机械设计课程设计-带式输送机传动装置的设计f=3600，v=13，d=(编辑修改稿)

机械设计课程设计-带式输送机传动装置的设计f=3600，v=13，d=(编辑修改稿)内容摘要：

341. 57 1. 75Sa SaYY，。 7 计算大小齿轮的  Fa SaFYY 并加以比较  333 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 5 4 82 7 5 . 8 6 2F a S aFYY   444 2 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 8 0 22 1 7 . 5 1 7F a S aFYY  大齿轮的数值较大 设计计算  2 332 2232 2 4 7 7 1 9 1 . 4 5 8 0 . 0 1 8 0 2 1 . 6 0 21 . 0 2 2F a S adF YYKTm m m m mZ       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，由于齿轮的模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳接触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，可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径 1 mm ，算出小齿轮齿数 3325 6 .0 5 3 2 8 .0 2 7 2 82dZ m    大 齿轮的齿数 4 3 3 2 8 3 . 2 1 7 9 0 . 0 7 6Z Z i    。 取整为 90 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。 几何尺寸计算 计算分度圆直径 1 1 1 4 7 1 .2 5 5 9d Z m m m m m    2 2 1 16 5 1. 25 20 6d Z m m m m m    机械工程学院课程设计 17 3 3 2 28 2 56d Z m m m m m    4 4 2 90 2 180d Z m m m m m    计算中心距 121  342 1182dda  因为齿轮孔的尺寸是有与之配合的轴的尺寸的大小决定的，先设计出轴的尺寸在进行齿轮结构的设计。 6. 轴结构设计及计算 轴上的功率 P3，转速 N3 和转矩 T3 的计算 在前面的设计中得到 3P =， 3n =127r/min, 3 /T N m 2 求作用在齿轮上的力 因一 直低速极大齿轮上的分度圆直径为 4 180d  mm 3t42 dN rtta n 584FF N 初步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 152）初步估算轴的最小直径。 选取材料为 45钢，调制处理。 有文献【 1】中的表 153，取 0A 112 ，于是就有 3 33m i n 031 . 9 0 11 1 2 2 7 . 6 0 2 2 2 2 m m 2 7 . 6 m m127pd A m mn     机械工程学院课程设计 18 输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的 直径 dⅠ Ⅱ （见图 62）与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。 联轴器的计算转矩 ca AT KT 由文献【 1】中的表 141，考虑到转矩变化很小，故取  则： 3 1. 3 14 4. 42 4 . 18 7. 75 12 .c a AT K T N m N m    按照计算转矩 caT 应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【 2】中 P159，选用 HL2 型弹性柱销联轴器，其公 称转矩为。 半联轴器的孔径 1 30d mm ，故取 30d mmⅠ Ⅱ ，半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度1 60L mm。 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，由文献【 1】 P368 所述，故采用文献中的图 1522a 所示装配方案。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 方案。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=()d,故取Ⅱ Ⅲ段的直径 36mmd Ⅱ Ⅲ ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 36D mm。 半联轴器与轴段配合的轮毂孔长度 1 60L mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取 58mml Ⅰ Ⅱ。 2）初 步选择滚动轴承。 因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。 参照工作要求并根据 36mmd Ⅱ Ⅲ ，又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 6208，其尺寸为 4 0 8 0 1 8d D B m m m m m m     机械工程学院课程设计 19 故 40d d m mⅢ Ⅳ Ⅶ Ⅷ。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 根据文献【 2】可以知道 6208 型的定位轴肩的高度 m in mm 由于 min 47ad mm ，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，取 48d mmⅥ Ⅶ。 3）非定位轴肩为了加工和装配方便而设置的，其高度没有严格的规定，一般取12mm。 取 2mm， 48d mmⅣ Ⅴ 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。 在前面的设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为 60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取58l mmⅥ Ⅶ。 齿轮的左端采用轴肩定位。 轴肩高度 h（ 0 .0 7 0 .1d h dⅣ Ⅴ Ⅳ Ⅴ）可取一个合适的值 h=4mm,则轴环处的直径 52d mmⅤ Ⅵ。 轴环宽度  ，取6l mmⅤ Ⅵ。 4）轴承端盖的总宽度为 25mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 30l mm (文献【 1】图 1521)，故取 57l mmⅡ Ⅲ。 5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 (文献【 1】图 1521),齿轮 2 的轮毂与齿轮 3的轮毂之间的距离为 20mm(文献【 1】图 1521),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(文献【 1】图 1521),已知深沟球轴承的宽度为 18B mm ，高速级上小直齿轮轮毂的长度为L=65mm，则 18l mmⅢ Ⅳ 8 1 8 .5 4 7 2 0 6 5 6 5 8 9 4 .5l m m       Ⅳ Ⅴ 1 8 . 5 8 1 8 2 4 6 . 5l m m    Ⅶ Ⅷ 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 按 lⅥ Ⅶ 由文献【 1】中表61查的平键截面 14 9b h mm mm  ，键槽用键槽铣刀加工，长略短于轮毂宽度60mm，为 50mm， h 1 4 9 5 0b L m m m m m m    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，半联轴器与轴的连接，选用平键为 h 8 7 5 0b L m m m m m m    ，半联轴器与轴的配合为 76Hk。 滚动轴承与机械工程学院课程设计 20 轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m。 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【 1】中的表 152，取轴的小端倒角为  ，各轴肩处的圆角半径见图 62取 r=。 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 62）做出轴的计算简图（图 61） 在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取 e值（文献【 1】图 1523）。 对于 6208 型深沟球轴承，由手册中可查得 B/2=9mm。 因此作为简支梁的轴的支撑FrFt(a)(b)(c)(d)(e)ωCABDTMVL3L2L1FNH1FNV1FNH1FNH2FNV2FNH2FNV2MHMTFrFtFNV1MHMVMT图 6 1 轴的载荷分布图机械工程学院课程设计 21 跨距 23 149 63 212L L m m m m m m   。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 61） 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。 现将计算出截面 C处的 HM 、 VM 及 M 的值如表 61所示（参看图 61） 表 61 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 2  1  2  弯矩 M 71052 .HM N mm 2 5 8 5 8 .9 5 .VM N m m 总弯矩 2212 7 1 0 5 2 2 5 8 5 8 9 5 7 5 6 1 1 .M M N m m    扭矩 T 3 /T N m 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。 根据文献【 1】中式 155 及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取  ，轴的计算应力 机械工程学院课程设计 22 22 2 2 2 2133 2 23() ( 7 5 6 1 1 ) ( 0 . 6 1 4 4 4 2 4 ) ( 7 5 6 1 1 ) ( 0 . 6 1 4 4 4 2 4 ) 1 1 . 7 1 4( ) 1 4 4 . 5 ( 4 8 4 . 5 )0 . 1 4 83 2 2 2 4 8caMT M P a M P a M P ad b t d tWd             前 已选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由文献【 1】的表 151查得 1[ ] 60MPa 。 因此 1[]ca ，所以此轴是安全的。 精确校核轴的疲劳强度 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，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面 Ⅴ 和 Ⅴ 处的过盈配合引起的应力集中最为严重；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 Ⅴ 的相近，但截面 Ⅴ 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。 截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C也不必要校核。 截面 Ⅴ和 Ⅴ 显然更不必要校核。 由文献【 1】的第三章附录可知，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。 截面 Ⅴ 右侧 抗弯截面系数 3 3 3 30 . 1 0 . 1 4 0 6 4 0 0W d m m m m    抗扭截面系数 3 3 3 30 . 2 0 . 2 4 0 1 2 8 0 0TW d m m m m    截面 Ⅴ 右侧的弯矩 M 为 357 5 6 1 1 . 4 2 0 0 6 .63M N m m N m m   截面Ⅳ上的扭矩 3T 为 3 144424 .T N mm 截面上的弯曲应力为 42020 6 . 5 66400b M M P a M P aW    截面上的扭转切应力 3 144424 1 1 . 2 812800T TT M P a M P aW    机械工程学院课程设计 23 轴的材料为 45 钢，调制处理。 由文献【 1】中的表 151查得 640B MPa  ，1 275MPa  ， 1 155MPa 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数  及  根据文献【 1】中的附表 32查取。 因为 ， 48 ，经插值后可查得   ，   又由文献【 1】中的附图 31 可得轴的材料的敏感系数为   ，   故有效应力集中系数由文献【 1】附表 34所示为 1 ( 1 ) 1 0. 78 ( 2. 09 1 ) 1. 07 02kq         1 ( 1。