带式运输机传动装置设计课程设计(编辑修改稿)

带式运输机传动装置设计课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

v= 北华大学 机械工程学院 宋东宪机设 121 20202001000323 课程设计 12 箱座底凸缘厚度 2b  b 20 地脚螺钉直径 fd  ad f M20 地脚螺钉数目 n 查手册 6 轴承旁联结螺栓直径 1d fdd  M14 机盖与机座联结螺栓直径 2d 2d =（ ） fd M10 轴承端盖螺钉直径 3d 3d =（ ） fd 8 视 盖螺钉直径 4d 4d =（ ） fd 8 定位销直径 d d=（ ） 2d 8 fd ， 1d ， 2d 至外箱壁的距离 1C 查手册表 11—2 26 20 14 fd ， 2d 至凸缘边缘距离 2C 查手册表 11—2 24 14 外箱壁至轴承端面距离 1l 1l = 1C + 2C +（ 5 10） 40 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1  10 齿轮端面与内箱壁距离 2 2  10 箱盖，箱座肋厚 mm,1  , 11  mm 7 7 轴承端盖外径 2D DD2 +（ 5 ） 3d 72（ 1 轴） 85（ 2 轴） 115（ 3 轴） 轴承旁联结螺栓距离 S 2DS 12（ 1 轴） 85（ 2 轴） 115（ 3 轴） 六、轴的设计计算  输入轴的设计计算 结果见表 北华大学 机械工程学院 宋东宪机设 121 20202001000323 课程设计 13 图 输入轴示意图 按扭距初算轴的最小直径，选取轴的材料为 45钢，调质处理 根据教材 1 1 23153 7 0 0  AP 取表 110m i n  nPAd mm 即 dmin=19mm 有键槽将直径增大 45%，则 d=19（ 1+5%） = 所以 d=20mm （ ） 轴的结构设计 a) 轴上零件的定位，固定和装配 二级减速器中可将齿轮安排在箱体前端，相对两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。 两轴承分别以轴肩和套筒定位。 b) 确定轴各段直径和长度 由手册 查 得 C= h=2C=3mm 因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器 输 出轴的直径，联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，查教材 P351 表 141，取KA= 则： Tca=KAT3==m。 查标准 GB/T43232020 选 LT8 型弹性 套 柱销 联轴器，其公称转矩为 710Nm，半联轴器孔径 d=24mm，半联轴器长度L=112mm， L1=84mm。 初选 32020 型圆锥滚子轴承，其尺 寸dDT=30mm55mm17mm。 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=5mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s=5mm，各段长度及直径如下： 1 段： mmd 301  长度： mmL 581  mmd in  北华大学 机械工程学院 宋东宪机设 121 20202001000323 课程设计 14 2 段： mmhdd 37212  长度： mmL 502  3 段： mmhdd 40223  长度： mmL  4 段： mmd 494  长度： mmL 984  5 段： mmd 405  长度： mmL 245  6 段： mmd 616  长度： 356L mm 由于轴承由轴肩和套筒定位，所以轴要比轴承的宽度小 2mm c) 按弯矩复合强度计算 a) 求圆周力（根据教材 P198 式 103） Nmz Tdm TF dt )(253 )( 22 31 111   （ ） b) 求径向力 rF ，根据教材 P189，可得 431820ta n81 3 8 51 .c o o sta nFF tr   =（ ） 轴向力：  4318s20t a n81 3 8 5111 . i nt a nFF t  =（ ） c) 轴承所承担的力由一对圆锥滚子轴承分担 扭矩 T= m    1 690rBYrAY FF FF    NFBYAY 8140619 （ ）    tBztAz FF FF    NF BzAz 408 841793 （ ） mmd 301  mmd 372  NFt  NFr  NF    NFBYAY 8140619   NF BzAz 408 841793 北华大学 机械工程学院 宋东宪机设 121 20202001000323 课程设计 15 图 输入轴受力分析图 d) 危险截面的弯矩 mN....FM AYc  40351602650619502601 mN....FM AZc  544702650841793026502 （ ） mN.)..()MM(M ccc  29505447416 2122212 221（ ）  22)( ）（ aTMM CecmN..).(  5204045302950 22 ）（ （ ） 校核危险截面 C的强度  dM ece M P aM P a. 60453410 1052 23  （ ） 所以，该输入轴的强度足够 图 弯矩、扭矩图  输出轴的设计计算 c  4035161 c  54472 c  2950 mNM ec  52 Mpae 45 北华大学 机械工程学院 宋东宪机设 121 20202001000323 课程设计 16 图 输出轴示意图 按扭矩初算轴径 选用 45调质钢，硬度 217~255HBS 根据教材 370P 表 153 式 152 取 1120 A 330  nPAd mm（ ） 选择圆锥滚子轴承，由《机械设计手册》第四版第三卷得其型号为 33010 mmd 401  mmL 821  mmd 472  mmL 502  mmd 503  mmL 303  mmd 604  mmL 864  mmd 635  mmL 85  mmd 556  mmL 586  mmL 2991  轴的结构设计 1) 轴上零件定位，固定和装配 圆柱齿轮安装在两轴承之间，圆柱齿轮的第一端与轴肩固定，另一端与轴承间的套筒固定，周向采用键过渡配合，两轴承分别与轴肩、套筒定位，另一端与端盖装配固定。 2) 确定轴的各段直径和长度，前已有叙述 d= mmd 401  mmd 472  mmd 503  mmd 604  mmd 635  mmd 556  北华大学 机械工程学院 宋东宪机设 121 20202001000323 课程设计 17 3) 按弯矩复合强度计算 a) 求圆周力 tF 已知 T3= N..mzTF t 47325512052 48832022 3  （ ） b) 由教材式 P198 式 103 N...t a nFF tr 971 1 7 1360473 2 5 520   （ ） c)轴承所承担的力 由一对圆锥滚子轴承分担 扭矩 T3=    062199 0137199rBYrAY FF FF    BYAY 1365 8806    062199 0137199tBztAz FF FF    BzAz 31 14 22241 （ ） 图 输出轴受力分析图 d) 转矩 mN...FM AYC  500 6 2088 0 60 6 201 tF = 971171r    BYAY 1365 8806   BzAz 31014 22241 北华大学 机械工程学院 宋东宪机设 121 20202001000323 课程设计 18 mN....FM AZc  9 5 8 2138062022 2 4 106202 （ ） mN.).()MM(M ccc  671479313850 2122212 221 （ 6 . 1 6）mNaTMM CeC  2 0 0）3 0 5 （) 4 7(）（)( 22232 （ ） 校核危险截面 C 的强度 MPAMPAdM ece 1 0 0 22 （ ） 所以，该输入轴的强度足够 图 扭矩弯矩图  传动轴的设计计算 mNM c  501 c  951382 c  67147 mNM ec  200 MPAe  北华大学 机械工程学院 宋东宪机设 121 20202001000323 课程设计 19 图 传动轴示意图 按扭矩初算轴径 选用 45调质钢，硬度 217~255HBS 根据教材 370P 表 153 式 152 取 1150 A 220  nPAd mm（ ） 选择圆锥滚子轴承，由《机械设计手册》第四版第三卷得其型号为 33206 mmd 301  mmL 241  mmd 342 。