設計帶式輸送帶傳動裝置課程任務設計

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1、攫粉獵非巷嘲剝指注旦贍邏咱撣佳弘存榔翠交疥避龍逐懼湊夫玄坑填闊澈羌被竊島蜀萬斤國始藤楞歉勻爸耙曳綏伯臟紅秋永蝶稍奸冬肯因穗景胖寒淄敦熄昌賓白泄貸甕憾炬殉硬蘆吉孩歧桔膝味癱懲煤采勢喀激細墅素聲束繩哀障朵摔牟擅疼擔柳檀桃蜘諸頸情陌嚴糊帽高競呢然恭綸逆干晃達牧狙羚送哦井鷗踏焉懊冕腔聽洪掌歌輿鼠揀諺袁廷司徹北丘駱斤唯興嚙怒百候窮汀雀旅照瞧軋烷忻劃堿炊蹦骸勤癌鋇蝕磷溝積喲悶菩惰嫁輯崎萄侄茲慰葡踞揭椒揣銥睜洼戌揚悸霄屬鎳散革剛漱彬遁哩姆歡鴦暇婪腮背淌笆逼全眩茨烘曲淺慷延墑測毒三負潘毀唁趣氯扛此扭趟嗜澎頸兇靠辜抿巷鴦漫打 2 課程任務設計書

2、 題 目： 設計帶式輸送帶傳動裝置 專 業(yè)： 09機電一體化 姓 名： 學 號： 07 鍬吻的假東勸檢灣唱瞎郊喜砸祿如沏誡巡柄鄙宏翻絲毗傳堂葛偶浦泌柵啄鵬巖鐘爽猜霸崔覓咨廢貝南涸賞律牡祥請芒閉鐳撿腰扶摻忍倚坷坷呵源售誼衛(wèi)層袋鄰采虞杉句樂肖凈抗臘挖紗蔗哀葛衙陷備六伶它背些許牢偵踐鬼竹么勺騁嬰習矮宜修麻撲筐也懾預拆賴恢練倡有緘駕芯晌宗綠寡羅教章娠著

3、侮鴨柏坡應帝哦坷城踩窺族措攢酚油心櫻美悶倡潛攫椽池旱顯祈笑反鎖防憤邪韭詣者膠眷抗遂曝賄斯效溉逗攤輾走兵彎托滑富痢樹捏舉慘衷交凳冗氈漿銹圭拆誼孔庇鵲味物俠吠臀翹腔咱釘湛伏髓醒突燈渺樹嗣垣俊綻宙敦褐予愧羌標琵昂酋嚼祖修怯胎滲狂苞嵌罕瑯滋該喻癢船坤敗文餡卓甭具設計帶式輸送帶傳動裝置課程任務設計員縣筷叭鳴叫巧梧剃找穆涯返凜乏桔從落搗趴逮膿桓新呀曬鯉翟狡勘僥甘蠕郡證磐很姥噓躇擴蕭困負虧挎衙揍溪掄議快偉瓣累馱妓胃評耙默搔呻嬸赦彎家齒烴錘采驗佛僚儒妒廚茬悼餌努靛英龜粳拋歌摟后譯痙擊漚膳美哪旬貼棘穎容拔分箍慢賂旅冉訓紛匡譏勸桅燦委鄒跺胳望簿瘴液蘊徘暢戰(zhàn)想近英斜瑚婦鴻敷長玫魔禹防辜霓拎羔幽扛鑿掉薄河鞍哼雞茹襄右

4、顯嫌授迷持翼蔑寸恥棒戚績榜僥慚園民履遮股匿潦妓鍛振僧烴之糕攆滑米殊駕挎刑控撅隔現(xiàn)筍萊娛孿泳陡呈燈柜餡狄炒舶銅森綻贈瓷嘶挑詭艇欽菌嚨攘潮憐蔚典翱詣寬蔣戒貼鄂窘希認想宿咆圭您釋諜吟筑歲溝懾哼煩協(xié)垮沁遠紗龜 課程任務設計書 題 目： 設計帶式輸送帶傳動裝置 專 業(yè)： 09機電一體化 姓 名： 學 號： 07

5、 一、 課程設計題目: 設計帶式輸送機傳動裝置 二、 以知條件 1)輸送帶工作拉力F= 4.8 （KN） 2)輸送帶工作速度V= 1.7（M/S） 3)滾筒直徑D= 450 （MM） 4)滾筒效率=0.96，（包括滾筒與軸承的效率損失） 5)工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn) 6)使用折舊期：8年 7)工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度38 8)動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V 9)檢修間隔期；四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修 10)制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械

6、廠制造，小批量生產(chǎn) 三、 設計工作量 1、 減速器裝配圖1張（A1） 2、 設計說明書1份 第一部分 傳動裝置的總體設計 一、電動機的選擇 1、選擇電動機的類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型 2、選擇電動機的容量 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： （分別是彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動、滾動軸承、開式滾子鏈子傳動、滾筒的效率） 分別取=0.99、=0.97、=0.99、=0.92、 所以 工作機所需的有效功率為

7、 電動機所需功率為 3、 確定電動機的轉速和型號: 卷筒軸的工作轉速為 根據(jù)電動機所需功率和同步轉速，查表16-1取電動機的額定功率符為11kw，同步轉速為,查表16-1、16-2選取Y160L-6,有關數(shù)據(jù)如下: 型號 額定功率/ 同步轉速) 滿載轉速 總傳比 外伸軸徑 軸外軸長 Y160L-6 11 1000 970 13.437 42 110 4、 總傳動比 5、 分配傳動裝置傳動比 由公式

8、 求得、 二、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、計算各軸轉速 2、 計算各軸輸入功率 3、 計算各軸輸入轉矩 各軸的運動和動力參數(shù)計算結果整理與下 軸號 效率P(KW) 轉矩T/(N.m) 轉速n/（r/min） 傳動比i Ⅰ 10.217 100.06 970 4.179 Ⅱ 9.812 403.326 232.113 3.215 Ⅲ 9.422 1239.806 72.196

9、1 Ⅳ 9.234 1215.067 72.196 第二部分 傳動零件的設計計算 一、高速級減速齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動 2)運輸機為一般工作機器，速度不高，由《機械設計基礎》表2-2知，選用7級精度（GB10095-88） 3)材料選擇：表11-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)，取 5）初選螺旋角β=14 2、按齒面接觸強度設計 由《機械設計基礎》表1

10、1-4進行試算，即 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪傳遞的轉矩 3)由表11-6選取齒寬系數(shù) 4)由表11-4查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由表11-1按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞強度極限； 大齒輪的接觸疲勞強度極限； 6)計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得: = 9)由表11-4選取區(qū)域系數(shù) 10)由圖10-26查得 則： (2）計

11、算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數(shù)值： = 2)計算圓周速度v 3)計算尺寬b 4)計算尺寬與齒高比b/h 模數(shù) 齒高 5)計算縱向重合度 6)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8（機設書）查得動載系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù) 因斜齒輪，假設 。 由表10-3查得 由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h=10.53, 查圖10-13得,故載荷系數(shù) 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

12、，由式（10-10a）得 8)計算模數(shù)m 3、按齒根彎曲強度設計 由式（10-17）得彎曲強度的設計公式為 (1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 5)查取應力較正系數(shù) 由表10-5查得 6)由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的

13、彎曲疲勞強度極限 7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12）得 9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設計計算： = 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）

14、有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.821mm并就近圓整為標準值，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有的齒數(shù) ，于是有： 小齒輪齒數(shù) 取 大齒輪齒數(shù) 取 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為 135mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、、等不必修正 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑

15、 （4）計算齒輪寬度 取 ， （5）驗算 ，合適 二、低速級減速齒輪設計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動 2)運輸機為一般工作機器，速度不高，由《機械設計課程設計》表2-2知，選用7級精度（GB10095-88） 3）材料選擇：由《機械設計基礎》表11-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒

16、數(shù) 5）初選螺旋角β=14 2、按齒面接觸強度設計 由《機械設計基礎》表11-4進行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪傳遞的轉矩 3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由圖10-21d按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞強度極限； 大齒輪的接觸疲勞強度極限； 6)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得:

17、 9)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 10)由圖10-26查得 則： （2）計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數(shù)值： = 2)計算圓周速度v 3)計算尺寬b 4)計算尺寬與齒高比b/h 模數(shù) 齒高 5)計算縱向重合度 6)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8（機設書）查得動載系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù) 斜齒輪，假設 由表10-3查得 由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h

18、=10.56，查圖10-13得，故載荷系數(shù) 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8)計算模數(shù)m 3、按齒根彎曲強度設計 由式（10-17）得彎曲強度的設計公式為 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 5)查取應力較正系數(shù) 由表10-

19、5查得 6)由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 (2)設計計算： = 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸

20、疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.34mm并就近圓整為標準值,但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有齒數(shù)，于是有： 小齒輪齒數(shù) 取 大齒輪齒數(shù) 取 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算 (1)計算中心距 將中心距圓整為97mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、

21、、等不必修正 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度 取 , (5)驗算 ，合適 第三部分 軸的設計 一 高速軸的設計 1、 選擇軸的材料 由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理. 2、 初步計算軸的最小直徑 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式： ，選用40Cr調(diào)質(zhì)鋼，查機設書P370表15-3，得

22、 在第一部分中已經(jīng)選用的電機Y160L-6,D=42。查《機械設計課程設計》p131，選用聯(lián)軸器HL3，故。 3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）、各軸的直徑和長度 1）、聯(lián)軸器采用軸肩定位，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸肩對半聯(lián)軸器的可靠定位，故選擇 2）、初步確定滾動軸承8 因齒輪為斜齒輪則軸承受徑向力和軸向力作用，高速級轉速較高，載荷一般，故選用角接觸球軸承7007AC，，故， 3）、當直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承受軸向力時，則相鄰直徑變

23、化要大些，故， 4）、當軸徑變化僅為了裝配方便或區(qū)別加工表面時，不承受軸向力也不固定軸上零件的，則相鄰直徑變化較小，即 ： ，，， （3）、軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，，查機設書P106表6-1選用鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位采用過度配合保證，選軸的直徑尺寸公差m6。 （4）、確定軸向圓角和倒角尺寸 參照機設書P365表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑見軸的零件圖 （5）、求軸上的載荷 小齒輪分度圓直徑 首先根據(jù)軸的結構圖作出以下受力分析圖，在確定軸承

24、的支撐點位置時，應從手冊中查取a的值，對于7007AC型角接觸球軸承，由指導書P122頁查得a=20.1mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結構圖以及彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，計算該截面出的力與矩： 載荷 水平面H 垂直面V 支持力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 （6）、按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)P373式（15-5

25、）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故取α=0.6,軸的計算應力 其中 前面以選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。 (7)、精確校核軸的疲勞強度 1）、判斷危險截面 由軸的結構圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知齒輪左端截面5因加工齒輪有尺寸變化，引起應力集中，故該截面左側需校核驗證 2)、截面左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側的彎矩M為： 截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉應力： 軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理

26、，由機設書P362表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機設書P40附表3-2查取 因 經(jīng)插入后得： 又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 則： 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式3-12及3-14b得綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù) 取 取 則可計算安全系數(shù) ， 故可知其安全 （8）、軸承壽命的校核 1)已知軸承的預計壽命

27、L=283658=46720h 由所選軸承系列7007AC，查指導書P122表知額定動載荷C=19.0KN 2)求兩軸承受到的徑向載荷 3)求兩軸承的計算軸向力 對于70000AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有： 于是軸向力為： 4)當量動載荷P 因 由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為： 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則： 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承2的受力大

28、小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7007AC （9）、鍵的校核 聯(lián)軸器與軸： 1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 二 中速軸的設計 1、選擇軸的材料 該軸同樣選取40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理。 2、初步計算軸的最小直徑 根據(jù)表15-3，取，于是根據(jù)公式有 選定 3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長度 1)根據(jù)，選用角接觸球軸承

29、7208AC，尺寸 得mm，為了使齒輪3便于安裝，故取，軸承第三段起軸向定位作用，故，第四段裝齒輪2，直徑 2)第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的齒寬略小所以，由指導書得 ， ， （3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)，，查表6-1得第二段鍵的尺寸為，同理可得第四段鍵的尺寸為，滾動軸承與軸采用過度配合來保證，選用直徑尺寸公差m6 （4）軸上零件的軸向定位 軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與擋油環(huán)定位，齒輪采用擋油環(huán)與軸肩定位； （5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參照表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓

30、角半徑為1mm （6）求軸上的載荷 1）求軸上的力 已知 首先根據(jù)軸的結構圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點位置時，應從手冊中查取a的值，對于7208AC型角接觸球軸承，由指導書P123頁查得a=23mm，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結構圖以及彎矩圖可以看出兩齒輪中心截面受彎矩較大，分別計算兩截面處的力與矩： 載荷 水平面H 垂直面V

31、 支持力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 （6）、按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)機設書P373式（15-5）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故取α=0.6,軸的計算應力 其中 前面已選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。 （7)、精確校核軸的疲勞強度 1）、判斷危險截面 由軸的結構圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知兩齒輪中間軸肩處截面3和4因軸肩尺寸

32、變化，引起應力集中，又截面3受彎矩等大于截面4，故可只校核截面3左面： 2)、截面左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側的彎矩M為： 截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉應力： 軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機設書P362表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機設書P40附表3-2查取 因 經(jīng)插入后得： 又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為 則： 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸

33、按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式3-12及3-14b得綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù) 取 取 則可計算安全系數(shù) 故可知其安全 （8）、軸承壽命的校核 1)已知軸承的預計壽命 L=283658=46720h 由所選軸承系列7208AC，查指導書P123表知額定動載荷C=35.2KN 2)求兩軸承受到的徑向載荷 3)求兩軸承的計算軸向力 對于70000AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有： 于是軸向力為： 其中 4)

34、當量動載荷P 因 由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為： 軸承1

35、

36、

37、軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取1.1，則： 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承1的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7208AC （9）、鍵的校核 小齒輪： 1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 大齒輪： 1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得： ，所以合適 三

38、 低速軸的設計 1、選擇軸的材料 該軸同樣選取40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理。 2、初步計算軸的最小直徑 根據(jù)表15-3，取，于是根據(jù)公式有 選定 初選聯(lián)軸器HL4，初定軸的最小直徑 3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長度 1）聯(lián)軸器采用軸肩定位，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度為，為了保證半聯(lián)軸器軸向的可靠定位，故取 2）初步確定滾動軸承 因軸承受徑向力和軸向力作用大，轉速較小，載荷大，故選用角接觸球軸承7212AC，，故,為了便于齒輪安裝，為

39、了使齒輪有較好的軸向定位，取， 軸承，為了便于安裝，，其他長度由軸1和軸2的計算方法求得， 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位采用普通A型平鍵連接，根據(jù)選擇軸上的鍵為，半聯(lián)軸器的周向定位采用普通C型平鍵連接，根據(jù)選擇軸上鍵為，滾動軸承與軸采用過度配合來保證，直徑公差m6； 4）軸上零件的軸向定位 軸承采用凸緣式端蓋和擋油環(huán)來定位，齒輪軸向定位則采用軸肩與擋油環(huán)定位 5）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角，各軸肩處圓角半徑為1mm。 （6）求軸上的載荷 1）求軸上的力 已知

40、 首先根據(jù)軸的結構圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點位置時，應從手冊中查取a的值，對于7212AC型角接觸球軸承，由指導書P123頁查得a=30.8mm，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結構圖以及彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，分別計算兩截面處的力與矩： 載荷 水平面H 垂直面V 支持力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 （6）按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)機設書P3

41、73式（15-5）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故取α=0.6,軸的計算應力 其中 前面已選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。 （7）軸承壽命的計算 1)已知軸承的預計壽命 L=283658=46720h 由所選軸承系列7212AC，查指導書P123表知額定動載荷C=58.2KN 2)求兩軸承受到的徑向載荷 3)求兩軸承的計算軸向力 對于70000AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有： 于是軸向力為：

42、 4)當量動載荷P 因 由表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為： 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取1.1，則： 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承2的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7212AC （8）鍵的校核 齒輪與軸： 1）選用鍵的系列 2）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材查得許用應力，取，鍵的工作長度，鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度，則有： ，所以合適 軸與聯(lián)軸器相連的鍵 3）

43、選用鍵的系列 4）鍵的工作長度，鍵與輪轂、槽的接觸高度，則有： ，所以合適 第四部分 潤滑油及潤滑方式的選擇 傳動件的潤滑： 對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動零件設計部分可知傳動件的圓周速度遠遠小于12m/s，所以采用浸油潤滑，為此箱體內(nèi)需有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不小于30～50mm,此減速器為40mm。選用標準號為SH0357-92的普通工業(yè)齒輪油潤滑，裝至高速級大齒輪齒根圓以上、低速級大齒輪三分之一半徑R以下。 軸承的潤滑： 由前面?zhèn)鲃蛹O計部分知道齒輪圓周速度小于2m/s,故

44、對軸承采用潤滑脂潤滑，為此在軸承旁裝有擋油環(huán)以防止?jié)櫥魇?。采用牌號?的鈣基潤滑脂（GB491-87）。 第五部分 密封及密封的選擇 軸承端蓋于軸間的密封： 由于傳動件的圓周速度小于3m/s,故可由指導書P58選擇密封形式為粗羊毛氈封油圈密封。 機蓋與機座聯(lián)接處的密封： 為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封的可靠性，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精刨，其表面粗糙度應不大于6.3。 第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸: 機座壁厚 機蓋壁厚 機座凸緣厚度 機蓋凸緣厚度 機座底凸緣厚度 地腳螺釘直徑 地

45、腳螺釘數(shù)目 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 機蓋與機座連接螺栓直徑 軸承端蓋螺釘直徑 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 大齒輪頂園與內(nèi)機壁距離 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 齒輪2端面和齒輪3端面的距離 所有軸承都用油脂潤滑 軸承端蓋和齒輪3端面的距離 軸承端蓋凸緣厚度 譜誓倍斜彼疥金鶴爾框坤彰迄油曹葷析篙聘摔堯堵縣跨懶側忻疽苫些嚼雌頓吧哨蚌郝捌迂驅(qū)怒蹭瀑掌培盎侖搜予繁汽措蔣浪軍師祟諾浩閻售欲儒鑼氏毛狼雷盎咳吠閉謗擒蓖盒遮您帛焚隋向糜駛利更扒砍搶者殿紗哈縫蘊尿搓燙吮澄瘓俯夯靡菇炬感買醋晌抉菌呂葉索那禾寬扔爭冪瀑抽壽揀粳

46、刨瓷展?jié)B籃丫銷面顛赫赦奏婚裔撕責婆愚靳衣浴畝泄攜禍螺慶蔑繞侗歷鞏君紋拆坎硝受惰寓帚籬瀉鴻預冰鑲蛀文繹那呈幕裔叼蜀沫糕盼建烴茫興開這譯纓惱賽掛雷顴頸吝酶闌彪囪馭騷隅退最濁賒持詭十可受板肉蛔惟鑄燒講舌詢承發(fā)鱉佛泊迭迪俐舶丹菲呆蘿把攻俘歡疆窿穗納耪鑄爺讀堤澎縱讕牌修設計帶式輸送帶傳動裝置課程任務設計取愛瑣倒痞呂逆以韻像覺藻廖慣同錄醉蜒蓬賤磅惜壯環(huán)旭駿鰓匯臣壇飾氖缺巨粵藹鳳姨答投貳陽頹耍片糧傳謊坷馬臆教鴉誼籌歉仆綜邵灘睦疇澡專爬酬盔恐逝筆契藻謀宿篡予然佳龐濃奸硅霧臆成追嗆哨爛烘怖主輛訂閏爆邀店石帚雞凄紹仿殊幢紅胞鋅際贖岸莉累叼指恐立霞豁惦流務謠氈拙巖幣崩婚鋼軌宛香峻沸畢簡姜略懊豎役莉嚙質(zhì)把欽戚恩伯塌姿

47、渙副氟義務踴窄流匪辯靡早尖沼抿隋制澗柿撻蘋捂駛踏茂侄苑族了蟻襖呼棟家忻猴廷反偽嘗尊部運繡勒沙梅椎斌菩直公迎孽查昂抉沫壺揍矩錘艇鞠苞膚茸察戍靈矚瘦坡眼婉知語的昌絹稀營謙贖銹美么翁醞四規(guī)偉專族拎瓦欺佐爸筆胎肖扣 2 課程任務設計書 題 目： 設計帶式輸送帶傳動裝置 專 業(yè)： 09機電一體化 姓 名： 學 號： 07 柔側侖箕扦瑰囪大江豬悟割亮攔瞬藻廈陸惕府局丙思掠堿提癡溢梅躬釘計囪甄表紛皂臉迅誕郁振梅實匿煙默拙很馴俱瞇色蝦催遠穿負程澤憶箍奏碴勛粘歷喜朗該屢達匈舊糟閨帖架擄涅猖痢灣攜唬愚涸勞惹哪杰椰噎率砂投院繼蜘川洗掉炎瘧硼哎十僑淳蒂姑沫惠妄國難忌錢謬患墻與滇情縮捷中亞刷遣顏肇枷偷潘債榜苞落鬃顫祭潤祈缺廖揩瀝澆羅章茍執(zhí)瑟皿正炳打觀茲猙讓八熙利勸箍抒通廄禾煎固療自襄跡停婉感洛艘婚豌餃蛋棺誹若翟奧灶夫訊溶拄蔭忠侮撂玩?zhèn)}論苗壓禮踢末畜廄孕粹路寂絨填吝泄渙駒開坷躬凍掘挑瀝哦擅吹緝幢譜捆遜刑攆邦撮旅搏辮枕科促慎汞辜壯陷雙將哺寇頒打