿轮组2设计 ................................................................................ 15

5.4 齿轮参数汇总 ............................................................................... 16

第六章 轴设计与校核 ............................................................................... 17

6.1轴的设计 ........................................................................................ 17

6.1.1初步确定各轴的最小直径 .................................................. 17

6.1.2轴的尺寸设计 ...................................................................... 18

6.2轴的校核 ........................................................................................ 21

6.2.1输入轴校核 .......................................................................... 21

6.2.2中间轴校核 .......................................................................... 23

6.2.3输出轴校核 .......................................................................... 26

第七章 轴上零件设计与校核 ................................................................... 30

7.1轴承校核 ........................................................................................ 30

7.2键设计校核 .................................................................................... 31

第八章 齿轮轴承的润滑与轴承密封 ....................................................... 33

8.1齿轮轴承润滑 ................................................................................ 33

8.2轴承的密封 .................................................................................... 33

结 论 ......................................................................................................... 34

谢 辞 ........................................................................................................... 35

参考文献 ..................................................................................................... 36

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。

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；

（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：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1-1所示电动机所需功率为

PwFvkW （2-1） 1000w

式中工作阻力F3700N，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

w012n （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0.98、齿轮组120.99、轴承组230.98、齿轮组240.99、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

Pw37000.9kW3.9957kW 1000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[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

额定功率

电动机型号

/kW

Y112M-4 4 /（r/min） 1440 额定转矩 2.2 额定转矩 2.3 43 满载转速 堵转转矩 最大转矩 质量/kg

2.3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/nw （3-1） 式中nm为电动机满载转速nm1440r/min；nw为执行机构转速

nw100060vr/min34.38r/min D

所以 i

多级传动中，总传动比为 1440r/min41.88 34.38r/min

ii1i2i3in （3-2） 其中本传动系统分别经过三级减速，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2~4，齿轮的传动比为3~5，且i2(1.3~1.5)i3，所以传动比的分配如下

i13 i24.452 i33.316

3.2 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

n1nm1440r/min480r/min i13

n2n1480r/min107.82r/min i24.452

n2107.82r/min32.51r/min i33.316n3

三根轴的功率依次为

P1Pd040.96kW3.84kW

P2P123.840.980.99kW3.73kW 1

P3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

P4Tdd9550Nm26.53Nm nm1440

T1Td0i126.530.96376.41Nm T2T112i276.410.980.994.452330.04Nm T3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。

表3-1各轴的运动和动力参数

参数

轴1

轴2

轴3 转速n/(r/min) 480 107.82 32.51 功率P/kW 3.84 3.73 3.62 转矩T/Nm 76.41 330.04 1062.96

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Pd4kW，小带轮的转速nm1440r/min，传动比i1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KA1.14kW4.4kW

2.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）初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计[2]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

v

dd1n1

601000



951440

601000

m/s7.16m/s

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[2]式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2

dd2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（8-20），初定中心距a0720mm; （2）由机械设计[2]式（8-22）计算带所需的基准长度

(dd2dd1)2

Ld02a0(dd1dd2)

24a0



(28095)2

]mm2040.93mm [2720(28095)

24720



由机械设计[2]表8-2选带的基准长度Ld2000mm。

（3）按机械设计[2]式（8-23）计算实际中心距a。

aa0

LdLd020002040.93(720)mm700mm 22

5.验算小带轮上的包角1

57.357.3

1180(dd2dd1)180(28095)164.8690

a700



6.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n11440r/min，i13和A型带，查机械设计[2]表8-4b得P00.169kW。查机械设计[2]表8-5的Kα0.96，表8-2的KL1.03，于是

Pr(PrP0)KαKL(1.18860.169)0.961.031.34kW （2）计算V带的根数z

z

Pca4.4

3.28 Pr1.34

取4根。

7.计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min

由机械设计[2]表8-3的A型带的单位长度质量q0.1kg/m所以

(F0)min500

(2.5Kα)Pca(2.50.96)4.4

qv2[5000.17.162]N128.35N

Kαzv0.9647.16

8.计算压轴力

(Fp)min2z(F0)minsin

1

2

24128.35sin

164.86

N1017.85N 2

4.3带轮设计参数汇总

表4-1带轮数据汇总

分度圆直径

带轮 小带轮 大带轮

/mm 95 280

A

4

700

2000

带型

带数

中心距/mm

/mm 基准长度

第5章 齿轮设计

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P13.84kW，小齿轮的转速为

n1488.57r/min，传动比为i1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40HBS。

（4）选小齿轮齿数为z123，大齿轮齿数z2234.452102.396，取

z2102。

（5）选取螺旋角。初选螺旋角14。 2.按齿面接触强度设计 按机械设计[2]式（10-21）试算，即

3

d1t

2KtT1u1ZHZE2

() （5-1）

dαu[H]

（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105P95.51053.841

T1Nmm7.506104Nmm

n1488.573）由机械设计[2]表10-7选取齿宽系数d1。

4）由机械设计表10-6查的材料的弹性影响系数为ZE189.8MPa 5）由机械设计[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim550MPa。

6）由机械设计[2]（10-13）计算应力循环次数

[2]

12

N160n1jLh60488.5712(2836510)1.712109

1.712109

N23.846108

4.452

7）由机械设计[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.95；

KHN20.99。

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[2]式(10-12)的 [H]1

[H]2

KHN1lim1

0.95600MPa570MPa SKHN2lim2

0.95550MPa544.5MPa S

9）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10.766，20.890，则

αα1α11.65。6

11）许用接触应力

[H]

[H]1[H]2570544.5

MPa557.25MPa

22

（2）计算

1）计算小齿轮的分度圆直径

21.67.5061045.4522.4331.89.82

d1t()mm49.59mm

11.6564.452557.252）计算圆周速度

v

d1tn1

601000



49.59480

601000

m/s1.25m/s

3）计算齿宽b及模数mnt。

bdd1t149.5949.59mm

d1tcos49.59cos14

mntmm2.09mm

z123h2.25mnt2.252.09mm4.703mm

b/h

49.59

10.54 4.703

4）计算纵向重合度β

β0.318dz1tan0.318123tan141.824

5）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[2]图10-8查的动载系数KV1.11；由机械设计[2]表10-4查得KHβ的值与直齿轮的相同，故kHβ1.417；由机械设计[2]图10-13查得kFβ1.34，由机械设计[2]表10-3查得kHαkFα1.4

KKAKVKHαKHβ11.071.41.4172.12

6）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

d1d1t

K

49.59Kt

3

2.12

mm54.47mm 1.6

7）计算模数mn。

d1cos54.47cos14

mnmm2.30mm

z123

3.按齿根弯曲强度设计 由机械设计[2]式(10-7)

2KT1Yβcos2YFaYSa

mn (5-2) 2

dz1α[F]

(1)确定计算参数 1）计算载荷系数

KKAKVKFαKFβ11.071.41.342.01

2）根据纵向重合度β1.824，从机械设计[2]图10-28查得螺旋角影响

系数Yβ0.88。

3）计算当量齿数。

zv1

z123

25.18 cos3cos314

z2102

111.66 cos3cos314

zv2

4）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

YFaYFa

并加以比较 [F]

YFa1YFa12.61641.5909

0.013397 [F]1310.71YFa2YFa22.17071.7993

0.015813 [F]2247

大齿轮数值大。

（2）设计计算

3

mn

22.017.5061040.88cos214

0.015813mm1.65mm 2

1231.656

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d154.47mm来计算应有的齿数。于是有

d1cos54.47cos14

z126.42

mn2

取z126，则z2115.752，取z2116。 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距

a

(z1z2)mn(26116)2

mm146.35mm

2cos2cos14

将中心距定为145mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

arccos

(z1z2)mn(26116)2

arcos11.6752 

2a2cos14

因为值改变太多，故参数α、Kβ、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z127、z2120、a150.1056mm

6.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

arcos

(z1z2)mn(27120)2

arcos11.4783 

2a2cos11.4783

由值改变太多，故参数α、Kβ、ZH等参数不需要再修正。

（2）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1

z1mn272

mm55.1mm 

coscos11.4783

d2

z2mn1202

mm244.90mm 

cos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P23.726kW，小齿轮的转速为

n2109.93r/min，传动比为i1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、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

z1

z2

mn/mm

级别 高速级 低速级

（/）2.0408 3.1147

n（/）

112842 153600

27 29

120 93

2 3

(续表)

级别 高速级

1

低速级

*

ha

B/mm

a/mm 150 190

D/mm

d155.1 d190.33

d2244.90 d4289.67

B160 B155 B490

B395

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.57r/min，轴的材料选择40Cr，调质处理。根据机械13.84kW、n1488

设计[2]表15-3，取A0104.5，于是得

3

d1minA0

P1

104.5n1

3

3.84

mm20.78mm 488.57

此轴径处有键存在，故需要将轴径扩大d1(13%)d1min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[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率

P2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A0104.5，于是得

3

d2minA0

P2

104.5n2

3

3.726

mm33.82mm 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[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率

P3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A0104.5，于是得

3

d3minA0

P3

104.5n3

3

3.615

mm52.91mm 34.28

此轴径处有键存在，需要将轴径扩大d3(13%)d3min54.50mm，输出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（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

公称转速

型号

GY7 许用转速轴孔直径 （/Nm） 1600 （/r/min） 6000 d1、d2/mm 55 60 轴孔长度Y型 112

（续表）

型号

GY7 D D1 b1 s 转动惯量 （/kgm2）0.031 质量 /mm 160 /mm 100 /mm 40 /mm 56 /mm 8 /kg 13.1

6.1.2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lK-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lA-B64mm，前边以确定此段轴的直径DA-B22mm。

（2）由机械设计手册[1]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-C30mm，为了便于带轮的拆卸将该段轴的长度设定为lB-C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[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dDB35mm72mm17mm，故lC-DlG-H17mm、DC-DDG-H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封闭的尺寸链，可以确定出第四段轴的长度为lD-E116mm，根据轴承的装配要求该段轴的轴径为

图6-1轴的结构与装配

DD-E42mm。

（5）由齿轮的宽度B1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lE-F60mm。

（6）根据轴承的定位安装和齿轮的定位DF-G42mm，lF-H16mm。

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DB35mm80mm21mm，考虑到该轴上两个齿轮的定位故lI-J41mm、lM-N44mm、DI-JDM-N35mm。

（2）该轴上小齿轮的宽度为95mm，由于齿轮需要固定，所以轴的长度应略短于齿轮的宽度，设计该短轴的长度lJ-K91mm，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k，故取h4mm，则轴环处的直径DK-L40mm。轴环的宽度b14h，取lK-L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lL-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lU-V110mm，DU-V55mm。

（2）由机械设计手册[1]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轴径定位DT-U60mm，为了便于联轴器的拆卸将该段轴的长度设定为lT-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[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DB65mm100mm18mm，故将两端轴的尺寸分别设计为lS-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B3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lP-Q86mm，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h0.07DPQ，故取h5mm，则轴环处的直径DQ-R86mm。轴环的宽度b14h，取lQ-R12mm。

（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lR-S71mm、

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d155.1mm、11.4783、20和输

入轴的转矩T17.506104Nmm。故

2T127.506104

Fte1N2724.5N d155.1

tantan20

Fre1Fte12724.5N1011.87Ncoscos11.4783

Fae1Fte1tan2724.5tan11.4783N553.23N

2.轴上力计算

Fr1V、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Fr1H、

Fr2H、Fr2V，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M0和F0列写方程组，其中L1107.5mm、L2142mm、L342mm。

Fr2H(L1L2L3)Fae1d1Fre1(L1L2)Fr1HL10 2

(FP)minFr1HFre1Fr2H0

联立解得

Fr1H1464.4N Fr2H1458.4N

（2）在竖直方向由M0和F0，列写方程组

Fr2V(L2L3)Fte1L20

Fr2VFr1VFte10

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

（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

载荷

直反力F 水平面H 垂直面V Fr1H1464.4N

Fr2H1458.4N Fr1V621.9N Fr1V2102.6N

MV188309.2Nmm MH1109420Nmm弯矩M MH246012Nmm

MH361253Nmm

总弯矩

扭矩T Nmm M1109420NmmM299577NmmM3107470T175060N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

2M12(T1)2(0.675060)2

caMPa27.60MPa W0.1353

已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由课程设计[2]表15-1查得

[1]70MPa。因此ca[1]，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90.33mm、11.4783、15.6、20和输入轴的转矩T23.237105Nmm。故

2T223.237105

Fte2N2643.53Nd2244.9

tantan20

Fre2Fte22643.53N981.8N coscos11.4783

Fae2Fte2tan2643.53tan11.4783N536.79N

2T223.237105

Fte3N7167.05Nd390.33

tantan20

Fre3Fte37167.05N2708.36Ncoscos15.6

Fae3Fte3tan7167.0tan15.6N2001.08N

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Fr3H、Fr3V、Fr4H、Fr4V，方向如图6-4所示。

图6-4中间轴受力分析

（1）在水平方向由M0和F0列写方程组，其中L460mm、L582mm、L643mm。

Fr4H(L4L5L6)Fae2dd2Fae33Fre2(L4L5)Fre3L40 22

Fr3HFr4HFre3Fre20

联立解得

Fr3H757.94N Fr4H968.62N

（2）在竖直方向由M0和F0，列写方程组

Fr4V(L4L5L6)Fte2(L4L5)Fte3L40

Fr3VFte3Fte2Fr4V0

联立解得

Fr3V5457.04N Fr4V4353.54N

（4）作中间轴的载荷分布图

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MH、MV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

直反力F 水平面H 垂直面V Fr3H757.94N

Fr4H968.62N

MH145476.4NmmFr3V5457.64N Fr4V4353.54N

MV1327458.4Nmm

MV2187202.22Nmm 弯矩M MH244902.38mm

MH324079.28Nmm

MH441650.66Nmm

总弯矩

扭矩T M1330601.13NmmM2330522.66NmmM3188744.49NmmM4191779.65Nmm T2323700N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

M12(T2)2330601.132(0.6323700)2

caMPa51.66MPa 3W0.140

已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计[2]表15-1查得

[1]70MPa。因此ca[1]，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d4289.67mm、15.6、20和输入轴的转矩T31.0071106Nmm。故

2T321.0071106

Fte4N6953.43Nd4289.67

tantan20

Fre4Fte46953.43N2627.64Ncoscos15.6

Fae4Fte4tan6953.43tan15.6N1941.43N

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Fr5H、Fr5V、Fr6H、Fr6V，方向如图6-6所示。

图6-6输出轴受力分析

（1）在水平方向由M0和F0列写方程组，其中L753.8mm、L8117.8mm。

Fr6H(L7L8)Fae4d4Fre4L70 2

Fr5HFr6HFre40

联立解得

Fr5H3442.44N Fr4H814.8N

（2）在竖直方向由M0和F0，列写方程组

Fr6V(L7L8)Fte4L70

Fr6V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

M12(T2)2316622.52(0.61.0011106)2

caMPa16.83MPa 3

W0.174已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计[2]表15-1查得。因此ca[1]，故安全。

[1]70MPa

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 直反力F

水平面H

垂直面V

Fr5H3442.44N Fr6H814.8N

MH1316622.5NmmMH295983.44Nmm

Fr5V473.39N Fr6V2180.04N MV1256808.71Nmm MV2187202.22Nmm

弯矩M 总弯矩 扭矩T

M1316622.5NmmM2274159.69Nmm

T2323700Nmm

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Fr1和Fr2。在轴上力的求解过程中已经对力进行了求解，所以有

2222

Fr1Fr1VFr1H.41464.4N2066.7N

2Fr2Fr22102.62621.92N2192.6N 2VFr2H

2.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于70000AC型轴承，按机械设计[2]表13-7，轴的派生轴向力Fd0.68Fr，因此可以计算

Fd10.68Fr11405.36N Fd2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

Fa1Fd11405.36N Fa2Fd1Fae11958.59N

3.求轴承当量动载荷P1和P2

Fa11405.36

0.680.68 Fr12066.7Fa21958.590.890.68 Fr22192.6

因为轴承中承受轻微载荷冲击，按机械设计[2]表13-6，fP1.0~1.2，取fP1.1。则

P.7N2273.37N 1fPFr11.12066

P2f（Fr20.87Fa1）1.1（0.412192.60.871958.59）N2863.2N P0.414.验算轴承的寿命

因为P2P1，所以按轴承2的承受力大小验算

106C106290003

Ln()()35445h17250h

60nP260488.572863.2

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 输入轴 中间轴 输出轴

轴承型号 7207AC 7307AC 7013AC

可使用时间/h

35445 18846 98332

要求使用时间/h

17250 17250 17250

7.2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DAB22mm从机械设计[2]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度

b6mm，高度h6mm。由此段轴的长度并参考键的长度系列，取键长L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[P]75MPa。键的工作长度lLb/256mm3mm53mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.56mm3mm。由机械设计[2]式（6-1）可得

2T103275.06103P42.92MPa[P]

kld35322

键的标记为：键C 656 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

键C656GB/T1096-2003 键1245GB/T1096-2003

校核结果 合格 合格

键的标记

键1280GB/T1096-2003 键2080GB/T1096-2003

校核结果 合格 合格

键C16100GB/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。当齿轮的圆周速度v12m/s时，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行润滑如图8-1。有前边计算得到两个大齿轮的线速度分别为v11.41m/s、v20.52m/s，并且两个大齿轮的分度圆直径相差不大，当较小的齿轮浸入油池一个齿的高度时，大齿轮被浸入油池的深度 未超过大齿轮分度圆半径的1/3，所以润滑的选择和齿轮设计都合理。

图8-1浸油润滑

在齿轮传动时齿轮把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩在箱壁上，达到了散热的效果。通过机械设计[2]表10-11进行润滑油的选择，由于二级减速器齿轮传动属于中等负载，所以选择润滑油的型号为L-AN68。

通过查表计算得到轴承的润滑适合飞溅润滑，所以为了节约制造成本，轴承采用飞溅润滑，即利用齿轮的转动把润滑油甩到四周壁面上，然后通过箱体上的沟槽把油引入轴承中去。

8.2轴承的密封

由于本设计输入轴和输出轴的转速都比较低，所以选择毡圈密封，但由于毡圈磨损较大所以要定期更换，毡圈已在轴设计是进行了说明。

结 论

本设计经过认真反复研究对机构进行了选择，并经过精确的计算和校核得出了带式输送机传动装置的各级传动比和各零件键的尺寸，使得设计结果在满足使用要求的前提下比较紧凑。不足之处是没能够应用仿真软件进行仿真研究，并进行优化设计。

谢 辞

感谢在这次设计工作中王荣先老师给予的精心指导 ，并感谢高严平和霍其行同学在设计工作中给予的帮助，我会更加努力精益求精使自己的设计能力不断提高。

参考文献

[1] 吴宗泽，高志等. 机械设计课程设计手册.4版. 北京: 高等教育出版社, 2012.5

[2] 濮良贵, 纪名刚等. 机械设计. 8版.北京: 高等教育出版社, 2006 [3] 向敬忠, 宋欣, 崔思海等. 机械设计课程设计图册.北京：化学工业出版社，2009.7

[4] 毛炳秋. 机械设计课程设计. 北京：电子工业出版社，2011.4 [5] 孙桓，陈作模，葛文杰. 机械原理. 7版.北京：高等教育出版社，2006.5