带式输送机传动装置(毕业设计论文)(编辑修改稿)

带式输送机传动装置(毕业设计论文)(编辑修改稿)内容摘要：

2 3 1 0H d dKb         ＝ ＋ （ 1＋ ）＋ 310 ＝ 再由 [课 ]表 10－ 3 查的： FK =, HFKK = 公式： A V H HK K K K K =1 = 再按实际载荷系数校正所算得分度 圆直径： 33 33 1 .7 6 58 7 .8 6 1 .6t tKdd K = 计算模数： nm = 33c o s 1 42c o s 8d Z  = 再按齿根弯曲强度设计： 设计公式：  23 212 c o s . FSn dFK T Y YYm Z      确定计算参数： 计算载荷系数： A V F FK K K K K =1 = 根据纵向重合度：  ＝ ，从 [课 ]图 10－ 28 查得螺旋角影响系数 Y = 计算当量齿数： 13 3 328c os 14c osv ZZ    = 24 3 381c os 14c osv ZZ   = 再由 [课 ]表 10－ 5 查取齿形系数 1FY =, FY = 查取应力校正系数 1SY =， 2SY = 计算大，小齿轮的  FSFYY ，并加以比较：  1 2 .5 0 5 1 .6 3531FSFYY   =  2 2 .2 1 .7 8 1532FSFYY   = 小齿轮的数值大，选用小齿轮  FSFYY = 设计计算：  23212 c o s . FSn dFK T Y YYm Z     523 2 1 0 0 . 8 8 0 c o s 1 4 0 . 0 0 7 6 9nm                   3td = b= m= h= nm mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿面接触强度计算的 法面模数，取标准模数 m =2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径 3d = 来计算齿数： 33 cosdZ m = cos142  = 取 3Z ＝ 44 得 43Z iZ ＝ 127 几何尺寸计算： 计算中心距： 34 ( 44 12 7 ) 177.()2c 32co s4s o1Z Z m ma m     将中心距圆整为： 177mm 按圆整后中心距修正螺旋角： 34 ( 4 4 1 2 7 )a r c c o() s 1 3 . 7c o s 22Z Z ma r c a        因  的值改变不大，故参数 , HZ 等不必修正。 计算大小齿轮分度圆直径： 33 c os c os     = 44 c os c os 13 .7Zmd     = 计算齿轮宽度： 3dbd =1 = 取 2B =90mm, 1B =95mm 低数级齿轮传动的几何尺寸 名称 计算公式 结果 /mm 面 基数 mn 2 面压力角 α n 20o 螺旋角 β 分度圆直径 d3 d4 齿顶圆直径 da1=d1+2ha*mn=+2 12 da2=d2+2ha*mn=+2 1 2 齿根圆直径 df1=d1－ 2hf*mn=－ 2 2 df2=d2－ 2hf*mn=－ 2 2 中心距 a=mn(Z1+Z2)/2cosβ 177 齿宽 b2=b 90 b1=b2+(5～ 10)mm 95 六、轴的设计 （一）、 高速轴的设计 轴的材料与齿轮 1 的材料相同为 40Cr调质。 按切应力估算轴径 由表 15— 3 查得，取 A0=106 轴伸出段直径 d1≥ A0(p1/n1)1/3=106( )1/3= 取 d1=32mm 轴的结构设计 1)、划分轴段 轴伸段 d1；过密封圆处轴段 d2；轴颈 d3,d7；轴承安装定位轴段 d4,d6。 齿轮轴段。 2)、确定各轴段的直径 由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取 d2=34mm，选择滚动轴承 30207，轴颈直径 d3=d7=35mm。 齿轮段尺寸。 分度圆直径 d= da= df= 3)、定各轴段的轴向长度。 3Z ＝ 44 4Z =127 中心距 a= 螺旋角  = 分度圆直径 3d = 4d = mm 2B =90mm, 1B =95mm 由中间轴的设计知 轴长 L＝ +L伸 出 伸出端的长度由带轮厚度确定 L伸 出 ＝（ － 2） d,取 L伸 出 ＝ 64mm 选取 2d 轴向长度为 20 2dL＝（ 20 30） 其余长度根据中间轴各段长度确定 按许用弯曲应力校核轴。 (1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。 AC=57mm CD=170mm AB=227mm (2)、绘轴的受力图。 ( 3)、计算轴上的作用力： 40Cr调质 轴承选 30207 Ft1=2T1/d1=2 10 3/54= Fr1=Ft1tan α n/cosβ 1=tan 20o/=1401N Fα 1=Ft1tan β 1=tan =957N (4)、计算支反力 绕支点 B 的力矩和 Σ MBZ=0，得 RAZ=[Fr1 170+Fa1d 1/2] 227 =(1401 70+957 27)  227 =1163N 同理： Σ MAZ=0 ,得 RBZ=[Fr1 57Fa1d 3/2]  227 =(1401 57975 27)  227 =238N 校核： Σ Z=RAZ－ Fr1+RBZ =238+11631401=0 计算无误 同样，由绕支点 B 的力矩和 Σ MBy=0，得 RAY= 170/227=2792 由Σ MAy=0，得 RBY= 5/227=936N 校核： Σ Z=RAY+ RBY － Ft1=936+27923728=0 计算无误 (5)、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。 RazFa1Fr1RbzCA（b)B C 处弯矩： MCZ 左 = RAZ 57=66291Nmm MCZ 右 = RBZ 170=40460Nmm MCY=RAY 57=2792 57=159144Nmm (6)、合成弯矩 MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC 右 =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、转矩及转矩图。 T2=100670Nmm (8)、计算当量弯矩 应力按正系数 α =[δ 1b]/[δ 0b]=55/95= α T2= 100670=58389Nmm C 处： M′ C 左 =MC 左 =159144 M′ C 右 =[M2C 右 +(α T2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核轴径。 C 剖面： dC= (M′ C 右 /[δ 1b])1/3=(174279/55) 1/3 =31mm＜ 43mm 强度足够。 (10)、轴的细部结构设计 由表 6— 1 查出键槽尺寸： b h=14 9(t=， r=)； 由表 6— 2 查出键长： L=45； RazFa1RbzBCA（b)Rb y(d)(c)BCARb y （ 二 ）、中间轴的设计 选择轴的材料。 因中间轴是齿轮轴，应与齿轮 3 的材料一致，故材料为 45 钢调质。 由表 15— 1 查得： 硬度 217～ 255HBS [δ 0b]=95MPa [δ 1b]=55MPa 抗拉强度极限： δ β =640MPa 屈服强度极限： δ s=355MPa 弯曲疲劳极限： b1=275MPa 剪切疲劳极限： τ 1=155MPa 许用弯曲应力： [b1]=60MPa 轴的初步估算 根据表 15— 3，取 A0=112 d≥ 0A 232pn =112 3 = 考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取。