带式运输的传动装置设计课程设计说明书(编辑修改稿)

带式运输的传动装置设计课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

K Ka K ZH MPaZ E  a Z 17 查表 得， YFa YFa 查表 得， YSa YSa 因 a 得   aY    FSaFanF YYYmdTb K 122 M P aF 3  M P aM P ab K YY YYYYYmd TSaFaSaFaFSaFanF 2 1 721122122122    大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求 mmd 1201 mmd 3962  mma dd 2 5 82 21  计算齿轮传动的其他尺寸 齿顶高 ah = ah m=1 4=4mm 齿根高 fh = ah c m =（ 1+） 4=5mm 全齿高 h= ah + fh =4+5mm=9mm 顶隙 c =c m= 4=1mm 齿顶圆直径 3ad= 3d +2 ah =120+8mm=128mm 4ad= 4d +2ah =395+8mm=403mm 齿根圆直径3fd= 4d － 2 fh =12010=110mm m=4 mmd 1201 mmb 1202  YFa YFa YSa YSa M P aF 3  mma 258 ah =4mm fh =5mm h=9mm 18 4fd= 4d － 2fh =395－ 10=385mm 齿轮作用力的计算 ⑴高速级齿轮传动的作用力 已知高速轴传递的转矩 1T =126130N mm 转速 1n =343r/min 螺旋角  = 小齿轮左旋，大齿轮右旋， 小齿轮直径 1d =80mm ①齿轮 1 的作用力 圆周力 Ft1 = 112Td = 801261302 N= 径 向 力 为 c ostan11 aFF ntr = o s 20ta n  轴向力 tan11 FF ta  =  = ② 齿轮 2 的作用力 从动齿轮 2 各个力与主动齿轮 1 上相应的力大小相等，作用力方向相反。 ⑵低速级齿轮传动的作用力 已知条件低速轴传递的转矩 2T =545180N mm 转速 2n =小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为 3d =120mm ①齿轮 3 的作用力 圆周力 NdTFt 5451802323 2  = 径向力 NaFF ntr 3 0 720ta 0 8 6ta n33  ②齿轮 4 的作用力 从动齿轮 4 各个力与主动齿轮 3 上相应的力大小相等，作用力方向相反。 8中间轴的设计计算 已知条件 c =1mm 3ad=128mm 4ad=403mm 3fd=110mm 4fd=385mm NFt  NFr  NFa  19 中间轴传递的功率 2P =，转速 2 rn ，齿轮 2 分度圆直径 2d =360mm， mmd 1203  齿轮宽度 2b =80mm， 3b =125mm 选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 826选常用的材料 45 钢，调质处理 初算轴径 查表 63 得 C=103~126，现取 C=110， mmNPCd 10 33m i n  结构设计 轴的结构构想如图 ⑴ 轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。 然后，按轴上零件的安装顺序，从 mind 处开始设计 ⑵ 轴承的选择与轴段 ①及轴段⑤的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，选择深沟球轴承。 轴段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。 暂取轴承为 6209，由表 111得，轴承内径 d=45mm，外径 D=85mm，宽度 B=19mm，定位轴肩直径 ad =52mm，外径定位直径 mmd in  20 aD =78mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离 3a = 通常一根轴上的两个轴承取相 同的型号，则 5d =45mm ⑶轴段②和轴段④的设计 轴段②上安装齿轮 3，轴段④上安装齿轮 2，为便于齿轮的安装，2d 和 4d 应分别略大于 1d 和 5d ，可初定 2d = 4d =50mm 齿轮 2 轮毂宽度范围为（ ~） 2d =~75mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度 2b =70mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。 由于齿轮 3 的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度3b =125mm 相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。 为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段 ②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取 2L =123mm， 4L =68mm ⑷ 轴段 ③ 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（ ~） 2d =~5mm，取其高度为 h=4mm，故 3d =58mm 取 mmL 83  ⑸ 轴段 ①及轴段⑤的长度 轴承内端面距箱体内壁的 距离取为  =12mm 齿轮 2 与箱体内壁的距离取为 mm132  齿轮 3 与箱体的内壁的距离取为 mm101  中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段 ① 的长度为 mmBL 37211  轴段 ⑤ 的长度为 mmBL 46225  ⑹ 轴上力作用点的间距 mmabLl 8822 3311  mmbbLl 0 82 3232  由表 111（课程设计） d=45mm 宽度 B=19 3b =125mm 2L =123mm 4L =68mm mmL 83  mm220B 21 mmabLl 3253  键连接 齿轮与轴间采用 A 型普通平键连接，查表得键的型号分别为键 14 100GB/T 1096— 2020 和键 14 60GB/T 1096— 2020 轴的受力分析 (1) 画轴的受力简图 轴 的受力简图如图所示 (2) 计算轴承支承反力 在水平面上为   3212232321 llldFllFFxR arr N NFRF rhrx 3 0 1 7 7R 3122  式中的负号表示与图中所画力的方向相反 mmL 371  mmL 465  22 在垂直平面上为   Nlll lFllFR ttz 18321 313221   NRRR zttz 1 2 1R 1232  轴承 1 的总支承反力为 NzRxRR 7 5 121211  轴承 2 的总支承反力为 NzRxRR  （ 3）画弯矩图 在水平面上， aa 剖面右侧 mmNlRM xax  6 6 8 2 0 8 511 bb 剖面为 mmlRM xbx  0 6 12239。 mmNdFMM abxbx  1 0 2 92 2239。 在垂直平面 上为 mmNlRM zaz  4 9 4 5 111 mmNlRM zbz  2 4 8 1 532 合成弯矩， aa 剖面左侧 mmNMMM azaxa  bb 剖面左侧为 mmNMMM azbxb  4482 32239。 bb 剖面右侧为 6922  bzbxb MMM （ 4）画转矩图， mmNT  5451802 校核轴的强度 aa 剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故 aa剖面为危险截面 求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。 现 23 选用轴的材料为 45钢，并经过调制处理。 由表 64 中查出与其对应的  MPa601  b ，取  =   mmNaTMM bvb  522 根据 aa 剖面的当量弯矩求直径   mmMd bva 12   在结构设计中该处的直径 mmd 504  ，故强度足够。 校核键连接的强度 齿轮 2 处键连接的挤压应力为 M P ahld Tp 4 2  查表 67 得  p =125~150MPa，  p p，强度足够 齿轮 3 处的键长于齿轮 2 处的键，故其强度也足够 校核轴承寿命 计算轴承的轴向力 由表 111 查的深沟球轴承 6209 轴承得 rC =31500N ， orC =20500N ， 2aF = ， r2F = N。 r3F =， a3F =0N 因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。 oraCF raFF 利用插值法，计算径向动载荷系数 X=1，轴向动载荷系数 Y=0. 查表 pf   5 6 9 6 8 arp YFxFfp 查表 78 该轴承的预期寿命 1202039。 10 hL hrh LhCnL 10610 1 2 7 7 3 1106010  故轴承寿命足够。