【正文】 [2]第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面—左右兩側(cè)即可。從應(yīng)力集中對(duì)疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面—和截面Ⅲ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況看，截面B雖然應(yīng)力最大。根據(jù)查參考文獻(xiàn)[1]以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，齒輪軸取最小直接d=48mm,左右軸承端蓋的具體尺寸待以后查參考文獻(xiàn)[3]，并結(jié)合箱體共同確定。⑧軸段查參考文獻(xiàn)[2]表61，選取滾動(dòng)軸承6212，其數(shù)據(jù)如表14：表14 滾動(dòng)軸承6212的數(shù)據(jù)軸承代號(hào)基本尺寸安裝尺寸6212dDB601102269101基本額定動(dòng)載核基本額定靜載荷極限轉(zhuǎn)速Cr/KN/KN脂潤(rùn)滑8000④軸段根據(jù)滾動(dòng)軸承確定，即==60mm.取=12mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該比軸承寬度B與之和大一些，現(xiàn)令其大2mm,則LV=L套筒+B+2=12+22+2=44mm⑤軸段根據(jù)④中分析，應(yīng)該比大齒輪寬度略短一些，故=2=662=64mm因?yàn)檩S肩為非定位軸肩，故軸肩高度無特殊要求，取=2mm,則=+2=60+22=64mm=55mm==60mm.LV=44mm=64mm=64mm⑥判斷軸是否要做成齒輪軸大齒輪內(nèi)徑==64mm；齒根圓直徑df=m()=2()=311mm確定鍵的型號(hào)尺寸，查參考文獻(xiàn)[2]表41，選取普通平鍵A型，其中t1=,則查參考文獻(xiàn)[1]圖1036a，知齒根圓到鍵槽底部距離e為：e=df/2(/2+t1)=311/2(64/2+)=2m=4mm,可見偏差較大，故應(yīng)將齒輪和軸應(yīng)該分開，不必齒輪軸。應(yīng)該根據(jù)軸段上的軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸。① 軸段因?yàn)椤?。鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與d2=316mmFt=Fr =Fn=dmin=軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸連接時(shí)，半聯(lián)軸器與軸的配合為。cos20=3按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻(xiàn)[1]初步估算軸的最小直徑，軸選用的材料為45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為217~255HBS，選取240HBS。Ⅱ輸出軸（低速軸Ⅱ）的設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪機(jī)構(gòu)參數(shù)如表1038400h,合格k=l=42mmσp=,安全Ⅱ輸出軸（低速軸Ⅱ）的設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪機(jī)構(gòu)參數(shù)如表10表10 齒輪機(jī)構(gòu)參數(shù)z2m(mm)齒寬1582201B2=661 求輸出軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得：10 鍵的選擇和校核（1）根據(jù)前面分析，選用圓頭A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段的直徑=30mm，查參考文獻(xiàn)[2]fp=Fa/Fr=0＜e。齒輪徑向Fr=Fn=FNV1=FNV2==104800mmW，安全8 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險(xiǎn)截面截面A、C、D只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直接選取較寬裕，故截面A、C、D均無需校核，截面B雖然應(yīng)力較大，但由于是齒輪軸，相當(dāng)于軸的直徑最大，故截面B也不必校核。T1=Ft=Fr=法向力：Fn= ① 求垂直面的支承反力FNV1===FNV2=FNV1=②求水平面的支撐反力外力F作用方向與帶的布置有關(guān)，在未有具體確定前，按最不利的情況考慮。故暫時(shí)取==61mm.因?yàn)檩S承端蓋的部分?jǐn)?shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。帶輪槽截面尺寸如表7L=60mmL=58mm輪輻式d1=58mmB=56mmL輪=60mm=L=58mm表7 帶輪槽截面尺寸槽型A基準(zhǔn)寬度bd基準(zhǔn)線上槽ha基準(zhǔn)線下槽深hf槽間距e=15177。確定大帶輪寬度B 及輪轂寬度L：因?yàn)榇髱л喕鶞?zhǔn)直徑=375mm≥=21=,又≤300mm，故做成輪輻式。dmin=,合適。軸呈階梯狀，左軸承和左軸承端蓋一次從左面裝入；右軸承﹑右軸承端蓋和大帶輪依次從右面裝入。因?yàn)檩S肩，為非定位軸肩，軸肩高度可以任意取，現(xiàn)取，則=42mm。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位采用過渡配合。cos20=3按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻(xiàn)[1]初步估算軸的最小直徑，根據(jù)小齒輪的材料要求，齒輪軸也選用與小齒輪一樣的材料，即40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為241~268HBS。n1=nⅠ=320r/min。（4）幾何尺寸計(jì)算①計(jì)算分度圓直徑：d1=z1m=332=66mm。/=大齒輪數(shù)值大，取大值。查參考文獻(xiàn)[1]圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)。查參考文獻(xiàn)[1]表103得直齒輪齒間載荷分配系數(shù)④齒面粗糙度查參考文獻(xiàn)[2]表913，得Ra≤～ ⑤確定齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)為=20，傳動(dòng)比為i齒 =，則大齒輪齒數(shù)為==96（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式參考文獻(xiàn)[2]進(jìn)行試算，即 [1]確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值①試選載荷系數(shù)Kt=②計(jì)算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T1=③查參考文獻(xiàn)[1]表107選取齒寬系數(shù)=1④查參考文獻(xiàn)[1]表106的材料彈性影響系數(shù)=Ra≤～=20=96Kt=T1==1=⑤查參考文獻(xiàn)[1]圖1021d，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限同理，小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限⑥查參考文獻(xiàn)[2]計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪：N1=60n1jLh=60x320x1x(8x16x300) =大齒輪：=/=⑦查參考文獻(xiàn)[1]圖1019，選取接觸疲勞系數(shù)⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求，選安全系數(shù)S=1，失效概率為1%。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為217 ，查參考文獻(xiàn)[2]表8得；查參考文獻(xiàn)[1]表85得包角修正系數(shù)kα=；查參考文獻(xiàn)[1]表82得長(zhǎng)度系數(shù)kL= 所以：Pr=(P0+△P0) =（9）計(jì)算V帶根數(shù)zz=Pca/Pr=,圓整取3根。（5） 初選基準(zhǔn)長(zhǎng)度由公式計(jì)算帶所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld≈2a0+ /2(dd2+dd1)+ (dd2dd1)2/4a0=查參考文獻(xiàn)[2]表82的帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1800mm。③計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=i帶dd1=3x125=375mm，查參考文獻(xiàn)[2]表88，圓整為dd2=375mm④驗(yàn)算彈性功率，很小，滿足要求。TⅡ=T1η齒η軸承i齒=()Ⅲ軸：合適。r/minⅠ軸：=/=（960/3）r/min =320 r/minⅡ軸：=/=(320/)2 分配各級(jí)傳動(dòng)比（1）根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]表18，選取齒輪傳動(dòng)比為：=，單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器=3~5，合理。4 初定方案根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查參考文獻(xiàn)[1]表191，初步確定3種方案如表2表2 3種初選方案比較方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩6極ⅠY131M164960738極ⅡY160 M184720118===6~20=（~）r/min=========計(jì)算與說明主要結(jié)果5確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)因?yàn)閷?duì)于額定功率相同的類型電動(dòng)機(jī)，選用轉(zhuǎn)速較高，則極對(duì)數(shù)少，尺寸和重量小，價(jià)格也低，但傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比大，從而使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)尺寸增大，成本提高；選用低速電動(dòng)機(jī)則正好相反?？梢源_定圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍是=3~5或=5~7。2傳動(dòng)方案的分析與擬定工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作。帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)，還可緩和沖擊和振動(dòng)，故布置在傳動(dòng)的高速級(jí)，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸。傳動(dòng)裝置是否合理將直接影響機(jī)器的工作性能、重量和成本。5％；，小批量生產(chǎn)；7. 滾筒中的摩擦力影響已包含在工作力F中了。二、工作原理及已知條件工作原理：帶式輸送機(jī)工作裝置如下圖所示己知條件 ：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵； ：8年（每年300工作日）； ：四年一次大修，兩年一次中修，一年一次小修； ：電力，三相交流，電壓380／220 V ；177。傳動(dòng)裝置是用來傳遞原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力、變換其運(yùn)動(dòng)形式以滿足工作裝置的需要，是機(jī)器的重要組成部分。傳動(dòng)方案采用了兩級(jí)傳動(dòng)，第一級(jí)傳動(dòng)為帶傳動(dòng)，第二級(jí)傳動(dòng)為單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。電動(dòng)機(jī)的選擇I該電機(jī)工作可靠，維護(hù)容易，價(jià)格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動(dòng)性能。3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（1）滾筒軸工作轉(zhuǎn)速=（2）傳動(dòng)比①齒輪查參考文獻(xiàn)[2]表18，給定的傳動(dòng)比范圍，≤4，≤6。（3）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍=（6~20）（~）r/min查參考文獻(xiàn)[1]表191，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：1000 r/min；750 r/min。傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算Ⅱ 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的計(jì)算和各級(jí)傳動(dòng)比的分配1 總傳動(dòng)比=/=/=960/=6≤≤20，合適。電動(dòng)機(jī)軸：==960r/min驗(yàn)算帶速: V工作帶=Ⅲ/60x1000=誤差: △V=（）/=% 5%≤≤5% 3計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸：Td=9550Pd/n電動(dòng)=()Ⅰ軸：TⅠ=T0η帶i帶=()Ⅱ軸： ~10，故帶速合適。（4）初選中心距 根據(jù)得 (125+375)≤a0≤2(125+375)，初定=500mm。得普通V帶的基本額定功率P0=；根據(jù)n1=960r/min。③查參考文獻(xiàn)[1]表101選小齒輪材料為40C（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241~ 286HBS，取270HBS。~ 50HBS，（此處相40HBS）。③計(jì)算齒寬bb===④計(jì)算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)=59,84/20=齒頂高h(yuǎn)a=mt