【正文】 查 [2]表 72，選用鈣基潤滑脂（ GB/T 4911987），代號為 LXAMHA1。2SF ,因而軸上各軸向力處于平衡狀態(tài)。標記： HL3 聯(lián)軸器 19 8550 14/8442 8442 ??? TGBJBJB 。NTT II 1 1 0 8 9 72 ?? ，按查表所得，鍵靜連接時的擠壓許用應(yīng)力 MPP 100][ ?? (鍵、齒輪輪轂、軸的材料均為 45 調(diào)質(zhì) )。NMM DD 39。NMM CC 39。NMMM DHDVD 6 4 6 6 1 5 8 5 0 0 4 2222 ????? 左左 mmNmmNdFLFM aRAVCV]2/[2/331????????????右 5.（ 10） D 處彎矩： mm 由繞支點 B 的力矩和 0?? BHM ,得： )()( 32332321 LLFLFLLLF ttR A H ????? 5.（ 6） NN 8 5 7 0 6)]491 0 3( 3 5 4 5[ ?????? 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 24 NNLLLF R A H )]4910387/( 8 5 7 0 6[)/( 8 5 7 0 6 321 ??????? 方向向下。故支點跨距 L? 240mm；低速級小齒輪的力作用點 C 到左支點 A距離 mmL 871 ? ，兩齒輪的力作用點之間的距離mmL 1032 ? ，高速級大齒輪的力作用點 D到右支點 B 距離 mmL 493 ? 。 32l ：由低速級大齒輪的轂孔寬度 mmb 1254 ? 確定， 32l =123mm。滾動軸承選取 7212AC，其尺寸為dDBa=60mm110mm22mm。 25d ：滾動軸承處軸段， 25d = 21d =30mm。 15l ：由高速級小齒輪寬度 mmb 601 ? 確定， mmb 601 ? 。滾動軸承選取 7206AC，其尺寸為dDBa=30mm62mm16mm。 高速軸： mmmmnPAd 31130139。 mmmmzmd n os 304c os 33 ????? ?? mmzmd n os 874c os 44 ???? ?? （ 8）計算齒寬 mmdb d 2 2 ???? ? ， 取 mmbbmmb 130)10~5(,125 34 ???? 校核齒根彎曲強度 由式可得 ][2 3 2 FSaFanF YYYmbd KT ??? ?? ?? 式中各參數(shù)為： （ 1） ??, 32 nmdbTK 值同前； （ 2）由當(dāng)量齒數(shù) os 30c os 3333 ??? ??zz v os 87c os 3344 ??? ??zz v 由圖 81 818 查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)： 齒形系數(shù) Y ＝ ； Y ＝ 應(yīng)力校正系數(shù) Y ＝ ； Y ＝ （ 3）計算斜齒輪的縱向重合度 ?? = 3??d ? a 1 a n ????? = 查圖 1021 得螺旋角影響系數(shù)為 ??Y （ 4）許用彎曲應(yīng)力由式， 即按FNstFF S YYlim][ ?? ? 計算， 查圖 1015 可得彎曲疲勞極限 MPMP FF 160,200 4lim3lim ?? ?? 查圖 1022 可得彎曲疲勞壽命系數(shù) ?? NN YY 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 17 取 ?stY ，安全系數(shù) ?FS ，故 MPS YYF NstFF ][ 33lim3 ????? ?? MPS YYF NstFF ][ 44lim4 ????? ?? ???? YYYmbd KT SaFanF 113 23 2? =3][ 1108 FMP ????????? ?? 411 2234 ][ FSaFa SaFaFF MPYY YY ??? ??????? 滿足齒根彎曲疲勞強度。 由教材 202P 公式 1013 計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N3 =60n3 jhL =60 1（ 8 300 5） = 108 h N4 =N3 /u= 107 查圖 1022得接觸疲勞壽命系數(shù) 。 （ 7） 精算分度圓直徑。 查教材圖 1021 得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 5501lim ?? ，大齒輪的接 觸疲勞強度極 限 MPaH 3902lim ?? 。 3.（ 5） (8)確定 v 帶根數(shù) z 因 mmdd 801 ? ，帶速 smv /6? ，傳動比 20?i ,查教材 148P 表 85a 或 85c 和 85b或 85d,并由內(nèi)插值法得 kwpkwp 。m ⅣT = ?? 9 5 5 0/9 5 5 0 ⅣⅣ nP 2） 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 選用常用同步轉(zhuǎn)速 1500r/min 和 1000r/min 兩種作對比。所以在確定電動機轉(zhuǎn)速時，應(yīng)全面分析。 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式應(yīng)根據(jù)電源種類、工作天劍、工作時間的長短及載荷性 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 4 η 2η 3η 5η 4η 1IIIIIIIVPdPw 圖 21 帶式運輸機傳動裝置及其簡圖 質(zhì)、大小、起動性能和過 載情況等條件來選擇。 選用閉式斜齒圓柱齒輪 齒輪傳動具有承載能力大、效率高、允許速度高、尺寸緊湊、壽命長等特點，因此在傳動裝置中一般采用齒輪傳動。5%,減速器使用壽命 5 年 ,每年按 300 天計 ,小批量生產(chǎn) ,啟動載荷為名義載荷的 倍。 本設(shè)計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設(shè)計、制造和使用特點各不相同。 上 世紀 70－ 80 年代，世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展，且與新技術(shù)革命的發(fā)展緊密結(jié)合減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大 轉(zhuǎn)矩 ，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 2 1 設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目 運用機械設(shè)計中機械傳動裝置的設(shè)計原理 ,完成帶式輸送機的傳動方案的設(shè)計 ,完成減速器裝配圖 ,要求選用帶傳動 ,選用標準中心距。擬定傳動方案時，應(yīng)充分了解各種傳動機構(gòu)的性能及適用條件，結(jié)合工作機所傳遞的載荷性質(zhì)和大小、傳動方式和速度以及工作條件 等。但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞相同功率的條件下，當(dāng)帶速較低時，傳動結(jié)構(gòu)尺寸較大，為了減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)將其布置在高速級。一般來說，電動機的同步轉(zhuǎn)速越高，磁極對數(shù)越少，外廓尺寸越小，價格越低；反之，轉(zhuǎn)速越低，外廓尺寸越大，價格越貴。選擇時應(yīng)使電動機的額定功率稍大于電動機的所需功湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 5 率，具體計算如下： 1） 工作機所需要的有效功率為： 0 0100 0 ＝＝ ??? vFp w kW 2.（ 1） 為了計算電動機所需功率 dp ，需要確定傳動裝置總效率 a? 。m 2.（ 7） 所以 : ⅠT ＝ ???? 9550/9550 nP 誤差小于 5％ ，是允許的。 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 10 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 選定高速齒輪類型、精度等級、材料，熱處理及齒數(shù) 考慮到帶式運輸機為一般機械，故用斜齒輪傳動，高速級小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，平均齒面硬度為 250HBS，大齒輪選用 45 鋼正火，平均齒面硬度 為 200HBS。 nm = mmZd 14c os11 ??? ?? ， 3.（ 15） 取為標準模數(shù) nm =2mm （ 5） 計算中心距。選用 8級精度。 a=?cos2 )( 43 nmzz ?=?? ?? 12cos2 4)8730(= 圓整為 a=240mm （ 6）精算螺旋角。 4.（ 1） 初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。 m in3 ????，因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一個鍵槽，參見后面聯(lián)軸器的選擇，取為聯(lián)軸器的孔徑， mmd 42min3 ? 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1） 各軸段直徑的確定 11d ：最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸徑， mmdd 20m in111 ?? 。 12l ：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定， 12l =58mm。 22d ：低速級小齒輪軸段， 22d =40mm。 25l ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定， 25l =40mm。 36d ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封）， 36d =55mm。 37l ：由聯(lián)軸器的轂孔寬 L1=84mm確定， 37l =82mm。同理，由繞支點 A 的力矩和 0?? BVM ，得： 22)()( 332213212321 dFdFLFLLFLLLF aarrR B V ??????? 5.（ 5） NN 8 5 1 5]2 )10387([??????????? NNLLLF R B V )]4910387/( 8 5 1 5[)/( 8 5 1 5 321 ?????????? ， 方向也向下。Nmm C 處彎矩： mmNmm 因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù) α= mmNmm 因 ][ 1????ca ，故強度足夠。NTKT IVaca ???? 。 計算內(nèi)部軸向力 7206AC 軸承的內(nèi)部軸向力 SF = RF ，則 NNFF RS 9 0 2 11 ???? NNFF RS 3 0 22 ???? 計算軸承所受的軸向載荷 因為外部軸向力 NFFF aaX ????? ，方向向左。則： hhPf CfnLIPrth 106010 3626 ???????? ?????????????? 7.（ 3） 軸承具有足夠壽命。 采用潤滑油池潤滑，潤滑油位高度為 hs=d 大 /3+50=262/3+50=92+50=142,取 hs=150mm,飛濺出的潤滑油可潤滑其他齒輪。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為 5（年） 300（天） 8（小時） =12021h。其基本參數(shù)查表 124得，, 0 ??? eKNCKNC r 滾動軸承的校核 軸承受力圖見圖 71?？紤]到轉(zhuǎn)矩變化很小，取 ?AK ， 則 m39。NTMM CC 1 2 2 2 4 9 0 3 0 7 0 4 4)( 2222239。 mmNmmNmm (3） A點總支反 力 NNFFF R A HR A VRA 2222 ????? 5.（ 8） B 點總支反力 NNFFF RBHRBVRB 0 0 7 3 2222 ????? 5.（ 9） 繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 (1)垂直面內(nèi)的彎矩圖參看圖 51c。 圖 51 軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 a)力學(xué)模型圖 b） V面力學(xué)模型圖 c） V面彎矩圖 d)H面彎矩圖 e)合成彎矩圖 f)轉(zhuǎn)矩圖 g)當(dāng)量彎矩圖 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 23 計算中間軸上的作用力 齒輪 2： NNdTFF tt 3172222 1 112 ????? 5.（ 1） NNFFF ntrr os 20t a ost a n112 ????? ???? 5.（ 2） NNFFF taa ????? ?? 5.（ 3） 齒輪 3： NNdTF t 089 722 3 23 ???? NNFF ntr os 20t a ost a n33 ???? ???? NNFF ta a a n33 ???? ?? 計算支反力 (1) 垂直面支反力（ XZ平面）參看圖 51b。 35l ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定， 35l =47mm。 34d ：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位， 34d =65mm。 23l ：軸環(huán)寬度， 23l =10mm。 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1） 各軸段直徑的確定 21d ：最小直徑，滾動軸承處軸段， mmdd 30m in221 ?? 。 15d ：滾動軸承處軸段， 15d = 13d =30mm。 中間軸： mmmmnPAd 322302m in2 ????，因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值 mmd