带式运输机的传动装置设计_机械设计课程设计说明书(编辑修改稿)

带式运输机的传动装置设计_机械设计课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

1 B1=65 B2=70 低数级 36 115 14176。 9′ 20 B1=95 B2=100 P0=Pd=4kw 轴 I P1=P0 *η 4=P0 *η带 =4*= Kw 轴 I T1=(9550*10 六次方 *P1)/n1 =(9550*)/240= N178。 m 轴 II P2=P1*η齿轮 *η轴承 =**= 轴 II T2=(9550*10 六次方 *P2)/n2 =(9550*)/= N178。 m 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 D2=mz= 圆周力 Ft : Ft=2T1/d4=(2179。 )/= N 径向力 Fr : Fr=Ft179。 tanα n/cosβ =(179。 tan20)/cos14176。 14′ = 及轴向力 Fa : Fa = Ft179。 tanβ ==，的方向如图示 : ⑶ . 初步确定轴的最小直径 先按课本 P370 152 初步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢 ,调质处理 ,根据课本 P370 表 153 取 112oA (公式在 P370 152) d(min)=A0(179。 √ P2/n2)= 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ⅡⅠ d ,为了使所选的轴与联轴器吻合 ,故需同时选取联轴器的型号 查课本 P351 表 141，选取工作情况系数 K（ A） = Tca=K(A)179。 T3=179。 = 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 ,所以 查《机械设计手册》 93102 选取 LT9 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 1000Nm,许用最大转速为 2850r/min 半联轴器的孔径 d1=40mm 故取 d12=40mm，半联轴器的长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L1=84mm ⑷ . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 ,Ⅰ Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩 ,故取Ⅱ Ⅲ的直径 mmd 47ⅢⅡ 42mm。 左端用轴端挡圈定位 ,按轴端直径取挡圈直径mmD50 55mm，半联轴器与 轴配合的轮毂孔长度 84 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 , 故Ⅰ Ⅱ的长度应比 略短一些 ,现取 mml 82ⅡⅠ ② 初步选择滚动轴承 .因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ,故选用单列圆锥滚子轴承 .参照工作要求并根据 mmd 52ⅢⅡ ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30311 型 . 2. 从动轴的设计 对于选取的单向圆锥滚子轴承其尺寸为 d*D*T=55*120* ,故 mmdd GEBA 55 。 而 mml GE  . 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 .由手册上 查得 30311 型轴承定位轴肩高度 63,   EDdmmhdh 因此取 mm, ③ 取安装齿轮处的轴段 mmd CB 65。 齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 .已知齿轮 毂 的宽度为 65mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短于轮毂宽度 ,故取 mml CB 62 . 齿轮的左端采用轴肩定位 ,轴肩高 ,取 mmd 73ⅥⅤ .轴环宽度 hb  ,取 b=8mm. ④ 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) .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 mml 30 ,故取 mml GF 50 . ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm .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 ,已知滚动轴承宽度 T= , 高速齿轮轮毂长 L=65mm ,则 32m m  l mmasTl ED 至此 ,已初步确定了轴的各端直径和长度 . 首先根据结构图作出轴的计算简图 , 确定顶轴承的支点位置时 , 查《机械设计手册》 P73 表 66. 对于 30311 型的角接触球轴承 ,a=,因此 ,做为简支梁的轴的支承跨距 . mmmmmmLL 7 1 432  NFLL LF tNH 15 5 4832 31  N179。 62/（ 131+62） = NFLL LF tNH 22  N179。 131/（ 131+62） = NLLDFLFFarNV 80923231  F(NV2)=FrF(NV1)== M(H)=F(NH1)179。 L2=178。 mm mmNLFM NVV  179。 = N178。 mm mmNLFM NVV  179。 = mmNMMM VH  1962 559287 31728 89 222 121 178。 +178。 = N178。 mm M2= √ M（ H） 178。 +M(V2)178。 =178。 mm 传动轴总体设计结构图 : 从动轴的载荷图 : 6. 按弯曲扭转合成应力校 核轴的强度 根据公式 P373 （ 154） ca = W TM2321 )( ={√ 178。 +(179。 )178。 }/179。 50179。 = 前已选轴材料为 45 钢，调质处理。 查表 151 得 [ 1 ]=60MPa ca 〈 [ 1 ] 此轴合理安全 7. 精确校核轴的疲劳强度 . ⑴ . 判断危险截面 截面 A,(F),(G),B 只受扭矩作用。 所以 A (F) (G) B 无需校核 .从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 ,截面 (B)和 (C)处过盈配合引起的应力集中最严重 ,从受载来看 ,截面 C 上的应力最大 .截面 (C)的应力集中的影响和截面 (B)的相近 ,但是截面 (C)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 ,但是应力集中不大 ,而且这里的直径最大 ,故 C 截面也不必做 强度校核 ,截面 (C)和 (D)显然更加不必要做强度校核 .由第 3 章的附录可知 ,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而 ,该轴只需胶合截面 (B)左右两侧需验证即可 . ⑵ . 截面 (B)左侧。 抗弯系数 W= 3d = 350 =12500 抗扭系数 Tw = 3d = 350 =25000 截面Ⅶ的右侧的弯矩 M为 mmNMM  1 4 4 6 0 1 截面Ⅳ上的扭矩 3T 为 3T = N178。 m 截面上的弯曲应力 WMb M P 2 5 0 01 4 4 6 0 9  截面上的扭转应力 T =TWT3 =轴的材料为 45钢。 调质处理。 由课本 P362 表 151查得： aB MP640 aMP2751  aMPT 1551  因 dr  dD 5058 经插入后得  T = 轴性系数为 q q = K =1+ )1( q = K =1+ q （ T 1） = 所以      综合系数为： K = K = 碳钢的特性系数 ～。