胶带输送机传动系统设计

胶带输送机传动系统设计内容摘要：

度设计 由课本式（ 105）得弯曲强度的设计公式为  3 aa21d 2z2m FSF YYKTσφ 确定公式内的各计算数值 （ 1）由课本图 1020c查得小齿轮的弯曲疲劳 强度极限σ FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限σ FE1=380MPa； （ 2）由课本图 1018取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=， KFN2=。 （ 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=，由课本式（ 1012）得    222111MPSKMPSKFEFNFFEFNFσσσσ （ 4）计算载荷系数 K。 K=KAKvKFα KFβ =11= （ 5）查取齿形系数。 由课本表 105查得 YFa1=； YFa2=。 （ 6）查取应力校正系数 河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 18 页 共 40 页 由课本表 105查得 YSa1=； YSa2=。 （ 7）计算大、小齿轮的  FSFYYσ aa 并加以比较。    015 013 2a2a21a1a1FSFFSFYYYYσσ 大齿轮的数值大。 设计计算 3 2 5   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 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承受能力，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，可取由弯曲强度算得的模数 m=，按接触强度算得的分度圆直径 d1=，算出小齿轮齿数 11  大齿轮齿数 2  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。 四、几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 d1=z1m=49= d2=z2m=209 = （ 2）计算中心距 222 222 dda 21  河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 19 页 共 40 页 （ 3）计算齿轮宽度 b=φ dd1=1=， 取 B2=122 B1=127mm。 五、齿轮的圆周速度 v s/ 0 060 0 060 ndv 21   ππ 查表可知，选 7级精度是合适的。 第 六 章 各轴设计方案 一、高速轴的结构设计 求 1轴上的功率 P1=，转速 n1=1470r/min，转矩 T1= m。 计算作用在齿轮上的力 转矩：1161 nPT  圆周力： NdTF t 31 1  径向力： NFF tr 1 3 020t a 1 0 520t a n  初步估算轴的直径 选取 45号钢作为轴的材料，调质处理。 硬度为 217255HBS 查表取 A0=112，于是得 33110m i n  A 为轴的最小直径。 轴的结构设计 （ 1）确定轴的结构方案 该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图 ： 河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 20 页 共 40 页 1 2 3 4 5 6 7 轴段 1 主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合 ， 因此要先选择联轴器。 联轴器的计算转矩为 1TKT Aca  ，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取 AK ，则： mNTKT Aca  4 0。 根据工作要求选用弹性套柱销联轴器， 查手册选用 LT6型 弹性 套 柱销联轴器 ，其公称转矩为 250N m。 半联轴器的孔径 d1=32mm，半联轴 器长度L=82mm。 与轴配合的轮毂孔长度为 L1=60mm。 （ 2） 确定各轴段的直径和长度 轴段 1： 为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段 1直径为 d1=32mm。 为证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段 1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短 3~2 mm，轴段 1总长为 mmL 57。 轴段 2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为： d2=35mm。 对于轴承端盖的宽度有 取轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取 L=50mm。 轴段 3:为支撑轴颈，用来安装轴承。 预选轴承型号为 6307深沟球轴承。 宽度 mmB 21。 所以轴段 1直径应为轴承内圈直径 mmd 402  ；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。 轴段 4：取齿轮距箱体内壁的距离 a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 21 页 共 40 页 确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离 s,取 s=8mm， 已知滚动轴承宽度为 21mm， L=21+8+16+（ 7066） =49mm， 取其长度为 49mm。 轴段 5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h，故取 h=5mm，则轴环处的直径 d5=32mm。 轴环宽度  ，取 L5=21mm。 轴段 6：取 这段的直径 d4=40mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。 已知齿轮 轮毂 的宽度为 70mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于 轮毂 宽度，取 L4=66mm。 轴段 7： 为支撑轴颈，用来安装轴承。 直径为 32mm，长度为 82mm。 二、中间轴的结构设计 求 2 轴上的功率 WP  转速 m in/ n 转矩 m in/ T 计算作用在齿轮上的力： 转矩：2262 nPT  圆周力： NdTF t 01 6103 88 852232  径向力： NFF tr 0 9 720t a 0 1 620t a n  初步估算轴的直径： 选取 45号钢作为轴的材料，调质处理。 硬度为 217255HBS 查表取 A0=112根据公式 mmd 3m i n  计算轴的最小直径，并加大 3%以考虑键槽的影响。 河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 22 页 共 40 页 确定轴的结构设计 （ 1） 轴结构如图所示。 1 2 3 4 5 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 该轴（ 中间 轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。 轴段 1： 为支撑轴颈，用来安装轴承。 预选轴承型号为 6309 深沟球轴承。 宽度 mmB 25。 所以轴段①直径应为轴承内圈直径 mmd 451  ；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。 轴段 2：为安装齿轮部分 mmd 422  ，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为 51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度 mmL 482 。 轴段 3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度  ，故取 h=6， 则轴环处直径 d3=52mm。 轴环宽度  ，取 L3=12mm。 轴段 4：为安装齿轮部分 mmd 524  ，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为 80mm,为了使挡油盘的端面可靠地 压紧 齿轮，此轴段应略短于 轮毂宽度 ，故取 L4=76mm。 轴段 5： 为支撑轴颈，用来安装轴承。 所以轴段⑤直径应为轴承内圈直径mmd 455  ；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位 ， 长度 mmL 455 。 河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 23 页 共 40 页 三、 低速 轴的结构设计 求Ⅰ轴上的功率 WP  转速 m in/ n 转矩 m in/ T 计算作用在齿轮上的力 转矩：3363 nPT  圆周力： NdTF t 27 22 42 322 33   径向力： NFF tr a a n  初步估算轴的直径 选取 45号钢作为轴的材料，调质处理。 硬度为 217255HBS 查表取 A0=112 根据公式 mmmmd 3m i n 计算轴的最小直径，并加大 3%以考虑键槽的影响。 轴的结构设计 （ 1）确定轴的结构方案： 该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图 1 2 3 4 5 6 7 河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 24 页 共 40 页 选择联轴器。 联轴器的计算转矩为 3TKT Aca  ，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取 AK ，则： mNTKT Aca  1 5 4 2。 根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为 LX5， 与输出轴联接的半联轴器孔径 mmd 501  ，因此选取轴段 1 的直径为 mmd 501 。 半联轴器轮毂总长度 mmL 112 ，（ J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为mmL 841 。 （ 2） 确定各轴段的直径和长度 轴段 1:为支撑轴颈，用来安装轴承。 预选轴承型号为 6310深沟球轴承。 宽度 mmB 27。 所以轴段 1 直径应为轴承内圈直径 mmd 501  ；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。 取挡油盘宽度为 30mm，则轴段 1 的长度为 mmL 571 。 轴段 2：为安装齿轮部分 mmd 554  ，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为 72mm， 为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽 度，取其长度 mmL 694 。 轴段 3：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h，故取 h=6mm， 则轴环处。