机械设计基础课程设计-带式输送机传动装置设计(编辑修改稿)

机械设计基础课程设计-带式输送机传动装置设计(编辑修改稿)内容摘要：

  （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 td1 ，有计算公式得 mmd t 82)626 ( 241   2）计算圆周速度 15 smndv t / 0 0 060 0 0 060 11    3）计算齿宽 b 及模数 ntm mmmmdb td 828211   12c os82c os11  zdm tnt  mmmh nt  hb 4）计算纵向重合度  n3013 1 n3 1 1    zd 5）计算载荷系数 已知使用系数 1AK ，根据 smv / ， 7 级精度，由 [1]图 10— 8 查的动载系数VK ；由表 10— 4 查的 HK ；由表 10— 13 查得 FK ；由表 10— 3 差得  FH KK。 故载荷系数   HHVA KKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由 [1]式（ 10— 10a）得 mmmmKKddtt 3311  7）计算模数 nm mmzdm n 12c o o s11   由 [1]式（ 10— 17） 3 2122][co s2 F SaFadn YYzYTKm    （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数   FFVA KKKKK 16 2）计算纵向重合度  ，从 [1]图 10— 28 查的螺旋角影响系数 Y 3）计算当量齿数 s30co s 3311  zz v s93co s 3322  zz v 4）查齿形系数 由 [1]表 10— 5 查得 FY ； FY 5）查取应力校正系数 由 [1]表 10— 5 查得 SY ； SY 6）由 [1]图 10— 20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001  ；大齿轮的弯曲疲劳极限 MPaFE 3802  7）由 [1]图 10— 18 取弯曲疲劳寿命系数 FNK ， FNK 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，由式 [1](10— 12)得 M P aSK FEFNF 2 5 0 ][ 111   M P aSK FEFNF 5 3 8 ][ 222   9）计算大小齿轮的][ FSaFaYY 0 1 2 3 2 1 5 9 9 ][ 1 11 F SaFa YY  0 1 5 ][ 2 22 F SaFa YY  大齿轮数值大。 （ 2）设计计算 mmm n 12c 2 24   由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。 取 nm 以满足弯曲疲劳强度。 为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 d 计算 17 齿数。 12c o o s11  mdz  取 331z ，则 z 取整 1022 z 几何尺寸计算 mmmmmzza n 7 212co s2 )1 0 233(co s2 )( 21   将中心距圆整为 173mm。   r c c o s)(a r c c o s 21 ）（za mzz n 因 β 值改变不大故参数 HZK , ， 不必修正。 mmmmmzd n s s11   mmmmmzd n 6 s 0 2co s22   mmmmdb d   圆整后取 mmB mmB 908512  四个齿轮的参数列表如表 2— 1 表 2— 1 齿轮 模数)mm(m 齿数 Z 压力角)( 螺旋角 )( 分 度 圆 直 径)mm（d 齿顶圆直径)mm(ad 齿底圆直径)mm(fd 高 速 级 小齿轮 2 27 20176。 176。 56 60 51 高 速 级 大齿轮 2 108 20176。 176。 224 228 219 低 速 级 小齿轮 33 20176。 176。 低 速 级 大齿轮 102 20176。 176。 18 续表 2— 1 齿轮 旋向 齿宽 B 轮毂 L 材质 热处理 结构形式 硬度 高速级小齿 轮 右 61 61 40Cr 调质 实体式 280HBS 高速级大齿 轮 左 56 65 45 钢 调质 腹板式 240HBS 低速级小齿 轮 左 90 90 40Cr 调质 实体式 280HBS 低速级大齿 轮 右 85 92 45 钢 调质 腹板式 240HBS 轴系部件设计 第 ）（  轴设计 初算第 III 轴的最小轴径 3P ，转速 3n ，转矩 3T 由前面算得： kWP  ， min/ rn  ， mmNT  12076103 低速级大齿轮的分度圆直径 mmd  NdTF t 9 2 3 6 11 2 0 7 6 1 022 2 3  NFF ntr s 20t an9239co st an   NFF ta 2 0 8 a n9 2 3 9t a n   先按 [1]式（ 15— 2）初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据表 [1]表 15— 3，取 1130 A ,于是得 mmmmnPAd 33330m i n  输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径 d ，故需同时选取联轴器的型号。 查 [1]表 14— 1，考虑到转矩变化小，故取 AK。 则联轴器的计算转矩 mmNmmNTKT Aca  1 8 1 1 4 1 51 2 0 7 6 1。 查 GB/T5014—— 1985，选用 HL5 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mmN 2020000 .半联轴器的孔径 19 mmd 60 ，故取 mmd 60 ，半联轴器长度 mmL 142 ，半联轴 器与轴配合的毂孔长度 mmL 1071 。 第 III 轴的结构设计 2— 2 位置 直径（ mm） 理由  60 由前面算得半联轴器的孔径 mmd 60  70 为满足半联轴器轴向定位要求，  轴段需制出一个轴肩，mmdh 6~)~(  ，故 取 mmd 70。 IV 75 根据 mmd 70 选取 0 基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30315 其尺寸为 mmmmmmTDd 4016075 。 故 mmdd 75VVV      。 VIV— 87 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由 [2]上差得 30315 型轴承的定位轴肩高度 mmh 6 ，因此取 mmd 87VV 。 VV— 89 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh  ，故取 mmh 6 ，则轴环处直径 mmd 89VV  ，齿轮处直径见  VV — 段理由。  VV — 77 取安装齿轮处的轴段直径 mmd 77VV 。  VV — 75 见 IV 段理由。 表 2— 2 2— 3 位置 长度（ mm） 理由  105 为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 段长度应比 1L 略短些，取 mml 105。  50 轴承端盖总长度为 20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离mml 30 ,故取 mml 50。 IV 40 IV 为联轴器长度，故 mml 40V  VIV— 97 mmmmsacLl 97)128162065(12VV  VV— 12 轴环处轴肩高度 mmh 6 ，轴环宽度 hb  ，取 mml 12VV  20  VV — 88 已。