【正文】 面硬度取62HRC，大齒輪齒面硬度取58HRC，芯部達(dá)300HBS。軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率電機軸151460I軸584II軸III軸1卷筒軸 V帶傳動設(shè)計計算設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)：已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率P=15kw、小帶輪轉(zhuǎn)速n1 =1460r/min、 大帶輪轉(zhuǎn)速n2=584r/min，傳動比i0=。．電動機容量（1）卷筒軸的輸出功率ＰＷ Pw=Fv1000=2TDv1000=2=（2）電動機輸出功率Pd 傳動裝置的總效率 η=η0η12η24η3η4V帶傳動效率 η0=圓柱齒輪傳動（7級）效率（兩對）η1= 圓錐滾子軸承傳動效率（四對） η2= 彈性聯(lián)軸器傳動效率（一個）η3=輸送機滾筒效率 η4=則η==故==(3)電動機額定功率選取電動機額定功率Ped=15kW由表21查得V帶傳動常用傳動比范圍，由表22查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd’=nw?i1’?i2’=~根據(jù)電動機所需容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出一種使用的電動機型號，此種傳動比方案如下表：電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速傳動裝置傳動比Y160L—415同步滿載總傳動比V帶減速器15001460： 式中，分別為帶傳動和減速器的傳動比。（4）進(jìn)行經(jīng)濟(jì)性分析。（二）原始技術(shù)數(shù)據(jù)同軸式二級圓柱齒輪減速器，見圖1。帶式運輸機兩級閉式齒輪傳動裝置設(shè)計畢業(yè)論文目錄0. 設(shè)計題目及要求 1. 傳動裝置的總體設(shè)計 傳動方案的確定 電動機的選擇 傳動比的計算及分配 V帶傳動的設(shè)計 V帶的初拉力的最小值（F0）min 斜齒輪傳動的設(shè)計 3. 軸的設(shè)計計算 高速軸的設(shè)計 軸承壽命校核 鍵強度校核 5. 減速器附件的選擇和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 減速器附件的選擇 6. 經(jīng)濟(jì)性分析 7. 設(shè)計心得 8. 參考文獻(xiàn) （一）設(shè)計要求（1）根據(jù)原始數(shù)據(jù) 設(shè)計用于帶式運輸機的傳動裝置。（1）運輸工作扭矩： T=1350Nm（2）運輸帶工作速度： v=（3）卷筒直徑： D=470mm（二）應(yīng)完成的任務(wù)（1）完成卷揚機總體方案設(shè)計和論證（至少提出兩種以上的方案），繪制總體設(shè)計原理方案圖。（5）編寫設(shè)計計算說明書1份。 取V帶傳動的傳動比i0=，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為 i1?i2=ii0==i1=i2=所得ii2符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。設(shè)計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準(zhǔn)長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等。④選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=i?z1≈,取z2=73⑤初選取螺旋角β=140⑥壓力角α=200（2）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式（1017） mnt≥32KT1Yβ(cosβ)2?d?z12εα?YFaYSa[σF]① 確定計算參數(shù) 試選Kt= 小齒輪作懸臂布置，據(jù)表107選取??d==140zv1=z1cos3β=24cos3140=， zv2=z2cos3β=73cos3140=由表105得YFa1=，YSa1=，YFa2=，YSa2=。按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用接觸應(yīng)力[??H]1=KHN1σHlim1SH==1350MPa[??H]2=KHN2σHlim2SH==1425MPa許用接觸應(yīng)力[??H]=σH1+σH22=1350+14252MPa=③確定彈性影響系數(shù)根據(jù)表106得ZE=④確定區(qū)域載荷系數(shù)根據(jù)圖1030得ZH=⑤校核接觸強度按齒面接觸疲勞強度公式??H=ZEZH2KT1bd12εαu+1u，計算接觸強度??H=ZEZH2KT1bd12εαu+1u=+=[σH]滿足接觸強度，所選參數(shù)合適。取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（1012）得[??H]1=KHN1σlim1S=6001MPa=540MPa[??H]2=KHN2σlim2S=5501MPa=許用接觸應(yīng)力[??H]=σH1+σH22=540+=②計算，代入[??H]。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強算得的分度圓直徑d1=。② 齒根彎曲疲勞強度校核σF1=2KT1?YFa1YSa1YβФdmn3z12εα=210333282=[σF]σF2=2KT1?YFa2YSa2YβФdmn3z12εα=210333282=[σF]（1）已知條件輸入軸上的功率P1=、轉(zhuǎn)速n1=584r/min、轉(zhuǎn)矩T1=?mm（2）求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪分度圓直徑 d1=。=（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)制處理，由《機械設(shè)計》表153，取A0=112，得dmin≥A03P1n1=112=（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計①擬定軸上零件的裝配方案（如圖）②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，ⅠⅡ軸段右端制出一軸肩，軸肩高度h=~，故?、颌蠖蔚闹睆絛Ⅱ Ⅲ=40mm。參照工作要求并根據(jù)dⅡ Ⅲ=40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30309。齒輪左端與左軸承間采用軸套定位。（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與V帶輪右端面間的距離l=30mm，故取lⅡⅢ=50mm。③ 軸上零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵鏈接。同樣，V帶輪與軸的聯(lián)接選用平鍵為10mm8mm63mm，V帶輪與軸的配合為H7k6,滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明ⅠⅡ7535與V帶輪鍵聯(lián)接配合ⅡⅢ5040定位軸肩ⅢⅣ45與滾動軸承30309配合，套筒定位ⅣⅤ8850與小齒輪鍵聯(lián)接配合ⅤⅥ1062定位軸環(huán)ⅥⅦ45與滾動軸承30309配合總長度⑤ 求軸上載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。根據(jù)軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=FNV1=FNV2=彎矩MMH=?mmMV1=?mmMV2=?mm總彎矩MM1=+= N?mmM2=+= N?mm扭矩TT3=Ft1d12=?mm⑥按彎扭合成力校核軸的強度進(jìn)行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由表151查得σB=640MPa，σ1=275MPa，τ1=155MPa。軸按磨削加工，由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為βσ=βτ=軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則按式（312）及式（314b）得綜合系數(shù)為Kσ=kσεσ+1βσ1=+=Kτ=kτετ+1βτ1=+=又由31及32得碳鋼的特性系數(shù)為：φσ=~，取φσ=φτ=~，取φτ=于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（156）~（158）則得：Sσ=σ1Kσσa+φσσm=+0=Sτ=τ1Kττa+φττm=+=Sca=SσSτSσ2+Sτ2=+=?故可知其安全Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù)W==503mm3=12500mm3抗扭截面系數(shù)WT==503mm3=25000mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：M=?mmσb=MW==扭矩T1及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T1=?mmτT=TWT==過盈配合處的kσεσ，有附表38用插值法求出，并取kτετ=，于是得