带式输送机的传动系统设计课程设计(编辑修改稿)

带式输送机的传动系统设计课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

300MPa σ Flim2=220MPa YN1=YN2=1 SF= Yx=1 [σ F1] =480 MPa [σ F2] =352 MPa H= mm \h= K= YFa1= YFa2= Ysa1= Ysa2= YF[1Ys[1[σ F1] = YF[2Ys[2[σ F1] = 机械设计课程设计 12 / 33 YF[1Ys[1[σ F1] = = YF[2Ys[2[σ F1] = = 大齿轮的数值大，应把大齿轮数据带入公式计算 计算重合度系数，按式 718 计算得 Yε=+= 把以上数值代入公式计算得 m ≥ √2kT1YF[Ys[Yεφ^z12[σF]3 =√2242 = 由于齿轮的模数 m 的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出的数值按国际标准圆整为 m=2，再按接触强度计算出的分度圆直径 d1=76 mm 协调相关参数与尺寸为 Z1=^1m=762 =38 Z2=μZ1=438 = 152 这样设计出来的齿轮在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。 6． 齿轮其他主要尺寸计算 分度圆直径 d1=m Z1=238 = 76 mm d2=m Z2=2152 = 304 mm 齿顶圆直径 da1= d1+2ha=76+22 = 80 mm da2= d2+2ha=304+2 2 = 308 mm 齿根圆直径 df1=d12hf=762 3 = 70 mm df2=d22 hf=30423 = 298 mm 中心距 a=^1: ^22 =76:3042 =190 mm 齿宽 b2=φdd1=61 mm b1= b2+8=69 mm 7． 确定齿轮结构形式和其他结构尺寸，并绘制齿轮零件工作图。 Yε= m = Z1=38 Z2= 152 d1= 76 mm d2== 304 mm da1=80 mm da2= 308 mm df1= 70 mm df2= 298mm a=190 mm b2=61 mm b1=69 mm 机械设计课程设计 13 / 33 五、轴的设计计算 输出轴设计（Ⅲ轴） 已知：输出轴功率为 P 3 =，转速为 45r/min,转矩为 m,大圆柱齿轮的直径为 304 mm，齿宽为 61mm。 选取轴的材料为 45 钢（调质），10650 M ,[ ] 59 M ,[ ] 98MbbbPaPaPa 2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径 先据表 122，按 45 钢（调质）取 A=112,则： dmin=A√p3n33 = mm 要使轴径 d12与联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号 查课本 P297,查 TA=, 设计扭矩： Tc=TA T3= .= m,查《机械设计课程设计》 P298， 取 HL4 弹性柱销联轴器，额定扭矩为1250N m 其半联轴器的孔径 d =45mm,长度为 L=112mm。 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84 故取 LⅠ Ⅱ =82mm， 3. 轴的结构设计 （ 1）拟定轴的装配方案如下图： 机械设计课程设计 14 / 33 （ 2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 1）为了定位半联轴器， 12 轴右端有一轴肩，取 dⅡ Ⅲ=50mm, 轴承端盖总宽度为 20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离 l=40mm，故 LⅡ Ⅲ =29+40=60mm挡圈直径 D=65mm 2）选取轴承型号： 深沟球 轴承 6311 型号， d D T=55mm120mm 29mm所以取 dⅢ Ⅳ =dⅦ Ⅷ =55 mm 3）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度 h=5mm,选 dⅣ Ⅴ =60 mm 4）齿轮与右轴承间采用套筒定位，套筒直径为 65mm, 齿轮的轮毂宽度 ( ~ )hsld 故取 hl 为 48mm, 轴肩h,取 h=5mm,轴环处处的直经 dⅤ Ⅵ =65mm,LⅤ Ⅵ ,取 LⅤ Ⅵ =7mm, 5)取箱体 —— 小圆锥齿轮的中心线为对称轴， LⅣ Ⅴ =57mm LⅦ Ⅷ =29+10=39 mm 6)取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离 c=20mm（参见图 1221）。 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。 应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm（参见图 1221），已知深沟球轴承宽度 B=29mm,大锥齿轮轮彀长 L=30mm 则 LⅢ Ⅳ =B+S+a+(6157)=57 mm LⅥ Ⅶ =L+a+c+sLⅤ Ⅵ =67 mm 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 （ 5） 轴上零件的周向定位。 齿轮，半联轴器与轴的周向定位独 采 用 平 键 连 接。 按 d45 由 查 表 41 得 平 键 截 面mmmmhb 1118  ，键槽长为 56mm，同时为了保证齿轮与轴承配合有良好的对中性，选择齿轮轮彀与轴的配合为 H7/m6（直径为 60，处于 50250 之间）；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为 mmmmmm 56919  ,半联轴器与轴的配合为H7/ m6 机械设计课程设计 15 / 33 公差说明： k6 滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来实现。 由前面的轴的计算知： （ 1）  45 的轴段与联轴器相连 对于 k6，根据查表 34得：下偏差 ei=0 查表 3 2 标准公差的数值查得： IT6=13m 所以：下偏差 es=ei+IT=0+13=+13 m =+ （ 2） 55 的轴段与轴承相连选择 m6 根据表 34得：下偏差 ei=+11 m =+ 查表 3 2 标准公差的数值查得： IT6=13m 所以：下偏差 es=ei+IT=+11+13=+24 m =+ （ 3） 60 的轴段与 齿轮轮彀配合 同理可 得： 该处 的轴 的上 下偏 差为 ： +、+ （ 6） 确定轴上圆角和倒角尺寸。 低速轴的参数值 表 低速轴的参数值 轴的参数 参数符号 轴的截面（ mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 轴段长度 L 80 60 57 57 7 67 39 轴段直径 d 45 50 55 60 65 60 55 轴肩高度 h — 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 — 1）齿轮上的作用力的大小 α = 200 机械设计课程设计 16 / 33 Ft=2020T3^2 =3728 N Fr=Fttanα=1357 N 利用受力平衡和弯矩平衡可列平衡方程如下： 0)( 332121   LFLLF FFFrr 得： F1=839 N F2=518 N 显然水平方向不收弯矩，下面计算垂直方向的弯矩： T=F1L2=51179 N mm 3）画弯矩 扭矩 图： 机械设计课程设计 17 / 33 载荷分布如下 : 低速轴上的载荷分布 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 0NHF Fnv1=839 N FNv2=518 N 弯矩 M 0NHM Mv=51179 N mm 总弯矩 Mv=51179 N mm 扭矩 T T=566630 N mm 按弯扭校核轴的疲劳强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面机械设计课程设计 18 / 33 （即危险截面 C）的强度。 由计算公式得，  221   IIcaMTW 式中： ca — C 截面的计算应力 （ MPa)  — 折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根 据文献 1 中 P290 应取折合系数  W — 抗弯截面系数（ mm3），根据文献 8中 P142 知： 1 6 0 3VIV3 NW  π σca = √M12:αTⅡ2W =√511792:566630221600 = 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，根据文献 1表 121查得： MPa180][ 1  ，因此 1[]ca ，故安全。 （ 1）判断危险截面。 截面 A， II， III， B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定的，所以截面 A， II， III， B 处均将无须校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。 截面 V 的应力集中的影响和截面 IV 的相近，但截面 V 不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必作强度校核。 截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合剂键槽引起的应力集中均在两端），而且 这里轴的直径最大，截面 C 也不必校核。 截面VI和 VII 显然更不必校核。 由于机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 IV 左右两侧即可。 （ 2） 截面 IV左侧， 由公式知： 抗弯截面系数 333 166 . 1d W mm 抗扭截面系数 33 33。