机械设计课程设计-带式运输机的传动装置(编辑修改稿)

机械设计课程设计-带式运输机的传动装置(编辑修改稿)内容摘要：

式为 机械设计课程设计 16 （ 1）确定公式内的各个计算数值 1）由图 1020c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度 MPaFE 5001  ； 大齿轮的弯曲疲劳强度 MPaFE 3802  ； 2 ） 由 图 1018 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 FNK FNK 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=,由式（ 1012）得 ：   M P aM P aSK FEFNF 0 5 0     M P aM P aSK FEFNF 3 3 8   4）计算载荷系数 K。 5 8   FFvA KKKKK 5）查取齿形系数。 由表 105 查得 FaY ； FaY。 6）查取应力校正系数。 由表 105 查得 SaY ； SaY。 7）计算大、小齿轮的  FSaFaYY 并加以比较   0 1 4 3 0 3 11 F SaFa YY    0 1 6 4 22 F SaFa YY  大齿轮的数值大 机械设计课程设计 17 （ 2）设计计算 mmmmm 20124  对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由 齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度 所决定的承载能力，仅与齿轮直径 (即模数与齿数的乘积 )有关，可取有弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 mmm 3 ，按接触强度算的分度圆直径 mmd  ，算出小齿轮齿数 3  mdz 大齿轮齿数 z ， 取 1114z。 这样设计出的齿轮传动，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。 算 （ 1）计算分度圆直径 mmmmmzd 8132733  mmmmmzd 333311144  (3)计算中心距 mmmmdda 2 0 72 3 3 3812 43  (3)计算齿轮宽度 mmmmdb d 818113   取 mmB 814  ， mmB 863 。 机械设计课程设计 18 第四章 轴的设计计算及校核 一、轴的设计 选取轴的材料为 45钢 ,正火调制处理 . Ⅰ轴的结构设计 1）初步确定轴的最小直径 按 [4]式 152 初步估算轴的最小直径 . 根据表 153 取 1100A ，于是得 : mmnPAd 960 33 110m i n  输出轴的最小直径显然是安装联轴器的 ,为使所选的轴的直径 1d 与联轴器的孔径相适应 ,需同时选取联轴器型号 . 联轴器的转矩 TKT Aca 1 ,查表 141,取 KA 则有 mmNT ca  3 按照计算转矩 caT 应小于联轴器公称转矩的条件 ,查标准20204323TGB 选用 HL1 型弹 性套 柱 销联 轴 器 ,其 公称 转矩 为160000 Nmm。 联轴器的孔径 20d mm .故取 20d mm1 ,联轴器长度L= mmL 381  . 2）拟定轴上零件的装配方案 . 机械设计课程设计 19 轴上装配有弹性套柱销联轴器 ,滚动轴承、封油圈、圆柱齿轮、键、轴承端盖 . 3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 . （ 1）为了满足弹性联轴器的轴向定位要求，取第一段右端需制出一轴肩。 定位轴肩高度： mmdh 2~)~( 1  ， h取 2mm,故取二段的直径 mmhdd 2222020  ，左端用轴承端盖定位，联轴器与轴配合的轮毂孔长度 mmL 381  ，为了保证轴承端盖只压在联轴器上，而不压在轴的端面上，故二段的长度应比 1L 略短一些，现取 mmL 352 。 （ 2）初步选择滚动轴承 因轴承同时受径向的作 用，参照工作要求根据 mmd 222  ，由《机械设计手册》，选取 6204 型深沟球轴承， mmmmmmBDd 144720  ，非定位轴肩高度： 3~2)3~2(  ch ， h 取 3mm mmhdd 2532223  ，L3=轴承宽度 +套筒宽度 =20+20=40mm. （ 3)其他轴段设计 轴段 4设计 因圆柱齿轮 mmB 491  ， mmBL 48~47)2~1(14  ， 4L =48mm 机械设计课程设计 20 非定位轴肩高度 h mmhdd 28~2734  4d 取 28mm 轴段 5设计 :轴环部分 定位轴肩高度 mmdh ~)~( 4  轴环宽度 5L 取 20mm， mmdd 30245 。 轴段 6设计： 1）先算轴段 7： mmdd 2537  mm207  轴承宽度L 2）定位轴肩高度 : mmdh ~)~( 7  h取 2mm. mmhdd 2722576  ,L6 按中间轴决定。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸： 倒 角 145 ，圆角 2R mm=。 Ⅱ轴的结构设计及校核 已 知 ： Ⅱ 轴 的 功 率 KWp  ， rn  mNT  1）求作 用在齿轮上的力 机械设计课程设计 21 已知：大齿轮分度圆直径 mmd 2142  小齿轮分度圆直径 mmd 401  大齿轮上的作用力有： NdTF t 1521 4 0223221  NFF tr a a n 011   小齿轮上的作用力有： NdTF t 044 3122  NFF tr a a n 022   2）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 初步估算轴的最小直径 0A 查表（ 15— 3） 取0A=120 mmnPAd 3 0 2 0 33 220m i n  ， mmd 35 3）轴的结构设计及校核 （ 1） 拟定轴上零件装配方案 中间轴上的零件主要是两个齿轮，其次为轴承，套筒等，结构如下图。 （ 2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 ①为了满足轴向定位的要求，左端轴承用轴承端盖和挡圈定位，按机械设计课程设计 22 轴端直径取挡圈直径 35D mm=。 ②初步选择滚动轴承 因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据 1 35d mm ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承 6207 型，其尺寸为： 1 8 . 5d D T m m m m m m       故取 mmdd 3571  ，计算方法同上 mmL 301  ， mmd 382  ，mmL 422  ， ③齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。 已知齿轮的轮毂宽度mmB 491  ， mmL 483  ， mmB 704  , mmL 705  为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，小齿轮右端和大齿轮左端均采用轴肩定位，轴肩高度mmdh 2  ，取 mmh 5。 则轴环处的直径 mmd 423  ， mmd 454 取轴环的长度 mmL 104  ， mmLL 4262  mmd 386  , mmLL 3071  , ④Ⅱ轴的总长度 7654321 LLLLLLLL  =30+42+48+10+70+42+30=272mm 由此可知高速轴 6L 93mm,总长 L 320mm。 （ 3）、轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按 2d 查手册，查得平键截面 10 8bh   （ GB/T 1095～ 1979）。 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 76Hn ，同样，联轴器与轴的配合为 76Hk ，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的。 机械设计课程设计 23 （ 4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 [4]II表（ 15— 2），取轴端倒角为 145，各轴肩处的圆角半径为 2mm. （ 5）、求轴。