带式输送机传动装置设计说明书-课程设计(编辑修改稿)

带式输送机传动装置设计说明书-课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

，故载荷系数   HHVA KKKKK 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 1010a）得 mmmmKKdd tt 3333  8)计算模数 m mmd t  smv / mmb  mmh  mmd  机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 13 mmmmzdm n  按齿根弯曲强度设计 由式（ 1017）得弯曲强度的设计公式为 由式 (10— 17) m≥  3211 2FSaFadYYzKT σφ 1） 确定计算参数 （ 1） 由图 1020c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500F Mpa 。 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 380F Mpa  （ 2） 由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 1  2  （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数  ，由式 1012 得  1F = 11/FN FEKS =  2F = 22/FN FEKS =247MPa （ 4）查取齿型系数和应力校正系数 由表 10— 5 查得 1  ； 2  由表 10－ 5 查得 1  ； 2  （ 5）计算大、小齿轮的  FSaFaYYσ 并 加以比较  111FSaFaYYσ =  =  222F SaFaYYσ = 247  = 大齿轮的数值大。 （ 6）计算载荷系数 mmmn  机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 14   HHVA KKKKK 2) 设计计算 m≥ 323 5 8 1241 108 9 . 7  = 最终结果： m= 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载能 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 并就近圆整 为标准值 mmm 22  ,但为了同时满足接触疲劳强度，需 按接触 疲劳 强度算得分度圆直径 mmd  ， 来计算应有齿数， 于是有： 小齿轮齿数 3  mdz 取 343 z 大齿轮齿数 34  zz 取 974 z 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 (1)计算中心距 mmmmmzza 1 3 12 2)9734(2 )( 2432  (2)计算 大、小齿轮的 分度圆直径 mmmzd 68233  mmmzd 194244  (4)计算齿轮宽度 mmmmdb d 686813   取 mmB 751  , B 682  (5)验算 NdTFt 32  mmNmmNbFK tA /1 0 0/  ，合适 K m= mmm 22  343 z 974 z mma 1312  mmd 683  mmd 1944  mmB 751  mmB 682  机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 15 第三部分 轴的设计 一 高速轴的设计 选择轴的材料 由于减速器传递的功率不大， 其重量无特殊要求故选择 和小齿轮一样的 材料 40Cr 钢 ,调质处理 . 初步计算轴 的最小直径 用初步估算的方法，即按纯扭 矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式： 30 nPAd，选用 40Cr 调质钢，查机设书 P370 表 153，得 1060 A mmd 144 3  在第一部分中已经选用的 选用 Y112M4 封闭 式三相异步电动机 D=28mm。 查指导书 P175，选用联轴器 LX2，故 md 281 。 轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用 如下方案： （ 2） 、 各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位 mmd 281  ， 半联轴器 与轴配合的毂孔长度 mmL 381  ，为了 保证轴 肩对 半联轴器的 可靠定位 ，故 选择 mmL 341  2）、初步确定深沟球 轴承 根据 初选直径 d2=32，故选用 深沟球轴 6007： mmmmmmBDd 146235  ，故 mmd 353  ， mmL 143  3）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则 相邻直径变化 要大些，故 mmd 404  ， mmL 1054  mmd 28min  mmd 281  mmL 341  选用 深沟 球 轴承 6007 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 16 4） 轴肩固定轴承，直径为 D6=40mm,L6=4。 mmd 322  ， mmL 602  ， mmd 455  ， mmL 525 5）此处 同样为 轴承 ，所以取 mmd 356  ， mmL 146 （ 3） 、 轴上零件的 周 向定位 半联轴器与轴的 周 向定位 采用 普通 C 型 平键连接， mmLmmd 34,28 11  ， 查 机设书 P143表 1426选用 键 为 mmLhb 2078  ， 半联轴器与轴的配合为 67kH ， 滚动轴承与轴的周 向定位采用 过度配合保证，选轴的 直径尺寸公差 m6。 （ 4） 、 确定轴向圆角和倒角尺寸 参照 机设书 P365表 152， 取 轴端倒角   ，各轴肩出圆角半径 见轴的零件图 （ 5） 、 求轴上的载荷 小齿轮分度圆直径 mmd  NNdTF t 3111  NFF tr 8 920t a n1   首先根据轴的结构图作出以下 受力分析图， 在 确定轴承的支撑点位置 时。 因此，作为简支梁的轴的支承跨距为 mmll 1894414532  ，根据轴的计算简图作出 轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面 受弯矩较大 ，计算该截面出的力与矩： mmd 322  mmL 602  mmd 353  mmL 143  mmd 404  mmL 1054  mmd 455  mmL 525 mmd 356  mmL 146 公差 n6 倒角 452 NFt  NFr  机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 17 NNll lFF tNH 311  NNll lFF tNH 212  mNmmNlFM NHH  mNmmNlFM NHH  2 0322 NNll lFF rNV 311  NNll lFF rNV 212  mNmmNlFM NVV  mNmmNlFM NVV  mNmNMMM HV  2221211 mNmNMMM HV  2222222 NFNH  NFNH  HM HM NFNV  NFNV  mNM V  mNM V  mNM  mNM  机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 18 mNTT  载荷 水平面 H 垂直面 V 支持力 F NF NFNHNH  NF NFNVNV  弯矩 M mNM H  mNM H  mNM mNM VV   总弯矩 mNM mNM   扭矩 mNT  （ 6） 、 按弯矩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 截面强度，根据 P373 式（ 155）及 表中数据 ， 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故 取 α =,轴的计算应力 M P aM P a. .W TMσ ca )()( 3322221    其中 33 1032  前面以选定轴的材料为 40Cr 钢 （调质），查 机设书 P362 表 151， 得 ：   aMPσ 701  ，因此  1 σσca ，故 安全。 (7)、 精确校核轴的疲劳强度 1） 、 判断危险截面 由轴的结构图以及 受力图和各平面的弯矩图综合可知 齿轮 左 端截面 5因 加工齿轮有尺寸变化 ， 引起 应力 集中，故该截面 左 侧需 校核 验证 2)、 截面 左侧。