郜卫鹏的毕业设计说明书修改过.doc

摘要
带式输送机驱动装置是输送机的动力的来源，主要由电动机通过联轴器、减速器、带动传动滚筒转动。

本驱动装置设计中，首先根据输送机的工作要求确定传动方案,然后确定电动机,由电机及工作机进行减速器设计, 驱动装置，驱动装置架，传动滚筒，滚筒头架设计。

关键词：带式输送机驱动装置减速器滚筒
Abstract
Conveyor belt conveyor drive is the driving force of the source. The main belt conveyor drive motor through a coupling, reducer, driving drum driven rotation. With drum and the friction of the belt, the belt movement, a tilt of the belt conveyor also set up for brakes and stop.
In this drive in accordance with the design of the first conveyor requirements for the work programme identified transmission, and then determine Motors, electrical and machine reducer design work, drive, drive planes, driving drum, drum-head design .
Keywords: Beltconveyor DrivingDevice Reducer Drum
1概述 (1)
1.1带式输送机的发展历程及发展方向 (1)
1.2 输送机的分类 (2)
1.3 驱动装置 (4)
2运动方案的拟订 (6)
3减速器设计 (9)
3.1 选择电动机 (9)
3.1.2 选择电动机的容量 (9)
3.1.3 确定电动机的转速 (10)
3.2 计算总传动比并分配各级传动比 (11)
3.3 运动参数的计算 (11)
3.3.1 计算各轴转速: (11)
3.3.2 各轴的功率和转矩 (12)
3.4 传动零件(齿轮)的设计 (13)
3.4.1 高速级齿轮传动的设计计算 (13)
3.4.1.1 选择材料、齿轮精度等级、类型及齿数 (13)
3.4.1.2 按齿面接触强度设计 (14)
3.4.1.3 按齿根弯曲强度设计 (14)
3.4.1.4几何尺寸计算 (16)
3.4.2 低带级齿轮传动的设计计算 (17)
3.4.2.1 选择材料、齿轮精度等级、类型及齿数 (17)
3.4.2.2 按齿面接触强度设计 (17)
3.4.2.3 按齿根弯曲强度设计 (20)
3.4.2.4 几何尺寸计算 (21)
3.5 轴的设计 (22)
3.5.1 轴的材料 (22)
3.5.2轴径的初步估算 (22)
3.5.3 轴的结构设计 (23)
3.5.4 按弯扭合成进行轴的强度校核 (25)
3.6.1 轴I上的轴承的选择 (35)
3.6.3 轴III(输出轴)上的轴承的选择 (40)
3.7.1 高速级大齿轮与轴的联接 (42)
3.7.2 低速级大齿轮与轴的联接 (43)
3.9.1 联轴器的选择设计 (46)
3.9.1.1 高速轴联轴器 (46)
3.9.1.2 低速级联轴器的选择设计 (48)
3.9.3 密封 (51)
3.9.4 公差与配合 (52)
3.9.5 其他附件的设计 (52)
4 驱动滚筒设计 (56)
4.2.2 滚筒轴的校核 (63)
4.2.3 滚筒的周向定位 (63)
5 托辊的设计 (65)
5.1.1 作用 (65)
5.1.2 托辊的类型 (65)
5.3.1槽形托辊 (67)
5.3.2 缓冲托辊 (68)
5.3.3 回程托辊 (69)
5.3.4 调心托辊 (70)
6.机架 (73)
7.拉紧装置 (74)
致谢 (77)
参考文献 (78)
1概述
1.1带式输送机的发展历程及发展方向
随着世界装备制造业向中国转移及我国带式输送机产品的技术进步，中国成为世界上最大的带式输送机产品研发和制造基地指日可待，5年后我国带式输送机全球市场占有率将达到50%左右。

下游产业的发展和技术进步，要求为其配套的橡胶输送带行业更快地与国际接轨，采用国际先进标准、不断提高产品质量、开发低阻力节能型输送带、加强技术服务，成为下游产业的迫切要求。

带式输送机作为大宗散状物料连续输送设备，广泛应用于大型露天煤矿、大型露天金属矿、港口码头以及火电、钢铁、有色、建材、化工、粮食等行业，是现代工业和现代物流业不可或缺的重要技术装备。

上世纪80年代初，我国带式输送机行业只能生产TD75型带式输送机，因而配套棉帆布输送带即可满足要求，但当时国家重点工程项目中带式输送机产品却都是从国外进口。

80年代中期，我国带式输送机行业开始引进国外先进技术和专用制造设备，设计制造水平有了质的提高，并逐渐替代进口产品。

近年来，我国带式输送机总体上已经达到国际先进水平，除满足国内项目建设的需求外，已经开始批量出口，其设计制造能力、产品性能和产品质量得到了国际市场的认可。

而输送带作为承载和牵引构件，是带式输送机中的主要部件之一，因此必须满足国内大型项目及国际更高标准的要求。

目前带式输送机发展的重点产品包括长距离、大运量、高带
速带式输送机，水平及空间曲线越野带式输送机，露天矿用移置式带式输送机，大型下运带式输送机，自移机尾可伸缩带式输送机，园管带式输送机，大倾角上运带式输送机，钢丝绳牵引带式输送机。

重点研发的核心技术包括带式输送机动态分析设计技术，智能化可控驱动系统研发，物料转载点新型耐磨材料研制，钢结构优化设计技术以及带式输送系统节能技术、环保技术和散料输送系统集成及工程设计技术等。

1.2 输送机的分类
带式输送机分类方法有多种,按运输物料的输送带结构可分成两类,一类是普通型带式输送机,这类带式输送机在输送带运输物料的过程中,上带呈槽形,下带呈平形,输送带有托辊托起,输送带外表几何形状均为平面;另外一类是特种结构的带式输送机,各有各的输送特点.其简介如下:
各种带式输送机的特点
⑴.QD80轻型固定式带输送机QD80轻型固定式带输送机与TDⅡ型相比,其带较薄、载荷也较轻,运距一般不超过100m,电机容量不超过22kw.
⑵.它属于高强度带式输送机,其输送带的带芯中有平行的细钢绳，一台运输机运距可达几公里到几十公里.
⑶.U形带式输送机它又称为槽形带式输送机,其明显特点是将普通带式输送机的槽形托辊角由提高到使输送带成U形.这样一来输送带与物料间产生挤压,导致物料对胶带的摩擦力增大,从而输送机的运输倾角可达25°.
⑷. 管形带式输送机U形带式输送带进一步的成槽,最后形成一个圆管状,即为管形带式输送机,因为输送带被卷成一个圆管,故可以实现闭密输送物料,可明显减轻粉状物料对环境的污染,并且可以实现弯曲运行.
⑸.气垫式带输送机其输送带不是运行在托辊上的,而是在空气膜（气垫）上运行,省去了托辊,用不动的带有气孔的气室盘形槽和气室取代了运行的托辊, 运动部件的减少,总的等效质量减少,阻力减小,效率提高,并且运行平稳,可提高带速.但一般其运送物料的块度不超过300mm.增大物流断面的方法除了用托辊把输送带强压成槽形外,也可以改变输送带本身,把输送带的运载面做成垂直边的,并且带有横隔板.一般把垂直侧挡边作成波状,故称为波状带式输送机,这种机型适用于大倾角,倾角在30°以上,最大可达90°.
（6）.压带式带输送机它是用一条辅助带对物料施加压力.这种输送机的主要优点是:输送物料的最大倾角可达90°,运行速度可达6m/s,输送能力不随倾角的变化而变化,可实现松散物料和有毒物料的密闭输送.其主要缺点是结构复杂、输送带的磨损增大和能耗较大.
⑺.钢绳牵引带式输送机它是无际绳运输与带式运输相结合的产物,既具有钢绳的高强度、牵引灵活的特点,又具有带式运输的连续、柔性的优点。

1.3 驱动装置
驱动装置的作用是将电动机的动力传递给输送带，并带动它运动。

机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。

传动装置用来传递
原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

驱动装置是带式输送机的动力传递机构。

一般由电动机、联轴器、制动器、减速器及驱动滚筒组成。

电动机：带式输送机用的电动机，有鼠笼式、绕线式异步电动机。

在有防爆要求的场合，就采用矿用隔爆机。

使用液力耦合器时，不需要具有高起动力矩的电动机，只要与耦合器匹配得当，就能得到接近电机最大力矩的起动力矩。

联轴器：按传动和结构上的需要，分别采用液力耦合器、柱梢联轴器、棒梢联轴器、齿轮联轴器或十字滑块联轴器。

减速器：带式输送机用的减速器，有圆柱齿轮减速器和圆锥-圆柱齿轮减速器。

圆柱齿轮减速器的传动效率高，但是它要求电机轴与输送机轴平行，驱动装置占地宽度大，适合于在地面驱动；而井下使用时需要加宽峒室，若把电机布置在输送带下面，会给维护和更换造成困难。

因此，用于采区巷道是，常采用圆锥-圆柱齿轮减速器。

驱动滚筒：驱动滚筒是依靠它与输送带之间的摩擦力带动输送带运行的部件。

据挠性牵引构件的摩擦传动理论，输送带与滚筒之间的最大摩擦力，随摩擦系数和围包角的增大面增大。

所以提高牵引力必须人这两方面入手。

根据不同的使用条件和工作要求，带式输送机的驱动方式，可分单电机单滚筒驱动单电机双滚筒驱动及多电机驱动多滚筒驱动几种。

2运动方案的拟订
驱动装置是带式输送机的原动力部分、由电动机、减速器以及高（低）速联轴器、制动器和逆止器等组成。

其型式的确定按与传动滚筒和关系，驱动装置可分为分离式、半组合式和组合式三种。

其三种组合方式如下表的示：
类型代号功率范围
/kw
驱动系统组成
分离式Y-DBY/DCY 2.2-315 MLL联轴器- 直交轴
硬齿面
Y电机- YOX耦合器
ZL联轴器
分离式Y-ZLY/ZSY 2.2-315 Y电机-MLL联轴器-平行轴硬
齿面-ZL联轴器
YOX耦合器减速
器
半组合式YIH 2.2-250 Y电机-HL联轴器—减速滚筒
YOX耦合器
组合
式
YII 2.2-55 Y电机电动滚筒
分离式驱动装置有两种，在这两种分离式装置中，应优先选
择Y-ZLY驱动装置；而Y-DBY适用于要求布置特别紧凑的地方。

电动滚筒-组合式驱动装置是将电动机和减速器齿轮副装入滚筒内部与传动滚筒组合在一起的驱动装置。

驱动装置不占空间，适用于短距离及较小功率的带式输送机上。

但电动机在滚筒内部，散热条件差，因而电动滚筒不适合长期连续运转，也不适合在环境温度不大40C的场合使用。

减速滚筒-半组合式驱动装置是只将减速齿轮副置于滚筒内部，电动机伸出在滚筒外面的驱动装置。

它解决了电动滚筒散热条件差的问题。

因而作业率可不受太大的限制。

传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、
重量和成本。

综合考虑本题设计采用的为第一种分离式传动方案。

众所周知，带式输送机的驱动装置由电动机、减速器、联轴器、滚筒有向上倾斜时还配有制动器、逆止器等部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。

所以，如果要设计带式输送机的传动装置，必须先合理选择、设计它各组成部分，下面我们将一一进行设计及选择。

3减速器设计
3.1 选择电动机
电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。

电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。

3.1.1 选择电动机的类型
按工作要求和条件选取Y 系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。

3.1.2 选择电动机的容量
工作所需的功率：
/w d p p =η w p = F ⨯V/（1000w η）
所以： d p = F ⨯V/（1000η⨯w η） 式中d p 电动机的工作功率kw
w p 工作机所需功率(指输入工作轴的功率)kw W η工作机的效率
由电动机至工作机之间传动装置的总效率为：
η= 2
1η.2η.43η.2
4η
式中1η、2η、3η、4η、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的
效率。

取1η = 0.97、2η= 0.96、3η =0.98、4η = 0.99则： η= 0.972×0.96×0.984×0.992= 0.817 所以：d p =
w
F V
⨯η⨯η=
800.8170.96kw kw 20.5⨯2.5≈⨯ 根据d P 选取电动机的额定功率ed P
查《机械零件设计手册》取电动机的额定功率为ed p =110kw
3.1.3 确定电动机的转速
由卷筒轴的转速59.7/min w n r =
按二级斜齿圆柱减速器的传动比的合理范围i =830 故电动机的转速范围为:
d w n i n =⋅=(8
30)×59.7r/min=(477.61791)r/min
配合计算出的容量,由表1-57查出有两种适用的电动机型号, 其技术参数比较情况见下表： 表3-1 ： 方 案
电动机型号 额定功率
电动机转速 /min r
电动机重量
kg
kw
同步转速
满载转速 1 Y315M2-6 110 1000 990 1110 2
Y315S-4
110
1500
1480
1000
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及减速器的传动比，可知方案2比较适合。

因此选定电动机型号为Y315S-4,所选电动机的额定功率P =110kw ，满载转速n=1480r/min 。

材料及热处理。

由表10-1选得大、小齿轮的材料均为40r c ，并调质处
3.2 计算总传动比并分配各级传动比
电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。

4.2.1 计算总传动比
/m w i n n ==
1480
59.7
=24.79 4.2.2 分配各级传动比
确定各级的传动比时,考虑到润滑条件,应使高、低级两个在齿轮的直径相近，所以低速级大齿轮略大些，推荐高带级传动比
()121.2 1.3i i =。

1 5.49i =
2 4.51i =
3.3 运动参数的计算
3.3.1 计算各轴转速:
3.3.2 各轴的功率和转矩
3.4 传动零件(齿轮)的设计
3.4.1 高速级齿轮传动的设计计算
3.4.1.1 选择材料、齿轮精度等级、类型及齿数 （1）理及表面淬火，齿面硬度为4855HRC 。

（2）按运动简图中的传动方案所示，选用斜齿轮圆柱齿轮传动。

（3）输送机为一般机器，速度不高，表面淬火，轮齿变形不大，故精度可选用7级精.
(4) 选用小齿轮的齿数为1z =18，大齿轮的齿数为
2z =11z i =18⨯5.49=98.82 取299z =。

（5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=14︒。

3.4.1.2 按齿面接触强度设计
按《机械设计》公式（10-21）计算
1t d =
2
1321t H E d H k T u Z Z u φ⋅α±⎛⎫=⋅⋅ ⎪εσ⎝⎭
（1）确定式中的各计算数值 1).试选t k =1.6
2).小齿轮传递的转矩即1T =511.055⨯10N ⋅mm 3).由图10-30,选取区域系数H Z =2.423
4).由图10-26,查得α1ε=0.78 α2ε=0.89 则
αε=α1ε+α2ε=0.78+0.89=1.67
3.4.1.3 按齿根弯曲强度设计
[]
13
12cos Fa Sa
n d F K T Y Y Y m z ββφσα⋅≥
⋅ε
(1) 确定式中计算参数 1) 计算载荷系数
由上面的可知A K =1 v K =1.14;由表10-3查得H K α=1.2;由图10-13查得H K β=1.22
K=A K v K H K αH K β=1⨯1.14⨯1.2⨯1.24=1.696
2) 根据纵向重合度βε=1.142,从图10-28查得螺旋角影响系数Y β=0.85
3）计算当量齿数 1v z =
13318
cos cos 14z β︒
=
=19.7 2v z =
23399
cos cos 14z β︒
=
=108.37 4) 查齿表系数
由表10-5,查得1Fa Y =2.80 2Fa Y =2.18
5) 查取应力校正系数
由表10-5,查得1sa Y =1.55 2sa Y =1.79
6) 由图10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳极限12FE FE σσ==620MPa 7) 由图10-18，取弯曲疲劳寿命系数1FN K =0.88 2FN K =0.91 8) 计算弯曲疲劳许用应力
（取弯曲疲劳安全系数S=1.4） 由式(10-12)得 []1F σ=
11FN FE K S σ⋅=0.88620
1.4⨯=389.7MPa []1F σ=22FN FE K S
σ⋅=0.91620
1.4
⨯=403MPa 9) 计算大小齿轮的
[]
Fa sa
F Y Y σ⋅并加以比较
[]
1Fa sa F Y Y σ⋅=2.80 1.55
389.7⨯=0.0114
[]2
Fa sa F Y Y σ⋅=2.18 1.79403⨯=0.00968
(2) 设计计算
n m 52
3
2
2 1.696 5.1105100.85cos 140.01140.818 1.66
⨯⨯⨯⨯⨯︒
≥⨯⨯⨯=3.30m
m
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大,取模数m=3.5可满足弯曲强度要求；但要同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =66.65mm 来计算应有的齿数，于是由
11cos n
d z m β
=
=18.49 取1z =18，则2z =u ⋅1z =5.49⨯18=98.82 取2z =99
这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

3.4.1.4几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=()122cos n z z m β
+=
()1899 3.5210.022cos14︒
⨯⨯=⨯ 将中心矩圆整为210mm
(2) 按圆速后的中心矩修正螺旋角
β=()12arccos 2n z z m a
+
=arccos
(1899) 3.5
2210
+⨯⨯=12.84︒
因β值改变不多，故αε、βK 、H Z 参数等不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
1d =
1cos n z m β=19 3.5cos12.84
︒
⨯=64.6mm
2d 2104 3.5=
cos cos12.84n z m β︒⨯==355.38mm （4）计算齿轮宽度
b=1d d φ⋅=0.864.6⨯=51.68mm
圆整后取2B =52mm 1B =57mm
3.4.2 低带级齿轮传动的设计计算
3.4.2.1 选择材料、齿轮精度等级、类型及齿数
1）材料及热处理。

由表10-1选得大、小齿轮材料为40r c ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC 。

2）按图示方案，低带级采用直齿圆柱齿轮传动。

3）因表面淬火，轮齿变形不大，且输送机为一般机器，故精度选用7级。

4）选取小齿轮的齿数1z =21，大齿轮的齿数为212z z i ==21⨯4 .51= 94.71 取2z =95。

3.4.2.2 按齿面接触强度设计
1t d []2
1312.32t E d H k T u Z u φ⎛⎫±≥⋅⋅ ⎪ ⎪σ⎝⎭
1）试选载荷系数t K =1.3
2) 小齿轮传递的转矩
1T =55.110510⨯N ⋅mm
3) 由表10-7选取齿宽系数d φ 因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选稍小的齿宽系数，取d φ=0.8
4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数E Z =189.8MPa
5) 由图10-21e 按齿面硬度查得6大、小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H σ=lim 2H σ=1050Mpa
6) 由式10-13计算应力循环次数
1N =60×1h n j l ⋅⋅=
60×269.58⨯1⨯(8×300×5)=1.94⨯810
2N =1N u =8
104.51
1.94⨯=1.93×810 7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.90；2HN K =0.95
8) 计算接触疲劳选用应力。

（取失效概率为1%，安全系数S 为1）
由式(10-12)，[]σ=lim N K S σ得： []1H σ=
1lim 1HN K S σ=0.90×1050/1=945MPa []2H σ=2lim 2HN K S σ=0.95×1050/1=997.5MPa (2)设计计算
1) 试算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中较小的值
1t d []2
1312.32t E d H k T u Z u φ⎛⎫±≥⋅⋅ ⎪ ⎪σ⎝⎭
= 2.322531.2 5.110510 5.51189.80.8 4.51945⨯⨯⎛⎫⋅⋅ ⎪⎝⎭=79.95mm
2) 计算圆周速度
11
601000
t d n V π⋅⋅=⨯=
3.1479.95269.58601000⨯⨯⨯=1.13m/s 3) 计算齿宽b 及模数nt m
b=1d t d φ⋅=0.8⨯79.95=63.96mm
nt m =11t d z =79.9521
=3.97mm 4)计算齿宽与齿高比b/h
h=a f h h +=2.25⨯nt m =2.25⨯3.97=8.91mm
b/h=63.96/8.9=7.19
5) 计算载荷系数k
由表10-2,得使用系数A K =1.25；根据v=1.05m/s 、7级精度由图10-8查得动载系数v K =1.05；由表10-3查得直齿轮H K α=F K α=1；由表10-4查得接触疲劳强度齿向载荷分布系数H K β=1.30
故载荷系数K=A K v K H K αH K β=1.25⨯1.05⨯1⨯1.30=1.71
6) 按实际的载荷系数校核所算得的分度圆直径
由式（10-10a ）得
311t t K d d K ==79.9531.711.3
⨯=87.60mm 7) 计算模数n m
n m =11d z =87.6021
=4.17mm
3.4.2.3 按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 []21312Fa Sa d F K T Y Y m z φσ⎛⎫⋅≥⋅ ⎪ ⎪⎝⎭
(1) 确定式中各计算参数
1) 计算载荷系数
由上面的可知A K =1.25, v K =1.02，F K α=1;由图10-13查得H K β=1.25
K=A K v K F K αF K β=1.25⨯1.02⨯1⨯1.25=1.594
2) 由图10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳极限12FE FE σσ==620MPa
3) 由图10-18，取弯曲疲劳寿命系数1FN K =0.92 2FN K =0.96
4) 计算弯曲疲劳许用应力
（取弯曲疲劳安全系数S=1.4） 由式(10-12)得 []1F σ=11FN FE K S σ⋅=0.926201.4
⨯=407.43MPa []1F σ=22FN FE K S σ⋅=0.966201.4
⨯=425.14MPa 5) 查齿表系数
由表10-5,查得1Fa Y =2.76 2Fa Y =2.21
6) 查取应力校正系数
由表10-5,查得1sa Y =1.56 2sa Y =1.785
7) 计算大、小齿轮的[]Fa sa
F Y Y σ⋅，并加以比较
[]
1Fa sa F Y Y σ⋅=2.76 1.56407.43⨯=0.010568 []2
Fa sa F Y Y σ⋅=2.21 1.785425.14⨯=0.009279 小齿轮的数值大
(2) 设计计算 m 53
2
2 1.594 5.1105100.0105680.821⨯⨯⨯≥⨯⨯=3.65mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大,取模数m=3.65mm,就近圆整标准值3.8mm 可满足弯曲强度要求；但要同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =66.65mm 来计算应有的齿数，于是由
11d z m ==87.603.8=23.16 取1z =24，则2z =u ⋅1z =24⨯4.51=108.24 取2z =108
这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

3.4.2.4 几何尺寸计算
（1）计算大、小齿轮的分度圆直径
1d =1z m ⋅=24 3.8⨯=91.2mm
22d =z m ⋅=108 3.8⨯=414.2mm
（2）计算中心距
a=()122z z m +=()24108 3.82
⨯⨯=252.7 （3）计算齿轮宽度
b=1d d φ⋅=0.887.6⨯=70.08mm
圆整后取2B =70mm 1B =75mm
3.5 轴的设计
3.5.1 轴的材料
根据《机械设计》表15-3从几种常用的轴的材料中选选取，由于小齿轮的直径较小，轴I 设计成齿轮轴，故选材与小齿轮相同为40Cr ，调质处理；而轴II 轴III 取材也为40Cr,调质处理。

3.5.2轴径的初步估算
由公式（15-2）3
o p d A n ≥， 可得各轴直径如下： 查表15-3得，o A =11297 取o A =110
轴I ：1311110p d n ≥=379.21101480
=41.45mm 轴II: 23
22110p d n ≥=375.29110269.58=71.9mm
轴III: 3333110p d n ≥=371.5711059.77
=116.81mm 当截面上开有键槽时,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱作用。

对于直径100d >mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大3％,有两个键槽时，增大7％；而对于直径100d ≤mm 时，有一个键槽增大5％7％；有两个键槽增大10％15％。

所以，根据以上原则，本题中的中间轴要用单键联接，故增大5％；输入轴的最外端要开键槽联接联轴器，故可增大7％；而输出轴的最外端也开槽联接联轴器，故可增大5％。

所以有：1d ≥41.45⨯(1+7％)=44.35
2d ≥71.9⨯(1+5％)=75.50
3d ≥116.8⨯(1+5％)=122.64
将上面三轴的计算结果取整，初步估定三轴的最小直径如下：
1d =48mm 2d =80mm 3d =125mm
3.5.3 轴的结构设计
转轴的结构形式为阶梯轴，各阶梯的直径和长度应综合考虑轴上的零件的固定、轴上零件的装配、轴的加工工艺等因素进行设计。

(1) 轴上零件的固定
轴上零件在轴上的周向固定多采用过盈配合，一般用键或花键的形式联接；且在轴径相差不在的情况下，键槽应设计在同一加工轴线上。

而在轴向上的固定，常采用轴肩与轴环、套筒、圆
螺母、弹性挡圈等形式。

(2) 轴上零件的装配
轴上零件的装配在保证顺利装配的前提下，要减少加工，选择阶梯级数最少，装配最方便，轴上零件数目最少，轴毛坏直径最小的结构方案。

(3) 轴的加工工艺性
根据加工工艺性的要求，主要是对轴的细部结构进行设计，一般要考虑退刀槽、越程槽及倒圆角等工艺。

根据以上原则，并结合《机械零件课程设计》表16-14图6-2，确定轴的结构大致如下：
轴I结构简图如图3-5-1所示：
图3-5-1 轴I结构简图
轴II结构简图如图3-5-2所示：
图3-5-2 轴二结构简图
轴III结构简图如图3-5-3所示：
图3-5-3轴三结构简图
3.5.4 按弯扭合成进行轴的强度校核
按弯扭合成进行轴的强度校核时，通常将轴视为受弯矩和扭矩合成作用之可动铰链二支点梁。

(1) 对轴I(输入轴)进行校核
1) 绘轴的计算简图，如图a所示
2) 计算作用在轴上的力
轴I上高速级齿轮为斜齿轮，由《机械零件课程设计》表６
-17，得
2t T F d ==2511.050.0646⨯=15.8KN r F =tan cos t F αβ=15.8tan 20cos12.84⨯︒︒=5.9KN Fa =t F ⋅tan β=15.8tan 12.84︒=3.59KN
3) 求支点反力
根据静力学平衡条件得：
A 支点反力：
HA F =10.42KN VA F =3.89KN
C 支点反力：
HC F =5.38KN VC F =2.01KN
4) 作弯矩图
如图，c 水平面弯矩图：B 截面处的弯矩最大。

HB M =739.82N ⋅m
e 垂直面弯矩图：B 截面处的弯矩最大。

1V M =276.2 N ⋅m 2V M =163.33 N ⋅m 轴向力aB F 所产生的转矩为： Ma=2Fa D ⋅=3.5964.62
⨯=116N ⋅m f 合成弯矩图：由合成弯矩22x z M M M =+，得
1M =221HB V M M +=
22739.82276.2+=789.70N ⋅m
2M =222HB V M M +=
22739.82163.33+=757.63 N ⋅m 5) 作扭矩图 T=511.05N ⋅m 6) 作当量弯矩图 当量弯矩为：
d M =22()M T α+ 取α=0.3
则d M =22757.63(0.3511.05)+⨯=772.99N ⋅m 7) 校核轴的强度
受载最大的剖面在B 处齿轮中间平面上，可用3
32
d w π=
来计
算。

e σ=d M W =33
789.701032
3.1455
⨯⨯⨯=48.37MPa 查表15-1，得40r c 的许用弯曲应力为[]1b σ-=70MPa 校核结果：e σ<[]1b σ-=70MPa,剖面的强度满足要求。

根据以上的计算，作轴的载荷分析图如下：
ÀB C D
F HC
F VC
T
Fa Fr
Ft
F HA
F VA
F YA F HA Ft
F HC
M HB
F YA
F VA
Fr Fa
Ma
F VC
M v1
M V2M 1
M 2
T
M 1
M e
a 计算简图
b 水平面受力图
C 水平面弯矩图
d 垂直面受力图
e 垂直面弯矩图
f 合成弯知图
g 转矩图
h 当量弯矩图
(2) 以轴II(中间轴)进行强度校核 1) 绘轴的计算简图，如图a 所示 2) 计算作用在轴上的力
轴II 上高速级齿轮为斜齿轮，低速级齿轮为直齿轮，由《机械零件课程设计》表６-17，得 2tB T F d =
=22667.180.35538
⨯=15KN rB F =
tan cos tB F αβ
=15tan 20cos12.84⨯︒
︒=5.6KN B Fa =tB F ⋅tan β=15tan 12.84︒=3.42KN tC F =
2T d =22667.18
0.0912
⨯=58.5KN rC F =tC F tan α=58.5tan 20︒
3) 求支点反力
根据静力学平衡条件得： A 支点反力：
HA F =30.41KN VA F =-3.21KN
D 支点反力：
HD F =43.09KN VB F =-12.49KN
4) 作弯矩图 如图，c 水平面弯矩图：
1H M =30.41⨯68.5=2083.09N ⋅m
2H M =43.09⨯80=3447.2N ⋅m
e 垂直面弯矩图：
VB M =-3.21⨯68.5=-219.89 N ⋅m
轴向力aB F 所产生的转矩为：
Ma=
2Fa D ⋅=3.42355.38
2
⨯607.7N ⋅m 2V M =-12.49⨯80=-999.2 N ⋅m 1V M =607.7-219.89=387.81 N ⋅m
f 合成弯矩图：22x z M M M =+得
1M ==2211H V M M +=
222083.09387.81+=2119.68N ⋅m
2M ==2222H V M M +=223447.2(999.2)+-=3589.09N ⋅m
5) 作转矩图及当量弯矩图
中间轴通过齿轮来传递转矩和功率，转矩已由上面的齿轮间的载荷而得到分析；故合成弯矩当量弯矩即为。

6) 校核轴的强度
由弯扭合成图可以看到，齿轮C 处的弯矩最大，且齿轮C 和B 处的轴段直径相等，故齿轮C 处的横截面最危险。

查表15-1，得40r c 的许用弯曲应力为[]1b σ-=70MPa
e σ=d M W =323589.0910323.1485
⨯⨯⨯=59.56MPa 校核结果：e σ<[]1b σ-=70MPa,剖面的强度满足要求。

根据以上的计算，作轴的载荷分析图如下：
F VA F HA F tB FaB
F rB
F tc
Fr c
F HA
F RB F
tB
F tD
F VD
Frc
Ma=FabD/2
F rB
F aB
Fv A
F Va
M
V1
M
V2
M1M2
a计算简图
b水平面受力图
C水平面弯矩图
d垂直面受力图
e垂直面弯矩图
f合成弯知图
(3) 对轴III (输出轴)进行校
1) 绘轴的计算简图，如图a所示
2) 计算作用在轴上的力
轴上低速级为直齿轮，由《机械零件课程设计》表６－17得
2t T F d =
=211435.390.4142
⨯=55.22K tan r t F F α==55.22tan 20⨯︒=20.1KN
3) 求支点反力
根据静力学平衡条件得： B 支点反力：
HB F =18KN VB F =6.57KN
D 支点反力：
HD F =37.16KN VB F =13.53KN
4) 作弯矩图
如图，c 水平面弯矩图：c 截面处的弯矩最大。

1HC M =-18.06⨯159.5=2880.57N ⋅m
2HC M =18.06⨯159.5=2880.57N ⋅m
e 垂直面弯矩图：c 截面处的弯矩最大。

1VC M =-6.27⨯159.5=1047.92 N ⋅m 2VC M =6.27⨯159.5=1047.92 N ⋅m
f 合成弯矩图：由合成弯矩22x z M M M =+，得
1M ==-
2211HC VC M M +=-3065.26N ⋅m
2M ==2222HC VC M M +=3065.26N ⋅m
5) 作扭矩图 T=11435.39N ⋅m 6) 作当量弯矩图 当量弯矩为：
d M =22()M T α+ 取α=0.3
则d M =223065.26(0.311435.39)+⨯=4600.54N ⋅m 7) 校核轴的强度
受载最大的剖面在齿轮中间平面处，此剖面虽有键槽，但仍可近似用3
32
d w π=
来计算。

e σ=d M W =32
4600.5410323.14135⨯⨯⨯=19.06MPa 查表15-1，得40r c 的许用弯曲应力为[]1b σ-=70MPa 校核结果：e σ<[]1b σ-=70MPa,剖面的强度满足要求。

根据以上的计算，作轴的载荷分析图如下：
A
B C
D T
Fa Fr Ft
Ft
M VC2
M 2
T
M e
a 计算简图
b 水平面受力图 C 水平面弯矩图
d 垂直面受力图
e 垂直面弯矩图
f 合成弯知图
g 转矩图
h 当量弯矩图
F VB
F HB
F VD F HD
F HB
F HD
M HC2F VB
Fr
F VD
M HC1M VC1M 1T
3.6 轴承的选择
3.6.1 轴I 上的轴承的选择
(1) 初步选择,计算当量动负荷
由工作需要的要求得：轴承的使用时间为
h L =5⨯300⨯8=12000
第一对轴承的当量动载荷P ：()p r a P f XF YF =+ 查手册取 p f =1.1
由于轴的转速较高,且具有一定的轴向力,故初步选择圆锥滚子轴承3000型。

由轴的载荷分析计算部分，可知作用在轴承上的径向力和轴
向力为：
1r F =22HA VA F F +=2210.42 3.89+=11.12KN
2r F =22HC VC F F +=225.38 2.01+=5.74KN
ae F =3.59KN
由于轴承的型号没定，暂时选轴承的e=0.32 Y=1.8。

由表20-11所列公式可求得两轴承的内部轴向力为：
1d F =
12r F Y =11.122 1.8⨯=3.09KN 2d F =22r F Y = 5.742 1.8⨯=1.59KN
因为1d F <2d F +a F
所以轴承1被压紧，轴承2被放松。

故轴承1、轴承2所受到的轴向力分别为：
1a F =3.59+1.59=5.18KN
2a F =2d F =1.59KN 对轴承1:
11a r F F =5.1811.12
=0.47>e 故X =0.4 Y =1.8 I P =()p r a f XF YF +=1.1(0.4⨯11.12+1.8⨯5.18)=15.15
对于轴承2:
22a r F F =1.59
5.74
=0.29<e 故X =1 Y =0 地II P =()p r a f XF YF +=1.1⨯5.74=6.31KN (2) 确定轴承的型号
由于I P >II P ，因此只按I P 选择轴承型号。

由表20-8，查得寿命系数h f =2.60，由表20-9查得速度系数n f =0.32。

由公式20-3可得C=h
n
f P
f =15.15⨯ 2.60.32= 123.09KN
由表8-29查得内d=500mm 的单列圆锥滚子轴承的额定负荷c 接近于123.09KN 的有：
30310 C=130KN e=0.35 Y=1.7 (3) 校核强度
因30310轴承的e 和Y 值与暂取值不等，故需进行验算校核。

作用于轴承1、2的轴向负荷
1d F ＝
12r F Y ＝11.122 1.7⨯＝3.27KN 2d F =22r F Y = 5.742 1.7
⨯=1.69KN
因为1d F <2d F +a F
所以轴承1被压紧，轴承2被放松。

故轴承1、轴承2所受到的轴向力分别为：
1a F =3.59+1.69=5.28KN
2a F =2d F =1.69KN
11a r F F =5.2811.12=0.47>e 故X =0.4 Y =1.7 I P =()p r a f XF YF +=
1.1(0.4⨯11.12+1.7⨯5.28)=14.77 KN
22a r F F =1.695.74
=0.29<e 故X =1 Y =0 II P =()p r a f XF YF +=
1.1⨯5.74=6.31KN
因为I P >II P ，所以验算轴承1的寿命。

由公式20-3得h n
c
f f p
=＝0.32
130
14.77
=2.8。

由表20-8,反查得 'h L =16000>h L =12000故满足要求。

3.6.2 轴II 上的轴承的选择 (1) 初步选择,计算当量动负荷
由工作需要的要求得：轴承的使用时间为h L =5⨯300⨯8=12000 第一对轴承的当量动载荷P ：()p r a P f XF YF =+, 查手册取
p f =1.1。

由于轴的转矩较大,且具有一定的轴向力,故初步选择圆锥滚子轴承3000型。

由轴的载荷分析计算部分，可知作用在轴承上的径向力和轴
向力为：
1r F =22HA VA F F +=
2230.41 3.21+=30.58KN。